本公开涉及涡轮压缩机。
背景技术：
涡轮压缩机具备被称为叶轮的部件。叶轮是用于送风或压缩压缩性的流体的旋转部件，主要在旋转切线方向上对流体进行加速，由此赋予流体动能。叶轮通常具有近似于圆锥台的形状，以将小径面的中心与大径面的中心连结的直线为轴进行旋转。叶轮具有轮毂和多个叶片。多个叶片在轮毂的表面上放射状地配置。
被吸入涡轮压缩机的流体以预定的角度与叶片的前缘部发生碰撞。因该碰撞，叶片的表面(负压面)与叶片的背面(正压面)之间产生速度差，从而赋予流体动能。在从叶片的前缘部到叶片的后缘部为止的区间，随着叶轮的旋转半径的增加，主要是与旋转切线方向有关的流体的分速度增加。在叶轮具有最大的外径的位置分速度最大，可决定赋予流体的动能的总量。
叶轮的叶片间的流路中的流体的流动非常复杂。在复杂的流动场中产生速度慢且高强度的涡流(具有较高的涡度的涡流)。涡流会阻碍从叶片向流体有效地赋予动能。另外，因涡流中的流体的摩擦而会产生损失。这成为压力比和绝热效率的降低的主要原因。
作为涡流的一种，已知起因于因在负压面的相对压力差引起的二次流的涡流。二次流是指具有与主流垂直的速度成分的流动。二次流与护罩壁碰撞、剥离而成为涡流阻碍主流。
图8a以及图8b是示出专利文献1所记载的涡轮压缩机的叶轮的叶片角度的图表。各图表的横轴表示叶片在主流方向上的长度(在弦方向上的长度)的无量纲距离m。各图表的纵轴表示叶片角度。图8a表示叶片的轮毂缘部处的叶片角度βh。图8b表示叶片的护罩缘部处的叶片角度βs。图8c表示(βh-βs)相对于无量纲距离m的值。
专利文献1中记载了将叶轮设计成随着接近叶片间的流路的出口而相对压力差δcp减少这一情况。相对压力差δcp是叶片的负压面上的压力差。当(βh-βs)的值增加时，相对压力差δcp减少。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本专利第3693121号公报
非专利文献
非专利文献1：colinosborneetal.著，《aerodynamicandmechanicaldesignofan8：1pressureratiocentrifugalcompressor》，nasacr-134782，1975年4月
技术实现要素：
专利文献1只是着眼于叶片间的流路的出口附近处的(βh-βs)的值。
本公开的目的在于抑制二次流和由二次流引起的涡流来提高涡轮压缩机的效率。
即，本公开提供一种涡轮压缩机，
所述涡轮压缩机具备壳体和配置于所述壳体内的叶轮，
所述叶轮具有轮毂和多个叶片，所述轮毂具有上表面、下表面以及外周面，所述多个叶片在所述轮毂的所述外周面上放射状地配置，
所述多个叶片均包括位于所述轮毂的所述上表面侧的前缘部、位于所述轮毂的所述下表面侧的后缘部、与所述轮毂的所述外周面相接的轮毂缘部、以及作为位于叶展方向的外侧的叶片端的护罩缘部，
在将从所述叶轮的旋转轴到所述前缘部与所述轮毂缘部的交点为止的距离定义为r1，将从所述叶轮的所述旋转轴到所述前缘部与所述护罩缘部的交点为止的距离定义为r2，将从所述叶轮的所述旋转轴到所述后缘部为止的距离定义为r3时，
所述距离r1、所述距离r2以及所述距离r3满足0.2≦r1/r3≦0.3且0.6≦r2/r3≦0.8这一关系，
在将关于弦方向的距所述前缘部的无量纲距离定义为m时，
在所述无量纲距离m为0％以上且5％以下的区间中所述护罩缘部的叶片角度βs恒定，
在所述无量纲距离m为5％的位置，所述轮毂缘部的叶片角度βh与所述护罩缘部的所述叶片角度βs满足βh≧βs×2/3这一关系。
根据本公开的技术，在前缘部的附近的负压面，叶展方向上的相对压力差减少。由此，二次流以及由二次流引起的涡流被抑制，涡轮压缩机的效率提高。
附图说明
图1是本公开的一实施方式的涡轮压缩机的子午面投影图。
