JP7131158B2

JP7131158B2 - 空調装置

Info

Publication number: JP7131158B2
Application number: JP2018135934A
Authority: JP
Inventors: 清貴北村
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 2018-07-19
Filing date: 2018-07-19
Publication date: 2022-09-06
Anticipated expiration: 2038-07-19
Also published as: JP2020012610A

Description

本発明は、沸騰冷却式の空調装置に関するものである。

従来、直流交流交換装置や通信機器などが格納された室内の冷房を行う沸騰冷却式の空調装置が知られている。

特許文献１に記載の沸騰冷却式の空調装置は、複数組の沸騰冷却サイクルを用いたものである。沸騰冷却サイクルは、室内空気との熱交換により冷媒が蒸発する蒸発器と、その蒸発器で蒸発した冷媒が外気との熱交換により凝縮する凝縮器と、蒸発器と凝縮器とを接続するガス配管および液配管を有し、冷媒が自然循環する閉回路である。蒸発器には室内送風機により室内空気が送風され、凝縮器には室外送風機により外気が送風されるように構成されている。なお、沸騰冷却サイクルは、ループ型サーモサイフォンとも呼ばれる。

この空調装置は、室内の冷房能力を高めるために室外送風機の回転数を上げて凝縮器に送風する風量を増加する際、その室外送風機の騒音が増大することを防ぐため、風路に遮音板を配置したものである。

特開２０１６－９６３５４号公報

しかしながら、特許文献１に記載の空調装置は、室外送風機および室内送風機の風量に対する沸騰冷却サイクルの最適仕様について言及されていない。

一般に、沸騰冷却サイクルは、凝縮器に供給される外気と蒸発器に供給される室内空気との温度差が大きいほど冷房能力が大きくなる。しかし、その温度差が所定の値より大きくなると、温度差に対する冷房能力の上昇率が低下する、いわゆる冷房能力の頭打ち現象が生じる。これは、沸騰冷却サイクルを循環する冷媒の体積流量が所定の流量より大きくなると、そのサイクルを循環する冷媒の圧力損失が大きくなり、十分な冷房性能を発揮できなくなるためである。

そこで、特許文献１に記載されているような複数の沸騰冷却サイクルを用いた空調装置では、室外送風機の回転数を上げると共に、全ての沸騰冷却サイクルにおいて、その流路を構成する部材の流路面積を大きくすることが考えられる。しかし、そうした場合、全ての沸騰冷却サイクルにおいて、流路を構成する部材の耐圧確保などが必要となる。したがって、空調装置全体として体格の大型化、構成の複雑化、コストアップとなってしまう。

本発明は上記点に鑑みて、冷房能力を高めると共に、体格の大型化、複雑化またはコストアップを抑制することの可能な空調装置を提供することを目的とする。

上記目的を達成するため、請求項１に係る発明は、
沸騰冷却式の空調装置において、
冷媒が蒸発する蒸発器（１１、２１）、蒸発器で蒸発した冷媒が凝縮する凝縮器（１２、２２）、蒸発器で蒸発した冷媒を凝縮器へ流すガス配管（１３、２３）、および、凝縮器で凝縮した冷媒を蒸発器へ流す液配管（１４、２４）をそれぞれ有し、冷媒が自然循環する閉回路をそれぞれ構成する複数の沸騰冷却サイクル（１０、２０）と、
複数の沸騰冷却サイクルがそれぞれ有する複数の凝縮器に対し、順に外気を送風する室外送風機（３０）と、
複数の沸騰冷却サイクルがそれぞれ有する複数の蒸発器に対し、順に室内空気を送風する室内送風機（４０）と、を備え、
複数の沸騰冷却サイクルのうち、所定の沸騰冷却サイクル（１０）は、他の沸騰冷却サイクル（２０）と比べて、凝縮器に供給される外気と蒸発器に供給される室内空気との温度差が大きくなる側に設置されており、
所定の沸騰冷却サイクルは、他の沸騰冷却サイクルと比べて、蒸発器と凝縮器との間の熱移動量を同一条件とした場合に、サイクルを循環する冷媒の圧力損失が小さくなるように構成されている。

以下の説明では、沸騰冷却サイクルを単に「サイクル」といい、所定の沸騰冷却サイクルを「第１サイクル」といい、他の沸騰冷却サイクルを「第２サイクル」という。また、凝縮器に供給される外気と蒸発器に供給される室内空気との温度差を、単に「温度差」という。

請求項１に係る発明では、空調装置が備える全てのサイクルを循環する冷媒の圧力損失を小さくするのではなく、温度差が大きくなる側に設置されている第１サイクルを循環する冷媒の圧力損失を小さくしている。これにより、第１サイクルにおいて、温度差が大きくなった場合でも、その温度差に対する冷房能力の上昇率の低下が防がれる。そして、第２サイクルにおいて、体格の大型化、複雑化またはコストアップが抑制される。したがって、この空調装置は、冷房能力を高めると共に、体格の大型化、複雑化またはコストアップを抑制することができる。

