JP2019132496A

JP2019132496A - 冷蔵庫

Info

Publication number: JP2019132496A
Application number: JP2018014305A
Authority: JP
Inventors: 晴樹額賀; Haruki Nukaga; 良二河井; Ryoji Kawai; 智史小沼; Tomohito Konuma; 慎一郎岡留; Shinichiro Okadome; 大板倉; Masaru Itakura; 真申小川; Masanobu Ogawa
Original assignee: Hitachi Global Life Solutions Inc
Current assignee: Hitachi Global Life Solutions Inc
Priority date: 2018-01-31
Filing date: 2018-01-31
Publication date: 2019-08-08
Anticipated expiration: 2038-01-31
Also published as: JP7028661B2

Abstract

【課題】冷蔵室と冷凍室を別々の蒸発器で独立して冷却する高効率な冷蔵庫において、冷却ファンに起因する聴感の変化が小さく、流体騒音の小さい冷蔵庫を提供する。【解決手段】冷蔵室、冷凍室、野菜室と、圧縮機と、該圧縮機で圧縮され温度が上昇した冷媒の放熱を行なう放熱手段と、減圧手段とを備え、前記冷蔵室には、減圧されて低温となった冷媒が庫内空気と熱交換する第一蒸発器と、前記第一の蒸発器により生成された冷気を循環するための第一の送風機とを備え、前記冷凍室には、減圧されて低温となった冷媒が庫内空気と熱交換する第二蒸発器と、前記第二の蒸発器により生成された冷気を循環するための第二の送風機を備え、前記冷蔵室は最上段に備えられ、前記第一の送風機の形態は遠心ファンである。【選択図】図３

Description

本発明は、冷蔵庫に関するものである。

本技術分野の背景技術として、特開２０１４−４０９６７号公報（特許文献１）及び特開２００３−３２２４５１号公報（特許文献２）がある。

特許文献１には、本体である外郭が断熱箱体で構成されており、この断熱箱体の内部空間（すなわち庫内）は、上方から冷蔵室、冷凍室、野菜室を備え、冷凍室の背面側には、冷却器と、前記冷却器で生成した冷気を前記貯蔵室に供給する庫内ファン（送風手段）とを備えた冷蔵庫が開示されている（例えば特許文献１の図２参照）。

特許文献２には、本体である外郭が断熱箱体で構成されており、この断熱箱体の内部空間（すなわち庫内）は、上方から冷蔵室、冷却調理室、野菜室、冷凍室を備え、冷蔵室の背面側には、冷蔵室蒸発器と、前記冷蔵室蒸発器で生成した冷気を前記冷蔵室と前記冷却調理室に供給する冷蔵室ファンとを備え、また、冷凍室の背面側には、冷凍室蒸発器と、前記冷凍室蒸発器で生成した冷気を前記冷凍室に直接供給する冷凍室ファンを備え、野菜室は、冷凍室と冷蔵室との間の隔壁などを介して伝熱により間接的に冷却される冷蔵庫が開示されている（例えば特許文献２の図４参照）。

特開２０１４−４０９６７号公報

特開２００３−３２２４５１号公報

特許文献１記載の冷蔵庫では、１つの冷却器で複数の貯蔵室を冷却する構成となっている。このため、冷蔵室を冷却する際の冷却器の蒸発温度を高く設定しまうと冷凍室を暖めてしまうため、冷却器の蒸発温度を高く設定できない、言い換えると、圧縮器を低速で回すことができず、省エネルギー性能の低下が課題であった。

特許文献２記載の冷蔵庫では、冷蔵室と冷凍室に別々の蒸発器を備えている。そのため、冷蔵室を冷却する際の蒸発温度を低く設定していることから、圧縮機を高効率で運転して省エネルギー化を図ることができる。しかしながら、特許文献２記載の冷蔵庫では、最上段の貯蔵室である冷蔵室に冷蔵室ファンを備えている。一般的に、上下方向に複数の貯蔵室を備えた冷蔵庫では、最上段の貯蔵室が使用者（立位）の耳の高さに近くなる。このため、最上段の貯蔵室にファンを配設する際には、静粛性に十分配慮して、使用者に不快感を与えることを避けることが必要となる。しかしながら、特許文献２に記載の冷蔵庫では最上段の貯蔵室にファンを備えているが、静寂性に対する配慮が十分なされていなかったため、使用者に不快感を与えやすい、という課題があった。

上記課題を解決するために、例えば特許請求の範囲に記載の構成を採用する。本願は上記課題を解決する手段を複数含んでいるが、その一例を挙げるならば、冷蔵室、冷凍室、野菜室と、圧縮機と、該圧縮機で圧縮され温度が上昇した冷媒の放熱を行なう放熱手段と、減圧手段とを備え、前記冷蔵室には、減圧されて低温となった冷媒が庫内空気と熱交換する第一蒸発器と、前記第一の蒸発器により生成された冷気を循環するための第一の送風機とを備え、前記冷凍室には、減圧されて低温となった冷媒が庫内空気と熱交換する第二蒸発器と、前記第二の蒸発器により生成された冷気を循環するための第二の送風機を備え、前記冷蔵室は最上段に備えられ、前記第一の送風機の形態は遠心ファンであることを特徴とする。

本発明によれば、冷却ファンに起因する聴感の変化が小さく、流体騒音の小さい冷蔵庫を提供できる。

実施例１に係わる冷蔵庫の正面図図１のＡ−Ａ断面図図１のＢ−Ｂ断面図実施例１に係る冷蔵庫の冷凍サイクルの構成図実施例１に係る冷蔵庫の放熱手段の配置実施例１に係る冷蔵庫の蒸発器の構成図実施例１に係る冷凍室用送風機の斜視図（ａ）風路抵抗が小さい場合のプロペラファンの流れの形態を示す断面図、（ｂ）風路抵抗が大きい場合のプロペラファンの流れの形態を示す断面図送風機の空力特性と騒音レベルの関係を示すグラフ実施例１に係る冷蔵室用送風機の斜視図（ａ）シロッコファンの断面図、（ｂ）ターボファンの断面図騒音の透過率とドアの面積密度の関係を示すグラフ騒音の透過率と周波数の関係を示すグラフ（ａ）プロペラファンを鉛直に１つ実装した場合の比較例を示す断面図、（ｂ）プロペラファンの水平に１つ実装した場合の比較例を示す断面図、（ｃ）小径プロペラファンを水平に１つ実装した場合の比較例を示す断面図図１３（ｂ）と図１３(ｃ)のファン空力特性と抵抗曲線の関係を示した図図１３（ａ）と図１０のファン空力特性と抵抗曲線の関係を示した図実施例１に係るターボファンを鉛直に実装した場合の断面図図１２のＣ−Ｃ断面図実施例１に係る冷蔵庫の運転パターンの一例を示した図図３の冷蔵室の拡大図実施例１に係る冷蔵室の棚と送風路の関係を示した図２の要部拡大図実施例１に係る冷蔵室（ドアなし）の正面斜視図図２のＤ−Ｄ断面図実施例１に係る冷蔵室（ドア・貯水タンク・チルド室・周囲断熱壁なし）の正面斜視図実施例１に係る冷蔵庫（ドア・周囲断熱壁なし）の背面斜視図実施例２に係る図１のＡ−Ａ断面図実施例３に係る図１のＡ−Ａ断面図実施例３に係る騒音の透過率と周波数の関係を示すグラフ

以下、本発明の実施例について、適宜図面を参照しながら詳細に説明する。

本発明に係る冷蔵庫の実施例１を、図１から図２５を参照して説明する。
図１は実施例１に係わる冷蔵庫の正面図である。図１に示すように、本実施形態の冷蔵庫１は、上方から冷蔵室２、左右に併設された製氷室３と上段冷凍室４、下段冷凍室５、野菜室６の順番で構成されている。以下では、製氷室３、上段冷凍室４、下段冷凍室５は、まとめて冷凍室７と呼ぶ。冷蔵室２は左右に分割され、観音開きする回転式の冷蔵室ドア２ａ、ドア２ｂを備え、製氷室３、上段冷凍室４、下段冷凍室５、野菜室６は、それぞれ引き出し式のドア３ａ、ドア４ａ、ドア５ａ、ドア６ａを備えている。また、これら複数のドアの内部材料は主にウレタンで構成されている。ここで、ウレタンの平均密度ρは５０ｋｇ/ｍ^３、ドアの平均厚さは４０ｍｍである。

冷蔵室２の高さＨ１は冷凍室７の高さＨ２より大きい構成（Ｈ１＞Ｈ２）となっている。また、床から冷蔵室２のドア２ａ、ドア２ｂの下端までの距離をＨ５、製品高さをＨ６としたとき、Ｈ５は８００〜１２００ｍｍ、Ｈ６は１７００〜２１００ｍｍとなるように、それぞれＨ５＝９５０ｍｍ、Ｈ６＝１８２０ｍｍとしている。これにより、使用者が立った状態で冷蔵室を使えるため、使い勝手を向上している。

