WO2024204756A1 - 冷凍機 - Google Patents

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evaporator
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孝一 田中
公佑 西村
有弘 岩田
大悟 福田
佑季 河内谷
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    • F25B2700/21152—Temperatures of a compressor or the drive means therefor at the discharge side of the compressor

Definitions

  • This disclosure relates to a refrigerator.
  • the refrigerator includes a compressor, a condenser, an expansion valve, and an evaporator.
  • a turbo compressor may be used as the compressor.
  • the turbo compressor includes a rotating shaft, one end of which is provided with an impeller, and the other end of which is disposed in a motor chamber (see, for example, Patent Document 1).
  • a motor chamber see, for example, Patent Document 1
  • Low-temperature, low-pressure gas before it is boosted is introduced into the motor chamber.
  • Compressors are subject to various constraints, which limit the range in which the compressor can be operated. If the constraints are not met, the operation of the refrigerator becomes unstable.
  • the purpose of this disclosure is to provide a refrigerator that can expand the range in which the compressor can be operated.
  • the refrigerator is a refrigerator that executes a refrigeration cycle and includes a compressor that compresses a refrigerant, a condenser that condenses the compressed refrigerant, an expansion valve that expands the condensed refrigerant, an evaporator that evaporates the expanded refrigerant, an intake pipe that connects the evaporator and the compressor, a motor that drives the compressor, a first pipe that supplies the refrigerant discharged from the condenser to a target part, a second pipe that supplies the refrigerant that has cooled the target part to the intake pipe that is a first position, and a third pipe that supplies the refrigerant that has cooled the target part to a second position that is different from the first position and is included in the refrigerator.
  • the refrigerant after cooling the target part can be supplied to the suction pipe, which is the first position, or to the second position.
  • the refrigerator can supply the refrigerant after cooling the target part to both the first position and the second position.
  • the range in which the compressor can be operated can be expanded by selecting the supply destination of the refrigerant after cooling the target part.
  • the compressor may be a turbo compressor.
  • the operating state can be changed by selecting the supply destination of the refrigerant after cooling the target component, thereby suppressing the occurrence of surging.
  • the target component is a motor, a bearing that supports the rotating shaft of the compressor, or a motor controller.
  • the second location may be an evaporator.
  • the degree of superheat of the refrigerant gas supplied to the compressor can be relatively low by returning the refrigerant after cooling the target component to the evaporator.
  • the target component is a motor
  • the first pipe may be connected to a flow path that communicates with the inside of the casing of the motor.
  • the motor can be directly cooled by supplying refrigerant into the casing of the motor.
  • the constraints on the temperature of the motor can be alleviated.
  • the constraints on the temperature of the motor include the temperature conditions of the motor windings or magnets. By cooling the windings or magnets, the range in which the compressor can be operated can be expanded.
  • the target part is a bearing that supports the rotating shaft of the compressor, and the bearing may be an oil-less bearing.
  • a refrigerant can be used as the gas supplied to the oil-less bearing.
  • the oil-less bearing can be cooled, thereby alleviating the restrictions on the temperature of the bearing. This makes it possible to expand the range in which the compressor can be operated.
  • by adopting an oil-less bearing it is not necessary to use a bearing that uses a highly viscous fluid such as oil as the working fluid.
  • an oil-less bearing is used, bearing loss can be reduced even at high speed rotation. Therefore, restrictions on the rotation speed of the bearing can be alleviated, and the range in which the compressor can be operated can be expanded.
  • the evaporator may be an air heat exchanger that transfers heat between the refrigerant and the air.
  • the air can be cooled by exchanging heat between the refrigerant and the air.
  • the air heat exchanger is affected by the outside air temperature, and therefore experiences greater temperature changes than a water heat exchanger.
  • the operating state of the compressor downstream of the air heat exchanger is prone to change, and a refrigerator with an air heat exchanger requires a wider operating range than a refrigerator with a water heat exchanger.
  • the refrigerator of this embodiment can expand the operable range, and is therefore effective in refrigerators with an air heat exchanger whose operating state is prone to change.
  • the refrigerator according to one aspect of the present disclosure may include a first control valve provided in the second pipe, a second control valve provided in the third pipe, and a controller that controls the first control valve and the second control valve.
  • the controller controls the opening and closing operations of the first control valve and the second control valve, thereby switching the supply destination of the refrigerant after cooling the target component.
  • control unit can execute a first operating mode by opening the first control valve and closing the second control valve, and can execute a second operating mode by closing the first control valve and opening the second control valve.
  • the refrigerant after cooling the target parts can be returned to the suction pipe of the compressor. This allows the degree of superheat of the refrigerant gas supplied to the compressor to be relatively high.
  • the refrigerant after cooling the target parts can be supplied to the second position.
  • the compressor In the first operating mode, in which the refrigerant after cooling the target components is returned to the suction pipe of the compressor, the compression power required by the compressor increases as the degree of superheat of the refrigerant increases. Therefore, at operating points where the required power is large, restrictions on the motor output arise. In order to avoid such restrictions on the motor output, the compressor can continue to operate by switching from the first operating mode to the second operating mode. As a result, the operable range can be expanded.
  • the refrigeration capacity is reduced.
  • this second operating mode it is necessary to increase the suction volume flow rate required to ensure the refrigeration capacity. Therefore, at an operating point where the required refrigeration capacity is large, a compressor speed constraint occurs.
  • by switching from the second operating mode to the first operating mode it is possible to ensure the refrigeration capacity while maintaining the compressor speed.
  • a refrigerator includes a control unit that controls the flow rate of refrigerant flowing through the third pipe based on a surge line that indicates the boundary of the area where surging occurs in the compressor.
  • the occurrence of surging in the compressor can be suppressed by controlling the flow rate of refrigerant flowing through the third pipe based on the surge line.
  • the control unit controls the flow rate of the refrigerant flowing through the third pipe based on an allowable operating limit line that is an operating region on the side where the refrigerant flow rate is high relative to the surge line and that takes into account a margin for the surge line.
  • the occurrence of surging in the compressor can be reliably suppressed by controlling the flow rate of the refrigerant flowing through the third pipe based on an allowable operating limit line that takes into account a margin for the surge line.
  • the second location is the evaporator
  • the control unit predicts the operating point of the compressor at a second point in time that is a predetermined time after the current first point in time, and increases the flow rate of refrigerant flowing through the third pipe when the predicted operating point is in a region closer to the surge line than the allowable operating limit line, or in a region where surging occurs.
  • the operating point of the compressor at the second point in time that is later than the present can be predicted to predict the occurrence of surging.
  • the flow rate of refrigerant flowing through the third pipe can be increased to suppress the occurrence of surging.
  • FIG. 1 is a schematic diagram illustrating a refrigerator according to an embodiment.
  • FIG. 2 is a block diagram showing a control unit of the refrigerator.
  • FIG. 2 is a functional block diagram showing a control unit of the refrigerator.
  • FIG. 2 is a Mollier diagram of the refrigeration cycle of a refrigerator.
  • 2 is a graph showing a performance curve of a compressor.
  • 4 is a graph showing the relationship between the volumetric flow rate and the adiabatic efficiency in a compressor. 4 is a flowchart showing a control procedure in the refrigerator.
  • the refrigerator 100 shown in Fig. 1 is used in, for example, an air conditioner, a refrigeration device, and a refrigeration device.
  • the refrigerator 100 may also be used in other devices.
  • the refrigerator 100 executes a refrigeration cycle.
  • the refrigeration cycle of the refrigerator 100 is a vapor compression refrigeration cycle.
  • the refrigerator 100 includes a compressor 10, a condenser 20, an expansion valve 30, and an evaporator 40.
  • the refrigerant which is the working fluid of the refrigerator 100, is not particularly limited.
  • the compressor 10 compresses the refrigerant gas.
  • the condenser 20 condenses the refrigerant gas compressed by the compressor 10.
  • the expansion valve 30 expands the refrigerant condensed by the condenser 20.
  • the evaporator 40 evaporates the refrigerant expanded by the expansion valve 30.
  • the refrigerant gas evaporated by the evaporator 40 is sucked into the compressor 10.
  • the compressor 10 performs reversible adiabatic compression of the refrigerant gas.
  • the refrigerant gas supplied to the condenser 20 releases heat at constant pressure and liquefies.
  • the liquefied refrigerant expands irreversibly at constant enthalpy in the expansion valve 30, causing part of the refrigerant to evaporate.
  • the refrigerant absorbs heat at constant pressure in the evaporator 40.
  • the refrigerator 100 is equipped with pipes L11 to L14 through which the refrigerant flows.
  • Pipe L11 is a suction pipe that connects the evaporator 40 and the compressor 10.
  • Pipe L12 connects the compressor 10 and the condenser 20.
  • Pipe L13 connects the condenser 20 and the expansion valve 30.
  • Pipe L14 connects the expansion valve 30 and the evaporator 40.
  • Refrigerant gas flows through pipe L11 and is sucked into compressor 10.
  • Refrigerant gas compressed by compressor 10 flows through pipe L12 and is supplied to condenser 20.
  • Refrigerant liquid liquefied in condenser 20 flows through pipe L13 and enters expansion valve 30.
  • Refrigerant expanded in expansion valve 30 flows through pipe L14 and is supplied to evaporator 40.
  • Refrigerant gas that has absorbed heat in evaporator 40 flows through pipe L11 and is supplied to compressor 10.
  • the compressor 10 is, for example, a turbo compressor.
  • the compressor 10 includes a casing 11, an impeller 12, a drive shaft 13, bearings 14, and a motor 50.
  • the casing 11 houses the impeller 12, the drive shaft 13, the bearings 14, and the motor 50.
  • the casing 11 has a compression chamber 11a that houses the impeller 12 and a motor chamber 11b that houses the motor 50.
  • the impeller 12 is provided at one end of the drive shaft 13.
  • the other end of the drive shaft 13 is disposed inside the motor chamber 12b.
  • the drive shaft 13 includes the rotating shaft of the motor 50.
  • the bearing 14 rotatably supports the drive shaft 13.
  • the bearing 14 is fixed to the casing 11.
  • the bearing 14 may be, for example, a radial bearing.
  • the compressor 10 includes a plurality of bearings 14.
  • the bearing 14 may be, for example, an oil-less bearing.
  • the bearing 14 may be a sliding bearing or a rolling bearing.
  • the motor 50 is the driving source of the compressor 10.
  • the motor 50 has a rotor and a stator.
  • the rotor is fixed to the drive shaft 13 and rotates together with the drive shaft 13.
  • the stator is fixed to the casing 11 and is disposed around the rotor.
  • the refrigerator 100 is equipped with an inverter 60.
  • the inverter 60 controls the rotation speed of the motor 50.
  • the inverter 60 is a controller that controls the operating frequency of the motor 50.
  • the impeller 12 of the compressor 10 rotates by receiving a rotational driving force from the motor 50. As the impeller 12 rotates, the refrigerant gas is compressed.
  • the compressor 10 is not limited to a turbo compressor (centrifugal compressor) and may be a positive displacement compressor.
  • the positive displacement compressor may be, for example, a rotary type, a scroll type, a reciprocating type, or a screw type.
  • the condenser 20 is a heat exchanger that cools the high-temperature, high-pressure refrigerant vapor compressed by the compressor 10.
  • the condenser 20 condenses the refrigerant by exchanging heat between the refrigerant and, for example, water or air.
  • the heat exchanger that is the condenser 20 may be, for example, a water-cooled type, an air-cooled type, an evaporative type, or another type.
  • the heat exchanger may be a shell-and-tube type, a double-tube type, a plate-fin type, or another type.
  • the expansion valve 30 throttles and expands the high-pressure refrigerant liquid coming out of the condenser 20.
  • the refrigerant that passes through the expansion valve 30 is in a low-pressure, low-temperature state.
  • the refrigerant that passes through the expansion valve 30 is in a partially evaporated state, and is in a wet vapor state in which saturated vapor and saturated liquid coexist.
  • the evaporator 40 is a heat exchanger that exchanges heat between the refrigerant that has expanded after leaving the expansion valve 30 and the cooled fluid.
  • the cooled fluid is the fluid that is to be cooled.
  • the cooled fluid is, for example, air or water.
  • the cooled fluid may be other fluids.
  • the refrigerant in a wet vapor state absorbs heat from the cooled fluid and evaporates.
  • the evaporator 40 may be, for example, an air heat exchanger. An air heat exchanger transfers heat between the refrigerant and air.
  • the evaporator 40 may be, for example, a dry type, a flooded type, or a liquid forced circulation type.
  • the evaporator 40 may be, for example, a plate fin coil type, or a shell and tube type.
  • the refrigerator 100 includes the cooling mechanism 200 that cools a target component using the refrigerant discharged from the condenser 20.
  • the target component is, for example, the motor 50.
  • the target component may be the bearing 14 or the inverter 60 that is a controller for the motor 50.
  • the target component may be other components.
  • the cooling mechanism 200 may cool a plurality of target components.
  • the cooling mechanism 200 may cool the motor 50, the bearing 14, and the inverter 60.
  • the cooling mechanism 200 may cool the motor 50 housed in the casing 11, for example, by cooling the casing 11.
  • the target component cooled by the cooling mechanism 200 may be the casing 11 of the compressor 10.
  • the target component may be located at a position away from the compressor 10.
  • the inverter 60 may be mounted on the compressor 10, or may be located at a position away from the compressor 10.
  • the cooling mechanism 200 includes pipes L21 to L24, an expansion valve V21, and control valves V23 and V24.
  • Pipe L21 connects the condenser 20 to the motor chamber 11b.
  • Pipe L21 connects the motor chamber 11b to pipe L13, which is connected to the outlet of the condenser 20.
  • Pipe L21 supplies the refrigerant that leaves the condenser 20 to the target component.
  • An expansion valve V21 is provided in the pipe L21.
