(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
極低温冷凍機に圧縮された冷媒を供給する圧縮装置であって、一方の熱交換器と当該一方の熱交換器よりも熱交換量が大きい他方の熱交換器とを含む熱交換器群と、当該熱交換器群を冷却する一の軸流ファンと、を備え、前記一方の熱交換器は、前記他方の熱交換器よりも前記軸流ファンの回転軸に近い位置に配置されることを特徴とする、圧縮装置。
【請求項２】
前記熱交換器群は、前記回転軸に垂直な方向に延在する、請求項１に記載の圧縮装置。
【請求項３】
前記熱交換器群の少なくとも一部は、前記回転軸の周方向に延在する、請求項２に記載の圧縮装置。
【請求項４】
前記一方の熱交換器と前記他方の熱交換器は、端部にて前記回転軸に垂直な方向に延在し、前記端部を除く中間部分で前記回転軸の周方向に延在する、請求項３に記載の圧縮装置。
【請求項５】
前記熱交換器群は、複数の気体用熱交換器と複数の液体用熱交換器とを含み、前記回転軸を挟んだ一方側に前記気体用熱交換器が集約され、他方側に前記液体用熱交換器が集約される、請求項１に記載の圧縮装置。
【請求項６】
前記冷媒の圧縮の段階が二段階であって、
前記熱交換器群は、二段階のうち高段側に配置される高段側熱交換器と低段側に配置される低段側熱交換器とを含み、前記低段側熱交換器は前記高段側熱交換器に対して前記回転軸に近い位置に配置される、請求項１に記載の圧縮装置。
【請求項７】
前記他方の熱交換器は、前記一方の熱交換器の両側に延在する2つの熱交換器要素を含み、
前記他方の熱交換器に流入される流体の流路は、2本の流路に分岐して前記2つの熱交換器要素の各流入口にそれぞれ接続されると共に、前記2本の流路は、前記2つの熱交換器要素の各流出口後に1本の流路に合流する、請求項１に記載の圧縮装置。
【請求項８】
請求項１に記載の圧縮装置と前記極低温冷凍機を含む冷凍装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、極低温冷凍機に組み合わされて、低圧の冷媒ガスを圧縮し昇圧して、高圧の冷媒ガスを供給する圧縮装置及びそれらを含む冷凍装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
主にヘリウム等の冷媒を用いる極低温冷凍機と冷媒を圧縮する圧縮装置を組合せた冷凍装置としては、例えば特許文献１に記載されたシステムがある。このシステムにおいては、空冷式の熱交換器が用いられており、空冷用のファンを複数備えて、高圧ヘリウムガスの熱交換用配管に対しては冷却能力の低いファンを割り当て、冷凍機油の熱交換用配管に対しては冷却能力の高いファンを割り当てて、冷却効率を高めることが行われている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２０００−３１４５６７号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところが、このような圧縮装置においては、冷却用のファンを複数備えることにより単一のファンを用いることに比べて機械的、電気的な損失が増大して冷却に必要な電力が増大することが懸念される。特に、複数のファンに対応するスペースに一の大型のファンを設ける場合に対して、総合的な風量が低下することを招き、これに伴って冷却効率の低下を招くという問題を有する。【０００５】
また、一の大型のファンに換えて複数のファンを用いることとすると、同じ静圧条件では圧損特性曲線が小型のファンの方が大きくなり風量低下を招き、これによっても、冷却効率の低下を招くという問題を生じる。さらに、小型のファンを複数用いることにより、部品点数の増大を招くため、故障率やランニングコストの増大によってもコスト増大を招く。【０００６】
本発明は、上記問題に鑑み、極低温冷凍機に組み合わされてより効果的に冷却効率を高めることができる圧縮装置及びそれらを含む冷凍装置を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
上記の問題を解決するため、本発明による圧縮装置は、