冷凍室７は、基本的に庫内を冷凍温度帯（０℃未満）の例えば平均的に−１８℃程度にした貯蔵室であり、冷蔵室２及び野菜室６は庫内を冷蔵温度帯（０℃以上）とし、例えば冷蔵室２は平均的に４℃程度、野菜室６は平均的に７℃程度にした貯蔵室である。貯蔵室のうち、冷凍室７を冷蔵室２と野菜室６の間に配置することで、冷凍室７と庫外とを隔てる断熱壁の面積を最小にできるため、庫外空気から冷蔵庫１への熱侵入量を少なくして、冷蔵庫１の省エネルギー性能を高めている。

図２は図１のＡ−Ａ断面図で、図３は図１のＢ−Ｂ断面図である。図に示すように、冷蔵庫１の庫外と庫内は、外箱１０ａと内箱１０ｂとの間に発泡断熱材（例えば発泡ウレタン）を充填して形成される、箱体１０によって隔てられている。箱体１０には発泡断熱材に加えて複数の真空断熱材１１（図３の点線）を、外箱１０ａと内箱１０ｂとの間に実装している。ここで、真空断熱材１１は、グラスウールやウレタン等の芯材を、外包材で包んで構成される。外包材はガスバリア性を確保するために金属層（例えばアルミニウム）を含むため、真空断熱材１１の外周側は外包材の熱伝導により熱が伝わりやすい。

冷蔵室２と、上段冷凍室４及び製氷室３は断熱仕切壁１２ａによって隔てられ、同様に下段冷凍室５と野菜室６は断熱仕切壁１２ｂによって隔てられている。また、製氷室３、上段冷凍室４、及び下段冷凍室５の各貯蔵室の前面側には、ドア３ａ、４ａ、５ａの隙間を介して庫内外の空気が流通しないよう、断熱仕切壁１２ｃを設けている。冷蔵室２のドア２ａ、２ｂの庫内側には複数のドアポケット１３と、複数の棚１４ａ、１４ｂ、１４ｃ、１４ｄを設け、複数の貯蔵スペースに区画されている。複数の棚１４ａ、１４ｂ、１４ｃ、１４ｄは、両側面の内箱１０ｂに設けられる複数の支持部（図示なし）により支持される。また、棚１４ａ、１４ｂ、１４ｃにはそれぞれ異なる高さに支持部が設けられているため、収納物に応じて棚１４ａ、１４ｂ、１４ｃの設置高さを調節できる。

冷凍室７及び野菜室６には、それぞれドア３ａ、４ａ、５ａ、６ａと一体に引き出される製氷室容器（図示なし）、上段冷凍室容器４ｂ、下段冷凍室容器５ｂ、野菜室容器６ｂを備えている。

断熱仕切壁１２ａの上方には、冷蔵室２の温度帯よりも低めに設定されたチルド室１５を備えている。チルド室１５は、例えば蒸発器１０５ａと送風機１１２ａの制御、及び断熱仕切壁１２ａ内に設けたヒータ（図示せず）により、冷蔵温度帯の例えば約０〜３℃にするモードと冷凍温度帯の例えば約−３〜０℃にするモードに切換えができる。

蒸発器１０５ａは、冷蔵室２用のクロスフィンチューブ式熱交換器であり、冷蔵室２の背面側に備えた蒸発器室１６ａ内に設けてある。蒸発器１０５ａと熱交換して低温になった空気は、蒸発器１０５ａより高い位置に設けた送風機１１２ａにより、ケーシング１７、吐出風路１８ａ、上方に向けて開口した吐出口１９ａを介して冷蔵室２に送風され、冷蔵室２内を冷却する。冷蔵室２に送風された空気は、戻り口２０ａから蒸発器１０５ａに戻る。

ここで、送風機１１２ａの形態はターボファンとしている。また、ケーシング１７の下部に開口部２１を備えている。これにより、吐出風路１８ａから流れてきた結露水が溜まることを抑制し、送風機１１２ａの動作不良を防いでいる。

蒸発器１０５ａの空気側の表面で成長した霜は、蒸発器１０５ａに冷媒を流さずに送風機１１２ａを動作させることで、ヒータなどの加熱源を用いずに除霜できる。また、蒸発器１０５ａの除霜運転時に冷蔵室２に送風される空気は０℃前後（霜の温度）であるため、除霜と同時に冷蔵室２を冷却できる。そのため、本実施例の形態は、ヒータなどの加熱源を用いた一般的な除霜に比べて消費電力が低く、かつ除霜運転時には圧縮機を運転することなく冷蔵室２を冷却できるため、除霜運転が頻繁に入る場合であっても冷蔵庫１の省エネルギー性能を損ないにくい構成となっている。

蒸発器１０５ａの下方にある樋２３ａの表面にはヒータ２４ａを設けている。ヒータ２４ａに通電することで、樋２３ａに溜まった水が凍結しても、氷を融解して排水できる。樋２３ａで発生した融解水は、排水管２５ａを介して圧縮機１００の上部に設けた蒸発皿２６に排出される。

蒸発器１０５ｂは、冷凍室７用のクロスフィンチューブ式熱交換器であり、冷凍室７の背面側に備えた蒸発器室１６ｂ内に設けてある。蒸発器１０５ｂと熱交換して低温になった空気は、蒸発器１０５ｂの上方に設けた送風機１１２ｂにより、吐出風路１８ｂ、吐出口１９ｂを介して冷凍室７に送風され、冷凍室７内を冷却する。冷凍室７に送風された空気は、蒸発器室１０５ｂの下方にある冷凍室戻り口２０ｂを通り、蒸発器１０５ｂに戻る。また、送風機１１２ｂの形態にはプロペラファンを用いている。

本実施例の冷蔵庫１では、野菜室６も蒸発器１０５ｂで低温にした空気を直接送風することで冷却する。蒸発器１０５ｂで低温になった蒸発器室１６ｂの空気は、送風機１１２ｂにより野菜室風路（図示せず）、野菜室ダンパ（図示せず）を介して野菜室６に送風され、野菜室６内を冷却する。野菜室６が低温の場合は、野菜室ダンパを閉じることで野菜室６の冷却を抑える。なお、野菜室６に送風された空気は断熱仕切壁１２ｂの下部前方に設けた戻り口２０ｃから戻り風路２２を介して蒸発器室１６ｂに戻る。

蒸発器１０５ｂの下方にはヒータ２４ｂを設けている。ヒータ２４ｂに通電することで、蒸発器１０５ｂの空気側の表面で成長した霜を溶かすことができるため、蒸発器１０５ｂの冷却性能の悪化を抑制できる。除霜時に発生した融解水は、蒸発器室１６ｂの下部に設けた樋２３ｂに落下し、排水管２５ｂを介して機械室１１４内の圧縮機１００の上部に設けた蒸発皿２６に排出される。

冷蔵庫１の上面に備えるカバー２７の内部には、庫外空気の温度、湿度を検知する温湿度センサ２８を設けている。冷蔵庫１の上方背面側には制御基板２９が配置されており、制御基板２９に記憶された制御手段に従って冷凍サイクル、及び送風系の制御が実施される。

図４は、実施例１に係る冷蔵庫の冷凍サイクルの構成図である。本実施例の冷蔵庫１は、冷媒を圧縮する圧縮機１００、放熱手段である庫外放熱器１０１と側面放熱配管１０２、前面放熱配管１０３、冷媒を減圧させるキャピラリチューブ１０４ａと１０４ｂ、吸熱手段である蒸発器１０５ａと１０５ｂ、液冷媒が圧縮機１００に流入するのを防止する気液分離器１０６ａと１０６ｂ、冷媒流路を制御する三方弁１０７、冷媒の逆流を防止する逆止弁１０８、冷凍サイクル中の水分を除去するドライヤ１０９、冷媒流路を接続する冷媒合流部１１０を備えており、これらを冷媒配管１１１により接続することで冷媒を循環し、冷凍サイクルを構成している。ここで、蒸発器１０５ａは送風機１１２ａにより空気を流し、また蒸発器１０５ｂは送風機１１２ｂにより空気を流して、冷蔵室２および冷凍室７の冷却を促進している。同様に、庫外放熱器１０１は送風機１１３により空気を流して冷蔵庫１の放熱を促進している。

圧縮機１００から吐出した冷媒は、庫外放熱器１０１、側面放熱配管１０２、前面放熱配管１０３、ドライヤ１０９の順に流れ、三方弁１０７に至る。三方弁１０７は流出口１０７ａと流出口１０７ｂを備え、三方弁１０７に流入する冷媒は、流出口１０７ａまたは流出口１０７ｂのどちらか一方に流れる。

流出口１０７ａに冷媒が流れる冷蔵モードでは、冷媒はキャピラリチューブ１０４ａ、蒸発器１０５ａ、気液分離器１０６ａ、冷媒合流部１１０の順に流れた後、圧縮機１００に戻る。キャピラリチューブ１０４ａで低圧低温になった冷媒が蒸発器１０５ａを流れ、蒸発器１０５ａと冷蔵室２内の空気とが熱交換し、冷蔵室２の収納物を冷却する。

