JP2002372319A - 冷蔵庫 - Google Patents

冷蔵庫

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JP2002372319A JP2001184513A JP2001184513A JP2002372319A JP 2002372319 A JP2002372319 A JP 2002372319A JP 2001184513 A JP2001184513 A JP 2001184513A JP 2001184513 A JP2001184513 A JP 2001184513A JP 2002372319 A JP2002372319 A JP 2002372319A
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Abstract

(57)【要約】 【課題】 冷蔵庫の冷却運転時に安定した温度制御を効
率よく行える断熱箱体の吸熱負荷構成を提供する。 【解決手段】 冷蔵室1と冷凍室2にそれぞれ第一の蒸
発器5,第二の蒸発器6を有し、第一の蒸発器5の冷媒
回路と第二の蒸発器6の冷媒回路を流路切替弁9で切り
替えて冷却し、冷蔵庫の標準的な冷却条件における安定
運転時の冷凍室2の吸熱負荷量を冷蔵室1の吸熱負荷量
と同等以下にしたので、比較的冷凍能力が低い冷凍室2
の冷却運転時間を抑制することで、冷凍能力が大きい冷
蔵室1の冷却運転時間を維持することができ、極端な低
運転率になることが防止できるので、冷蔵室1の温度制
御が容易になるとともに、圧縮機3の起動時の冷却ロス
を抑制し効率的な運転ができる。

Description

【発明の詳細な説明】
【0001】
【発明の属する技術分野】本発明は冷蔵室と冷凍室を別
々の蒸発器で独立して冷却することで高効率化を図った
冷蔵庫に関するものである。
【0002】
【従来の技術】近年、冷蔵室と冷凍室を別々の蒸発器を
有する冷蔵庫に関するものとしては、図13に従来の冷
却サイクル並びに冷蔵庫の一例として、特開平11−1
48761号公報に開示されている冷蔵庫の概略図を示
す。
【0003】1は冷蔵室、2は冷凍室、3は圧縮機、4
は凝縮器、5は冷蔵室1内に配設された第一の蒸発器で
あり、6は冷凍室2内に配設された第二の蒸発器であ
る。
【0004】7は冷蔵室冷却用である第一の蒸発器5の
冷媒回路上流側に配設された第一のキャピラリであり、
8は冷凍室冷却用である第二の蒸発器6の冷媒回路上流
側に配設された第二のキャピラリであり、9は冷媒の流
路を切り替える流路切替弁、10は第一の蒸発器5と熱
交換した冷気を冷蔵室1に循環させるための第一のファ
ン、11は第二の蒸発器6と熱交換した冷気を冷凍室2
に循環させるための第二のファン、12は冷蔵庫本体、
13は外気から室内への熱侵入を抑制する断熱材であ
る。
【0005】以上のように構成された従来例の冷蔵庫に
ついて、以下その動作を説明する。
【0006】冷凍サイクルの運転は以下のように行われ
る。まず圧縮機3により圧縮された冷媒が凝縮器4で凝
縮液化される。凝縮された冷媒は第一のキャピラリ7も
しくは第二のキャピラリ8で減圧されて、それぞれ第一
の蒸発器5、第二の蒸発器6へ流入、蒸発気化された
後、再び圧縮機3へと吸入される。
【0007】第一のファン10、第二のファン11によ
り、冷媒が蒸発気化して比較的低温となった第一の蒸発
器5、第二の蒸発器6と冷蔵室1、冷凍室2の空気が熱
交換して冷気が循環することで各室が冷却される。
【0008】冷凍冷蔵庫の冷却運転は図示しない各室の
温度検知手段と制御手段により以下のように行われる。
【0009】冷蔵室1、冷凍室2の各温度検知手段が所
定値以上の温度上昇を検知すると圧縮機3が起動し、所
定値以下となるまで冷凍サイクルの運転が行われる。
【0010】冷蔵室1の温度検知手段が所定値以上とな
った場合、流路切替弁9により冷媒は第二の蒸発器6に
は流入することなく、第一の蒸発器5へのみ流れる。こ
のときの蒸発温度は冷蔵室1の温度設定が5℃程度に対
して0〜−15℃であり、−25〜−30℃の蒸発温度
で運転される場合に比べて2〜2.5倍の成績係数で圧
縮機の運転が行われる。
【0011】冷凍室2の温度検知手段が所定値以上とな
った場合、流路切替弁9により冷媒は第二の蒸発器6へ
と流入し、冷凍室2の冷却が行われる。このときの蒸発
温度は冷凍室の温度設定が−18℃程度に対し通常の蒸
発温度−25℃から−30℃で冷却される。
【0012】また、圧縮機3は電源投入時に最高回転数
で運転を行い、冷蔵庫の標準的な冷却条件における安定
運転時には最低回転数で運転を行っている。
【0013】以上のように冷蔵室1と冷凍室2とを交互
に繰り返し冷却するので、冷蔵室1冷却時は独立的に冷
媒を第一の蒸発器へと循環させることで高蒸発温度(0
〜−20℃)が可能であり、圧縮機3の圧縮比を小さく
でき、高い成績係数で運転を行い効率化を図ると共に、
冷蔵室1の室温と蒸発温度との差を小さくすることで温
度変動を低減させて冷蔵室1の均温化を狙っている。ま
た、圧縮機3は電源投入時に最高回転数で運転して急冷
を行い、冷蔵庫の標準的な冷却条件における安定運転時
は最低回転数で運転して、蒸発温度を上げることで更な
る省エネルギー化を行っている。
【0014】ここで、例えば、第一の蒸発器5の蒸発温
度を−10℃、第二の蒸発器6の蒸発温度を−30℃と
し冷媒としてHFC134aを用いると、第一の蒸発器
5で蒸発する冷媒ガスの密度が第二の蒸発器6で蒸発す
る冷媒ガスの密度の約2.3倍となる。同様に冷媒とし
てHC600aを用いても約2.2倍となる。
【0015】この結果、通常負荷時の冷蔵室冷却と冷凍
室冷却の圧縮機3の回転数を同一とする場合は第一のキ
ャピラリ7に対して第二のキャピラリ8の抵抗を約2倍
に設定して第二の蒸発器6に流れる冷媒量を小さくして
−30℃の蒸発温度を実現する。また、通常負荷時の冷
蔵室冷却と冷凍室冷却の圧縮機3の回転数を変化させる
場合は第一のキャピラリ7と第二のキャピラリ8の抵抗
をほぼ同一、すなわち冷媒流量をほぼ同一として、冷凍
室冷却を行うときに回転数を上げて−30℃の蒸発温度
を実現することも可能である。
【0016】
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上記従
来の構成では、特に吸熱負荷の小さい高断熱性能の冷蔵
庫において冷蔵領域の吸熱負荷比率が小さい場合、冷蔵
室冷却サイクルの運転時間が極端に小さくなり、冷蔵室
の温度制御が困難になるとともに、圧縮機起動時の冷却
ロスの割合が大きくなり結果として効率的な運転ができ
なくなるという欠点があった。
【0017】本発明は従来の課題を解決するもので、冷
蔵庫の冷却運転時に安定した温度制御を効率よく行える
断熱箱体の吸熱負荷構成を実現することを目的としてい
る。
【0018】また、冷蔵室冷却サイクル運転時に圧縮機
の回転数を下げて対応すると、圧縮機の回転数範囲に限
界があるため、冷凍室冷却サイクル運転時の能力可変範
囲が限定され、結果として電源投入時や除霜復帰時のよ
うな負荷が急増した場合等の過負荷運転時における冷凍
室冷却サイクルの冷凍能力が十分得られない問題が生じ
る。
【0019】さらに、キャピラリの抵抗を固定すると、
電源投入時や除霜復帰時のような負荷が急増した場合等
の過負荷運転時において、冷媒ガス密度が小さい冷凍室
冷却サイクルの冷凍能力を増加させることが困難となる
という欠点を有していた。これは、省エネルギー化を目
指した高断熱性能の冷蔵庫においては、冷蔵庫の標準的
な冷却条件における安定運転時に必要な著しく低い冷凍
能力に合わせて、圧縮機の能力やキャピラリの抵抗を最
適化する方が、総合的に高い効率が得られるためであ
る。
【0020】例えば、図14に示したように、比較的高
い外気温の吸熱負荷量に必要な冷媒流量に合わせたキャ
ピラリAでは、比較的低い外気温では必要以上の冷媒流
量が流れ、結果として冷媒ガスの比率、すなわち冷媒の
乾き度が増加して自動的に流量調整が行われることにな
る。比較的低い外気温の吸熱負荷量に必要な冷媒流量に
合わせたキャピラリBでは、冷媒ガスによる調整代は小
さくなるが、比較的高い外気温では冷媒量不足となると
いうものである。
【0021】本発明の他の目的は、電源投入時や除霜復
帰時等の過負荷運転時に効率が高く迅速な冷却機能を提
供することを目的としている。
【0022】
【課題を解決するための手段】本発明の請求項1に記載
の発明は、断熱箱体内に冷蔵領域と冷凍領域を備えた冷
蔵庫であって、前記冷蔵領域と前記冷凍領域にそれぞれ