图2是图1所示的涡轮压缩机的叶轮的立体图。
图3是图2所示的叶轮的叶片的立体图。
图4是示出叶片角度的确定方法的图。
图5是示出叶轮的入口处的工作流体的状态的p-h线图。
图6是示出图2所示的叶轮的叶片角度βh以及βs的图表。
图7是使用图1所示的涡轮压缩机的冷冻循环装置的构成图。
图8a是示出专利文献1所记载的涡轮压缩机的叶轮的叶片角度βh的图表。
图8b是示出专利文献1所记载的涡轮压缩机的叶轮的叶片角度βs的图表。
图8c是示出(βh-βs)相对于无量纲距离m的值的图表。
附图标记说明
10：叶轮；
14：护罩；
16：壳体；
30：轮毂；
31：叶片；
31a：前缘部；
31b：后缘部；
31c：轮毂缘部；
31d：护罩缘部；
31q：负压面；
31p：正压面；
100：涡轮压缩机；
200：冷冻循环装置。
具体实施方式
(作为本公开的基础的见解)
有时将常温下的饱和蒸气压为负压的物质作为制冷剂用于冷冻循环装置。作为常温下的饱和蒸气压为负压的物质，可列举水。在以与使用氟利昂系制冷剂(例如r134a)的冷冻循环装置的涡轮压缩机的叶轮相同的比转速设计使用水的冷冻循环装置的涡轮压缩机的叶轮的情况下，使用水的冷冻循环装置的涡轮压缩机会产生如下的问题。
水蒸气的密度比氟利昂系制冷剂的蒸气的密度小，所以，叶轮的入口处的水蒸气的马赫数(流速相对于音速的比)比氟利昂系制冷剂的蒸气的马赫数大。水蒸气的马赫数例如是r134a的马赫数的1.3倍。因为马赫数大，所以，叶轮的入口处的水蒸气的静压的降低幅度也大。当状态接近饱和状态的水蒸气进入叶片间的流路时，静压的降低会导致水蒸气的冷凝。水滴与叶片碰撞会促进腐蚀，冷凝水的滞留会导致流路闭塞。结果，损害了涡轮压缩机的可靠性，涡轮压缩机的性能降低。
为了防止因静压的降低引起的制冷剂的冷凝而增大叶轮的入口的流路面积来使马赫数降低这一方法是有效的。但是，当增大入口的流路面积时，叶轮的半径也增加，叶片的前缘部的长度也增加。当前缘部的长度增大时，在叶片的顶端部(护罩缘部)的附近流动的制冷剂与在叶片的根部(轮毂缘部)的附近流动的制冷剂之间的相对马赫数变大。在前缘部施加于叶片的负荷过度增加，叶片的负压面处的相对压力差增加。结果，助长了叶展方向上的二次流。二次流与护罩壁碰撞、剥离而产生涡流。当有害的涡流在叶片的前缘部产生时，涡流会阻碍主流并朝向下游流动。阻碍主流的低速区域会扩大至扩散器(diffuser)，从而妨碍扩散器的静压回复效果。结果，涡轮压缩机的性能降低。
虽然专利文献1着眼于叶片角度βh与叶片角度βs的差，但只着眼于叶片间的流路的出口附近的(βh-βs)的值。而且，专利文献1仅提及抑制空气等通常的流体的二次流。
根据本发明人等的上述见解，在叶片的前缘部的附近的负压面，叶展方向上的相对压力差的减少会有效地抑制二次流以及由二次流引起的涡流，进而对于涡轮压缩机的性能的提高是有效的。当在护罩缘部施加于叶片的负荷降低并且在轮毂缘部施加于叶片的负荷升高时，能够有效地减少相对压力差。
本公开的第1技术方案的涡轮压缩机具备壳体和配置于所述壳体内的叶轮，
所述叶轮具有轮毂和多个叶片，所述轮毂具有上表面、下表面以及外周面，所述多个叶片在所述轮毂的所述外周面上放射状地配置，
所述多个叶片均包括：位于所述轮毂的所述上表面侧的前缘部、位于所述轮毂的所述下表面侧的后缘部、与所述轮毂的所述外周面连接的轮毂缘部、以及作为位于叶展方向的外侧的叶片端的护罩缘部，
在将从所述叶轮的旋转轴到所述前缘部与所述轮毂缘部的交点为止的距离定义为r1，将从所述叶轮的所述旋转轴到所述前缘部与所述护罩缘部的交点为止的距离定义为r2，将从所述叶轮的所述旋转轴到所述后缘部为止的距离定义为r3时，
