JP3818286B2 - 加温システムおよび自動販売機 - Google Patents

Description

本発明は、缶飲料などの商品を加温あるいは加温と同時に冷却して販売する自動販売機において、圧縮機で圧縮された冷媒が凝縮する際に生じる潜熱を利用して加温を行う自動販売機に関するものである。

近年、自動販売機に対する消費電力量削減の要求が高まってきており、消費電力量削減手段として、冷却によって生じる廃熱を利用したものが提案されている（例えば、特許文献１参照）。

以下、図面を参照しながら従来の自動販売機を説明する。

図６は従来の自動販売機の冷媒回路図である。

図６に示すように、従来の自動販売機は、ホット／コールド切替室１、コールド専用室２、第二のコールド専用室３からなる貯蔵室を備え、ホット／コールド切替室１内に設置された室内熱交換器４、コールド専用室２内に設置された蒸発器５、第二のコールド専用室２内に設置された第二の蒸発器６、貯蔵室の外に設置された室外熱交換器７、圧縮機８で構成された冷却加温システムを有する。

また、膨張弁Ａ９、膨張弁Ｂ１０、膨張弁Ｃ１１はそれぞれ通過する冷媒の圧力を低下するとともに閉塞機能を有したものであり、開閉弁Ａ１２、開閉弁Ｂ１３、開閉弁Ｃ１４、開閉弁Ｄ１５はそれぞれ冷媒の流れの有無を制御するものである。

以上のように構成された従来の自動販売機について、以下その動作を説明する。

ホット／コールド切替室１を冷却する場合、開閉弁Ａ１２と開閉弁Ｄ１５を開とし、開閉弁Ｂ１３と開閉弁Ｃ１４を閉として、圧縮機８を駆動する。圧縮機８から吐出された冷媒は、室外熱交換器７で凝縮された後、それぞれ膨張弁Ａ９、膨張弁Ｂ１０、膨張弁Ｃ１１で減圧されて、室内熱交換器４、蒸発器５、第二の蒸発器６へ供給される。そして、室内熱交換器４、蒸発器５、第二の蒸発器６で蒸発した冷媒が圧縮機８へ還流する。

このとき、ホット／コールド切替室１、コールド専用室２、第二のコールド専用室３の内所定の温度に達した貯蔵室は、当該する膨張弁Ａ９、膨張弁Ｂ１０、膨張弁Ｃ１１を閉塞して冷媒の供給を停止する。さらに、すべての貯蔵室が所定の温度に達すると圧縮機８の運転を停止する。

次に、ホット／コールド切替室１を加温する場合、開閉弁Ａ１２と開閉弁Ｄ１５および膨張弁Ａ９を閉とし、開閉弁Ｂ１３と開閉弁Ｃ１４を開として、圧縮機８を駆動する。圧縮機８から吐出された冷媒は、室内熱交換器４で一部が凝縮し、再度室外熱交換器７で凝縮された後、それぞれ膨張弁Ｂ１０、膨張弁Ｃ１１で減圧されて、蒸発器５、第二の蒸発器６へ供給される。そして、蒸発器５、第二の蒸発器６で蒸発した冷媒が圧縮機８へ還流する。また、コールド専用室２、第二のコールド専用室３の内、所定の温度に達した貯蔵室は、当該する膨張弁Ｂ１０、膨張弁Ｃ１１を閉塞して冷媒の供給を停止する。さらに、すべての貯蔵室が所定の温度に達すると圧縮機８の運転を停止する。

ここで、コールド専用室２および第二のコールド専用室３を冷却する際に生じる冷媒の凝縮廃熱を用いて、ホット／コールド切替室１を効率よく加温することができるので、電気ヒータなどの別の加熱手段を用いてホット／コールド切替室１を加温する場合に比べて、消費電力量を削減することができる。
特開平５−２３３９４１号公報

しかしながら、上記従来の構成では、ホット／コールド切替室を加温すると同時にコールド専用室および第二のコールド専用室を冷却するために、凝縮温度６０℃以上でかつ蒸発温度−１０℃以下を同時に実現する必要があり、このような高圧縮比条件に耐える中低温用圧縮機を新たに開発しなければならないという課題があった。