極低温冷凍機に圧縮された冷媒を供給する圧縮装置であって、一方の熱交換器と当該一方の熱交換器よりも熱交換量が大きい他方の熱交換器とを含む熱交換器群と、当該熱交換器群を冷却する一の軸流ファンと、を備え、前記一方の熱交換器は、前記他方の熱交換器よりも前記軸流ファンの回転軸に近い位置に配置されることを特徴とする。
【発明の効果】
【０００８】
本発明によれば、コストの増大を招くことなくより効率的な冷却を実現することができる。
【図面の簡単な説明】
【０００９】
【図１】実施例１の圧縮装置１の一実施形態を冷媒の流れについて主として示す模式図である。
【図２】実施例１の圧縮装置１の一実施形態について軸流ファン１３の軸方向と径方向から見て示す模式図である。
【図３】実施例１の圧縮装置１の一実施形態について構成要素の空間配置態様を主として示す模式図である。
【図４】実施例２の圧縮装置２１の一実施形態について軸流ファン１３の軸方向と径方向から見て示す模式図である。
【図５】実施例３の圧縮装置３１の一実施形態を冷媒（冷媒ガス）の流れについて主として示す模式図である。
【図６】実施例３の圧縮装置３１の一実施形態について軸流ファン１３の軸方向と径方向から見て示す模式図である。
【図７】実施例４の圧縮装置４１の一実施形態について軸流ファン１３の軸方向と径方向から見て示す模式図である。
【図８】実施例５の圧縮装置５１の一実施形態を冷媒（冷媒ガス）の流れについて主として示す模式図である。
【図９】実施例５の圧縮装置５１の一実施形態について軸流ファン１３の軸方向と径方向から見て示す模式図である。
【発明を実施するための形態】
【００１０】
以下、図面を参照して、本発明を実施するための最良の形態の説明を行う。
【実施例１】
【００１１】
本実施例１の圧縮装置１は、図１に示すように、圧縮機２と、オイルクーラ３と、オリフィス４と、ガスクーラ５と、オイルセパレータ６と、圧縮機７と、オイルクーラ８と、オリフィス９と、ガスクーラ１０と、オイルセパレータ１１と、アドソーバ１２と、これらを接続する適宜の配管と、運転に必要な電磁弁、逆止弁を含むバルブユニットを適宜含んで構成される。なお、各構成要素の接続形態は周知であるため、詳細な説明は割愛する。【００１２】
本実施例１の圧縮装置１は、低段側の圧縮機２と高段側の圧縮機７を含んでおり、圧縮の段階を二段階含むものであって、対応する極低温冷凍機は、高段側の圧縮機７の出力する高圧の冷媒ガスを供給する図１中右上に示す冷媒ガス供給ラインＳに対して相互に並列に接続される、ＪＴ冷凍機Ｆ１、予冷冷凍機Ｆ２、シールド冷凍機Ｆ３を含む周知の構成であるものとする。なお本実施例１を含む以下の実施例において、冷凍装置は圧縮装置と極低温冷凍機を含むシステム全体を指す。【００１３】
なお、図１中において、１ｃは低段側のオイルの流れる方向を、１ｇは低段側の圧縮機２の吐き出す冷媒ガスの流れる方向を指す。同様に、図１中において、２ｃは高段側のオイルの流れる方向を、２ｇは高段側の圧縮機７の吐き出す冷媒ガスの流れる方向を指す。【００１４】
ＪＴ冷凍機Ｆ１は、高圧の冷媒ガスを図示しないＪＴ弁を用いてジュールトムソン膨張させて、極低温の寒冷を自身が含む熱シールド板内部の極低温冷却部分に発生させて、被冷却対象物を冷却するものであり、低圧の冷媒ガスを図１中右下に示すガス戻りラインＲ１を介して圧縮機２の吸込側に戻すものである。【００１５】
予冷冷凍機Ｆ２は、ＧＭ（ギフォード・マクマホン）タイプのもので、自身が含む図示しないディスプレーサの往復動に基づいて膨張空間を膨張させて、ＪＴ冷凍機Ｆ１によりジュールトムソン膨張される前の高圧の冷媒ガスを膨張させて予冷を行うものであり、図１中右中に示すガス戻りラインＲ２を介して膨張した中間圧の冷媒ガスを圧縮機７の吸込側に戻すものである。【００１６】
シールド冷凍機Ｆ３は、高圧の冷媒ガスにより駆動される図示しないディスプレーサの往復動に基づいて膨張空間を膨張させて熱シールド板を冷却する。膨張空間で膨張したガスは、図１中に示すガス戻りラインＲ２を介して中間圧の冷媒ガスとして圧縮機７の吸込側に戻される。【００１７】