流出口１０７ｂに冷媒が流れる冷凍モードでは、冷媒はキャピラリチューブ１０４ｂ、蒸発器１０５ｂ、気液分離器１０６ｂ、逆止弁１０８、冷媒合流部１１０の順に流れた後、圧縮機１００に戻る。ここで逆止弁１０８は、冷媒が冷媒合流部１１０から気液分離器１０６ｂ側へ流れないように配設している。キャピラリチューブ１０４ｂで低圧低温になった冷媒が蒸発器１０５ｂを流れ、蒸発器１０５ｂと冷凍室内の空気とが熱交換し、冷凍室７の収納物を冷却する。

図５は実施例１に係る冷蔵庫の放熱手段の配置である。庫外放熱器１０１（図示なし）は、機械室１１４に配置したフィンチューブ式の熱交換器で、側面放熱配管１０２は冷蔵庫１の側壁面に沿って配置した放熱パイプで、前面放熱配管１０３は冷蔵庫１の断熱仕切壁１２ａ、１２ｂ、１２ｃ（図２参照）の前縁内側に配置した放熱パイプである。また、側面放熱配管１０２は冷蔵庫１の箱体１０内の外箱１０ａ側に埋設している。前面放熱配管１０３は各貯蔵室を分割する断熱仕切り壁１２ａ、１２ｂ、１２ｃ（図２参照）といった、冷蔵庫１の前方側に埋設されている。また、前面放熱配管１０３は、放熱をするだけでなく、断熱仕切壁１２ａ、１２ｂ、１２ｃの結露防止の役割もある。

図６は実施例１に係る冷蔵庫の蒸発器の構成図であり、図６（ａ）は冷蔵用蒸発器の構成図、図６（ｂ）は冷凍用蒸発器の構成図を示している。図６に示すように、蒸発器１０５ａおよび蒸発器１０５ｂは、クロスフィンチューブ式熱交換器であり、複数枚のアルミニウム製のフィン１１５を、複数回に曲げられた伝熱管１１６が貫くように構成されている。本実施例では、蒸発器１０５ａのフィンの平均積層間隔Ｐｆ１と蒸発器１０５ｂのフィンの平均積層間隔Ｐｆ２の関係はＰｆ１≦Ｐｆ２となるように構成し、さらに、蒸発器１０５ａの高さＨ３と蒸発器１０５ｂの高さＨ４の関係はＨ３≦Ｈ４となるように構成し、蒸発器１０５ａの幅Ｗ１と蒸発器１０５ｂの幅Ｗ２の関係はＷ１≦Ｗ２となるように構成している。これにより、蒸発器１０５ｂは伝熱面積を確保しながら霜成長による空気側の流れの閉塞を抑制でき、ヒータ２４ｂの通電回数を少なくなることで冷蔵庫１の省エネルギー性能を向上している。一方で、ヒータを用いずに除霜できる蒸発器１０５ａは、伝熱面積を確保しながら小型化することができるため、省エネルギー性能を損なわずに冷蔵室２の内容積を増大している。

本実施例ではＰｆ１を３ｍｍとし、Ｐｆ２を５ｍｍとしているが、本実施例で使用した寸法以外の場合でも、Ｐｆ１≦Ｐｆ２の関係が成り立てば同様な効果を得ることができる。

図７は実施例１に係る冷凍室用送風機の斜視図である。本実施例では送風機１１２ｂの翼枚数は３枚、翼直径は１１０ｍｍであり、庫内に食品が少なく、蒸発器１０６ｂの霜成長の少ない通常状態では約１１００〜１６００ｍｉｎ^-１の回転速度で動作させている。送風機１１２ｂを動作させることで、ファンの吸込側から吹出側に向かって軸方向に送風される。

図２に示すように、冷凍室７は冷蔵室２に比べ上下方向の距離が短く（Ｈ１＞Ｈ２）、さらに冷凍室７に備える蒸発器１０５ｂは冷蔵室２に備える蒸発器１０５ａに比べ上下方向の距離が長く（Ｈ４＞Ｈ３）構成されるため、蒸発器から吐出口までの経路が短い。そのため、ファンから吐出さる空気は、冷凍室７の前面側に向かって吐出される。このような前面吹き出しの送風路では、ファンの実装形態としては吸込と吹出の方向が同一であるプロペラファンを用いることで吐出風路１８ｂおよび吐出口１９ｂの配置が簡単化でき、冷凍室７の風路抵抗が低減されることで風量を増大できる。

また、本実施例のように、プロペラファンのうち翼間ピッチが広い（翼枚数が少ない）形態を用いることで、冷凍室７のように常時マイナス温度帯での使用においても、送風機１１２ｂでの霜成長により発生する冷蔵庫１の動作不良が起きにくくなる。

本実施例では最上段の貯蔵室（冷蔵室）に送風機１１２ａを搭載している。。一般に冷蔵庫では特許文献に示されているようにプロペラファンが用いられている。プロペラファンは風路抵抗が変動した場合に騒音や聴感が変わりやすい特性を有している。そのため、冷蔵庫前方の使用者（立位）の耳の高さに近い音源となる送風機１１２ａが、使用者に不快感を与えることがあった。上記の課題を解決するために、本実施例では１１２ａの形態をターボファンとしたが、その理由を図８から図１１を用いて説明する。

図８（ａ）は風路抵抗が小さい場合のプロペラファンの流れの形態を示す断面図、図８（ｂ）は風路抵抗が大きい場合のプロペラファンの流れの形態を示す断面図である。本実施例は、風路が冷蔵室２で独立しているため、風路距離が短いことから抵抗を小さく抑えやすい形態となっている。そのため、庫内に食品が少なく、蒸発器での霜成長が少ない通常状態では、風路抵抗は比較的小さく、プロペラファンの流れは図８（ａ）に示すように軸流となることが多い。一方で、庫内に食品が多く、蒸発器で霜成長が多い高負荷状態では、送風路の抵抗は比較的大きく、プロペラファンの流れは図８（ｂ）に示すように遠心となることが多い。

図９は送風機の空力特性と騒音レベルの関係を示すグラフである。図に示すように、庫内に食品が少なく、蒸発器での霜成長が少ない通常状態では、比較的風量が多く、騒音レベルは小さくなる。一方で、庫内に食品が多く、蒸発器で霜成長が多い高負荷状態においては、比較的風量は少なく、騒音レベルは大きくなる。

以上のようなプロペラファンの特性から、騒音や聴感に変化が生じることで使用者に不快感を与えやすいことが課題であった。

図１０は実施例１に係る冷蔵室用送風機の斜視図である。本実施例における冷蔵室２用の送風機１１２ａの実施形態には、ターボファンを用いている。図に示すように、ターボファンを動作させると、ターボファンの軸方向から風を吸込み、遠心力により外周側に運ばれて、外周側から全周に送風される。

ターボファンは、プロペラファンと比較して高静圧（風路抵抗が大きい）時に風量を増大させやすい特性、言い換えると、高静圧時に動作風量の低下や騒音の増大が少ない特性を持っている。くわえて、動作風量の変動によって流れの形態が大きく変わらないため、動作風量によって聴感の変化が小さい。

そのため、冷蔵室２内に食品が投入されて風路が狭まることによる抵抗の増大、あるいは蒸発器１０５ａで霜が成長することによる抵抗の増大時においても、送風機１１２ａの騒音の増大や聴感の変化が起き難くなり、冷蔵庫前方（扉側）の使用者（立位）の耳の高さに近い位置に送風機１１２ａを備えた場合であっても、使用者に不快感を与えにくくすることができる。

本実施例では送風機１１２ａの形態をターボファンとしたが、シロッコファンを用いた場合でも、動作点変動時に流れの形態が変わりにくいため、ターボファンと同様に聴感変化を抑えることができる。一方で、ファンから発生する騒音の絶対値に注目すると、ターボファンのほうが小さくなる。

図１１は（ａ）はシロッコファンの断面図、図１１（ｂ）はターボファンの断面図である。図１１（ａ）に示すように、シロッコファンは流れの向きに対して前向きに翼が配列されている。前記翼の特性から、流れの向きの転向が小さいために吹出風速はターボファンに比べて高く、騒音が増大しやすい（同一回転数、同一ファン径比較）。一方で、図１１（ｂ）に示すように、ターボファンは、吹出流れの向きに対して後ろ向きに翼が配列されている。前記の翼の特性から、流れの向きの転向が大きいために吹出風速はシロッコファンに比べて低く、騒音が小さくなりやすい。そのため、送風機１１２ａの形態をターボファンとすることで、風路抵抗の変動に伴う聴感の変化が生じた場合でも、使用者が気づきにくくなり、より使用者に不快感を与えにくくすることができる。