なお、各構成要素等に付された括弧付きの参照符号は、その構成要素等と後述する実施形態に記載の具体的な構成要素等との対応関係の一例を示すものである。

第１実施形態に係る空調装置の構成図である。図１のII部分の拡大断面図である。図１のIII部分の拡大断面図である。第１実施形態の空調装置が備える凝縮器に供給される空気の温度と、蒸発器に供給される空気の温度の一例を示した説明図である。参考例の空調装置が備える凝縮器に供給される空気の温度と、蒸発器に供給される空気の温度の一例を示した説明図である。凝縮器と蒸発器に供給される空気の温度差と、冷房能力との関係を示したグラフである。第３実施形態の空調装置が備える蒸発器の一部を示した斜視図である。第４実施形態に係る空調装置の構成図である。第５実施形態に係る空調装置の構成図である。

以下、本発明の実施形態について図面を参照しつつ説明する。なお、以下の各実施形態相互において、互いに同一もしくは均等である部分には、同一符号を付し、その説明を省略する。

（第１実施形態）
第１実施形態について図面を参照しつつ説明する。図１に示すように、第１実施形態の空調装置１は、例えば、図示しない直流交流交換装置または通信機器などが格納された基地局の室内の冷房を行う沸騰冷却式の空調装置１である。空調装置１は、直流交流交換装置または通信機器などから生じる排熱を外気に放熱するための装置である。なお、図１では、空調装置１が冷却対象とする室内空間を、符号２を付した一点鎖線で示している。

空調装置１は、複数の沸騰冷却サイクル１０、２０、室外送風機３０および室内送風機４０を備えている。以下の説明では、沸騰冷却サイクル１０、２０を、単に「サイクル１０、２０」ということとする。

第１実施形態の説明では、複数のサイクル１０、２０のうち、室外送風機３０が外気を送風する上流側に凝縮器１２が配置されたものを第１サイクル１０と呼び、室外送風機３０が外気を送風する下流側に凝縮器２２が配置されたものを第２サイクル２０と呼ぶ。なお、第１サイクル１０は、特許請求の範囲に記載の「所定の沸騰冷却サイクル」に相当し、第２サイクル２０は、「他の沸騰冷却サイクル」に相当する。

以下、第１サイクル１０の構成について説明する。

第１サイクル１０は、蒸発器１１、凝縮器１２、ガス配管１３および液配管１４を有している。蒸発器１１、凝縮器１２、ガス配管１３および液配管１４は、環状に接続され、冷媒が自然循環する閉回路を構成している。第１サイクル１０内には、所定量の冷媒が充填されている。冷媒は、室内温度で蒸発し、外気温で凝縮するように相変化するものが採用される。第１実施形態では、冷媒として、例えば、フロン系冷媒が採用される。

蒸発器１１は、内部を流れる冷媒と、室内送風機４０により送風される室内空気とを熱交換させるための熱交換器である。蒸発器１１は、冷媒が流れる流路を有する複数のチューブ１１１と、その複数のチューブ１１１の両端部にそれぞれ接続されるヘッダタンク１１２、１１３などを備えている。蒸発器１１の上ヘッダタンク１１２にはコネクタ１１４を介してガス配管１３が接続され、蒸発器１１の下ヘッダタンク１１３にはコネクタ１１５を介して液配管１４が接続されている。

凝縮器１２は、内部を流れる冷媒と、室外送風機３０により送風される外気とを熱交換させるための熱交換器である。凝縮器１２も、冷媒が流れる流路を有する複数のチューブ１２１と、その複数のチューブ１２１の両端部にそれぞれ接続されるヘッダタンク１２２、１２３などを備えている。凝縮器１２の上ヘッダタンク１２２にはコネクタ１２４を介してガス配管１３が接続され、凝縮器１２の下ヘッダタンク１２３にはコネクタ１２５を介して液配管１４が接続されている。

蒸発器１１の内部を流れる液相冷媒は、室内送風機４０により送風される室内空気から吸熱して蒸発（沸騰）する。一方、室内空気は、蒸発器１１の内部を流れる液相冷媒に放熱して冷却される。蒸発器１１で蒸発した気相冷媒は、ガス配管１３を経由して凝縮器１２へ流れる。

凝縮器１２の内部を流れる気相冷媒は、室外送風機３０により送風される外気に放熱して凝縮する。一方、凝縮器１２を通過する外気は、凝縮器１２の内部を流れる気相冷媒から吸熱して暖められる。凝縮器１２で凝縮した液相冷媒は、自重により液配管１４を経由して蒸発器１１へ流れる。

なお、第２サイクル２０が備える蒸発器２１、凝縮器２２、ガス配管２３および液配管２４等の構成は、上述した第１サイクル１０の構成と基本的に同一であるので、説明を省略する。空調装置１が備える複数のサイクル１０、２０は、相変化する冷媒の自然循環により、室内空間の熱を外気に放熱することで、室内の冷房を行うことが可能である。

室外送風機３０は、複数のサイクル１０、２０がそれぞれ有する複数の凝縮器１２、２２に対し、順に外気を送風するものである。室外送風機３０は、第１サイクル１０が有する凝縮器１２、第２サイクル２０が有する凝縮器２２の順に外気を送風する。すなわち、室外送風機３０により送風される外気の流れ方向上流側に第１サイクル１０が有する凝縮器１２が配置され、その下流側に第２サイクル２０が有する凝縮器２２が配置されている。