オイルクーラ３はチューブとフィンにより構成される。チューブは熱伝導性の高い素材例えばアルミニウム製の細管により構成されており、オイルクーラ３の幅方向に複数本並列させて配置されて、放熱面積をなるべく大きなものとし、圧縮機２のオイルを冷却するものである。【００１８】
フィンは例えばアルミニウム製の積層状又は波状の板により構成され、チューブに溶接等により接合されて、チューブの延在方向に間隔を置いて並列されるように形成されるものであり、これも、放熱面積をなるべく大きなものとしてオイルの冷却効果を高めるものである。【００１９】
オイルクーラ８についても、基本的な構造は上述したオイルクーラ３と同等のものであり、圧縮機７のオイルを冷却するものである。ガスクーラ５、ガスクーラ１０についても、基本的な構造は上述したオイルクーラ３と同等のものであり、冷媒ガスを冷却するのに必要とされる熱交換量に応じて、適宜外形寸法が設定される。なお、オリフィス４はオイルクーラ３に流入されるオイルの流量を制限するものであり、オリフィス９もオイルクーラ８に流入されるオイルの流量を制限するものである。【００２０】
オイルセパレータ６は、ガスクーラ５から流出される冷媒ガス中に含まれるオイルを分離するものであり、オイルセパレータ１１も、ガスクーラ１０から流出される冷媒ガス中に含まれるオイルを分離するものであり、アドソーバ１２は、分離後の冷媒ガス中に残るオイルを吸着するものである。【００２１】
上述したオイルクーラ３、ガスクーラ５、オイルクーラ８、ガスクーラ１０は、それぞれ、圧縮装置１の熱交換器群に含まれる空冷式の熱交換器である。ガスクーラ５とガスクーラ１０は気体用熱交換器であり、オイルクーラ３とオイルクーラ８は液体用熱交換器である。また、図１に示されるように、本実施例１の圧縮装置１は冷媒ガスの圧縮の段階が二段階であり、オイルクーラ８と、ガスクーラ１０が高段側熱交換器に該当し、オイルクーラ３と、ガスクーラ５は低段側熱交換器に該当する。【００２２】
ここで、冷媒ガスとオイルとではオイルの方が比熱が高いため、気体用熱交換器よりも液体用熱交換器の方が熱交換量は大きい。また、冷媒ガスの圧縮比が高段側の方が高いことから、高段側熱交換器の方が低段側熱交換器よりも熱交換量は大きい。本実施例１の圧縮装置１内においては、オイルクーラ８、ガスクーラ１０、オイルクーラ３、ガスクーラ５の順番で熱交換量が大きい。【００２３】
本実施例１では、この熱交換量の大小関係に鑑みて、図２（ａ）に示すように、一の冷却用の軸流ファン１３に対して、熱交換器群に含まれるオイルクーラ８、ガスクーラ１０、オイルクーラ３、ガスクーラ５を集約的に配置するものとする。【００２４】
図２（ａ）に示すように、本実施例１の圧縮装置１は、熱交換器群を冷却する一の大型の軸流ファン１３と軸流ファン１３を駆動するファンモータ１４を含み、熱交換量が小さい一方の熱交換器が他方の熱交換器に対して軸流ファン１３の回転軸に近い位置に配置されるものとしている。なお、ファンモータ１４は、図示しない構造部材により、適宜支持される。【００２５】
つまり、図２（ａ）において、軸流ファン１３の回転軸よりも左側に位置するオイルクーラ８とオイルクーラ３の組合せでは、一方の熱交換器に対応する低段側のオイルクーラ３を軸流ファン１３の回転軸に近い位置に配置し、他方の熱交換器に対応する高段側のオイルクーラ８を軸流ファン１３の回転軸から遠い位置に配置する。また、ガスクーラ１０とガスクーラ５との組合せでは、一方の熱交換器に対応する低段側のガスクーラ５を軸流ファン１３の回転軸に近い位置に配置し、他方の熱交換器に対応する高段側のガスクーラ１０を軸流ファン１３の回転軸から遠い位置に配置する。【００２６】
図２（ａ）中において、オイルクーラ８、ガスクーラ１０、オイルクーラ３、ガスクーラ５を、軸流ファン１３の回転軸の径方向に垂直な方向、例えば、図２（ａ）中上下方向に相互に略平行に延在する細長い直方体状とし、それぞれの熱交換器は延在方向に対して、熱交換量に応じた幅を有している。なお、それぞれの熱交換器は、添え字ａで示す流入口と、添え字ｂで示す流出口を有している。【００２７】