一般に、冷凍空調用圧縮機は蒸発温度が−３０〜−２０℃と比較的低い冷凍向けの低温用圧縮機と、蒸発温度が−１０〜＋１０℃と比較的高い空調向けの高温用圧縮機、およびこれらの中間の蒸発温度−２０〜−１０℃向けの中温用圧縮機に大別される。コールド飲料の温度が５℃、ホット飲料の温度が５５℃の自動販売機においては、コールド飲料を冷却するために中温用圧縮機あるいは低温用圧縮機が用いられる。

また、これらの圧縮機を用いるシステムは、常温大気と熱交換することを前提に設計されているため、通常、圧縮機の使用範囲は凝縮温度６０℃以下に制限されている。従って、ホット飲料周囲の高温雰囲気を加温するためにはこの制限を越えた凝縮温度６０〜８０℃に耐える圧縮機の開発が不可欠である。結果として、コールド飲料とホット飲料を同一システムで実現するためには、蒸発温度−３０〜−１０℃でかつ凝縮温度６０〜８０℃の範囲で使用可能な圧縮機を新たに開発する必要がある。

本発明は、従来の課題を解決するもので、圧縮機の動作条件に着目して容易に実現できる加温システムを提案し、加温時の消費電力量を削減できる自動販売機を提供することを目的とする。

上記従来の課題を解決するために、本発明の自動販売機は、冷却専用の貯蔵室と、前記冷却専用の貯蔵室とは断熱区画された加温可能な貯蔵室と、前記冷却専用の貯蔵室を冷却する冷却システムと、前記冷却システムとは独立して設けられて前記加温可能な貯蔵室を加温する加温システムとを有し、前記冷却システムは圧縮機と室外熱交換器と前記冷却専用の貯蔵室内に備えた蒸発器とを接続し、前記加温システムは圧縮機と前記加温可能な貯蔵室内に設置した凝縮器と室外に設置した蒸発器とを接続する自動販売機であって、前記加温可能な貯蔵室の加温時には、室外に設置した前記蒸発器で室外の空気と熱交換することによって室外に設置した前記蒸発器の常用の蒸発温度を−１０〜１０℃に維持しながら加温可能な貯蔵室内に設置した前記凝縮器の常用の凝縮温度を６０〜８０℃として前記加温可能な貯蔵室内を５０〜７０℃に加温し、かつ前記加温システムの冷媒をＲ６００ａ、圧縮機をインバータ駆動としたものである。

これによって、専用に設計された庫外蒸発器で庫外の大気と熱交換することで、蒸発温度−１０〜１０℃の高温条件に維持して圧縮比を低減することができるとともに、Ｒ６００ａを冷媒とするインバータ駆動の圧縮機を用いることで、蒸発温度−１０〜１０℃、凝縮温度６０〜８０℃の厳しい加温条件において圧縮機の耐久性確保と圧縮機の高効率化が容易に実現できる。

本発明の自動販売機は、加温可能な貯蔵室を加温する専用の加温システムを有することで、電気ヒータなどの加温効率が１程度の加熱手段に比べて、２倍程度の加温効率を容易に実現することができるので、自動販売機の消費電力量を大幅に削減することができる。

本発明の請求項１に記載の発明は、冷却専用の貯蔵室と、前記冷却専用の貯蔵室とは断熱区画された加温可能な貯蔵室と、前記冷却専用の貯蔵室を冷却する冷却システムと、前記冷却システムとは独立して設けられて前記加温可能な貯蔵室を加温する加温システムとを有し、前記冷却システムは圧縮機と室外熱交換器と前記冷却専用の貯蔵室内に備えた蒸発器とを接続し、前記加温システムは圧縮機と前記加温可能な貯蔵室内に設置した凝縮器と室外に設置した蒸発器とを接続する自動販売機であって、前記加温可能な貯蔵室の加温時には、室外に設置した前記蒸発器で室外の空気と熱交換することによって室外に設置した前記蒸発器の常用の蒸発温度を−１０〜１０℃に維持しながら加温可能な貯蔵室内に設置した前記凝縮器の常用の凝縮温度を６０〜８０℃として前記加温可能な貯蔵室内を５０〜７０℃に加温し、かつ前記加温システムの冷媒をＲ６００ａ、圧縮機をインバータ駆動としたので、専用に設計された庫外蒸発器で庫外の大気と熱交換することで、蒸発温度−１０〜１０℃、凝縮温度６０〜８０℃の高温条件に維持して圧縮比を低減することができるとともに、高温条件に適した高沸点冷媒であるＲ６００ａを冷媒とすることで高効率が実現でき、凝縮温度を約８０℃として飲料缶などの温度を室温から約５５℃のホット温度まで加温するプルアップ時間を短縮するとともに、プルアップした飲料缶などの温度を約５５℃のホット温度で維持する際は、凝縮温度を約６０℃として圧縮機をほぼ連続運転することで圧縮機の断続に伴う加温ロスを削減して高効率化が図れる。