一方、室内送風機４０は、複数のサイクル１０、２０がそれぞれ有する複数の蒸発器１１、２１に対し、順に室内空気を送風するものである。室内送風機４０は、第２サイクル２０が有する蒸発器２１、第１サイクル１０が有する蒸発器１１の順に外気を送風する。すなわち、室内送風機４０により送風される室内空気の流れ方向上流側に第２サイクル２０が有する蒸発器２１が配置され、その下流側に第１サイクル１０が有する蒸発器１１が配置されている。

第１実施形態では、室外送風機３０の送風により凝縮器１２、２２を通過する風量（以下、「室内送風機４０の送風量Ｂ_ＯＵＴ」という）は、室内送風機４０の送風により蒸発器１１、２１を通過する風量（以下、「室内送風機４０の送風量Ｂ_ＩＮ」という）より少なくなるように構成されている。この理由として、例えば、基地局が設置された外部環境などにより、室外送風機３０の回転数などが制約を受ける場合があるからである。

ここで、室内送風機４０の送風量Ｂ_ＯＵＴと室内送風機４０の送風量Ｂ_ＩＮの違いにより、凝縮器１２、２２に供給される外気と蒸発器１１、２１に供給される室内空気との温度差が、第１サイクル１０と第２サイクル２０でどのように変化するかについて説明する。なお、以下の説明では、凝縮器１２、２２に供給される外気と蒸発器１１、２１に供給される室内空気との温度差を、単に「温度差」ということとする。

図５は、参考例の空調装置３を示している。この参考例は、室内送風機４０の送風量Ｂ_ＯＵＴと室内送風機４０の送風量Ｂ_ＩＮを同一とした場合に、凝縮器１２、２２に供給される外気の温度Ｔ_ＯＵＴ１、Ｔ_ＯＵＴ２と、蒸発器１１、２１に供給される室内空気の温度Ｔ_ＩＮ１、Ｔ_ＩＮ２を算出したものである。この参考例では、室外送風機３０の送風量Ｂ_ＯＵＴと室内送風機４０の送風量Ｂ_ＩＮはいずれも、２４００ｍ^３／ｈとする。外気の温度Ｔ_ＯＵＴ１は０℃、室内空気の温度Ｔ_ＩＮ１は４０℃とする。

この参考例の場合、第１サイクル１０の凝縮器１２に供給される外気の温度Ｔ_ＯＵＴ１は０℃であり、第１サイクル１０の凝縮器１２を通過した後、第２サイクル２０の凝縮器２２に供給される外気の温度Ｔ_ＯＵＴ２は１０．３℃である。一方、第２サイクル２０の蒸発器２１に供給される室内空気の温度Ｔ_ＩＮ１は４０℃であり、第２サイクル２０の蒸発器２１を通過した後、第１サイクル１０の蒸発器１１に供給される室内空気の温度Ｔ_ＩＮ２は２７．４℃である。したがって、第１サイクル１０における温度差は、Δ２７．４℃であり、第２サイクル２０における温度差は、Δ２９．７℃である。よって、第１サイクル１０における温度差と、第２サイクル２０における温度差とは、近似したものであることが判る。

これに対し、図４は、第１実施形態の一例として、室内送風機４０の送風量Ｂ_ＯＵＴを室内送風機４０の送風量Ｂ_ＩＮよりも少なくなるように構成した場合に、凝縮器１２、２２に供給される外気の温度Ｔ_ＯＵＴ１、Ｔ_ＯＵＴ２と、蒸発器１１、２１に供給される室内空気の温度Ｔ_ＩＮ１、Ｔ_ＩＮ２を算出したものである。この例では、室内送風機４０の送風量Ｂ_ＯＵＴは１２００ｍ^３／ｈ、室内送風機４０の送風量Ｂ_ＩＮは２４００ｍ^３／ｈとする。外気の温度Ｔ_ＯＵＴ１は０℃、室内空気の温度Ｔ_ＩＮ１は４０℃とする。

この一例の場合、第１サイクル１０の凝縮器１２に供給される外気の温度Ｔ_ＯＵＴ１は０℃であり、第１サイクル１０の凝縮器１２を通過した後、第２サイクル２０の凝縮器２２に供給される外気の温度Ｔ_ＯＵＴ２は１７．５℃である。一方、第２サイクル２０の蒸発器２１に供給される室内空気の温度Ｔ_ＩＮ１は４０℃であり、第２サイクル２０の蒸発器２１を通過した後、第１サイクル１０の蒸発器１１に供給される室内空気の温度Ｔ_ＩＮ２は３３．７℃である。したがって、第１サイクル１０における温度差は、Δ３３．７℃であり、第２サイクル２０における温度差は、Δ２２．５℃である。よって、第１実施形態のように、室内送風機４０の送風量Ｂ_ＯＵＴを室内送風機４０の送風量Ｂ_ＩＮよりも少なくなるように構成した場合、第１サイクル１０における温度差が、第２サイクル２０における温度差よりも大きくなることが判る。

ところで、冷媒が循環するサイクルでは、温度差が大きいほど、冷房能力が大きくなる。しかし、その温度差が所定の値より大きくなると、温度差に対する冷房能力の上昇率が低下する、いわゆる冷房能力の頭打ち現象が生じる。これは、サイクルを循環する冷媒の体積流量が所定の流量より大きくなると、そのサイクルを循環する冷媒の圧力損失が大きくなり、十分な冷房性能を発揮できなくなるためである。

