WO2010024080A1 - 冷却装置 - Google Patents

冷却装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2010024080A1
WO2010024080A1 PCT/JP2009/063418 JP2009063418W WO2010024080A1 WO 2010024080 A1 WO2010024080 A1 WO 2010024080A1 JP 2009063418 W JP2009063418 W JP 2009063418W WO 2010024080 A1 WO2010024080 A1 WO 2010024080A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
evaporation
refrigerant
pipe
path
cooling device
Prior art date
Application number
PCT/JP2009/063418
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
明彦 平野
進一 加賀
和芳 関
Original Assignee
ホシザキ電機株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by ホシザキ電機株式会社 filed Critical ホシザキ電機株式会社
Priority to US13/058,820 priority Critical patent/US20110138849A1/en
Publication of WO2010024080A1 publication Critical patent/WO2010024080A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B25/00—Machines, plants or systems, using a combination of modes of operation covered by two or more of the groups F25B1/00 - F25B23/00
    • F25B25/005—Machines, plants or systems, using a combination of modes of operation covered by two or more of the groups F25B1/00 - F25B23/00 using primary and secondary systems
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D15/00—Heat-exchange apparatus with the intermediate heat-transfer medium in closed tubes passing into or through the conduit walls ; Heat-exchange apparatus employing intermediate heat-transfer medium or bodies
    • F28D15/02—Heat-exchange apparatus with the intermediate heat-transfer medium in closed tubes passing into or through the conduit walls ; Heat-exchange apparatus employing intermediate heat-transfer medium or bodies in which the medium condenses and evaporates, e.g. heat pipes
    • F28D15/0266—Heat-exchange apparatus with the intermediate heat-transfer medium in closed tubes passing into or through the conduit walls ; Heat-exchange apparatus employing intermediate heat-transfer medium or bodies in which the medium condenses and evaporates, e.g. heat pipes with separate evaporating and condensing chambers connected by at least one conduit; Loop-type heat pipes; with multiple or common evaporating or condensing chambers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F1/00—Tubular elements; Assemblies of tubular elements
    • F28F1/10—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses
    • F28F1/12—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element
    • F28F1/34—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element and extending obliquely
    • F28F1/36—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element and extending obliquely the means being helically wound fins or wire spirals
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B23/00—Machines, plants or systems, with a single mode of operation not covered by groups F25B1/00 - F25B21/00, e.g. using selective radiation effect
    • F25B23/006—Machines, plants or systems, with a single mode of operation not covered by groups F25B1/00 - F25B21/00, e.g. using selective radiation effect boiling cooling systems
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2309/00—Gas cycle refrigeration machines
    • F25B2309/06—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25D—REFRIGERATORS; COLD ROOMS; ICE-BOXES; COOLING OR FREEZING APPARATUS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F25D11/00—Self-contained movable devices, e.g. domestic refrigerators
    • F25D11/02—Self-contained movable devices, e.g. domestic refrigerators with cooling compartments at different temperatures
    • F25D11/025—Self-contained movable devices, e.g. domestic refrigerators with cooling compartments at different temperatures using primary and secondary refrigeration systems

Definitions

  • the refrigerant flows from the downstream side to the upstream side in the flow direction of the air flowing through the evaporator tube group constituting the evaporator, and by using carbon dioxide having excellent heat transfer performance as the refrigerant, Therefore, it is possible to employ a small-diameter evaporator tube having a small heat exchange area without lowering the heat exchange efficiency, thereby reducing the cost of the evaporator and making it more compact.
  • the plurality of evaporator tubes function as an evaporator having high heat exchange efficiency by a configuration in which the evaporator tubes are arranged in a layered relationship in an up-down relationship in a state of being separated from each other.
  • each linear portion 56 a extends in a transverse direction intersecting with the air flow flowing through the evaporator EP (evaporation pipe 56 group) generated when the blower fan 30 is driven.
  • the upper inclined side of the installation plane is set on the upstream side in the air flow direction
  • the lower end side of the inclination is set on the downstream side in the air flow direction (see FIG. 5). That is, the plurality of straight portions 56a constituting the evaporation pipe 56 are arranged so as to sequentially shift from the downstream side in the flow direction of the air flowing through the evaporator EP to the upstream side.
  • the respective evaporation tubes 56 are arranged in layers in a parallel relationship with the arrangement plane of the evaporation tubes 56 spaced apart in the vertical direction. Further, the fins 58, 58 of the evaporation pipes 56, 56 positioned above and below are set so as to be separated from each other. In the first embodiment, the refrigerant inflow end 52a and the outflow end 52b of each evaporation path 52 are arranged in a positional relationship in which they are aligned in the vertical direction.
  • the gas phase secondary refrigerant is refluxed from the evaporator EP to the secondary heat exchanging section 42 via the gas pipe 46, and the secondary cooling device 40 does not use power from a pump, a motor, or the like in each natural circulation circuit 48.
  • the cycle in which the secondary refrigerant naturally circulates with a simple configuration is repeated.
  • a plurality of condensation paths 50 and evaporation paths 52 can be arranged in the secondary heat exchange section 42 and the evaporator EP, respectively. That is, the heat exchange area required for each condensation path 50 and evaporation path 52 is reduced, and the pipe length of each condensation path 50 and each evaporation path 52 can be shortened. Thereby, in each condensation path 50 and each evaporation path 52, the number of times of meandering in order to earn a required pipe length can be reduced, and the bent portion that becomes a distribution resistance can be reduced. Therefore, the condensation path 50 and the evaporation path 52 are reduced. The pressure loss of the secondary refrigerant that circulates can be reduced.
  • the weight of the pipe having the pressure resistance performance P (the outer diameter D of the pipe) can be expressed by the following expression.
  • the pipe weight MD 1 of the pipe outside diameter D 1 having a pressure resistance P is AD 1 2
  • pipe weight MD 2 of the outer diameter D 2 pipe having a pressure resistance P is AD 2 2.
  • the weight ratio of the pipe can be said to be a ratio of the material price of the pipe. Therefore, according to the secondary cooling device 40 of the first embodiment, the pipe is greatly reduced in diameter as compared with the conventional cooling device. Clearly, significant cost savings can be achieved.
  • the machine room 20 is an open space in which air can be exchanged for the purpose of air-cooling the condenser CD and the compressor CM. Since the primary cooling device 34 is disposed in the machine room 20, even if the primary refrigerant leaks out, there is no possibility of staying in the machine room 20.
  • FIG. 6 is a schematic circuit diagram showing a cooling facility 32 including a secondary cooling device (cooling device) 60 according to the second embodiment as a circuit on the secondary side.
  • the cooling facility 32 of the second embodiment is installed in the refrigerator 10 described in the first embodiment.
  • the cooling facility 32 includes a mechanical compression type primary cooling device (primary side circuit) 34 that forcibly circulates a refrigerant and a secondary cooling device that includes a thermosiphon that naturally convects the refrigerant.
  • a secondary loop refrigeration circuit in which the (cooling device) 60 is thermally connected (cascade connection) so as to exchange heat with the cascade heat exchanger HE is employed. Since the configuration of the primary cooling device 34 is the same as that of the first embodiment, detailed description thereof is omitted, and the same members are denoted by the same reference numerals.
  • the same members as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals.
  • a natural circulation circuit 62 is provided that supplies the liquid phase secondary refrigerant under the action of the above and recirculates the gas phase secondary refrigerant from the evaporator EP to the secondary heat exchange section 42 via the gas pipe 46.
  • the secondary heat exchange unit 42 is disposed in the machine room 20, while the evaporator EP is disposed in the cooling chamber 28 located below the machine room 20, and performs secondary heat exchange with the base plate 24 interposed therebetween.
  • the evaporator EP is disposed below the part 42.
  • Reference numeral 54 denotes a refrigerant charge port provided for charging the natural circulation circuit 62 with the refrigerant.
  • the natural circulation circuit 62 is single, One set of incidental facilities such as a charge port 54, a safety valve, and an expansion tank (both not shown) are sufficient.
  • the secondary heat exchanging section 42 is provided with a plurality of condensing paths 50 (in the case of distinction, ⁇ , ⁇ , ⁇ ... Are added to the reference numeral 50) in parallel (three in the second embodiment).
  • the evaporator EP is provided with a plurality of evaporation paths 52 in parallel (three in the second embodiment, and ⁇ , ⁇ , ⁇ ,... Are added to the reference numeral 52 when particularly distinguished).
  • the condensation path 50 is represented by a straight path from the inflow end 50 a connecting to the gas pipe 46 to the outflow end 50 b connecting to the liquid pipe 44, and from the inflow end 52 a connecting the evaporation path 52 to the liquid pipe 44.
  • the condensing path 47 may be meandered or formed in a straight line.
  • the secondary heat exchange unit 42 since the secondary heat exchange unit 42 is cooled by the primary heat exchange unit 36, the gas phase secondary refrigerant dissipates heat in the course of flowing through each condensation path 50 of the secondary heat exchange unit 42. Then, the specific gravity increases by condensing and changing the state from the gas phase to the liquid phase, so that the liquid phase secondary refrigerant flows down along the respective condensation paths 50 of the secondary heat exchange unit 42 under the action of gravity.
  • the secondary heat exchange unit 42 is disposed in the machine room 20, while the evaporator EP is disposed in the cooling chamber 28 located below the machine room 20, thereby the secondary heat exchange unit 42. And an evaporator EP are provided with a head.
  • the liquid phase secondary refrigerant is allowed to flow naturally under the action of gravity through the liquid pipe 44 connected to the lower portion of the secondary heat exchange unit 42 toward the evaporator EP formed by the collection of the evaporation pipes 56. be able to.
  • the liquid secondary refrigerant evaporates by taking heat from the ambient atmosphere of the evaporator EP constituted by the collection of the evaporation pipes 56 and moves to the gas phase.
  • the gas phase secondary refrigerant is refluxed from the evaporator EP to the secondary heat exchanging unit 42 via the gas pipe 46, and the secondary cooling device 60 can perform secondary operation with a simple configuration without using power of a pump, a motor, or the like.
  • the cycle in which the refrigerant naturally circulates is repeated.
  • one condensing path 50 and one condensing path 50 are connected by alternately connecting a plurality of condensing paths 50 and the same number of condensing paths 50.
  • One thermosiphon that allows the secondary refrigerant to flow alternately to the evaporation path 52 is formed. That is, according to the natural circulation circuit 62, the plurality of condensation paths 50 and the plurality of evaporation paths 52 are provided in one circuit without branching the liquid pipe 44, the gas pipe 46, the condensation path 50, and the evaporation path 52. be able to.
  • the secondary refrigerant circulating in the natural circulation circuit 62 may be unevenly distributed in either the condensation path 50 or the evaporation path 52 due to external factors such as fluctuations in the outside air temperature acting on the secondary cooling device 60.
  • the natural circulation circuit 62 is composed of one thermosyphon, the balance of the secondary refrigerant is naturally adjusted so that the amount of the secondary refrigerant in each condensation path 50 and each evaporation path 52 matches. The Therefore, in each condensation path 50 and each evaporation path 52, the secondary refrigerant is hardly unevenly distributed, and even if the secondary refrigerant is unevenly distributed, the amount of the secondary refrigerant flowing through the condensation path 50 and the evaporation path 52 is reduced.
  • a plurality of condensation paths 50 and evaporation paths 52 can be arranged in each of the cascade heat exchanger HE and the evaporator EP. That is, the heat exchange area required for each condensation path 50 and evaporation path 52 is reduced, and the length of each condensation path 50 and each evaporation path 52 can be shortened. Thereby, in each condensation path 50 and each evaporation path 52, the number of times of meandering in order to earn a required pipe length can be reduced, and the bent portion that becomes a distribution resistance can be reduced. Therefore, the condensation path 50 and the evaporation path 52 are reduced. The pressure loss of the secondary refrigerant that circulates can be reduced.
  • the secondary cooling device 60 includes the natural circulation circuit 62 as a whole with one refrigerant path without branching the liquid pipe 44, the gas pipe 46, the condensation path 50, and the evaporation path 52. No pressure loss due to the branching part.
  • the natural circulation circuit 62 the head difference of the secondary refrigerant required for natural convection between the condensation path 50 and the evaporation path 52 can be reduced, so that the required drop between the condensation path 50 and the evaporation path 52 is required. Becomes smaller, and it is possible to narrow the upper and lower arrangement intervals between the secondary heat exchange section 42 and the evaporator EP, and the secondary cooling device 60 can be made compact.
  • the pressure loss of the secondary refrigerant is small in the natural circulation circuit 62, the same amount of the secondary refrigerant is put in the circuit even if the pipe diameter is smaller than the conventional pipe diameter as the liquid pipe 44 and the gas pipe 46. It is possible to circulate, and it is possible to reduce the amount of secondary refrigerant to be filled in the entire circuit.
  • the secondary cooling device 60 of the second embodiment is composed of a single natural circulation circuit 62, the refrigerant charge port 54, a safety valve for preventing an excessive increase in pressure, an expansion tank (none of which are shown), and the like. It is only necessary to provide one incidental facility. That is, as compared with the configuration including a plurality of independent natural circulation circuits 48 as in the secondary cooling device 40 of the first embodiment, advantages such as prevention of drift of the secondary refrigerant and reduction in the pipe diameter are maintained. On the other hand, the incidental equipment becomes compact and the cost can be reduced. Moreover, since the secondary cooling device 60 of Example 2 performs only the refrigerant
  • the present application is not limited to the configuration of each of the embodiments described above, and other configurations can be appropriately employed.
  • 1. the case where the refrigerant inflow ends and the outflow ends in the plurality of evaporation paths are arranged in a positional relationship aligned in the vertical direction has been described. However, as shown in FIG. 52a and the outflow end 52b may be arranged so as to be biased in the air flow direction. 2.
  • the description has been given of the case where the evaporation tubes of the spiral fin tube type heat exchanger are arranged in a meandering manner on the same plane (installation plane), but the configuration in which the linear portion and the bent portion are not arranged on the same plane. It may be.
  • FIG. 12 shows a plurality of plate-like heat transfer promoting members 80 arranged in parallel and spaced apart in the longitudinal direction of the evaporation pipe 56.
  • the shape of the heat transfer promoting member 80 shown in the modified example of FIG. 12 includes a circle in FIG. 12 (a), a quadrangle in FIG. 12 (b), an octagon in FIG. 12 (c), and up, down, left and right in FIG.
  • a spiral fin tube type was adopted as the heat exchanger, but by using carbon dioxide having excellent heat transfer performance as the secondary refrigerant and the arrangement of the evaporation tubes with respect to the air flow through the evaporator, Efficient heat exchange in the evaporator is achieved, so a heat exchanger consisting of only the evaporation pipe (tube body) that does not include various heat transfer promoting members on the evaporation pipe (tube body) is used. can do. And by adopting a heat exchanger consisting only of an evaporator tube (tube body) in this way, it is possible to reduce the spacing between the plurality of heat exchangers, and to make the evaporator more compact. .
  • FIG. 17 shows a polygonal cross-sectional shape of the evaporation tube 56 to increase the surface area, and various other cross-sections such as an octagon in FIG. 17 (a) and a cross in FIG. 17 (b). Shape can be adopted.
  • FIG. 18 shows a structure in which a groove for promoting heat transfer is formed on the surface of the evaporation tube 56. As shown in FIGS. 18 (a) and 18 (b), the groove 90 continuous on the circumference is separated in the axial direction. As shown in FIGS.
  • the expansion valve is used as the means for reducing the pressure of the liquefied refrigerant in the primary cooling device.
  • the present invention is not limited to this, and a capillary tube or other pressure reducing means may be employed.
  • the example which uses the cooling device which concerns on this invention is given to the secondary side of the cooling equipment provided with a secondary loop type refrigerating circuit. As described above, it is possible to eliminate the disadvantages of the cooling equipment provided with the secondary loop type refrigeration circuit. Therefore, it is very useful to apply the cooling device according to the present invention to the secondary loop type refrigeration circuit.
  • the cooling device according to the present invention is not limited to being applied to a secondary loop refrigeration circuit, and can be used alone as a cooling device. 10.
  • the cooling device of the present invention can also be applied to so-called storages such as a freezer, a freezer / refrigerator, a showcase and a prefabricated store, and other air conditioning equipment.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Geometry (AREA)
  • Life Sciences & Earth Sciences (AREA)
  • Sustainable Development (AREA)
  • Heat-Exchange Devices With Radiators And Conduit Assemblies (AREA)