図１２は騒音の透過率とドアの面積密度にの関係を示すグラフである。送風機１１２ａの形態だけでなく、ドアの面積密度を適正化することでも、騒音の絶対値をさらに低減できる。ドアを通過して聴こえる透過音Ｌｔは、式（１）〜（２）によって求めることができる。

ここで、fは騒音の代表周波数、Ｍはドアの面積密度、ρはドアの平均密度、ｔはドア厚さ、Ｌｉは入射音である。

図は、入射音（音源）を２０ｄＢ、騒音の代表周波数２６７Ｈｚとし、縦軸を入射音Ｌｉに対する透過音Ｌｔの比（透過率＝Ｌｔ／Ｌi×１００％）で、横軸をドアの面積密度で表した結果である。騒音の代表周波数は、使用者に不快感を与えやすい騒音レベルである、送風機１１２ａの最大回転数におけるファン単体のピーク周波数としている。また、本実施例ではドアはウレタン単相としているが、複層の場合は、各層の値を合計した値とする。具体的には、ウレタンの表面に鋼板や樹脂材料が備わっている場合は、それらについても考慮して算出する。

図より、使用者の近くに音源がある場合でも、冷蔵室２のドア（ドア２ａ、ドア２ｂ）の面積密度を１．５ｋｇ／ｍ^２以上とすることで流体音を約半減できる。これにより、使用者に騒音や聴感の変化を感じにくくさせることができる。

本実施例では代表周波数を２６７Ｈｚとしたが、ファンの形態と最大回転数によっては代表周波数が異なっても構わない。また、使用するファンの代表周波数において、本実施例と同等程度の遮音効果が得られれば、必ずしも面積密度１．５ｋｇ／ｍ^２以上でなくても良く、式（３）の関係を満足していれば良い。

本実施例では、２つの送風機１１２ａ、１１２ｂの形態を異なるものにしている。これにより、ファンの翼枚数と回転数に起因する騒音のピーク周波数帯を大きくずらすことができるため、冷蔵室２から発生する騒音の急激な増加や、聴感の悪化を防ぐことができる。

本実施例では、ターボファンの翼枚数Ｚ１と動作回転数Ｎ１に起因する騒音（Ｚ１×Ｎ１）は１８３〜２６７ｓ^-１で発生し、プロペラファンの翼枚数Ｚ２と動作回転数Ｎ２に起因する騒音（Ｚ２×Ｎ２）は周波数５５〜８０ｓ^-１で発生する。そのため、これら２つのピーク周波数帯が異なるＮ１×Ｚ１≠Ｎ２×Ｚ２の関係が成り立つため、幅広い周波数帯に分布する流体音の低減だけでなく、ピーク周波数帯の騒音の急激な増加を防止できる。これにより、騒音特性（聴感）に変化が生じた場合であっても、使用者がより気づきにくくなる。

さらに、ＮＺ音の倍数の騒音（２ＮＺ音）はターボファンで３６７〜５３３ｓ^-１となり、プロペラファンで１１０〜１６０ｓ^-１となる。そのため、１ＮＺ音に加えて２ＮＺ音の発生範囲も含めた場合においても、２つの送風機１１２ａ、１１２ｂから発生するピーク周波数帯が異なるため、より騒音の急激な増加を防止できる。なお、本実施例ではターボファン及びプロペラファンの上記周波数帯は、通常運転時における一定時間以上の平均値を用いて比較したものであり、瞬間的にピーク周波数帯が一致することを妨げるものではない。

また、本実施例では、Ｎ１×Ｚ１＞Ｎ２×Ｚ２の関係が成り立つように送風機の形態を構成している。送風機１１２ｂに対して送風機１１２ａ
のピーク周波数を高めることで、冷蔵室２のドア（ドア２ａ、ドア２ｂ）を透過して聴こえる騒音を、冷凍室のドア（ドア３ａ、ドア４ａ、ドア５ａ）を透過して聴こえる騒音よりも小さくできる。この理由については図１３を用いて説明する。

図１３は騒音の透過率と周波数の関係を示すグラフである。図は、入射音（音源）を２０ｄＢとした計算結果であり、縦軸を入射音Ｌｉに対する透過音Ｌｔの比（透過率＝Ｌｔ/Ｌi×１００％）で、横軸を周波数で表している。図より、プロペラファンの１ＮＺの範囲における透過率は約１００％であるのに対して、ターボファンの１ＮＺの範囲における透過率は４９〜６６％となる。そのため、冷蔵室２の送風機１１２ａの形態にターボファンを選定することで、冷蔵室２から発生するピーク周波数帯の騒音が小さい冷蔵庫を提供できる。ここで、本実施例では冷蔵室２のドア（ドア２ａ、ドア２ｂ）の厚さを４０ｍｍ、平均密度を５０ｋｇ/ｍ^３としているが、これらの値が異なる場合においても同様な効果が得られる。

以上のように、本実施例によれば、冷蔵室２の送風機１１２ａの形態にターボファンを選定することで、冷蔵室２から発生する聴感の変化が小さく、流体騒音の小さい冷蔵庫を提供できる。

本実施例では、騒音の低減に加えて、送風性能の向上と、送風機の不良低減、冷蔵室２の内容積の増加、といった複数の観点からも送風機１１２ａの形態としてターボファンを選定している。以下、図１４〜図２５を用いてターボファンを用いる理由をプロペラファン、シロッコファンと比較して詳細に説明する。

図１４（ａ）はプロペラファンを鉛直に１つ実装した場合の比較例を示す断面図、図１４（ｂ）はプロペラファンを水平に１つ実装した場合の比較例を示す断面図、図１４（ｃ）は小径プロペラファンを水平に１つ実装した場合の比較例を示す断面図である。

図１４（ａ）から（ｃ）に示すように、冷蔵室用の送風機としては、一般にプロペラファンが用いられてきた。

図１４（ａ）のように、送風機１１２ａとしてプロペラファンを略鉛直に配置した形態では、流れの向きを転向するためのスペースが、プロペラファンの前面側と背面側に必要となる。そのため、蒸発器１０５ａの奥行き寸法３１より送風機１１２ａ周辺の送風路の奥行き寸法３０が大きくなり、冷蔵室２の内容積が減少しやすい。

図１４（ｂ）のように送風機１１２ａとしてプロペラファンを略水平に配置した形態では、流れの向きに対して障害物がないため送風効率を損なわずに動作できるが、送風機１１２ａ周辺の送風路の奥行き寸法３０は送風機１１２ａの直径相当が必要となる。そのため、蒸発器１０５ａの奥行き寸法３１より送風機１１２ａ周辺の送風路の奥行き寸法３０が大きくなり、冷蔵室２の内容積が減少しやすい。

図１４（ｃ）のように、送風機１１２ａとしてプロペラファンの直径Ｄを小さくした場合においては内容積の減少を抑えることはできるが、風量が少なくなり、省エネルギー性能が低下する。そこで、図１４（ｃ）の形態で、送風機１１２ａとしてプロペラファンを冷蔵庫１の左右方向で並列に複数個（例えば２つ）、略水平に配置した場合は、送風機１１２ａ周辺の送風路の奥行き寸法３０を蒸発器１０５ａの奥行き寸法３１に近づけて十分な風量を確保することができる。しかしながら、送風機１１２ａを並列に配置しているので、蒸発器１０５ａの表面に霜が成長して抵抗が増大した場合においては、風量が減少しやすいため、省エネルギー性能が低下してしまうおそれがある。図１５を用いて理由を説明する。

図１５は、図１４（ｂ）と図１４(ｃ)のファン空力特性と抵抗曲線の関係を示した図である。実線は図１４（ｂ）の形態を、点線は図１４（ｃ）の形態でプロペラファンが１つの場合を、一点鎖線は図１４（ｃ）の形態でプロペラファンを並列に２つ配置した場合を示している。また、ここでは特性を理解し易くするために、いずれもファンの回転数は同一な場合を示しており、それぞれの動作点を黒丸で示している。

図１５（ａ）に示すように、蒸発器に霜が付着していない通常運転時においては、低静圧高風量の条件となるため、抵抗曲線は図のように緩やかな曲線を描く。図１４（ｂ）の形態（実線）に対して、図１４（ｃ）のようにファン径を小さくすると（点線）、風量および静圧が低下する。さらに図１４（ｃ）の形態でプロペラファンを２つ備えると（一点鎖線）、１つの場合に対して、静圧０の風量が２倍となる。そのため、図１４（ｂ）の形態と図１４（ｃ）の形態（プロペラファンを２つ）を、同等風量で動作させることができる。

図１５（ｂ）に示すように、蒸発器の表面に霜が成長した場合においては、高静圧低風量の条件となるため、抵抗曲線は図のように急な曲線を描く。そのため、図１４（ｂ）の形態に対して、図１４（ｃ）の形態（プロペラファンが２つ）は風量が減少して、冷蔵庫１の省エネルギー性能が低下してしまう。

以上のようにプロペラファンを搭載した従来例では、省エネルギー性能を確保しながら冷蔵室２の内容積を拡大することが課題であり、プロペラファンの直径と個数を工夫した場合においても、高静圧低風量条件で風量が減少しやすいことが課題であった。