蒸発器を有し、少なくとも前記冷蔵領域の蒸発器に冷媒
を流す冷媒回路と、前記冷凍領域の蒸発器に冷媒を流す
冷媒回路とを設けてこれら冷媒回路を切り替えて冷却す
るものにおいて、冷蔵庫の標準的な冷却条件における安
定運転時の前記冷凍領域の吸熱負荷量を前記冷蔵領域の
吸熱負荷量と同等以下にしたことを特徴とする冷蔵庫で
あるので、比較的冷凍能力が低い冷凍領域の冷却運転時
間を抑制することで、冷凍能力が大きい冷蔵領域の冷却
運転時間を維持することができ、15%以下の極端な低
運転率になることが防止できるので、冷蔵領域の温度制
御が容易になるとともに、圧縮機起動時の冷却ロスの割
合を抑制し結果として効率的な運転が達成できる。
【0023】本発明の請求項2に記載の発明は、断熱箱
体の断熱壁は発泡断熱材で形成され、冷凍領域の前記断
熱壁には真空断熱材を配設したことを特徴とする請求項
1に記載の冷蔵庫であるので、断熱壁を厚くせずに有効
内容積を確保するとともに、冷凍能力が大きい冷蔵領域
の冷却運転時間を維持することができる。
【0024】本発明の請求項3に記載の発明は、断熱箱
体の断熱壁は発泡断熱材で形成され、前記断熱壁には外
箱表面積の50〜80%の範囲で真空断熱材を配設した
ことを特徴とする請求項1に記載の冷蔵庫であるので、
断熱壁を厚くせずに有効内容積を確保するとともに、効
果的に真空断熱材を配設することで高いコストパフォー
マンスが得られる。
【0025】本発明の請求項4に記載の発明は、断熱箱
体内に冷蔵領域と冷凍領域を備えた冷蔵庫であって、前
記冷蔵領域に第一の蒸発器、前記冷凍領域に第二の蒸発
器を有し、圧縮機と、凝縮器と、流路切替弁と、冷蔵サ
イクル用液管と、前記第一の蒸発器と、前記冷蔵サイク
ル用液管と熱交換する第一の吸入管とを閉ループで構成
するとともに、前記冷蔵サイクル用液管と前記第一の膨
張機構と前記第一の蒸発器と前記第一の吸入管とに並列
になるように冷凍サイクル用液管と、第二の膨張機構
と、前記第二の蒸発器と、前記冷凍サイクル用液管と熱
交換する第二の吸入管と、逆止弁とを接続し、前記流路
切替弁により冷媒の流れを切り替えることで前記冷蔵領
域と前記冷凍領域の冷却を互いに独立して行うものであ
り、電源投入時は前記第二の膨張機構の抵抗を冷蔵庫の
標準的な冷却条件における安定運転時の抵抗より小さく
することを特徴とする冷蔵庫であるので、冷蔵庫の標準
的な冷却条件における安定運転時において従来と同じ冷
蔵領域冷却時の高蒸発温度を得ると共に冷凍領域冷却時
にガス冷媒の循環を低減して低負荷に対応した低冷媒流
量を得ることで省エネルギーサイクルを維持しながら、
電源投入時等の過負荷運転時に冷凍領域冷却時は冷蔵領
域冷却時と同等の高冷媒循環量とすると共に、その冷媒
循環量に対応した熱交換能力となる蒸発温度とすること
で効率良く急冷を行う。
【0026】本発明の請求項5に記載の発明は、冷蔵サ
イクル用液管および冷凍サイクル用液管は内径が0.8
mm以上であることを特徴とする請求項4記載の冷蔵庫
であるので、冷蔵庫の標準的な冷却条件における安定運
転時において省エネルギー化を維持しながら、電源投入
時等の過負荷運転時に冷凍領域冷却時は冷蔵領域冷却時
と同等の高冷媒循環量とすると共に、その冷媒循環量に
対応した熱交換能力となる蒸発温度とすることで効率良
く急冷を行う。また、冷蔵サイクル用液管あるいは冷凍
サイクル用液管に滞留する冷媒の液量を少量に抑制して
膨張機構の流量制御を安定して行うことができる。
【0027】本発明の請求項6に記載の発明は、冷蔵サ
イクル用液管あるいは冷凍サイクル用液管は並行した複
数の液管で形成され、前記液管は内径が0.5mm以上
であることを特徴とする請求項4記載の冷蔵庫であるの
で、冷蔵庫の標準的な冷却条件における安定運転時にお
いて冷蔵領域冷却時の高蒸発温度化と冷凍領域冷却用膨
張機構の入口冷媒乾き度の低下により省エネルギー化を
維持しながら、電源投入時に効率良く急冷ができること
に加えて、吸入管と液管との熱交換長さを短くすると共
に、冷蔵サイクル用液管あるいは冷凍サイクル用液管に
滞留する冷媒の液量を少量に抑制して膨張機構の流量制
御を安定して行うことができる。
【0028】本発明の請求項7に記載の発明は、第一の
膨張機構と第二の膨張機構は庫内空気と隔離された部分
に設置した膨張弁であることを特徴とする請求項4から
6のいずれか一項記載の冷蔵庫であるので、冷蔵庫の標
準的な冷却条件における安定運転時において冷蔵領域冷
却時の高蒸発温度化と冷凍領域冷却用膨張機構の入口冷
媒乾き度の低下により省エネルギー化を維持しながら、
電源投入時に効率良く急冷ができることに加えて、冷媒
漏洩時に冷媒が室内へ漏洩するのを抑制できる。
【0029】本発明の請求項8に記載の発明は、第一の
膨張機構あるいは第二の膨張機構を第一の吸入管あるい
は第二の吸入管と熱交換する複数のキャピラリで形成
し、冷蔵サイクル用液管あるいは冷凍サイクル用液管を
複数の前記キャピラリで代用し、複数のキャピラリの流
路を切り替えることで抵抗を変化させることを特徴とす
る請求項4記載の冷蔵庫であるので、冷蔵庫の標準的な
冷却条件における安定運転時において冷蔵領域冷却時の
高蒸発温度化と冷凍領域冷却用膨張機構の入口冷媒乾き
度の低下により省エネルギー化を維持しながら、電源投
入時に効率良く急冷ができることに加えて、液管を小ボ
リュームであるキャピラリで代用することで冷媒封入量
が低減できる。
【0030】本発明の請求項9に記載の発明は、冷蔵領
域と冷凍領域を備えた冷蔵庫であって、圧縮機と、凝縮
器と、流路切替弁と、第一のキャピラリと、第二のキャ
ピラリと、第三の蒸発器と、前記第一のキャピラリ及び
第二のキャピラリと熱交換する第三の吸入管と、前記第
三の蒸発器と前記冷蔵領域内の空気を熱交換する第一の
風路と、前記第三の蒸発器と冷凍領域内の空気を熱交換
する第二の風路とを備え、前記圧縮機と前記凝縮器と前
記流路切替弁と前記第一のキャピラリと前記第三の蒸発
器と前記第三の吸入管とを閉ループで構成すると共に、
前記第一のキャピラリと並列になるように前記第二のキ
ャピラリとを接続し、前記流路切替弁によりキャピラリ
への冷媒の流れを切り替えることにより、前記第一の風
路と前記第二の風路を開く時は前記第一のキャピラリを
使用し、第二の風路のみを開く時は前記第二のキャピラ
リを使用して冷媒の流量を可変することを特徴とする冷
蔵庫であるので、電源投入時等の過負荷時において抵抗
の小さい第一のキャピラリで冷蔵領域と冷凍領域を同時
に冷却する冷却運転と冷凍領域のみを冷却する冷却運転
を交互に行うことで効率良く急冷が行えると共に、冷蔵
領域と冷凍領域を同時に冷却することで冷蔵庫の標準的
な冷却条件における安定運転時において冷蔵領域冷却時
間を長くして冷蔵領域内の温度変動を抑制できる。
【0031】本発明の請求項10に記載の発明は、圧縮
機は回転数可変型であり、第一の膨張機構と第二の膨張
機構は絞り量が変化可能であり、外気温度を検知する外
気温センサを有し、前記第一の膨張機構と第二の膨張機
構の絞り量は前記外気温センサが検知した外気温から算
出した負荷量に相当する必要冷媒流量が流通するように
制御され、前記圧縮機の回転数は前記必要冷媒流量から
所定蒸発温度になるように制御することを特徴とする請
求項4から9のいずれか一項記載の冷蔵庫であるので、
電源投入時等の過負荷時において効率良く急冷が行える
と共に、常に冷媒流量に対応した熱交換能力を得ること
ができる蒸発温度となり冷凍サイクルの最大能力を使用
して効率良く冷却を行う。
【0032】本発明の請求項11に記載の発明は、凝縮
器と流路切替弁の間に受液器を設けた請求項4から10
のいずれか一項記載の冷蔵庫であるので、低冷媒循環量
の冷凍領域冷却から高冷媒循環量の冷蔵領域冷却に切り
替わる時の一時的な冷媒循環量不足を解消して早期に冷
蔵室冷却の高効率サイクルに移行できる。
【0033】
【発明の実施の形態】本発明による実施の形態1につい
て、図面を参照しながら説明する。なお、従来例と同一
構成については、同一符号を付して詳細な説明を省略す
る。
【0034】(実施の形態1)図1は本発明の実施の形
態1による冷却サイクル及び冷蔵庫の概略図である。
【0035】図1において冷蔵庫の標準的な冷却条件に
おける安定運転時の冷凍室2からなる冷凍領域の吸熱負
荷量は、冷蔵室1からなる冷蔵領域の吸熱負荷量は略同
一である。
【0036】図1において、14は逆止弁、15は冷蔵
室冷却時に冷媒が流通する冷蔵サイクル用液管、16は
第一の膨張機構、17は第一の蒸発器5と圧縮機3を接
