JPWO2005124249A1

JPWO2005124249A1 - Cooling system

Info

Publication number: JPWO2005124249A1
Application number: JP2006514650A
Authority: JP
Inventors: 喜人石山
Original assignee: 株式会社アステリズム
Priority date: 2004-06-22
Filing date: 2004-06-22
Publication date: 2008-04-10
Also published as: WO2005124249A1

Abstract

箱体１，５の内部は、仕切り板７によって二つの室に区画される。前面側の貯蔵室１０には被冷却物が収容され、背面側の冷却器室９には冷却器８及びファン１１が収容されている。仕切り板７には、冷却器室９と貯蔵室１０をつなぐ開口１４が形成されている。開口１４は、ファン１１の直径よりも大きく、且つ、ファン１１の回転軸方向から見たとき、開口１４がファン１１の外周を隙間を開けて取り囲むように配置されている。開口１４の面積Ｓは、ファン１１の直径をＲとしたとき、１．８×π（Ｒ／２）２≦Ｓ≦２．５×π（Ｒ／２）２で規定される。開口１４の貯蔵庫側の境界面とファン１１の最前部との間の距離は、０以上、０．２Ｒ以下である。The interiors of the boxes 1 and 5 are partitioned into two chambers by a partition plate 7. An object to be cooled is accommodated in the storage chamber 10 on the front side, and a cooler 8 and a fan 11 are accommodated in the cooler chamber 9 on the back side. An opening 14 that connects the cooler chamber 9 and the storage chamber 10 is formed in the partition plate 7. The opening 14 is larger than the diameter of the fan 11 and is arranged so that the opening 14 surrounds the outer periphery of the fan 11 with a gap when viewed from the direction of the rotation axis of the fan 11. The area S of the opening 14 is defined by 1.8 × π (R / 2) 2 ≦ S ≦ 2.5 × π (R / 2) 2 where R is the diameter of the fan 11. The distance between the boundary surface on the storage side of the opening 14 and the forefront portion of the fan 11 is not less than 0 and not more than 0.2R.

Description

本発明は、冷却装置に係り、特に食材の冷凍及び冷蔵に適した冷却装置に係る。 The present invention relates to a cooling device, and more particularly to a cooling device suitable for freezing and refrigeration of food materials.

冷凍庫や冷蔵庫などの冷却装置では、空気を冷却器で冷却して庫内に強制循環させる方式が用いられている。このような冷気強制循環方式によれば、冷気をファンを用いて庫内に強制的に循環させているので、庫内の温度ムラが少なく、冷却時間も短くなるという利点がある。しかし、冷気強制循環方式では、冷却器での熱交換の際に、空気中に含まれる水分が凝固して冷却器に付着することが問題になる。
例えば、特開昭６２−１６９９８８号公報に記載された冷凍冷蔵庫では、冷凍室の背後に冷却器及びファンが配置されている。冷蔵室及び冷凍室からの環流空気は、冷凍室下部に設けられた吸込口から吸い込まれ、冷却器を通って冷却され、ファンによって再び冷凍室に吹き出される。この冷凍冷蔵庫では、冷蔵室からの環流空気と冷凍室からの環流空気とを、冷却器に至る前に合流させて、冷却器への着霜量を減少させるようにしている。
しかしながら、この冷凍冷蔵庫では、庫内からの環流空気を冷却器を通過させてファンに導くという一方向の空気の流れを実現するため、専用の流路を設けることが必要となる。その結果、部品点数が多く、構造も複雑になる。また、この構成は、冷凍室からの低温の環流空気を用いて、冷蔵室からの環流空気による冷却器への着霜を減少させるというものであって、冷凍室からの環流空気による冷却器への着霜を減少させることまではできない。
また、特開平６−２７３０３０号公報あるいは特許第３３６６９７７号公報に記載された冷凍庫では、冷凍室の背後に冷却器が配置され、冷却器の前面に設けられたファンから冷気が吹き出され、庫内が冷却される。このような装置では、冷却器の前面にファンが配置されているので、環流空気の一部を、冷凍庫からファンの後方に回り込ませ、冷却器を経由することなく流動させることが可能になり、冷却器への着霜量を減少させることができる。
しかしながら、このような冷凍庫では、冷却器への着霜量を減少させることはできるが、冷却器室と冷凍室の境界が明確でなく、それぞれの室の熱交換効率もファンからの距離が離れるほど悪くなる。特に、冷却器室側では、冷却器の背面がほぼ塞がれているため、冷却器の熱交換効率も悪いものであった。In a cooling device such as a freezer or a refrigerator, a system in which air is cooled by a cooler and forcedly circulated in the refrigerator is used. According to such a cold air forced circulation system, the cold air is forcibly circulated in the cabinet using a fan, so that there are advantages in that the temperature unevenness in the cabinet is small and the cooling time is shortened. However, in the cold forced circulation system, when heat is exchanged in the cooler, there is a problem that moisture contained in the air solidifies and adheres to the cooler.
For example, in a refrigerator-freezer described in JP-A-62-169988, a cooler and a fan are disposed behind the freezer compartment. The circulating air from the refrigerator compartment and the freezer compartment is sucked from a suction port provided in the lower part of the freezer compartment, cooled through a cooler, and blown out again to the freezer compartment by a fan. In this refrigerator-freezer, the circulating air from the refrigerator compartment and the circulating air from the freezer compartment are merged before reaching the cooler to reduce the amount of frost formation on the cooler.
However, in this refrigerator-freezer, it is necessary to provide a dedicated flow path in order to realize a one-way air flow in which the circulating air from the interior passes through the cooler and is guided to the fan. As a result, the number of parts is large and the structure is complicated. In addition, this configuration uses the low-temperature circulating air from the freezer compartment to reduce frost formation on the cooler due to the circulating air from the refrigerator compartment. It is impossible to reduce frost formation.
Further, in the freezer described in Japanese Patent Laid-Open No. 6-273030 or Japanese Patent No. 3366777, a cooler is disposed behind the freezer compartment, and cold air is blown out from a fan provided on the front surface of the cooler. Is cooled. In such a device, since the fan is arranged on the front surface of the cooler, a part of the circulating air can be caused to flow around from the freezer to the rear of the fan and flow without going through the cooler. The amount of frost formation on the cooler can be reduced.
However, in such a freezer, although the amount of frost formation on the cooler can be reduced, the boundary between the cooler room and the freezer room is not clear, and the heat exchange efficiency of each room is also far from the fan. It gets worse. In particular, on the cooler chamber side, since the back surface of the cooler is almost blocked, the heat exchange efficiency of the cooler is also poor.