  • the expansion valve V21 can adjust the flow rate and pressure of the refrigerant flowing through the pipe L21.
  • the refrigerant that passes through the expansion valve V21 is decompressed and in a low-temperature state.
  • the low-temperature refrigerant flows through the pipe L21 and is supplied to the target component.
  • the pipe L21 is connected to, for example, the inside of the motor chamber 11b of the casing 11.
  • the refrigerant that flows through the pipe L21 is supplied to the motor chamber 11b and cools the motor 50.
  • Pipe L22 is connected to the motor chamber 11b. After cooling the motor 50, the refrigerant flows through pipe L22 and is discharged outside the motor chamber 11b.
  • the outlet side of pipe L22 branches off and is connected to pipes L23 and L24.
  • Pipe L23 connects pipe L22 and pipe L11.
  • Pipe L24 connects pipe L22 and evaporator 40.
  • Pipe L11 is an intake pipe, which is a first position.
  • Evaporator 40 is an example of a second position different from the first position.
  • the second position is a position included in refrigerator 100.
  • the second position is not limited to evaporator 40, and may be another position.
  • the second position may be the inlet of the subsequent compression mechanism (impeller).
  • the first position may be the intake pipe to the subsequent compression mechanism. In refrigerator 100, there may be multiple first positions.
  • Pipe L21 is an example of a first pipe that supplies the refrigerant discharged from the condenser 20 to the target part.
  • Pipe L23 is an example of a second pipe that supplies the refrigerant that has cooled the target part to the suction pipe (pipe L11), which is a first position.
  • Pipe L24 is an example of a third pipe that supplies the refrigerant that has cooled the target part to a second position different from the first position.
  • a control valve V23 is provided in pipe L23, and a control valve V24 is provided in pipe L24.
  • the control valve V23 is an example of a first control valve.
  • the control valve V24 is an example of a second control valve.
  • the opening and closing operations of the control valves V23 and V24 are controlled to select the supply destination of the refrigerant after cooling the motor 50.
  • the first operating mode can be executed by opening the control valve V23 and closing the control valve V24.
  • the refrigerant after cooling the motor 50 can be returned to the suction piping L11.
  • the second operating mode can be executed by closing the control valve V23 and opening the control valve V24.
  • the refrigerant after cooling the motor 50 can be returned to the evaporator 40.
  • the connection destination of the pipe L24 may be the evaporator 40, or may be the pipe L14 connected to the evaporator 40.
  • the refrigerant after cooling may be supplied directly to the evaporator 40, or may be supplied indirectly to the evaporator 40 via the pipe L14.
  • the opening and closing operations of the control valves V23 and V24 may be controlled to return the cooled refrigerant only to the pipe L11, only to the evaporator 40, or to both the pipe L11 and the evaporator 40.
  • the refrigerator 100 may also be provided with a three-way control valve instead of the control valves V23 and V24.
  • the refrigerator 100 may also be provided with the control valve V23 in the pipe L23, and the control valve V24 not in the pipe L24.
  • the refrigerator 100 may be provided with the control valve V24 in the pipe L24, and the control valve V23 not in the pipe L23.
  • FIG. 5 is a graph showing a performance curve of a compressor.
  • the horizontal axis shows the flow rate
  • the vertical axis shows the adiabatic head.
  • the horizontal axis shows the volumetric flow rate
  • the vertical axis shows the adiabatic efficiency.
  • performance curves G1 to G3 are shown.
  • the performance curves G1 to G3 show the adiabatic head at different rotation speeds.
  • surging may occur during operation.
  • a centrifugal compressor if the pressure is increased while the flow rate is restricted during operation, rotating stall or surging will occur. Generally, as the flow rate decreases, rotating stall will occur, and eventually surging will occur.
  • a backflow region will occur in the circumferential direction inside the centrifugal compressor (turbomachinery).
  • the occurrence of such a backflow region is called rotating stall.
  • the phenomenon in which a backflow region occurs is a localized phenomenon inside the compressor that fluctuates in the circumferential direction.
  • the flow rate at which surging occurs is determined for each speed.
  • the surge line (operating limit line) SL1 which is determined by the volumetric flow rate and the adiabatic head, is determined.
  • the surge line SL1 the allowable operating limit line SL2, and the rotating stall occurrence line SL3 are shown.
  • the allowable operating limit line SL2 is in the operating region where the refrigerant flow rate is large relative to the surge line.
  • the allowable operating limit line SL2 is a line that takes into account the margin SR relative to the surge line SL1.
  • the area to the left of the surge line SL1 is the area where surging occurs.
  • the area to the right of the allowable operating limit line SL2 is the operable area.
  • Fig. 2 is a block diagram showing the control unit 210 of the chiller 100.
  • Fig. 2 shows a hardware configuration of the control unit 210.
  • the control unit 210 is electrically connected to various sensors 220, the inverter 60, the expansion valve 30, the expansion valve V21, and the control valves V23 and V24.
  • the various sensors 220 may be, for example, a temperature sensor (outside air temperature sensor) that measures the temperature outside the refrigerator 100 (outside air temperature), a temperature sensor that measures the temperature of the refrigerant, a pressure sensor that measures the pressure of the refrigerant, a flow rate sensor that measures the flow rate of the refrigerant, etc.
  • the various sensors 220 may also be sensors that acquire other information.
  • the various sensors 220 include, for example, a suction pressure sensor 221, a suction temperature sensor 222, a discharge pressure sensor 223, a discharge temperature sensor 224, and a water temperature sensor 225.
  • the suction pressure sensor 221 detects the pressure of the refrigerant gas sucked into the compressor 10.
  • the suction temperature sensor 222 detects the temperature of the refrigerant gas sucked into the compressor 10.
  • the discharge pressure sensor 223 detects the pressure of the refrigerant gas discharged from the compressor 10.
  • the discharge temperature sensor 224 detects the temperature of the refrigerant gas discharged from the compressor 10.
  • the water temperature sensor 225 detects the temperature of the water flowing into the evaporator 40.
  • the water temperature sensor 226 detects the temperature of the water flowing out from the evaporator 40.
  • the control unit 210 inputs data detected by the various sensors 220.
  • the control unit 210 can calculate various data using the data acquired by the various sensors 220.
  • the control unit 210 can calculate the volumetric flow rate of the refrigerant gas sucked into the compressor 10 using the data acquired from the water temperature sensors 225, 226.
  • the control unit 210 can calculate the volumetric flow rate of the refrigerant gas based on the amount of heat transfer in the evaporator 40.
  • the control unit 210 can calculate the volumetric flow rate of the refrigerant gas based on the entropy in the evaporator 40. In cases other than a water heat exchanger, the volumetric flow rate of the refrigerant gas may be calculated using a flow meter that measures the refrigerant flow rate.
  • the control unit 210 includes a CPU 211 and a memory unit 212.
  • the CPU (Center Processing Unit) 211 is responsible for the overall processing of the refrigeration machine 100.
  • the CPU 211 can control the rotation speed of the motor 50 via the inverter 60.
  • the CPU 211 can control the opening and closing operation of the expansion valve 30.
  • the CPU 211 can control the opening and closing operation of the expansion valve V21.
  • the CPU 211 can control the opening and closing operation of the control valves V23 and V24.
  • the storage unit 212 includes a ROM (Read Only Memory) 213 and a RAM (Random Access Memory) 214.
  • the ROM 213 stores various programs for causing the CPU 211 to execute control processes, as well as various data necessary for the operation of the refrigerator 100.
  • the RAM 214 temporarily stores data obtained from the sensor 220.
  • Fig. 3 is a functional block diagram showing the control unit 210 of the refrigerator 100.
  • functional blocks that realize the functions of the refrigerator 100 are configured by a combination of hardware and software control units.
  • each function of the embodiment can be realized by one or more processing circuits.
  • processing circuit in this specification includes a processor programmed to execute each function by software, such as a processor implemented by an electronic circuit, and devices such as an ASIC (Application Specific Integrated Circuit), DSP (digital signal processor), FPGA (field programmable gate array), and conventional circuit modules designed to execute each function described above.
  • ASIC Application Specific Integrated Circuit
  • DSP digital signal processor
  • FPGA field programmable gate array
  • the CPU 211 of the control unit 210 executes a program stored in a storage unit 212 such as a ROM 213 to realize the functions of the motor control unit 231, the expansion valve control unit 232, and the valve control unit 233 shown in FIG. 3. Note that external devices and sensors connected to the control unit 210 may execute some of these functions. Furthermore, the functions of the control unit 210 are not limited to these.
  • the motor control unit 231 can control the rotation speed of the motor 50 via the inverter 60.
  • the control unit 210 can control the rotation speed of the impeller 12 of the compressor 10 by controlling the rotation speed of the motor 50.
  • the expansion valve control unit 232 can control the expansion valve 30 to control the pressure of the refrigerant after passing through the expansion valve 30.
  • the valve control unit 233 can control the opening and closing operation of the expansion valve V21.
  • the valve control unit 233 can control the opening and closing operation of the control valve V23.
  • the valve control unit 233 can control the opening and closing operation of the control valve V24.
  • the valve control unit 233 may control the opening and closing operation of the expansion valve V21 to adjust the pressure of the refrigerant supplied to the motor 50.
  • the valve control unit 233 can switch the supply destination of the cooled refrigerant by controlling the opening and closing operations of the control valves V23 and V24.
  • the first operation mode can be executed by supplying the cooled refrigerant to the pipe L11.
  • the second operation mode can be executed by supplying the cooled refrigerant to the evaporator 40.
  • the motor control unit 231, the expansion valve control unit 232, and the valve control unit 233 can be realized by software using the programs stored in the storage unit 212. All or part of the motor control unit 231, the expansion valve control unit 232, and the valve control unit 233 may be realized by hardware such as an integrated circuit (IC).
  • IC integrated circuit
  • FIG. 4 a Mollier diagram in the refrigeration cycle of the refrigerator 100 will be described.
  • the horizontal axis indicates enthalpy h
  • the vertical axis indicates pressure P.
  • Diagram Ph1 is a Ph diagram in the first operation mode.
  • Diagram Ph2 is a Ph diagram in the second operation mode.
  • the state change "1 ⁇ 2" is a change caused by reversible adiabatic compression by the compressor 10, and is an isentropic change.
  • the enthalpy change that occurs when an isentropic change occurs is called adiabatic head.
  • the state change "2 ⁇ 3" is an isobaric change in the condenser 20, and the refrigerant is condensed and cooled.
  • the state change "3 ⁇ 4" is a throttle expansion by the expansion valve 30, and is a geometric enthalpy change.
  • the state change “4 ⁇ 1" is an isobaric change in the evaporator 40, and the refrigerant is evaporated and heated.
  • Diagram Ph1 shows a case where the refrigerant after cooling the target components is returned to the pipe L11, which is the suction gas line, in the first operation mode.
  • the degree of superheat of the refrigerant gas sucked into the compressor 10 is relatively high.
  • the refrigerant after cooling flows from the pipe L23 into the pipe L11, so that the temperature of the compressed refrigerant gas discharged from the compressor 10 is higher than that in the second operation mode.
  • the amount of boost ⁇ P1 by the compressor 10 is smaller than the amount of boost ⁇ P2 in the second operation mode.
  • the rotation speed and volumetric flow rate in the compressor 10 are the same.
  • the rotation speed and volumetric flow rate in the compressor 10 are the same.
  • the amount of boost ⁇ P1 is the difference between pressure P21 and pressure P1.
  • the amount of boost ⁇ P2 is the difference between pressure P22 and pressure P1.
  • the pressure P21 after discharge of the compressor 10 in the first operation mode is lower than the pressure P22 after discharge of the compressor 10 in the second operation mode.
  • the refrigerator 100 can continue to operate at a point where the insulation efficiency is high, without operating at an operating point where the insulation efficiency is low. This makes it possible to widen the operating range of the refrigerator 100 compared to the conventional case.
  • the operating range can be expanded while suppressing the occurrence of surging in the refrigerator 100.
  • FIG. 5 is a graph showing the performance curves of a compressor.
  • the horizontal axis shows the volumetric flow rate, and the vertical axis shows the adiabatic efficiency.
  • performance curves G1 and G2 are shown.
  • the performance curves G1 and G2 show the adiabatic head at different rotational speeds.
  • operating points P21 and P22 are shown.
  • FIG. 5 shows a surge line SL1.
  • the surge line SL1 indicates the line where surging occurs. When the volumetric flow rate falls below the surge line SL1, surging occurs and the flow of the refrigerant gas becomes unstable.
  • Operating point P21 is an operating point with a higher volumetric flow rate and lower adiabatic head than operating point P22.
  • Operating point P22 is an operating point with a lower volumetric flow rate and higher adiabatic head than operating point P21.
  • Operating point P23 is an operating point with a lower volumetric flow rate and higher adiabatic head than operating points P21 and P22. The volumetric flow rate of operating point P23 is below the surge line SL.
  • Operating point P23 is a virtual operating point in an inoperable region.
  • FIG. 6 is a graph showing the relationship between the volumetric flow rate and the adiabatic efficiency in the compressor.
  • the horizontal axis shows the volumetric flow rate
  • the vertical axis shows the adiabatic efficiency.
  • Graph G3 is shown in FIG. 6.
  • the adiabatic efficiency at operating point P21 is lower than the adiabatic efficiency at operating point P22.
  • the adiabatic efficiency at operating point P22 is higher than the adiabatic efficiency at operating point P21.
  • the adiabatic efficiency at operating point P22 is close to the peak of the adiabatic efficiency of compressor 10.
  • the operating mode can be switched, and the operating points P21, P22 can be changed.
  • the risk of surging can be reduced by switching to the operating point P21 that is farther from the surge line SL1.
  • the operating point P22 with higher insulation efficiency or the operating point P21 with lower insulation efficiency can be selected.
  • Diagram Ph2 shows a case where the cooled refrigerant is returned to the evaporator 40, which corresponds to the second operation mode.