ここで、図２（ａ）中の軸流ファン１３の回転軸を挟んだ一方側、ここでは右側に気体用熱交換器であるガスクーラ５と、ガスクーラ１０が集約されて配置され、他方側、ここでは左側に液体用熱交換器であるオイルクーラ８とオイルクーラ３が集約されて配置されている。【００２８】
図２（ｂ）は図２（ａ）のＡ方向視であり、図中のＷは軸流ファン１３の風速分布を示す。風速分布Ｗは、軸流ファン１３の径方向内側よりも外側の方が高い分布を示す。また、風速分布Ｗは、軸流ファン１３の形態により異なるが、一般的な軸流ファンは、ファンの最外径部よりも所定距離内側に位置する部分で最大の風速となる。また、この最大の風速となる位置から、径方向内側に例えば最大径の半分程度の径方向中間位置までは、直線的に風速が減少し、この径方向中間位置の半分程度から中心付近までは極めて緩やかに風速が減少する傾向を示す。【００２９】
本実施例１では、オイルクーラ８とオイルクーラ３との境界が、径方向中間位置に一致、または径方向中間位置に近接するようにオイルクーラを配置する。ガスクーラについてもオイルクーラと同様に、ガスクーラ１０とガスクーラ５との境界が、径方向に隣接する熱交換器のうち、熱交換量の大きい熱交換器に風速分布Ｗの高い径方向外側の領域を割り当て、熱交換量の小さい径方向内側の熱交換器に風速分布Ｗの低い径方向内側の領域を割り当てている。【００３０】
本実施例１の圧縮装置１の外観と、圧縮装置１の含む上述した各構成要素の三次元的なレイアウトは図３（ａ）（ｂ）に示すとおりである。なお、図３（ａ）は圧縮装置１を吹出方向Ｕ及び延在方向に対して傾斜する方向から見た斜視図であり、図３（ｂ）は延在方向に垂直な側面から見た側面視図である。圧縮装置１の筐体は図３（ａ）に示すとおり、軸流ファン１３の吹出方向Ｕ側を上面とし、上面よりも若干広い面積を有する底面を含む、オイルクーラ８、３及びガスクーラ５、１０の延在する延在方向に延びる五角形柱状をなしている。【００３１】
図３（ａ）中において、軸流ファン１３の背面側に近接させて、熱交換器群のオイルクーラ８、ガスクーラ１０、オイルクーラ３、ガスクーラ５が、この順番に左から右へ配列されており、底面の上面に対してはみ出す位置には、圧縮機２、７とアドソーバ１２が配置されている。図３（ｂ）に示すように、複数の熱交換器の背面側にはオイルセパレータ１１や、図１では図示を省略したサージタンク１５、バルブユニット１６等が配置される。【００３２】
上述した風速分布Ｗの高低に応じて熱交換器を配置するにあたっては、図３（ｂ）に示すように、軸流ファン１３及びファンモータ１４と熱交換器群８、３、５、１０との、軸流ファン１３の回転軸方向における距離は、上述した風速分布Ｗの径方向における特性を維持できる距離以内とするものとする。換言すれば、圧縮装置１内の他の構成要素との艤装上の制約を考慮した上で、なるべく、軸流ファン１３と熱交換器群８、３、５、１０との回転軸方向の距離を小さくすることが好ましい。
【００３３】
上述した本実施例１の圧縮装置１によれば、以下のような有利な作用効果を得ることができる。つまり、既述した従来技術においては、冷却用のファンを複数備える必要があったが、本実施例１では単一の軸流ファン１３を用いて複数の熱交換器を含む熱交換器群を冷却することができる。このため、ファン及びファンモータの数の増加に伴って、機械的、電気的な損失が増大して冷却に必要な電力が増大することを回避することができる。加えて、複数のファンを用いることによっての総合的な風量低下を防止することができ、これによっても冷却効率を高めることができる。【００３４】
また、一の大型の軸流ファン１３を用いることにより、複数のファンを用いることに比べて、同じ静圧条件では圧損特性曲線が低下して風量増大を図ることができ、これによっても、冷却効率を高めることができる。さらに、部品点数を削減して、故障率やランニングコストを低減してコスト低減を図ることができる。【００３５】
加えて本実施例１においては、一の軸流ファン１３は一般に図２（ｂ）に示したような径方向外側に向かうにつれて略線形に増大する風速分布Ｗを有していることを利用して、隣接する熱交換器において熱交換量の大きい側の熱交換器を、径方向外側に配置することにより、熱交換量の大きい熱交換器にはより大きな風量を割り当て、熱交換量が小さい熱交換器には小さな風量を割り当てることができる。これにより、より効率的な冷却を実現し、省エネルギー化も図ることができる。