本発明は、以上のような従来の冷却装置における問題点に鑑み成されたものであり、本発明の目的は、簡単な構造で、小型化に適し、冷却コイルへの着霜量が少なく、合せて食品を乾燥させにくい冷却装置を提供することにある。
本発明の冷却装置は、
断熱部材で構成された箱体と、
空気を熱交換により冷却する冷却器と、
箱体の内部を、冷却器が収容される冷却器室と、被冷却物が収容される貯蔵室との二つの室に区画し、且つ、これら二つの室をつなぐ開口が形成された仕切り板と、
冷却器室内に配置され、冷却器で冷却された空気を前記開口を介して貯蔵室内に送り込むファンと、
を備えた冷却装置において、
前記開口は、前記ファンの回転軸方向から見たとき、前記開口が前記ファンの外周を隙間を開けて取り囲むように形成され、
前記開口の面積Ｓは、前記ファンの直径をＲとしたとき、
１．８×π（Ｒ／２）^２≦Ｓ≦２．５×π（Ｒ／２）^２
で規定され、
前記開口の貯蔵庫側の境界面と前記ファンの最前部との間の距離は、０以上、０．２Ｒ以下であることを特徴とする。
本発明の冷却装置によれば、前記ファンの回転により前記冷却器から前記開口を経て前記貯蔵室に吹き出される吐出流と、それに伴い前記貯蔵室から前記開口を経て前記冷却器に吸引される吸引流とが生じる。これらの吐出流と吸引流は、互いにぶつかり合って、冷気の運動量に対する流動速度が抑えられる。その結果、前記冷却器への着霜が抑えられると同時に、食材の乾燥を防ぐことができる。
更に、前記開口の面積Ｓを上記の式を満足するように設定することによって、開口を介した空気の流出と流入との双方の作用により、流出、流入のバランスがとれ、それぞれの室の熱交換効率高めながら平均流速を弱めることができる。
好ましくは、前記ファンを前記冷却器の上方に配置する。このような配置を採用すれば、奥行き寸法を増加させることがないので、冷却装置の小型化を図ることができる。
好ましくは、前記仕切り板に、前記冷却器と対向する位置または前記冷却器の下側に当る位置にスリットを形成する。このように、前記開口に加えて貯蔵室から冷却器室への還流経路を設け、その配置を調整することによって、冷却器室内における空気の流れを細かく調整することができる。
なお、前記ファンと前記開口との組み合わせを複数組設けることもできる。このように構成すれば、冷却性能の向上を図ることができる。
本発明の冷却装置によれば、従来の冷気強制循環方式と比べて構造が簡単でありながら、同等の冷却性能を発揮でき、しかも冷却器への着霜量も少なくすることができる。The present invention has been made in view of the problems in the conventional cooling device as described above, and an object of the present invention is a simple structure, suitable for downsizing, and a small amount of frost formation on the cooling coil. In addition, the object is to provide a cooling device that makes it difficult to dry food.
The cooling device of the present invention comprises:
A box composed of heat insulating members;
A cooler that cools the air by heat exchange;
A partition plate in which the interior of the box is divided into two chambers, a cooler chamber in which a cooler is accommodated and a storage chamber in which an object to be cooled is accommodated, and an opening that connects these two chambers is formed When,
A fan disposed in the cooler chamber and sending air cooled by the cooler into the storage chamber through the opening;
In a cooling device comprising:
The opening is formed so that the opening surrounds the outer periphery of the fan with a gap when viewed from the rotation axis direction of the fan,
The area S of the opening is given by R being the diameter of the fan.
1.8 × π (R / 2) ² ≦ S ≦ 2.5 × π (R / 2) ²
Stipulated in
The distance between the boundary of the opening on the storage side and the foremost part of the fan is 0 or more and 0.2R or less.
According to the cooling device of the present invention, the discharge flow blown from the cooler through the opening to the storage chamber by the rotation of the fan, and accordingly, the suction is sucked from the storage chamber to the cooler through the opening. A suction flow is generated. These discharge flow and suction flow collide with each other, and the flow rate with respect to the momentum of the cold air is suppressed. As a result, frost formation on the cooler can be suppressed, and at the same time, the food can be prevented from drying.
Furthermore, by setting the area S of the opening so as to satisfy the above formula, the outflow and inflow are balanced by the action of both outflow and inflow of air through the opening, and the heat of each chamber is obtained. The average flow rate can be reduced while increasing the exchange efficiency.
Preferably, the fan is disposed above the cooler. If such an arrangement is employed, the depth dimension is not increased, and the cooling device can be downsized.
Preferably, a slit is formed in the partition plate at a position facing the cooler or a position corresponding to the lower side of the cooler. Thus, in addition to the opening, by providing a reflux path from the storage chamber to the cooler chamber and adjusting the arrangement, the flow of air in the cooler chamber can be finely adjusted.
A plurality of combinations of the fan and the opening can be provided. With this configuration, the cooling performance can be improved.
According to the cooling device of the present invention, it is possible to exhibit the same cooling performance while reducing the amount of frost formation on the cooler while having a simple structure as compared with the conventional cold forced circulation system.