  • the degree of superheat of the refrigerant gas drawn into the compressor 10 is relatively low.
  • the degree of superheat of the refrigerant gas drawn into the compressor 10 is lower than the degree of superheat of the refrigerant gas drawn into the compressor 10 in the first operation mode.
  • the boost amount ⁇ P2 by the compressor 10 is greater than the boost amount ⁇ P1 in the first operation mode. Therefore, in the second operation mode, the pressure can be boosted to the pressure P22 that could not be boosted due to the limit on the rotation speed of the drive shaft 13 in the compressor 10.
  • the limit on the rotation speed in the compressor 10 may be due to, for example, the strength of the rotor including the impeller 12, the drive shaft 13, and the rotor of the motor 50.
  • the limit on the rotation speed in the compressor 10 may be due to, for example, shaft resonance of the rotor.
  • the limit on the rotation speed in the compressor 10 may be due to, for example, the strength of the bearing 14 supporting the drive shaft 13.
  • the pressure of the refrigerant gas discharged from the compressor 10 can be made higher than in the conventional case at the same rotation speed and volumetric flow rate. This makes it possible to expand the operating range of the refrigerator 100 compared to the conventional case. The operating range can be expanded while suppressing the occurrence of surging in the refrigerator 100.
  • the circulating volumetric flow rate of the refrigerant in the refrigerator 100 is low, and the operating range of the refrigerator 100 can be expanded to an area where operation is not possible due to entering an area where surging occurs.
  • the refrigeration capacity of the evaporator 40 is lower than in the first operation mode, and the refrigeration capacity of the evaporator 40 can be adjusted at the same required temperature difference ⁇ T.
  • the heating capacity is not affected, and the refrigerator can be operated while maintaining a high pressure.
  • the adiabatic head ⁇ h1 produced by the compressor 10 in the first operating mode is the same as the adiabatic head ⁇ h2 produced by the compressor 10 in the second operating mode.
  • the slope of the isentropic line in the first operation mode is different from the slope of the isentropic line in the second operation mode.
  • the slope of the isentropic line in the second operation mode is larger than the slope of the isentropic line in the first operation mode.
  • the pressure P22 of the refrigerant gas compressed by the compressor 10 is higher than the pressure P21 of the refrigerant gas compressed by the compressor in the first operation mode.
  • the slope of the isentropic line (1 ⁇ 2) becomes smaller. That is, in the case of the compressor 10, when the rotation speed and volumetric flow rate are the same, the adiabatic heads ⁇ h1 and ⁇ h2 are the same, but the pressure rise amounts ⁇ P1 and ⁇ P2 are different.
  • the reached pressure P22 in the second operating mode is higher than the reached pressure P21 in the first operating mode. In other words, when the degree of suction superheat is high, the reached pressure P21 of the refrigerant after compression by the compressor 10 is lower (P21 ⁇ P22) compared to when the degree of suction superheat is low.
  • Fig. 7 is a flow chart showing a control procedure in the refrigerator 100.
  • the control unit 210 of the refrigerator 100 inputs various data.
  • the control unit 210 inputs various data from various sensors 220.
  • the control unit 210 can receive various signals from other input units and switches.
  • the control unit 210 may input various data from external processing devices and terminals.
  • the control unit 210 can input, for example, data related to the outside air temperature, data related to the heat load, and data related to the target water temperature (room temperature).
  • the control unit 210 may calculate various data from the input data.
  • the control unit 210 determines whether or not an end signal has been received (step S12). For example, when a user wishes to end the operation of the refrigerator 100, the user operates a switch. The switch outputs an end signal. When the control unit 210 receives an end signal (step S12; YES), the control unit 210 ends the process here. When the control unit 210 does not receive an end signal (step S12; NO), the control unit 210 executes the process of step S12.
  • control unit 210 checks the operating point information of the compressor 10 after the next control (step S13).
  • control unit 210 calculates the adiabatic head and volumetric flow rate of the operating point (step S14).
  • the control unit 210 can calculate the adiabatic head and volumetric flow rate of the operating point using the various input data.
  • the control unit 210 can calculate the future operating point after a predetermined time has passed using the calculated adiabatic head and volumetric flow rate.
  • the control unit 210 may calculate the future operating point using, for example, the map shown in FIG. 5.
  • control unit 210 determines whether the future operating point will exceed the operation allowable limit line SL2 (step S15). For example, the control unit 210 refers to the map shown in FIG. 5 and determines whether the future operating point is in the area to the left of the operation allowable limit line SL2. If the control unit 210 predicts that the future operating point will be in the area to the left of the operation allowable limit line SL2, it determines that the future operating point will exceed the operation allowable limit line SL2. If the volumetric flow rate is lower than the state indicated by the operation allowable limit line SL2, the operating point is to the left of the operation allowable limit line SL2. If the volumetric flow rate is higher than the state indicated by the operation allowable limit line SL2, the operating point is to the right of the operation allowable limit line SL2.
  • step S15; YES If the future operating point exceeds the operating allowable limit line SL2 (step S15; YES), the control unit 210 executes the process of step S18. If the future operating point does not exceed the operating allowable limit line SL2 (step S15; NO), the control unit 210 executes the process of step S16.
  • control unit 210 executes control.
  • Control here includes, for example, control of the rotation speed of the compressor 10 and drive control of the valves.
  • Valves here include, for example, the expansion valve 30, the expansion valve V21, the control valve V23, and the control valve V24.
  • the control unit 210 may execute other controls.
  • the control unit 210 executes various controls and operates the refrigerator 100.
  • the control unit 210 checks the operating point information of the refrigerator 100 after the current control (step S17).
  • the control unit 210 acquires various data and checks the operating point information of the refrigerator 100 after the current control.
  • the control unit 210 checks, for example, the suction pressure and suction temperature of the refrigerant gas sucked into the compressor 10, the discharge pressure and discharge temperature of the refrigerant gas discharged from the compressor 10, and the volumetric flow rate of the refrigerant gas sucked into the compressor 10.
  • step S17 the control unit 210 repeats steps S13 to S15.
  • step S18 the control unit 210 determines whether the intake gas return destination can be switched to the evaporator 40.
  • the intake gas return destination is the return destination of the refrigerant flowing through the pipe L22 shown in FIG. 1.
  • the intake gas return destination is, for example, the evaporator 40 or the pipe L11.
  • step S18 If the current intake gas return destination is pipe L11 (step S18; YES), the control unit 210 determines that the intake gas return destination can be switched to the evaporator 40, and executes the process of step S19.
  • step S18 If the current return destination of the intake gas is the evaporator 40 (step S18; NO), the control unit 210 does not determine that the return destination of the intake gas can be switched to the evaporator 40 and executes step S20.
  • step S19 the return destination of the intake gas is switched from pipe L11 to the evaporator 40.
  • the refrigerant flowing through pipe L22 is supplied to the evaporator 40.
  • the control unit 210 repeats the processes of steps S17, S13, S14, and S15.
  • step S20 the control unit 210 transmits an error signal and ends the process. After executing the process of step S20, the control unit 210 may execute a process to stop the operation of the refrigerator 100.
  • the refrigeration machine 100 includes a pipe L23 that supplies the refrigerant that has cooled the target component, the motor 50, to a pipe (the suction pipe at the first position) L11, and a pipe L24 that supplies the refrigerant that has cooled the motor 50 to an evaporator (at the second position) 40.
  • the refrigerant after cooling the target parts can be supplied to the pipe L11, which is the first position, or to the evaporator 40, which is the second position.
  • the refrigerator 100 can supply the refrigerant after cooling the target parts to both the pipe L11 and the evaporator 40.
  • the refrigerator 100 by selecting the supply destination of the refrigerant after cooling the target parts, the operating state can be changed and the occurrence of surging can be suppressed. Since the refrigerator 100 can select the supply destination of the refrigerant after cooling the target parts, the operating range can be expanded.
  • the refrigerator 100 even if the rotation speed of the compressor 10 is not changed, the refrigeration capacity of the evaporator 40 can be adjusted by changing the supply destination of the cooled refrigerant. Furthermore, with the refrigerator 100, the operable range can be expanded by changing the supply destination of the cooled refrigerant, and it can be operated even in a pressure range where operation was not possible due to the occurrence of surging. With the refrigerator 100, the occurrence of surging can be suppressed by changing the operating state by selecting the supply destination of the refrigerant after cooling the target components.
  • the target component is the motor 50.
  • the refrigerator 100 of this embodiment by cooling the motor 50, heat generation in the motor 50 can be suppressed, and the reliability of the motor 50 can be improved.
  • the refrigerator 100 of this embodiment by cooling the motor 50, the constraints on the temperature of the motor 50 can be alleviated.
  • the constraints on the temperature of the motor 50 include the temperature conditions of the windings or magnets of the motor 50. In the refrigerator 100, since the windings and magnets of the motor 50 can be cooled, the range in which the compressor 10 can be operated can be expanded.
  • the target part is not limited to the motor 50.
  • the target part may be the bearing 14 that supports the drive shaft (rotating shaft) 13 of the compressor 10.
  • the bearing 14 can be cooled to prevent the bearing 14 from burning out.
  • the restrictions on the temperature of the bearing 14 can be alleviated.
  • the bearing 14 can be cooled to prevent the temperature rise of the bearing 14, and the restrictions on the bearing 14 can be alleviated. Therefore, the range in which the compressor 10 can be operated can be expanded.
  • the target component may be the inverter 60, which is the controller for the motor 50.
  • the target component may be the inverter 60, which is the controller for the motor 50.
  • the inverter 60 by cooling the inverter 60, the occurrence of malfunctions in the inverter 60 can be suppressed, and the reliability of the inverter 60 can be improved.
  • the second position is the evaporator 40.
  • the degree of superheat of the refrigerant gas supplied to the compressor 10 can be relatively low by returning the refrigerant after cooling the target component to the evaporator 40.
  • the refrigeration capacity is reduced.
  • this second operating mode it is necessary to increase the suction volume flow rate required to ensure the refrigeration capacity. Therefore, at an operating point where the required refrigeration capacity is large, a rotation speed constraint on the compressor 10 occurs. In order to avoid such a rotation speed constraint on the compressor 10, by switching from the second operating mode to the first operating mode, it is possible to ensure the refrigeration capacity while maintaining the rotation speed of the compressor 10.
  • the target component is the motor 50
  • the pipe L21 is connected to a flow path that communicates with the inside of the motor chamber 11b.
  • the pipe L21 may include a flow path that communicates with the inside of the motor chamber 11b.
  • the flow path that communicates with the motor chamber 11b includes a flow path that penetrates the casing 11.
  • a refrigerant can be supplied to the inside of the motor chamber 11b, and the rotating shaft, rotor, and stator of the motor 50 inside the casing 11 can be directly cooled.
  • the constraints on the temperature of the motor 50 can be relaxed, and therefore the range in which the compressor 10 can be operated can be expanded.
  • the target part may be the bearing 14 that supports the drive shaft 13 of the compressor 10, and the bearing 14 may be an oil-less bearing.
  • a refrigerant can be used as the gas supplied to the oil-less bearing.
  • an oil-less bearing it is possible to improve the wear resistance and seizure resistance of the bearing 14.
  • an oil-less bearing it is possible to reduce the maintenance required for the bearing 14.
  • the oil-less bearing is cooled, so that the restrictions on the temperature of the bearing 14 can be alleviated.
  • the refrigerator 100 of this embodiment by adopting an oil-less bearing, it is not necessary to use a bearing that uses a highly viscous fluid such as oil as the working fluid.
  • an oil-less bearing is used, bearing loss can be reduced even at high speed rotation. Therefore, the restrictions on the rotation speed of the bearing 14 can be alleviated, and the range in which the compressor 10 can be operated can be expanded.
  • the evaporator 40 is an air heat exchanger that transfers heat between the refrigerant and the air.
  • the air can be cooled by exchanging heat between the refrigerant and the air.
  • the refrigerator 100 can be applied to an air conditioning system, and can adjust the temperature of the air inside a house, for example.
  • the air heat exchanger is affected by the outside air temperature, and therefore experiences greater temperature changes than the water heat exchanger.
  • the operating state of the compressor 10 downstream of the air heat exchanger is more susceptible to change, and a chiller 100 with air heat exchanger requires a wider operating range than a chiller with a water heat exchanger.
  • the chiller 100 of this embodiment can expand the operable range, making it effective for chillers with air heat exchangers whose operating state is more susceptible to change.
  • the refrigerator 100 includes a control valve V23 provided in the pipe L23, a control valve V24 provided in the pipe L24, and a controller 210 that controls the control valves V23 and V24.
  • the controller 210 controls the opening and closing operations of the control valves V23 and V24, thereby switching the supply destination of the refrigerant after cooling the target component.
  • control unit 210 can execute a first operating mode by opening the control valve V23 and closing the control valve V24, and can execute a second operating mode by closing the control valve V23 and opening the control valve V24.
  • the refrigerant after cooling the target parts can be returned to the pipe L11, which is the intake pipe of the compressor 10. This allows the degree of superheat of the refrigerant gas supplied to the compressor 10 to be relatively high.
  • the refrigerant after cooling the target parts can be supplied to the evaporator 40, which is the second location.
  • the degree of superheat of the refrigerant gas supplied to the compressor 10 can be changed, and the occurrence of surging can be suppressed.
  • the adjustment range of operation can be expanded.
  • the compressor 10 In the first operating mode, in which the refrigerant after cooling the target components is returned to the piping L11, which is the intake piping of the compressor 10, the compression power required by the compressor 10 increases due to an increase in the degree of superheat of the refrigerant. Therefore, at an operating point where the required power is large, restrictions on the motor output arise. In order to avoid such restrictions on the motor output, the compressor 10 can continue to operate by switching from the first operating mode to the second operating mode. As a result, the operable range can be expanded.
