JP4654539B2 - 冷蔵庫 - Google Patents
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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２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１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３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１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４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１から３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４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１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２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３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４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５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
【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２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１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３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１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４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１から３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４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１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】
（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】
（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２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３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４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５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)
- 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。
- 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１に記載の冷蔵庫。
- 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１に記載の冷蔵庫。
- 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１から３のいずれか一項に記載の冷蔵庫。
- 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１に記載の冷蔵庫。
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