図１は、本発明の冷却装置の一例を示す垂直断面図。
図２は、図１に示した冷却装置の本体部分の正面図。
図３は、図１に示した冷却装置の水平断面図。
図４は、図１に示した冷却装置の開口部分の正面図。
図５は、本発明の冷却装置におけるファン近傍での流れについて説明する図。
図６は、比較例１の冷却装置におけるファン近傍での流れについて説明する図。
図７は、比較例２の冷却装置におけるファン近傍での流れについて説明する図。
図８は、比較例３の冷却装置を示す垂直断面図。
図９は、図８に示した冷却装置の本体部分の正面図。
図１０は、本発明の冷却装置の他の例を示す垂直断面図。FIG. 1 is a vertical sectional view showing an example of the cooling device of the present invention.
2 is a front view of a main body portion of the cooling device shown in FIG.
FIG. 3 is a horizontal sectional view of the cooling device shown in FIG. 1.
FIG. 4 is a front view of the opening of the cooling device shown in FIG.
FIG. 5 is a diagram for explaining the flow in the vicinity of the fan in the cooling device of the present invention.
FIG. 6 is a diagram for explaining the flow in the vicinity of the fan in the cooling device of the first comparative example.
FIG. 7 is a diagram for explaining the flow in the vicinity of the fan in the cooling device of Comparative Example 2.
FIG. 8 is a vertical sectional view showing the cooling device of Comparative Example 3.
9 is a front view of the main body portion of the cooling device shown in FIG.
FIG. 10 is a vertical sectional view showing another example of the cooling device of the present invention.