所述距离r1、所述距离r2以及所述距离r3满足0.2≦r1/r3≦0.3且0.6≦r2/r3≦0.8这一关系，
在将关于弦方向的距所述前缘部的无量纲距离定义为m时，
在所述无量纲距离m为0％以上且5％以下的区间中所述护罩缘部的叶片角度βs恒定，
在所述无量纲距离m为5％的位置，所述轮毂缘部的叶片角度βh与所述护罩缘部的所述叶片角度βs满足βh≧βs×2/3这一关系。
根据第1技术方案，距离r1、距离r2以及距离r3满足0.2≦r1/r3≦0.3且0.6≦r2/r3≦0.8这一关系，所以可防止工作流体的冷凝。而且，根据第1技术方案，在无量纲距离m为0％以上且5％以下的区间中，护罩缘部的叶片角度βs恒定。换言之，在无量纲距离m为0％以上且5％以下的区间中，护罩缘部具有直线的叶片形状。根据这样的构成，能够抑制施加于护罩缘部的叶片负荷。而且，若对无量纲距离m为0％以上且5％以下的区间中的轮毂缘部的叶片角度βh进行调整，以使得在无量纲距离m为5％的位置满足βh≧βs×2/3这一关系，则施加于轮毂缘部的叶片负荷增加，轮毂缘部的负压面的静压的降低幅度变大。由此，在前缘部的附近的负压面，叶展方向上的相对压力差减少。结果，抑制了由二次流引起的涡流的产生，难以由涡流阻碍主流，从而涡轮压缩机的性能提高。
在本公开的第2技术方案中，例如，第1技术方案的涡轮压缩机的所述无量纲距离m超过5％且为10％以下的区间中的所述护罩缘部的所述叶片角度βs，比所述无量纲距离m为0％的位置处的所述护罩缘部的所述叶片角度βs的0.97倍小，在所述无量纲距离m为10％的位置，所述叶片角度βh与所述叶片角度βs满足βh≧βs×1/2这一关系。根据第2技术方案，在叶轮以比额定设计点高的速度旋转从而施加于叶片的整体的叶片负荷高的状况下，也能够降低施加于护罩缘部处的叶片负荷，并且提高施加于轮毂缘部处的叶片负荷。结果，在前缘部的附近的负压面，叶展方向上的相对压力差减少，抑制了二次流以及由二次流引起的涡流的产生。在高负荷运转条件下这一效果显著，涡轮压缩机的性能提高。
在本公开的第3技术方案中，例如，第1技术方案或第2技术方案的涡轮压缩机的所述叶轮对常温下的饱和蒸气压为负压的工作流体进行压缩。本公开的技术尤其对于用于压缩这样的工作流体的涡轮压缩机有用。
本公开的第4技术方案的冷冻循环装置具备第1技术方案或第2技术方案的涡轮压缩机，使用常温下的饱和蒸气压为负压的物质作为制冷剂。
本公开的技术尤其对于使用常温下的饱和蒸气压为负压的物质作为制冷剂的冷冻循环装置有用。
在本公开的第5技术方案中，例如，第4技术方案的冷冻循环装置的所述物质包括水。包括水的制冷剂对环境的负荷小。
以下，参照附图对本公开的实施方式进行说明。本公开不限定于以下的实施方式。
如图1所示，本实施方式的涡轮压缩机100具备叶轮10、后板13、护罩14以及壳体16。叶轮10具有轮毂30和多个叶片31，并且配置于壳体16的内部。在后板13与护罩14之间形成有扩散器15。通过叶轮10后的工作流体流入扩散器15。护罩14具有包围叶轮10的护罩壁14a。壳体16形成有用于将要压缩的工作流体导向叶轮10的吸入空间17。吸入空间17是叶轮10的入口。在叶轮10安装有头锥(nosecone)12。护罩14也可以是壳体16的一部分。
涡轮压缩机100可以是离心压缩机。本公开的技术也可以应用于斜流压缩机。
图1的子午面投影图是通过在包括叶轮10的旋转轴o的子午面上对叶片31以及护罩壁14a进行旋转投影而得到的旋转投影图。在子午面投影图中展现出的形状在涡轮机械的领域中被称为“子午面形状”。
如图2所示，叶轮10的轮毂30具有上表面30a、下表面30b以及外周面30c。轮毂30具有近似于圆锥台的形状，从上表面30a朝向下表面30b直径平滑地扩展。多个叶片31在轮毂30的外周面30c上放射状地配置。