  • the compressor 10 of this embodiment by switching from the second operating mode to the first operating mode, it is possible to avoid restrictions on the rotation speed of the compressor 10, and it is possible to ensure refrigeration capacity while maintaining the rotation speed of the compressor 10.
  • the refrigerator 100 it is possible to switch from the first operating mode to the second operating mode, or from the second operating mode to the first operating mode, depending on the operating state, so that it is possible to expand the operable range.
  • the refrigerator 100 may include a control unit 210 that controls the flow rate of the refrigerant flowing through the third pipe L24 based on a surge line SL1 that indicates the boundary of the area where surging occurs in the compressor 10.
  • the occurrence of surging in the compressor 10 can be suppressed by controlling the flow rate of the refrigerant flowing through the pipe L24 based on the surge line SL1.
  • the control unit 210 controls the flow rate of the refrigerant flowing through the pipe L24 based on the allowable operating limit line SL2, which is an operating region on the side where the refrigerant flow rate is large relative to the surge line SL1 and takes into account the margin SR relative to the surge line SL1.
  • the occurrence of surging in the compressor 10 can be reliably suppressed by controlling the flow rate of the refrigerant flowing through the pipe L24 based on the allowable operating limit line SL2, which takes into account the margin SR relative to the surge line SL1.
  • the second location is the evaporator
  • the control unit 210 predicts the operating point of the compressor 10 at a second point in time that is a predetermined time after the current first point in time, and can increase the flow rate of the refrigerant flowing through the pipe L24 if the predicted operating point is in a region closer to the surge line SL1 than the operational limit line SL2, or in a region where surging occurs.
  • the operating point of the compressor 10 at a second point in time that is later than the present can be predicted to predict the occurrence of surging.
  • the flow rate of the refrigerant flowing through the pipe L24 can be increased to suppress the occurrence of surging.
  • the refrigerant gas can be switched from being returned to the pipe L11, which is the suction side of the compressor 10, to being returned to the evaporator 40.
  • the amount of pressure increase by the compressor 10 can be increased even with the same rotation speed and volumetric flow rate.
  • the slope of the isentropic line becomes steeper due to a decrease in the degree of superheat, and the ultimate pressure can be increased even with the same insulating head.
  • the refrigeration capacity is reduced by switching the return destination of the refrigerant gas to the evaporator 40.
  • the refrigeration capacity is reduced because there is a portion of the enthalpy change inside the evaporator 40 that cannot be used as refrigeration capacity. Therefore, in the refrigerator 100, the refrigeration capacity can be reduced without reducing the flow rate of the compressor 10.
  • the compressor 10 may be a single-stage compressor or a multi-stage compressor equipped with multiple impellers 12.
  • the cooled refrigerant may be supplied to the subsequent impeller (compression mechanism).
  • the cooled refrigerant is supplied to the evaporator 40, which is the second position, but the refrigerant may be supplied to any position of the evaporator 40, and the cooled refrigerant may be supplied to the upstream pipe L14 connected to the evaporator 40.
  • the second position may also be multiple locations.
  • the cooled refrigerant may be supplied to multiple locations of the evaporator 40.
  • One aspect of the present invention may be as follows:
  • a refrigerator that performs a refrigeration cycle
  • a compressor that compresses a refrigerant; a condenser for condensing the compressed refrigerant; an expansion valve for expanding the condensed refrigerant; an evaporator for evaporating the expanded refrigerant; a suction pipe connecting the evaporator and the compressor;
  • a motor that drives the compressor; a first pipe that supplies the refrigerant discharged from the condenser to a target component; a second pipe that supplies the refrigerant that has cooled the target component to the suction pipe that is at the first position; a third pipe that supplies the refrigerant that has cooled the target component to a second position that is different from the first position and is included in the refrigerator.
  • ⁇ 2> The refrigerator according to ⁇ 1> above, wherein the compressor is a turbo compressor.
  • the target part is the motor, or a bearing supporting a rotating shaft of the compressor, or a controller of the motor.
  • ⁇ 4> The refrigeration machine according to any one of ⁇ 1> to ⁇ 3> above, wherein the second location is the evaporator.
  • the target component is the motor, The refrigerator according to any one of ⁇ 1> to ⁇ 4> above, wherein the first pipe is connected to a flow path communicating with an inside of a casing of the motor.
  • the target component is a bearing that supports a rotating shaft of the compressor
  • the refrigerator according to any one of ⁇ 1> to ⁇ 5> above, wherein the bearing is an oil-less bearing.
  • the evaporator is an air heat exchanger that transfers heat between the refrigerant and air.
  • ⁇ 8> a first control valve provided in the second pipe; a second control valve provided in the third pipe; and a control unit that controls the first control valve and the second control valve.
  • the control unit is A first operation mode can be executed by opening the first control valve and closing the second control valve,
  • the refrigeration machine according to any one of ⁇ 1> to ⁇ 9>, further comprising a control unit that controls a flow rate of the refrigerant flowing through the third piping, based on a surge line indicating a boundary of a region where surging occurs in the compressor.
  • control unit controls the flow rate of the refrigerant flowing through the third piping based on an allowable operation limit line which is an operation region on a side where a flow rate of the refrigerant is large with respect to the surge line and which takes into consideration a margin with respect to the surge line.
  • the second location is the evaporator;