図１６は、同一翼直径、同一回転数のプロペラファンとターボファンの空力特性と抵抗曲線の関係を示した図である。図１６（ａ）に示すように、蒸発器１０５ａに霜が付着の少ない通常状態においては、ターボファンを実装した場合とプロペラファンを実装した場合で同等の風量を確保することができる。図１６（ｂ）に示すように、蒸発器１０５ａの表面に霜が成長した状態においては、本実施例のようにターボファンを実装することで、プロペラファンを実装した場合より風量を増大させることができる。本実施例においては、前記したように蒸発器１０５ａの除霜時にも送風機１１２ａを動作させるため、除霜運転の効率向上により、冷蔵庫１の省エネルギー性能を高めることもできる。

また、本実施例のように、軸方向に吸込んだ流れを径方向に吹出す特性を有する送風機の形態としては、本実施例に用いたターボファンの他に、シロッコファンがある。一般的に、これらの形態のうちターボファンは翼枚数が少ない。翼枚数が少ないターボファンを用いることで、翼間での霜の成長による空気側の流れの閉塞が起きにくくなる。

このように、本実施例によれば、冷凍室７の送風機１１２ｂの形態にプロペラファンを、冷蔵室２の送風機１１２ａの形態にターボファンを選定することで、冷蔵庫１の内容積の増加と高い省エネルギー性能とを両立できる。

図１７は実施例１に係るターボファンを鉛直に実装した場合の断面図である。図１７に示すように、本実施例の冷蔵庫では、送風機１１２ａとしてターボファンを略鉛直に配置している。また、送風機１１２ａの前面側端部は、蒸発器１０５ａの前面側端部よりも背面側に位置する。そして、送風機１１２ａの鉛直投影と蒸発器１０５ａの鉛直投影とは少なくとも一部が重なっており、本実施例では、送風機１１２ａの鉛直投影は蒸発器１０５ａの鉛直投影内に含まれる配置となっている。

本実施例ではターボファンの翼を１０枚で、翼直径を１００ｍｍで構成し、通常運転時には約１１００〜１６００min^-１の回転速度で動作させている。ターボファンは軸方向に吸込んだ流れを径方向に吹出す特性を有するため、送風機１１２ａと冷蔵庫２の背面との間に広いスペースが不要となる。これにより、送風効率を損なわずに送風機１１２ａを配置した部分（送風機１１２ａ周辺）の送風路の奥行き寸法３０を蒸発器１０５ａの奥行き寸法３１と同等にすることができるため、内容積の増加に寄与することができる。ここでの「同等」とは、送風機１１２ａに対して正面側に対向する仕切り４０の背面側から内箱１０ｂの正面側までの距離（送風機１１２ａ周辺の送風路の奥行き寸法３０）が、蒸発器１０５ａの奥行寸法３１に対して、±２０％以内、望ましくは±１０％以内のことを指す。なお、仕切り４０が鉛直方向に真っ直ぐでない場合、送風路の奥行き寸法３０は、送風機１１２ａの上端から下端までの高さ範囲における平均とする。

また、本実施例では、蒸発器１０５aの上方に送風機１１２ａとケーシング１７を備えているため、冷蔵室２の上方より下方側の温度が低く構成されている。したがって、ファン停止時には、自然対流により上方から下方側に空気が流れるため、送風機１１２ａおよびケーシング１７には、蒸発器１０５ａ周辺のマイナス温度帯の冷たい空気が流れにくく、ターボファンおよびケーシングに付着した結露水が凍結、また着霜や霜成長といった現象が起き難い。そのため、再度ファンを可動させた場合においても、着霜や凍結による動作不良が発生しにくくなる。さらには、蒸発器１０５aで上方に向かって成長した霜は、ケーシング１７で塞き止められるため、送風機１１２aに霜が接触することによる動作不良が起きにくくなる。

図１７に示すように、ケーシング１７の下面１７ａには開口部２１を備えている。また、開口部２１がケーシング１７の最下部となるように、傾斜角α（本実施例では傾斜角度１゜）の傾斜を備えている。このように、ケーシング１７の最下部に開口部２１を備えることで、ケーシング内に溜まった結露水を排水できる。また、ケーシングの下面１７ａの傾斜をつけることで排水性能が向上する。

また、開口部２１から蒸発器室１６ａに至る連通流路３３には、流れを曲げることにより風路抵抗を増加させる転向壁２１ａ（風路抵抗付加手段）が備えられている。送風機１１２ａ駆動時には開口部２１からは空気が漏出する。そのため、流入口１７ｂから吸い込まれ、送風機１１２ａにより昇圧された空気の一部は、吐出風路１８ａに向かわずに、開口部２１から連通流路３３を経て蒸発器室１６ａに流れ、再び流入口１７ｂに戻り、昇圧される（図１７中に点線で示す流れ）。この流れにより、冷蔵室２を循環する風量が少なくなり、省エネルギー性能が低下する。

本実施例の冷蔵庫は、図１７に示すように、連通流路３３の抵抗を高めるために、風路抵抗付加手段として転向壁２１aを備えている。このような風路抵抗付加手段を備えることで、開口部２１を介して吐出する空気の風量が少なくなり、省エネルギー性能の低下を抑えることができる。なお、風路抵抗付加手段は、壁面に開口部２１を設けて直接蒸発器室１６ａに流出された場合に比べて、風路抵抗が大きくなれば別の手段であってもよい。たとえば、連通流路３３の距離を長くとることによって風路抵抗を大きくすることもできるが、本実施例の冷蔵庫のように、転向壁２１ａにより流れを曲げることにより風路抵抗を増加させることで、連通流路３３を比較的短く形成することにより、連通流路３３内の凍結リスクを軽減できる。

また、連通流路３３の前面側は転向壁２１ａの一部が設けられており、流入口１７ｂに向けて前方に吐出することを妨げる指向性流路としている。これにより、蒸発器室１６ａに吐出した空気が流入口１７ｂに至るまでの抵抗が増加し、流入口１７ｂに吸い込まれ難くなるので、開口部２１を介して吐出する空気の風量が少なくなり、省エネルギー性能の低下を抑えることができる。

図１８は図１７のＣ−Ｃ断面図である。送風機１１２ａはケーシング１７の中に備えられている。送風機１１２ａを時計回り（図１８中の実線矢印の方向）で回転させることでと、空気は吐出風路１８ａに向って図１８中に点線矢印で示すように流れる。また、一部の空気は開口部２１を通り蒸発器室１６ａに流出する。開口部２１の下方の連通流路３３は、転向壁２１ａによって図１８における右方向に指向させて吐出する指向性流路としている。これにより開口部２１から吐出される空気は、送風機１１２ａの回転方向に形成される周流の向きが略１８０度転向して吐出されるため、連通流路３３の風路抵抗が増大し、開口部２１から漏出する空気流れが低減されることで、省エネルギー性能の低下を抑えることができる。

また、図１８に示すように、ケーシング１７は、吐出風路１８ａの送風機１１２ａ側の側面壁下端に、渦巻き状の拡大流路の起点となる舌部１７ｃを備えている。ファンの翼幅をLfとし、舌部１７cからファンを挟んでケーシング１７の右方向端部までの幅をLkとしたとき、Lkの範囲にLfが収まるように構成している。これにより、吐出風路１８ａや吐出口１９ａ（図２に記載）で発生した結露水が、重力により流下して舌部１７ｃの下方から滴下した際に、送風機１１２ａの翼に付着することを防ぐことができる。すなわち翼間の氷結による送風性能低下や、成長した氷がケーシング１７と接触することによる異音の発生などが起き難い信頼性が高い冷蔵庫となる。

また、蒸発器１０５ａのフィンの平均積層間隔Ｐｆ１（本実施例では３ｍｍ、図６記載）よりも、開口部２１から蒸発器室１６ａに至る連通流路３３の最小幅６０（本実施例では約６ｍｍ）と、送風機１１２ａの翼間の最小幅６１（本実施例では約６ｍｍ）とが大きくなるように構成している。上記のような寸法関係で冷蔵室２を構成することで、霜が成長した際には、蒸発器１０５ａのフィン間が最も閉塞し易くなる。したがって蒸発器１０５ａのフィン間の閉塞を回避するように除霜運転を行うことで、幅寸法が相対的に大きい連通流路３３や翼間の閉塞が生じ難くなり信頼性が高い冷蔵庫となる。