叶片31具有正压面31p以及负压面31q。正压面31p是位于叶轮10的旋转方向d的前方侧的面。负压面31q是位于叶轮10的旋转方向d的后方侧的面。
叶片31还具有前缘部31a、后缘部31b、轮毂缘部31c以及护罩缘部31d。前缘部31a是在弦方向上位于轮毂30的上表面30a侧的叶片端。后缘部31b是在弦方向上位于轮毂30的下表面30b侧的叶片端。轮毂缘部31c是与轮毂30的外周面30c相接的叶片端。护罩缘部31d是位于叶展方向的外侧的叶片端。在叶展方向上，护罩缘部31d位于与轮毂缘部31c相反的一侧。
如图3所示，叶展方向是箭头a所表示的方向。弦方向是箭头b所表示的方向。叶展方向与弦方向正交。
叶轮10也可以具备多个副叶片(splitterblade)。多个副叶片均为比主叶片(fullblade)即叶片31短的叶片，可以配置于叶片31与叶片31之间。
如图1所示，将从叶轮10的旋转轴o到前缘部31a与轮毂缘部31c的交点为止的距离定义为r1。将从叶轮10的旋转轴o到前缘部31a与护罩缘部31d的交点为止的距离定义为r2。将从叶轮10的旋转轴o到后缘部31b为止的距离定义为r3。距离r1为前缘部31a的位置处的轮毂30的半径。距离r2为前缘部31a的位置处的叶轮10的半径。距离r3为后缘部31b的位置处的叶轮10的半径。工作流体通过吸入空间17被导入叶轮10。吸入面积与由前缘部31a的轨迹规定的圆环状的面的面积(π×((r2)2-(r1)2))相等。
接下来，对在常温下的饱和蒸气压为负压的物质作为工作流体的情况下，为了防止工作流体的冷凝而需要的距离r1、r2以及r3的关系进行说明。
距离r3是叶轮10的最大的半径。使用比转速ns作为表示叶轮10的大小的指标。当决定了比转速ns和对叶轮10要求的外周速度时可求出距离r3。涡轮压缩机100例如具有0.6～0.8的比转速ns。外周速度是叶片31的后缘部31b的速度(m/sec)。比转速ns由以下的式子来定义。
n：轴的转速[rpm]
q：工作流体的体积流量(入口)[m3/sec]
h：热降(水头：head)[m]
距离r1可以根据叶片31的固有值与轴的转速的关系来决定。叶片31的固有值是与轮毂30的强度、叶片31的前缘部31a的长度等相关的值。距离r1与距离r3有大致的比例关系。距离r1与距离r3例如满足0.2≦r1/r3≦0.3这一关系。
当使用常温下的饱和蒸气压为负压的物质作为工作流体时，如之前所说明的那样，容易产生由工作流体的冷凝引起的问题。在本实施方式中，距离r2与距离r3满足0.6≦r2/r3≦0.8这一关系。由此，能够防止工作流体的冷凝，提高涡轮压缩机100的可靠性。
在通常的涡轮压缩机中，对距离r2进行调整以使得当工作流体流入叶片间的流路时叶片的前缘部与工作流体的相对速度最小。当距离r2增加时吸入面积也增加，工作流体的流入速度v1降低。当距离r2增加时，前缘部与护罩缘部的交点的速度vr2也增加，所以，流入速度v1与速度vr2的速度合成值(叶片的前缘部与工作流体的相对速度)存在最小值。
例如，在使用水作为制冷剂的双级压缩冷冻循环中，当蒸发温度为6℃，冷凝温度为37℃时，蒸发器中的饱和压力为0.94kpa，冷凝器中的饱和压力为6.28kpa。压力比为6.68(＝6.28kpa/0.94kpa)。每一级的压缩比约为2.58。为了实现该压力比而需要的叶轮的外周速度可以根据绝热效率和滑移(slip)系数来算出。当比转速ns为0.6、比(r1/r3)为0.25时，使得流入速度v1与速度vr2的速度合成值为最小的r2/r3的值约为0.54。即使工作流体为氟利昂系制冷剂(例如r134a)，该值也不变。