【００３６】
さらに、本実施例１においては、一般にオイルクーラとガスクーラでは、オイルクーラの方が熱交換量が大きいことに鑑み、軸流ファン１３の回転軸を挟んで、一方側にオイルクーラを集中配置し、他方側にガスクーラを集中配置することにより、オイルクーラとガスクーラとが相互に熱的な影響を付与してしまうことを回避することができる。特に、オイルクーラの廃熱の輻射や熱伝導によりガスクーラの温度上昇を招くことを防止することができる。【００３７】
上述した実施例１においては、熱交換器の基本的な形態を細長い直方体状のものとしたが、軸流ファン１３の周方向に延びる円弧柱状の形態を採用することもできる。以下それについての実施例２について述べる。
【実施例２】
【００３８】
本実施例２の圧縮装置２１の、基本的な構成要素は、実施例１に示したものと同様であるため、以下の説明においては相違点を重点的に説明する。実施例１との相違点は、上述したように熱交換器が円弧柱状の形態をなす点である。【００３９】
図４（ａ）に示すように、本実施例２においては、熱交換器群であるオイルクーラ８、ガスクーラ１０、オイルクーラ３、ガスクーラ５は、それぞれ、半円弧を投影した形態の円弧柱状をなしている。実施例１に示したものと同様に、オイルクーラ８とオイルクーラ３は、軸流ファン１３の回転軸の左側に集中配置され、ガスクーラ１０とガスクーラ５は回転軸の右側に集中配置される。【００４０】
本実施例２においても、オイルクーラ８とオイルクーラ３との境界を径方向中間位置に一致または径方向中間位置に近接するように配置する。ガスクーラ１０とガスクーラ５との境界についても径方向中間位置に一致又は径方向中間位置に近接するように配置する。【００４１】
つまり本実施例２においても、径方向に隣接する熱交換器のうち、熱交換量の大きい熱交換器に図４（ａ）中のＢ方向視である図４（ｂ）に示すような風速分布Ｗの高い径方向外側の領域を割り当て、熱交換量の小さい径方向内側の熱交換器に風速分布Ｗの低い径方向内側の領域を割り当てている。なお、それぞれの熱交換器は添え字ａで示す流入口と、添え字ｂで示す流出口を有しており、実施例１と異なり、図４（ａ）中破線の丸で示すように、それぞれの熱交換器の背面側に突出する形態をなしている。【００４２】
上述した本実施例２の圧縮装置２１によれば、実施例１と同様に、以下のような有利な作用効果を得ることができる。つまり、従来技術のようにファン及びファンモータの数の増加に伴って、機械的、電気的な損失が増大して冷却に必要な電力が増大することを回避することができ、総合的な風量低下を防止して冷却効率を高めることができ、さらに、部品点数を削減して、故障率やランニングコストを低減してコスト低減を図ることができる。【００４３】
加えて本実施例２においては、図４（ｂ）に示したような径方向外側に向かうにつれて略線形に増大する軸流ファン１３の風速分布Ｗに対して、隣接する熱交換器において熱交換量の大きい側の熱交換器を、周方向により厳密に沿わせて径方向外側に配置している。そのため、熱交換量の大きい熱交換器にはより風速の高い領域をより厳密に割り当て、熱交換量が小さい熱交換器には小さな風速の領域をより厳密に割り当てることができる。これにより、より効率的な冷却を実現し、省エネルギー化も図ることができる。【００４４】
さらに、本実施例２においても、軸流ファン１３の回転軸を挟んで、一方側にオイルクーラを集中配置し、他方側にガスクーラを集中配置することにより、オイルクーラとガスクーラが相互に熱的に干渉することを防止することもできる。【００４５】
上述したことに加えて、本実施例２に示した圧縮装置２１においては、熱交換器自身の延在方向を軸流ファン１３の周方向とすることにより、径方向内側に位置する熱交換器に比べて、径方向外側に位置する熱交換器の熱交換量を、延在方向に対する幅方向の寸法のみならず、延在方向の長さによっても調節することができる。【００４６】