一例として、冷凍機器に使用されている各種冷媒について、蒸発温度−１５℃／凝縮温度７０℃の条件での低圧圧力、高圧圧力、圧縮比、吐出ガス温度、および体積能力と理論効率の相対値を（表１）に、蒸発温度５℃／凝縮温度７０℃の条件での低圧圧力、高圧圧力、圧縮比、吐出ガス温度、および体積能力と理論効率の相対値を（表２）に示す。ここで、（表１）および（表２）の値は、過冷却０℃、吸入ガス温度３２℃、断熱圧縮条件での計算値である。なお、（表１）および（表２）におけるＲ４０７Ｃは液相線と気相線の平均温度が所定温度になる低圧圧力および高圧圧力を選定している。

（表１）に示したように、蒸発温度−１５℃／凝縮温度７０℃の条件では、高沸点冷媒であるＲ１３４ａやＲ６００ａを用いると圧縮比が１２を越えることから、過圧縮が発生する実際の動作条件において吐出ガス温度が異常に上昇して圧縮機の耐久性が低下することが懸念されるとともに、低沸点冷媒であるＲ４０７ＣやＲ２９０を用いると高圧圧力が２．５ＭＰａを越えることから、軸受け部の耐荷重性が不足して異常摩耗が発生し圧縮機の耐久性が低下することが懸念される。

一方、（表２）に示したように、蒸発温度５℃／凝縮温度７０℃の条件では、高沸点冷媒であるＲ１３４ａやＲ６００ａを用いると圧縮比が９以下となり通常の使用可能範囲となる。さらに、Ｒ６００ａはＲ１３４ａに比べて体積能力が小さくかつ高効率であるので、自販機の断熱材で囲われた貯蔵室を加温する加温システムのように小能力かつ高効率を要求される用途に適している。なお、この凝縮温度条件では、低沸点冷媒であるＲ４０７ＣやＲ２９０を用いると高圧圧力が増大して圧縮機の耐久性に問題が生じることに変わりはない。

また、シェル内が蒸発圧力で維持されるレシプロ型圧縮機を用いることで、断続運転時に凝縮圧力が庫内温度相当の圧力まで立ち上がる特性に優れ、圧縮機の断続に伴う加温ロスを削減して高効率化が図れる。

本発明の請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、加温可能な貯蔵室内に冷却システムの蒸発器をさらに備えて、ホット／コールド切替室とし、前記ホット／コールド切替室の冷却時には、前記蒸発器により前記ホット／コールド切替室内を冷却するので、ホット／コールド切替室の加温時、冷却時ともに独立したシステムで効率を高めることができる。

本発明の請求項３に記載の発明は、請求項１あるいは請求項２に記載の発明において、加温システムのインバータ駆動の圧縮機を、シェル内が蒸発圧力に維持されるレシプロ型の圧縮機としたので、インバータ駆動によりプルアップした飲料缶などの温度を約５５℃のホット温度で維持する際に、圧縮機の回転数を下げて最低加温能力を１００〜３００Ｗとし、圧縮機をほぼ連続運転しても余剰な加温能力を庫外へ排出する必要がなく高効率化が図れ、またレシプロ型により断続運転時に凝縮圧力が庫内温度相当の圧力まで立ち上がる特性に優れ、圧縮機の断続に伴う加温ロスを削減して高効率化が図れる。

本発明の請求項４に記載の発明は、請求項１から請求項３のいずれか一項に記載の発明において、加温システムのインバータ駆動の圧縮機を、外気温度１５℃においても断続運転とならない最低回転数に制御したので、最低加温能力で加温効率を高めることができる。
本発明の請求項５に記載の発明は、請求項１から請求項４のいずれか一項に記載の発明において、加温システムのインバータ駆動の圧縮機を、プルアップ時には通常回転数より高く、かつ断続運転とならない回転数に、安定時には通常回転数より低く、かつ断続運転とならない回転数に制御したので、圧縮機の停止状態によって、加温システムの凝縮器温度が所定温度に達するまでの無駄な運転が生じないようにし、加温効率の低下を防止できる。