参照图5对工作流体的冷凝的机理进行说明。在图5中，蒸发器中的饱和压力为p0，蒸发器中的饱和温度为t0。当假定蒸发器中的流路面积充分大于叶轮的入口的流路面积时，能够使得蒸发器中的工作流体的流速接近零。在该情况下，在蒸发器中，工作流体的总压等于静压(＝p0)。当叶轮的入口处的工作流体的流速为v1时，与流速相对应地，静压降低至p1。当工作流体的压力降低时，若无视损失则工作流体的状态会沿等熵线变化。即使在叶轮的入口工作流体具有适度的过热度sh，当压力从p0降低至p1时，工作流体也会从气相状态变化为气液二相状态，从而产生工作流体的冷凝。
在本实施方式中满足0.6≦r2/r3≦0.8这一关系。也就是说，流入速度v1与速度vr2的速度合成值大于最小值。根据这样的构成，能够防止工作流体的冷凝。
接下来，对叶轮10中的叶片31的叶片角度β进行说明。
首先，对叶片的负压面处的相对压力差进行说明。在假设工作流体和前缘部31a的相对角度与前缘部31a的叶片角度的角度差(＝angelofincidence)在叶展方向上恒定的情况下，负压面31q的工作流体的静压在轮毂缘部31c的附近高，在护罩缘部31d的附近低。工作流体和前缘部31a的相对角度取决于工作流体的流入速度v1和前缘部31a的周向上的速度。
在前缘部31a的位置，轮毂缘部31c的旋转半径等于距离r1，护罩缘部31d的旋转半径等于距离r2。距离r2大于距离r1，所以，护罩缘部31d的周向上的速度大于轮毂缘部31c的周向上的速度。周向上的速度大意味着叶片31与工作流体的相对速度大。也就是说，在前缘部31a的附近，在叶片31的负压面31q沿叶展方向存在压力梯度(相对压力差)。
在本实施方式中，为了防止工作流体的冷凝，距离r2相对于距离r3的比(r2/r3)满足0.6≦r2/r3≦0.8。该范围比通常的涡轮压缩机的(r2/r3)的值大。因此，负压面31q的叶展方向上的相对压力差也有可能变大。当负压面31q的相对压力差增加时会助长叶展方向上的二次流。叶展方向上的二次流使得产生阻碍主流的涡流。
为了抑制叶展方向上的二次流，本实施方式的叶轮10具有以下所说明的构造。由此，能够防止工作流体的冷凝，并且抑制叶展方向上的二次流。
图6示出了本实施方式的叶轮10的叶片角度βh以及βs。纵轴表示叶片角度β。横轴表示关于弦方向的距前缘部31a的无量纲距离m(％)。0％的位置相当于叶片31的前缘部31a，100％的位置相当于后缘部31b。例如，当将轮毂缘部31c的全长(轮毂缘部31c的叶片剖面的中心线的全长)设为l时，轮毂缘部31c的无量纲距离m为y％的位置对应于沿轮毂缘部31c从前缘部31a朝向后缘部31b前进(l*y)/100的距离的位置。这一情况对于护罩缘部31d也适用。
如图6所示，在本实施方式中，叶片角度β具有负的值。“叶片角度βh”以及“叶片角度βs”可以通过以下的方法来确定。
如图4所示，在特定的无量纲距离m的位置，在与轮毂30的外周面30c的法线nl垂直的投影面bp，对轮毂缘部31c的叶片剖面的中心线311进行投影。将与旋转轴o平行且包括所述法线nl的基准平面h投影在投影面bp。在所得到的投影图bp中，轮毂缘部31c的叶片剖面的中心线311与基准平面h所成的角度为特定的无量纲距离m的位置处的叶片角度βh。
同样地，在特定的无量纲距离m的位置，在与护罩面的法线nl垂直的投影面bp对护罩缘部31d的中心线312进行投影。将与旋转轴o平行且包括所述法线nl的基准平面h投影在投影面bp。在所得到的投影图bp中，护罩缘部31d的中心线312与基准平面h所成的角度为特定的无量纲距离m的位置处的叶片角度βs。“护罩面”是由使叶轮10旋转时得到的护罩缘部31d的轨迹所规定的面。
叶轮10的旋转轴o也有时在包括法线nl的基准平面h上。
此外，专利文献1所记载的叶片角度的定义与本说明书中的叶片角度的定义不同。本说明书中的叶片角度β对应于专利文献1所记载的叶片角度β1减去90°后的角度(β＝β1-90°)。