図１〜４に、本発明に基づく冷却装置の一例を示す（実施例１）。図中、９は冷却器室、１０は貯蔵室、７は仕切り板、８は冷却器、１１はファン、１４は開口を表わす。
図１は、冷却装置の縦方向の断面図である。箱体は、本体１と扉５から構成されている。本体１は、外箱と内箱との間に断熱材４を充填することにより形成されている。扉５も同様に、扉パネル内に断熱材４を充填することにより形成されている。
箱体の内部は、仕切り板７によって、前面側の貯蔵室１０と背面側の冷却器室９とに区画されている。冷却器室９内には冷却器８が収容されている。冷却器８は、背後の壁面から、冷却器８の厚さの１／８〜１／４程度の隙間を開けて配置されている。冷却器８は、この例では、フィンチューブ方式の冷却コイルである。冷却器８で熱交換された空気は、冷却器室９内に溜まる。冷却器８の前方にはファン１１が配置されている。ファン１１は、駆動用のモータの回転軸に取り付けられている。モータは、例えば、ブラケット（図示せず）を介して仕切り板７に取り付けることができる。
なお、冷却器８には、圧縮機、熱交換器、凝縮器等（図示せず）が配管を介して接続され、凝縮器から供給された冷媒が冷却器８の中で蒸発し、圧縮機に戻るようになっている。圧縮機は、例えば、本体１の背面側の下部に設けられた機械室（図示せず）に収容される。凝縮器は、例えば、本体１の断熱材４の中に埋め込まれる。
図２は、図１に示した冷却装置の正面図であり、扉５を外した状態において前面側から（図１の矢印Ａの方向から）見た図である。仕切り板７には、円形の開口１４が設けられている。開口１４の径（寸法Ｂ）は、ファンの直径よりも大きく設計されている。
図３は、図１に示した冷却装置の水平方向の断面図である。ファン１１は、羽根の厚み（寸法Ｄ）の一部が仕切り板７の厚み（寸法Ｅ）と重なるような位置、あるいは、羽根の最前部が仕切り板７の背面の延長面に僅かな隙間（寸法Ｃ）が開けて向かい合うような位置に配置される。ここで、上記の寸法Ｃの上限は、ファン１１の直径をＲとしたとき、０．２Ｒ程度である。
図４に、開口１４の部分拡大図（正面図）を示す。この例では、開口１４に、ファン１１への人体や食品の接触を防止するための格子１７が取り付けられている。
図５に、本発明に基づく冷却装置における、ファン１１の周りでの空気の流れの状態を示す。また、比較のため、図６及び７に、仕切り板７あるいはファン１１の配置を変えた場合における、ファン１１の周りでの空気の流れを示す。ここで、図６（比較例１）では、仕切り板（７：図１）は冷却器（８、図１）の周囲のみに配置され、ファン１１の近くには設けられていない。図７（比較例２）ではファン１１は、開口１４から前方に（即ち、貯蔵室１０側に）突出した状態で配置されている。
図５に示したケースでは、ファン１１の外周と開口１４の間に、空気が流れる狭い流路が形成される。また、図５に示したケースでは、ファン１１の周りに、後壁面と仕切り板７とで挟まれた空間が形成される。これに対して、図６に示したケースでは、ファン１１の外周近傍に空気の流れを遮るものはない。
図５に示したケースでは、開口１４の内周近傍において、貯蔵室１０内の空気がファン１１の吸引力により吸引されて、冷却器室９側に流れる。このため、開口１４の前方において、冷却器室９から貯蔵室１０に吹き出される流れと、貯蔵室１０から冷却器室９に吸引される流れとの二方向の空気の流れが生じる。このように、限られた開口１４において、二方向の流れが生じると、図５の中に破線で示したように、貯蔵室１０に吹き出される吐出流と、冷却器室９に吸引される吸引流とがぶつかり合う現象が生じる。吐出流と吸引流とがぶつかりあうと、乱流状態が形成され、貯蔵室１０への吐出流の流速が弱められる。即ち、図５に示したケースでは、開口１４を介した空気の流出と流入との双方の作用によって、冷気の運動量に比べて貯蔵室１０への吐出流の流速が弱められることになる。
図６に示したケース（比較例１）では、空気の流れは、吐出流と吸引流が明確に分離した状態になる。図７に示したケース（比較例２）では、ファン１１を正転させた場合、ファン１１の後方のみならず、ファン１１の前方の貯蔵室１０内の空気もファン１１の回転により吸引され、ファン１１の前方に吹き出されることになる。
次に、本発明に基づいて製作された冷却装置の性能確認試験の結果について、図４を用いて説明する。
実施例１では、貯蔵室１０の内容積を４０５Ｌ（幅９００ｍｍ、高さ７５０ｍｍ、奥行き６００ｍｍ）とし、ファン１１の直径を２５０ｍｍ、開口１４の直径を３５０ｍｍ、仕切り板７の背面の延長面からのファン１１の羽根の最前部までの距離（図３の寸法Ｃ）を０ｍｍとした。また、入力電源はＡＣ２２０Ｖ、６０Ｈｚとし、出力１５００Ｗの圧縮機を用い、入力電源ＤＣ２００Ｖ、出力４０Ｗのファンモータを用いた。また、冷媒はＲ２２とした。
実験では、この冷却装置を用いて、空気の流れを、煙りの動きやファン１１の前方の格子１７（図４）に取り付けられた帯状の小片によって観察した。また、比較のため、ファン１１の周囲で、仕切り板を取り外した場合（比較例１、図６相当）についても、同様の観察を行った。
実施例１では、ファン１１の回転領域３０（図４）において、吐出流のみならず、吸引流も観察された。ファン１１の外周と開口１４の内周との間の領域３１でも、吸引流と吐出流とが混在していた。この領域において、格子１７に取り付けられた帯状の小片を観察したところ、小片の先端が前後に揺れる箇所が多く、吸引流か吐出流であるかを明確に確認できない部分も多かった。
これに対して、比較例１の場合には、ファン１１の回転領域（図４の回転領域３０に相当する領域）では吐出流が観察され、ファン１１の外側では吸引流が観察され、これらは明確に区別することができた。
実施例１では、ファン１１から前方に吹き出す空気の流れが観察されたが、比較例１の構成と比べると、吹き出しの強さは大幅に弱くなっていた。例えば、比較例１では、ファン１１から強い勢いで空気が吹き出し、貯蔵室１０の前面（扉部分）まで空気が流れていることが観察された。一方、実施例１では、貯蔵室の奥行き方向の略中央部までは、空気が吹き出していることが観察されたが、貯蔵室１０の前面では、吹き出し方向の空気の流れは、明確には確認できなかった。
これらの実験結果から、実施例１では、開口１４を介して空気の流出及び流入の双方の流れがあること、及び、貯蔵室１０内へ吐出流の流速が比較的低いことが分かる。また、ファン１１近傍の空気の流れは、比較例１では吐出流と吸引流が明確に区別できるのに対して、実施例１では、乱流状態の占める割合が大きいことが分かる。
実施例１の構成によれば、開口１４を介して、貯蔵室１０の空気と冷却器室９に溜まった空気とを入れ替えることができるので、冷却器８に溜まった空気を貯蔵室１０内へ流動させ、且つ貯蔵室１０で温度が上昇した空気を冷却器８に環流させることができる。このため、開口１４とは別に専用の吸引口を設けていない構成であっても、冷却器８による熱交換が可能である。
なお、開口１４の面積は、大き過ぎると図６のケースに近づき、吐出流の流速を弱める効果が失われ、一方、小さ過ぎると、開口１４を介した冷却器室９への吸引流が減少する。従って、開口１４の面積Ｓは、ファンの面積（ファン１１が回転する円形領域の面積）の１．８倍以上２．５倍以下の範囲が適当である。即ち。開口１４の面積Ｓは、ファン１１の直径をＲとしたとき、下記の式で規定される範囲に設定される。
１．８×π（Ｒ／２）^２≦Ｓ≦２．５×π（Ｒ／２）^２
実施例１では、ファン１１の直径が２５０ｍｍ、ファンの面積が４９１０００ｍｍ^２、開口１４の直径が３５０ｍｍ、開口１４の面積Ｓが９６２０００ｍｍ^２であるので、開口の面積Ｓは、ファンの面積の１．９６倍となっている。
なお、実施例１では、仕切り板７の背面からのファン１１の最前部までの距離（図３のＤ寸法）を０ｍｍとしたが、ファン１１の羽根の大きさ（直径と厚み）に応じて冷却器室８の内側方向に０〜５０ｍｍ程度としても良い。
次に、従来の冷気強制循環方式の冷凍庫と比較した結果について説明する。
図８に、比較のために用いた装置（比較例３）の垂直断面図を示す。図９に、図８の装置の開口部の部分拡大図を示す。
図８に示した装置の構成では、冷凍庫の内部は、仕切り板によって、背面側の冷却器室４３と前面側の貯蔵室４６に区画されている。冷却器室４３内には、冷却器４０が収容されている。冷却器４０の前方には、ファン４２が配置されている。ファン４２の周囲は、ダクト４４で取り囲まれている。冷凍器４０の背面側に吸込口４１が設けられている。貯蔵室４６内の空気は、吸込口４１から吸引され、ファン４２によってダクト４４に吸い込まれ、吐出口４５から吐出される。
ファン１１の直径は２５０ｍｍ、ダクト４４の内径は２７０ｍｍである。実施例１（図１〜図５）と比較例３とは、装置本体は同じものとしたので、貯蔵室容積は同じである。また、仕切り板の形状及び冷却器室内の配置以外の部分は共通であり、冷却器、ファン、ファンモータ、圧縮機等の冷却システムに係る部分も共通である。
実験の条件は、周囲温度２０℃、相対湿度６０％、貯蔵室内負荷を水量：１００００ｇ（２０００ｇＸ５段）、水温１６℃とした。
実施例１、比較例３のいずれの場合においても、約１００分で約−２０℃の安定状態に達した。このことから、実施例１、比較例３の冷却性能はほぼ同じであることが確認された。製造された氷の重量を比較したところ、実施例１では９９７６ｇ、比較例３では９７４２ｇであった。
ここで、実施例１と比較例３とでは、流路の構成が異なっているが、冷却器に空気を環流させ冷却器の冷気を貯蔵室へ吐出させることについては、双方共変わりない。実施例１では、空気の流動の速度が遅くなり、乱流状態が発生するものの、冷却器室及び貯蔵室の全体として見れば、冷却器室の空気は貯蔵室へ運ばれ、貯蔵室の空気は冷却器室に環流し、冷却器において熱交換が行われ、冷却能力が発揮されることになる。この実験において、冷却器入口と出口との温度（パイプ近傍温度）の差は、温度下降時において最大約１０℃、安定時において約４℃であり、十分な熱交換が行われていた。
一方、冷却器への着霜については、比較例３では、冷却器の全体に着霜が認められたのに対して、実施例１では、ファンの背面側に着霜が少量認められたに止まった。比較例３では、貯蔵室４６で温度が上昇した空気は、吸込口４１を経て冷却器４０へ至る。また、貯蔵室４６内の空気の流動速度は、実施例１に比べて速く、空気の貯蔵室４６内の滞留時間も実施例１に比べて短い。従って、比較例３における空気の流動は、貯蔵室４６の水分を含んだ空気が、速い速度で、連続的に冷却器４０へ運ばれるので、冷却器４０への着霜を増大させる傾向にある。
これに対して、実施例１では比較例３に比べ、空気の流れが全体的に緩やかであり、貯蔵室１０内の空気の滞留時間は比較例３に比べ長い。また、開口１４から吐出された空気は、同じ開口１４に吸引されるので、貯蔵室１０内において、吐出流と吸引流とがぶつかり合って、合流する割合も高い。このため、水分を含んだ空気が貯蔵室１０内において緩やかに滞留している間に、この水分が貯蔵室１０内において凝固する作用も生じる。実施例１の着霜量が少ないのは、このことによるものであり、実施例１における空気の流動は、冷却器８への着霜を抑える傾向にある。合せて食材の乾燥を防ぐこともできる。
なお、実施例１において、仕切り板７のうち冷却器８の上部及び下部の二ケ所に相当する部分に、仕切り板７を貫通する長穴状のスリットを形成したものについても、実験確認を行なったが、開口１４における空気の基本的な流動動作については、特に変化が見られなかった。
