JP4654539B2 - 冷蔵庫 - Google Patents

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    • F25D2201/00Insulation
    • F25D2201/10Insulation with respect to heat

Description

【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11−148761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0.8mm以上であることを特徴とする請求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から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。
【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、20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、20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16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2.4m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10〜20g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15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R600a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22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31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0.8mm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。
【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
【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

Claims (5)

  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。
  2. 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に記載の冷蔵庫。
  3. 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に記載の冷蔵庫。
  4. 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からのいずれか一項に記載の冷蔵庫。
  5. 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に記載の冷蔵庫。
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