涡轮压缩机及使用该涡轮压缩机的涡轮制冷机

摘要

本发明的目的在于提供一种涡轮压缩机及使用该涡轮压缩机的涡轮制冷机，本发明的具备开放型叶轮的涡轮压缩机使其护罩与叶轮之间的间隙最小化，并实现效率的提高及安全运行区域的扩大。本发明的涡轮压缩机(1)，其具备护罩(16、17)设置于壳体(6)侧的开放型叶轮(3、4)，且旋转轴(5)被径向磁性轴承(7、8)及推力磁性轴承(9、10)支承，其中，该涡轮压缩机具备控制部(22)，该控制部包括：荷载计算机构(23)，计算因该压缩机(1)的压力分布而产生的轴向推力荷载；轴向支承位置控制机构(24)，根据该轴向推力荷载改变由推力磁性轴承(9、10)支承旋转轴(5)的轴向支承位置，并将叶轮(3、4)与护罩(16、17)之间的间隙(S)控制成目标间隙(S1)。

说明书

技术领域

本发明涉及一种具备开放型叶轮且旋转轴被磁性轴承支承的涡轮压 缩机及使用该涡轮压缩机的涡轮制冷机。

背景技术

在涡轮制冷机中适用的涡轮压缩机中，一直以来已知通过磁性轴承支 承旋转轴的涡轮压缩机。专利文献1中公开有如下涡轮压缩机：通过径向 磁性轴承及推力磁性轴承支承旋转轴，并且在旋转轴上设置平衡活塞，使 导入到其活塞室的高压增加或减少，由此减小作用于推力磁性轴承的推 力，并使推力磁性轴承小型化。并且，专利文献2中公开有如下涡轮压缩 机：当供给至推力磁性轴承的电流值达到与容许最大负载对应的电流值时 缩小入口翼片开度。

并且，专利文献3中公开有如下涡轮压缩机：设置使由第1级叶轮压 缩的制冷剂气体的一部分以马达的冷却用途旁通而冷却马达之后使其返 回到第2级叶轮的吸入侧的旁通回路，利用该制冷剂气体的压力差，减轻 作用于推力磁性轴承的推力。专利文献4中公开有如下涡轮压缩机：在叶 轮的背面设置推力方向位移传感器，利用该传感器检测旋转轴的推力方向 的位移，根据其输出信号控制推力磁性轴承的吸引力。

以往技术文献

专利文献

专利文献1：日本专利第2755714号公报

专利文献2：日本专利第2809346号公报

专利文献3：日本专利公开平5-223090号公报

专利文献4：日本专利公开平7-83193号公报

发明的概要

发明要解决的技术课题

在具备护罩设置于壳体侧的开放型叶轮的涡轮压缩机中，由磁性轴承 支承旋转轴时，与滚动轴承或滑动轴承相比，轴承刚性较低，轴承间隙(最 大运转间隙)较大，因此通过加大叶轮与护罩之间的间隙或密封间隙，避 免因叶轮与护罩的接触而使顶隙扩大从而性能下降或成为损伤起点的风 险。尤其，若轴承刚性较低，则如压缩机的启动、停止时或负载变动时那 样轴承荷载骤变时，旋转轴的变动量变大，因叶轮与护罩的接触而使顶隙 扩大从而性能下降或损伤风险加大，因此具有估计上述情况而预先加大上 述间隙的倾向。

另一方面，涡轮压缩机中，为了实现减少耗能并提高效率来提高性能， 需要缩小上述间隙来减少气体泄漏。为了应对和这种叶轮与护罩之间的间 隙有关的相反的问题，避免叶轮与护罩的接触的同时，如何使该间隙最小 化成为了课题。

发明内容

本发明是鉴于这种情况而完成的，其目的在于提供一种具备开放型叶 轮的涡轮压缩机及使用该涡轮压缩机的涡轮制冷机，所述涡轮压缩机在运 行时使护罩与叶轮之间的间隙最小化，并实现效率的提高及不使叶轮与护 罩发生接触的安全运行区域的扩大。

用于解决技术课题的手段

为了解决上述课题，本发明的涡轮压缩机及使用该涡轮压缩机的涡轮 制冷机采用以下方法。

本发明的第1方式为涡轮压缩机，其具备护罩设置于壳体侧的开放型 叶轮，且旋转轴被径向磁性轴承及推力磁性轴承支承，其中，所述涡轮压 缩机具备控制部，所述控制部包括：荷载计算机构，计算因压缩机的压力 分布而产生的轴向推力荷载；及轴向支承位置控制机构，根据该轴向推力 荷载改变由所述推力磁性轴承支承所述旋转轴的轴向支承位置，并将所述 叶轮与所述护罩之间的间隙控制成目标间隙。