Abstract

　サーモサイフォンを用いて冷媒が自然対流する自然循環回路において、所望の冷却効率を維持したまま、冷媒の流通抵抗、該回路内の冷媒充填量および各経路の断面積の増加を招くことなく、安価でコンパクトな冷却装置を提供する。 　二次冷却装置４０は、気相二次冷媒を液化するカスケード熱交換器ＨＥの二次熱交換部４２と、液相二次冷媒を気化する蒸発器ＥＰを備える。二次冷却装置４０は、二次熱交換部４２と蒸発器ＥＰとを接続する液配管４４およびガス配管４６を備える複数の自然循環回路４８が設けられる。蒸発器ＥＰには、各自然循環回路４８の蒸発経路５２が上下に離間して層状に設けられる。蒸発経路５２は、二次冷媒が流通する蒸発管の外周にフィンを螺旋状に巻き付けたスパイラルフィンチューブ型の熱交換器で構成される。

Description

冷却装置
　この発明は、熱交換部と蒸発器との間の温度勾配を利用して、冷媒を自然対流させる自然循環回路を備えた冷却装置に関するものである。
　冷媒を自然対流させるサーモサイフォンを用いた冷却装置が、冷蔵庫等の貯蔵設備や空調設備に採用されている(例えば、特許文献１参照)。サーモサイフォンを用いた冷却装置は、図２０に示すように、気化冷媒を凝縮して液化冷媒とする凝縮器６４と、この凝縮器６４の下方に配置されて、液化冷媒を蒸発させて気化冷媒とする蒸発器６６とを有し、液化冷媒を凝縮器６４から蒸発器６６へ液配管６８を介して流下させると共に、気化冷媒を蒸発器６６から凝縮器６４へガス配管７０を介して流通させる自然循環回路７２が構成される。
　前記凝縮器６４および蒸発器６６では、内部に設けた冷媒経路６４ａ,６６ａを流通する冷媒が外気や水等の他の媒体と熱交換することで、冷媒が凝縮または蒸発するようになっている。すなわち、冷却装置の冷却効率は、冷媒と他の媒体との間で交換される熱量に依存するので、冷却装置では、凝縮器６４および蒸発器６６に蛇行状の冷媒経路６４ａ,６６ａを設けることで、冷媒経路６４ａ,６６ａと他の媒体との接触面積(以下、熱交換面積という)を大きくしている。
　また、前記蒸発器６６の形態としては、複数の平行な平板状のフィンを貫通する直線配管と、該直線配管の端部に溶接されるＵ字状に折れ曲ったベンド部とから、冷媒経路６６ａを蛇行状に形成した所謂フィンアンドチューブ型の熱交換器が採用されている(例えば、特許文献１参照)。このフィンアンドチューブ型の熱交換器は、配管密度を比較的容易に向上させ得る特徴があることから、空冷式の熱交換器として広く採用されている。また、蒸発器の別形態として、冷媒が流通する蒸発管の外周囲にフィンを螺旋状に巻き付けると共に蛇行状に折り曲げたスパイラルフィンチューブ型の熱交換器も知られている。
特開昭６３－９６４６３号公報
　前記冷却装置では、所要の冷却効率が得られる熱交換面積を確保するために必要な配管長を設定すると、冷媒経路６４ａ,６６ａが長くなって該経路６４ａ,６６ａにおける冷媒の流通抵抗が大きくなると共に、長くなる冷媒経路６４ａ,６６ａをコンパクトにするのに冷媒経路６４ａ,６６ａの屈曲部分が多くなるので、冷媒の流通抵抗が更に大きくなる。また冷却装置の如くサーモサイフォンを用いた方式では、凝縮器６４と蒸発器６６との間の温度勾配を利用して冷媒を自然対流する構成であるから、冷媒をポンプ等で強制循環させる方式と比べて冷媒の循環力が弱く、僅かな圧力損失や冷媒に対する流れ抵抗によって、冷媒の円滑な流動が大きく妨げられる。そして、冷媒経路６４ａ,６６ａにおいて、冷媒の流動が円滑に行なわれなくなると、蒸発器６６を含む自然循環回路７２内での冷媒の循環が悪くなったり、冷媒が逆流したりして冷熱の運搬能力が低下し、対象を効率よく冷却できない問題が生じる。そこで、前記冷却装置では、冷却効率を低下させないために、冷媒の循環量に応じて冷媒経路６４ａ,６６ａの断面積を大きく設定して冷媒の流通抵抗を減少させることで、僅かな圧力損失に大きな影響を受ける冷媒の流動状態を安定させる必要がある。しかし、冷媒経路６４ａ,６６ａを構成する配管が大径化することで、冷媒経路を形成する上での制約が大きくなると共に、凝縮器６４や蒸発器６６の大型化を招き、コストの上昇に繋がってしまう。
　ここで、前記フィンアンドチューブ型の熱交換器は、配管の密度を上げることができる反面、直線配管とベンド部とを溶接するため、冷媒の流通経路内に複数の溶接部が存在し、冷媒漏れに対する信頼性が低い難点がある。しかも、フィンアンドチューブ型の熱交換器では、熱交換効率を向上するべく平板状の各フィンの間隔を狭くすると、平板状の各フィンが隣り合う全ての直線配管に接続されているため、隣り合う直線配管の間のフィンにも霜が成長し易く、配管間の隙間が霜で塞がれて空気の流れを阻害する問題を招き易い構造であった。
　これに対し、前記スパイラルフィンチューブ型の熱交換器は、フィンアンドチューブ型の熱交換器とは異なり、その製造過程で配管同士の溶接や配管の拡管加工を行なう必要がなく、製造工程が大きく簡素化されると共に、冷媒の流通経路内に配管の溶接部が存在しないから冷媒漏れに対する信頼性も高い利点がある。またスパイラルフィンチューブ型の熱交換器は、蒸発管にフィンを螺旋状に巻き付ける構造であるため、熱交換効率を向上するべくフィンの螺旋ピッチを狭くしても、隣り合う直線配管のフィンが相互に接触していないため、該フィンに霜が成長したとしても配管間の隙間は塞がれ難く、着霜による目詰りが発生し難い構造である
　しかしながら、スパイラルフィンチューブ型の熱交換器は、フィンを巻きつけた後に蒸発管を曲げ加工するため、前述したように冷媒の流通抵抗を減少させるために蒸発管を大径化すると、最小曲げ半径が大きくなり、配管密度が疎な状態となるので、蒸発器のコンパクト化が困難であった。このため、フィンアンドチューブ型の熱交換器と同程度まで蒸発管の配管密度を上げることは難しく、サーモサイフォンを用いた冷却装置の蒸発器としては、フィンアンドチューブ型の熱交換器に対してコスト、冷媒漏れに対する信頼性、および霜による目詰り抑制等の点で優れているスパイラルフィンチューブ型の熱交換器を採用していないのが現状である。
　前述したような冷却装置による冷却効率を向上するための構成や、スパイラルフィンチューブ型の熱交換器は、熱交換器を大型化することで採用が可能となる。しかしながら、冷却装置が用いられる冷蔵庫では、その商品上の価値として庫内容積を大きくすることが挙げられ、これを確保するためには庫内熱交換器(蒸発器)をコンパクトに設計することが肝要であり、安易に熱交換器を大型化することは難しい。むしろ、潜在的には庫内熱交換器(蒸発器)を更にコンパクトに設計することが求められている。すなわち、限られた空間で効率よく熱交換を行なうための冷却装置が希求されているのが実状である。
　すなわち本発明は、従来の技術に係る冷却装置に内在する前記問題に鑑み、これらを好適に解決するべく提案されたものであって、サーモサイフォンを用いて冷媒が自然対流する自然循環回路において、所望の冷却効率を維持したまま、冷媒の流通抵抗、該回路内の冷媒充填量および各経路の断面積の増加を招くことなく、安価でコンパクトな冷却装置を提供することを目的とする。
　前記課題を克服し、所期の目的を達成するため、本願発明に係る冷却装置は、凝縮経路を流通する気化冷媒を凝縮して液化冷媒とする熱交換部と、この熱交換部の下方に配置され、内部の蒸発経路を流通する液化冷媒を蒸発させて気化冷媒とする管状の蒸発管とを有し、液化冷媒を熱交換部の凝縮経路から前記蒸発経路へ液配管を介して流下させると共に、気化冷媒を前記蒸発経路から熱交換部の凝縮経路へガス配管を介して流通させる自然循環回路を設けた冷却装置において、互いに独立した複数の自然循環回路と、複数の自然循環回路の蒸発管の集合で構成される蒸発器とを備えると共に、各自然循環回路を循環する冷媒として二酸化炭素を用い、前記各蒸発管は、蒸発管群を流通する空気の流れ方向と交差する横方向に直線部分が延在するよう蛇行状に折り曲げて形成され、前記蒸発管における前記空気の流れ方向下流側の部位に前記液配管が接続されると共に、前記蒸発管における前記空気の流れ方向上流側の部位に前記ガス配管が接続され、前記複数の蒸発管は、相互に離間する状態で上下の関係で層状に配置されることを特徴とする。
　本発明によれば、夫々の自然循環回路が、経路や配管の分岐を伴わず互いに独立して１つの回路を構成するように、凝縮経路と蒸発経路とが液配管およびガス配管で接続されている。そして、熱交換部および蒸発器において要求される熱交換面積に応じた数の自然循環回路を冷却装置に設けることで、必要とされる凝縮経路および蒸発経路を熱交換部および蒸発器に配置することができ、回路全体として必要とされる熱交換面積が担保される。これにより、凝縮経路および蒸発経路の１本当たりに必要とされる熱交換面積が小さくなり、各凝縮経路および各蒸発経路の必要長さを抑えることができる。各凝縮経路および各蒸発経路の長さが短くなることから、経路の長さに由来する流通抵抗が小さくなると共に、蛇行させる回数を減らして経路の屈曲部分に由来する流通抵抗を減らすことも可能となる。この結果、従来では流通抵抗が大きくなり過ぎて不可能であった従来と比して小さい断面積で各凝縮経路および各蒸発経路を設定でき、各凝縮経路および各蒸発経路に流通させる冷媒量を減少させることができる。このように、各凝縮経路および各蒸発経路の長さや断面積を減じることが可能であるので、熱交換部や蒸発器をコンパクトにできると共に、循環する冷媒量を低減することで、回路の圧力上昇を緩和する膨張タンクの容量等の付帯設備も小さくなるので、全体としてコンパクトにすることができ、コストダウンも可能となる。しかも、各自然循環回路は互いに独立しているので、冷媒の偏流が生じ難く、冷媒を円滑に自然対流させることができる。
　また、蒸発管群を流通する空気の流れ方向下流側から上流側に冷媒が流動するよう構成すると共に、冷媒として伝熱性能に優れた二酸化炭素を用いることで、蒸発器での熱交換効率を低下させることなく熱交換面積の小さな小径の蒸発管を採用することができ、蒸発器のコストを低減し得ると共によりコンパクト化を図り得る。更に、複数の蒸発管を相互に離間する状態で上下の関係で層状に配置する構成により、これら複数の蒸発管が熱交換効率の高い蒸発器として機能する。
　前記課題を克服し、所期の目的を達成するため、本願の別の発明に係る冷却装置は、凝縮経路を流通する気化冷媒を凝縮して液化冷媒とする熱交換部と、この熱交換部の下方に配置され、内部の蒸発経路を流通する液化冷媒を蒸発させて気化冷媒とする管状の蒸発管とを有し、液化冷媒を熱交換部の凝縮経路から前記蒸発経路へ液配管を介して流下させると共に、気化冷媒を前記蒸発経路から熱交換部の凝縮経路へガス配管を介して流通させる自然循環回路を設けた冷却装置において、前記自然循環回路は、複数の蒸発管の集合で構成される蒸発器と、該複数の蒸発管と同数の凝縮経路とを備えると共に、該自然循環回路を循環する冷媒として二酸化炭素を用い、前記凝縮経路の流出端に接続する液配管を、当該凝縮経路の流入端に連結したガス配管が接続している蒸発管と別の蒸発管に接続すると共に、蒸発管の流出端に接続するガス配管を、当該蒸発管の流入端に連結した液配管が接続している凝縮経路と別の凝縮経路に接続して、全体として１つの自然循環回路を構成し、前記各蒸発管は、蒸発管群を流通する空気の流れ方向と交差する横方向に直線部分が延在するよう蛇行状に折り曲げて形成され、前記蒸発管における前記空気の流れ方向下流側の部位に前記液配管が接続されると共に、前記蒸発管における前記空気の流れ方向上流側の部位に前記ガス配管が接続され、前記複数の蒸発管は、相互に離間する状態で上下の関係で層状に配置されることを特徴とする。
　この別発明によれば、経路や配管の分岐を伴わず全体として１つの自然循環回路を構成するように、凝縮経路と蒸発経路とが液配管およびガス配管で接続されている。すなわち、熱交換部および蒸発器において要求される熱交換面積に応じた数の凝縮経路および蒸発経路を適宜に配置することができる。これにより、凝縮経路および蒸発経路の１本当たりに必要とされる熱交換面積が小さくなり、各凝縮経路および各蒸発経路の必要長さを抑えることができる。各凝縮経路および各蒸発経路の長さが短くなることから、経路の長さに由来する流通抵抗が小さくなると共に、蛇行させる回数を減らして経路の屈曲部分に由来する流通抵抗を減らすことも可能となる。この結果、従来では流通抵抗が大きくなり過ぎて不可能であった従来と比して小さい断面積で各凝縮経路および各蒸発経路を設定でき、各凝縮経路および各蒸発経路に流通させる冷媒量を減少させることができる。このように、各凝縮経路および各蒸発経路の長さや断面積を減じることが可能であるので、熱交換部や蒸発器をコンパクトにできると共に、循環する冷媒量を低減することで、回路の圧力上昇を緩和する膨張タンクの容量等の付帯設備も小さくなるので、全体としてコンパクトにすることができ、コストダウンも可能となる。しかも、複数の凝縮経路および複数の蒸発経路を設けても、経路や配管の分岐を伴わずに全体として１つの自然循環回路となっているので、複数の凝縮経路および複数の蒸発経路に対して冷媒がバランスよく流通して、冷媒の偏流が生じず、冷媒を円滑に自然対流させることができる。