これは、以下のように考えられる。すなわち、実施例１は、前記のように、開口１４における空気の流れは一方向ではなく、空気の流入と流出の双方があり、貯蔵室１０への空気の吐出は比較例３の構成に比べ平均風速は緩やかである。冷却器室９内においても、このことは同様であり、冷却器８が配置されている部分では、空気の流れは一方向ではなく、しかもその流れも平均風速は緩やかである。このため、仕切り板１７のうち、冷却器８と対向する部分又は冷却器８の上部及び下部の二ケ所にスリットを形成しても、貯蔵室１０から冷却器室９へ空気が急激に流入することはなく、開口１４における空気の流動動作も、特別な変化が発生しないものと考えられる。
スリットの有無によって、開口１４における空気の基本的な流動動作には、変化はないが、冷却性能については、若干の変化が見られた。このため、スリットの有無やスリットの大きさによって、冷却性能の調整を図ることができ、設計の自由度も高めることができる。
図１０に本発明の冷却装置の他の例を示す。
この例では、冷却室９の下部に冷却器８が収容され、冷却器８の上方にファン１１が配置されている。このようにファン１１を配置すれば、奥行き寸法を特別に大きくする必要がなく、小型化に有利である。更に、冷却器８とファン１１との間を空気が流通する流路を構成する専用のダクトや、ファン１１から吹出口へと空気を導く専用のダクト等の部品は設ける必要がなく、構造を簡素化でき、部品点数を減らすことができる。
本発明の冷却装置によれば、通常の冷気強制循環方式と比べて構造が簡単でありながら、同等の冷却性能を発揮することができる。しかも、冷却器への着霜量が少なく食材の乾燥を防ぐこともできる。本発明の冷却装置は、業務用、家庭用を問わず、冷蔵庫、冷凍庫、冷凍装置、自動販売機用冷却装置、保冷車、冷凍車など各種の用途の適用できる。また、本発明の冷却装置は小型化に有利であるので、特に家庭用の冷凍庫や冷凍冷蔵庫に適している。
本発明の冷却装置は、以上で例として挙げたの他に、様々な変形が可能である。例えば、図１及び図１０に示した例では、貯蔵室１０の内部は一つの室になっているが、貯蔵室１０の内部を更に複数に区切り、冷凍室や冷蔵室などのそれぞれ温度条件が異なる室を設けることもできる。その場合、各室それぞれに対応させて、専用のファン及び開口を設ければ、各室の温度を独立して制御することが容易になる。また、上記の例では、冷却器を箱体の背面に配置しているが、側面に配置してもよく、背面及び側面に配置してもよい。上記の例では、開口１４の形状を円形にしているが、開口１４の径がファン１１の径より大きくなっていれば他の形状でもよく、四角形や他の多角形あるいはこれらに近似する形状でもよい。1-4 show an example of a cooling device according to the present invention (Example 1). In the figure, 9 is a cooler chamber, 10 is a storage chamber, 7 is a partition plate, 8 is a cooler, 11 is a fan, and 14 is an opening.
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of the cooling device. The box is composed of a main body 1 and a door 5. The main body 1 is formed by filling a heat insulating material 4 between the outer box and the inner box. Similarly, the door 5 is formed by filling the door panel with the heat insulating material 4.
The interior of the box is partitioned by a partition plate 7 into a front storage chamber 10 and a rear cooler chamber 9. A cooler 8 is accommodated in the cooler chamber 9. The cooler 8 is arranged with a gap of about 1/8 to 1/4 of the thickness of the cooler 8 from the back wall surface. In this example, the cooler 8 is a fin tube type cooling coil. Air that has undergone heat exchange in the cooler 8 accumulates in the cooler chamber 9. A fan 11 is disposed in front of the cooler 8. The fan 11 is attached to a rotating shaft of a driving motor. The motor can be attached to the partition plate 7 via a bracket (not shown), for example.
Note that a compressor, a heat exchanger, a condenser, and the like (not shown) are connected to the cooler 8 via a pipe, and the refrigerant supplied from the condenser evaporates in the cooler 8, and the compressor To come back. The compressor is accommodated, for example, in a machine room (not shown) provided in the lower part on the back side of the main body 1. The condenser is embedded in the heat insulating material 4 of the main body 1, for example.
FIG. 2 is a front view of the cooling device shown in FIG. 1 and is a view seen from the front side (from the direction of arrow A in FIG. 1) with the door 5 removed. A circular opening 14 is provided in the partition plate 7. The diameter (dimension B) of the opening 14 is designed to be larger than the diameter of the fan.
3 is a horizontal sectional view of the cooling device shown in FIG. The fan 11 has a position where a part of the thickness (dimension D) of the blade overlaps the thickness (dimension E) of the partition plate 7, or a slight gap ( The dimension C) is opened and arranged at a position facing each other. Here, the upper limit of the dimension C is about 0.2 R, where R is the diameter of the fan 11.
FIG. 4 shows a partially enlarged view (front view) of the opening 14. In this example, a lattice 17 for preventing a human body or food from contacting the fan 11 is attached to the opening 14.
FIG. 5 shows a state of air flow around the fan 11 in the cooling device according to the present invention. For comparison, FIGS. 6 and 7 show the air flow around the fan 11 when the arrangement of the partition plate 7 or the fan 11 is changed. Here, in FIG. 6 (Comparative Example 1), the partition plate (7: FIG. 1) is disposed only around the cooler (8, FIG. 1) and is not provided near the fan 11. In FIG. 7 (Comparative Example 2), the fan 11 is disposed in a state of protruding forward from the opening 14 (that is, toward the storage chamber 10 side).
In the case shown in FIG. 5, a narrow channel through which air flows is formed between the outer periphery of the fan 11 and the opening 14. In the case shown in FIG. 5, a space sandwiched between the rear wall surface and the partition plate 7 is formed around the fan 11. In contrast, in the case shown in FIG. 6, there is nothing that blocks the air flow near the outer periphery of the fan 11.
In the case shown in FIG. 5, in the vicinity of the inner periphery of the opening 14, the air in the storage chamber 10 is sucked by the suction force of the fan 11 and flows toward the cooler chamber 9. For this reason, in the front of the opening 14, a two-way air flow is generated, which is a flow blown from the cooler chamber 9 to the storage chamber 10 and a flow sucked from the storage chamber 10 to the cooler chamber 9. Thus, when a flow in two directions occurs in the limited opening 14, the discharge flow blown into the storage chamber 10 and the cooler chamber 9 are sucked as shown by the broken line in FIG. 5. A phenomenon occurs in which the suction flow collides. When the discharge flow and the suction flow collide, a turbulent flow state is formed, and the flow velocity of the discharge flow into the storage chamber 10 is weakened. That is, in the case shown in FIG. 5, the flow rate of the discharge flow into the storage chamber 10 is weakened by the action of both the outflow and the inflow of air through the opening 14 as compared with the momentum of the cold air.