以下、本発明による自動販売機の実施の形態について図面を参照しながら説明する。なお、従来と同一構成については、同一符号を付して詳細な説明を省略する。

（実施の形態１）
図１は実施の形態１の自動販売機の冷媒回路図、図２は実施の形態１の圧縮機の使用圧力範囲を示す図、図３は実施の形態１の圧縮機の能力を示す図、図４は実施の形態１の圧縮機の効率を示す図、図５は実施の形態１の圧縮機の断面図である。

図１に示すように、本発明の自動販売機は、ホット／コールド切替室１、コールド専用室２、第二のコールド専用室３からなる貯蔵室を備え、Ｒ６００ａを冷媒とし、高温用レシプロ型圧縮機２０、ホット／コールド切替室１内に設置された切替室凝縮器２１、貯蔵室の外に設置された切替室蒸発器２２、加温用膨張弁２３からなり、ホット／コールド切替室１の加温を専用に行う加温システムを有する。

また、切替室凝縮器２１は室内熱交換器４や蒸発器５、第二の蒸発器６と同様にフィンチューブ熱交換器の形態であるが、着霜を考慮せず高い凝縮能力を優先して、フィン間隔やチューブ間隔を比較的狭めるとともに冷媒と空気の流れが対向流となるようにチューブの接続が設計されている。この結果、加温能力２００〜３００Ｗにおいて凝縮温度と吹出し空気温度の差を１０℃程度に抑えている。

一方、切替室蒸発器２２は低外気温度での着霜を考慮して、室内熱交換器４や蒸発器５、第二の蒸発器６と同様に設計されている。

また、加温用膨張弁２３は通過する冷媒の圧力を低下して蒸発圧力を調整するものである。特に、凝縮温度がまだ上昇していない起動直後に、加温用膨張弁２３の開度を大きくして循環量を増大することで、凝縮温度の立ち上がり特性を改善することができる。

ここで、高温用レシプロ型圧縮機２０は、Ｒ１３４ａを冷媒とする家庭用冷蔵庫に使用されている低温用レシプロ型圧縮機に、冷媒Ｒ６００ａと鉱油系冷凍機油をドロップインしたものである。この低温用レシプロ型圧縮機は、ＤＣインバータで駆動され、標準条件である凝縮温度５４．４℃、蒸発温度―２３．３℃における冷凍能力に換算して１００〜２５０Ｗの範囲で能力可変することができる。

図２は本発明の圧縮機の使用圧力範囲と家庭用冷蔵庫に使用されている低温用レシプロ型圧縮機の使用圧力範囲を比較して示した図である。図２において、従来例ＡはＲ１３４ａを冷媒とし家庭用冷蔵庫に使用されている低温用レシプロ型圧縮機であり、一般に蒸発温度−４０〜−５℃、凝縮温度の上限６０℃、圧縮比１２以下の圧力範囲で使用される。また、従来例ＢはＲ６００ａを冷媒とし家庭用冷蔵庫に使用されている低温用レシプロ型圧縮機であり、従来例Ａと同様に一般に蒸発温度−４０〜−５℃、凝縮温度の上限６０℃、圧縮比１２以下の圧力範囲で使用される。従来例Ａと従来例Ｂの使用圧力範囲が異なるのは、同一飽和温度における圧力がＲ１３４ａに比べてＲ６００ａの方が相対的に低いためである。

一方、図２に示したように、本発明の高温用レシプロ型圧縮機２０はＲ６００ａを冷媒とし、蒸発温度−１０〜＋１０℃、凝縮温度の上限７５℃の圧力範囲で使用される。この圧力範囲は従来例Ａで示したＲ１３４ａを冷媒とし家庭用冷蔵庫に使用されている低温用レシプロ型圧縮機の範囲内であるので、大きな問題なく稼動することができる。そこで、本発明の高温用レシプロ型圧縮機２０は、従来例Ａで示したＲ１３４ａを冷媒とし家庭用冷蔵庫に使用されている低温用レシプロ型圧縮機に、冷媒Ｒ６００ａと鉱油系冷凍機油をドロップインして使用している。

図３および図４は本発明の圧縮機の加温能力および加温効率を示した図である。図３および図４において示した値は、凝縮温度６０℃における圧縮機単体のカロリーメータ実測値である。ここで、従来例Ａの圧縮機の気筒容積は従来例Ｂの気筒容積の約１／２であり、従来例Ａの加温能力と加温効率は同一動作温度における従来例Ｂとほぼ同等である。