　また、蒸発器を構成する蒸発管群を流通する空気の流れ方向下流側から上流側に冷媒が流動するよう構成すると共に、冷媒として伝熱性能に優れた二酸化炭素を用いることで、蒸発器での熱交換効率を低下させることなく熱交換面積の小さな小径の蒸発管を採用することができ、蒸発器のコストを低減し得ると共によりコンパクト化を図り得る。更に、複数の蒸発管を相互に離間する状態で上下の関係で層状に配置する構成により、これら複数の蒸発管が熱交換効率の高い蒸発器として機能する。
　本発明に係る冷却装置によれば、所望の冷却効率を維持したまま、冷媒の流通抵抗、該回路内の冷媒充填量および各経路の断面積の増加を招くことなく、安価でコンパクトにすることができる。
本発明の好適な実施例１に係る冷却装置を冷却設備の二次回路として備えた冷蔵庫を示す側断面図である。 実施例１の冷却装置を二次回路として備えた冷却設備の要部を示す概略回路図である。 実施例１に係る蒸発経路を示す要部正面図である。 実施例１に係る蒸発経路を示す平面図である。 実施例１に係る蒸発器を示す概略側面図である。 本発明の好適な実施例２に係る冷却装置を二次回路として備えた冷却設備の要部を示す概略回路図である。 変更例に係る蒸発器を示す概略側面図である。 伝熱促進部材を設けた変更例に係る蒸発管を示す概略斜視図である。 伝熱促進部材を設けた変更例に係る蒸発管を示す概略斜視図である。 伝熱促進部材を設けた変更例に係る蒸発管を示す概略斜視図である。 伝熱促進部材を設けた変更例に係る蒸発管を示す概略斜視図である。 伝熱促進部材を設けた変更例に係る蒸発管を示す概略斜視図である。 伝熱促進部材を設けた変更例に係る蒸発管を示す概略斜視図である。 伝熱促進部材を設けた変更例に係る蒸発管を示す概略斜視図である。 伝熱促進部材を設けた変更例に係る蒸発管を示す概略斜視図である。 伝熱促進部材を設けた変更例に係る蒸発管を示す概略斜視図である。 伝熱促進部材を設けない変更例に係る蒸発管を示す概略斜視図である。 伝熱促進部材を設けない変更例に係る蒸発管を示す概略斜視図である。 別の変更例に係る蒸発器を示す概略側面図である。 従来の技術に係る冷却装置の自然循環回路を示す概略図である。
　３４ 一次冷却装置(一次側の回路)，４２ 二次熱交換部(熱交換部)，
　４４ 液配管
　４６ ガス配管，４８ 自然循環回路，５０ 凝縮経路，５２ 蒸発経路
　５２ａ 流入端，５２ｂ 流出端，５５ 熱交換器，５６ 蒸発管，
　５６ａ 直線部分
　５６Ｃ 段差部，５８ フィン(伝熱促進部材)，６２ 自然循環回路
　７４,７８,８０,８２,８４,８６,８８ 伝熱促進部材
　７６ スパインフィン(伝熱促進部材)，ＥＰ 蒸発器
　昨今では、冷蔵庫や冷凍庫等の冷却装置を備えた設備において、冷媒としてのフロンの使用が地球温暖化防止の観点から制限されている。特に、業務用冷凍機器等の大型な設備では、フロンの使用量が多いことから、その使用量の削減またはノンフロン化への要望が非常に大きい。そこで、ノンフロン化を推進する上で有利な回路構成である二次ループ式冷凍回路が注目されている。二次ループ式冷凍回路は、冷媒を強制循環させる機械圧縮式の一次側の回路とサーモサイフォンを用いて冷媒を自然対流させる二次側の回路との独立した２つの回路をカスケード熱交換器を介して接続したものであって、各回路に循環させる冷媒としてフロン以外の熱媒体を用いることができる。しかしながら、従来の二次ループ式冷凍回路は、冷媒としてフロンを使用した機械圧縮式の冷凍回路と比較して、装置全体が大型化して大きな設置面積を要すると共にコストの上昇を伴う欠点を有しており、従来のフロンを用いた設備に対して大きさおよび価格的な競争力がなく、ノンフロン化の促進への妨げになっている。そこで、発明者は、所望の冷却効率を損なうことなく、コンパクトで安価な構成の本発明に係る冷却装置を発明した。例えば、本発明に係る冷却装置を二次ループ式冷凍回路に適用することで、従来のフロンを用いた設備と同等の大きさおよびコストで二次ループ式冷凍回路を備えた設備を設計することが可能となり、前記欠点が解消されて市場での競争力を獲得することができる。すなわち、本発明に係る冷却装置は、地球温暖化防止の観点から重要視されている二次ループ式冷凍回路によるノンフロン化技術の普及を推進する上で、有効な技術的な位置付けを有している。このように、本発明に係る冷却装置は、二次ループ式冷凍回路に適用することで、従来の二次ループ式冷凍回路の大型である欠点や高価である欠点を解消し、一般に普及し得る技術とすることができる非常に有意義な発明である。
　次に、本発明に係る冷却装置につき、好適な実施例を挙げて、添付図面を参照して以下に説明する。実施例では、店舗等の業務用途に用いられ、野菜や肉等の物品を多量に収納し得る大型の冷蔵庫を例に挙げ、この冷蔵庫の冷却設備として、本発明に係る冷却装置を二次側の回路に用いた所謂二次ループ冷凍回路を採用した場合について説明する。
　図１に示すように、冷蔵庫１０は、収納室１４を内部画成した断熱構造の箱体(断熱箱体)１２と、この箱体１２の上方に設けられ、金属パネル１８により外壁を構成したキャビネット１６とを備えている。箱体１２には、前側に開放して物品の出し入れ口となる開口部１２ａが収納室１４に連通して開設され、この開口部１２ａは、図示しないヒンジにより箱体１２の前部に開閉可能に支持された断熱扉２２で塞がれる。
　前記キャビネット１６の内部には、収納室１４を冷却するための冷却設備３２の一部および該冷却設備３２を制御する制御用電装箱(図示せず)が配設される機械室２０が画成される。機械室２０の底部には、箱体１２の天板１２ｂに載置されて、該機械室２０に配設する機器の共通基板となる台板２４が設置されている。そして、キャビネット１６の外壁をなす金属パネル１８には、機械室２０に連通する空気流通孔(図示せず)が適宜部位に開設され、この空気流通孔を介して機械室２０内の雰囲気と外気とが入替わるようになっている。
　前記収納室１４の上部には、箱体１２における天板１２ｂの下面から所定間隔離間して冷却ダクト２６が配設され、この冷却ダクト２６と、箱体１２の天板１２ｂに開設した切欠口１２ｃを介して収納室１４側に臨む台板２４との間に冷却室２８が画成される。この冷却室２８は、冷却ダクト２６の底部前側に形成した吸込口２６ａおよび後側に形成した冷気吹出口２６ｂを介して収納室１４に連通している。吸込口２６ａには送風ファン３０が配設され、該送風ファン３０を駆動することで、吸込口２６ａから収納室１４の空気を冷却室２８に取込み、冷気吹出口２６ｂから冷却室２８の冷気が収納室１４に送出される。天板１２ｂの切欠口１２ｃは、台板２４で気密的に塞がれて、収納室１４(冷却室２８)と機械室２０とは、台板２４で区切られて互いに独立した空間となっている(図１参照)。
　図２は、二次側の回路として実施例１に係る二次冷却装置(冷却装置)４０を備える冷却設備３２を示す概略回路図である。図２に示す如く、冷却設備３２は、冷媒を強制循環する機械圧縮式の一次冷却装置(一次側の回路)３４と、冷媒が自然対流するサーモサイフォンからなる二次冷却装置４０とを、カスケード熱交換器ＨＥを介して熱交換するように熱的に接続(カスケード接続)した二次ループ冷凍回路が採用される。カスケード熱交換器ＨＥは、機械室２０に設置され、一次冷却装置３４を構成する一次熱交換部３６と、この一次熱交換部３６と別系統に形成されて、二次冷却装置４０を構成する二次熱交換部(熱交換部)４２とを備えている。すなわち、一次冷却装置３４および二次冷却装置４０には、独立した冷媒が循環する回路が夫々形成され、二次冷却装置４０を循環する二次冷媒(冷媒)としては、粘性が低くかつ熱伝達率が高い特性を有し、更に毒性、可燃性および腐食性を有していない安全性の高い二酸化炭素が採用される。これに対し、一次冷却装置３４を循環する一次冷媒としては、蒸発熱や飽和圧等の冷媒としての特性に優れているブタンやプロパン等のＨＣ系の冷媒またはアンモニアなどが採用され、実施例１ではイソブタンやプロパンが用いられている。すなわち、冷却設備３２は、冷媒としてフロンを使用する必要はない。なお、カスケード熱交換器ＨＥとしては、例えばプレート式、二重管式およびその発展型またはそれに類するものが採用される。
　前記一次冷却装置３４は、気相一次冷媒を圧縮する圧縮機ＣＭと、圧縮した一次冷媒を液化する凝縮器ＣＤと、液相一次冷媒の圧力を低下させる膨張弁ＥＶと、液相一次冷媒を気化するカスケード熱交換器ＨＥの一次熱交換部３６とを冷媒配管３８で接続して構成される(図２参照)。圧縮機ＣＭおよび凝縮器ＣＤは、機械室２０において台板２４上に共通的に配設され、凝縮器ＣＤを強制冷却する凝縮器ファンＦＭも、該凝縮器ＣＤに対向して台板２４上に配設されている。一次冷却装置３４では、圧縮機ＣＭによる一次冷媒の圧縮により、圧縮機ＣＭ、凝縮器ＣＤ、膨張弁ＥＶ、カスケード熱交換器ＨＥの一次熱交換部３６および圧縮機ＣＭの順に、一次冷媒が強制循環され、各機器の作用下に一次熱交換部３６において所要の冷却を行なうようになっている(図２参照)。
　前記二次冷却装置４０は、気相二次冷媒(気化冷媒)を液化するカスケード熱交換器ＨＥの二次熱交換部４２と、液相二次冷媒(液化冷媒)を気化する配管の集合で構成される蒸発器ＥＰとを備え、二次熱交換部４２と蒸発器ＥＰとが１対１の関係で対応している(図２参照)。また二次冷却装置４０は、二次熱交換部４２と蒸発器ＥＰとを接続する液配管４４およびガス配管４６を備え、液配管４４を介して二次熱交換部４２から蒸発器ＥＰへ重力の作用下に液相二次冷媒を供給し、ガス配管４６を介して蒸発器ＥＰから二次熱交換部４２へ気相二次冷媒を還流させる自然循環回路４８が設けられる。そして、実施例１の二次冷却装置４０には、互いに独立した複数(図示の例では３回路であるが２以上であればよい)の自然循環回路４８が並列に構築される。なお、二次熱交換部４２は、機械室２０に配設される一方、蒸発器ＥＰは、当該機械室２０の下方に位置する冷却室２８(箱体１２の内部)に配設され、台板２４を挟んで二次熱交換部４２より下方に蒸発器ＥＰが配置される。
　前記二次熱交換部４２には、凝縮経路５０が、並列して複数(実施例１では３本)設けられている。また蒸発器ＥＰには、蒸発経路５２が、並列して複数(実施例１では３本)設けられている。図２では、凝縮経路５０をガス配管４６に接続する流入端５０ａから液配管４４に接続する流出端５０ｂまで直線的な経路で表わすと共に、蒸発経路５２を液配管４４に接続する流入端５２ａからガス配管４６に接続する流出端５２ｂまで直線的な経路で表わしているが、凝縮経路５０は蛇行させても、直線状に形成してもよい。但し、後述するように蒸発経路５２は蛇行するように折曲形成されている。ここで、二次冷却装置４０では、複数の凝縮経路５０、複数の蒸発経路５２、複数の液配管４４および複数のガス配管４６が同数となる。各自然循環回路４８において、液配管４４は、上端(始端)を二次熱交換部４２における凝縮経路５０の流出端５０ｂに接続して台板２４を貫通して配管され、冷却室２８側に位置する下端(終端)が蒸発器ＥＰにおける蒸発経路５２の流入端５２ａに接続される。各自然循環回路４８において、ガス配管４６は、冷却室２８側に位置する下端(始端)が蒸発器ＥＰにおける蒸発経路５２の流出端５２ｂに接続して台板２４を貫通して配管され、機械室２０側に位置する上端(終端)が二次熱交換部４２における凝縮経路５０の流入端５０ａに接続される。なお、符号５４は、各自然循環回路４８に冷媒を充填するために設けられた冷媒チャージポートである。
　前記二次冷却装置４０では、各自然循環回路４８において、強制冷却される一次熱交換部３６との熱交換により冷却される二次熱交換部４２と蒸発器ＥＰとの間に温度勾配が形成され、二次冷媒が二次熱交換部４２、液配管４４、蒸発器ＥＰおよびガス配管４６を自然対流して二次熱交換部４２に再び戻る冷媒の循環サイクルが形成される。
　前記蒸発経路５２は、図３に示すように、二次冷媒が流通する蒸発管５６の外周にフィン(伝熱促進部材)５８を螺旋状に巻き付けたスパイラルフィンチューブ型の熱交換器５５で構成され、前記蒸発管５６を直線部分５６ａと折曲げ部分５６ｂとからなる蛇行状に折り曲げ加工することで形成される(図４参照)。また、隣り合う直線部分５６ａ,５６ａの間隔は、各直線部分５６ａ,５６ａに配設されているフィン５８,５８同士が相互に接触しない寸法に設定されて、フィン５８,５８同士が離間するよう構成される。蒸発管５６は、１つの平面(以後、設置平面と称す)上に全ての直線部分５６ａと折曲げ部分５６ｂとが位置するように折り曲げ形成されると共に、該設置平面は水平面に対して所定角度で傾斜するよう設定される(図５参照)。そして、傾斜下端側に位置する直線部分５６ａに液配管４４が接続されると共に、傾斜上端側に位置する直線部分５６ａにガス配管４６が接続されており、蒸発経路５２(蒸発管５６)における流入端５２ａは、流出端５２ｂより下方に位置するようになっている。また、各直線部分５６ａは、図４に示す如く、前記送風ファン３０を駆動した際に生ずる蒸発器ＥＰ(蒸発管５６群)を流通する空気の流れに対し、交差する横方向に延在すると共に、前記設置平面の傾斜上端側が空気の流れ方向上流側に位置し、傾斜下端側が空気の流れ方向下流側に位置するよう設定される(図５参照)。すなわち、蒸発管５６を構成する複数の直線部分５６ａは、蒸発器ＥＰを流通する空気の流れ方向下流側から上流側に順に移行するよう配置されている。従って、蒸発管５６に液配管４４から流入した液冷媒(冷媒)は、図４に示す如く、空気の流れ方向最下流側の直線部分５６ａから順次上流側の直線部分５６ａへ折曲げ部分５６ｂを介して流入することを繰返し、最終的に空気の流れ方向最上流側の直線部分５６ａからガス配管４６へ流出するようになっている。