In the case shown in FIG. 6 (Comparative Example 1), the air flow is in a state where the discharge flow and the suction flow are clearly separated. In the case (Comparative Example 2) shown in FIG. 7, when the fan 11 is rotated forward, not only the rear of the fan 11 but also the air in the storage chamber 10 in front of the fan 11 is sucked by the rotation of the fan 11. The air is blown out in front of the fan 11.
Next, the result of the performance confirmation test of the cooling device manufactured according to the present invention will be described with reference to FIG.
In the first embodiment, the internal volume of the storage chamber 10 is 405 L (width 900 mm, height 750 mm, depth 600 mm), the fan 11 has a diameter of 250 mm, the opening 14 has a diameter of 350 mm, and extends from the extended surface on the back of the partition plate 7. The distance to the frontmost part of the blades of the fan 11 (dimension C in FIG. 3) was set to 0 mm. The input power supply was AC220V, 60Hz, a compressor with an output of 1500W was used, and a fan motor with an input power supply of DC200V and an output of 40W was used. The refrigerant was R22.
In the experiment, using this cooling device, the flow of air was observed by smoke movements and strips attached to the grid 17 (FIG. 4) in front of the fan 11. For comparison, the same observation was performed when the partition plate was removed around the fan 11 (Comparative Example 1, equivalent to FIG. 6).
In Example 1, not only the discharge flow but also the suction flow was observed in the rotation region 30 (FIG. 4) of the fan 11. In the region 31 between the outer periphery of the fan 11 and the inner periphery of the opening 14, the suction flow and the discharge flow were mixed. In this region, when the band-shaped small piece attached to the lattice 17 was observed, there were many places where the tip of the small piece fluctuated back and forth, and there were many portions where it was not possible to clearly confirm whether the flow was a suction flow or a discharge flow.
On the other hand, in the case of Comparative Example 1, a discharge flow is observed in the rotation region of the fan 11 (region corresponding to the rotation region 30 in FIG. 4), and a suction flow is observed outside the fan 11, and these are A clear distinction could be made.
In Example 1, the flow of air blown forward from the fan 11 was observed, but compared with the configuration of Comparative Example 1, the strength of the blowing was significantly weakened. For example, in Comparative Example 1, it was observed that air was blown out from the fan 11 with a strong momentum, and the air was flowing to the front surface (door portion) of the storage chamber 10. On the other hand, in Example 1, it was observed that air was blown out to a substantially central portion in the depth direction of the storage chamber, but on the front surface of the storage chamber 10, the flow of air in the blowing direction was clearly confirmed. could not.
From these experimental results, it can be seen that in Example 1, there are both the outflow and the inflow of air through the opening 14, and the flow rate of the discharge flow into the storage chamber 10 is relatively low. Further, it can be seen that the flow of air in the vicinity of the fan 11 can be clearly distinguished from the discharge flow and the suction flow in the first comparative example, whereas the proportion of the turbulent state is large in the first example.
According to the configuration of the first embodiment, since the air in the storage chamber 10 and the air accumulated in the cooler chamber 9 can be exchanged via the opening 14, the air accumulated in the cooler 8 can be transferred into the storage chamber 10. The air that has flowed and whose temperature has increased in the storage chamber 10 can be recirculated to the cooler 8. For this reason, heat exchange by the cooler 8 is possible even in a configuration in which a dedicated suction port is not provided separately from the opening 14.
If the area of the opening 14 is too large, it approaches the case of FIG. 6 and the effect of weakening the flow rate of the discharge flow is lost. On the other hand, if it is too small, the suction flow to the cooler chamber 9 through the opening 14 is reduced. To do. Accordingly, the area S of the opening 14 is suitably in the range of 1.8 times to 2.5 times the area of the fan (the area of the circular region in which the fan 11 rotates). That is. The area S of the opening 14 is set in a range defined by the following equation, where R is the diameter of the fan 11.