  • the control unit is predicting an operating point of the compressor at a second point in time that is a predetermined time after the current first point in time;
  • Refrigeration unit 10 Compressor 13 Drive shaft (rotating shaft) 14 Bearings (target parts, oil-less bearings) 20 Condenser 30 Expansion valve 40 Evaporator (second position, air heat exchanger) 50 Motor (target part) 60 Inverter (motor controller) 210 Control unit L11 Pipe (suction pipe, first position) L21 Pipe (first pipe) L23 piping (second piping) L24 piping (third piping) V23 Control valve (first control valve) V24 Control valve (second control valve)

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Abstract

サージングの発生を抑制することが可能な冷凍機を提供する。　冷凍機は、冷凍サイクルを実行する冷凍機であって、冷媒を圧縮する圧縮機と、圧縮された冷媒を凝縮する凝縮器と、凝縮された冷媒を膨張させる膨張弁と、膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器と、蒸発器と圧縮機とを接続する吸入配管と、圧縮機を駆動するモータと、凝縮器から吐出された冷媒を対象部品に供給する第１配管と、対象部品を冷却した冷媒を第１位置である吸入配管に供給する第２配管と、対象部品を冷却した冷媒を第１位置とは異なる位置であり当該冷凍機に含まれる第２位置に供給する第３配管と、を備える。

Description

冷凍機
　本開示は、冷凍機に関する。
　冷凍機は、圧縮機、凝縮器、膨張弁、及び蒸発器を備える。圧縮機として、例えばターボ圧縮機が利用される場合がある。ターボ圧縮機は、回転軸を備え、回転軸の一端には、羽根車が設けられ、回転軸の他端は、モータ室に配置されている（例えば特許文献１参照）。特許文献１に記載のターボ圧縮機では、昇圧前の低温低圧の気体が、モータ室に導入されている。
特開平１１－１３６９７号公報
　圧縮機には各種の制約事項があり、この制約事項によって圧縮機を運転可能な領域が制限されている。制約事項が満たされない場合には、冷凍機の運転が不安定となる。本開示は、圧縮機を運転可能な領域の拡大を図ることが可能な冷凍機を提供することを目的とする。
　本開示の一態様に係る冷凍機は、冷凍サイクルを実行する冷凍機であって、冷媒を圧縮する圧縮機と、圧縮された冷媒を凝縮する凝縮器と、凝縮された前記冷媒を膨張させる膨張弁と、膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器と、蒸発器と圧縮機とを接続する吸入配管と、圧縮機を駆動するモータと、凝縮器から吐出された冷媒を対象部品に供給する第１配管と、対象部品を冷却した冷媒を第１位置である吸入配管に供給する第２配管と、対象部品を冷却した冷媒を第１位置とは異なる位置であり当該冷凍機に含まれる第２位置に供給する第３配管と、を備える。
　本態様の冷凍機では、対象部品を冷却後の冷媒を、第１位置である吸入配管、または、第２位置に供給することができる。冷凍機は、対象部品を冷却後の冷媒を、第１位置及び第２位置の両方に供給することができる。冷凍機では、対象部品を冷却後の冷媒の供給先を選択することにより、圧縮機を運転可能な領域の拡大を図ることができる。
　本開示の一態様に係る冷凍機において、圧縮機は、ターボ圧縮機でもよい。本態様の冷凍機では、対象部品を冷却後の冷媒の供給先を選択することにより、運転状態を変えてサージングの発生を抑制できる。
　本開示の一態様に係る冷凍機において、対象部品は、モータ、又は、圧縮機の回転軸を支持する軸受、又は、モータのコントローラである。
　本態様の冷凍機では、モータを冷却することにより、モータにおける発熱を抑制することができる。本態様の冷凍機では、軸受を冷却することにより、軸受における焼きつきを抑制できる。本態様の冷凍機では、コントローラを冷却することにより、コントローラにおける不具合の発生を抑制することができる。
　本開示の一態様に係る冷凍機において、第２位置は、蒸発器でもよい。本態様の冷凍機では、対象部品を冷却後の冷媒を、蒸発器に戻すことにより、圧縮機に供給される冷媒ガスの過熱度を相対的に低くすることができる。
　本開示の一態様に係る冷凍機において、対象部品は、モータであり、第１配管は、モータのケーシング内に連通する流路に接続されていてもよい。本態様の冷凍機では、モータのケーシング内に冷媒を供給することにより、直接的にモータを冷却できる。本態様の冷凍機によれば、モータを冷却することにより、モータの温度に係る制約事項を緩和できる。モータの温度に係る制約事項としては、モータの巻線又は磁石の温度条件がある。巻線又は磁石を冷却することにより、圧縮機を運転可能な領域を拡大することができる。
　本開示の一態様に係る冷凍機において、対象部品は、圧縮機の回転軸を支持する軸受であり、軸受は、オイルレス軸受でもよい。本態様の冷凍機では、オイルレス軸受に供給されるガスとして冷媒を用いることができる。本態様の冷凍機によれば、オイルレス軸受を冷却することにより、軸受の温度に係る制限を緩和できる。これにより、圧縮機を運転可能な領域を拡大することができる。本態様の冷凍機では、オイルレス軸受を採用することにより、油などの粘性の高い流体を作動流体として用いる軸受を使用しなくてもよい。オイルレス軸受を使用した場合には、高速回転においても、軸受損失を小さくできる。そのため、軸受の回転数に係る制限を緩和することができ、圧縮機を運転可能な領域を拡大することができる。
　本開示の一態様に係る冷凍機において、蒸発器は冷媒と空気との間で伝熱する空気熱交換器でもよい。本態様の冷凍機では、冷媒と空気との間で熱交換することにより、空気を冷却できる。空気熱交換器は外気温度の影響を受けるため、水熱交換器よりも温度変化が大きい。そのため、空気熱交換器の下流の圧縮機における運転状態が変化しやすく、空気熱交換を備える冷凍機では、水熱交換器を備える冷凍機と比較して、要求される運転領域は広くなる。本態様の冷凍機では、運転可能な領域を拡大することができるので、運転状態が変化しやすい空気熱交換器を備える冷凍機において有効である。
　本開示の一態様に係る冷凍機は、第２配管に設けられた第１制御弁と、第３配管に設けられた第２制御弁と、第１制御弁及び第２制御弁を制御する制御部と、を備えていてもよい。本態様の冷凍機では、制御部が第１制御弁及び第２制御弁の開閉動作を制御することにより、対象部品を冷却後の冷媒の供給先を切り替えることができる。
　本開示の一態様に係る冷凍機において、制御部は、第１制御弁を開状態とし、第２制御弁を閉状態として、第１運転モードを実行可能であり、第１制御弁を閉状態とし、第２制御弁を開状態として、第２運転モードを実行可能である。
　本態様の冷凍機では、第１運転モードを選択することにより、対象部品を冷却後の冷媒を圧縮機の吸入配管に戻すことができる。これにより、圧縮機に供給される冷媒ガスの過熱度を相対的に高くできる。また、本態様の冷凍機では、第２運転モードを選択することにより、対象部品を冷却後の冷媒を第２位置に供給することができる。本態様の冷凍機によれば、第１運転モード又は第２運転モードを選択することにより、圧縮機に供給される冷媒ガスの過熱度を変えることができ、圧縮機を運転可能な領域の拡大を図ることができる。
　対象部品の冷却後の冷媒を圧縮機の吸入配管に戻す第１運転モードでは、冷媒の過熱度が増加することにより、圧縮機において必要な圧縮動力が増加する。そのため、所要動力が大きい動作点において、モータ出力に関する制約が発生する。このようなモータ出力に関する制約を回避するために、第１運転モードから第２運転モードへ切り替えることにより、圧縮機の運転を継続することができる。その結果、運転可能な領域の拡大を図ることができる。
　対象部品の冷却後の冷媒を蒸発器に戻す第２運転モードでは、冷凍能力が減少する。このような第２運転モードでは、冷凍能力を確保するために必要な吸入体積流量を増加させる必要がある。そのため、必要冷凍能力の大きい動作点においては、圧縮機の回転数制約が発生する。このような圧縮機の回転数制約を回避するために、第２運転モードから第１運転モードへ切り替えることにより、圧縮機の回転数を維持したまま冷凍能力を確保することができる。本態様では、運転状態に応じて、第１運転モードから第２運転モードへ切り替えたり、第２運転モードから第１運転モードへ切り替えたりすることができるので、運転可能な領域の拡大を図ることができる。
　本開示の一態様に係る冷凍機では、圧縮機においてサージングが発生する領域の境界を示すサージラインに基づいて、第３配管を流れる冷媒の流量を制御する制御部を備える。本態様の冷凍機では、サージラインに基づいて第３配管を流れる冷媒の流量を制御することにより、圧縮機におけるサージングの発生を抑制することができる。
　本開示の一態様に係る冷凍機において、制御部は、サージラインに関して冷媒の流量が大きい側の運転領域であり、サージラインに対して余裕代が考慮された運転許容限界ラインに基づいて、第３配管を流れる前記冷媒の流量を制御する。本態様の冷凍機では、サージラインに対して余裕代が考慮された運転許容限界ラインに基づいて第３配管を流れる冷媒の流量を制御することにより、圧縮機におけるサージングの発生を確実に抑制することができる。
　本開示の一態様に係る冷凍機において、第２位置は、蒸発器であり、制御部は、現在の第１時点よりも所定時間が経過した第２時点における圧縮機の動作点を予測し、予測した動作点が運転許容限界ラインよりもサージラインに近い領域、又は、サージングが発生する領域内に存在する場合に、第３配管を流れる冷媒の流量を増加させる。本態様の冷凍機では、現在よりも後の第２時点における圧縮機の動作点を予測して、サージングの発生を予測することができる。本態様の冷凍機では、サージングの発生のおそれが高い場合に、第３配管を流れる冷媒の流量を増加させることにより、サージングの発生を抑制することができる。
一実施形態に係る冷凍機を示す概略図である。 冷凍機の制御部を示すブロック図である。 冷凍機の制御部を示す機能ブロック図である。 冷凍機の冷凍サイクルにおけるモリエル線図である。 圧縮機の性能曲線を示すグラフである。 圧縮機における体積流量と断熱効率との関係を示すグラフである。 冷凍機における制御の手順を示すフローチャートである。
　添付図面を参照しながら、本発明の限定的でない実施例について説明する。なお、添付図面では同一又は対応する部材又は部品には同一又は対応する参照符号が付される。また、以下では同一又は対応する部材又は部品の重複する説明を省略する。また、図面では部材又は部品は必ずしも縮尺通りには描かれていない。従って、当業者は、以下の限定的でない実施例を参照して具体的な寸法を任意に決定できる。また、以下の実施例は発明を限定するものではなく例示するものである。また、実施例に記述される特徴やその組み合わせは必ずしも発明の本質的なものであるとは限らない。
　［冷凍機の概略］
　図１に示される冷凍機１００は、例えば、空気調和装置、冷凍機器、及び冷蔵機器に利用される。冷凍機１００は、その他の機器に利用されてもよい。冷凍機１００は冷凍サイクルを実行する。冷凍機１００の冷凍サイクルは、蒸気圧縮式冷凍サイクルである。冷凍機１００は、圧縮機１０、凝縮器２０、膨張弁３０、及び蒸発器４０を備える。
　冷凍機１００の作動流体である冷媒は、特に限定されない。圧縮機１０は、冷媒ガスを圧縮する。凝縮器２０は、圧縮機１０によって圧縮された冷媒ガスを凝縮する。膨張弁３０は、凝縮器２０によって凝縮された冷媒を膨張させる。蒸発器４０は、膨張弁３０によって膨張された冷媒を蒸発させる。蒸発器４０で蒸発した冷媒ガスは、圧縮機１０に吸入される。
　圧縮機１０は、冷媒ガスを可逆断熱圧縮する。凝縮器２０に供給された冷媒ガスは、定圧で放熱して液化する。液化した冷媒は、膨張弁３０でエンタルピ一定で不可逆膨張して、冷媒の一部が蒸発する。冷媒は、蒸発器４０において定圧で吸熱する。
　冷凍機１００は、冷媒が流れる配管Ｌ１１～Ｌ１４を備える。配管Ｌ１１は、蒸発器４０と圧縮機１０とを接続する吸入配管である。配管Ｌ１２は、圧縮機１０と凝縮器２０とを接続する。配管Ｌ１３は、凝縮器２０と膨張弁３０とを接続する。配管Ｌ１４は、膨張弁３０と蒸発器４０と接続する。
　冷媒ガスは、配管Ｌ１１を流れて、圧縮機１０に吸入される。圧縮機１０で圧縮された冷媒ガスは、配管Ｌ１２を流れて、凝縮器２０に供給される。凝縮器２０で液化した冷媒液は、配管Ｌ１３を流れて、膨張弁３０に流入する。膨張弁３０で膨張した冷媒は、配管Ｌ１４を流れて、蒸発器４０に供給される。蒸発器４０で吸熱した冷媒ガスは、配管Ｌ１１を流れて、圧縮機１０に供給される。
　圧縮機１０は、例えばターボ圧縮機である。圧縮機１０は、ケーシング１１、インペラ１２、駆動軸１３、軸受１４、及びモータ５０を備える。ケーシング１１は、インペラ１２、駆動軸１３、軸受１４、及びモータ５０を収容する。
　ケーシング１１は、インペラ１２を収容する圧縮室１１ａと、モータ５０を収容するモータ室１１ｂと、を有する。
　インペラ１２は、駆動軸１３の一端に設けられている。駆動軸１３の他端は、モータ室１２ｂの内部に配置されている。駆動軸１３は、モータ５０の回転軸を含む。
　軸受１４は、駆動軸１３を回転可能に支持する。軸受１４は、ケーシング１１に固定されている。軸受１４は、例えばラジアル軸受でもよい。圧縮機１０は、複数の軸受１４を備える。軸受１４は、例えばオイルレス軸受である。軸受１４は、すべり軸受でもよく、転がり軸受でもよい。
　モータ５０は、圧縮機１０の駆動源である。モータ５０は、回転子及び固定子を有する。回転子は、駆動軸１３に固定され、駆動軸１３と共に回転する。固定子は、ケーシング１１に固定され、回転子の周囲に配置されている。
　冷凍機１００は、インバータ６０を備える。インバータ６０は、モータ５０の回転数を制御する。インバータ６０は、モータ５０の運転周波数を制御するコントローラである。
　圧縮機１０のインペラ１２は、モータ５０による回転駆動力を受けて回転する。インペラ１２が回転することにより、冷媒ガスが圧縮される。
　圧縮機１０はターボ圧縮機（遠心式圧縮機）に限定されず、容積式圧縮機でもよい。容積式圧縮機は、例えばロータリ式でもよく、スクロール式でもよく、往復式でもよく、スクリュー式でもよい。