　前記各蒸発管５６は、図５に示す如く、該蒸発管５６の配置平面を上下に離間して平行な関係で層状に配置してある。また、上下に位置する蒸発管５６,５６のフィン５８,５８は、相互に離間するよう設定されている。実施例１では、各蒸発経路５２における冷媒の流入端５２ａおよび流出端５２ｂが、上下方向に整列する位置関係で配置される。
　　〔実施例１の作用〕
　次に、実施例１に係る二次冷却装置４０を備えた冷却設備３２の作用について説明する。冷却設備３２では、冷却運転を開始すると、一次冷却装置３４および二次冷却装置４０の夫々で冷媒の循環が開始される。先ず、一次冷却装置３４について説明すると、圧縮機ＣＭおよび凝縮器ファンＦＭが駆動され、圧縮機ＣＭで気相一次冷媒が圧縮されて、この一次冷媒を冷媒配管３８を介して凝縮器ＣＤに供給して、凝縮器ファンＦＭによる強制冷却により凝縮液化することで液相とする。液相一次冷媒は、膨張弁ＥＶで減圧され、カスケード熱交換器ＨＥの一次熱交換部３６において二次熱交換部４２を流通する二次冷媒から熱を奪って(吸熱)一挙に膨張気化する。このように一次冷却装置３４は、カスケード熱交換器ＨＥにおいて、一次熱交換部３６により二次熱交換部４２を強制冷却するように機能している。そして、一次熱交換部３６で蒸発した気相一次冷媒は、冷媒配管３８を経て圧縮機ＣＭに帰還する強制循環サイクルを繰返す。
　前記二次冷却装置４０では、二次熱交換部４２が一次熱交換部３６により冷却されているから、各自然循環回路４８において二次熱交換部４２の各凝縮経路５０を流通する過程で気相二次冷媒が放熱して凝縮し、気相から液相に状態変化することで比重が増加するので、重力の作用下に二次熱交換部４２の各凝縮経路５０に沿って液相二次冷媒が流下する。二次冷却装置４０では、二次熱交換部４２を機械室２０に配置する一方、蒸発器ＥＰを機械室２０の下方に位置する冷却室２８に配設することで、二次熱交換部４２と蒸発器ＥＰとの間に落差を設けてある。すなわち、各自然循環回路４８において、液相二次冷媒を、二次熱交換部４２の下部に接続した液配管４４を介して、複数の蒸発管５６の集合で構成される蒸発器ＥＰへ向けて重力の作用下に自然流下させることができる。液相二次冷媒は、蒸発器ＥＰの各蒸発経路５２を流通する過程で、蒸発管５６の集合で構成される蒸発器ＥＰの周囲雰囲気から熱を奪って蒸発して気相に移行する。気相二次冷媒は、ガス配管４６を介して蒸発器ＥＰから二次熱交換部４２へ還流し、二次冷却装置４０ではポンプやモータ等の動力を用いることなく、各自然循環回路４８において、簡単な構成で二次冷媒が自然循環するサイクルが繰返される。
　前記送風ファン３０により吸込口２６ａから冷却室２８に吸引された収納室１４の空気を、冷却された蒸発器ＥＰに吹付けることで、蒸発管５６の集合で構成される蒸発器ＥＰと熱交換した空気が冷気となる。そして冷気を、冷却室２８から冷気吹出口２６ｂを介して収納室１４に送出することで、収納室１４が冷却される。冷気は、収納室１４の内部を循環して、吸込口２６ａを介して再び冷却室２８内に戻るサイクルを反復する。この場合において、各自然循環回路４８における蒸発経路５２では、液配管４４に接続する直線部分５６ａが空気の流れ方向最下流側に位置すると共に、ガス配管４６に接続する直線部分５６ａが空気の流れ方向最上流側に位置するよう構成されているから、流出端５２ｂ側において温度の高い空気と冷媒とが熱交換して気化することで二次冷媒の循環が促進され、蒸発器ＥＰでの熱交換が効率的に行なわれる。しかも、二次冷媒として伝熱性能に優れた二酸化炭素を用いることで、蒸発管５６の集合で構成される蒸発器ＥＰでのより効率的な熱交換が達成される。すなわち、蒸発器ＥＰを流通する空気の流れ方向下流側から上流側に冷媒が流動するよう構成すると共に、二次冷媒として伝熱性能に優れた二酸化炭素を用いることで、蒸発器ＥＰでの熱交換効率を向上することができる。従って、熱交換器５５の蒸発管５６として熱交換面積の小さな小径のものを採用しても蒸発器ＥＰでの熱交換効率が低下するのを抑制することができ、蒸発管５６の集合で構成される蒸発器ＥＰ自体のコンパクト化を図り得る。また、スパイラルフィンチューブ型の熱交換器５５の採用により配管密度が低下しても、二次冷媒として用いられる二酸化炭素の優れた伝熱性能が、配管密度の低下による伝熱性能の低下を補い、蒸発器ＥＰとして適切に機能しうる。更に、蒸発経路５２における冷媒の流出端５２ｂは、流入端５２ａより高い位置に臨んでいるから、気化した二次冷媒の循環を速やかに行なうことができる。
　前記二次冷却装置４０では、夫々の自然循環回路４８が、経路や配管の分岐を伴わず互いに独立して１つの回路を構成するように、凝縮経路５０と蒸発経路５２とが液配管４４およびガス配管４６で接続されている。このように、各自然循環回路４８は、互いに独立しているから、凝縮経路５０,５０同士および蒸発経路５２,５２同士または凝縮経路５０と蒸発経路５２との間で二次冷媒が偏在することを抑制でき、各凝縮経路５０および各蒸発経路５２を流通する二次冷媒の量を一致させることができる。
　また、二次冷却装置４０に作用する外気温の変動等の外因によって、各自然循環回路４８を循環する二次冷媒が凝縮経路５０や蒸発経路５２の何れかに偏在する場合もある。しかるに、各自然循環回路４８は、互いに独立したサーモサイフォンが構成されているので、各凝縮経路５０および各蒸発経路５２における二次冷媒の量が一致するように、二次冷媒のバランスが自然に調節される。従って、各凝縮経路５０および各蒸発経路５２において、二次冷媒の偏在自体が起きにくく、例え二次冷媒の偏在が生じても当該凝縮経路５０および蒸発経路５２を流通する二次冷媒の量を一致させるよう調節力が作用するので、二次冷媒のバランスを調節するために弁等の調節手段を設ける必要がなく、二次冷却装置４０の構成を簡易にできる。しかも、自然循環回路４８において、二次冷媒が円滑に自然対流するから、蒸発管５６の集合で構成される蒸発器ＥＰにおける冷却効率を向上することができる。そして、二次熱交換部４２および蒸発器ＥＰにおいて要求される熱交換面積に応じた数の自然循環回路４８を二次冷却装置４０に設けることで、必要とされる凝縮経路５０および蒸発経路５２を二次熱交換部４２および蒸発器ＥＰに配置することができ、装置全体として必要とされる熱交換面積が担保される。
　前記二次冷却装置４０では、二次熱交換部４２および蒸発器ＥＰの夫々に凝縮経路５０および蒸発経路５２を複数配置することができる。すなわち、１本当たりの凝縮経路５０および蒸発経路５２に要求される熱交換面積が小さくなり、各凝縮経路５０および各蒸発経路５２の配管長を短くすることが可能となる。これにより、各凝縮経路５０および各蒸発経路５２において、必要とされる配管長を稼ぐために蛇行させる回数を少なくでき、流通抵抗となる屈曲部分を減らせるから、当該凝縮経路５０および蒸発経路５２を流通する二次冷媒の圧力損失を小さくすることができる。また各自然循環回路４８は、液配管４４、ガス配管４６、凝縮経路５０および蒸発経路５２を分岐させることなく、１つの冷媒の経路で構成しているから、配管等の分岐部に起因する圧力損失が発生しない。更に、各自然循環回路４８では、凝縮経路５０と蒸発経路５２との間で自然対流に必要とされる二次冷媒のヘッド差を小さくできるので、凝縮経路５０と蒸発経路５２との間で要求される落差が小さくなり、二次熱交換部４２と蒸発器ＥＰとの上下の配置間隔を狭くすることが可能となり、二次冷却装置４０をコンパクトにできる。また、各自然循環回路４８において、二次冷媒の圧力損失が小さいので、液配管４４およびガス配管４６として従来と比較して細い管径を選定しても、同一量の二次冷媒を回路内に循環させることができ、回路全体として充填する二次冷媒の量を削減することが可能となる。
　このように、各凝縮経路５０および各蒸発経路５２の長さや断面積を減じることが可能であるので、二次熱交換部４２や蒸発器ＥＰをコンパクトにできると共に、循環する冷媒量を低減することで、自然循環回路４８の圧力上昇を緩和する膨張タンク(図示せず)の容量等の付帯設備も小さくなるので、二次冷却装置４０全体としてコンパクトにすることができ、コストダウンも可能となる。また液配管４４、ガス配管４６および蒸発管５６等の配管を細径化することで、これらの配管４４,４６,５６において耐圧性能を確保するために必要な肉厚を減ずることが可能となる。すなわち、各配管４４,４６,５６が細径化したことだけでなく、各配管４４,４６,５６の肉厚が減少することとの相乗によって、配管重量を一層削減することができ、コストを更に低減し得る。そして、前記収納室１４内の冷却室２８に配設される前記蒸発器ＥＰをコンパクト化することで、該蒸発器ＥＰを配設するために要する設置スペースを削減(冷却室２８の小型化)し得る一方、収納室１４における物品を収納し得る内容積を大きくすることができ、冷蔵庫の商品価値を向上し得る。
　ここで、液配管４４、ガス配管４６および蒸発管５６等の配管の細径化によるコストの低減について具体的に説明する。
　例えば、耐圧性能Ｐを有する配管の肉厚ｔは、以下の式で求められる。なお、σは材料の許容応力であり、Ｄは配管の外径である。
　ｔ＝ＰＤ／２(σ＋Ｐ)…(I)
　長さＬの配管重量Ｍは、以下の式で求められる。なお、Ｃは材料の比重であり、Ｄiは配管の内径である。
　Ｍ＝πＬＣ(Ｄ2－Ｄi 2 )／４…(II)
　また、Ｄi＝Ｄ－２ｔと表わすことができるので、これを(II)式に代入すると、以下の式が導き出される。
　Ｍ＝πＬＣ(Ｄｔ－ｔ2)…(III)
　そして(III)式に(I)式を代入すると、以下の式が導き出される。
　Ｍ＝(１－Ｐ／２(σ＋Ｐ))×πＬＣＰＤ2／２(σ＋Ｐ)…(IV)
　前記(IV)式は、耐圧性能Ｐを有する配管の重量を示している。(IV)式において、Ｄ以外の条件は不変とすると、π、Ｌ、Ｃ、Ｐ、σの条件は定数として扱うことができる。よって、耐圧性能Ｐを有する配管重量(配管の外径Ｄ)は、以下の式で表わすことができる。
　Ｍ＝｛(１－Ｐ／２(σ＋Ｐ))×πＬＣＰ／２(σ＋Ｐ)｝×Ｄ2…(V)
　(V)式における｛ ｝内は前述の如く定数であるから、Ｍ＝ＡＤ2と表わすことができる。
　そして、耐圧性能Ｐを有する外径Ｄ1の配管の配管重量ＭＤ1は、ＡＤ1 2であり、耐圧性能Ｐを有する外径Ｄ2の配管の配管重量ＭＤ2は、ＡＤ2 2である。
　更に、配管重量ＭＤ1と配管重量ＭＤ2との比は、以下のように表わされる。
　ＭＤ2／ＭＤ1＝Ｄ2 2／Ｄ1 2…(VI)
　前記(VI)式に具体的な数字を当てはめて説明する。一般的な冷却装置では、蒸発管の外径は９．５２ｍｍに設定されることが多い。これに対して、実施例１の冷却装置であれば、条件によっても変わるが外径６．３５ｍｍの蒸発管を用いることができる。これらの条件を前記(VI)式に当てはめると、以下のようになる。
　ＭＤφ6.35／ＭＤφ9.52＝(６．３５)2／(９．５２)2＝０．４４
　また、実施例１の冷却装置において、外径４．７６ｍｍの蒸発管を用いた場合は、以下のようになる。
　ＭＤφ4.76／ＭＤφ9.52＝(４．７６)2／(９．５２)2＝０．２５
　すなわち、配管の重量比は、配管の材料価格の比であるともいえるから、実施例１の二次冷却装置４０によれば、従来の冷却装置と比較して配管が細径化することにより大幅なコスト削減を達成し得ることは明らかである。
　前述したように自然循環回路４８を複数とすることで、冷媒が流通する配管径を細くすることができるから、前記蒸発経路５２として蒸発管５６の外周囲にフィン５８を螺旋状に巻き付けたスパイラルフィンチューブ型の熱交換器５５を採用しても、蒸発器ＥＰが大型化するのは抑制できる。すなわち、蒸発管５６の最小曲げ半径を小さくすることで、寸法をコンパクトにし得ると共に、フィンアンドチューブ型の熱交換器と同等の配管密度とすることができる。そして、スパイラルフィンチューブ型の熱交換器においては、製造過程で配管同士の溶接や配管の拡管加工を行なう必要がなく、製造工程が大きく簡素化されて製造コストを低廉に抑えることができる。また、スパイラルフィンチューブ型の熱交換器５５は、フィンアンドチューブ型の熱交換器のように直線状の配管に対してＵベンド部が溶接されないシームレス構造となっているから、流通する冷媒の漏出に対する信頼性が向上する。すなわち、各自然循環回路４８における配管径を小さくすることが可能となることで、蒸発管５６の最小曲げ半径を小さくしたコンパクトな構成で、フィンアンドチューブ型の熱交換器と同程度まで蒸発管５６の配管密度を上げた、スパイラルフィンチューブ型のように隣り合う直線部分のフィン５８が相互に接触しない構成の熱交換器５５を採用することができる。