図１９は実施例１に係る冷蔵庫の運転パターンの一例である。ここでは外気が比較的高温（例えば３２℃）で、低湿でない（例えば６０％ＲＨ）場合を表している。時刻ｔ_０は冷蔵室２を冷却する冷蔵運転を開始した時刻である。冷蔵運転では、三方弁１０７を流出口１０７ａ側にし、圧縮機１００を駆動させて蒸発器１０５ａに冷媒を流して、蒸発器１０５ａを低温にする。この状態で送風機１１２ａを運転することで、蒸発器１０５ａを通過して低温になった空気により冷蔵室２を冷却する。ここで、冷蔵運転中の蒸発器１０５ａの温度は、後述する冷凍運転中の蒸発器１０５ｂよりも高くしている。一般に蒸発器の温度が高い方が、ＣＯＰ（圧縮機１００の入力に対する冷却する熱量の割合）が高く、省エネルギー性能が高い。従って、蒸発器１０５ｂの温度を低温（例えば−２５℃）にする必要がある冷凍室７に比べ、蒸発器１０５ａの温度を高めて（例えば−６℃として）省エネルギー性能を高めている。なお、本実施例の冷蔵庫１では、冷蔵運転中の蒸発器１０５ａ温度が、冷凍運転中の蒸発器１０５ｂより高くなるよう、冷蔵運転中の圧縮機２４の回転速度を冷凍運転中よりも低速にしている。

冷蔵運転により冷蔵室２が冷却され、冷蔵室温度がＴ_Ｒｏｆｆまで低下する（時刻ｔ_１）と、冷蔵運転から冷媒回収運転に切換える。冷媒回収運転では三方弁１０７を全閉状態で圧縮機１００を駆動させ、蒸発器１０５ａ内の冷媒を回収する。これにより、次の冷凍運転での冷媒不足を抑制する。なお、この際送風機１１２ａを駆動させており、これにより蒸発器１０５ａ内の残留冷媒を冷蔵室２の冷却に活用できるとともに、蒸発器１０５ａ内の冷媒が蒸発して圧縮機１００へ到達しやすくなるため、比較的短い時間で多くの冷媒を回収することで冷却効率を高めることができる。

冷媒回収運転が終わると（時刻ｔ_２）、冷凍室７を冷却する冷凍運転に切換える。冷凍運転では、三方弁１０７を流出口１０７ｂ側にし、蒸発器１０５ｂに冷媒を流して、蒸発器１０５ｂを低温にする。この状態で送風機１１２ｂを運転することで、蒸発器１０５ｂを通過して低温になった空気により冷凍室７を冷却する。この冷凍運転を冷凍室温度がＴ_Ｆｏｆｆになる（時刻ｔ_５）まで行う。また、冷凍運転中に野菜室ダンパ（図示せず）も開け、野菜室温度がＴ_Ｒｏｆｆになる（時刻ｔ_３）まで野菜室６を冷却する。

さらに、本実施例の冷蔵庫１では、この冷凍運転中に蒸発器１０５ａの除霜運転を行う。蒸発器１０５ａの除霜運転は、送風機１１２ａを駆動させることで行う。冷凍運転中は蒸発器１０５aに冷媒が流れないようにしているため、冷蔵室２の空気が蒸発器１０５ａを通過すると、蒸発器１０５ａよりも温度の高い冷蔵室２との熱交換により蒸発器１０５ａ及び蒸発器１０５ａに付着した霜は加熱される。蒸発器１０５ａの除霜はこの加熱により行われる。なお、蒸発器１０５ａ及び蒸発器１０５ａに付着した霜により空気は冷却され、この空気が送風機１１２ａにより冷蔵室２に送風されるため、冷蔵室２を冷却できる。従って、ヒータを用いることなく蒸発器１０５ａに付着した霜を融解することができ、加えて冷蔵室２の冷却も行えるため、本実施例の蒸発器１０５ａの除霜運転は、省エネルギー性能が高い除霜運転である。

また、この除霜運転により、蒸発器１０５ａに加えて、ケーシング１７や送風機１１２ａで成長した霜や氷も同様に融解することができる。この除霜運転は蒸発器１０５ａの温度がＴ_ＤＲ（本実施例の冷蔵庫ではＴ_ＤＲ＝３℃）になる（時刻ｔ_４）まで行われる。

蒸発器１０５ａの除霜運転及び冷凍運転の何れも終了条件が満足すると（時刻ｔ_５）、再び三方弁１０７を全閉状態で圧縮機１００を駆動させる冷媒回収運転を行い、蒸発器１０５b内の冷媒を回収し、次の冷蔵運転での冷媒不足を抑制する。なお、この際送風機１１２ｂを駆動させており、これにより蒸発器１０５b内の残留冷媒を冷凍室７の冷却に活用できるとともに、蒸発器１０５ｂ内の冷媒が蒸発して圧縮機１００へ到達しやすくなり、比較的短い時間で多くの冷媒を回収できるため、冷却効率を高めることができる。

時刻ｔ_６になると再び冷蔵運転に戻り、前述した運転を繰り返す。以上が本実施例の冷蔵庫の基本的な冷却運転及び蒸発器１０５ａの除霜制御である。これらの運転により、冷蔵室２、冷凍室７及び野菜室６を冷却して所定の温度に維持しつつ、蒸発器１０５ａの霜成長を抑えている。

なお、蒸発器１０５ａの除霜運転の終了条件（蒸発器１０５ａの温度がＴ_ＤＲになる）が満たされる前に、冷凍運転の終了条件（冷凍室温度がＴ_Ｆｏｆｆになる）を満たした場合は蒸発器１０５ａの除霜運転を継続したまま圧縮機１００をＯＦＦにする。その後、蒸発器１０５ａの除霜運転の終了条件が満たされれば圧縮機１００をＯＮにして冷蔵運転に移行する。これにより、融解途中の蒸発器１０５ａやケーシング１７、送風機１１２ａに付着した霜及び除霜水が冷蔵運転で再び冷却されて再凍結することが抑えられる。

また、時刻ｔ_１及び時刻ｔ_２において冷凍室温度が所定値よりも低い場合、また時刻ｔ_５及び時刻ｔ_６において冷蔵室温度が所定値よりも低い場合も圧縮機１００を停止する。これにより、庫内の過度な冷却を抑えることができる。

以上のように制御される本実施例の冷蔵庫では、冷蔵室の除霜運転時間（図中の時刻ｔ１〜ｔ４）は、冷蔵運転時間（図中の時刻ｔ０〜ｔ１）よりも長くしている。これにより、ケーシング１７および送風機１１２ａ周辺の空気において、温度低下する時間よりも温度上昇する時間を長くすることができるため、ケーシング１７および送風機１１２ａはヒータを用いずに十分加熱でき、省エネルギー性能が高い冷蔵庫となる。

また、本実施例の冷蔵庫では、ケーシング１７および送風機１１２ａ周辺の空気は、マイナス温度となる時間よりもプラス温度となる時間のほうが長くなるように構成されている。

加えて、本実施例の冷蔵庫では、圧縮機１００の駆動状態において、三方弁の流出口１０７ａに冷媒が流れる時間よりも、三方弁の流出口１０７bに冷媒が流れる時間を長くしている。これにより、蒸発器１０５ａがマイナス温度帯で一定、あるいは温度低下する時間よりも、蒸発器１０５ａがプラス温度帯で一定、あるいは温度上昇する時間を長くすることができる。したがって、ケーシング１７および送風機１１２ａ周辺の温度も、マイナス温度となる時間よりもプラス温度となる時間の方が長く取れる。このため、ケーシング１７および送風機１１２ａにおける霜や氷の成長をヒータ無しで抑制できる。

さらに、本実施例では、送風機１１２ａの運転時間は、停止時間よりも長くなるように構成している。これにより、ケーシング１７および送風機１１２ａでは空気の強制対流により水が１箇所に滞留しにくくなるため、排水性を向上することができる。

なお、本実施例の冷蔵庫では、蒸発器１０５ａの温度に基づいて除霜運転の終了を判定しているが、除霜運転を所定時間継続した場合に終了するように時間に基づいて制御することで、冷蔵室の除霜運転時間が、冷蔵運転時間よりも長くなるようにしてもよい。また、本実施例の冷蔵庫では、周期的な制御における構成要素の平均温度を評価した際に、上記のような特性を有していればよく、局所的あるいは短期的に特性が異なった場合でも同様な効果が得られる。

図２０は図３の冷蔵室の拡大図である。図に示すように、送風機１１２ａは渦巻き状のケーシング１７を備えることで、送風機１１２ａから吹出した全周方向の流れを、効率よく上方向へ集約して導くことができる。さらに、吐出風路の空気の流れ方向に垂直な寸法３２を空気の流れ方向に漸次拡大することで、冷蔵室２の風量をディフューザー効果により増大させることができる。

また、本実施例の冷蔵室２は、上面である外箱１０ａが外気と接触して、冷蔵室２の下面である断熱仕切壁１２ａは冷凍室と接触しているため、上面側が最も温まりやすい構成となっている。そのため、ケーシング１７には吐出口１９ａを備え、上方に向けて開口することで、最も温まりやすい領域を効率よく冷却することができる。さらに、送風機１１２ａ停止時には、冷蔵室２の上部の低温空気が下方に流れるため、庫内の食品を効率よく冷却できる。