すなわち、径方向外側の熱交換器は、径方向内側の熱交換器に比べて延在方向の長さを長くとることができるので、特に、径方向外側の熱交換器の幅方向寸法（径方向寸法）を小さくすることができる。これにより、熱交換器群８、３、５、１０全体の体積効率や、圧縮装置２１自体の体積効率、実装効率を高めることができる。
【００４７】
上述した実施例１、２においては、適用する冷凍機を二段式のものとしているが、一段又は単段式のものに本発明を適用することももちろん可能である。以下にそれについての実施例３について述べる。
【実施例３】
【００４８】
実施例１、２が適用される圧縮装置１、２１のシステム構成図は図１に示したとおりであるが、本実施例３が適用される一段式の圧縮装置３１においては、例えば適用される冷凍機が上述したＧＭタイプの冷凍機１７単独である形態である。構成要素そのものは図１に示したものと基本的に変更されるものでないため、図５においては、共通する構成要素については同一の符号を付し、重複する説明はなるべく省略するものとする。【００４９】
図５に示すように、本実施例３の圧縮装置３１は、圧縮機２と、オイルクーラ３と、オリフィス４と、ガスクーラ５と、オイルセパレータ１１と、アドソーバ１２と、これらを接続する適宜の配管と、運転に必要な電磁弁、逆止弁を含むバルブユニットを適宜含んで構成される。なお、単段式であるので実施例１、２に示したものに比べてバルブユニットは簡略化されたものとなる。【００５０】
本実施例３の圧縮装置３１の、基本的な構成要素は、実施例１、２に示したものと同様であるため、以下の説明においては相違点を重点的に説明する。実施例１、２との相違点は、熱交換器が始端と終端が周方向に隣接し対向する円環柱状の形態をなす点である。【００５１】
図６（ａ）に示すように、本実施例３においては、熱交換器群であるオイルクーラ３、ガスクーラ５は、それぞれ、円環を投影した形態の円環柱状をなしている。本実施例３においても、図６（ａ）のＣ方向視である図６（ｂ）に示すように、オイルクーラ３とガスクーラ５との境界を風速分布Ｗの定義で用いた径方向中間位置に一致または径方向中間位置に近接させて配置する。【００５２】
本実施例３では、一例として、ガスクーラ５の方がオイルクーラ３よりも熱交換量が大きい。これは、例えばガスクーラ５を流通するヘリウムガス（冷媒ガスの一例）の流量がオイルクーラ３を流通するオイルよりも有意に大きいことに起因する。このため、径方向に隣接する熱交換器であるオイルクーラ３とガスクーラ５のうち、熱交換量の大きい径方向外側のガスクーラ５に図６（ｂ）に示すような風速分布Ｗの高い径方向外側領域を割り当て、熱交換量の小さいオイルクーラ３に風速分布Ｗの低い径方向内側領域を割り当てている。なお、それぞれのクーラは添え字ａで示す流入口と、添え字ｂで示す流出口を有しており、図６（ａ）中の破線の丸にて示すように、それぞれのクーラの軸流ファン１３の回転軸の下側において隣接し対向する始端と終端において、背面側に突出する形態をなしている。
【００５３】
上述した本実施例３の圧縮装置３１によっても、ファン及びファンモータの数の増加に伴って、機械的、電気的な損失が増大して冷却に必要な電力が増大することを回避することができ、総合的な風量低下を防止して冷却効率を高めることができ、さらに、部品点数を削減して、故障率やランニングコストを低減してコスト低減を図ることができる。【００５４】
加えて本実施例３においては、図６（ｂ）に示したような径方向の外側に向かうにつれて略線形に増大する軸流ファン１３の風速分布Ｗに対して、熱交換量の大きいガスクーラ５を、周方向により厳密に沿わせて径方向外側に配置し、熱交換量の大きいガスクーラ５にはより大きな風速分布の領域をより厳密に割り当て、熱交換量が小さいオイルクーラ３には小さな風速分布の領域をより厳密に割り当て、より効率的な冷却を行うことができる。【００５５】
本実施例３に示した熱交換器においても、実施例２と同様に、熱交換器自身の延在方向を軸流ファン１３の周方向とすることにより、径方向内側に位置する熱交換器よりも、径方向外側に位置する熱交換器のほうが延在方向の長さを長くとることができるので、径方向外側に位置する熱交換器の幅方向寸法（径方向寸法）を小さくすることができる。【００５６】