　前述した如く、スパイラルフィンチューブ型の熱交換器５５は、フィンアンドチューブ型の熱交換器に比して着霜による目詰りが発生し難い構成であるから、図示しない除霜用ヒータ等の除霜手段による除霜運転を行なう頻度を少なくすることができる。これにより、頻繁な除霜運転に起因する収納室１４内の温度上昇を抑制し得る。しかも、複数の自然循環回路４８の蒸発経路５２を構成するスパイラルフィンチューブ型の熱交換器５５は、図５に示す如く、上下に離間して平行な層状に配置してあるから、蒸発器ＥＰを薄型化して冷却室２８に占める割合を小さくし、省スペース化を図り得る。また、上下に層状に配置される熱交換器５５,５５のフィン５８,５８も相互に離間しているから、熱交換器５５,５５の間での着霜による目詰りも発生し難い。
　前記冷却設備３２は、一次冷却装置３４と二次冷却装置４０とをカスケード熱交換器ＨＥで接続し、このカスケード熱交換器ＨＥにおいて、一次冷却装置３４の一次冷媒と二次冷却装置４０の二次冷媒とが蒸発および凝縮作用下に熱交換を行なう。すなわち、顕熱のみによる熱交換と比べて、非常に高い熱伝達率を持つので、一次冷却装置３４と二次冷却装置４０との間の伝熱面積を小さくすることができる。また、一次冷媒および二次冷媒は共に、潜熱により熱の輸送を行なうため、比較的少量で、多くの熱量を伝達することができるから、カスケード熱交換器ＨＥにおける熱交換量を低下させることなく、一次冷却装置３４および二次冷却装置４０の熱容積を小さくすることが可能となる。従って、一次冷却装置３４の一次冷媒量および二次冷却装置４０の二次冷媒量を何れも低減でき、コストダウンや、一次冷却装置３４および二次冷却装置４０の小型化による冷却設備３２の省スペース化を図り得る。
　前記一次冷却装置３４に必要とされる一次冷媒量が少ないから、法冷等で規定された冷媒の使用上限量以下とすることができ、一次冷媒として使用する冷媒の種類についての選択肢の幅が広がる。また機械室２０は、凝縮器ＣＤおよび圧縮機ＣＭを空冷する都合上、空気を入替えられる開放された空間とされる。このような機械室２０に一次冷却装置３４を配設してあるから、一次冷媒が万が一漏出したとしても、機械室２０に留まるおそれはない。更に、機械室２０は、台板２４により閉鎖空間である収納室１４と気密的に区切られているから、漏出した一次冷媒が収納室１４に流入することはなく、収納室１４に収納した物品に由来するアンモニアや硫化水素等の腐食性ガスが、機械室２０に流入することもない。しかも、冷却設備３２を一次冷却装置３４と二次冷却装置４０との二次ループ式冷凍回路で構成することで、安全性に優れている二酸化炭素を二次冷媒として選択することが可能となる。すなわち、二次冷却装置４０では、蒸発器ＥＰが収納室１４(冷却室２８)に臨むが、例えば二次冷媒が収納室１４に漏出したとしても、使用者に対する安全を担保し得る。
　前記一次冷却装置３４および二次冷却装置４０は、カスケード熱交換器ＨＥの一次熱交換部３６と二次熱交換部４２とで熱的に接続されているが、冷媒の循環経路として互いに独立している。冷却設備３２を停止(圧縮機ＣＭ：停止)した際に、一次冷却装置３４には凝縮器ＣＤから高温の液相一次冷媒が一次熱交換部３６に流入する。これによりカスケード熱交換器ＨＥは昇温されるものの、二次冷却装置４０は独立しているから、蒸発器ＥＰは昇温されることはなく、冷却設備３２を停止した際の収納室１４の温度上昇が緩やかになる。すなわち、冷却設備３２により収納室１４を所要の設定温度まで冷却することで、冷却設備３２を停止した後、冷却設備３２を再度駆動するまでの時間を長くすることができる。よって、冷却設備３２の稼働率が低下するので、消費電力量の削減に繋がる。
　このように、実施例１の二次冷却装置４０を二次ループ式冷凍回路からなる冷却設備３２に適用することで、従来のフロンを用いた冷却設備と同等の大きさおよびコストで当該冷却設備３２を設計することが可能となり、冷媒としてフロンを使用した機械圧縮式の冷凍回路と比較して、装置全体が大型化して大きな設置面積を要すると共にコストの上昇を伴う欠点が解消されて市場での競争力を獲得することができる。すなわち、実施例１に係る二次冷却装置４０は、地球温暖化防止の観点から重要視されている二次ループ式冷凍回路によるノンフロン化技術の普及を推進する上で、有効な技術的な位置付けを有している。
　図６は、二次側の回路として実施例２に係る二次冷却装置(冷却装置)６０を備える冷却設備３２を示す概略回路図である。なお、実施例２の冷却設備３２は、実施例１で説明した冷蔵庫１０に設置される。
　図６に示す如く、実施例２に係る冷却設備３２は、冷媒を強制循環する機械圧縮式の一次冷却装置(一次側の回路)３４と、冷媒が自然対流するサーモサイフォンからなる二次冷却装置(冷却装置)６０とを、カスケード熱交換器ＨＥを介して熱交換するように熱的に接続(カスケード接続)した二次ループ冷凍回路が採用される。なお、一次冷却装置３４の構成は、実施例１と同一であるので詳細説明は省略し、同一部材には同じ符号を付すものとする。また二次冷却装置６０については、実施例１と同一部材には同じ符号を付すものとする。
　前記二次冷却装置６０は、気相二次冷媒(気化冷媒)を液化するカスケード熱交換器ＨＥの二次熱交換部４２と、液相二次冷媒(液化冷媒)を気化する蒸発器ＥＰとを備え、二次熱交換部４２と蒸発器ＥＰとが１対１の関係で対応している(図６参照)。また二次冷却装置６０は、二次熱交換部４２と蒸発器ＥＰとを接続する液配管４４およびガス配管４６を備え、液配管４４を介して二次熱交換部４２から蒸発器ＥＰへ重力の作用下に液相二次冷媒を供給し、ガス配管４６を介して蒸発器ＥＰから二次熱交換部４２へ気相二次冷媒を還流させる自然循環回路６２が設けられる。二次熱交換部４２は、機械室２０に配設される一方、蒸発器ＥＰは、当該機械室２０の下方に位置する冷却室２８に配設され、台板２４を挟んで二次熱交換部４２より下方に蒸発器ＥＰが配置される。なお、符号５４は、自然循環回路６２に冷媒を充填するために設けられた冷媒チャージポートであって、実施例２の二次冷却装置６０では、自然循環回路６２が単一であるから、冷媒チャージポート５４および安全弁や膨張タンク(何れも図示せず)等の付帯設備が１組で足りる。
　前記二次熱交換部４２には、凝縮経路５０(特に区別する場合は、符号５０にα,β,γ…を追加する。)が、並列して複数(実施例２では３本)設けられている。また蒸発器ＥＰには、蒸発経路５２が、並列して複数(実施例２では３本であって、特に区別する場合は、符号５２にα,β,γ…を追加する。)設けられている。図６では、凝縮経路５０をガス配管４６に接続する流入端５０ａから液配管４４に接続する流出端５０ｂまで直線的な経路で表わすと共に、蒸発経路５２を液配管４４に接続する流入端５２ａからガス配管４６に接続する流出端５２ｂまで直線的な経路で表わしているが、凝縮経路４７を蛇行させても、直線状に形成してもよい。
　ここで、二次冷却装置６０では、複数の凝縮経路５０、複数の蒸発経路５２、複数の液配管４４(特に区別する場合は、符号４４にα,β,γ…を追加する。)および複数のガス配管４６(特に区別する場合は、符号４６にα,β,γ…を追加する。)が同数に設定されている。液配管４４は、上端(始端)を二次熱交換部４２における凝縮経路５０の流出端５０ｂに接続して台板２４を貫通して配管され、冷却室２８側に位置する下端(終端)が蒸発器ＥＰにおける蒸発経路５２の流入端５２ａに接続される。そして、ガス配管４６は、冷却室２８側に位置する下端(始端)が蒸発器ＥＰにおける蒸発経路５２の流出端５２ｂに接続して台板２４を貫通して配管され、機械室２０側に位置する上端(終端)が二次熱交換部４２における凝縮経路５０の流入端５０ａに接続される。
　前記二次冷却装置６０では、凝縮経路５０の流出端５０ｂに接続する液配管４４を、当該凝縮経路５０の流入端５０ａに連結したガス配管４６が接続している蒸発経路５２と別の蒸発経路５２に接続するよう構成される。また二次冷却装置６０では、蒸発経路５２の流出端５２ｂに接続するガス配管４６を、当該蒸発経路５２の流入端５２ａに連結した液配管４４が接続している凝縮経路５０と別の凝縮経路５０に接続して、複数の凝縮経路５０、複数の蒸発経路５２、複数の液配管４４および複数のガス配管４６によって、全体として１つの自然循環回路６２が構成される。そして、二次冷却装置６０には、強制冷却される一次熱交換部３６との熱交換により冷却される二次熱交換部４２と蒸発器ＥＰとの間に温度勾配が形成され、二次冷媒が二次熱交換部４２、液配管４４、蒸発器ＥＰおよびガス配管４６を自然対流して二次熱交換部４２に再び戻る冷媒の循環サイクルが形成される。
　前記二次冷却装置６０に構成される自然循環回路６２について、図６を参照してより具体的に説明する。実施例２の二次冷却装置６０では、二次熱交換部４２に冷媒経路として３本の凝縮経路５０α,５０β,５０γが設けられ、蒸発器ＥＰに冷媒経路として３本の蒸発経路５２α,５２β,５２γが設けられている。第１凝縮経路５０αの流出端５０ｂには、第１液配管４４αの始端が接続され、該第１液配管４４αの終端が第１蒸発経路５２αの流入端５２ａに接続され、第１凝縮経路５０αから第１液配管４４αを介して第１蒸発経路５２αに二次液化冷媒が供給される。第１蒸発経路５２αの流出端５２ｂには、第１ガス配管４６αの始端が接続され、該第１ガス配管４６αの終端が第２凝縮経路５０βの流入端５０ａに接続され、第１蒸発経路５２αから第１ガス配管４６αを介して第２凝縮経路５０βに二次気化冷媒が戻される。第２凝縮経路５０βの流出端５０ｂには、第２液配管４４βの始端が接続され、該第２液配管４４βの終端が第２蒸発経路５２βの流入端５２ａに接続され、第２凝縮経路５０βから第２液配管４４βを介して第２蒸発経路５２βに二次液化冷媒が供給される。第２蒸発経路５２βの流出端５２ｂには、第２ガス配管４６βの始端が接続され、該第２ガス配管４６βの終端が第３凝縮経路５０γの流入端５０ａに接続され、第２蒸発経路５２βから第２ガス配管４６βを介して第３凝縮経路５０γに二次気化冷媒が戻される。第３凝縮経路５０γの流出端５０ｂには、第３液配管４４γの始端が接続され、該第３液配管４４γの終端が第３蒸発経路５２γの流入端５２ａに接続され、第３凝縮経路５０γから第３液配管４４γを介して第３蒸発経路５２γに二次液化冷媒が供給される。第３蒸発経路５２γの流出端５２ｂには、第３ガス配管４６γの始端が接続され、該第３ガス配管４６γの終端が第１凝縮経路５０αの流入端５０ａに接続され、第３蒸発経路５２γから第３ガス配管４６γを介して第１凝縮経路５０αに二次気化冷媒が戻され、二次冷媒が自然循環回路６２内を一巡する。
　実施例２の二次冷却装置６０における各蒸発経路５２は、実施例１と同じく、図３～図５に示すスパイラルフィンチューブ型の熱交換器５５で構成される。
　　〔実施例２の作用〕
　次に、実施例２に係る二次冷却装置６０を備えた冷却設備３２の作用について説明する。冷却設備３２では、冷却運転を開始すると、一次冷却装置３４および二次冷却装置６０の夫々で冷媒の循環が開始される。なお、一次冷却装置３４の作用は、明細書第１３頁第１１行～第１４頁第６行で説明しているので省略する。
　前記二次冷却装置６０では、二次熱交換部４２が一次熱交換部３６により冷却されているから、二次熱交換部４２の各凝縮経路５０を流通する過程で気相二次冷媒が放熱して凝縮し、気相から液相に状態変化することで比重が増加するので、重力の作用下に二次熱交換部４２の各凝縮経路５０に沿って液相二次冷媒が流下する。二次冷却装置６０では、二次熱交換部４２を機械室２０に配置する一方、蒸発器ＥＰを機械室２０の下方に位置する冷却室２８に配設することで、二次熱交換部４２と蒸発器ＥＰとの間に落差を設けてある。すなわち、液相二次冷媒を、二次熱交換部４２の下部に接続した液配管４４を介して、蒸発管５６の集合で構成される蒸発器ＥＰへ向けて重力の作用下に自然流下させることができる。液相二次冷媒は、蒸発器ＥＰの各蒸発経路５２を流通する過程で、蒸発管５６の集合で構成される蒸発器ＥＰの周囲雰囲気から熱を奪って蒸発して気相に移行する。気相二次冷媒は、ガス配管４６を介して蒸発器ＥＰから二次熱交換部４２へ還流し、二次冷却装置６０ではポンプやモータ等の動力を用いることなく、簡単な構成で二次冷媒が自然循環するサイクルが繰返される。
　前記二次冷却装置６０に構成した自然循環回路６２では、複数の凝縮経路５０とこの凝縮経路５０と同数の蒸発経路５２とを互い違いに接続することで、１本の凝縮経路５０と１本の蒸発経路５２とに交互に二次冷媒を流通させる１つのサーモサイフォンを形成してある。すなわち、自然循環回路６２によれば、液配管４４、ガス配管４６、凝縮経路５０および蒸発経路５２を分岐させることなく、１つの回路の中に複数の凝縮経路５０および複数の蒸発経路５２を設けることができる。このように、自然循環回路６２が全体として１つの冷媒の経路で構成されているから、凝縮経路５０,５０同士および蒸発経路５２,５２同士または凝縮経路５０と蒸発経路５２との間で二次冷媒が偏在することを抑制でき、各凝縮経路５０および各蒸発経路５２を流通する二次冷媒の量を一致させることができる。