さらに、本実施例では、送風機１１２ａをターボファンとしたので、蒸発器１０５ａの表面に霜が成長した場合であっても、大きな風量により冷蔵室２内へ低温空気を供給でき、冷蔵室２内を均温化するのに適している。また、蒸発器１０５ａは冷蔵室２用であり、冷凍室７用の蒸発器１０５ｂと比べて温度が高いので、冷蔵温度帯に近い状態の空気を冷蔵室２内へ供給できるので、温度調整がし易い利点がある。その結果、本実施例によれば、冷蔵室２全体の平均温度を従来よりも低い３℃以下、望ましくは２℃程度に保つことが可能となり、冷蔵室２内の鮮度保持の効果が高まる。

図２０に示すように、ケーシング１７より上方の吐出風路１８ａは、右側に向かう速度成分を有するように円弧状に形成された指向性風路となっている。一般に、送風機１１２ａに渦巻き状のケーシング１７を備えた場合はケーシング１７の外周側に縮流しやすい。したがって、吐出風路１８ａの左側に風が流れ易くなるため、上方に直線的に延伸した吐出風路を形成すると、吐出空気が左側に片寄り、冷蔵室２の右側が冷却しにくくなる。そのため、本実施例のように全体を右側へ向かう曲面で吐出風路１８ａを構成することにより風向きを右側に偏向させて、冷蔵室２を均一温度化できる。これら均一温度化する効果により、短時間で冷蔵室２を冷やすことができるため、冷蔵庫１の省エネルギー性能を向上できる。

図２０に示すように、吐出風路１８ａおよびケーシング１７のまわりに断熱材５２を備えることで、冷蔵室２の結露を防止している。また、断熱材５２は化粧カバー５３により覆われており（側面図は図２に記載）、化粧カバー５３は略鉛直面としている。このような化粧カバー５３を備えることで、棚１４ａ、１４ｂ、１４ｃの設置位置を上下方向に変更した際に、棚と化粧カバー５３の間に隙間ができて、食品等が隙間から落下することがない使い勝手のよい冷蔵庫となる。また、本実施例では吐出風路１８ａおよびケーシング１７のまわりに断熱材５２を備えているが、部分的に断熱材を減らして中空とした場合も、冷蔵室２の結露を同様に防止できる。

図２０に示すように、送風機１１２ａの内部および、ケーシング１７、吐出風路１８ａは、冷蔵室２と蒸発器室１６ａよりも風路が狭まっているため、風速が速くなるように構成されている。その中でも、特に送風機１１２ａの周辺風路は蒸発器１０５ａからの流出空気が合流するために最も風速が大きく、送風機１１２ａ近傍の箱体１０は熱侵入しやすい。一方で、箱体１０の左右には側面放熱配管１０２が備わっているため、左右両側面の内箱１０ｂの表面は、中央側より熱侵入しやすい構成となっている。

送風機１１２ａを冷蔵室２の左右方向の略中央に配置することで、箱体のうち熱侵入しやすい箇所で風速を下げられるため、冷蔵室２の熱侵入量を小さくできる。

また、本実施例では、箱体１０の背面側に真空断熱材１１を備えるため、箱体１０の背面側のうち、外周側は中央側に比べて熱侵入しやすい構成となっている。送風機１１２ａを冷蔵室２の左右方向の略中央に配置することで、箱体１０のうち熱侵入しやすい箇所で風速を下げられるため、冷蔵室２の熱侵入量を小さくできる。

加えて、図２０に示すように、蒸発器１０５ａの左右方向の中心線４５が送風機１１２ａの一部を通過するように配置されている。これにより、蒸発器１０５ａの風速分布の不均一化を最小限に留めることができるため、冷蔵庫１の省エネルギー性能を向上できる。

図２１は本実施例に係る冷蔵室の棚と送風路の関係を示した図２の要部拡大図である。本実施例は、ターボファンを備えた風路と棚の配置の関係を最適化することで、冷蔵室２の食品収納スペースを拡大している。図に示すように、本実施例の冷蔵庫１は、冷蔵室２と蒸発器室１６ａの間に仕切り４０を備え、仕切りの上面４１と棚１４ｃの上面を略水平とし、互いの高さが略一致するように配置している。これにより、仕切りの上面４１を棚１４ｃの延長として利用できるため、食品収納スペースを増加することが可能となる。

本実施例では、スペース効率を高めるために、仕切りの上面４１と棚１４ｃの上面を接触させているが、接触させず僅かな隙間があっても構わない。また、仕切り４０は略鉛直に構成している。これにより、棚１４ｃを下方に可動させた場合に、棚１４ｃと仕切り４０の間に隙間が最小となり、収納する食品に応じて棚１４ｃを可動する構成をとることが可能になるため、冷蔵庫１の使い勝手が向上する。本実施例では、仕切り４０の全域を略鉛直としているが、棚１４ｄより上方、あるいはチルド室１５より上方の仕切り４０のみ略垂直とした構成でも同一の効果を得られる。

図２２は、冷蔵室（ドアなし）の正面斜視図である。図は、内部構造を可視化するためにドア２ａ、２ｂを除いた構造を示している。冷蔵室２の右下にはチルド室１５を、冷蔵室の左下には製氷用の貯水タンク７０を、また、チルド室１５と貯水タンク７０の間には仕切り７１を備えている。また、空気の戻り口２０ａは複数に分割されており、本実施例では、棚１４ｃと棚１４ｄの間の左側に第一の戻り口７２ａ、棚１４ｃと棚１４ｄの間の右側に第一の戻り口７２ｂ、貯水タンク７０の周囲に第一の戻り口７２ｃ、チルド室の周囲に第一の戻り口７２ｄを備えている。このように、棚１４ｃと１４ｄの間に空気の戻り口２０ａを備えることで、冷蔵室２と冷凍室７の間の仕切り１２ａ周囲を流れる空気風量が低減される。これにより。冷蔵室２と冷凍室７の強制対流による交換熱量が減り、結果として圧縮機を比較的高回転で運転する冷凍運転の時間が減るため、冷蔵庫の省エネルギー性能を向上できる。

本実施例では、冷蔵室２を冷却する空気の主流が第一の戻り口７２aと７２b
を流れるように、風路を構成している。これにより、第一の戻り口７２ｃと７２ｄの風路抵抗が比較的大きくなることで空気が流れにくくなるため、冷蔵室２と冷凍室７の強制対流による交換熱量をさらに低減できる。

なお、冷蔵室２を冷却する空気の主流が第一の戻り口７２aと７２bを流れるように風路を構成していることは、第一の戻り口７２ｃと７２ｄを閉塞した状態で測定される仕切り１２ａの上面温度と、第一の戻り口７２ｃと７２ｄが開放された状態で測定される仕切り１２ａの同位置の温度を比較することによって判断できる。具体的には、通常運転時において、第一の戻り口７２ｃと７２ｄを閉塞した状態で測定される仕切り１２ａの上面温度の時間平均値と、第一の戻り口７２ｃと７２ｄが開放された状態で測定される仕切り１２ａの同位置の温度の時間平均値の差が１℃以下であれば、冷蔵室２を冷却する空気の主流が第一の戻り口７２aと７２bを流れているといえる。本実施例では、第一の戻り口７２ａと７２ｂの風路断面積の和を、第一の戻り口７２ｃと７２ｄの風路断面積の和より大きくしている。これにより、第一の戻り口７２ｃと７２ｄの風路抵抗が比較的大きくなることで空気が流れにくくなるため、冷蔵室２と冷凍室７の強制対流による交換熱量を、より確実に低減できる。

さらには、第一の戻り口を棚１４ｃと１４ｄの間、そして棚１４ｄの下に複数備えることで、第一の戻り口を１つとした場合よりも、合計の開口面積を拡大できるため、風路抵抗を低減することで循環風量を増大させて、冷蔵室２の省エネルギー性能を向上できる。

ここで、本実施例の風路断面積とは、空気の流れ方向に垂直な面における面積を指しており、その中でも面積が最小になる風路とする。そのため、戻り口の入口付近の開口面積が広い場合でも、シール材などで一部の風路が塞がっていれば風路断面積はゼロとして考える。

また、本実施例では、冷蔵室２と冷凍室７の強制対流による交換熱量を減らすために、第一の戻り口７２ａと７２ｂを備えている。一方で、貯水タンク７０を強制対流により加熱しにくくなるため、貯水タンク７０内の水が凍ってしまうという新たな課題が生じる恐れがあった。この課題を解決するために、本実施例では、第一の戻り口７２ｃの風路断面積を第一の戻り口７２ｄの風路断面積より大きくしている。これにより、冷蔵室２と冷凍室７の強制対流による交換熱量を低減しつつ、貯水タンク内の水を凍りにくくすることができる。