続する第一の吸入管、18は冷蔵サイクル用液管15と
第一の吸入管17が熱交換する第一の熱交換部、19は
冷凍室冷却時に冷媒が流通する冷凍サイクル用液管、2
0は流量可変型である第二の膨張機構、21は第二の蒸
発器6と圧縮機3とを接続する第二の吸入管、22は冷
凍サイクル用液管19と第二の吸入管21が熱交換する
第二の熱交換部である。
【0037】以上のように構成された冷蔵庫について、
以下にその動作を説明する。
【0038】冷蔵室1の冷却時は、図示していない冷蔵
室1の庫内温度センサにより庫内温度を検知して所定温
度以上になると、圧縮機3の運転により冷媒が圧縮さ
れ、圧縮された高温高圧の冷媒は凝縮器4で冷却される
ことで凝縮して流路切替弁9に流れる。その冷媒は出口
側を冷蔵サイクル用液管15に流通するように制御され
た流路切替弁9から冷蔵サイクル用液管15に流通し、
冷媒は冷蔵サイクル用液管15を通る時に第一の熱交換
部18で第一の吸入管17と熱交換して冷却されて過冷
却状態となって第一の膨張機構16に送られる。そし
て、冷媒は第一の膨張機構16によりに減圧され蒸発す
ることで冷凍室2の冷却時の蒸発温度よりは高い蒸発温
度の低温となって第一の蒸発器5を流れる。このとき、
冷蔵室1内の空気は第一のファン10の作動により低温
となった第一の蒸発器5と熱交換することで冷却されて
循環して冷蔵室1内の冷却を行う。そして、第一の蒸発
器5内の冷媒は乾き度を増しながら流通し、第一の蒸発
器5の出口では飽和ガスとなって第一の吸入管17の入
口に至る。この冷媒は第一の吸入管17を通る時に第一
の熱交換部18にて高温の冷蔵サイクル用液管15と熱
交換することで加熱されて適度なガスとなり圧縮機3に
吸入される。このとき、冷凍室2の冷却用の第二の蒸発
器6は冷凍室2の室温程度であり、第一の蒸発器5の蒸
発圧力より低いが、逆止弁14により冷媒の逆流は防止
されている。
【0039】冷凍室2の冷却時は、図示していない冷凍
室2の庫内温度センサにより庫内温度を検知して所定温
度以上になると、圧縮機3の運転により冷媒が圧縮さ
れ、圧縮された高温高圧の冷媒は凝縮器4で冷却される
ことで凝縮して流路切替弁9に流れる。その冷媒は出口
側を冷凍サイクル用液管19に流通するように制御され
た流路切替弁9から冷凍サイクル用液管19に流通し、
冷媒は冷凍サイクル用液管19を通る時に第二の熱交換
部22で第二の吸入管21と熱交換して冷却されて過冷
却状態となって第二の膨張機構20に送られる。そし
て、冷媒は第二の膨張機構20によりに減圧され蒸発す
ることで低蒸発温度となって第二の蒸発器6を流れる。
このとき、冷凍室2内の空気は第二のファン11の作動
により低温となった第二の蒸発器6と熱交換することで
冷却されて循環して冷蔵室1内の冷却を行う。そして、
第一の蒸発器5内の冷媒は乾き度を増しながら流通し、
第二の蒸発器6の出口では飽和ガスとなって第二の吸入
管21の入口に至る。この冷媒は第二の吸入管21を通
る時に第二の熱交換部22にて高温の冷凍サイクル用液
管19と熱交換することで加熱されて適度なガスとなり
圧縮機3に吸入される。
【0040】ここで、冷蔵庫の標準的な冷却条件におけ
る安定運転時においては、圧縮機3を最低回転数で運転
すると共に、第二の膨張機構20は第一の膨張機構16
に対して抵抗が2倍となるように調整して、冷凍室2冷
却時の蒸発温度を−30℃、冷蔵室1の冷却時の蒸発温
度を−15℃に制御している。このとき、冷蔵室1冷却
時の冷媒循環量は冷凍室2冷却時の約2倍となるので、
冷蔵室1の冷却運転時間を冷凍室2の冷却運転時間の約
1/2倍とすることで、冷蔵領域と冷凍領域の吸熱負荷
量比に対応した冷凍能力に調整することができる。
【0041】このとき、適当な最低回転数での冷凍能力
を有する圧縮機3を選定すれば、冷蔵室1の冷却運転と
冷凍室2の冷却運転を切り替えながら、圧縮機3をほぼ
連続運転することができる。この場合、総運転率100
%に対して、冷蔵室1の運転率は約33%、冷凍室2の
運転率は約67%となる。また、冷蔵室1と冷凍室2の
冷却運転の切り替えを頻繁に行うと冷媒流路を切り替え
るロスが大きくなるため、冷蔵室1の冷却+冷凍室2の
冷却+冷却停止の1サイクルを50〜100分とするこ
とが望ましい。このとき、冷蔵室1の1サイクル中の運
転時間は約17〜33分、冷凍室2の1サイクル中の運
転時間は約33〜67分となる。この結果、冷蔵室1と
冷凍室2の冷却運転はともに問題なく効率の良い運転が
できる。
【0042】ここで、冷蔵室1あるいは冷凍室2の運転
率が15%以下になると、温度変動の抑制が困難となる
とともに、冷蔵室1あるいは冷凍室2の運転時間が10
分以下になると、冷媒流路切り替えあるいは圧縮機起動
直後に第一の蒸発器5内の冷媒が不足した状態で圧縮機
を運転する冷却ロスの割合が大きくなり効率的な運転が
困難になる。冷凍領域と冷蔵領域を切り替えて冷却する
システムの場合、単位時間あたりの冷凍能力が高い冷蔵
領域の冷却運転の運転時間が短くなる傾向があり、冷凍
領域と冷蔵領域の吸熱負荷量の設計が重要となる。
【0043】理想的には、冷蔵庫の標準的な冷却条件に
おける安定運転時の冷凍室2からなる冷凍領域の吸熱負
荷量を冷蔵室1からなる冷蔵領域の吸熱負荷量の約1/
2倍とすることが望ましい。この場合、冷蔵室1と冷凍
室2の運転率はともに約50%、運転時間も25〜50
分に調整できるため、運転率低下や運転時間低下の問題
は生じない。一方、冷蔵庫の標準的な冷却条件における
安定運転時の冷凍室2からなる冷凍領域の吸熱負荷量が
冷蔵室1からなる冷蔵領域の吸熱負荷量の約3倍程度と
なると、冷蔵室1の運転率は約14%、運転時間も7〜
14分となり、温度変動の抑制や冷媒流路切り替えロス
の抑制が困難となる。従って、冷蔵庫の標準的な冷却条
件における安定運転時の冷凍領域の吸熱負荷量は、冷蔵
領域の吸熱負荷量の1/2倍から2倍程度が望ましい。
【0044】以上のように、冷蔵庫の標準的な冷却条件
における安定運転時の冷凍室2からなる冷凍領域の吸熱
負荷量を冷蔵室1からなる冷蔵領域の吸熱負荷量と略同
一とすることにより、冷蔵室1の運転時間を確保するこ
とができ、冷蔵室1の温度変動や切り替え時の冷却ロス
の割合を抑制することができる。
【0045】(実施の形態2)本発明による実施の形態
2について、図面を参照しながら説明する。なお、実施
の形態1と同一構成及び作用については、同一符号を付
して詳細な説明を省略する。
【0046】図2は本発明の実施の形態2による冷却サ
イクル及び冷蔵庫の概略図である。
【0047】図2において、断熱材13は通常使用され
る熱伝導率0.015W/mKのウレタン断熱材であ
り、40は熱伝導率が0.003W/mKである高断熱
性能の真空断熱材であり、外箱表面積の約50%を真空
断熱材40で被覆している。そして、冷蔵庫の標準的な
冷却条件における安定運転時の冷凍室2からなる冷凍領
域の吸熱負荷量は13W、冷蔵室1からなる冷蔵領域の
吸熱負荷量は27Wである。また、真空断熱材40は、
例えば、特開昭60−146994公報に開示されてい
るような内部に減圧脱気し外側を通気性にない袋で包ん
だ断熱材パックからなる。
【0048】以上のように構成された冷蔵庫について、
以下にその動作を説明する。
【0049】冷蔵庫の標準的な冷却条件における安定運
転時において、冷蔵室1は外気から断熱材13を通して
熱が侵入する。そして、この外気から侵入してくる熱量
は圧縮機3を運転して第一の蒸発器5で冷媒を蒸発させ
ることで取り去り、冷蔵室1内を5℃に保つ。また、冷
凍室2は外気から断熱材13と真空断熱材40を通して
室内に熱が侵入する。そして、この外気から侵入してく
る熱量は圧縮機3を運転して第二の蒸発器6で冷媒を蒸
発させることで取り去り、冷凍室2内を−20℃に保
つ。このとき、真空断熱材40の断熱効果により冷凍室
2からなる冷凍領域の吸熱負荷量を冷蔵室1からなる冷
蔵領域の吸熱負荷量の約1/2倍に抑制することがで
き、冷蔵室1と冷凍室2の運転率は約50%に設計でき
る。
【0050】ここで、冷凍室2の外周の断熱に通常の断
熱材13のみを使用した場合と断熱材13と真空断熱材
40を積層した場合の壁厚を(表1)に示す。
【0051】
【表1】
【0052】(表1)において、負荷量は25℃の外気
あるいは冷蔵室1から断熱材13や真空断熱材40を通
して冷凍室2内に侵入してくる吸熱負荷量である。(表
1)に示したように、冷凍室2は真空断熱材40を使用
することで壁厚が薄い状態でも侵入熱量を極端に小さく
でき、侵入熱量の多い冷蔵室1と同じ壁厚で設計が可能
である。