　また、二次冷却装置６０に作用する外気温の変動等の外因によって、自然循環回路６２を循環する二次冷媒が凝縮経路５０や蒸発経路５２の何れかに偏在する場合もある。しかるに、自然循環回路６２は、１つのサーモサイフォンから構成されているので、各凝縮経路５０および各蒸発経路５２における二次冷媒の量が一致するように、二次冷媒のバランスが自然に調節される。従って、各凝縮経路５０および各蒸発経路５２において、二次冷媒の偏在自体が起きにくく、例え二次冷媒の偏在が生じても当該凝縮経路５０および蒸発経路５２を流通する二次冷媒の量を一致させるよう調節力が作用するので、二次冷媒のバランスを調節するために弁等の調節手段を設ける必要がなく、二次冷却装置６０の構成を簡易にできる。しかも、自然循環回路６２において、二次冷媒が円滑に自然対流するから、蒸発器ＥＰにおける冷却効率を向上することができる。従って、二次熱交換部４２および蒸発器ＥＰに凝縮経路５０および蒸発経路５２を複数設けることができ、凝縮経路５０および蒸発経路５２を屈曲や分岐することなく、熱交換面積を稼ぐことができる。
　前記二次冷却装置６０では、カスケード熱交換器ＨＥおよび蒸発器ＥＰの夫々に凝縮経路５０および蒸発経路５２を複数配置することができる。すなわち、１本当たりの凝縮経路５０および蒸発経路５２に要求される熱交換面積が小さくなり、各凝縮経路５０および各蒸発経路５２の配管長を短くすることが可能となる。これにより、各凝縮経路５０および各蒸発経路５２において、必要とされる配管長を稼ぐために蛇行させる回数を少なくでき、流通抵抗となる屈曲部分を減らせるから、当該凝縮経路５０および蒸発経路５２を流通する二次冷媒の圧力損失を小さくすることができる。また、二次冷却装置６０は、液配管４４、ガス配管４６、凝縮経路５０および蒸発経路５２を分岐させることなく、自然循環回路６２を全体として１つの冷媒の経路で構成しているから、配管等の分岐部に起因する圧力損失が発生しない。自然循環回路６２では、凝縮経路５０と蒸発経路５２との間で自然対流に必要とされる二次冷媒のヘッド差を小さくできるので、凝縮経路５０と蒸発経路５２との間で要求される落差が小さくなり、二次熱交換部４２と蒸発器ＥＰとの上下の配置間隔を狭くすることが可能となり、二次冷却装置６０をコンパクトにできる。また、自然循環回路６２において、二次冷媒の圧力損失が小さいので、液配管４４およびガス配管４６として従来と比較して細い管径を選定しても、同一量の二次冷媒を回路内に循環させることができ、回路全体として充填する二次冷媒の量を削減することが可能となる。
　このように、各凝縮経路５０および各蒸発経路５２の長さや断面積を減じることが可能であるので、二次熱交換部４２や蒸発器ＥＰをコンパクトにできると共に、循環する冷媒量を低減することで、自然循環回路６２の圧力上昇を緩和する膨張タンク(図示せず)の容量等の付帯設備も小さくなるので、二次冷却装置６０全体としてコンパクトにすることができ、コストダウンも可能となる。また液配管４４、ガス配管４６および蒸発管５６等の配管を細径化することで、これらの配管４４,４６,５６において耐圧性能を確保するために必要な肉厚を減ずることが可能となる。すなわち、各配管４４,４６,５６が細径化したことだけでなく、各配管４４,４６,５６の肉厚が減少することとの相乗によって、配管重量を一層削減することができ、コストを更に低減し得る。更に、実施例２の冷却設備３２であっても、明細書第１５頁第１４行～第１６頁第１０行,第１８頁第１２行～第２２頁第１１行で説明した作用効果を奏する。
　実施例２の二次冷却装置６０は、単一の自然循環回路６２で構成されているので、冷媒チャージポート５４や圧力の過剰な上昇を防ぐ安全弁や膨張タンク(何れも図示せず)等の付帯設備を１つ設けるだけでよい。すなわち、実施例１の二次冷却装置４０の如く、独立した複数の自然循環回路４８を備える構成と比較して、二次冷媒の偏流の防止や配管径の細径化等のメリットを維持しつつ、付帯設備がコンパクトになり、コストを低減し得る。また、実施例２の二次冷却装置６０は、製造工程やメンテナンスにおける冷媒の充填作業を、単一の自然循環回路６２に対し行なうだけなので、作業性およびメンテナンス性を向上し得る。
(変更例)
　本願は前述した各実施例の構成に限定されるものではなく、その他の構成を適宜に採用することができる。
１．実施例では、複数の蒸発経路における冷媒の流入端および流出端を、上下方向に整列する位置関係で配置した場合で説明したが、図７に示すように、各蒸発経路５２における冷媒の流入端５２ａおよび流出端５２ｂが、空気の流れ方向に偏倚するよう配置してもよい。
２．実施例では、スパイラルフィンチューブ型の熱交換器の蒸発管を、同一平面(設置平面)上で蛇行状に配置した場合で説明したが、直線部分や折曲げ部分が同一平面上に配置されない構成であってもよい。例えば、図１９に示す如く、各蒸発管５６を、階段状の平面上で蛇行状に配置することで、該蒸発管５６を、全体として蒸発管群を流通する空気の流れ方向で階段状に形成する。より具体的には、蒸発管５６は、蒸発管群を流通する空気の流れ方向の上流側に設定された平面上で蛇行状に折り曲げて形成された上段部５６Ａと、下流側で上段部５６Ａより一段下がった位置に設定された平面上で蛇行状に折り曲げて形成された下段部５６Ｂと、上段部５６Ａにおける空気の流れ方向の下流端部と下段部５６Ｂにおける空気の流れ方向の上流端部とを接続する段差部５６Ｃとからなり、上段部５６Ａの前記下流端部より下段部５６Ｂの前記上流端部が上流側に延出して、全体としてＺ字状に形成される。そして、これら階段状に形成された複数の蒸発管５６が、各段を上下に離間するように層状に配置される。すなわち、上側に位置する蒸発管５６における上段部５６Ａと、下側に位置する蒸発管５６における上段部５６Ａとが上下に離間して層状に配置され、上側に位置する蒸発管５６における下段部５６Ｂと、下側に位置する蒸発管５６における下段部５６Ｂとが上下に離間して層状に配置される。
　このように各蒸発管５６を、直線部分５６ａ,５６ａが上下に重なるように配置した段差部５６Ｃによって階段状(Ｚ字状)に形成することで、各蒸発管５６における熱交換長を、蒸発管群を流通する空気の流れ方向に同じ長さの１つの平面上で蛇行状に折り曲げた場合より長くすることができる。すなわち、同一能力の蒸発器ＥＰを、少ない本数の蒸発管５６で構成することができ、部品点数および組立て工数を減らして製造コストを低減し得る。また、各蒸発管５６は、蒸発経路５２における流入端５２ａ側から流出端５２ｂ側に上りとなる階段状に形成され、かつ上段部５６Ａおよび下段部５６Ｂを構成する直線部分５６ａが冷媒の流入端５２ａ側から流出端５２ｂ側に向けて順に上方に偏倚する(上段部５６Ａおよび下段部５６Ｂが形成される平面が流入端５２ａ側から流出端５２ｂ側に向けて上方傾斜する傾斜面となっている)よう形成されており、該蒸発管５６で蒸発する冷媒の循環が速やかに行なわれる。
　図１９に示す変更例では、下側に位置する蒸発管５６における上段部５６Ａの下側に、蒸発管５６が存在しない空間が形成されるが、この空間の部分は、図１に示すように冷却室２８に蒸発器ＥＰを配置した場合に、前記送風ファン３０により冷却室２８に吸引された空気の流通量が少ない部分である。すなわち、蒸発管５６を階段状に形成したことで空間が生じたとしても、冷却室２８を流れる空気による熱交換が大きく低下するものではない。なお、蒸発管５６の段数は２段に限らず３段以上であってもよく、また上段部５６Ａと下段部５６Ｂとを接続する段差部５６Ｃは鉛直等、直線部分５６ａ,５６ａの少なくとも一部が上下に重なる関係となっていればよい。
３．実施例では、スパイラルフィンチューブ型の熱交換器の蒸発管を、同一平面(設置平面)上で蛇行状に配置した場合で説明したが、直線部分や折曲げ部分が同一平面上に配置されない構成であってもよい。例えば、蒸発管を階段状(例えばクランク状)の平面上で蛇行状に配置して熱交換器を構成し、各熱交換器における各段が上下に離間して層状に配置されるものであってもよい。なお、同一平面上に配置しない構成であっても、直線部分が冷媒の流入端側から流出端側に向けて順に上方に偏倚するように配置するのが好ましい。
４．実施例では、熱交換器として蒸発管の外周囲にフィンを螺旋状に巻き付けたスパイラルフィンチューブ型のものを採用した場合で説明したが、この構成に限定されるものではなく、例えば図８～図１６に示す構成を採用し得る。
　図８は、蒸発管５６の外周囲に螺旋状に巻き付けた突起状の伝熱促進部材７４の軸方向(蒸発管５６の長手方向)の厚みを大きくし、かつ伝熱促進部材７４の螺旋ピッチを狭く設定したものである。
　また図９は、図８の変更例に比べて伝熱促進部材７４の軸方向の厚みを小さくし、かつ伝熱促進部材７４の螺旋ピッチを広く設定したものである。
　図１０は、蒸発管５６の外周囲に多数のスパインフィン(伝熱促進部材)７６を螺旋状に突設したもの(所謂、スパインフィンチューブ)である。
　図１１は、蒸発管５６の外周囲に、多数の突起状の伝熱促進部材７８を螺旋を描くように突設したものである。なお、図１１の変更例に係る伝熱促進部材７８における螺旋ピッチや、軸方向の厚み等は任意に設定が可能である。
　図１２は、蒸発管５６の長手方向に離間して複数の板状の伝熱促進部材８０を並列に配設したものである。図１２の変更例に示す伝熱促進部材８０の形状としては、図１２(ａ)の円形、図１２(ｂ)の四角形、図１２(ｃ)の八角形、図１２(ｄ)の上下左右に突部を有して全体として十字形となる多角形であってもよく、その他各種形状を採用し得る。
　図１３は、蒸発管５６の長手方向に離間して、複数(２本以上で全ての蒸発管より少ない数)の蒸発管５６に共通に接触するように板状の伝熱促進部材８２を並列に配設したものである。図１３の変更例に示す伝熱促進部材８２の形状としては、図１３(ａ)の四角形、図１３(ｂ)の小判形、図１３(ｃ)の矩形状に板体の左右端部に突部を有する多角形であってもよく、その他各種形状を採用し得る。
　図１４は、蒸発管５６の長手方向に離間して複数の環状の伝熱促進部材８４を並列に配設したものであって、軸方向の厚みを大きくすると共に軸方向の離間間隔を広く設定したものである。図１４の変更例に示す伝熱促進部材８４の形状としては、図１４(ａ)の円形、図１４(ｂ)の四角形、図１４(ｃ)の八角形であってもよく、その他各種形状を採用し得る。
　図１５は、蒸発管５６の外周囲に複数の突起８６ａを円形状に突設した伝熱促進部材８６を、長手方向に離間して複数並列に配設したものである。なお、図１５に示す変更例の伝熱促進部材８６の軸方向の離間寸法や軸方向の厚み等は任意に設定が可能である。また各突起８６ａの形状についても、複数の突起８６ａから構成される伝熱促進部材８６が、全体として図１４(ｂ),(ｃ)等に示す変更例の伝熱促進部材８４の外形形状と同一となるようなものであってもよい。
　図１６は、図１４の変更例に比べて伝熱促進部材８８の軸方向の厚みを大きくし、かつ伝熱促進部材８８の螺旋ピッチを狭く設定したものである。なお、図１６に示す変更例の伝熱促進部材８８の形状については、図１４の変更例と同様に各種形状のものを採用可能である。また、各伝熱促進部材８８が、図１５の変更例のように複数の突起から構成されるものであってもよい。
５．実施例では、熱交換器としてスパイラルフィンチューブ型のものを採用したが、蒸発器を流通する空気の流れに対する蒸発管の配置および二次冷媒として伝熱性能に優れた二酸化炭素を用いることで、蒸発器での効率的な熱交換が達成されることから、蒸発管(管体)に各種の伝熱促進部材を配設していない、蒸発管(管体)のみからなる熱交換器を採用することができる。そして、このように蒸発管(管体)のみからなる熱交換器を採用することで、複数の熱交換器の離間間隔を小さくすることができ、蒸発器をよりコンパクトにすることが可能となる。
　なお、伝熱促進部材を配設しない蒸発管としては、例えば図１７および図１８の構成を採用することができる。
　図１７は、蒸発管５６の断面形状を多角形状として表面積を大きくするようにしたものであって、図１７(ａ)の八角形や、図１７(ｂ)の十字形等、その他各種の断面形状を採用することができる。
　図１８は、蒸発管５６の表面に伝熱を促進する溝を形成したものであって、図１８(ａ)および(ｂ)に示すように周上で連続する溝９０を軸方向に離間して形成したものや、図１８(ｃ)～(ｅ)に示すように、相互に連続しない多数の溝９２を周方向および軸方向に離間して形成したものを採用することができる。なお、図１８に示す変更例の溝の形状は、図示したものに限らず、任意の形状を採用し得る。
６．冷却設備の一次冷却装置として、吸収式やその他の冷凍回路も採用することができる。また、本発明に係る冷却装置は、熱交換部をファンによる送風等によって冷却する空冷式であってもよい。
７．カスケード熱交換器は、一次熱交換部と二次熱交換部とを別体で構成したり、他の方式の熱交換器であってもよい。
８．実施例では、一次冷却装置において液化冷媒を減圧する手段として膨張弁を用いたが、これに限られず、キャピラリーチューブまたはその他の減圧手段を採用し得る。
９．実施例では、二次ループ式冷凍回路を備える冷却設備の二次側に本発明に係る冷却装置を用いる例を挙げている。前述の如く、二次ループ式冷凍回路を備えた冷却設備の欠点を解消し得ることから、本発明に係る冷却装置を二次ループ式冷凍回路に適用することは非常に有用である。しかし、本発明に係る冷却装置は、二次ループ式冷凍回路に適用することに限定されず、単体で冷却装置として用いることも可能である。
１０．本発明の冷却装置は、冷凍庫、冷凍・冷蔵庫、ショーケースおよびプレハブ庫等の所謂貯蔵庫、その他空調設備等にも適用し得る。