根据该结构，根据压缩机的吸入、吐出等的压力或温度的计量值，通 过荷载计算机构计算因根据运行状态发生变化的压缩机的压力分布而产 生的轴向推力荷载，并根据该值调节通过轴向支承位置控制机构分配供给 至推力磁性轴承的电流值，由此改变由推力磁性轴承支承旋转轴的轴向支 承位置，并将叶轮与护罩之间的间隙控制成目标间隙，由此，能够将两者 之间的间隙控制成能够避免彼此的接触而运行的最小间隙。因此，通过使 叶轮与护罩之间的间隙最小化，并减少从该间隙的压缩气体泄漏来提高压 缩效率，由此能够提高涡轮压缩机的性能，并且能够扩大安全运行区域。

并且，第1方式中，所述轴向支承位置控制机构可以具备如下功能： 当检测到所述轴向推力荷载骤变的运行条件时，将由所述推力磁性轴承支 承所述旋转轴的轴向支承位置校正控制成所述叶轮与所述护罩之间的间 隙相对于彼此的接触而言成为比所述目标间隙更大的间隙的位置。

根据该结构，当通过轴向支承位置控制机构检测到如轴向推力荷载骤 变的瞬态运行条件时，能够将叶轮与护罩之间的间隙校正为比能够避免彼 此的接触而运行的最小间隙即目标间隙更大的间隙来进行运行。因此，在 压缩机瞬态运行时，优先避免叶轮与护罩的接触而运行涡轮压缩机，从而 能够降低由接触引起的性能下降或损伤风险来扩大安全运行区域。

另外，第1方式中，所述控制部可以具备第1校正机构，在检测所述 旋转轴的轴向位置的机构设置于远离压缩部的位置时，所述第1校正机构 检测所需部位的温度，并根据由所述旋转轴的热膨胀引起的轴长变化量和 设定所述护罩与所述叶轮之间的相对位置关系的所述壳体的轴向变化量， 运算所述叶轮与所述护罩之间的间隙的变化量，据此校正轴向支承位置。

根据该结构，当检测旋转轴的轴向位置的机构例如设为设置于旋转轴 的与压缩机相反一侧的端部的推力盘与推力磁性轴承之间的间隙传感器 时，旋转轴及壳体的热膨胀会对叶轮与护罩之间的间隙控制带来影响，但 通过第1校正机构，能够检测旋转轴的温度或支承旋转轴的轴承、壳体等 的所需部位的温度来运算旋转轴的轴长变化量，据此校正旋转轴的轴向支 承位置。因此，与旋转轴的轴向位置检测机构的设置位置无关地，能够适 当地控制叶轮与护罩之间的间隙，从而能够确保关于检测机构的设置位置 的自由度。

另外，第1方式中，所述控制部可以具备第2校正机构，所述第2校 正机构检测负载的变动和/或冷却水温度的变动来运算所述轴向推力荷 载、或者根据预先设定的相关函数来校正所述旋转轴的轴向支承位置。

根据该结构，检测轴向推力荷载骤变的直接原因即负载的变动(制冷 机时为冷水入口温度的变动)和/或冷却水温度的变动来运算轴向推力荷 载、或者根据预先设定的相关函数并通过第2校正机构校正旋转轴的轴向 支承位置，从而能够将叶轮与护罩之间的间隙设为比能够避免彼此的接触 而运行的最小间隙即目标间隙更大的间隙。因此，能够将叶轮与护罩之间 的间隙迅速控制成比目标间隙更大的间隙，从而能够可靠地避免叶轮与护 罩的接触来进行安全运行。

并且，第1方式中，所述控制部可以具备第3校正机构，所述第3校 正机构利用压缩机的入口翼片开度的控制量的变化和/或所述叶轮的转速 控制量的变化来校正所述旋转轴的轴向支承位置。

根据该结构，压缩机的入口翼片开度或叶轮的转速(等于压缩机的转 速)随着负载的变动或冷却水温度的变动而发生变化，但能够利用该控制 量的变化并通过第3校正机构校正旋转轴的轴向支承位置，并将叶轮与护 罩之间的间隙控制成比能够避免彼此的接触的最小间隙更大的间隙。此 时，控制量发生变化的同时，施加在轴向位置移动的荷载，因此能够以无 时间延迟的状态校正旋转轴的轴向支承位置。因此，能够迅速将叶轮与护 罩之间的间隙控制成比相对于彼此接触的最小间隙更大的间隙，从而能够 可靠地避免叶轮与护罩的接触来进行安全运行。

另外，第1方式中，所述涡轮压缩机中，可以除了将检测所述旋转轴 的轴向支承位置的间隙传感器设置于靠近所述旋转轴和/或所述推力磁性 轴承的位置以外，在所述叶轮背面的外径侧位置设置从该背面侧检测轴向 位置的第2间隙传感器，并且具备利用其检测信号校正所述旋转轴的轴向 支承位置的第4校正机构。