【0053】以上のように、冷凍室2の外周の断熱に真
空断熱材を使用することにより、薄い壁厚を維持しなが
ら、冷蔵庫の標準的な冷却条件における安定運転時の冷
凍室2からなる冷凍領域の吸熱負荷量を冷蔵室1からな
る冷蔵領域の吸熱負荷量の1/2倍とすることにより、
冷蔵室1の運転時間を確保することができ、冷蔵室1の
温度変動や切り替え時の冷却ロスの割合を抑制すること
ができる。
【0054】なお、本実施の形態では冷蔵庫の外箱表面
積の約50%を真空断熱材40で被覆したが、被覆率は
50〜80%が望ましい。被覆率が50%より小さい場
合、冷凍領域全体を被覆できず吸熱負荷の低減が困難で
あるとともに、被覆率が80%より大きい場合、外箱角
部等において真空断熱材40の突合せにより通常の断熱
材13が薄肉となり構造強度の低下が問題となる。ま
た、真空断熱材40は平面部の方が設置しやすいため、
圧縮機3等が設置されている機械室の上部と冷凍室2の
境界部の断熱材13を平面形状にする方が望ましい。
【0055】(実施の形態3)本発明による実施の形態
3について、図面を参照しながら説明する。なお、従来
と同一構成及び動作については、同一符号を付して詳細
な説明を省略する。
【0056】図3は本発明の実施の形態3による冷却サ
イクル及び冷蔵庫の概略図である。
【0057】図3において、14は逆止弁、15は冷蔵
室冷却時に冷媒が流通する冷蔵サイクル用液管、16は
第一の膨張機構、17は第一の蒸発器5と圧縮機3を接
続する第一の吸入管、18は冷蔵サイクル用液管15と
第一の吸入管17が熱交換する第一の熱交換部、19は
冷凍室冷却時に冷媒が流通する冷凍サイクル用液管、2
0は流量可変型である第二の膨張機構、21は第二の蒸
発器6と圧縮機3とを接続する第二の吸入管、22は冷
凍サイクル用液管19と第二の吸入管21が熱交換する
第二の熱交換部である。
【0058】以上のように構成された冷蔵庫について、
以下にその動作を説明する。
【0059】冷蔵室1の冷却時は、図示していない冷蔵
室1の庫内温度センサにより庫内温度を検知して所定温
度以上になると、圧縮機3の運転により冷媒が圧縮さ
れ、圧縮された高温高圧の冷媒は凝縮器4で冷却される
ことで凝縮して流路切替弁9に流れる。その冷媒は出口
側を冷蔵サイクル用液管15に流通するように制御され
た流路切替弁9から冷蔵サイクル用液管15に流通し、
冷媒は冷蔵サイクル用液管15を通る時に第一の熱交換
部18で第一の吸入管17と熱交換して冷却されて過冷
却状態となって第一の膨張機構16に送られる。そし
て、冷媒は第一の膨張機構16によりに減圧され蒸発す
ることで冷凍室2の冷却時の蒸発温度よりは高い蒸発温
度の低温となって第一の蒸発器5を流れる。このとき、
冷蔵室1内の空気は第一のファン10の作動により低温
となった第一の蒸発器5と熱交換することで冷却されて
循環して冷蔵室1内の冷却を行う。そして、第一の蒸発
器5内の冷媒は乾き度を増しながら流通し、第一の蒸発
器5の出口では飽和ガスとなって第一の吸入管17の入
口に至る。この冷媒は第一の吸入管17を通る時に第一
の熱交換部18にて高温の冷蔵サイクル用液管15と熱
交換することで加熱されて適度なガスとなり圧縮機3に
吸入される。このとき、冷凍室2の冷却用の第二の蒸発
器6は冷凍室2の室温程度であり、第一の蒸発器5の蒸
発圧力より低いが、逆止弁14により冷媒の逆流は防止
されている。
【0060】冷凍室2の冷却時は、図示していない冷凍
室2の庫内温度センサにより庫内温度を検知して所定温
度以上になると、圧縮機3の運転により冷媒が圧縮さ
れ、圧縮された高温高圧の冷媒は凝縮器4で冷却される
ことで凝縮して流路切替弁9に流れる。その冷媒は出口
側を冷凍サイクル用液管19に流通するように制御され
た流路切替弁9から冷凍サイクル用液管19に流通し、
冷媒は冷凍サイクル用液管19を通る時に第二の熱交換
部22で第二の吸入管21と熱交換して冷却されて過冷
却状態となって第二の膨張機構20に送られる。そし
て、冷媒は第二の膨張機構20によりに減圧され蒸発す
ることで低蒸発温度となって第二の蒸発器6を流れる。
このとき、冷凍室2内の空気は第二のファン11の作動
により低温となった第二の蒸発器6と熱交換することで
冷却されて循環して冷蔵室1内の冷却を行う。そして、
第一の蒸発器5内の冷媒は乾き度を増しながら流通し、
第二の蒸発器6の出口では飽和ガスとなって第二の吸入
管21の入口に至る。この冷媒は第二の吸入管21を通
る時に第二の熱交換部22にて高温の冷凍サイクル用液
管19と熱交換することで加熱されて適度なガスとなり
圧縮機3に吸入される。
【0061】ここで、通常運転時においては、圧縮機3
を最低回転数で運転するとともに、第二の膨張機構20
は第一の膨張機構16に対して抵抗が約2倍となるよう
に調整して、冷凍室2の冷却時の蒸発温度を−30℃、
冷蔵室1の冷却時の蒸発温度を−15℃に制御してい
る。
【0062】そして、電源投入時においては圧縮機3を
最高回転数で運転し、第二の膨張機構20の抵抗を第一
の膨張機構16の抵抗と同等程度になるように制御す
る。この結果、冷凍室2冷却時の冷媒流量を冷蔵室1冷
却時の冷媒流量と同程度まで増加させて、急冷すること
ができる。このとき、第一の蒸発器5と第二の蒸発器6
の蒸発温度は増加した冷媒流量に対応するため−20〜
−30℃に設定する方が望ましい。これ以上に抵抗を小
さくすると冷媒流量が増加すると同時に蒸発温度が上昇
し、蒸発器での熱交換温度差が小さくなるため蒸発器内
の冷媒を蒸発しきれず無駄となる。また、冷凍室2冷却
および冷蔵室1冷却ともに、冷却システムの最大能力を
使うことから電源投入後からのプルダウン時間を最短に
することができる。
【0063】なお、第二の蒸発器6を除霜した後の運転
等の過負荷時においても、電源投入時と同様に第二の膨
張機構20の抵抗を制御しても冷凍室2を急冷する効果
が得られる。
【0064】以上のように、電源投入時等の過負荷時に
おいて、第二の膨張機構20の抵抗を第一の膨張機構1
6の抵抗と同等程度になるように制御することで効率よ
く急冷ができる。
【0065】(実施の形態4)本発明による実施の形態
4について、図面を参照しながら説明する。なお、実施
の形態3と同一構成及び動作については、同一符号を付
して詳細な説明を省略する。
【0066】本実施の形態における構成の特徴は、冷蔵
サイクル用液管15を内径1.2mm、長さ2.4m、
冷凍サイクル用液管19を内径0.8mm、長さ2.4
mの内面が滑らかな銅管で形成した点である。冷蔵サイ
クル用液管15および冷凍サイクル用液管19は、凝縮
器4で液化された冷媒をそれぞれ第一の膨張機構16お
よび第二の膨張機構20へ供給するとともに、それぞれ
第一の熱交換部18および第二の熱交換部22において
第一の吸入管17および第二の吸入管21と熱交換する
ものである。
【0067】一般に、冷蔵サイクル用液管15および冷
凍サイクル用液管19は内径3〜4mmの銅製の細径管
が用いられるが、R600aやR290等の可燃性冷媒
を使用する場合、内部に保持される液冷媒量が10〜2
0gと大きくなることから、使用冷媒量を削減する観点
からより細径化が望まれている。本実施の形態では、細
径化の限界を明らかにするとともに、切替システムを搭
載した冷蔵庫の通常運転時と電源投入時を考慮した最適
な内径量を提案するものである。
【0068】図4は本実施の形態による冷却サイクルの
P−h線図である。図4で示したものは、最も循環量が
大きい高外気温の電源投入時の冷蔵室冷却サイクルであ
る。
【0069】図4において、Aは冷蔵サイクル用液管1
5の入口における冷媒の状態、Bは第一の膨張機構16
の入口における冷媒の状態、Cは第一の膨張機構16の
出口であり第一の蒸発器5の入口における冷媒の状態、
Dは第一の蒸発器5の出口であり第一の吸入管17の入
口における冷媒の状態、Eは第一の吸入管17の出口で
あり圧縮機3の吸入部における冷媒の状態であり、冷蔵
サイクル用液管15と第一の吸入管17は第一の熱交換
部18にて100%熱交換される。これにより、圧縮機
3の吸入部のエンタルピーと第一の吸入管17の入口の
エンタルピーとの差が冷蔵サイクル用液管15の入口の
エンタルピーと第一の膨張機構16の入口のエンタルピ
ーとの差と等しくなる。つまり、EとDのエンタルピー
差がAとBのエンタルピー差と等しい。
【0070】本実施の形態の冷蔵サイクル用液管15
は、内径1.2mm、長さ2.4mの細径管を使用して
いるため、管内を流通する冷媒R600aの液量を2〜
3gと極少量に抑えることができる。しかし、細径管の