Claims (6)

  1. 　凝縮経路(50)を流通する気化冷媒を凝縮して液化冷媒とする熱交換部(42)と、この熱交換部(42)の下方に配置され、内部の蒸発経路(52)を流通する液化冷媒を蒸発させて気化冷媒とする管状の蒸発管(56)とを有し、液化冷媒を熱交換部(42)の凝縮経路(50)から前記蒸発経路(52)へ液配管(44)を介して流下させると共に、気化冷媒を前記蒸発経路(52)から熱交換部(42)の凝縮経路(50)へガス配管(46)を介して流通させる自然循環回路(48)を設けた冷却装置において、
    　互いに独立した複数の自然循環回路(48)と、複数の自然循環回路(48)の蒸発管(56)の集合で構成される蒸発器(EP)とを備えると共に、各自然循環回路(48)を循環する冷媒として二酸化炭素を用い、
    　前記各蒸発管(56)は、蒸発管(56)群を流通する空気の流れ方向と交差する横方向に直線部分(56a)が延在するよう蛇行状に折り曲げて形成され、
    　前記蒸発管(56)における前記空気の流れ方向下流側の部位に前記液配管(44)が接続されると共に、前記蒸発管(56)における前記空気の流れ方向上流側の部位に前記ガス配管(46)が接続され、
    　前記複数の蒸発管(56)は、相互に離間する状態で上下の関係で層状に配置される
    ことを特徴とする冷却装置。
  2. 　凝縮経路(50)を流通する気化冷媒を凝縮して液化冷媒とする熱交換部(42)と、この熱交換部(42)の下方に配置され、内部の蒸発経路(52)を流通する液化冷媒を蒸発させて気化冷媒とする管状の蒸発管(56)とを有し、液化冷媒を熱交換部(42)の凝縮経路(50)から前記蒸発経路(52)へ液配管(44)を介して流下させると共に、気化冷媒を前記蒸発経路(52)から熱交換部(42)の凝縮経路(50)へガス配管(46)を介して流通させる自然循環回路(62)を設けた冷却装置において、
    　前記自然循環回路(62)は、複数の蒸発管(56)の集合で構成される蒸発器(EP)と、該複数の蒸発管(56)と同数の凝縮経路(50)とを備えると共に、該自然循環回路(62)を循環する冷媒として二酸化炭素を用い、
    　前記凝縮経路(50)の流出端(50b)に接続する液配管(44)を、当該凝縮経路(50)の流入端(50a)に連結したガス配管(46)が接続している蒸発管(56)と別の蒸発管(56)に接続すると共に、蒸発管(56)の流出端(52b)に接続するガス配管(46)を、当該蒸発管(56)の流入端(52a)に連結した液配管(44)が接続している凝縮経路(50)と別の凝縮経路(50)に接続して、全体として１つの自然循環回路(62)を構成し、
    　前記各蒸発管(56)は、蒸発管(56)群を流通する空気の流れ方向と交差する横方向に直線部分(56a)が延在するよう蛇行状に折り曲げて形成され、
    　前記蒸発管(56)における前記空気の流れ方向下流側の部位に前記液配管(44)が接続されると共に、前記蒸発管(56)における前記空気の流れ方向上流側の部位に前記ガス配管(46)が接続され、
    　前記複数の蒸発管(56)は、相互に離間する状態で上下の関係で層状に配置される
    ことを特徴とする冷却装置。
  3. 　前記蒸発経路(52)の液配管(44)が接続する流入端(52a)は、ガス配管(46)が接続する流出端(52b)より下方に位置している請求項１または２記載の冷却装置。
  4. 　前記各蒸発管(56)は、前記直線部分(56a)が少なくとも一部を上下に重なるよう配置された段差部(56C)によって蒸発管(56)群を流通する空気の流れ方向において階段状に形成され、該階段状に形成された複数の蒸発管(56)は、各段が上下の関係となるよう層状に配置される請求項１～３の何れか一項に記載の冷却装置。
  5. 　前記蒸発管(56)の外周囲に伝熱促進部材(58,74,76,78,80,82,84,86,88)が配設されると共に、蛇行状に折り曲げられている該蒸発管(56)における隣り合う直線部分(56a)の伝熱促進部材(58,74,76,78,80,82,84,86,88)は相互に離間するよう構成され、
    　前記複数の蒸発管(56)は、前記伝熱促進部材(58,74,76,78,80,82,84,86,88)が相互に離間する状態で上下の関係で層状に配置される請求項１～４の何れか一項に記載の冷却装置。
  6. 　冷媒を強制循環させる機械圧縮式の一次側の回路(34)に対して、前記自然循環回路(48,62)が前記熱交換部(42)を介して熱的に接続される請求項１～５の何れか一項に記載の冷却装置。
PCT/JP2009/063418 2008-08-26 2009-07-28 冷却装置 WO2010024080A1 (ja)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US13/058,820 US20110138849A1 (en) 2008-08-26 2009-07-28 Cooling Device