そこで、第１実施形態では、第１サイクル１０は、第２サイクル２０と比べて、蒸発器１１、２１と凝縮器１２、２２との間の熱移動量を同一条件とした場合に、サイクルを循環する冷媒の圧力損失が小さくなるように構成されている。具体的には、第１サイクル１０は、第２サイクル２０に対し、サイクルを循環する冷媒の圧力損失が小さくなるように、サイクル内の流路面積が大きく形成されている。

一般に、冷媒が循環するサイクルにおいては、熱交換器（すなわち、蒸発器および凝縮器）のヘッダタンクおよびコネクタが、圧力損失の律速となることがある。そのため、第１実施形態では、図１～図３に示すように、第１サイクル１０の蒸発器１１のヘッダタンク１１２、１１３の流路面積およびコネクタ１１４、１１５の流路面積を、第２サイクル２０の蒸発器２１のヘッダタンク２１２、２１３の流路面積およびコネクタ２１４、２１５の流路面積よりも大きく形成している。なお、図１に示したように、第１サイクル１０の凝縮器１２のヘッダタンク１２２、１２３の流路面積およびコネクタ１２４、１２５の流路面積も、第２サイクル２０の凝縮器２２のヘッダタンク２２２、２２３の流路面積およびコネクタ２２４、２２５の流路面積よりも大きく形成している。これにより、第１サイクル１０を循環する冷媒の圧力損失は、第２サイクル２０を循環する冷媒の圧力損失よりも小さいものとなる。

なお、第１サイクル１０を循環する冷媒の圧力損失を、第２サイクル２０を循環する冷媒の圧力損失よりも小さいものとするため、律速となる箇所の流路面積を大きくすればよい。また、熱交換器の流路面積に限らず、必要に応じて、第１サイクル１０のガス配管１３および液配管１４の流路面積を、第２サイクル２０のガス配管２３および液配管２４の流路面積よりも大きく形成してもよい。

次に、第１実施形態の構成における第１サイクル１０と第２サイクル２０の特性について、図６を参照して説明する。

図６の実線Ａは、第１サイクル１０における温度差と冷房能力の関係を示し、破線Ｂは、第２サイクル２０における温度差と冷房能力の関係を示している。なお、第１サイクル１０における温度差とは、第１サイクル１０の凝縮器１２に供給される外気の温度Ｔ_ＯＵＴ１と、第１サイクル１０の蒸発器１１に供給される室内空気の温度Ｔ_ＩＮ２との温度差である。第２サイクル２０における温度差とは、第２サイクル２０の凝縮器２２に供給される外気の温度Ｔ_ＯＵＴ２と、第２サイクル２０の蒸発器２１に供給される室内空気の温度Ｔ_ＩＮ１との温度差である。

温度差がＴ１～Ｔ２までは、第１サイクル１０と第２サイクル２０はどちらも、温度差に対する冷房能力の上昇率がほぼ同じである。しかし、温度差がＴ２～Ｔ３では、第１サイクル１０は、温度差に対する冷房能力の上昇率がＴ１～Ｔ２の上昇率と変わらないのに対し、第２サイクル２０は、温度差に対する冷房能力の上昇率がＴ１～Ｔ２の上昇率よりも低下している。

すなわち、第１サイクル１０は、サイクルを循環する冷媒の圧力損失が小さいので、温度差がＴ１～Ｔ３に亘り、ほぼ一定である。これに対し、第２サイクル２０は、サイクルを循環する冷媒の圧力損失が第１サイクル１０に比べて大きいので、温度差がＴ２以上になると、温度差に対する冷房能力の上昇率が第１サイクル１０に比べて低下している。

このことから、室外送風機３０の風量と室内送風機４０の風量とが異なる構成において、温度差が大きい側に第１サイクル１０を配置し、温度差が小さい側に第２サイクル２０を配置することが好ましいといえる。第１サイクル１０は、温度差が大きくなっても、冷房能力の上昇率が低下しない構成であるからである。これにより、空調装置１は、室外送風機３０の風量と室内送風機４０の風量とが異なる構成において、冷房能力を高めることができる。

しかし、第１サイクル１０は、第２サイクル２０に比べて、サイクル内の流路面積が大きく形成されている分、流路を構成する部材の耐圧確保などにより、蒸発器１１、凝縮器１２および配管１３、１４などが大型化または複雑化する可能性がある。そこで、第１実施形態では、第１サイクル１０と第２サイクル２０の両方の冷媒の圧力損失を小さくするのではなく、第１サイクル１０のみ冷媒の圧力損失を小さくしている。これにより、第２サイクル２０は、体格の大型化、複雑化またはコストアップが抑制される。したがって、この空調装置１は、冷房能力を高めると共に、体格の大型化、複雑化またはコストアップを抑制することができる。

（第２実施形態）
第２実施形態について説明する。第２実施形態は、第１実施形態に対して、第１サイクル１０と第２サイクル２０にそれぞれ充填する冷媒を変更したものであり、その他については第１実施形態と同様であるため、第１実施形態と異なる部分についてのみ説明する。