　凝縮器２０は、圧縮機１０によって圧縮された高温高圧の冷媒蒸気を冷却する熱交換器である。凝縮器２０は、例えば水又は空気と、冷媒とを熱交換することにより、冷媒を凝縮させる。凝縮器２０である熱交換器は、例えば水冷式でもよく、空冷式でもよく、蒸発式でもよく、その他の形式でもよい。熱交換器は、シェルアンドチューブ形式でもよく、二重管形式でもよく、プレートフィン形式でもよく、その他の形式でもよい。
　膨張弁３０は、凝縮器２０から出た高圧の冷媒液を絞り膨張させる。膨張弁３０を通過した冷媒は、低圧低温の状態となる。膨張弁３０を通過した冷媒は、一部が蒸発した状態であり、飽和蒸気と飽和液が共存する湿り蒸気の状態である。
　蒸発器４０は、膨張弁３０を出て膨張した冷媒と、被冷却流体とを熱交換する熱交換器である。被冷却流体は、冷却対象である流体である。被冷却流体は、例えば空気又は水である。被冷却流体は、その他の流体でもよい。蒸発器４０では、湿り蒸気の状態である冷媒が被冷却流体から熱を奪って蒸発する。蒸発器４０は、例えば空気熱交換器でもよい。空気熱交換器は、冷媒と空気との間で伝熱する。
　蒸発器４０は、例えば乾式でもよく、満液式でもよく、液強制循環式でもよい。蒸発器４０は、例えばプレートフィンコイル形式でもよく、シェルアンドチューブ形式でもよい。
　［冷却機構］
　次に、冷却機構２００について説明する。冷凍機１００は、凝縮器２０から排出された冷媒を用いて対象部品を冷却する冷却機構２００を備える。対象部品は、例えばモータ５０である。対象部品は、軸受１４でもよく、モータ５０のコントローラであるインバータ６０でもよい。対象部品は、その他の部品でもよい。冷却機構２００は、複数の対象部品を冷却してもよい。冷却機構２００は、モータ５０、軸受１４、及びインバータ６０を冷却してもよい。冷却機構２００は、例えば、ケーシング１１を冷却することにより、ケーシング１１に収容されたモータ５０を冷却してもよい。冷却機構２００によって冷却される対象部品は、圧縮機１０のケーシング１１でもよい。
　対象部品は、圧縮機１０から離れた位置に配置されていてもよい。インバータ６０は、圧縮機１０に搭載されていてもよく、圧縮機１０から離れた位置に配置されていてもよい。
　冷却機構２００は、配管Ｌ２１～Ｌ２４、膨張弁Ｖ２１、及び制御弁Ｖ２３，Ｖ２４を備える。配管Ｌ２１は、凝縮器２０とモータ室１１ｂとを接続する。配管Ｌ２１は、凝縮器２０の出口に接続された配管Ｌ１３と、モータ室１１ｂとを接続する。配管Ｌ２１は、凝縮器２０を出た冷媒を、対象部品に供給する配管である。
　配管Ｌ２１には、膨張弁Ｖ２１が設けられている。膨張弁Ｖ２１は、配管Ｌ２１を流れる冷媒の流量及び圧力を調整できる。膨張弁Ｖ２１を通過した冷媒は、減圧されて低温状態となっている。低温状態の冷媒は、配管Ｌ２１を流れて、対象部品に供給される。配管Ｌ２１は、例えば、ケーシング１１のモータ室１１ｂの内部に連通している。配管Ｌ２１を流れた冷媒は、モータ室１１ｂに供給されて、モータ５０を冷却する。
　配管Ｌ２２は、モータ室１１ｂに接続されている。モータ５０を冷却した後の冷媒は、配管Ｌ２２を流れて、モータ室１１ｂの外に排出される。配管Ｌ２２の出口側は、分岐されて、配管Ｌ２３及び配管Ｌ２４に接続されている。
　配管Ｌ２３は、配管Ｌ２２と配管Ｌ１１とを接続する。配管Ｌ２４は、配管Ｌ２２と蒸発器４０とを接続する。配管Ｌ１１は、第１位置である吸入配管である。蒸発器４０は、第１位置とは異なる第２位置の一例である。第２位置は、冷凍機１００に含まれる位置である。第２位置は、蒸発器４０に限定されず、その他の位置でもよい。例えば、圧縮機１０が多段圧縮機である場合に、第２位置は、後段の圧縮機構（インペラ）の入口でもよい。また、圧縮機１０が多段圧縮機である場合に、第１位置は、後段の圧縮機構への吸入配管でもよい。冷凍機１００において、第１位置は、複数個所あってもよい。
　配管Ｌ２１は、凝縮器２０から吐出された冷媒を対象部品に供給する第１配管の一例である。配管Ｌ２３は、対象部品を冷却した冷媒を第１位置である吸入配管（配管Ｌ１１）に供給する第２配管の一例である。配管Ｌ２４は、対象部品を冷却した冷媒を第１位置とは異なる第２位置に供給する第３配管の一例である。
　配管Ｌ２３には、制御弁Ｖ２３が設けられ、配管Ｌ２４には、制御弁Ｖ２４が設けられている。制御弁Ｖ２３は、第１制御弁の一例である。制御弁Ｖ２４は、第２制御弁の一例である。冷却機構２００では、制御弁Ｖ２３及び制御弁Ｖ２４の開閉動作を制御することにより、モータ５０を冷却後の冷媒の供給先を選択することができる。
　冷凍機１００では、制御弁Ｖ２３を開状態とし、制御弁Ｖ２４を閉状態として、第１運転モードを実行できる。第１運転モードでは、モータ５０を冷却後の冷媒を吸入配管である配管Ｌ１１に戻すことができる。
　冷凍機１００では、制御弁Ｖ２３を閉状態とし、制御弁Ｖ２４を開状態として、第２運転モードを実行できる。第２運転モードでは、モータ５０を冷却後の冷媒を蒸発器４０に戻すことができる。配管Ｌ２４の接続先は、蒸発器４０でもよく、蒸発器４０に接続された配管Ｌ１４でもよい。冷却後の冷媒は、蒸発器４０に直接供給されてもよく、配管Ｌ１４を介して、間接的に蒸発器４０に供給されてもよい。
　冷凍機１００では、制御弁Ｖ２３及び制御弁Ｖ２４の開閉動作を制御することにより、冷却後の冷媒を配管Ｌ１１のみに戻してもよく、蒸発器４０のみに戻してもよく、配管Ｌ１１及び蒸発器４０の両方に戻してもよい。また、冷凍機１００は、制御弁Ｖ２３，Ｖ２４に代えて、三方弁である制御弁を備えていてもよい。また、冷凍機１００では、配管Ｌ２３に制御弁Ｖ２３が設けられ、配管Ｌ２４に制御弁Ｖ２４が設けられていなくてもよい。同様に、冷凍機１００では、配管Ｌ２４に制御弁Ｖ２４が設けられ、配管Ｌ２３に制御弁Ｖ２３が設けられていなくてもよい。
　［サージング］
　次にサージングについて説明する。図５は、圧縮機の性能曲線を示すグラフである。図５では、横軸に流量を示し、縦軸に断熱ヘッドを示す。図６では、横軸に体積流量を示し、縦軸に断熱効率を示す。図５では、性能曲線Ｇ１～Ｇ３が図示されている。性能曲線Ｇ１～Ｇ３は、異なる回転数における断熱ヘッドを示す。
　各種用途に用いられる軸流圧縮機又は遠心圧縮機等の圧縮機では、運転時にサージングが発生するおそれがある。例えば遠心圧縮機において、運転時に、流量を絞った状態で圧力を上昇させていくと、旋回失速又はサージングが発生する。一般的には、低流量になるにつれ、旋回失速が発生し、ついにはサージングが発生する。
　例えば遠心圧縮機の運転時に、ある流量を境にさらに流量が低下すると、遠心圧縮機（ターボ機械）の内部において周方向に逆流領域が発生する。このような逆流領域が発生することを旋回失速と呼ぶ。逆流領域が発生する現象は、周方向に変動する圧縮機内部の局所的な現象である。
　圧縮機の内部でサージングが発生すると、圧縮機につながる管路系全体にわたって、逆流や脈動による流速や圧力の大きな変動が生じる。これは管路系を含めた機器類に大きな負荷がかかるため、圧縮機の運転を継続できなくなる。
　例えばサージングの発生を予測するための運転検査を行って確認し、圧縮機の動作点がサージングが発生する領域に入らないように安全率を取ることが好ましい。安全率を考慮した動作点よりも高流量の領域で圧縮機を運転することにより、サージングの発生が抑制される。
　例えばインバータ等で圧縮機の回転数を可変させる可変駆動を行う運転では、回転数ごとにサージングが発生する流量が決まる。回転数ごとにサージングが発生する動作点を結ぶことで、体積流量と断熱ヘッドから規定されるサージライン（運転限界ライン）ＳＬ１が決まる。
　図５では、サージラインＳＬ１、運転許容限界ラインＳＬ２、及び旋回失速発生ラインＳＬ３が図示されている。運転許容限界ラインＳＬ２は、サージラインに関して冷媒の流量が大きい側の運転領域にある。運転許容限界ラインＳＬ２は、サージラインＳＬ１に対して余裕代ＳＲが考慮されたラインである。
　図５において、サージラインＳＬ１よりも左側の領域は、サージング発生領域である。運転許容限界ラインＳＬ２よりも右側の領域は、運転可能領域である。
　［従来技術の課題］
　従来技術の課題について説明する。例えば従来技術に係る空調機では、低流量（冷凍能力の低下）かつ、高ヘッド（高圧力差）に変化した場合に、遠心圧縮機の動作点がサージラインＳＬ１を超えた領域となり、遠心圧縮機の運転ができなくなる。
　［制御部］
　次に図２を参照して、冷凍機１００の制御部２１０について説明する。図２は、冷凍機１００の制御部２１０を示すブロック図である。図２は、制御部２１０のハードウェア構成を示す。図２に示されるように、制御部２１０は、各種センサ２２０、インバータ６０、膨張弁３０、膨張弁Ｖ２１、及び制御弁Ｖ２３，Ｖ２４と電気的に接続されている。
　各種センサ２２０は、例えば、冷凍機１００の外部の温度（外気温）を計測する温度センサ（外気温センサ）、冷媒の温度を計測する温度センサ、冷媒の圧力を計測する圧力センサ、冷媒の流量を計測する流量センサなどでもよい。各種センサ２２０は、その他の情報を取得するセンサでもよい。
　各種センサ２２０は、例えば、吸入圧力センサ２２１、吸入温度センサ２２２、吐出圧力センサ２２３、吐出温度センサ２２４、及び水温センサ２２５を含む。吸入圧力センサ２２１は、圧縮機１０に吸入される冷媒ガスの圧力を検出する。吸入温度センサ２２２は、圧縮機１０に吸入される冷媒ガスの温度を検出する。吐出圧力センサ２２３は、圧縮機１０から吐出された冷媒ガスの圧力を検出する。吐出温度センサ２２４は、圧縮機１０から吐出された冷媒ガスの温度を検出する。
　例えば蒸発器が水熱交換器である場合には、水温センサ２２５は、蒸発器４０に流入する水の温度を検出する。水温センサ２２６は、蒸発器４０から流出した水の温度を検出する。制御部２１０は、各種センサ２２０によって検出されたデータを入力する。制御部２１０は、各種センサ２２０によって取得したデータを用いて各種データを算出することができる。制御部２１０は、水温センサ２２５，２２６から取得したデータを用いて、圧縮機１０に吸入される冷媒ガスの体積流量を算出できる。制御部２１０は、蒸発器４０における伝熱量に基づいて、冷媒ガスの体積流量を算出できる。制御部２１０は、蒸発器４０におけるエントロピーに基づいて、冷媒ガスの体積流量を算出できる。水熱交換器以外の場合などは、冷媒流量を計測する流量計によって冷媒ガスの体積流量を算出してもよい。
　制御部２１０は、ＣＰＵ２１１、及び記憶部２１２を備える。ＣＰＵ（Center　Processing　Unit）２１１は、冷凍機１００における全体の処理を司る。ＣＰＵ２１１は、インバータ６０を介して、モータ５０の回転数を制御できる。ＣＰＵ２１１は、膨張弁３０の開閉動作を制御できる。ＣＰＵ２１１は、膨張弁Ｖ２１の開閉動作を制御できる。ＣＰＵ２１１は、制御弁Ｖ２３，Ｖ２４の開閉動作を制御できる。
　記憶部２１２は、ＲＯＭ（Read　Only　Memory）２１３及びＲＡＭ（Random　Access　Memory）２１４を含む。ＲＯＭ２１３は、ＣＰＵ２１１に制御処理を実行させるための各種プログラムの他、冷凍機１００における動作に必要な各種データ等が記憶されている。ＲＡＭ２１４は、センサ２２０から取得したデータ等を一時的に記憶する。
　［機能ブロック］
　次に図３を参照して、制御部２１０における機能ブロックについて説明する。図３は、冷凍機１００の制御部２１０を示す機能ブロック図である。制御部２１０では、ハードウェアとソフトウェア制御部との組み合わせによって、冷凍機１００の機能を実現する機能ブロックが構成される。
　冷凍機１００において、実施形態の各機能は、一又は複数の処理回路によって実現することが可能である。ここで、本明細書における「処理回路」とは、電子回路により実装されるプロセッサのようにソフトウェアによって各機能を実行するようプログラミングされたプロセッサや、上記で説明した各機能を実行するよう設計されたASIC（Application Specific Integrated Circuit）、DSP（digital signal processor）、FPGA（field programmable gate array）や従来の回路モジュール等のデバイスを含むものとする。
　制御部２１０のＣＰＵ２１１は、ＲＯＭ２１３等の記憶部２１２に記憶されているプログラムを実行することで、図３に示すモータ制御部２３１、膨張弁制御部２３２、及び弁制御部２３３の各機能を実現する。なお、制御部２１０と接続された外部機器及びセンサは、これらの各機能の一部を実行してもよい。また、制御部２１０における機能は、これらに限定されない。
　モータ制御部２３１は、インバータ６０を介して、モータ５０の回転数を制御できる。制御部２１０は、モータ５０の回転数を制御することにより、圧縮機１０のインペラ１２の回転数を制御することができる。膨張弁制御部２３２は、膨張弁３０を制御して、膨張弁３０を通過後の冷媒の圧力を制御してもよい。
　弁制御部２３３は、膨張弁Ｖ２１の開閉動作を制御できる。弁制御部２３３は、制御弁Ｖ２３の開閉動作を制御できる。弁制御部２３３は、制御弁Ｖ２４の開閉動作を制御できる。弁制御部２３３は、膨張弁Ｖ２１の開閉動作を制御して、モータ５０に供給される冷媒の圧力を調整してもよい。
　弁制御部２３３は、制御弁Ｖ２３及び制御弁Ｖ２４の開閉動作を制御することにより、冷却後の冷媒の供給先を切り替えることができる。冷凍機１００では、冷却後の冷媒の供給先を配管Ｌ１１とすることにより、第１運転モードを実行できる。冷凍機１００では、冷却後の冷媒の供給先を蒸発器４０とすることにより、第２運転モードを実行できる。
　上述したように、モータ制御部２３１、膨張弁制御部２３２、及び弁制御部２３３は、記憶部２１２に記憶されているプログラムにより、ソフトウェアで実現できる。これらのモータ制御部２３１、膨張弁制御部２３２、及び弁制御部２３３のうち全部又は一部を、ＩＣ（Integrated　Circuit）等のハードウェアで実現してもよい。
　［Ｐｈ線図］
　次に図４を参照して、冷凍機１００の冷凍サイクルにおけるモリエル線図について説明する。図４では、横軸にエンタルピｈを示し、縦軸に圧力Ｐを示す。線図Ｐｈ１は、第１運転モードにおけるＰｈ線図である。線図Ｐｈ２は、第２運転モードにおけるＰｈ線図である。
　「１→２」の状態変化は、圧縮機１０による可逆断熱圧縮による変化であり、等エントロピー変化である。等エントロピー変化をした際のエンタルピ変化を断熱ヘッドと称呼する。「２→３」の状態変化は、凝縮器２０における等圧変化であり、冷媒は凝縮、冷却される。「３→４」の状態変化は、膨張弁３０による絞り膨張であり、等比エンタルピ変化である。「４→１」の状態変化は、蒸発器４０における等圧変化であり、冷媒は蒸発、加熱される。また、実際の圧縮過程「１→２」は、可逆断熱圧縮からずれるが、ターボ圧縮機においては、同じ回転数、同じ体積流量の場合、圧縮機の動作点として同じ断熱ヘッド特性を示すことが過去の知見から得られている。そのため、本明細書においては、可逆断熱圧縮過程及び断熱ヘッドに着目して説明する。