Applications Claiming Priority (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2008217101 2008-08-26
JP2008-217101 2008-08-26
JP2009161054A JP5275929B2 (ja) 2008-08-26 2009-07-07 冷却装置
JP2009-161054 2009-07-07

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2010024080A1 true WO2010024080A1 (ja) 2010-03-04

Family

ID=41721252

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2009/063418 WO2010024080A1 (ja) 2008-08-26 2009-07-28 冷却装置

Country Status (3)

Country Link
US (1) US20110138849A1 (ja)
JP (1) JP5275929B2 (ja)
WO (1) WO2010024080A1 (ja)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20190178558A1 (en) * 2017-12-11 2019-06-13 Global Cooling, Inc. Independent Auxiliary Thermosiphon For Inexpensively Extending Active Cooling To Additional Freezer Interior Walls

Families Citing this family (18)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6262314A (ja) * 1985-09-13 1987-03-19 Hitachi Ltd 温度調節機能を有する大口径反射鏡
JP5405015B2 (ja) * 2007-12-19 2014-02-05 ホシザキ電機株式会社 冷却装置
JP2011247501A (ja) * 2010-05-27 2011-12-08 Mitsubishi Electric Corp 冷気循環式ショーケース
EP2642220A4 (en) * 2010-11-15 2017-04-19 Mitsubishi Electric Corporation Freezer
US20120186787A1 (en) * 2011-01-25 2012-07-26 Khanh Dinh Heat pipe system having common vapor rail
US9605887B2 (en) 2011-07-29 2017-03-28 Hdt Expeditionary Systems, Inc. Transportable packaged ice supply system for high temperature environments
KR101855101B1 (ko) 2011-11-02 2018-05-08 에스케이이노베이션 주식회사 폐순환 배터리 냉각 장치
US9328934B2 (en) * 2013-08-05 2016-05-03 Trane International Inc. HVAC system subcooler
KR101754337B1 (ko) * 2015-06-16 2017-07-07 동부대우전자 주식회사 냉장고의 제빙덕트 및 상기 제빙덕트를 이용한 제빙방법
KR101696893B1 (ko) * 2015-06-17 2017-01-16 동부대우전자 주식회사 냉장고 및 그 제빙방법
JP6224676B2 (ja) * 2015-11-12 2017-11-01 日本フリーザー株式会社 並列分散型冷却システム
JPWO2017154093A1 (ja) * 2016-03-08 2018-08-09 三菱電機株式会社 車両用空気調和装置
WO2018066206A1 (ja) * 2016-10-06 2018-04-12 株式会社デンソー 機器温調装置
US9976782B1 (en) * 2016-12-18 2018-05-22 Frostime LLC Portable instant cooling system with controlled temperature obtained through timed-release liquid or gaseous CO2 coolant for general refrigeration use in mobile and stationary containers
DE102019207726A1 (de) * 2019-05-27 2020-12-03 Mahle International Gmbh Temperiersystem
JP7072547B2 (ja) * 2019-09-10 2022-05-20 古河電気工業株式会社 冷却装置および冷却装置を用いた冷却システム
EP4314671B1 (de) * 2021-09-30 2024-05-29 Ecooltec Grosskopf Gmbh Verfahren und vorrichtung zum temperieren eines zu temperierenden raums
CN117440671B (zh) * 2023-12-21 2024-03-08 福建省江南冷却科技有限公司 一种智能矿用设备机组的冷却系统的控制方法

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH07307226A (ja) * 1994-05-11 1995-11-21 Akutoronikusu Kk 静止誘導機器巻線の冷却構造
JPH11257720A (ja) * 1998-03-10 1999-09-24 Takenaka Komuten Co Ltd 躯体蓄熱式空調システム
JP2005098603A (ja) * 2003-09-25 2005-04-14 Mitsubishi Electric Corp 自然循環方式の空気調和機
JP2008096085A (ja) * 2006-10-16 2008-04-24 Hoshizaki Electric Co Ltd 冷却装置

Family Cites Families (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2322341A (en) * 1940-01-27 1943-06-22 Morris F Booth Heat exchange unit
JPS6396463A (ja) * 1986-10-08 1988-04-27 株式会社東芝 冷蔵庫
JP2007071519A (ja) * 2005-09-09 2007-03-22 Sanden Corp 冷却システム

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH07307226A (ja) * 1994-05-11 1995-11-21 Akutoronikusu Kk 静止誘導機器巻線の冷却構造
JPH11257720A (ja) * 1998-03-10 1999-09-24 Takenaka Komuten Co Ltd 躯体蓄熱式空調システム
JP2005098603A (ja) * 2003-09-25 2005-04-14 Mitsubishi Electric Corp 自然循環方式の空気調和機
JP2008096085A (ja) * 2006-10-16 2008-04-24 Hoshizaki Electric Co Ltd 冷却装置

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20190178558A1 (en) * 2017-12-11 2019-06-13 Global Cooling, Inc. Independent Auxiliary Thermosiphon For Inexpensively Extending Active Cooling To Additional Freezer Interior Walls
US10718558B2 (en) * 2017-12-11 2020-07-21 Global Cooling, Inc. Independent auxiliary thermosiphon for inexpensively extending active cooling to additional freezer interior walls

Also Published As

Publication number Publication date
JP2010078309A (ja) 2010-04-08
US20110138849A1 (en) 2011-06-16
JP5275929B2 (ja) 2013-08-28

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5275929B2 (ja) 冷却装置
JP5405015B2 (ja) 冷却装置
JP2005337700A (ja) 冷媒冷却回路
JP2008261615A (ja) 熱交換器、熱交換装置、冷蔵庫、空調装置
JP2005326138A (ja) 冷却装置およびこれを備えた自動販売機
JP4945713B2 (ja) 冷却装置
CN100549560C (zh) 斯特林冷却库
WO2010001643A1 (ja) 冷却装置およびその製造方法
JP4945712B2 (ja) サーモサイフォン
JP2000018796A (ja) 冷蔵庫の結露防止装置
JP4609316B2 (ja) 冷蔵庫
CN106969574B (zh) 冰箱
JP5219657B2 (ja) 冷却装置およびその製造方法
JP5139093B2 (ja) 冷却装置
JP5701572B2 (ja) Ｃｏ２ブラインによる冷却方法及び冷却設備
JP2007278541A (ja) 冷却システム
WO2009157318A1 (ja) 冷却装置
JP5020159B2 (ja) 熱交換器、冷蔵庫及び空調装置
JP5139019B2 (ja) 冷却装置
JP4001607B2 (ja) スターリング冷却庫
JP5401876B2 (ja) 冷凍装置および水熱交換器の製造方法
JP2009257636A (ja) 熱交換器及びこの熱交換器を搭載した冷凍冷蔵庫
JP2002340441A (ja) 熱交換器および冷却システム
JP2024013118A (ja) 冷却装置
JP2010078307A (ja) 冷却装置

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 09809734

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 13058820

Country of ref document: US

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 09809734

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1