ため管内抵抗による圧損が生じ、B点で示したように第
一の膨張機構16の入口における冷媒の圧力が、A点で
示した冷蔵サイクル用液管15の入口の圧力より低下す
る。この内径ではB点は過冷却域にあり、膨張機構16
の動作に不具合は生じないが、内径を0.8mmまで絞
ると管内抵抗による圧損が生じ、最も大きい循環量を示
す高外気温の電源投入時のの条件では図4のB1点で示
したように過冷却0℃ギリギリの状態となる。さらに内
径を小さくすると、圧損が増加し図4のB2点で示した
ように2相域に移行して、膨張機構16の動作が不安定
になるとともに、見かけ上の膨張機構16の抵抗値が増
加して冷媒流量が著しく低下する問題が発生する。
【0071】また、本実施の形態の冷凍サイクル用液管
19も同様にして、内径0.8mm、長さ2.4mの細
径管を使用しているため、管内を流通する冷媒R600
aの液量を1g以下と極少量に抑えることができるとと
もに、最も大きい循環量を示す高外気温の電源投入時の
条件においても2相域に移行することなく冷媒を流通さ
せることができる。なお、第二の膨張機構20の抵抗を
大きくして制御する通常運転時においては、冷凍サイク
ル用液管19の出口は冷蔵サイクルと同様に過冷却域の
状態となる。
【0072】以上のように、電源投入時等の過負荷時に
おいて、第二の膨張機構の抵抗を第一の膨張機構の抵抗
と同等程度になるように制御することで効率よく急冷が
できるとともに、冷蔵サイクル用液管および冷凍サイク
ル用液管の内径を0.8mm以上とすることで、管内を
流通する冷媒の液量を極少量に抑えながら、第一の膨張
機構および第二の膨張機構の流量制御を安定して行うこ
とができる。
【0073】(実施の形態5)本発明による実施の形態
5について、図面を参照しながら説明する。なお、実施
の形態4と同一構成及び動作については、同一符号を付
して詳細な説明を省略する。
【0074】図5は本発明の実施の形態4による冷却サ
イクル及び冷蔵庫の概略図、図6は要部の斜視断面図で
ある。図5及び図6において、23と24は第一の液管
と第二の液管である。
【0075】本実施の形態における構成の特徴は、第一
の液管23と第二の液管24の流路を並行に形成し、そ
れぞれを内径0.57mm、長さ1.2mの内面が滑ら
かな銅管で形成した点である。第一の液管23と第二の
液管24は、凝縮器4で液化された冷媒をそれぞれ第二
の膨張機構20へ供給するとともに、第二の熱交換部2
2において第二の吸入管21と熱交換するものであるこ
れによって、冷媒流量を確保したまま、第一の液管23
および第二の液管24と第二の吸入管21との熱交換に
必要な長さを短くするとともに、流路抵抗を低減するこ
とができ、より細い管径で冷媒の過冷却が確保できる。
この結果、R600aやR290等の可燃性冷媒を使用
する場合、内部に保持される液冷媒量を削減することが
できる。
【0076】なお、本実施の形態では第一の液管23と
第二の液管24を内径0.57mm、長さ1.2mとし
たが、内径0.5mm以上の2本以上の液管であれば同
様の効果が期待できる。また、冷蔵室1の冷却用サイク
ルにおいても同様の効果が得られる。
【0077】以上のように、電源投入時等の過負荷時に
おいて、第二の膨張機構の抵抗を第一の膨張機構の抵抗
と同等程度になるように制御することで効率よく急冷が
できるとともに、冷蔵サイクル用液管あるいは冷凍サイ
クル用液管を内径0.5mm以上の複数の液管で形成す
ることで、熱交換に必要な長さを短くするとともに、管
内を流通する冷媒の液量を極少量に抑えながら、第一の
膨張機構および第二の膨張機構の流量制御を安定して行
うことができる。
【0078】(実施の形態6)本発明による実施の形態
6について、図面を参照しながら説明する。なお、実施
の形態3と同一構成及び動作については、同一符号を付
して詳細な説明を省略する。
【0079】図7は本発明の実施の形態6による冷却サ
イクル及び冷蔵庫の概略図である。
【0080】図7に示すように、25は第一の膨張弁、
26は第一の膨張弁25を冷蔵室1の空気と隔離するた
めの第一の隔離壁、27は第二の膨張弁、28は第二の
膨張弁27を冷凍室2の空気と隔離するための第二の隔
離壁である。図示していないが、第一の隔離壁26と第
二の隔離壁28は難燃性樹脂から構成され、膨張弁が破
損した場合に交換が可能なように一部が開閉できる構造
となっている。さらに、設置場所は室内から隠れた第一
の蒸発器5と第二の蒸発器6の近傍であると共に、各蒸
発器と熱交換する室内空気の抵抗とならず、図示してい
ない蒸発器の除霜ヒータにより外郭を除霜可能な位置で
ある。
【0081】本実施の形態における構成の特徴は、第一
の膨張弁25および第二の膨張弁27をそれぞれ第一の
隔離壁26と第二の隔離壁28で囲うことにより、冷蔵
庫室内の空気との接触を抑制することにある。これによ
り、外部からの受熱を抑制して第一の膨張弁25および
第二の膨張弁27の流量調整を安定させるとともに、接
合部等から漏洩が生じた場合、食品への悪影響を低減す
ることができる。また、特にR600aやR390等の
可燃性冷媒を用いた場合、冷蔵庫室内への漏洩を抑制し
発火の危険性を低減できるという効果もある。
【0082】また、本実施の形態では膨張弁は冷蔵庫の
室内に設置しているが、隔離壁の断熱性能が十分であれ
ば膨張弁への受熱を回避できるので室外に設置しても良
い。
【0083】以上のように、電源投入時等の過負荷時に
おいて、第二の膨張機構の抵抗を第一の膨張機構の抵抗
と同等程度になるように制御することで効率よく急冷が
できるとともに、膨張弁を隔離壁で囲うことで、漏洩時
の食品等への悪影響が抑制できる。
【0084】(実施の形態7)本発明による実施の形態
7について、図面を参照しながら説明する。なお、実施
の形態1と同一構成及び動作については、同一符号を付
して詳細な説明を省略する。
【0085】図8は本発明の実施の形態7による冷却サ
イクル及び冷蔵庫の概略図である。
【0086】図8に示すように、29は第三のキャピラ
リであり内直径が0.77mmで長さが2310mmの
キャピラリであり、第二の熱交換部22で第二の吸入管
21と熱交換している。第一のキャピラリ7は内直径が
0.77mmで長さが2310mm、第二のキャピラリ
8は内直径が0.56mmで長さが2310mmのキャ
ピラリである。また、30は冷媒流路を第一のキャピラ
リ7または第二のキャピラリ8または第三のキャピラリ
29に切り替える多方向切替弁であり、圧縮機3は回転
数が28rpsから75rpsの可変型である。
【0087】以上のように構成された冷蔵庫について、
以下にその動作を説明する。
【0088】通常冷却時と電源投入時等の過負荷時の各
部の状態を従来例と本実施の形態を比較して(表2)に
示す。
【0089】
【表2】
【0090】(表2)の通り、通常の低負荷時には圧縮
機3の回転数を最低の28rpsに運転して、冷凍室2
の冷却時は第一のキャピラリ7より抵抗の大きい第二の
キャピラリ8に冷媒を流通させることで吸入ガス密度が
小さくなる第二の蒸発器6の蒸発温度を−30℃、吸入
ガス密度が大きい冷第一の蒸発器5の蒸発温度を−15
℃とすることで従来と同等の省エネルギーサイクルを維
持する。
【0091】そして、負荷が急増する電源投入時のよう
な過負荷時は圧縮機3を最高回転数の75rpsで運転
し、低冷媒循環量である冷凍室2冷却時に冷蔵室1冷却
時と同抵抗の第三のキャピラリ29に冷媒を流通させる
ことで冷媒循環量を増加させて高冷凍能力を得ることで
従来より速く冷却ができる。このとき、第一の蒸発器5
と第二の蒸発器6の蒸発温度は−27℃とすることで増
加した冷媒流量に対応する熱交換能力を得るので、冷却
システムの最大冷凍能力を使用することができプルダウ
ン時間を最短にできる。
【0092】さらに、液管を小ボリュームであるキャピ
ラリで代用しているので冷媒封入量が低減でき経済的で
あると共に、膨張弁等に比べて安価に冷媒漏洩時の食品
への悪影響の防止や可燃性冷媒を用いて漏洩した場合の
発火の危険性を低減できる。
【0093】なお、電源投入時と同様に、外気温上昇に
より負荷が増加する高負荷時においても、外気温センサ
等を用いて高外気温を検知した場合に第三のキャピラリ
29に切り替えることで同様の効果は得られる。
【0094】また、本実施の形態では複数のキャピラリ
は2本であるが、それ以上であれば更に広範囲で流量制
御ができるので、同様以上の効果は得られる。また、冷
蔵室1の冷却サイクル側に設置しても良い。
【0095】また、本発明では多方向切替弁30にて複