^{1.8 × π (R / 2)} 2 ≦ S ≦ 2.5 × π (R / 2) 2
In the first embodiment, the diameter of the fan 11 is 250 mm, the area of the fan is 491000 mm ² , the diameter of the opening 14 is 350 mm, and the area S of the opening 14 is 962000 mm ² . 96 times.
In Example 1, the distance from the rear surface of the partition plate 7 to the foremost portion of the fan 11 (D dimension in FIG. 3) was set to 0 mm, but depending on the size (diameter and thickness) of the blades of the fan 11 It is good also as about 0-50 mm to the inner side direction of the cooler room 8.
Next, the result compared with the conventional cold air forced circulation type freezer will be described.
FIG. 8 shows a vertical sectional view of an apparatus (Comparative Example 3) used for comparison. FIG. 9 shows a partially enlarged view of the opening of the apparatus of FIG.
In the configuration of the apparatus shown in FIG. 8, the inside of the freezer is partitioned into a cooler chamber 43 on the back side and a storage chamber 46 on the front side by a partition plate. A cooler 40 is accommodated in the cooler chamber 43. A fan 42 is disposed in front of the cooler 40. The fan 42 is surrounded by a duct 44. A suction port 41 is provided on the back side of the refrigerator 40. Air in the storage chamber 46 is sucked from the suction port 41, sucked into the duct 44 by the fan 42, and discharged from the discharge port 45.
The fan 11 has a diameter of 250 mm, and the duct 44 has an inner diameter of 270 mm. Since Example 1 (FIGS. 1 to 5) and Comparative Example 3 have the same apparatus main body, the storage chamber volume is the same. The parts other than the shape of the partition plate and the arrangement in the cooler chamber are common, and the parts related to the cooling system such as a cooler, a fan, a fan motor, and a compressor are also common.
The conditions of the experiment were an ambient temperature of 20 ° C., a relative humidity of 60%, a load in the storage room with a water amount of 10,000 g (2000 g × 5 stages), and a water temperature of 16 ° C.
In both cases of Example 1 and Comparative Example 3, a stable state of about −20 ° C. was reached in about 100 minutes. From this, it was confirmed that the cooling performance of Example 1 and Comparative Example 3 was almost the same. When the weight of the produced ice was compared, it was 9976 g in Example 1, and 9742 g in Comparative Example 3.
Here, the configuration of the flow path is different between Example 1 and Comparative Example 3, but both of them are the same in circulating air through the cooler and discharging cool air from the cooler into the storage chamber. In the first embodiment, although the flow rate of air becomes slow and a turbulent state is generated, the air in the cooler room is transported to the storage room and the air in the storage room when viewed as a whole of the cooler room and the storage room. Is recirculated to the cooler chamber, heat exchange is performed in the cooler, and the cooling capacity is exhibited. In this experiment, the difference in temperature between the cooler inlet and outlet (temperature near the pipe) was about 10 ° C. at the maximum when the temperature dropped and about 4 ° C. when the temperature was stable, and sufficient heat exchange was performed.
On the other hand, as for frost formation on the cooler, in Comparative Example 3, frost formation was observed on the entire cooler, whereas in Example 1, a small amount of frost formation was observed on the back side of the fan. Stopped. In Comparative Example 3, the air whose temperature has increased in the storage chamber 46 reaches the cooler 40 through the suction port 41. The flow rate of air in the storage chamber 46 is faster than that in the first embodiment, and the residence time of air in the storage chamber 46 is shorter than that in the first embodiment. Therefore, the air flow in Comparative Example 3 tends to increase frost formation on the cooler 40 because the air containing moisture in the storage chamber 46 is continuously transported to the cooler 40 at a high speed. .
On the other hand, in Example 1, the air flow is generally gentler than that in Comparative Example 3, and the residence time of the air in the storage chamber 10 is longer than that in Comparative Example 3. Moreover, since the air discharged from the opening 14 is sucked into the same opening 14, the discharge flow and the suction flow collide with each other in the storage chamber 10, and the rate of merging is high. For this reason, while the moisture-containing air is slowly staying in the storage chamber 10, there is an effect that the moisture is solidified in the storage chamber 10. This is why the amount of frost formation in Example 1 is small, and the air flow in Example 1 tends to suppress frost formation on the cooler 8. In addition, drying of the food can be prevented.
In Example 1, the experiment was also conducted on the partition plate 7 in which elongated holes penetrating the partition plate 7 were formed in portions corresponding to the upper and lower portions of the cooler 8. However, there was no particular change in the basic flow of air at the opening 14.