第２実施形態においても、第１実施形態と同様、室外送風機３０の風量と室内送風機４０の風量とが異なる構成において、温度差が大きい側に第１サイクル１０が配置され、温度差が小さい側に第２サイクル２０が配置されるものとする。

第２実施形態では、第１サイクル１０を循環する冷媒は、第２サイクル２０を循環する冷媒に対し、温度および圧力を同一条件で比較した場合のガス密度（ｋｇ／ｍ^３）が大きい冷媒が用いられている。これにより、第２実施形態においても、第１サイクル１０は、第２サイクル２０と比べて、蒸発器１１、２１と凝縮器１２、２２との間の熱移動量を同一条件とした場合に、サイクルを循環する冷媒の圧力損失を小さくすることが可能である。

第１サイクル１０に充填される冷媒として例えばＲ４１０を採用し、第２サイクル２０に充填される冷媒として例えばＲ１３４ａを採用することができる。蒸発器１１、２１と凝縮器１２、２２との間の熱移動量は、サイクルを循環する冷媒の質量流量に比例する。そのため、第１サイクル１０に対し第２サイクル２０よりもガス密度の大きい冷媒を充填すれば、蒸発器１１、２１と凝縮器１２、２２との間の熱移動量を同一条件とした場合、第１サイクル１０を循環する冷媒の体積流量は第２サイクル２０を循環する冷媒の体積流量よりも少なくなる。したがって、その場合、第１サイクル１０を循環する冷媒の圧力損失は、第１サイクル１０を循環する冷媒の圧力損失より小さくなる。これにより、第１サイクル１０は、温度差が大きくなった場合でも、その温度差に対する冷房能力の上昇率の低下を防ぐことが可能である。

しかし、第１サイクル１０に充填される冷媒として例えばＲ４１０を用いた場合、冷媒の分子密度が小さいことから、コネクタや配管の接合部を溶接などにより接合する必要が生じることがある。そこで、第２実施形態では、空調装置１が備える全てのサイクルに対してガス密度の大きい冷媒を用いるのではなく、第１サイクル１０の冷媒に対してガス密度の大きいものを用いている。これにより、第２サイクル２０は、構成の複雑化またはコストアップが抑制される。したがって、この空調装置１は、冷房能力を高めると共に、体格の大型化、複雑化またはコストアップを抑制することができる。

（第３実施形態）
第３実施形態について説明する。第３実施形態は、第１実施形態等に対して、第１サイクル１０の構成の一部を変更したものであり、その他については第１実施形態等と同様であるため、第１実施形態等と異なる部分についてのみ説明する。

第３実施形態においても、第１実施形態等と同様、室外送風機３０の風量と室内送風機４０の風量とが異なる構成において、温度差が大きい側に第１サイクル１０が配置され、温度差が小さい側に第２サイクル２０が配置されるものとする。

図７に示すように、第３実施形態では、第１サイクル１０の蒸発器１１のヘッダタンク１１２に設けられるコネクタ１１４の数を増やしている。すなわち、第１サイクル１０の蒸発器１１のヘッダタンク１１２に設けられるコネクタ１１４の数は、第２サイクル２０の蒸発器２１のヘッダタンク２１２に設けられるコネクタ２１４の数よりも多く設けられている。なお、複数のコネクタ１１４にはそれぞれガス配管１３が接続されている。

なお、図示していないが、凝縮器１２、２２に関しても、第１サイクル１０の凝縮器１２のヘッダタンク１２２、１２３に接続されるコネクタ１２４、１２５の数を、第２サイクル２０の凝縮器２２のヘッダタンク２２２、２２３に接続されるコネクタ２２４、２２５の数よりも多くすることが好ましい。これにより、第１サイクル１０を循環する冷媒の圧力損失は、第２サイクル２０を循環する冷媒の圧力損失よりも小さいものとなる。したがって、第１サイクル１０は、温度差が大きくなった場合でも、その温度差に対する冷房能力の上昇率の低下が防ぐことができる。

しかし、第１サイクル１０は、第２サイクル２０に比べて、コネクタの数が多い分、蒸発器１１、凝縮器１２および配管１３、１４などの構成が複雑化する可能性がある。そこで、第３実施形態では、第１サイクル１０と第２サイクル２０の両方の冷媒の圧力損失を小さくするのではなく、第１サイクル１０のみ冷媒の圧力損失を小さくしている。これにより、第２サイクル２０は、構成の複雑化またはコストアップが抑制される。したがって、この空調装置１は、冷房能力を高めると共に、体格の大型化、複雑化またはコストアップを抑制することができる。

（第４実施形態）
第４実施形態について説明する。第４実施形態は、第１実施形態等に対して、室外送風機３０と室内送風機４０の配置および風量を変更したものであり、その他については第１実施形態と同様であるため、第１実施形態と異なる部分についてのみ説明する。

図８に示すように、第４実施形態では、室内送風機４０の送風量Ｂ_ＩＮは、室内送風機４０の送風量Ｂ_ＯＵＴより少なくなるように構成されている。

第４実施形態の説明では、複数のサイクル１０、２０のうち、室外送風機３０が外気を送風する上流側に凝縮器が配置されたものを第２サイクル２０と呼び、室外送風機３０が外気を送風する下流側に凝縮器が配置されたものを第１サイクル１０と呼ぶ。すなわち、室外送風機３０は、第２サイクル２０が有する凝縮器２２、第１サイクル１０が有する凝縮器１２の順に外気を送風する。すなわち、室外送風機３０により送風される外気の流れ方向上流側に第２サイクル２０が有する凝縮器２２が配置され、その下流側に第１サイクル１０が有する凝縮器１２が配置されている。