数のキャピラリから1本のキャピラリへ流路を切り替え
ているが、最大抵抗のキャピラリ以外のキャピラリ前後
に開閉弁を設置して必要に応じて開閉する構成でも同様
の効果は実現できる。
【0096】また、本実施の形態では抵抗差の違う第二
のキャピラリ8と第三のキャピラリ29を冷凍室2の冷
却時に必要に応じてどちから一方に冷媒を流通させてい
るが、同一抵抗のキャピラリを2本用いて必要に応じて
両方同時か片方のみに冷媒を流通させることで流量制御
を行っても同様の効果は得られ、その他のキャピラリ複
数を用いて流通切替を行うことで必要に応じて所定の流
量を流せる様に流量可変制御ができるのならば同様の効
果が得られる。
【0097】(実施の形態8)本発明による実施の形態
8について、図面を参照しながら説明する。なお、従来
と同一構成及び動作については、同一符号を付して詳細
な説明を省略する。
【0098】図9は本発明の実施の形態8による冷却サ
イクル及び風路構成の概略図である。
【0099】図9において、31は第三の蒸発器、32
は第三の吸入管、33は第一のキャピラリ7及び第二の
キャピラリ8が第三の吸入管32と熱交換する第三の熱
交換部、34は第三の蒸発器31と熱交換後の空気を冷
蔵室1または冷凍室2に循環させるためのファン、35
は冷凍室2と冷蔵室1を連通し冷凍室2の空気を冷蔵室
1に吐出する冷蔵室吐出ダクト、36は第三の蒸発器3
1と熱交換後の空気が冷凍室2に導びかれる冷凍室吐出
ダクト、37は冷蔵室1内の空気を第三の蒸発器31に
導く冷蔵室吸入ダクト、38は冷凍室2内の空気を第三
の蒸発器31に導く冷凍室吸入ダクト、39は第三の蒸
発器31と熱交換後の低温空気を冷蔵室吐出ダクト35
または冷凍室吐出ダクト36に風路を切り替えるダンパ
であり、矢印は通風方向を示している。
【0100】また、図示していないが、冷凍室吐出ダク
ト36と冷凍室2とが連通する付近には、第三の蒸発器
31と熱交換後の吐出空気温度を検知する吐出空気温度
センサを設けている。
【0101】以上のように構成された冷蔵庫について、
以下にその動作を説明する。
【0102】本実施の形態における構成の特徴は、通常
運転時においては第一のキャピラリ7を用いて冷凍室2
と冷蔵室1を同時に冷却する同時冷却モードと、第二の
キャピラリ8を用いて冷凍室2のみを冷却する冷凍室冷
却モードを切り替えて冷却し、電源投入時においては第
一のキャピラリ7のみを用いて同時冷却モードと冷凍室
冷却モードの運転を行うことにある。
【0103】通常運転時においては、まず、流路切替弁
9により抵抗の小さい第一のキャピラリ7に冷媒が流通
するように制御され、ダンパ39が開きファン34の作
動により第三の蒸発器31と熱交換した空気は冷凍室吐
出ダクト36を通って冷凍室2内に吐出し、主として冷
蔵室吐出ダクト35を通って冷蔵室に吐出され冷蔵室吸
入ダクト37を通って第三の蒸発器31に通風するよう
に循環する。これにより、冷凍室2と冷蔵室1を同時に
冷却する同時冷却モードとなる。このとき、蒸発温度が
−22℃程度になるように圧縮機3の回転数を調整す
る。
【0104】次に、流路切替弁9により抵抗の大きい第
二のキャピラリ8に冷媒が流通するように制御され、ダ
ンパ39が閉じてファン34の作動により第三の蒸発器
31と熱交換した空気は冷凍室吐出ダクト36から冷凍
室2に吐出し、冷凍室吸入ダクト38を通って第三の蒸
発器31と熱交換するように循環する。これにより、冷
凍室2のみを冷却する冷凍室冷却モードとなる。このと
き、蒸発温度が−30℃程度になるように圧縮機3の回
転数を調整する。
【0105】以下、同時冷却モードと冷凍室冷却モード
を交互に切り替えながら冷却する。このとき、冷蔵室1
が所定の温度になれば同時冷却モードの運転を中止し、
冷凍室2が所定の温度になれば冷凍室冷却モードの運転
も中止する。
【0106】電源投入時においては、圧縮機3を最高回
転数で運転するとともに、抵抗の小さい第一のキャピラ
リ7を用いて同時冷却モードと冷凍室冷却モードの冷却
運転を交互に行う。このとき、蒸発温度が−27℃程度
になるように圧縮機3の回転数を調整する。そして、冷
凍室2が所定の温度になれば冷却運転を中止するととも
に、通常運転の制御に切り替える。
【0107】この結果、通常運転時の同時冷却モードに
おいては、冷凍室冷却モードに比べて熱交換する空気温
度が高いため理論効率の高い高蒸発温度での冷却が可能
となり、総合的な冷却効率を向上することができる。ま
た、冷蔵室1単独の冷却モードに比べると蒸発温度は低
くなるが、冷却運転時間を長く設定できる利点がある。
これは、冷蔵室1単独の冷却モードに比べると熱交換す
る空気温度が低く、また冷凍室2の空気温度以上の蒸発
温度では冷凍室2を加温する可能性があることから、同
時冷却モードの蒸発温度は−20℃前後が限界となるた
めである。
【0108】さらに、電源投入時においては、冷蔵室1
および冷凍室2ともに冷却システムの最大能力を使って
冷却することから電源投入後からのプルダウン時間を最
短にすることができる。
【0109】なお、第三の蒸発器31を除霜した後の運
転等の過負荷時においても、電源投入時と同様に第一の
キャピラリ7を用いて冷凍室冷却モードを実行しても冷
凍室2を急冷する効果が得られる。また、冷凍室冷却モ
ードにおいて食品投入等の負荷の急増した場合、第三の
蒸発器31と熱交換後の吐出空気温度の上昇を検知し
て、第一のキャピラリ7に切り替えるとともに圧縮機3
の回転数を増加させて蒸発温度を維持すれば、同様に冷
凍室2を急冷する効果が得られる。
【0110】以上のように、電源投入時等の過負荷時に
おいて、抵抗の小さい第一のキャピラリを用いて同時冷
却モードと冷凍室冷却モードの冷却運転を交互に行うこ
とで効率よく急冷ができるとともに、同時冷却モードで
冷蔵室を冷却することで、通常運転時の冷蔵室運転時間
を長くして冷蔵室の温度変動を抑制することができる。
【0111】(実施の形態9)本発明による実施の形態
9について、図面を参照しながら説明する。なお、実施
の形態3と同一の構成および作用については、同一符号
を付して詳細な説明を省略する。
【0112】本発明の実施の形態9による冷却サイクル
および冷蔵庫は図1で示した実施の形態1と同一であ
る。また、図10は第一の蒸発器5と第二の蒸発器6の
蒸発温度と蒸発能力の関係を示す図である。
【0113】図10において、第一の蒸発器5の蒸発能
力は所定の蒸発温度で、冷蔵室1の空気と熱交換して蒸
発させることができる冷媒流量を示す。同様に、第二の
蒸発器6の蒸発能力は所定の蒸発温度で、冷凍室2の空
気と熱交換して蒸発させることができる冷媒流量を示
す。第一の蒸発器5の蒸発能力と第二の蒸発器6の蒸発
能力に大きな差があるのは、熱交換する空気温度の差に
よるところが大きい。従って、電源投入時のように熱交
換する空気温度が高く大きな差がない場合は、第一の蒸
発器5および第二の蒸発器6の蒸発能力はほぼ同等であ
り、図10に示した第一の蒸発器5の蒸発能力よりも高
い。
【0114】以下に本実施の形態の通常運転時における
動作を説明する。
【0115】所定の外気温度における冷蔵庫の吸熱負荷
に対応する冷却システムに必要な冷媒流量を設定し、予
め外気温度と冷媒流量の関係を規定した制御テーブルを
設定しておく。通常運転時には、外気温度センサー(図
示せず)で検知した外気温度と前記制御テーブルから、
目標とする冷媒流量を決定する。
【0116】ここで、所定の外気温度における冷蔵庫の
吸熱負荷は、ドア開閉負荷や食品投入の負荷を含まな
い、冷蔵庫本体12の断熱材13を通じて流入する熱量
を想定する方がより効率的な運転条件で制御できるので
望ましい。また、予め規定しておく冷媒流量は、所定の
吸熱負荷を運転率70〜80%で冷却できる程度に設定
すれば、比較的効率よくかつドア開閉負荷や食品投入等
の変動要因を運転率の増加である程度対応できる。ま
た、外気温度が10℃以下で極めて吸熱負荷が小さく、
冷却システムの低能力化が効率上好ましくない場合、運
転率が低くなるように冷媒流量を設定してもよい。
【0117】次に、目標とする冷媒流量となるように、
膨張機構16と膨張機構20の抵抗値および凝縮器4の
能力を調整する。このとき、膨張機構16あるいは膨張
機構20の入口の冷媒状態が過冷却0℃近傍になること
を想定して膨張機構16と膨張機構20の抵抗値を調整
するとともに、大きな乾き度を持たないように凝縮器4
の能力を調整することがサイクル効率上望ましい。
【0118】そして、目標とする冷媒流量において、第
一の蒸発器5と第二の蒸発器6が最大能力を示す蒸発温