根据该结构，通过第2间隙传感器检测由高速旋转时的离心力引起的 叶轮的变形及由气体力引起的变形，据此，通过第4校正机构校正旋转轴 的轴向支承位置，由此能够将叶轮的外径侧的间隙控制成适当的间隙。即， 由于叶轮的外径侧间隙的扩大对性能下降或耗能增加带来的影响较大，另 一方面，由高速旋转时的离心力引起的变形及由气体力引起的变形也较 大，因此将叶轮的外径侧间隙设为适当的间隙在抑制压缩机的性能下降或 耗能增加的方面有益，由此，使叶轮与护罩之间的间隙最小化，并减少从 该间隙的气体泄漏来提高效率，从而能够实现涡轮压缩机的性能的提高。

本发明的第2方式为涡轮制冷机，其由涡轮压缩机、冷凝器、节流装 置、蒸发器构成，其中，所述涡轮压缩机为上述中的任意一个涡轮压缩机。

根据该结构，由于由涡轮压缩机、冷凝器、节流装置、蒸发器构成的 涡轮制冷机的涡轮压缩机为上述中的任意一个涡轮压缩机，因此通过搭载 高效率化的压缩机，能够实现作为涡轮制冷机的能力的提高或COP的提高、 不发生叶轮与护罩的接触的安全运行区域的扩大等，因此能够使涡轮制冷 机进一步高性能化。

发明效果

根据本发明的涡轮压缩机及涡轮制冷机，根据压缩机的吸入、吐出等 的压力或温度的计量值，通过荷载计算机构计算因根据运行状态发生变化 的压缩机的压力分布而产生的轴向推力荷载，并根据该值调节通过轴向支 承位置控制机构分配供给至推力磁性轴承的电流值，由此改变由推力磁性 轴承支承旋转轴的轴向支承位置，并将叶轮与护罩之间的间隙控制成目标 间隙，由此，能够将两者之间的间隙控制成能够避免彼此的接触而运行的 最小间隙。因此，通过使叶轮与护罩之间的间隙最小化，并减少从该间隙 的压缩气体泄漏来提高压缩效率，由此能够提高涡轮压缩机的性能，并且 能够扩大安全运行区域。

附图说明

图1是本发明的一实施方式所涉及的涡轮压缩机的整体结构图。

图2是上述涡轮压缩机的叶轮周围的结构图。

图3是表示上述涡轮压缩机的动态控制的一例的时序图。

具体实施方式

以下，参考图1至图3对本发明所涉及的一种实施方式进行说明。

在图1中示出本发明的一种实施方式所涉及的涡轮压缩机的整体结构 图。

涡轮压缩机1适用于涡轮制冷机、涡轮热泵等(以下，统称为涡轮制 冷机)，与冷凝器、节流装置、蒸发器一同构成公知的制冷循环，承担通 过将低压的制冷剂气体压缩成高压的制冷剂气体而使制冷剂气体在制冷 循环内循环的功能。

此处的涡轮压缩机1为通过马达2进行旋转，且使2级叶轮3、4旋 转的旋转轴5被设置于壳体6侧的前后一对径向磁性轴承7、8和彼此对 置配置的一对推力磁性轴承9、10支承的涡轮压缩机1。马达2构成为具 备转子2A和定子2B，且固定设置于壳体6的马达室6A侧的中央部位，并 且在该转子2A固定连结有旋转轴5的大致中央部。

在旋转轴5的后端部固定设置有推力盘11，隔着该推力盘11，经由 规定的间隙对置配置有一对推力磁性轴承9、10。该一对推力磁性轴承9、 10构成为通过供给至线圈的电流产生磁吸引力，并通过使推力盘11位于 其中央而支承施加于旋转轴5的推力荷载。因此，通过调整供给至各线圈 的电流的分配并控制各轴承9、10相对于推力盘11的磁性吸引力，能够 将旋转轴5的轴向支承位置控制成任意位置。

在壳体6的压缩室6B侧内置有2级压缩机构，该2级压缩机构包括 配置有1级叶轮(有时仅称为叶轮)3的低级侧压缩部12和配置有2级叶 轮(有时仅称为叶轮)4的高级侧压缩部13，并且构成为通过低级侧压缩 部12压缩从吸入口14经由入口翼片15吸入的低压制冷剂气体，将其吐 出气体通过高级侧压缩部13吸入并2级压缩成高压制冷剂气体。各叶轮3、 4直接连结于旋转轴5的前端侧，通过马达2被旋转驱动。