図３および図４に示したように、本発明の圧縮機の加温能力は従来例Ｂの圧縮機の約１／２であるが、蒸発温度−１０〜＋１０℃の高温域では同等以上の効率が達成できる。これは、従来例Ａおよび従来例Ｂの圧縮機が蒸発温度−３０〜−１５℃の低温域で効率が最適になるように設計されているためで、本発明の圧縮機を蒸発温度−３０〜−１５℃の低温域で使用すると、軸受け部での摺動損失などの固定損失の低下よりも仕事量の低下が大きくなり、従来例Ａおよび従来例Ｂの圧縮機に比べて大幅に効率が低下する。同様に、従来例Ａおよび従来例Ｂの圧縮機をそのまま蒸発温度−１０〜＋１０℃の高温域で使用すると、仕事量が過大となり軸受けでの摺動損失が異常に増大したり、駆動するモータのトルク不足となり、結果として効率低下を招く。

従って、従来例Ａで示したＲ１３４ａを冷媒とし家庭用冷蔵庫に使用されている低温用レシプロ型圧縮機に、体積能力の小さいＲ６００ａをドロップインしてかつ蒸発温度−１０〜＋１０℃の高温域で使用することで、軸受けでの摺動損失などの固定損失に見合った仕事量が確保できるので、図３および図４に示したように、本発明の圧縮機は従来例Ｂの圧縮機と同等以上の効率が達成できる。

さらに、図２に示したように、本発明の圧縮機は本来、従来例Ａで示した圧力範囲で使用できるので、従来よりも高い７５〜８０℃の凝縮温度でも問題なく稼動できるとともに、高い加温効率を維持することができる。なお、８０℃を越える凝縮温度では吐出ガス温度が１００℃を大きく越えて、循環する冷凍機油などの熱劣化が懸念されるので、運転中の吐出ガス温度や圧縮機自身の温度上昇に注意すべきである。

図５は本発明の高温用圧縮機２０の断面図である。

図５に示したように、本発明の高温用圧縮機２０は密閉容器１０１に冷凍機油１０２と、固定子１０３と回転子１０４で一対の電動要素１０５と、電動要素１０５の上に設置された圧縮要素１０６とを収納した構成からなる。

次に、圧縮要素１０６の詳細の構成と動作を以下に説明する。

クランクシャフト１１０は回転子１０４を圧入固定した主軸部１１１および主軸部１１１に対して偏心して形成された偏心部１１２を有する。シリンダーブロック１２０は、圧縮室１２２と、主軸部１１１を指示する軸受け部１２３を有する。ピストン１３０は圧縮室１２２に勘入され、偏心部１１２との間を連結手段１３１によって連結されている。

圧縮機の能力はクランクシャフト１１０の回転速度と気筒容積の積によって決まる。気筒容積は、ピストン１３０が排除する圧縮室１２２内の容積であり、偏心部１１２の偏心量とピストン１３０の外径によって決まる。本発明の圧縮機は、図３および図４の従来例Ａで示したＲ１３４ａを冷媒とし家庭用冷蔵庫に使用されている低温用レシプロ型圧縮機と同じ圧縮要素と電動要素を有し、同一の偏心部１１２の偏心量とピストン１３０の外径で構成されている。

鉄板を積層したバランスウエイト１３３は固定子１０４に固定される。バルブプレート１３５は圧縮室１２２の端面を封止し、高圧室を形成するヘッド１３６はバルブプレート１３５の反圧縮室１２２側に固定される。サクションチューブ１３９は密閉容器１０１に固定されるとともに、切替室蒸発器２２で蒸発した冷媒ガスを密閉容器１０１内のサクションマフラー１４０に導く。サクションマフラー１４０は冷媒ガスの流入に起因する騒音を低減する消音空間１４２を形成する。

サクションマフラー１４０に流入した冷媒ガスは、バルブプレート１３５に固定された吸入バルブ（図示せず）を介して圧縮室１２２内へ吸入されるとともに、サクションマフラー１４０の一部が密閉容器１０１内と連通されることで密閉容器１０１内を蒸発圧力に保つ。また、圧縮室１２２内で圧縮された冷媒ガスはバルブプレート１３５に固定された吐出バルブ（図示せず）を介してヘッド１３６内へ流出し、密閉容器１０１に固定されたディスチャージパイプ（図示せず）を介して切替室凝縮器２１へ排出される。