なお、熱交換器を軸流ファン１３の周方向に延在させるにあたっては、部分的に延在させる形態とすることもできる。以下それについての実施例４について述べる。
【実施例４】
【００５７】
本実施例４の圧縮装置４１の、基本的な構成要素は、実施例３に示したものと同様であるため、以下の説明においては相違点を重点的に説明する。実施例３との相違点は、熱交換器の流入口側端部と流出口側端部とが直線状であり、流入口側端部と流出口側端部との間の中間部分が周方向に延在している、いわゆるＵ字柱状の形態をなす点である。【００５８】
図７（ａ）に示すように、本実施例４においては、熱交換器群であるオイルクーラ３、ガスクーラ５は、それぞれ、Ｕ字を投影した形態のＵ字柱状をなしている。本実施例４においては、図７（ａ）のＤ方向視である図７（ｂ）に示すように、オイルクーラ３とガスクーラ５との軸流ファン１３の周方向に延びる中間部分における境界を、風速分布Ｗの定義で用いた径方向中間位置に一致または径方向中間位置に近接するように配置する。【００５９】
本実施例４において、隣接する熱交換器であるオイルクーラ３とガスクーラ５のうち、熱交換量の大きいガスクーラ５に図７（ｂ）に示すような風速分布Ｗの高い径方向外側領域を割り当て、熱交換量の小さい内側のオイルクーラ３に風速分布Ｗの低い径方向内側領域を割り当てている。流入口３ａ、５ａは、図７（ａ）中左側に、流出口３ｂ、５ｂは右側に配置される。【００６０】
上述した本実施例４の圧縮装置４１によっても、図７（ｂ）に示したような径方向外側に向かうにつれて略線形に増大する軸流ファン１３の風速分布Ｗに対して、熱交換量の大きいガスクーラ５を径方向外側に配置し、熱交換量が小さいオイルクーラ３を径方向内側に配置することで、より効率的な冷却を行うことができる。【００６１】
本実施例４に示した熱交換器においても、実施例３と同様に、熱交換器自身の延在方向を軸流ファン１３の周方向に部分的に沿わせることにより、径方向外側に位置する熱交換器の幅方向寸法（径方向寸法）を小さくすることができる。
【実施例５】
【００６２】
本実施例５が適用される一段式の圧縮装置５１においては、例えば適用される冷凍機が上述したＧＭタイプの冷凍機１７単独である形態である。構成要素そのものは図１に示したものと基本的に変更されるものでないため、図８においては、共通する構成要素については同一の符号を付し、重複する説明はなるべく省略するものとする。【００６３】
図８に示すように、本実施例５の圧縮装置５１は、図５に示した本実施例３の圧縮装置３１に対して、ガスクーラ５が2つのガスクーラ要素（熱交換器要素）５００，５０２からなる点が主に異なる。これに伴い、ガスクーラ５に流入される流体の流路８０は、2本の流路８２，８４に分岐して各ガスクーラ要素５００，５０２の流入口５００ａ，５０２ａにそれぞれ接続される。また、2本の流路８２，８４は、各ガスクーラ要素５００，５０２の流出口５００ｂ，５０２ｂ後に1本の流路８０へと合流する。【００６４】
本実施例５では、一例として、ガスクーラ５の方がオイルクーラ３よりも熱交換量が大きい。これは、例えばガスクーラ５を流通するヘリウムガスの流量がオイルクーラ３を流通するオイルよりも有意に大きいことに起因する。このため、径方向に隣接する熱交換器であるオイルクーラ３とガスクーラ５のうち、熱交換量の大きい径方向外側のガスクーラ５に図９（ｂ）に示すような風速分布Ｗの高い径方向外側領域を割り当て、熱交換量の小さいオイルクーラ３に風速分布Ｗの低い径方向内側領域を割り当てている。
【００６５】
より具体的には、オイルクーラ３とガスクーラ５を、図９（ａ）中において、軸流ファン１３の回転軸の径方向に垂直な方向、例えば、図９（ａ）中上下方向に相互に略平行に延在する細長い直方体状とし、それぞれの熱交換器は延在方向に対して、熱交換量に応じた幅を有している。なお、それぞれの熱交換器（ガスクーラ５については各ガスクーラ要素５００，５０２）は、添え字ａで示す流入口と、添え字ｂで示す流出口を有している。【００６６】