并且，1级叶轮3及2级叶轮4是护罩16、17远离各叶轮3、4而设 置于壳体6侧的所谓的开放型叶轮，配设成在各叶轮3、4与护罩16、17 之间设有微小间隙S。

另外，通过径向磁性轴承7、8支承旋转轴5的涡轮压缩机中，设有 径向磁性轴承7、8发生故障时或停止时支承旋转轴5的辅助轴承(径向 轴承)，但本实施方式中省略记载。

由磁性轴承7至10支承旋转轴5的结构的涡轮压缩机1中，一般与 滚动轴承或滑动轴承相比，轴承刚性较低，轴承间隙(最大运转间隙)较 大，因此为了避免各叶轮3、4与护罩16、17的接触，具有将各叶轮3、4 与护罩16、17之间的间隙S设定为较大的倾向。然而，间隙S影响压缩 气体的泄漏，支配着压缩效率，因此优选尽可能地减小该间隙。因此，本 实施方式中，为了尽量减小间隙S而采用以下结构。

即，本实施方式中，计算因低级侧压缩部12及高级侧压缩部13的压 力分布而产生并施加于旋转轴5的轴向推力荷载Ft，根据该轴向推力荷载 Ft改变由推力磁性轴承9、10支承旋转轴5的轴向支承位置，由此能够将 1级叶轮3及2级叶轮4与护罩16、17之间的间隙S控制成目标间隙S1 (例如0.1mm)。该目标间隙S1是将各叶轮3、4与护罩16、17之间的间 隙S设定成能够避免彼此的接触而运行的最小间隙的间隙。

上述涡轮压缩机1的轴向推力荷载Ft能够通过以下进行计算。

如图2所示，在1级叶轮3的吸入侧、吐出侧、2级叶轮4的吸入侧、 吐出侧分别设置压力传感器18、119、20、21，并如下设定其检测值。

P1f：1级叶轮吸入压力[MPa]

P1b：1级叶轮吐出压力[MPa]

P2f：2级叶轮吸入压力[MPa]

P2b：2级叶轮吐出压力[MPa]

并且，当进行如下设定时，各推力荷载[N]F1f、F1b、F2f、F2b能够 由下述公式(1)至(4)进行计算。

D1f：1级叶轮前面侧直径[mm]

D1o：1级叶轮外径[mm]

D1b：1级叶轮背面侧直径[mm]

D2f：2级叶轮前面侧直径[mm]

D2o：2级叶轮外径[mm]

D2b：2级叶轮背面密封外径[mm]

F1f：1级叶轮前面侧推力荷载[N]

F1b：1级叶轮背面侧推力荷载[N]

F2f：2级叶轮前面侧推力荷载[N]

F2b：2级叶轮前面侧推力荷载[N]

Ft：轴向推力荷载[N]

π：圆周率

F1f＝[π*D1f2*Pvane1/4+π/2*(D1o-D1f)*{(P1b-Pvane1)* (D1o3-D1f3)/3+(Pvane1*D1o-P1b*D1f)*(D1o2-D1f2) /2}]/100*9.80665……(1)

F1b＝{π*P1b*(D1o2-D1b2)/4}/100*9.80665……(2)

F2f＝[π*P1f*(D2f2-D1f2)/4+π/2*(D2o-D2f)*{(P2b-P2f)* (D2o3-D2f3)/3+(P2f*D2o-P2b*D2f)*(D2o2-D2f2) /2}]/100*9.80665……(3)

F2b＝{π*Ptank*D2rr2/4+π*P2b/4*

(D2o2+D2rr2)}/100*9.80665……(4)

因此，涡轮压缩机1的轴向推力荷载[N]Ft作为上述公式(1)至(4) 的合计值，能够通过下述公式(5)进行计算。

Ft＝F1f+F1b+F2f+F2b……(5)

涡轮压缩机1的控制部22构成为具备荷载计算机构23和轴向支承位 置控制机构24，该荷载计算机构根据压力传感器18、19、20、21的检测 值，通过上述公式(1)至(5)计算施加于旋转轴5的轴向推力荷载[N]Ft， 该轴向支承位置控制机构根据该计算值控制分配供给至推力磁性轴承9、 10的电流值，由此可变控制由推力磁性轴承9、10支承旋转轴5的轴向支 承位置，并将各叶轮3、4与护罩16、17之间的间隙S控制成目标间隙S1。 另外，如上所述，目标间隙S1是将各叶轮3、4与护罩16、17之间的间 隙S设定成能够避免彼此的接触而运行的最小间隙。

并且，轴向支承位置控制机构24构成为具备如下功能：当检测到轴 向推力荷载[N]Ft骤变的运行条件时，即判断为涡轮压缩机1处于瞬态运 行状态时，将旋转轴5的轴向支承位置校正控制成各叶轮3、4与护罩16、 17之间的间隙S成为比能够避免彼此的接触而运行的最小间隙即目标间 隙S1(0.1mm)更大的间隙S2(例如0.2mm)的位置。

作为瞬态运行状态，可以设想

(A)压缩机启动或停止时

(B)发生喘振时

(C)负载发生变动时

(D)冷却水温度发生变动时

(E)转速骤变时

(F)制冷机异常停止时

等，在这些运行状态下，轴向推力荷载Ft会骤变，因此若检测到该 运行状态，则轴向支承位置控制机构24将各叶轮3、4与护罩16、17之 间的间隙S校正为比目标间隙S1更大的间隙S2，以便即使因轴向推力荷 载Ft的骤变而导致旋转轴5的位置发生变动，两者也不会接触。