一方、室内送風機４０は、第１サイクル１０が有する蒸発器１１、第２サイクル２０が有する蒸発器２１の順に外気を送風する。すなわち、室内送風機４０により送風される室内空気の流れ方向上流側に第１サイクル１０が有する蒸発器１１が配置され、その下流側に第２サイクル２０が有する蒸発器２１が配置されている。

上述したように、第４実施形態では、室内送風機４０の送風量Ｂ_ＩＮは、室内送風機４０の送風量Ｂ_ＯＵＴより少なくなるように構成されている。これにより、第４実施形態では、室内送風機４０の送風量Ｂ_ＯＵＴと室内送風機４０の送風量Ｂ_ＩＮとが同一である場合に比べて、第１サイクル１０が有する蒸発器１１の上流側の空気の温度Ｔ_ＩＮ１と下流側の空気の温度Ｔ_ＩＮ２との差が大きくなる。そのため、第１サイクル１０が有する蒸発器１１を通過した後に第２サイクル２０が有する蒸発器２１に供給される空気の温度Ｔ_ＩＮ２は、より外気温に近づくことになる。したがって、第２サイクル２０が有する凝縮器２２に供給される外気の温度Ｔ_ＯＵＴ１と蒸発器に供給される室内空気の温度Ｔ_ＩＮ２との差は小さくなる。その結果、第１サイクル１０の凝縮器１２に供給される外気の温度Ｔ_ＯＵＴ２と蒸発器１１に供給される室内空気の温度Ｔ_ＩＮ１との差は、第２サイクル２０の凝縮器２２に供給される外気の温度Ｔ_ＯＵＴ１と蒸発器２１に供給される室内空気の温度Ｔ_ＩＮ２との差よりも大きくなる。

第４実施形態においても、第１サイクル１０は、第２サイクル２０と比べて、蒸発器１１、２１と凝縮器１２、２２との間の熱移動量を同一条件とした場合に、サイクルを循環する冷媒の圧力損失が小さくなるように構成されている。そして、第１サイクル１０は温度差が大きい側に配置され、第２サイクル２０は温度差が小さい側に配置されている。したがって、第４実施形態においても、空調装置１は、冷房能力を高めると共に、体格の大型化、複雑化またはコストアップを抑制することができる。

（第５実施形態）
第５実施形態について説明する。第５実施形態も、第１実施形態等に対して、室外送風機３０と室内送風機４０の配置および風量を変更したものであり、その他については第１実施形態と同様であるため、第１実施形態と異なる部分についてのみ説明する。

図９に示すように、第５実施形態では、室内送風機４０と室外送風機３０は、複数のサイクル１０、２０がそれぞれ有する蒸発器１１、２１と凝縮器１２、２２に対し、同一の方向から送風している。

第５実施形態の説明では、複数のサイクル１０、２０のうち、室外送風機３０が外気を送風する上流側に凝縮器１２が配置されたものを第１サイクル１０と呼び、その下流側に凝縮器２２が配置されたものを第２サイクル２０と呼ぶ。すなわち、室外送風機３０は、第１サイクル１０が有する凝縮器１２、第２サイクル２０が有する凝縮器２２の順に外気を送風する。

一方、室内送風機４０も、第１サイクル１０が有する蒸発器１１、第２サイクル２０が有する蒸発器２１の順に外気を送風する。なお、第５実施形態では、室内送風機４０の送風量Ｂ_ＩＮと、室内送風機４０の送風量Ｂ_ＯＵＴは、同一であってもよく、または、異なっていてもよい。

このような構成によれば、基地局冷却において室内温度は外気温より高いので、第１サイクル１０が有する凝縮器１２の上流側の空気の温度Ｔ_ＯＵＴ１に対し、下流側の空気の温度Ｔ_ＯＵＴ２は、室内空気の温度に近づくことになる。また、第１サイクル１０が有する蒸発器１１の上流側の空気の温度Ｔ_ＩＮ１に対し、下流側の空気の温度Ｔ_ＩＮ２は、外気温に近づくことになる。そのため、第１サイクル１０が有する凝縮器１２に供給される外気の温度Ｔ_ＯＵＴ１と蒸発器１１に供給される室内空気の温度Ｔ_ＩＮ１との差は、第２サイクル２０が有する凝縮器２２に供給される外気の温度Ｔ_ＯＵＴ２と蒸発器２１に供給される室内空気の温度Ｔ_ＩＮ２との差よりも大きいものとなる。

第５実施形態においても、第１サイクル１０は、第２サイクル２０と比べて、蒸発器１１、２１と凝縮器１２、２２との間の熱移動量を同一条件とした場合に、サイクルを循環する冷媒の圧力損失が小さくなるように構成されている。そして、第１サイクル１０は温度差が大きい側に配置され、第２サイクル２０は温度差が小さい側に配置されている。したがって、第５実施形態においても、空調装置１は、冷房能力を高めると共に、体格の大型化、複雑化またはコストアップを抑制することができる。