図２３は図２のＤ−Ｄ断面図である。図に示すように、第一の戻り口７２ａから流入した空気は、蒸発器室１６ａの開口部である第二の戻り口７３ａを通過し、蒸発器１０５ａに戻る。同様に、第一の戻り口７２ｂから流入した空気は、第二の戻り口を介さずに、蒸発器１０５ａに戻る。また、樋２３ａは結露水を排水するために、蒸発器左下端部と樋の間の距離Ｈ７より、蒸発器右下端部と樋の間の距離Ｈ８が広くなるように傾斜している。このため、第一の戻り口７２ａから流入した空気は、蒸発器左下端部と樋の間の距離Ｈ７が短いために風路抵抗が大きく、風量が低下してしまう恐れがあった。そこで、本実施例では、第二の戻り風路を複数備えることで上記課題を解決したため、図２４を用いて説明する。

図２４は、冷蔵室（ドア・貯水タンク・チルド室・周囲断熱壁なし）の正面斜視図である。図は、内部構造を可視化するためにドア２ａ、２ｂと貯水タンク７０、チルド室１５、そして周囲断熱壁を除いた構造を示している。図に示すように、蒸発器室１６ａには、空気が戻るための第二の戻り口７３ａ、７３ｂ、７３ｃを備えている。このように、第二の戻り口を複数備えることで開口面積を拡大できるため、第一の戻り口７２ａを通過した空気が、第二の戻り口７３ａ、７３ｂ、７３ｃで縮流しにくくなり、冷蔵室２を循環する風量が増大して、冷蔵庫１の省エネルギー性能を向上できる。

図２５は、冷蔵庫（ドア・周囲断熱壁なし）の背面斜視図である。図に示すように、貯水タンク７０の背面側には、電気品箱７４を備えている。電気品箱７４には、例えばチルド室１５の圧力や温度を制御する部品が内蔵される。このように、貯水タンク７０の背面側に電気品箱７４を配置することで、風路面積が広く、かつ食品の収納に使えないスペースを有効利用できるため、冷蔵庫の省エネルギー性能の向上と食品収納スペースの拡大を両立することができる。

次に本発明の実施例２に係る冷蔵庫について、図２６を用いて説明する。実施例２は、実施例１と比べて冷蔵室２のドア（ドア２ａ、ドア２ｂ）の構造が異なっている。なお、その他の構成は実施例１と同様であり、重複する説明は省略する。

図２６は図１のＡ−Ａ断面図である。図に示すように、冷蔵室２のドア２ａ、ドア２ｂはウレタン６５および真空断熱材１１で構成されている。このように、ドア２ａ、ドア２ｂに高断熱層を挿入することで、ウレタンのみの場合に比べて騒音を低減することができ、これにより聴感に変化が生じた場合でも使用者が気づきにくくなる。さらに、ウレタン６５に対して真空断熱材１１は熱伝導率が低いことから、外気から冷蔵室２に侵入してくる熱量を低減して、冷蔵庫１の省エネルギー性能も向上できる。

次に本発明の実施例３に係る冷蔵庫について、図２７から図２８を用いて説明する。実施例３は、実施例１と比べて冷蔵室２のドア（ドア２ａ、ドア２ｂ）の構造が異なっている。なお、その他の構成は実施例１と同様であり、重複する説明は省略する。

図２７は図１のＡ−Ａ断面図である。図に示すように、冷蔵室２のドア２ａ、ドア２ｂはウレタン６５で構成され、さらに、表面には厚さ５ｍｍで平均密度２５００ｋｇ/ｍ^３のガラス６６を備えている。ここで、冷蔵庫に使用されるウレタンの一般的な平均密度は４０から６０ｋｇ/ｍ^３であり、ガラスの平均密度は２４００から２６００ｋｇ/ｍ^３である。こように、ドア２ａ、ドア２ｂの表面にガラス６６を備えることで、ウレタン６５のみで構成した場合に対して、大幅に面積密度を向上できる。さらに、ドア２ａ、ドア２ｂの表面をガラス６６とすることで、キズがつきにくくなるため、耐久性能を向上し、さらには外観性能も向上できる。

図２８は騒音の透過率と周波数の関係を示すグラフである。図は、図１３のウレタン６５単相の場合の計算結果に、ウレタン６５とガラス６６の複層の結果を加えた結果である。図より、ドア２ａ、ドア２ｂの表面にガラス６６を５ｍｍ追加した場合は、プロペラファンの１ＮＺの範囲における透過率は約１３〜２９％であるのに対して、ターボファンの１ＮＺの範囲における透過率は０％となる。そのため、ドア２ａ、ドア２ｂの表面にガラス６６を備え、冷蔵室２の送風機１１２ａの形態にターボファンを選定することで、冷蔵室２から発生するピーク周波数帯の騒音をゼロにする冷蔵庫を提供することができる。

本実施例では、ウレタン６５の厚さを４０ｍｍ、ガラス６６の厚さを５ｍｍとしたが、必ずしも説明した寸法でなくても良く、同様な効果が得られるならば寸法を変更しても構わない。

以上が本実施例の形態である。なお、本発明は、前述した形態に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、前述した実施例は本発明を分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。また、実施例の構成の一部について、他の構成の追加・削除・置換をすることが可能である。

１冷蔵庫
２冷蔵室
３製氷室
４上段冷凍室
５下段冷凍室冷凍室
６野菜室
７冷凍室（３、４、５の総称）
１０箱体
１０ａ外箱
１０ｂ内箱
１１真空断熱材
１２ａ、１２ｂ、１２ｃ断熱仕切壁
１３ドアポケット
１４ａ、１４ｂ、１４ｃ、１４ｂ棚
１５チルド室
１６ａ、１６ｂ蒸発器室
１７ケーシング
１７ａケーシングの下面
１７ｂケーシングの流入口
１７ｃケーシングの舌部
１８ａ、１８ｂ吐出風路
１９ａ、１９ｂ吐出口
２０ａ、２０ｂ、２０ｃ戻り口
２１開口部
２１ａ転向壁（風路抵抗付加手段）
２２戻り風路
２３ａ、２３ｂ樋
２４ａ、２４ｂヒータ
２５ａ、２５ｂ排水管
２６蒸発皿
２７カバー
２８温度センサ
２９制御基板
３０送風機１１２ａ周辺の送風路の奥行き寸法
３１蒸発器１０５ａの奥行き寸法
３２吐出風路の空気の流れ方向に垂直な寸法
３３連通流路
４０仕切り
４１仕切りの上面
５０風向板
５２断熱材
５３化粧カバー
６０開口部２１から蒸発器室１６ａに至る連通流路３３の最小幅
６１送風機１１２ａの翼間の最小幅
６５ウレタン
６６ガラス
７０貯水タンク
７１仕切り
７２ａ第一の戻り口（棚と棚の間、左）
７２ｂ第一の戻り口（棚と棚の間、右）
７２ｃ第一の戻り口（貯水タンク周囲）
７２ｄ第一の戻り口（チルド室周囲）
７３ａ第二の戻り口（左下）
７３ｂ第二の戻り口（右上）
７３ｃ第二の戻り口（中央）
７４電気品箱
１００圧縮機
１０１庫外放熱器
１０２側面放熱配管
１０３前面放熱配管
１０４ａ、１０４ｂキャピラリチューブ
１０５ａ、１０５ｂ蒸発器
１０６ａ、１０６ｂ気液分離器
１０７三方弁
１０８逆止弁
１０９ドライヤ
１１０冷媒合流部
１１１冷媒配管
１１２ａ、１１２ｂ送風機
１１３送風機
１１４機械室
１１５フィン
１１６伝熱管

Claims

冷蔵室、冷凍室、野菜室と、圧縮機と、該圧縮機で圧縮され温度が上昇した冷媒の放熱を行なう放熱手段と、減圧手段とを備え、前記冷蔵室には、減圧されて低温となった冷媒が庫内空気と熱交換する第一蒸発器と、前記第一の蒸発器により生成された冷気を循環するための第一の送風機とを備え、前記冷凍室には、減圧されて低温となった冷媒が庫内空気と熱交換する第二蒸発器と、前記第二の蒸発器により生成された冷気を循環するための第二の送風機を備え、前記冷蔵室は最上段に備えられ、前記第一の送風機の形態は遠心ファンであることを特徴とする冷蔵庫。
請求項１記載の冷蔵庫において、前記第一の送風機はターボファンであることを特徴とする冷蔵庫。
請求項１ないし２記載の冷蔵庫において、第一の送風機の回転数Ｎ１と翼枚数Ｚ１の積は、第二の送風機の回転数Ｎ２と翼枚数Ｚ２の積よりも大きい、Ｎ１×Ｚ１＞Ｎ２×Ｚ２の関係となることを特徴とする冷蔵庫。
請求項１ないし３記載の冷蔵庫においてfを第一の送風機の最大回転数におけるピーク周波数、Ｍをドアの面積密度、Ｌｉを入射音、Ｌｔを透過音としたとき、前記ドア面積密度は次式を満たすことを特徴とする冷蔵庫。
請求項１ないし４記載の冷蔵庫において、前記最上段貯蔵室のドアの材料層に真空断熱材を用いることを特徴とする冷蔵庫。
請求項１ないし５記載の冷蔵庫において、前記最上段貯蔵室のドアの材料層にガラスを用いることを特徴とする冷蔵庫