另外，本实施方式如下构成：当制冷机异常停止时(F)，与其他的 瞬态运行状态时(A)至(E)相比，叶轮3、4与护罩16、17之间的间隙 S被校正控制成更大的间隙S3。即，本实施方式中，如图3所示，将旋转 轴5的轴向支承位置的最大控制宽度设在从轴的最大控制宽度(前方)至 轴的最大控制宽度(后方)为止的范围，并且设定成如下：当为轴的最大 控制宽度(前方)时，各叶轮3、4与护罩16、17之间的间隙S成为目标 间隙S1，当为轴的最大控制宽度(后方)时，叶轮3、4与护罩16、17 之间的间隙S成为最大间隙S3，当为其中间时，成为间隙S2。

并且，为了将叶轮3、4与护罩16、17之间的间隙S控制成间隙S1、 S2、S3，将检测被推力磁性轴承9、10支承的旋转轴5的轴向支承位置的 间隙传感器(推力方向位移传感器)25、26、27设置于旋转轴5的前端位 置和一对推力磁性轴承9、10的位置。另外，间隙传感器25直接检测旋 转轴5的前端位置来检测其轴向支承位置，相对于此，间隙传感器26、27 根据一对推力磁性轴承9、10与推力盘11之间的间隙来检测旋转轴5的 轴向支承位置。

并且，为了能够进行上述间隙控制，分别以0.3mm为基准间隙而设置 检测例如一对推力磁性轴承9、10与推力盘11之间的间隙的间隙传感器 26、27，当将各叶轮3、4与护罩16、17之间的间隙S控制成目标间隙S1 时，使推力盘11即旋转轴5支承在向前方侧移动0.1mm、各个间隙成为前 方侧0.2mm、后方侧0.4mm的轴向位置。

同样地，当控制成间隙S2时，推力盘11支承在各个间隙成为前方侧 0.3mm、后方侧0.3mm的基准间隙的中央位置，当控制成间隙S3时，推力 盘11支承在各个间隙为前方侧0.4mm、后方侧0.2mm的轴向位置。由此， 构成为如下：稳定运行时，能够将各叶轮3、4与护罩16、17之间的间隙 S控制成目标间隙S1(0.1mm)，瞬态运行时，控制成比其更大的间隙S2 (0.2mm)，并且，瞬态运行之一的异常停止时，控制成更大的间隙S3 (0.3mm)。

另外，本实施方式中，在上述控制部22设置以下校正机构。

(1)上述实施方式中，作为检测旋转轴5的轴向位置的机构的间隙 传感器26、27设置于远离低级侧压缩部12及高级侧压缩部13的位置。 在该情况下，控制各叶轮3、4与护罩16、17之间的间隙S时，可以想到 旋转轴5的热膨胀产生影响。

因此，可以设置校正机构(第1校正机构)40，并通过校正由间隙传 感器26、27检测的旋转轴5的轴向支承位置来将上述间隙S控制成间隙 S1、S2、S3，该第1校正机构通过温度传感器30、31检测旋转轴5或支 承旋转轴的轴承7、以及壳体6等的所需部位的温度，根据由旋转轴5的 热膨胀引起的轴长变化量和设定护罩16、17与叶轮3、4之间的相对位置 关系的壳体6的轴向变化量，运算叶轮3、4与护罩16、17之间的顶隙间 隙的变化量，根据该运算值校正旋转轴5的轴向支承位置。

(2)并且，上述实施方式中，根据轴向推力荷载[N]Ft的骤变而检测 涡轮压缩机1的瞬态运行状态，但对于负载的变动和/或冷却水温度的变 动，可以设置校正机构(第2校正机构)50，并通过该第2校正机构50 来将上述间隙S控制成间隙S2，该第2校正机构利用来自检测涡轮制冷机 的蒸发器的冷水入口温度的温度传感器32、检测冷凝器的冷却水入口温度 的温度传感器33的检测值，据此运算轴向推力荷载[N]Ft、或者根据预先 设定的相关函数来校正旋转轴5的轴向支承位置。

(3)另外，为了随着负载的变动或冷却水温度的变动而控制制冷能 力，控制压缩机的入口翼片15的开度和/或叶轮3、4的转速，因此可以 代替上述第2校正机构50而设置校正机构(第3校正机构)60，并通过 该第3校正机构60来将上述间隙S控制成间隙S2，该第3校正机构利用 入口翼片15的开度控制量的变化或叶轮3、4的转速控制量的变化来校正 旋转轴5的轴向支承位置。