（他の実施形態）
本発明は上記した実施形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載した範囲内において適宜変更が可能である。また、上記各実施形態は、互いに無関係なものではなく、組み合わせが明らかに不可な場合を除き、適宜組み合わせが可能である。また、上記各実施形態において、実施形態を構成する要素は、特に必須であると明示した場合および原理的に明らかに必須であると考えられる場合等を除き、必ずしも必須のものではないことは言うまでもない。また、上記各実施形態において、実施形態の構成要素の個数、数値、量、範囲等の数値が言及されている場合、特に必須であると明示した場合および原理的に明らかに特定の数に限定される場合等を除き、その特定の数に限定されるものではない。また、上記各実施形態において、構成要素等の形状、位置関係等に言及するときは、特に明示した場合および原理的に特定の形状、位置関係等に限定される場合等を除き、その形状、位置関係等に限定されるものではない。

例えば、上記各実施形態では、空調装置１は、２組のサイクル１０、２０を備える構成とした。これに対し、他の実施形態では、空調装置１は、３組以上のサイクルを備える構成としてもよい。この場合でも、複数のサイクルのうち、温度差が大きくなる側に設置されるサイクルは、他のサイクルと比べて、蒸発器と凝縮器との間の熱移動量を同一条件とした場合に、サイクルを循環する冷媒の圧力損失が小さくなるように構成される。

例えば、上記各実施形態では、空調装置１は、図示しない直流交流交換装置または通信機器などが格納された基地局の室内の冷房を行うものとして説明した。これに対し、他の実施形態では、空調装置１は、基地局に限らず、種々の用途の空調設備として用いることが可能である。

（まとめ）
上述の実施形態の一部または全部で示された第１の観点によれば、沸騰冷却式の空調装置は、複数のサイクル、室外送風機および室内送風機を備える。複数のサイクルは、冷媒が蒸発する蒸発器、蒸発器で蒸発した冷媒が凝縮する凝縮器、蒸発器で蒸発した冷媒を凝縮器へ流すガス配管、および、凝縮器で凝縮した冷媒を蒸発器へ流す液配管をそれぞれ有し、冷媒が自然循環する閉回路をそれぞれ構成する。室外送風機は、複数のサイクルがそれぞれ有する複数の凝縮器に対し、順に外気を送風する。室内送風機は、複数のサイクルがそれぞれ有する複数の蒸発器に対し、順に室内空気を送風する。複数のサイクルのうち、第１サイクルは、第２サイクルと比べて、凝縮器に供給される外気と蒸発器に供給される室内空気との温度差が大きくなる側に設置されている。そして、第１サイクルは、第２サイクルと比べて、蒸発器と凝縮器との間の熱移動量を同一条件とした場合に、サイクルを循環する冷媒の圧力損失が小さくなるように構成されている。

第２の観点によれば、第１サイクルは、第２サイクルに対し、サイクルを循環する冷媒の圧力損失が小さくなるように、サイクル内の流路面積が大きく形成されている。

これによれば、空調装置が備える全てのサイクルの構成を大型化等するのではなく、第１サイクルの構成を大型化等することで、冷房能力を高めると共に、体格の大型化、複雑化またはコストアップを抑制することができる。

第３の観点によれば、第１サイクルを循環する冷媒は、第２サイクルを循環する冷媒と比べて、温度および圧力を同一条件で比較した場合のガス密度が大きい冷媒が用いられている。

これによれば、空調装置が備える全てのサイクルに対してガス密度の大きい冷媒を用いるのではなく、第１サイクルの冷媒に対してガス密度の大きいものを用いることで、冷房能力を高めると共に、体格の大型化、複雑化またはコストアップを抑制することができる。

第４の観点によれば、室外送風機は、第１サイクルが有する凝縮器、第２サイクルが有する凝縮器の順に外気を送風する。室内送風機は、第２サイクルが有する蒸発器、第１サイクルが有する蒸発器の順に室内空気を送風する。室外送風機の送風により凝縮器を通過する風量は、室内送風機の送風により蒸発器を通過する風量より少なくなるように構成されている。

これによれば、室外送風機の送風により凝縮器を通過する風量と、室内送風機の送風により蒸発器を通過する風量とが同一である場合に比べて、第１サイクルが有する凝縮器の上流側の空気と下流側の空気の温度差が大きくなる。すなわち、第１サイクルが有する凝縮器を通過した後に第２サイクルが有する凝縮器に供給される空気の温度は、室内空気の温度に近づくことになる。そのため、第１サイクルが有する凝縮器に供給される外気と蒸発器に供給される室内空気との温度差は、第２サイクルが有する凝縮器に供給される外気と蒸発器に供給される室内空気との温度差よりも大きくなる。したがって、空調装置は、第１サイクルを循環する冷媒の圧力損失を小さくすることで、冷房能力を高めると共に、体格の大型化、複雑化またはコストアップを抑制することができる。

第５の観点によれば、室外送風機は、第２サイクルが有する凝縮器、第１サイクルが有する凝縮器の順に外気を送風する。室内送風機は、第１サイクルが有する蒸発器、第２サイクルが有する蒸発器の順に室内空気を送風する。室内送風機の送風により蒸発器を通過する風量は、室外送風機の送風により凝縮器を通過する風量より少なくなるように構成されている。