如图6所示，在本实施方式的叶轮10中，在无量纲距离m为0％以上且5％以下的区间中，护罩缘部31d的叶片角度βs恒定。换言之，在无量纲距离m为0％以上且5％以下的区间中，护罩缘部31d具有直线的叶片形状。“叶片角度βs恒定”是指：相对于无量纲距离m为0％的位置处的叶片角度βs，叶片角度βs的变化在±1％以内。
如图6所示，在无量纲距离m为0％以上且5％以下的区间中，轮毂缘部31c的叶片角度βh急剧增加。在无量纲距离m为5％的位置，轮毂缘部31c的叶片角度βh与护罩缘部31d的叶片角度βs满足βh≧βs×2/3这一关系。也就是说，确保了在无量纲距离m为5％的位置，在叶片角度βh与叶片角度βs之间有足够的差。无量纲距离m为5％的位置处的轮毂缘部31c的叶片角度βh的上限值例如为0度。
若护罩缘部31d的叶片角度βs恒定，则难以产生正压面31p与负压面31q的速度差，所以，能够抑制施加于护罩缘部31d处的叶片负荷。若对无量纲距离m为0％以上且5％以下的区间中的轮毂缘部31c的叶片角度βh进行调整，以使得在无量纲距离m为5％的位置满足βh≧βs×2/3这一关系，则施加于轮毂缘部31c的叶片负荷增加，轮毂缘部31c的负压面31q的静压的降低幅度扩大。由此，在前缘部31a的附近的负压面31q，叶展方向上的相对压力差减少。结果，抑制了由二次流引起的涡流的产生，难以由涡流阻碍主流，从而涡轮压缩机的性能提高。可以认为：通过叶片角度βh和βs的调整抵消了因比(r2/r3)满足0.6≦r2/r3≦0.8而有可能产生的不利影响(叶展方向上的相对压力差)。
如图6所示，在无量纲距离m超过5％且为10％以下的区间中，叶片角度βs的变化较缓慢。无量纲距离m超过5％且为10％以下的区间中的叶片角度βs比无量纲距离m为0％的位置处的叶片角度βs的0.97倍小。在无量纲距离m为10％的位置，叶片角度βh与叶片角度βs满足βh≧βs×1/2这一关系。根据这样的构成，即使在叶轮10以比额定设计点高的速度旋转从而施加于叶片31的整体的叶片负荷较高的状况下，也能够降低施加于护罩缘部31d处的叶片负荷，并且提高施加于轮毂缘部31c处的叶片负荷。结果，在前缘部31a的附近的负压面31q，叶展方向上的相对压力差减少，抑制了二次流以及由二次流引起的涡流的产生。在高负荷运转条件下这一效果显著，涡轮压缩机100的性能提高。
本实施方式的涡轮压缩机100的叶轮10是所谓的开放式叶轮。但是，本公开的技术也可以应用于护罩壁14a与叶轮10的护罩缘部31d相接的封闭式叶轮。
(冷冻循环装置的实施方式)
如图7所示，本实施方式的冷冻循环装置200具备使制冷剂循环的主回路6、吸热回路7以及放热回路8。在主回路6填充有常温下为液体的制冷剂。详细而言，使用常温(日本工业标准：20℃±15℃/jisz8703)下的饱和蒸气压为负压的物质作为制冷剂。作为这样的制冷剂，可列举以水或乙醇为主要成分的制冷剂。在冷冻循环装置200运转时，主回路6的内部为比大气压低的负压状态。在本说明书中，“主要成分”是指所包含的质量比最高的成分。
主回路6包括蒸发器66、第1压缩机61、中间冷却器62、第2压缩机63、冷凝器64以及膨胀阀65。通过流路(配管)将这些设备按这一顺序连接。
吸热回路7是用于使用在蒸发器66冷却了的制冷剂液的回路，具有泵70、室内热交换器71等必要的设备。吸热回路7的一部分位于蒸发器66的内部。在蒸发器66的内部，吸热回路7的一部分既可以位于比制冷剂液的液面靠上的位置，也可以位于比制冷剂液的液面靠下的位置。在吸热回路7填充有水、盐水等热介质。