サスペンションスプリング１５０は密閉容器１０１に固定されたスナブバー１５２と、電動要素１０５の固定子１０３に固定されたスナブバー１５３の間に装着され、電動要素１０５と圧縮要素１０６を密閉容器１０１に対して弾性的に指示する。また、商用電源６２から供給される電力は制御回路６１、インバータ６２を介して電動要素１０５に供給され、電動要素１０５の回転子１０４およびクランクシャフト１１０を任意の回転数で回転させる。

以上のように構成された実施の形態１の自動販売機について、以下その動作を説明する。

ホット／コールド切替室１を冷却する場合、高温用圧縮機２０を停止した後、圧縮機８を駆動する。圧縮機８から吐出された冷媒は、室外熱交換器７で凝縮された後、それぞれ膨張弁Ａ９、膨張弁Ｂ１０、膨張弁Ｃ１１で減圧されて、室内熱交換器４、蒸発器５、第二の蒸発器６へ供給される。そして、室内熱交換器４、蒸発器５、第二の蒸発器６で蒸発した冷媒が圧縮機８へ還流する。

このとき、ホット／コールド切替室１、コールド専用室２、第二のコールド専用室３の内所定の温度に達した貯蔵室は、当該する膨張弁Ａ９、膨張弁Ｂ１０、膨張弁Ｃ１１を閉塞して冷媒の供給を停止する。さらに、すべての貯蔵室が所定の温度に達すると圧縮機８の運転を停止する。

次に、ホット／コールド切替室１を加温する場合、膨張弁Ａ９を閉塞したまま、圧縮機８を稼動して、コールド専用室２、第二のコールド専用室３の冷却を継続するとともに、高温用圧縮機２０を駆動する。高温用圧縮機２０から吐出された冷媒は、切替室凝縮器２１で凝縮された後、加温用膨張弁２３で減圧されて、切替室蒸発器２２へ供給される。そして、切替室蒸発器２２で蒸発した冷媒が高温用圧縮機２０へ還流する。

このとき、例えば外気温度１５℃ではホット／コールド切替室１の安定時の熱負荷は１００〜２００Ｗ程度であるので、高温用圧縮機２０は蒸発温度−１０〜−５℃、凝縮温度６０〜７０℃の圧力条件で４２ｒｐｓの低回転で連続運転するように制御される。これは、より高い蒸発温度に制御すると、連続運転時にはより高い効率が達成できるが、ホット／コールド切替室１の安定時の熱負荷よりも高い能力で運転することになるためである。この場合、高温用圧縮機２０を断続運転する必要が生じ、停止状態から切替室凝縮器２１の温度が所定温度に達するまでの無駄な運転が生じて全体として効率の低下を招く。

また、例えば外気温度１５℃でプルアップする場合は、ホット／コールド切替室１を通常４００Ｗ程度で加温する必要がある。この場合、高温用圧縮機２０は蒸発温度＋０〜＋５℃、凝縮温度約７５℃の圧力条件で７２ｒｐｓの高回転で連続運転するように制御される。ホット／コールド切替室１内の温度が上昇するまでは、切替室凝縮器２１の凝縮温度と室内の空気との温度差が大きいため、大きい凝縮能力が確保できるので高温用圧縮機２０も高能力運転が可能となる。

従って、プルアップ中にホット／コールド切替室１内の温度が上昇するに伴って、高温用圧縮機２０の回転数を４２ｒｐｓまで順次低下させて能力調整する必要がある。望ましくは、切替室凝縮器２１の凝縮温度を検知する温度センサーを設けるとともに、切替室凝縮器２１の凝縮温度が所定値を越えると高温用圧縮機２０の回転数を下げる制御を行う方がよい。

なお、本実施の形態では高温用圧縮機２０の最低回転数を４２ｒｐｓとしたが、蒸発温度０℃／凝縮温度６０℃での加温能力が１００〜３００Ｗになるように気筒容積や最低回転数を選定すれば、外気温度１５℃の安定時でも断続運転する必要がなく、効率的な運転が実現できる。また、加温効率を高めるためには、軸受け部の耐荷重性が許す限り、最低回転数を下げて加温能力を１００Ｗ付近まで下げることが望ましい。