度になるように圧縮機3の回転数を調整する。本実施の
形態では図8のA点とB点で示した状態で第一の蒸発器
5と第二の蒸発器6が動作する。ここで、冷蔵室1と冷
凍室2では吸熱負荷の外気温依存性がことなること、ま
た、第一の蒸発器5と第二の蒸発器6が最大能力大きく
違うことから、冷蔵室1と冷凍室2それぞれ独立に圧縮
機3の回転数を調整することが望ましい。
【0119】なお、ドア開閉負荷や食品投入等の吸熱負
荷の変動要因が予測を超えて、運転率が100%近くに
達した場合、前記制御テーブルで規定された冷媒循環量
の目標値を所定量増加させて、同様の制御を行えばよ
い。このとき、第一の蒸発器5あるいは第二の蒸発器6
と熱交換された出口空気温度の変動から、急激な吸熱負
荷の増加を検知して冷媒循環量の目標値を所定量増加さ
せてもよい。
【0120】この結果、通常の使用条件である外気温度
25℃における吸熱負荷量に合わせて設定された第一の
蒸発器5と第二の蒸発器6の蒸発温度、例えば−15℃
と−30℃で固定的に運転制御された冷却システムに比
べて、吸熱負荷に合わせて蒸発温度を変動させることに
より特に吸熱負荷が小さい時に理論効率を最大限に高め
ることができ、冷蔵庫の通年の消費電力量を削減するこ
とができる。また、吸熱負荷の外気温依存性が異なる冷
蔵室1と冷凍室2を独立に制御する切替システムを用い
た高断熱性能の冷蔵庫においては特に消費電力量を削減
する効果が大きい。
【0121】なお、本実施の形態においては、抵抗値が
任意に可変できる膨張機構16と膨張機構20を用いて
冷媒流量を制御したが、外気温度すなわち凝縮温度に対
して適切に冷媒流量が変化するキャピラリ等の一定の抵
抗を用いてもよいし、抵抗値の異なる複数のキャピラリ
を切り替えて冷媒流量を制御してもよい。
【0122】(実施の形態10)本発明による実施の形
態10について、図面を参照しながら説明する。なお、
実施の形態1及び実施の形態7と同一構成及び作用につ
いては、同一符号を付して詳細な説明を省略する。
【0123】図11は本発明の実施の形態10による冷
却サイクル及び冷蔵庫の概略図であり、図12は受液器
の断面図及び冷蔵庫システムの概略図である。
【0124】図11及び図12にて、41は凝縮器4と
流路切替弁9の間に設けられた受液器である。
【0125】以上のように構成された冷蔵庫について、
以下にその動作を説明する。
【0126】通常時における冷凍室2の冷却から冷蔵室
1の冷却に切り替わる時は第二の膨張機構20より絞り
量の小さい第一の膨張機構16のサイクルに移行する。
このとき、受液器41内に滞留していた液冷媒が冷蔵サ
イクル用液管15を通って第一の膨張機構に流れて冷媒
循環量が増加し、早期に所定の高冷媒循環量に安定す
る。
【0127】そして、電源投入時においては圧縮機3を
最高回転数で運転し、第二の膨張機構20の抵抗を第一
の膨張機構16の抵抗と同等程度になるように制御す
る。この結果、冷凍室2冷却時の冷媒流量を冷蔵室1冷
却時の冷媒流量と同程度まで増加させると共に、冷媒流
量に対応した熱交換能力を得る蒸発温度にすることで効
率良く急冷を行う。
【0128】以上のように、電源投入時等の過負荷時に
効率良く急冷を行うことができると共に、通常負荷にお
ける冷凍室2の冷却から冷蔵室1の冷却への切替時に、
冷蔵室1の冷却時の所定の高冷媒循環量に必要な冷媒が
受液器41から流れ、早期に所定の高冷媒循環量に安定
して圧縮機効率の良好である低圧縮比状態へ移行するの
で、圧縮機の消費電力が低減する。
【0129】
【発明の効果】以上説明したように本発明の請求項1に
記載の発明は、断熱箱体内に冷蔵領域と冷凍領域を備え
た冷蔵庫であって、前記冷蔵領域と前記冷凍領域にそれ
ぞれ蒸発器を有し、少なくとも前記冷蔵領域の蒸発器に
冷媒を流す冷媒回路と、前記冷凍領域の蒸発器に冷媒を
流す冷媒回路とを設けてこれら冷媒回路を切り替えて冷
却するものにおいて、冷蔵庫の標準的な冷却条件におけ
る安定運転時の前記冷凍領域の吸熱負荷量を前記冷蔵領
域の吸熱負荷量と同等以下にしたので、比較的冷凍能力
が低い冷凍領域の冷却運転時間を抑制することで、冷凍
能力が大きい冷蔵領域の冷却運転時間を維持することが
でき、たとえば15%以下の極端な低運転率になること
が防止できるので、冷蔵領域の温度制御が容易になると
ともに、圧縮機起動時の冷却ロスの割合を抑制し結果と
して効率的な運転が達成できる。
【0130】また、請求項2に記載の発明は、断熱箱体
の断熱壁は発泡断熱材で形成され、冷凍領域の前記断熱
壁には真空断熱材を配設したので、断熱壁を厚くせずに
有効内容積を確保するとともに、冷凍能力が大きい冷蔵
領域の冷却運転時間を維持することができる。
【0131】また、請求項3に記載の発明は、断熱箱体
の断熱壁は発泡断熱材で形成され、前記断熱壁には外箱
表面積の50〜80%の範囲で真空断熱材を配設したの
で、断熱壁を厚くせずに有効内容積を確保するととも
に、効果的に真空断熱材を配設することで高いコストパ
フォーマンスが得られる。
【0132】また、請求項4に記載の発明は、断熱箱体
内に冷蔵領域と冷凍領域を備えた冷蔵庫であって、前記
冷蔵領域に第一の蒸発器、前記冷凍領域に第二の蒸発器
を有し、圧縮機と、凝縮器と、流路切替弁と、冷蔵サイ
クル用液管と、前記第一の蒸発器と、前記冷蔵サイクル
用液管と熱交換する第一の吸入管とを閉ループで構成す
るとともに、前記冷蔵サイクル用液管と前記第一の膨張
機構と前記第一の蒸発器と前記第一の吸入管とに並列に
なるように冷凍サイクル用液管と、第二の膨張機構と、
前記第二の蒸発器と、前記冷凍サイクル用液管と熱交換
する第二の吸入管と、逆止弁とを接続し、前記流路切替
弁により冷媒の流れを切り替えることで前記冷蔵領域と
前記冷凍領域の冷却を互いに独立して行うものであり、
電源投入時は前記第二の膨張機構の抵抗を冷蔵庫の標準
的な冷却条件における安定運転時の抵抗より小さくする
ことを特徴とする冷蔵庫であるので、電源投入時等の過
負荷運転時に冷凍領域冷却時は冷蔵領域冷却時と同等の
高冷媒循環量として迅速に冷却状態に安定させることが
できる。
【0133】また、請求項5に記載の発明は、冷蔵サイ
クル用液管および冷凍サイクル用液管は内径が0.8m
m以上であることを特徴とするので、電源投入時等の過
負荷運転時に冷凍領域冷却時は冷蔵領域冷却時と同等の
高冷媒循環量して急冷却を促進するとともに、冷蔵サイ
クル用液管あるいは冷凍サイクル用液管に滞留する冷媒
の液量を少量に抑制して膨張機構の流量制御を安定して
行うことができる。
【0134】また、請求項6に記載の発明は、冷蔵サイ
クル用液管あるいは冷凍サイクル用液管は並行した複数
の液管で形成され、前記液管は内径が0.5mm以上で
あるので、吸入管と液管との熱交換長さを短くし、冷蔵
サイクル用液管あるいは冷凍サイクル用液管に滞留する
冷媒の液量を少量に抑制して膨張機構の流量制御を安定
して行うことができる。
【0135】また、請求項7に記載の発明は、第一の膨
張機構と第二の膨張機構は庫内空気と隔離された部分に
設置した膨張弁であるので、冷媒漏洩時に冷媒が室内へ
漏洩するのを抑制できる。
【0136】また、請求項8に記載の発明は、第一の膨
張機構あるいは第二の膨張機構を第一の吸入管あるいは
第二の吸入管と熱交換する複数のキャピラリで形成し、
冷蔵サイクル用液管あるいは冷凍サイクル用液管を複数
の前記キャピラリで代用し、複数のキャピラリの流路を
切り替えることで抵抗を変化させるので、冷蔵庫の標準
的な冷却条件における安定運転時において冷蔵領域冷却
時の高蒸発温度化と冷凍領域冷却用膨張機構の入口冷媒
乾き度の低下により省エネルギー化を維持しながら、電
源投入時に効率良く急冷ができることに加えて、液管を
小ボリュームであるキャピラリで代用することで冷媒封
入量が低減できる。
【0137】また、請求項9に記載の発明は、冷蔵領域
と冷凍領域を備えた冷蔵庫であって、圧縮機と、凝縮器
と、流路切替弁と、第一のキャピラリと、第二のキャピ
ラリと、第三の蒸発器と、前記第一のキャピラリ及び第
二のキャピラリと熱交換する第三の吸入管と、前記第三
の蒸発器と前記冷蔵領域内の空気を熱交換する第一の風
路と、前記第三の蒸発器と冷凍領域内の空気を熱交換す
る第二の風路とを備え、前記圧縮機と前記凝縮器と前記
流路切替弁と前記第一のキャピラリと前記第三の蒸発器
と前記第三の吸入管とを閉ループで構成すると共に、前
記第一のキャピラリと並列になるように前記第二のキャ
ピラリとを接続し、前記流路切替弁によりキャピラリへ
の冷媒の流れを切り替えることにより、前記第一の風路
と前記第二の風路を開く時は前記第一のキャピラリを使