(4)并且，上述实施方式中，将间隙传感器25、26、27设置于旋转 轴5的前端位置和一对推力磁性轴承9、10位置来检测旋转轴5的轴向支 承位置，但除此之外，还可以通过在叶轮3、4背面的外径侧位置设置从 该背面侧检测轴向位置的间隙传感器(第2间隙传感器)28、29，并且设 置利用其检测信号校正旋转轴5的轴向支承位置的校正机构(第4校正机 构)70来将上述间隙S控制成间隙S2。

如上所述，若检测叶轮3、4外径侧的变形量来控制间隙S，则由叶轮 3、4的叶片(impeller)的变形引起的外径侧间隙S的扩大对性能下降或 耗能的增加带来的影响较大，另一方面，由叶轮3、4高速旋转时的离心 力引起的变形及由气体力引起的变形较大，因此将叶轮3、4外径侧的间 隙S控制成适当的间隙在减少气体泄漏、抑制压缩机1的性能下降或耗能 增加方面可以说是有益的。

根据本实施方式，通过以上说明的结构发挥以下作用效果。

通过涡轮压缩机1的运行，吸入压、吐出力分别在1级叶轮3及2级 叶轮4的吸入侧及吐出侧上升，因其压力分布，在图2所示的箭头方向上 产生从高压侧朝向低压侧的轴向推力荷载Ft，该轴向推力荷载会施加于旋 转轴5。施加于该旋转轴5的轴向推力荷载Ft经由一对推力磁性轴承9、 10被支承。

推力磁性轴承9、10通过控制供给至各线圈的电流的分配来改变推力 盘11即旋转轴5的轴向支承位置，从而能够控制叶轮3、4与护罩16、17 之间的间隙S，如图3所示，在推力磁性轴承9、10之间，推力盘11位于 最大控制宽度的中央位置时，能够将各叶轮3、4与护罩16、17之间的间 隙S控制成间隙S2(0.2mm)，推力盘11位于最大控制宽度的前方侧时， 能够将间隙S控制成S1(0.1mm)，并且，推力盘11位于最大控制宽度的 后方侧时，能够将间隙S控制成S3(0.3mm)。

另一方面，关于施加于旋转轴5的轴向推力荷载Ft，能够通过控制部 22的荷载计算机构23并根据来自检测叶轮3、4的吸入及吐出压力的压力 传感器18、19、20、21的检测值，通过上述公式(1)至(5)进行计算。 根据该轴向推力荷载Ft，当检测到推力荷载Ft骤变的运行条件时，轴向 支承位置控制机构24判断为涡轮压缩机1处于上述(A)至(E)的瞬态 运行状态，如图3所示，通过推力磁性轴承9、10使推力盘11位于其中 央位置来将上述间隙S设为S2，从而能够优先避免叶轮3、4与护罩16、 17的接触而运行涡轮压缩机1。

图3是表示上述涡轮压缩机1运行时的动态控制的一例的时序图，还 如该时序图所示，瞬态运行状态之一的制冷机异常停止时(F)，使推力 盘11位于最大控制宽度的后方侧，从而能够将间隙S控制成更大的间隙 S3(0.3mm)。

另外，轴向推力荷载Ft未骤变而稳定时，通过轴向支承位置控制机 构24判断为涡轮压缩机1处于稳定运行状态，通过推力磁性轴承9、10 使推力盘11位于最大控制宽度的前方侧，能够将各叶轮3、4与护罩16、 17的间隙S控制成能够避免彼此的接触而运行的最小间隙即目标间隙S1 (0.1mm)来运行涡轮压缩机1。

如此，根据本实施方式，根据涡轮压缩机1的吸入、吐出等的压力的 计量值，通过荷载计算机构23计算因根据运行状态发生变化的涡轮压缩 机1的压力分布而产生的轴向推力荷载Ft，根据该值调节通过轴向支承位 置控制机构24分配供给至推力磁性轴承9、10的电流值，由此改变由推 力磁性轴承9、10支承旋转轴5的轴向支承位置，并将叶轮3、4与护罩 16、17之间的间隙S控制成目标间隙S1，由此能够将该间隙S控制成能 够避免彼此的接触而运行的最小间隙(目标间隙S1)。

因此，通过使各叶轮3、4与护罩16、17之间的间隙S最小化，并减 少从该间隙S的压缩气体泄漏来提高压缩效率，由此能够提高涡轮压缩机 1的性能。

并且，轴向支承位置控制机构24具备如下功能：当检测到轴向推力 荷载骤变的运行条件时，将由推力磁性轴承9、10支承旋转轴5的轴向支 承位置校正控制成叶轮3、4与护罩16、17之间的间隙S相对于彼此的接 触而言成为比目标间隙S1更大的间隙S2的位置，因此通过轴向支承位置 控制机构24检测到轴向推力荷载骤变的瞬态运行条件时，能够将护罩16、 17与叶轮3、4之间的间隙S校正为比能够避免彼此的接触而运行的最小 间隙即目标间隙S1更大的间隙S2来进行运行。