ここで、オイルクーラ３は、軸流ファン１３の回転軸に交わる態様で中央部（回転軸直下）を延在する。ガスクーラ５のガスクーラ要素５００，５０２は、オイルクーラ３の両側に延在する。この際、ガスクーラ５のガスクーラ要素５００，５０２とオイルクーラ３との境界が、径方向中間位置に一致、または径方向中間位置に近接するようにオイルクーラ３を配置してもよい。【００６７】
上述した本実施例５の圧縮装置５１によっても、ファン及びファンモータの数の増加に伴って、機械的、電気的な損失が増大して冷却に必要な電力が増大することを回避することができ、総合的な風量低下を防止して冷却効率を高めることができ、さらに、部品点数を削減して、故障率やランニングコストを低減してコスト低減を図ることができる。【００６８】
加えて本実施例５においては、ガスクーラ５を２つのガスクーラ要素５００，５０２に分割することで、ガスクーラ要素５００，５０２のそれぞれに風速分布Ｗの径方向外側領域を割り当てることができる。これにより、より効率的な冷却を実現し、省エネルギー化を図ることができる。【００６９】
なお、本実施例では、ガスクーラ５が２つのガスクーラ要素（熱交換器要素）５００，５０２からなる例について説明したが、３つ以上のガスクーラ要素に分割してもよく、ガスクーラ要素がオイルクーラの両側に延在し、それぞれのガスクーラ要素に風速分布Ｗの径方向外側領域を割当てることができれば、同様の効果を得ることができる。【００７０】
以上本発明の好ましい実施例について詳細に説明したが、本発明は上述した実施例に制限されることなく、本発明の範囲を逸脱することなく、上述した実施例に種々の変形および置換を加えることができる。【００７１】
例えば上述した実施例においてファンモータ１４は、軸流ファン１３に対して筐体の内側に配置される形態としているが、外側に配置する形態としてもよい。また、軸流ファン１３は吹出式のものに限られず、吸込式のものとしてもよい。また、図３に示したレイアウトはあくまで例示的なものである。また、熱交換器をＵ字柱状とする実施例４に示した形態は、実施例１、２にも適用することが可能である。【００７３】
尚、本国際出願は、２０１１年８月２６日に出願した日本国特許出願２０１１−１８４９９１号に基づく優先権を主張するものであり、その全内容は本国際出願にここでの参照により援用されるものとする。
【産業上の利用可能性】
【００７４】
本発明は、極低温冷凍機に組み合わされて適用される圧縮装置及びそれらを含む冷凍装置に関するものであり、熱交換器の配置の工夫により圧縮装置の冷却効率を高め、しかもコスト増大を招くこともないことから、圧縮装置やそれを含む冷凍装置が適用される種々の設備に適用して有益なものである。また、本発明は、圧縮装置のうちモータと熱交換器の実装密度を高める効果もある。
【符号の説明】
【００７５】
１      圧縮装置
２      圧縮機（低段側）
３      オイルクーラ（低段側）
４      オリフィス
５      ガスクーラ（低段側）
６      オイルセパレータ（低段側）
７      圧縮機（高段側）
８      オイルクーラ（高段側）
９      オリフィス
１０      ガスクーラ（高段側）
１１      オイルセパレータ（高段側）
１２      アドソーバ
１３      軸流ファン
１４      ファンモータ
１５      サージタンク
１６      バルブユニット
１７      冷凍機
２１      圧縮装置
３１      圧縮装置
４１      圧縮装置
５１      圧縮装置
５００，５０２      ガスクーラ要素
Ｓ        ＪＴ冷凍機Ｆ１、予冷冷凍機Ｆ２、シールド冷凍機Ｆ３へのガス供給ライン
Ｒ１      予冷冷凍機Ｆ２、シールド冷凍機Ｆ３からのガス（冷媒）戻りライン
Ｒ２      ＪＴ冷凍機Ｆ１からのガス戻りライン
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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