储存于蒸发器66的制冷剂液与构成吸热回路7的构件(配管)接触。由此，在制冷剂液与吸热回路7的内部的热介质之间进行热交换，制冷剂液蒸发。吸热回路7的内部的热介质利用制冷剂液的蒸发潜热来冷却。例如，在冷冻循环装置200为进行室内的制冷的空气调节装置的情况下，利用吸热回路7的热介质来冷却室内的空气。室内热交换器71例如是翅片式热交换器。
放热回路8是用于从冷凝器64的内部的制冷剂带走热的回路，具有泵80、室外热交换器81等必要的设备。放热回路8的一部分位于冷凝器64的内部。详细而言，在冷凝器64的内部，放热回路8的一部分位于比制冷剂液的液面靠上的位置。在放热回路8填充有水、盐水等热介质。在冷冻循环装置200为进行室内的制冷的空气调节装置的情况下，利用放热回路8的热介质来冷却冷凝器64的制冷剂。
从第2压缩机63喷出的高温的制冷剂蒸气在冷凝器64的内部与构成放热回路8的构件(配管)接触。由此，在制冷剂蒸气与放热回路8的内部的热介质之间进行热交换，制冷剂蒸气冷凝。放热回路8的内部的热介质利用制冷剂蒸气的冷凝潜热来加热。被制冷剂蒸气加热后的热介质在室外热交换器81中利用外气或冷却水来冷却。
蒸发器66例如由具有隔热性和耐压性的容器构成。蒸发器66储存制冷剂液，并且使制冷剂液在内部蒸发。蒸发器66的内部的制冷剂液吸收从蒸发器66的外部获得的热而沸腾。即，通过从吸热回路7吸收热而被加热后的制冷剂液在蒸发器66中沸腾并蒸发。在本实施方式中，储存于蒸发器66的制冷剂液与在吸热回路7循环的热介质间接地接触。也就是说，储存于蒸发器66的制冷剂液的一部分利用吸热回路7的热介质来加热，并且用于对饱和状态的制冷剂液进行加热。
第1压缩机61和第2压缩机63对制冷剂蒸气进行两级压缩。可以使用本实施方式的涡轮压缩机100作为第1压缩机61。第2压缩机63既可以是与第1压缩机61相互独立的容积型压缩机，也可以是通过轴11而连结于第1压缩机61的涡轮压缩机。也可以使用本实施方式的涡轮压缩机100作为第2压缩机63。用于使轴11旋转的电动机67配置于第1压缩机61与第2压缩机63之间。既可以沿轴11的较长方向按第1压缩机61、第2压缩机63以及电动机67的顺序将这些设备配置，也可以沿轴11的较长方向按电动机67、第1压缩机61以及第2压缩机63的顺序将这些设备配置。第1压缩机61与第2压缩机63通过轴11来连结，所以，第1压缩机61以及第2压缩机63的部件件数减少。
中间冷却器62在从第1压缩机61喷出的制冷剂蒸气被吸入第2压缩机63之前对该制冷剂蒸气进行冷却。中间冷却器62既可以是直接接触式的热交换器，也可以是间接式的热交换器。
冷凝器64例如由具有隔热性和耐压性的容器构成。冷凝器64使制冷剂蒸气冷凝，并且储存通过使制冷剂蒸气冷凝而产生的制冷剂液。在本实施方式中，过热状态下的制冷剂蒸气与通过向外部环境放热而被冷却了的热介质间接地接触从而冷凝。也就是说，制冷剂蒸气被放热回路8的热介质冷却从而冷凝。
膨胀阀65是对冷凝后的制冷剂液进行减压的减压机构的一个例子。也可以省略膨胀阀65。
在本实施方式中，蒸发器66以及冷凝器64是间接接触型的热交换器(例如，壳管式热交换器)。但是，蒸发器66以及冷凝器64也可以是直接接触型的热交换器。也就是说，也可以通过使制冷剂液在吸热回路7和放热回路8循环来对制冷剂液进行加热或使其冷却。进而，也可以省略吸热回路7和放热回路8中的至少一个。
在将本实施方式的涡轮压缩机100用作第1压缩机61的情况下，即使制冷剂的过热度较小也能够防止制冷剂的冷凝。第1压缩机61的入口(叶轮10的入口)处的制冷剂的温度可以为蒸发器66中的饱和温度加上5℃而得到的温度以下。因为制冷剂的过热度较低，所以能够减少压缩过程中的理论动力，第1压缩机61的耗电也减少。
本说明书所公开的技术适用于以冷却器和涡轮冷冻机为代表的冷冻循环装置。冷冻循环装置例如用于业务用或家庭用的空调设备。