　［第１運転モードにおけるＰｈ線図］
　線図Ｐｈ１は、対象部品を冷却した後の冷媒を吸入ガスラインである配管Ｌ１１に戻した場合であり、第１運転モードの場合である。第１運転モードでは、圧縮機１０に吸入する冷媒ガスの過熱度が相対的に高くなる。配管Ｌ２３から冷却後の冷媒が配管Ｌ１１に流入することにより、圧縮機１０から吐出される圧縮後の冷媒ガスの温度は、第２運転モードと比較して高くなる。
　また、第１運転モードの場合、圧縮機１０による昇圧量ΔＰ１は、第２運転モードの場合の昇圧量ΔＰ２よりも小さい。なお、第１運転モードと、第２運転モードとの比較において、圧縮機１０における回転数及び体積流量は同じである。同様に、従来技術と比較する場合も、圧縮機１０における回転数及び体積流量は同じである。昇圧量ΔＰ１は、圧力Ｐ２１と圧力Ｐ１との差分である。昇圧量ΔＰ２は、圧力Ｐ２２と圧力Ｐ１との差分である。第１運転モードにおける圧縮機１０の吐出後の圧力Ｐ２１は、第２運転モードにおける圧縮機１０の吐出後の圧力Ｐ２２よりも低い。
　第１運転モードでは、冷凍機１００における要求温度差ΔＴが小さい場合に、断熱効率が低い動作点で運転させずに、断熱効率が高い点で冷凍機１００の運転を継続することができる。これにより、冷凍機１００における運転範囲を、従来と比較して広げることができる。冷凍機１００におけるサージングの発生を抑制しつつ、運転範囲を拡大することができる。
　図５は、圧縮機の性能曲線を示すグラフである。図５では、横軸に体積流量を示し、縦軸に断熱効率を示す。図５では、性能曲線Ｇ１，Ｇ２が図示されている。性能曲線Ｇ１，Ｇ２は、異なる回転数における断熱ヘッドを示す。図５では、動作点Ｐ２１，Ｐ２２が図示されている。
　また、図５では、サージラインＳＬ１が図示されている。サージラインＳＬ１は、サージングが発生するラインを示す。体積流量がサージラインＳＬ１以下になると、サージングが発生し、冷媒ガスの流れが不安定となる。
　動作点Ｐ２１は、動作点Ｐ２２と比較して、体積流量が多く、断熱ヘッドが低い動作点である。動作点Ｐ２２は、動作点Ｐ２１と比較して、体積流量が少なく、断熱ヘッドが高い。動作点Ｐ２３は、動作点Ｐ２１，Ｐ２２と比較して、体積流量が少なく、断熱ヘッドが高い動作点である。動作点Ｐ２３の体積流量は、サージラインＳＬ以下である。動作点Ｐ２３は、運転不可能な領域における仮想の動作点である。
　図６は、圧縮機における体積流量と断熱効率との関係を示すグラフである。図６では、横軸に体積流量を示し、縦軸に断熱効率を示す。図６では、グラフＧ３が図示されている。動作点Ｐ２１における断熱効率は、動作点Ｐ２２における断熱効率よりも低い。動作点Ｐ２２における断熱効率は、動作点Ｐ２１における断熱効率よりも高い。動作点Ｐ２２における断熱効率は、圧縮機１０の断熱効率のピークに近い。
　冷凍機１００では、運転モードを切り替えることができ、動作点Ｐ２１，Ｐ２２を変えることができる。冷凍機１００では、サージラインＳＬ１から遠い方の動作点Ｐ２１に切り替えることで、サージングの発生のおそれを低減することができる。また、冷凍機１００では、運転モードを切り替えることにより、断熱効率の高い方の動作点Ｐ２２、または、断熱効率の低い方の動作点Ｐ２１を選択できる。
　［第２運転モードにおけるＰｈ線図］
　線図Ｐｈ２は、冷却後の冷媒を蒸発器４０に戻した場合であり、第２運転モードの場合である。第２運転モードでは、圧縮機１０に吸入する冷媒ガスの過熱度が相対的に低くなる。第２運転モードにおいて圧縮機１０に吸入する冷媒ガスの過熱度は、第１運転モードにおいて圧縮機１０に吸入する冷媒ガスの過熱度よりも低い。
　また、第２運転モードの場合、圧縮機１０による昇圧量ΔＰ２は、第１運転モードの場合の昇圧量ΔＰ１よりも大きい。そのため、第２運転モードでは、圧縮機１０における駆動軸１３の回転数制限により昇圧することができなかった圧力Ｐ２２まで、昇圧することができる。圧縮機１０における回転数制限は、例えば、インペラ１２、駆動軸１３、及びモータ５０の回転子を含む回転体の強度による場合がある。また、圧縮機１０における回転数制限は、例えば回転体の軸共振による場合がある。また、圧縮機１０による回転数制限は、例えば駆動軸１３を支持する軸受１４の強度による場合がある。冷凍機１００では、第２運転モードを実行することにより、同じ回転数及び同じ体積流量において、圧縮機１０から吐出後の冷媒ガスの圧力を従来と比較して、高くすることができる。これにより、冷凍機１００における運転範囲を、従来と比較して広げることができる。冷凍機１００におけるサージングの発生を抑制しつつ、運転範囲を拡大することができる。
　第２運転モードの場合、冷凍機１００における冷媒の循環体積流量が低く、サージングが発生する領域に突入するために運転できなかった領域まで、冷凍機１００における運転範囲を広げることができる。
　また、第２運転モードでは、第１運転モードと比較して、蒸発器４０における冷凍能力が低くなり、同じ要求温度差ΔＴにおいて、蒸発器４０における冷凍能力を調整することができる。例えば、冷凍機１００における暖房運転においては、暖房能力に影響がなく、高い圧力を維持して、運転することができる。
　［第１運転モードと第２運転モードの比較］
　第１運転モードにおける圧縮機１０による断熱ヘッドΔｈ１は、第２運転モードにおける圧縮機１０による断熱ヘッドΔｈ２と同じである。
　第１運転モードにおける等エントロピー線の傾きは、第２運転モードにおける等エントロピー線の傾きと異なる。第２運転モードにおける等エントロピー線の傾きは、第１運転モードにおける等エントロピー線の傾きと比較して大きい。第２運転モードにおいて、圧縮機１０による圧縮後の冷媒ガスの圧力Ｐ２２は、第１運転モードにおいて、圧縮機による圧縮後の冷媒ガスの圧力Ｐ２１よりも高い。
　第１運転モードにおける圧縮機１０への吸入時の状態「１」のエンタルピｈ１１は、第２運転モードにおける圧縮機１０への吸入時の状態「１」のエンタルピｈ１２よりも高く、第１運転モードにおける吸入過熱度は、第２運転モードにおける吸入過熱度よりも高い（Δｈ３＝ｈ１１－ｈ１２）。
　冷媒物性において、吸入過熱度が増加すると、等エントロピー線（１→２）の傾きが小さくなる。すなわち、圧縮機１０において、同じ回転数、同じ体積流量の場合、断熱ヘッドΔｈ１，Δｈ２は、同じであるが、昇圧量ΔＰ１，ΔＰ２は異なる。第２運転モードにおける到達圧力Ｐ２２は、第１運転モードにおける到達圧力Ｐ２１よりも高い。換言すると、吸入過熱度が大きい場合には、吸入過熱度が小さい場合と比較して、圧縮機１０による圧縮後の冷媒の到達圧力Ｐ２１は低い（Ｐ２１＜Ｐ２２）。
　［冷凍機１００における制御の手順］
　次に図７を参照して冷凍機１００における制御の手順について説明する。図７は、冷凍機１００における制御の手順を示すフローチャートである。
　まず、冷凍機１００の制御部２１０は、各種データを入力する。制御部２１０は、各種センサ２２０から各種データを入力する。制御部２１０は、その他の入力部及びスイッチから各種信号を受信できる。制御部２１０は、外部の処理装置及び端末から各種データを入力してもよい。制御部２１０は、例えば、外気温に関するデータ、熱負荷に関するデータ、及び目標水温（室温）に関するデータを入力することができる。制御部２１０は、入力したデータから各種データを算出してもよい。
　制御部２１０は、終了信号を受信したか否かを判定する（ステップＳ１２）。例えば、使用者は冷凍機１００の運転を終了させる場合には、スイッチを操作する。スイッチは終了信号を出力する。制御部２１０は、終了信号を受信した場合（ステップＳ１２；ＹＥＳ）には、ここでの処理を終了する。制御部２１０は、終了信号を受信しない場合（ステップＳ１２；ＮＯ）には、ステップＳ１２の処理を実行する。
　次に、制御部２１０は、次回の制御後の圧縮機１０の運転点情報を確認する（ステップＳ１３）。
　次に、制御部２１０は、動作点の断熱ヘッド及び体積流量を計算する（ステップＳ１４）。制御部２１０は、入力した各種データを用いて、動作点の断熱ヘッド及び体積流量を計算できる。制御部２１０は、計算した断熱ヘッド及び体積流量を用いて、所定の時間が経過した後の将来の動作点を算出できる。制御部２１０は、例えば、図５に示すマップを用いて、将来の動作点を算出してもよい。
　次に、制御部２１０は、将来の動作点が運転許容限界ラインＳＬ２を超えるか否かを判定する（ステップＳ１５）。制御部２１０は、例えば、図５に示すマップを参照し、将来の動作点が運転許容限界ラインＳＬ２の左側の領域に存在するか否かを判定する。制御部２１０は、将来の動作点が運転許容限界ラインＳＬ２よりも左側の領域に存在すると予想した場合には、運転許容限界ラインＳＬ２を超えると判定する。運転許容限界ラインＳＬ２で示す状態よりも体積流量が少ない場合には、動作点は運転許容限界ラインＳＬ２よりも左側に存在する。運転許容限界ラインＳＬ２で示す状態よりも体積流量が多い場合には、動作点は、運転許容限界ラインＳＬ２よりも右側に存在する。
　制御部２１０は、将来の動作点が運転許容限界ラインＳＬ２を超える場合（ステップＳ１５；ＹＥＳ）には、ステップＳ１８の処理を実行する。制御部２１０は、将来の動作点が運転許容限界ラインＳＬ２を超えない場合（ステップＳ１５；ＮＯ）には、ステップＳ１６の処理を実行する。
　ステップＳ１６では、制御部２１０は制御を実行する。ここでいう「制御」は、例えば、圧縮機１０の回転数の制御、及びバルブの駆動制御を含む。ここでいう「バルブ」は、例えば、膨張弁３０、膨張弁Ｖ２１、制御弁Ｖ２３、及び制御弁Ｖ２４を含む。制御部２１０は、その他の制御を実行してもよい。制御部２１０は、各種制御を実行し、冷凍機１００の運転を実行する。
　次に、制御部２１０は、現在の制御後の冷凍機１００の運転点情報を確認する（ステップＳ１７）。制御部２１０は、各種データを取得して、現在の制御後の冷凍機１００の運転点情報を確認する。制御部２１０は、運転点情報として、例えば、圧縮機１０に吸入される冷媒ガスの吸入圧力及び吸入温度、圧縮機１０から吐出される冷媒ガスの吐出圧力及び吐出温度、並びに、圧縮機１０に吸入される冷媒ガスの体積流量を確認する。
　制御部２１０は、ステップＳ１７の処理の実行後、ステップＳ１３～Ｓ１５を繰り返す。
　ステップＳ１８では、制御部２１０は、吸入ガス戻し先を蒸発器４０に切り替え可能であるか否かを判定する。吸入ガス戻し先とは、図１に示す配管Ｌ２２を流れる冷媒の戻し先である。吸入ガス戻し先は、例えば、蒸発器４０又は配管Ｌ１１である。
　制御部２１０は、現在の吸入ガスの戻し先が配管Ｌ１１である場合（ステップＳ１８；ＹＥＳ）に、吸入ガス戻し先を蒸発器４０に切り替え可能であると判定し、ステップＳ１９の処理を実行する。
　制御部２１０は、現在の吸入ガスの戻し先が蒸発器４０である場合（ステップＳ１８；ＮＯ）に、吸入ガス戻し先を蒸発器４０に切り替え可能であると判定しないで、ステップＳ２０を実行する。
　ステップＳ１９では、吸入ガスの戻し先を配管Ｌ１１から蒸発器４０へ切り替える。冷凍機１００において、配管Ｌ２２を流れる冷媒は、蒸発器４０に供給される。制御部２１０は、ステップＳ１９の処理を実行した後、ステップＳ１７、ステップＳ１３、ステップＳ１４、及びステップＳ１５の処理を繰り返す。
　ステップＳ２０では、制御部２１０は、エラー信号を発信し、ここでの処理を終了する。制御部２１０は、ステップＳ２０の処理の実行後、冷凍機１００の運転を停止させる処理を実行してもよい。
　［冷凍機１００の作用効果］
　本実施形態に係る冷凍機１００は、対象部品であるモータ５０を冷却した冷媒を配管（第１位置である吸入配管）Ｌ１１に供給する配管Ｌ２３と、モータ５０を冷却した冷媒を蒸発器（第２位置）４０に供給する配管Ｌ２４とを備える。
　本態様の冷凍機１００では、対象部品を冷却後の冷媒を、第１位置である配管Ｌ１１、又は、第２位置である蒸発器４０に供給することができる。冷凍機１００は、対象部品を冷却後の冷媒を、配管Ｌ１１及び蒸発器４０の両方に供給することができる。冷凍機１００では、対象部品を冷却後の冷媒の供給先を選択することにより、運転状態を変えてサージングの発生を抑制できる。冷凍機１００では、対象部品を冷却後の冷媒の供給先を選択することができるので、運転可能な領域を広げることができる。
　冷凍機１００によれば、圧縮機１０の回転数を変更しない場合であっても、冷却後の冷媒の供給先を変更することにより、蒸発器４０における冷凍能力を調節できる。また、冷凍機１００によれば、冷却後の冷媒の供給先を変更することにより、運転可能な範囲を拡大することができ、サージングが発生するために、運転できなかった圧力範囲であっても、運転可能である。冷凍機１００では、対象部品を冷却後の冷媒の供給先を選択することにより、運転状態を変えてサージングの発生を抑制できる。
　冷凍機１００において、対象部品はモータ５０である。本態様の冷凍機１００では、モータ５０を冷却することにより、モータ５０における発熱を抑制して、モータ５０における信頼性の向上を図ることができる。本態様の冷凍機１００によれば、モータ５０を冷却することにより、モータ５０の温度に係る制約事項を緩和できる。モータ５０の温度に係る制約事項としては、モータ５０の巻線又は磁石の温度条件がある。冷凍機１００では、モータ５０の巻線及び磁石を冷却することができるので、圧縮機１０を運転可能な領域を拡大することができる。
　冷凍機１００において、対象部品はモータ５０に限定されない。冷凍機１００において、対象部品は、圧縮機１０の駆動軸（回転軸）１３を支持する軸受１４でもよい。この構成の冷凍機１００では、軸受１４を冷却することにより、軸受１４における焼きつきを抑制できる。本態様の冷凍機１００によれば、軸受１４の温度に係る制限を緩和できる。冷凍機１００では、軸受１４を冷却することにより、軸受１４の温度上昇を抑制することができ、軸受１４に関する制限を緩和できる。そのため、圧縮機１０を運転可能な領域を拡大することができる。
　冷凍機１００において、対象部品は、モータ５０のコントローラであるインバータ６０でもよい。この構成の冷凍機１００では、インバータ６０を冷却することにより、インバータ６０における不具合の発生を抑制することができ、インバータ６０の信頼性の向上を図ることができる。
　冷凍機１００において、第２位置は、蒸発器４０である。本態様の冷凍機１００では、対象部品を冷却後の冷媒を、蒸発器４０に戻すことにより、圧縮機１０に供給される冷媒ガスの過熱度を相対的に低くすることができる。
　対象部品の冷却後の冷媒を蒸発器４０に戻す第２運転モードでは、冷凍能力が減少する。このような第２運転モードでは、冷凍能力を確保するために必要な吸入体積流量を増加させる必要がある。そのため、必要冷凍能力の大きい動作点においては、圧縮機１０の回転数制約が発生する。このような圧縮機１０の回転数制約を回避するために、第２運転モードから第１運転モードへ切り替えることにより、圧縮機１０の回転数を維持したまま冷凍能力を確保することができる。