用し、第二の風路のみを開く時は前記第二のキャピラリ
を使用して冷媒の流量を可変することを特徴とする冷蔵
庫であるので、電源投入時等の過負荷時において抵抗の
小さい第一のキャピラリで冷蔵領域と冷凍領域を同時に
冷却する冷却運転と冷凍領域のみを冷却する冷却運転を
交互に行うことで効率良く急冷が行えると共に、冷蔵領
域と冷凍領域を同時に冷却することで冷蔵庫の標準的な
冷却条件における安定運転時において冷蔵領域冷却時間
を長くして冷蔵領域内の温度変動を抑制できる。
【0138】また、請求項10に記載の発明は、圧縮機
は回転数可変型であり、第一の膨張機構と第二の膨張機
構は絞り量が変化可能であり、外気温度を検知する外気
温センサを有し、前記第一の膨張機構と第二の膨張機構
の絞り量は前記外気温センサが検知した外気温から算出
した負荷量に相当する必要冷媒流量が流通するように制
御され、前記圧縮機の回転数は前記必要冷媒流量から所
定蒸発温度になるように制御することを特徴とする請求
項4から9のいずれか一項記載の冷蔵庫であるので、電
源投入時等の過負荷時において効率良く急冷が行えると
共に、常に冷媒流量に対応した熱交換能力を得ることが
できる蒸発温度となり冷凍サイクルの最大能力を使用し
て効率良く冷却を行う。
【0139】また、請求項11に記載の発明は、凝縮器
と流路切替弁の間に受液器を設けた請求項4から10の
いずれか一項記載の冷蔵庫であるので、低冷媒循環量の
冷凍領域冷却から高冷媒循環量の冷蔵領域冷却に切り替
わる時の一時的な冷媒循環量不足を解消して早期に冷蔵
室冷却の高効率サイクルに移行できる。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明の実施の形態1における冷却サイクル及
び冷蔵庫の概略図
【図2】本発明の実施の形態2における冷却サイクル及
び冷蔵庫の概略図
【図3】本発明の実施の形態3における冷却サイクル及
び冷蔵庫の概略図
【図4】本発明の実施の形態4における冷却サイクルの
P−h線図
【図5】本発明の実施の形態5における冷却サイクル及
び冷蔵庫の概略図
【図6】本発明の実施の形態5における要部の斜視断面
【図7】本発明の実施の形態6における冷却サイクル及
び冷蔵庫の概略図
【図8】本発明の実施の形態7における冷却サイクル及
び冷蔵庫の概略図
【図9】本発明の実施の形態8における冷却サイクル及
び風路構成の概略図
【図10】本発明の実施の形態9における蒸発器の蒸発
温度と蒸発能力の特性図
【図11】本発明の実施の形態10における冷却サイク
ル及び冷蔵庫の概略図
【図12】本発明の実施の形態10における受液器の断
面図及び冷蔵庫システムの概略図
【図13】従来の冷蔵庫の冷却サイクル及び冷蔵庫の概
略図
【図14】従来の冷蔵庫の膨張機構の冷媒流量特性図
【符号の説明】
1 冷蔵室 2 冷凍室 3 圧縮機 4 凝縮器 5 第一の蒸発器 6 第二の蒸発器 7 第一のキャピラリ 8 第二のキャピラリ 9 流路切替弁 13 断熱材 14 逆止弁 15 冷蔵サイクル用液管 16 第一の膨張機構 17 第一の吸入管 19 冷凍サイクル用液管 20 第二の膨張機構 21 第二の吸入管 31 第三の蒸発器 32 第三の吸入管 40 真空断熱材 41 受液器
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き Fターム(参考) 3L045 AA02 CA03 DA02 EA01 HA02 HA07 JA11 JA15 LA07 NA16 3L102 MB29

Claims (11)

    【特許請求の範囲】
  1. 【請求項1】 断熱箱体内に冷蔵領域と冷凍領域を備え
    た冷蔵庫であって、前記冷蔵領域と前記冷凍領域にそれ
    ぞれ蒸発器を有し、少なくとも前記冷蔵領域の蒸発器に
    冷媒を流す冷媒回路と、前記冷凍領域の蒸発器に冷媒を
    流す冷媒回路とを設けてこれら冷媒回路を切り替えて冷
    却するものにおいて、冷蔵庫の標準的な冷却条件におけ
    る安定運転時の前記冷凍領域の吸熱負荷量を前記冷蔵領
    域の吸熱負荷量と同等以下にしたことを特徴とする冷蔵
    庫。
  2. 【請求項2】 断熱箱体の断熱壁は発泡断熱材で形成さ
    れ、冷凍領域の前記断熱壁には真空断熱材を配設したこ
    とを特徴とする請求項1に記載の冷蔵庫。
  3. 【請求項3】 断熱箱体の断熱壁は発泡断熱材で形成さ
    れ、前記断熱壁には外箱表面積の50〜80%の範囲で
    真空断熱材を配設したことを特徴とする請求項1に記載
    の冷蔵庫。
  4. 【請求項4】 断熱箱体内に冷蔵領域と冷凍領域を備え
    た冷蔵庫であって、前記冷蔵領域に第一の蒸発器、前記
    冷凍領域に第二の蒸発器を有し、圧縮機と、凝縮器と、
    流路切替弁と、冷蔵サイクル用液管と、前記第一の蒸発
    器と、前記冷蔵サイクル用液管と熱交換する第一の吸入
    管とを閉ループで構成するとともに、前記冷蔵サイクル
    用液管と前記第一の膨張機構と前記第一の蒸発器と前記
    第一の吸入管とに並列になるように冷凍サイクル用液管
    と、第二の膨張機構と、前記第二の蒸発器と、前記冷凍
    サイクル用液管と熱交換する第二の吸入管と、逆止弁と
    を接続し、前記流路切替弁により冷媒の流れを切り替え
    ることで前記冷蔵領域と前記冷凍領域の冷却を互いに独
    立して行うものであり、電源投入時は前記第二の膨張機
    構の抵抗を冷蔵庫の標準的な冷却条件における安定運転
    時の抵抗より小さくすることを特徴とする冷蔵庫。
  5. 【請求項5】 冷蔵サイクル用液管および冷凍サイクル
    用液管は内径が0.8mm以上であることを特徴とする
    請求項4に記載の冷蔵庫。
  6. 【請求項6】 冷蔵サイクル用液管あるいは冷凍サイク
    ル用液管は並行した複数の液管で形成され、前記液管は
    内径が0.5mm以上であることを特徴とする請求項4
    に記載の冷蔵庫。
  7. 【請求項7】 第一の膨張機構と第二の膨張機構は庫内
    空気と隔離された部分に設置した膨張弁であることを特
    徴とする請求項4から6のいずれか一項に記載の冷蔵
    庫。
  8. 【請求項8】 第一の膨張機構あるいは第二の膨張機構
    を第一の吸入管あるいは第二の吸入管と熱交換する複数
    のキャピラリで形成し、冷蔵サイクル用液管あるいは冷
    凍サイクル用液管を複数の前記キャピラリで代用し、複
    数のキャピラリの流路を切り替えることで抵抗を変化さ
    せることを特徴とする請求項4に記載の冷蔵庫。
  9. 【請求項9】 冷蔵領域と冷凍領域を備えた冷蔵庫であ
    って、圧縮機と、凝縮器と、流路切替弁と、第一のキャ
    ピラリと、第二のキャピラリと、第三の蒸発器と、前記
    第一のキャピラリ及び第二のキャピラリと熱交換する第
    三の吸入管と、前記第三の蒸発器と前記冷蔵領域内の空
    気を熱交換する第一の風路と、前記第三の蒸発器と冷凍
    領域内の空気を熱交換する第二の風路とを備え、前記圧
    縮機と前記凝縮器と前記流路切替弁と前記第一のキャピ
    ラリと前記第三の蒸発器と前記第三の吸入管とを閉ルー
    プで構成すると共に、前記第一のキャピラリと並列にな
    るように前記第二のキャピラリとを接続し、前記流路切
    替弁によりキャピラリへの冷媒の流れを切り替えること
    により、前記第一の風路と前記第二の風路を開く時は前
    記第一のキャピラリを使用し、第二の風路のみを開く時
    は前記第二のキャピラリを使用して冷媒の流量を可変す
    ることを特徴とする冷蔵庫。
  10. 【請求項10】 圧縮機は回転数可変型であり、第一の
    膨張機構と第二の膨張機構は絞り量が変化可能であり、
    外気温度を検知する外気温センサを有し、前記第一の膨
    張機構と第二の膨張機構の絞り量は前記外気温センサが
    検知した外気温から算出した負荷量に相当する必要冷媒
    流量が流通するように制御され、前記圧縮機の回転数は
    前記必要冷媒流量から所定蒸発温度になるように制御す
    ることを特徴とする請求項4から9のいずれか一項記載
    の冷蔵庫。
  11. 【請求項11】 凝縮器と流路切替弁の間に受液器を設
    けた請求項4から10のいずれか一項記載の冷蔵庫。
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