This is considered as follows. That is, in the first embodiment, as described above, the air flow in the opening 14 is not unidirectional, and there is both inflow and outflow of air, and the discharge of air into the storage chamber 10 is compared with the configuration of the comparative example 3. Average wind speed is moderate. This also applies to the inside of the cooler chamber 9, and in the portion where the cooler 8 is disposed, the air flow is not unidirectional, and the average wind speed of the flow is gentle. For this reason, even if slits are formed in the part of the partition plate 17 facing the cooler 8 or in the upper and lower portions of the cooler 8, air suddenly flows into the cooler chamber 9 from the storage chamber 10. This is not the case, and it is considered that no special change occurs in the air flow operation in the opening 14.
There was no change in the basic flow of air in the opening 14 depending on the presence or absence of the slit, but a slight change was observed in the cooling performance. For this reason, the cooling performance can be adjusted by the presence or absence of the slit and the size of the slit, and the degree of freedom in design can be increased.
FIG. 10 shows another example of the cooling device of the present invention.
In this example, the cooler 8 is accommodated in the lower part of the cooling chamber 9, and the fan 11 is disposed above the cooler 8. If the fan 11 is arranged in this way, the depth dimension does not need to be increased particularly, which is advantageous for downsizing. Furthermore, there is no need to provide parts such as a dedicated duct that constitutes a flow path through which air flows between the cooler 8 and the fan 11 or a dedicated duct that guides air from the fan 11 to the air outlet. It can be simplified and the number of parts can be reduced.
According to the cooling device of the present invention, the same cooling performance can be exhibited while the structure is simple as compared with the normal cold forced circulation system. In addition, the amount of frost on the cooler is small, and drying of the food can be prevented. The cooling device of the present invention can be applied to various uses such as refrigerators, freezers, refrigeration devices, vending machine cooling devices, cold storage vehicles, and refrigerated vehicles, regardless of whether they are for business use or home use. Moreover, since the cooling device of the present invention is advantageous for downsizing, it is particularly suitable for a domestic freezer or a refrigerator.
The cooling device of the present invention can be variously modified in addition to the examples given above. For example, in the example shown in FIGS. 1 and 10, the interior of the storage room 10 is a single room, but the interior of the storage room 10 is further divided into a plurality of temperature conditions such as a freezer room and a refrigerator room. Different rooms can be provided. In that case, if a dedicated fan and an opening are provided corresponding to each room, the temperature of each room can be easily controlled independently. Moreover, in said example, although the cooler is arrange | positioned on the back surface of a box, you may arrange | position to a side surface and may arrange | position to a back surface and a side surface. In the above example, the shape of the opening 14 is circular. However, other shapes may be used as long as the diameter of the opening 14 is larger than the diameter of the fan 11, and the shape may be a square, other polygons, or a shape similar to these. Good.

Claims

A box composed of heat insulating members;
A cooler that cools the air by heat exchange;
A partition plate in which the interior of the box is divided into two chambers, a cooler chamber in which a cooler is accommodated and a storage chamber in which an object to be cooled is accommodated, and an opening that connects these two chambers is formed When,
A fan disposed in the cooler chamber and sending air cooled by the cooler into the storage chamber through the opening;
In a cooling device comprising:
The opening is larger than the diameter of the fan, and when viewed from the direction of the rotation axis of the fan, the opening is disposed so as to surround the outer periphery of the fan with a gap therebetween,
The area S of the opening is given by R being the diameter of the fan.
1.8 × π (R / 2) ² ≦ S ≦ 2.5 × π (R / 2) ²
Stipulated in
The distance between the boundary surface of the opening on the storage side and the foremost part of the fan is 0 or more and 0.2R or less.

The cooling device according to claim 1, wherein the fan is disposed above the cooler.

The cooling device according to claim 2, wherein a slit is formed in the partition plate at a position facing the cooler or a position corresponding to a lower side of the cooler.

The cooling device according to claim 1, wherein a plurality of combinations of the fan and the opening are provided.