　冷凍機１００において、対象部品は、モータ５０であり、配管Ｌ２１は、モータ室１１ｂ内に連通する流路に接続されている。配管Ｌ２１は、モータ室１１ｂ内に連通する流路を含んでもよい。モータ室１１ｂに連通する流路は、ケーシング１１を貫通する流路を含む。本態様の冷凍機１００では、モータ室１１ｂの内部に冷媒を供給することができ、ケーシング１１の内部のモータ５０の回転軸、回転子、及び固定子を直接的に冷却することができる。本態様の冷凍機１００では、上述したように、モータ５０の温度に係る制約事項を緩和することができるので、圧縮機１０を運転可能な領域を拡大することができる。
　冷凍機１００において、対象部品は、圧縮機１０の駆動軸１３を支持する軸受１４でもよく、軸受１４は、オイルレス軸受でもよい。本態様の冷凍機１００では、オイルレス軸受に供給されるガスとして冷媒を用いることができる。これにより、オイルレス軸受を採用することにより、軸受１４における耐摩耗性及び耐焼き付け性の向上を図ることができる。また、オイルレス軸受を採用することにより、軸受１４におけるメンテナンスを軽減することができる。
　本態様の冷凍機１００によれば、オイルレス軸受を冷却することにより、軸受１４の温度に係る制限を緩和できる。これにより、圧縮機１０を運転可能な領域を拡大することができる。本態様の冷凍機１００では、オイルレス軸受を採用することにより、油などの粘性の高い流体を作動流体として用いる軸受を使用しなくてもよい。オイルレス軸受を使用した場合には、高速回転においても、軸受損失を小さくできる。そのため、軸受１４の回転数に係る制限を緩和することができ、圧縮機１０を運転可能な領域を拡大することができる。
　冷凍機１００において、蒸発器４０は冷媒と空気との間で伝熱する空気熱交換器である。本態様の冷凍機１００では、冷媒と空気との間で熱交換することにより、空気を冷却できる。冷凍機１００は、空気調和装置に適用することができ、例えば、住宅の室内の空気の温度調整を行うことができる。
　空気熱交換器は外気温度の影響を受けるため、水熱交換器よりも温度変化が大きい。そのため、空気熱交換器の下流の圧縮機１０における運転状態が変化しやすく、空気熱交換を備える冷凍機１００では、水熱交換器を備える冷凍機と比較して、要求される運転領域は広くなる。本態様の冷凍機１００では、運転可能な領域を拡大することができるので、運転状態が変化しやすい空気熱交換器を備える冷凍機において有効である。
　冷凍機１００は、配管Ｌ２３に設けられた制御弁Ｖ２３と、配管Ｌ２４に設けられた制御弁Ｖ２４と、制御弁Ｖ２３及び制御弁Ｖ２４を制御する制御部２１０と、を備える。本態様の冷凍機１００では、制御部２１０が制御弁Ｖ２３及び制御弁Ｖ２４の開閉動作を制御することにより、対象部品を冷却後の冷媒の供給先を切り替えることができる。
　冷凍機１００において、制御部２１０は、制御弁Ｖ２３を開状態とし、制御弁Ｖ２４を閉状態として、第１運転モードを実行可能であり、制御弁Ｖ２３を閉状態とし、制御弁Ｖ２４を開状態として、第２運転モードを実行可能である。
　本態様の冷凍機１００では、第１運転モードを選択することにより、対象部品を冷却後の冷媒を圧縮機１０の吸入配管である配管Ｌ１１に戻すことができる。これにより、圧縮機１０に供給される冷媒ガスの過熱度を相対的に高くできる。また、本態様の冷凍機１００では、第２運転モードを選択することにより、対象部品を冷却後の冷媒を第２位置である蒸発器４０に供給することができる。本態様の冷凍機１００によれば、第１運転モード又は第２運転モードを選択することにより、圧縮機１０に供給される冷媒ガスの過熱度を変えることができ、サージングの発生を抑制できる。冷凍機１００では、運転の調整範囲の拡大を図ることができる。
　対象部品の冷却後の冷媒を圧縮機１０の吸入配管である配管Ｌ１１に戻す第１運転モードでは、冷媒の過熱度が増加することにより、圧縮機１０において必要な圧縮動力が増加する。そのため、所要動力が大きい動作点において、モータ出力に関する制約が発生する。このようなモータ出力に関する制約を回避するために、第１運転モードから第２運転モードへ切り替えることにより、圧縮機１０の運転を継続することができる。その結果、運転可能な領域の拡大を図ることができる。
　本態様の圧縮機１０では、第２運転モードから第１運転モードへ切り替えることにより、圧縮機１０の回転数制約を回避することができ、圧縮機１０の回転数を維持したまま冷凍能力を確保することができる。冷凍機１００によれば、運転状態に応じて、第１運転モードから第２運転モードへ切り替えたり、第２運転モードから第１運転モードへ切り替えたりすることができるので、運転可能な領域の拡大を図ることができる。
　実施形態に係る冷凍機１００は、圧縮機１０においてサージングが発生する領域の境界を示すサージラインＳＬ１に基づいて、第３配管である配管Ｌ２４を流れる冷媒の流量を制御する制御部２１０を備えていてもよい。本態様の冷凍機１００では、サージラインＳＬ１に基づいて配管Ｌ２４を流れる冷媒の流量を制御することにより、圧縮機１０におけるサージングの発生を抑制することができる。
　実施形態に係る冷凍機１００において、制御部２１０は、サージラインＳＬ１に関して冷媒の流量が大きい側の運転領域であり、サージラインＳＬ１に対して余裕代ＳＲが考慮された運転許容限界ラインＳＬ２に基づいて、配管Ｌ２４を流れる冷媒の流量を制御する。本態様の冷凍機１００では、サージラインＳＬ１に対して余裕代ＳＲが考慮された運転許容限界ラインＳＬ２に基づいて配管Ｌ２４を流れる冷媒の流量を制御することにより、圧縮機１０におけるサージングの発生を確実に抑制することができる。
　実施形態に係る冷凍機１００において、第２位置は、蒸発器であり、制御部２１０は、現在の第１時点よりも所定時間が経過した第２時点における圧縮機１０の動作点を予測し、予測した動作点が運転許容限界ラインＳＬ２よりもサージラインＳＬ１に近い領域、又は、サージングが発生する領域内に存在する場合に、配管Ｌ２４を流れる冷媒の流量を増加させることができる。本態様の冷凍機１００では、現在よりも後の第２時点における圧縮機１０の動作点を予測して、サージングの発生を予測することができる。本態様の冷凍機では、サージングの発生のおそれが高い場合に、配管Ｌ２４を流れる冷媒の流量を増加させることにより、サージングの発生を抑制することができる。
　本実施形態に係る冷凍機１００では、圧縮機１０の吸入側である配管Ｌ１１に冷媒ガスを戻していた状態から、冷媒ガスの戻し先を蒸発器４０に切り替えることができる。このような冷凍機１００では、同じ回転数、同じ体積流量においても、圧縮機１０による昇圧量を高くすることができる。また、冷凍機１００では過熱度の低下により、等エントロピー線の傾きが急になり、同じ断熱ヘッドでも到達圧力を高くすることができる。
　また、このような冷凍機１００では、冷媒ガスの戻し先を蒸発器４０に切り替えることにより、冷凍能力が低下する。このような冷凍機１００では、蒸発器４０の内部のエンタルピ変化の中で、冷凍能力として使えない部分があるため、冷凍能力が低下する。したがって、冷凍機１００では、圧縮機１０の流量を低減しなくても、冷凍能力を低下させることができる。
　以上、本発明の好ましい実施形態について詳説した。しかしながら、本発明は、上述した実施形態に制限されることはない。上述した実施形態は、本発明の範囲を逸脱することなしに、種々の変形、置換等が適用され得る。また、別々に説明された特徴は、技術的な矛盾が生じない限り、組み合わせが可能である。
　上記の実施形態において、圧縮機１０は単段圧縮機でもよく、複数のインペラ１２を備える多段圧縮機でもよい。例えば多段圧縮機において、冷却後の冷媒を後段のインペラ（圧縮機構）に供給してもよい。
　上記の実施形態において、第２位置である蒸発器４０に、冷却後の冷媒を供給しているが、蒸発器４０のどの位置に冷媒を供給してもよく、蒸発器４０に接続された上流の配管Ｌ１４に冷却後の冷媒を供給してもよい。また、第２位置は、複数の箇所でもよい。例えば、冷凍機１００では、蒸発器４０に対して複数の箇所に、冷却後の冷媒を供給してもよい。
　本発明の一態様は、以下のとおりでもよい。
　＜１＞
　冷凍サイクルを実行する冷凍機であって、
　冷媒を圧縮する圧縮機と、
　圧縮された前記冷媒を凝縮する凝縮器と、
　凝縮された前記冷媒を膨張させる膨張弁と、
　膨張した前記冷媒を蒸発させる蒸発器と、
　前記蒸発器と前記圧縮機とを接続する吸入配管と、
　前記圧縮機を駆動するモータと、
　前記凝縮器から吐出された前記冷媒を対象部品に供給する第１配管と、
　前記対象部品を冷却した前記冷媒を第１位置である前記吸入配管に供給する第２配管と、
　前記対象部品を冷却した前記冷媒を前記第１位置とは異なる位置であり当該冷凍機に含まれる第２位置に供給する第３配管と、を備える冷凍機。
　＜２＞
　前記圧縮機は、ターボ圧縮機である、上記＜１＞に記載の冷凍機。
　＜３＞
　前記対象部品は、前記モータ、又は、前記圧縮機の回転軸を支持する軸受、又は、前記モータのコントローラである、上記＜１＞又は＜２＞に記載の冷凍機。
　＜４＞
　前記第２位置は、前記蒸発器である、上記＜１＞～＜３＞の何れか一つに記載の冷凍機。
　＜５＞
　前記対象部品は、前記モータであり、
　前記第１配管は、前記モータのケーシング内に連通する流路に接続されている、上記＜１＞～＜４＞の何れか一つに記載の冷凍機。
　＜６＞
　前記対象部品は、前記圧縮機の回転軸を支持する軸受であり、
　前記軸受は、オイルレス軸受である、上記＜１＞～＜５＞の何れか一つに記載の冷凍機。
　＜７＞
　前記蒸発器は前記冷媒と空気との間で伝熱する空気熱交換器である、上記＜１＞～＜６＞の何れか一つに記載の冷凍機。
　＜８＞
　前記第２配管に設けられた第１制御弁と、
　前記第３配管に設けられた第２制御弁と、
　前記第１制御弁及び前記第２制御弁を制御する制御部と、を備える上記＜１＞～＜７＞の何れか一つに記載の冷凍機。
　＜９＞
　前記制御部は、
　前記第１制御弁を開状態とし、前記第２制御弁を閉状態として、第１運転モードを実行可能であり、
　前記第１制御弁を閉状態とし、前記第２制御弁を開状態として、第２運転モードを実行可能である、上記＜８＞に記載の冷凍機。
　＜１０＞
　前記圧縮機においてサージングが発生する領域の境界を示すサージラインに基づいて、前記第３配管を流れる前記冷媒の流量を制御する制御部を備える上記＜１＞～＜９＞の何れか一つに記載の冷凍機。
　＜１１＞
　前記制御部は、前記サージラインに関して前記冷媒の流量が大きい側の運転領域であり、前記サージラインに対して余裕代が考慮された運転許容限界ラインに基づいて、前記第３配管を流れる前記冷媒の流量を制御する上記＜１０＞に記載の冷凍機。
　＜１２＞
　前記第２位置は、前記蒸発器であり、
　前記制御部は、
　現在の第１時点よりも所定時間が経過した第２時点における前記圧縮機の動作点を予測し、
　予測した前記動作点が前記運転許容限界ラインよりも前記サージラインに近い領域、又は、前記サージングが発生する領域内に存在する場合に、前記第３配管を流れる前記冷媒の流量を増加させる上記＜１１＞に記載の冷凍機。
　本国際出願は２０２３年３月３１日に出願した日本国特許出願２０２３－０５８７２５に基づく優先権を主張するものであり、日本国特許出願２０２３－０５８７２５号の全内容を本国際出願に援用する。
　１００　　冷凍機
　１０　　　圧縮機
　１３　　　駆動軸（回転軸）
　１４　　　軸受（対象部品、オイルレス軸受）
　２０　　　凝縮器
　３０　　　膨張弁
　４０　　　蒸発器（第２位置、空気熱交換器）
　５０　　　モータ（対象部品）
　６０　　　インバータ（モータのコントローラ）
　２１０　　制御部
　Ｌ１１　　配管（吸入配管、第１位置）
　Ｌ２１　　配管（第１配管）
　Ｌ２３　　配管（第２配管）
　Ｌ２４　　配管（第３配管）
　Ｖ２３　　制御弁（第１制御弁）
　Ｖ２４　　制御弁（第２制御弁）

Claims (12)

  1. 　冷凍サイクルを実行する冷凍機であって、
    　冷媒を圧縮する圧縮機と、
    　圧縮された前記冷媒を凝縮する凝縮器と、
    　凝縮された前記冷媒を膨張させる膨張弁と、
    　膨張した前記冷媒を蒸発させる蒸発器と、
    　前記蒸発器と前記圧縮機とを接続する吸入配管と、
    　前記圧縮機を駆動するモータと、
    　前記凝縮器から吐出された前記冷媒を対象部品に供給する第１配管と、
    　前記対象部品を冷却した前記冷媒を第１位置である前記吸入配管に供給する第２配管と、
    　前記対象部品を冷却した前記冷媒を前記第１位置とは異なる位置であり当該冷凍機に含まれる第２位置に供給する第３配管と、を備える冷凍機。
  2. 　前記圧縮機は、ターボ圧縮機である、請求項１に記載の冷凍機。
  3. 　前記対象部品は、前記モータ、又は、前記圧縮機の回転軸を支持する軸受、又は、前記モータのコントローラである、請求項１又は２に記載の冷凍機。
  4. 　前記第２位置は、前記蒸発器である、請求項１～３の何れか一項に記載の冷凍機。
  5. 　前記対象部品は、前記モータであり、
    　前記第１配管は、前記モータのケーシング内に連通する流路に接続されている、請求項１～４の何れか一項に記載の冷凍機。
  6. 　前記対象部品は、前記圧縮機の回転軸を支持する軸受であり、
    　前記軸受は、オイルレス軸受である、請求項１～５の何れか一項に記載の冷凍機。
  7. 　前記蒸発器は前記冷媒と空気との間で伝熱する空気熱交換器である、請求項１～６の何れか一項に記載の冷凍機。
  8. 　前記第２配管に設けられた第１制御弁と、
    　前記第３配管に設けられた第２制御弁と、
    　前記第１制御弁及び前記第２制御弁を制御する制御部と、を備える請求項１～７の何れか一項に記載の冷凍機。
  9. 　前記制御部は、
    　前記第１制御弁を開状態とし、前記第２制御弁を閉状態として、第１運転モードを実行可能であり、
    　前記第１制御弁を閉状態とし、前記第２制御弁を開状態として、第２運転モードを実行可能である、請求項８に記載の冷凍機。
  10. 　前記圧縮機においてサージングが発生する領域の境界を示すサージラインに基づいて、前記第３配管を流れる前記冷媒の流量を制御する制御部を備える請求項１～９の何れか一項に記載の冷凍機。
  11. 　前記制御部は、前記サージラインに関して前記冷媒の流量が大きい側の運転領域であり、前記サージラインに対して余裕代が考慮された運転許容限界ラインに基づいて、前記第３配管を流れる前記冷媒の流量を制御する請求項１０に記載の冷凍機。
  12. 　前記第２位置は、前記蒸発器であり、
    　前記制御部は、
    　現在の第１時点よりも所定時間が経過した第２時点における前記圧縮機の動作点を予測し、
    　予測した前記動作点が前記運転許容限界ラインよりも前記サージラインに近い領域、又は、前記サージングが発生する領域内に存在する場合に、前記第３配管を流れる前記冷媒の流量を増加させる請求項１１に記載の冷凍機。
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