由此，在涡轮压缩机1处于瞬态运行时，优先避免叶轮3、4与护罩 16、17的接触而运行涡轮压缩机1，从而能够降低由接触引起的性能下降 或损伤风险来扩大安全运行区域。

并且，如本实施方式，在作为检测旋转轴5的轴向位置的机构的间隙 传感器26、27设置于远离压缩部12、13的位置时，旋转轴5的热膨胀会 对护罩16、17与叶轮3、4之间的间隙S的控制带来影响，但在控制部23 设置第1校正机构40来检测旋转轴5的温度或支承旋转轴5的轴承7、壳 体6等的所需部位的温度，并根据由旋转轴5的热膨胀引起的轴长变化量 和设定护罩16、17与叶轮3、4之间的相对位置关系的壳体6的轴向变化 量，运算叶轮3、4与护罩16、17之间的顶隙间隙的变化量，据此校正旋 转轴5的轴向支承位置，因此与检测旋转轴5的轴向位置的机构的设置位 置无关地，能够适当地控制叶轮3、4与护罩16、17之间的间隙S，因此， 能够确保关于作为检测机构的间隙传感器26、27的设置位置的自由度。

另外，在上述控制部22设置第2校正机构50，该第2校正机构利用 冷水入口温度传感器32、冷却水入口温度传感器33检测负载的变动和/ 或冷却水温度的变动来运算轴向推力荷载Ft、或者根据预先设定的相关函 数来校正旋转轴5的轴向支承位置，其中，检测轴向推力荷载Ft骤变的 直接原因即负载的变动(制冷机时为蒸发器冷水入口温度的变动)和/或 冷凝器冷却水入口温度的变动来运算轴向推力荷载Ft、或者根据预先设定 的相关函数并通过第2校正机构50校正旋转轴5的轴向支承位置。

因此，负载变动和/或冷却水温度发生变动时，能够将叶轮3、4与护 罩16、17之间的间隙S设为比能够避免彼此的接触而运行的最小间隙即 目标间隙S1更大的间隙S2，因此，能够将叶轮3、4与护罩16、17之间 的间隙S迅速控制成比目标间隙S1更大的间隙S2，从而能够可靠地避免 叶轮3、4与护罩16、17的接触来进行安全运行。

并且，在控制部22设有第3校正机构60，该第3校正机构利用涡轮 压缩机1的入口翼片15的开度控制量的变化和/或叶轮3、4的转速控制 量的变化来校正旋转轴4的轴向支承位置。因此，涡轮压缩机1的入口翼 片15的开度或叶轮3、4的转速(等于压缩机的转速)随着负载的变动或 冷却水温度的变动而发生变化，但利用其控制量的变化并通过第3校正机 构60校正旋转轴5的轴向支承位置，从而能够将叶轮3、4与护罩16、17 之间的间隙S控制成比能够避免彼此的接触的最小间隙S1更大的间隙S2。 此时，控制量发生变化的同时，施加在轴向位置移动的荷载，因此能够以 无时间延迟的状态校正旋转轴5的轴向支承位置。

因此，负载发生变动或冷却水温度发生变动时的涡轮压缩机1的入口 翼片15的开度或叶轮3、4的转速发生变化，但能够掌握其控制量的变化 而迅速将叶轮3、4与护罩16、17之间的间隙S控制成比相对于彼此接触 的最小间隙S1更大的间隙S2，从而能够可靠地避免叶轮3、4与护罩16、 17的接触来进行安全运行。

另外，本实施方式如下构成：在涡轮压缩机中，除了将检测旋转轴5 的轴向支承位置的间隙传感器25、26、27设置于靠近旋转轴5和/或推力 磁性轴承9、10的位置以外，在叶轮3、4背面的外径侧位置设置从其背 面侧检测轴向位置的第2间隙传感器28、29，并且设置利用其检测信号校 正旋转轴的轴向支承位置的第4校正机构70。因此，通过第2间隙传感器 28、29检测由叶轮3、4高速旋转时的离心力引起的变形及由气体力引起 的变形，据此，通过第4校正机构70校正旋转轴5的轴向支承位置，由 此能够将叶轮3、4外径侧的间隙S控制成适当的间隙。

即，叶轮3、4外径侧的间隙S的扩大对性能的下降或耗能的增加带 来的影响较大，另一方面，由高速旋转时的离心力引起的变形及由气体力 引起的变形也较大，因此将叶轮3、4外径侧的间隙S设为适当的间隙在 抑制涡轮压缩机1的性能下降或耗能增加的方面有益，由此，使叶轮3、4 与护罩16、17之间的间隙S最小化，并减少从该间隙S的气体泄漏来提 高效率，从而能够实现涡轮压缩机1的性能的提高。