これによれば、室外送風機の送風により凝縮器を通過する風量と、室内送風機の送風により蒸発器を通過する風量とが同一である場合に比べて、第１サイクルが有する蒸発器の上流側の空気と下流側の空気の温度差が大きくなる。すなわち、第１サイクルが有する蒸発器を通過した後に第２サイクルが有する蒸発器に供給される空気の温度は、外気の温度に近づくことになる。そのため、第１サイクルが有する凝縮器に供給される外気と蒸発器に供給される室内空気との温度差は、第２サイクルが有する凝縮器に供給される外気と蒸発器に供給される室内空気との温度差よりも大きくなる。したがって、空調装置は、第１サイクルを循環する冷媒の圧力損失を小さくすることで、冷房能力を高めると共に、体格の大型化、複雑化またはコストアップを抑制することができる。

第６の観点によれば、室外送風機は、第１サイクルが有する凝縮器、第２サイクルが有する凝縮器の順に外気を送風する。室内送風機は、第１サイクルが有する蒸発器、第２サイクルが有する蒸発器の順に室内空気を送風するように構成されている。

これによれば、第１サイクルが有する凝縮器に供給される外気と蒸発器に供給される室内空気との温度差は、第２サイクルが有する凝縮器に供給される外気と蒸発器に供給される室内空気との温度差よりも大きいものとなる。したがって、空調装置は、第１サイクルを循環する冷媒の圧力損失を小さくすることで、冷房能力を高めると共に、体格の大型化、複雑化またはコストアップを抑制することができる。

１空調装置
１０、２０沸騰冷却サイクル
１１、２１蒸発器
１２、２２凝縮器
１３、２３ガス配管
１４、２４液配管
３０室外送風機
４０室内送風機

Claims

沸騰冷却式の空調装置において、
冷媒が蒸発する蒸発器（１１、２１）、前記蒸発器で蒸発した冷媒が凝縮する凝縮器（１２、２２）、前記蒸発器で蒸発した冷媒を前記凝縮器へ流すガス配管（１３、２３）、および、前記凝縮器で凝縮した冷媒を前記蒸発器へ流す液配管（１４、２４）をそれぞれ有し、冷媒が自然循環する閉回路をそれぞれ構成する複数の沸騰冷却サイクル（１０、２０）と、
複数の前記沸騰冷却サイクルがそれぞれ有する複数の前記凝縮器に対し、順に外気を送風する室外送風機（３０）と、
複数の前記沸騰冷却サイクルがそれぞれ有する複数の前記蒸発器に対し、順に室内空気を送風する室内送風機（４０）と、を備え、
複数の前記沸騰冷却サイクルのうち、所定の前記沸騰冷却サイクル（１０）は、他の前記沸騰冷却サイクル（２０）と比べて、前記凝縮器に供給される外気と前記蒸発器に供給される室内空気との温度差が大きくなる側に設置されており、
所定の前記沸騰冷却サイクルは、他の前記沸騰冷却サイクルと比べて、前記蒸発器と前記凝縮器との間の熱移動量を同一条件とした場合に、サイクルを循環する冷媒の圧力損失が小さくなるように構成されている、空調装置。
所定の前記沸騰冷却サイクルは、他の前記沸騰冷却サイクルに対し、サイクルを循環する冷媒の圧力損失が小さくなるように、サイクル内の流路面積が大きく形成されている、請求項１に記載の空調装置。
所定の前記沸騰冷却サイクルを循環する冷媒は、他の前記沸騰冷却サイクルを循環する冷媒に対し、温度および圧力を同一条件で比較した場合のガス密度が大きい冷媒が用いられている、請求項１または２に記載の空調装置。
前記室外送風機は、所定の前記沸騰冷却サイクルが有する前記凝縮器、他の前記沸騰冷却サイクルが有する前記凝縮器の順に外気を送風し、
前記室内送風機は、他の前記沸騰冷却サイクルが有する前記蒸発器、所定の前記沸騰冷却サイクルが有する前記蒸発器の順に室内空気を送風し、
前記室外送風機の送風により前記凝縮器を通過する風量は、前記室内送風機の送風により前記蒸発器を通過する風量より少なくなるように構成されている、請求項１ないし３のいずれか１つに記載の空調装置。
前記室外送風機は、他の前記沸騰冷却サイクルが有する前記凝縮器、所定の前記沸騰冷却サイクルが有する前記凝縮器の順に外気を送風し、
前記室内送風機は、所定の前記沸騰冷却サイクルが有する前記蒸発器、他の前記沸騰冷却サイクルが有する前記蒸発器の順に室内空気を送風し、
前記室内送風機の送風により前記蒸発器を通過する風量は、前記室外送風機の送風により前記凝縮器を通過する風量より少なくなるように構成されている、請求項１ないし３のいずれか１つに記載の空調装置。
前記室外送風機は、所定の前記沸騰冷却サイクルが有する前記凝縮器、他の前記沸騰冷却サイクルが有する前記凝縮器の順に外気を送風し、
前記室内送風機は、所定の前記沸騰冷却サイクルが有する前記蒸発器、他の前記沸騰冷却サイクルが有する前記蒸発器の順に室内空気を送風するように構成されている、請求項１ないし３のいずれか１つに記載の空調装置。