また、本実施の形態では、従来例Ａで示したＲ１３４ａを冷媒とし家庭用冷蔵庫に使用されている低温用レシプロ型圧縮機に、冷媒Ｒ６００ａと鉱油系冷凍機油をドロップインしたものを高温用圧縮機２０として搭載したが、冷媒の熱物性に合わせて、サクションマフラーやヘッド、吐出バルブ、吸入バルブなどの形状変更を行うことができる。また、冷媒や冷凍機油の化学的特性に合わせて、電動要素の固定子の絶縁材料などの有機材料を変更することができる。

以上のように、本実施の形態においては、コールド専用室および第二のコールド専用室の冷却手段とは別に、ホット／コールド切替室を加温する専用の加温システムを有するとともに、この加温システムとして、Ｒ６００ａを冷媒とする高温用レシプロ型圧縮機と、庫内凝縮器と、庫外蒸発器とを備えたことによって、専用に設計された庫外蒸発器で庫外の大気と熱交換することで、蒸発温度−１０〜１０℃の高温条件に維持して圧縮比を低減することができるとともに、Ｒ６００ａを冷媒とする高温用レシプロ型圧縮機を用いることで、大量に生産されているＲ１３４ａを冷媒とする低温用レシプロ型圧縮機の主要な構成部品を流用して、蒸発温度−１０〜１０℃、凝縮温度６０〜８０℃の厳しい加温条件において圧縮機の耐久性確保と圧縮機の高効率化が容易に実現できる。

以上のように、本発明にかかる自動販売機の加温システムは、Ｒ６００ａを冷媒とする高温用レシプロ型圧縮機を用いることで、蒸発温度−１０〜１０℃、凝縮温度６０〜８０℃の厳しい加温条件において小能力でかつ高効率な加温システムが容易に実現できるので、ホット飲料とコールド飲料を同時に保存するショーケースや少量の給湯を行うカップ自販機など小能力の加温エネルギーの省力化が要求される用途にも適用できる。

本発明の実施の形態１による自動販売機の冷媒回路図 同実施の形態の自動販売機の圧縮機の使用圧力範囲を示す図 同実施の形態の自動販売機の圧縮機の能力を示す図 同実施の形態の自動販売機の圧縮機の効率を示す図 同実施の形態の自動販売機の圧縮機の断面図 従来の自動販売機の冷媒回路図

符号の説明

１ ホット／コールド切替室
２ コールド専用室
３ 第二のコールド専用室
２０ 高温用圧縮機
２１ 切替室凝縮器
２２ 切替室蒸発器
２３ 加温用膨張弁

Claims (5)

1. 冷却専用の貯蔵室と、前記冷却専用の貯蔵室とは断熱区画された加温可能な貯蔵室と、前記冷却専用の貯蔵室を冷却する冷却システムと、前記冷却システムとは独立して設けられて前記加温可能な貯蔵室を加温する加温システムとを有し、前記冷却システムは圧縮機と室外熱交換器と前記冷却専用の貯蔵室内に備えた蒸発器とを接続し、前記加温システムは圧縮機と前記加温可能な貯蔵室内に設置した凝縮器と室外に設置した蒸発器とを接続する自動販売機であって、前記加温可能な貯蔵室の加温時には、室外に設置した前記蒸発器で室外の空気と熱交換することによって室外に設置した前記蒸発器の常用の蒸発温度を−１０〜１０℃に維持しながら加温可能な貯蔵室内に設置した前記凝縮器の常用の凝縮温度を６０〜８０℃として前記加温可能な貯蔵室内を５０〜７０℃に加温し、かつ前記加温システムの冷媒をＲ６００ａ、圧縮機をインバータ駆動としたことを特徴とする自動販売機。
2. 加温可能な貯蔵室内に冷却システムの蒸発器をさらに備えて、ホット／コールド切替室とし、前記ホット／コールド切替室の冷却時には、前記蒸発器により前記ホット／コールド切替室内を冷却する請求項１に記載の自動販売機。
3. 加温システムのインバータ駆動の圧縮機を、シェル内が蒸発圧力に維持されるレシプロ型の圧縮機とした請求項１または２に記載の自動販売機。
4. 加温システムのインバータ駆動の圧縮機を、外気温度１５℃においても断続運転とならない最低回転数に制御した請求項１から３のいずれか一項に記載の自動販売機。
5. 加温システムのインバータ駆動の圧縮機を、プルアップ時には通常回転数より高く、かつ断続運転とならない回転数に、安定時には通常回転数より低く、かつ断続運転とならない回転数に制御した請求項１から４のいずれか一項に記載の自動販売機。

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