并且，通过在涡轮制冷机上搭载如上述那样高效率化的涡轮压缩机1， 能够实现作为涡轮制冷机的能力的提高或COP的提高、不发生叶轮3、4 与护罩16、17的接触的安全运行区域的扩大，因此，能够使涡轮制冷机 进一步高性能化。

另外，本发明并不限定于上述实施方式所涉及的发明，在不脱离其宗 旨的范围内能够适当地施加变形。例如，上述实施方式中，对将叶轮设置 为2级的2级涡轮压缩机的例子进行了说明，但当然也能够同样适用于单 级涡轮压缩机或3级以上的多级涡轮压缩机。

并且，上述实施方式中，对检测吸入/中间吸入/吐出的各压力来计算 轴向推力荷载的例子进行了说明，但当然也可以检测各自的温度并根据其 饱和压力来计算轴向推力荷载。

另外，上述实施方式中，对在旋转轴5的后方端设置推力盘11的例 子进行了说明，但也可以在马达2与高级侧压缩部13之间等，设置于与 压缩部靠近的位置，此时，还可以省略第1校正机构40。并且，应注意在 上述实施方式中例示的叶轮3、4与护罩16、17之间的间隙S的具体设定 值S1、S2、S3或间隙传感器26、27的具体设定值为假定的设定值，而并 非实际设计值。

符号说明

1-涡轮压缩机，2-马达，3-1级叶轮(叶轮)，4-2级叶轮(叶轮)， 5-旋转轴，6-壳体，7、8-径向磁性轴承，9、10-推力磁性轴承，11-推力 盘，15-入口翼片，16、17-护罩，18、19、20、21-压力传感器，22-控制 部，23-荷载计算机构，24-轴向支承位置控制机构，25、26、27-间隙传 感器，28、29-第2间隙传感器，30、31-温度传感器，32-冷水入口温度 传感器，33-冷却水入口温度传感器，40-第1校正机构，50-第2校正机 构，60-第3校正机构，70-第4校正机构，Ft-轴向推力荷载，S-叶轮与 护罩之间的间隙。

权利要求书(按照条约第19条的修改)

1.(补正后)一种涡轮压缩机，其具备护罩设置于壳体侧的开放型叶 轮，且旋转轴被径向磁性轴承及推力磁性轴承支承，其中，

所述涡轮压缩机具备控制部，

所述控制部包括：

荷载计算机构，计算因压缩机的压力分布而产生的轴向推力荷载；及

轴向支承位置控制机构，根据该轴向推力荷载改变由所述推力磁性轴 承支承所述旋转轴的轴向支承位置，并将所述叶轮与所述护罩之间的间隙 控制成最小间隙S1和比其更大的间隙S2的至少2种以上的不同的目标间 隙。

2.(补正后)根据权利要求1所述的涡轮压缩机，其中，

所述轴向支承位置控制机构具备如下功能：当检测到所述轴向推力荷 载骤变的运行条件时，将由所述推力磁性轴承支承所述旋转轴的轴向支承 位置从所述叶轮与所述护罩之间的间隙成为最小目标间隙S1的位置校正 控制成相对于彼此的接触而言成为比所述最小目标间隙S1更大的第2目 标间隙S2的位置。

3.根据权利要求1或2所述的涡轮压缩机，其中，

所述控制部具备第1校正机构，在检测所述旋转轴的轴向位置的机构 设置于远离压缩部的位置时，所述第1校正机构检测所需部位的温度，并 根据由所述旋转轴的热膨胀引起的轴长变化量和设定所述护罩与所述叶 轮之间的相对位置关系的所述壳体的轴向变化量，运算所述叶轮与所述护 罩之间的间隙的变化量，据此校正轴向支承位置。

4.根据权利要求1至3中任一项所述的涡轮压缩机，其中，

所述控制部具备第2校正机构，所述第2校正机构检测负载的变动和 /或冷却水温度的变动来运算所述轴向推力荷载、或者根据预先设定的相 关函数来校正所述旋转轴的轴向支承位置。

5.根据权利要求1至3中任一项所述的涡轮压缩机，其中，

所述控制部具备第3校正机构，所述第3校正机构利用压缩机的入口 翼片开度的控制量的变化和/或所述叶轮的转速控制量的变化来校正所述 旋转轴的轴向支承位置。

6.根据权利要求1至5中任一项所述的涡轮压缩机，其中，

所述涡轮压缩机中，除了将检测所述旋转轴的轴向支承位置的间隙传 感器设置于靠近所述旋转轴和/或所述推力磁性轴承的位置以外，在所述 叶轮的外径位置设置第2间隙传感器，并且具备利用其检测信号校正所述 旋转轴的轴向支承位置的第4校正机构。

7.一种涡轮制冷机，其由涡轮压缩机、冷凝器、节流装置、蒸发器 构成，其中，

所述涡轮压缩机为权利要求1至6中任一项所述的涡轮压缩机。