JP3698602B2 - refrigerator - Google Patents

Description

【０００６】
▲１▼従来例（１）：
この例は、封入冷媒をＨＦＣ−１３４ａとするものである。
この場合の冷凍サイクルでは、蒸発器の管内径が６．０ｍｍで管長が３．１ｍ、蒸発器と圧縮機との間の吸込ガス配管の内径が４．８ｍｍで管長が１．９ｍである。凝縮器の管は排水蒸発用と中仕切加熱用とその他の霜付き防止用との管とからなるが、これらの管長は夫々５．５ｍ，７．４ｍ，１１．８ｍであって、夫々の管内径は４．３ｍｍ，３．２ｍｍ，３．２ｍｍであり、この凝縮器の表１に示すの管内径は、その相加平均をとって、３．４ｍｍとしている。
【０００７】
なお、表１には記載していないが、圧縮機の内容積が１．４リットルであって、かかる圧縮機を含めた冷媒封入量は１２０ｇであり、このときの圧縮機の入力を、後述する従来例との比較のために、１００％とする。
【０００８】
▲２▼従来例（２）：
従来例（１）と同じ仕様の冷蔵庫の冷凍サイクルにイソブタン冷媒を封入した例である。イソブタン冷媒は、ＨＦＣ−１３４ａ冷媒と比べて、比重量（kg/m3の比）が1/3.3倍と小さく、従って、比体積（m3/kgの比：即ち、密度の比）が約３．３倍大きいことから、イソブタン冷媒の封入量はＲ−１３４ａ冷媒の封入量の1/3.3倍の約４０ｇ（＝120ｇ×1/3.3）となるが、圧縮機内の冷凍機油に溶解するイソブタンがＨＦＣ−１３４ａ冷媒に比べて大きいことなどから、その溶解量も考慮して（ここで、溶解量は冷凍機油や冷媒の種類、さらに、温度や圧力で決まるが、冷凍機油や温度，圧力がイソブタン冷媒とＨＦＣ−１３４ａ冷媒とで等しいとして）、イソブタン冷媒の封入量は約６０ｇ程度となり、ＨＦＣ−１３４ａ冷媒の封入量のほぼ半分になる。
【０００９】
ここで、冷凍能力に関連するイソブタン冷媒の蒸発器での蒸発エンタルピはＨＦＣ−１３４ａ冷媒の約１．８倍となる。この蒸発器の蒸発エンタルピーは、冷媒が液相の状態から気相の状態に変異するときのエネルギーであるから、蒸発器でのイソブタン冷媒の蒸発器での蒸発エンタルピがＨＦＣ−１３４ａ冷媒の約１．８倍ということは、それだけイソブタン冷媒の熱吸収の効率が良いことになり、ＨＦＣ−１３４ａ冷媒と同じ重量が流れていれば、蒸発器への冷媒の供給量、従って、圧縮機のシリンダ容積は、ＨＦＣ−１３４ａ冷媒の場合の１／１．８倍ということになる。しかしながら、上記のように、ＨＦＣ−１３４ａ冷媒に対するイソブタン冷媒の比重量は１／３．３倍であるから、ＨＦＣ−１３４ａ冷媒の場合と同等の冷凍能力を得るためには、圧縮機のシリンダ容積はその３．３倍にする必要があり、結局、イソブタン冷媒を用いた場合の圧縮機のシリンダ容積は、ＨＦＣ−１３４ａ冷媒を用いた場合のほぼ１．８倍（＝３．３／１．８）とする必要がある。即ち、従来例（２）の場合の圧縮機のシリンダ容積は、従来例（１）の場合のほぼ１．８倍となる。
【００１０】
また、冷凍サイクル条件として、蒸発温度を−３０℃、凝縮温度を４０℃とし、圧縮機の吸込ガス温度を３０℃とした場合、圧縮機の圧縮仕事に相当するイソブタン冷媒の圧縮エンタルピはＨＦＣ−１３４ａ冷媒の約１．９倍となる。ここで、圧縮機の入力（電力）は
（圧縮機の押除け容積比／吸込ガスの比体積比）×（圧縮機エンタルピ比）
と表わすことができ、従って、ＨＦＣ−１３４ａ冷媒に対するイソブタン冷媒の圧縮機の入力比は、上記のように、圧縮機の押除け容積比＝１．８、吸込ガスの比体積比＝３．３、圧縮機エンタルピ比＝１．９であることから、
１．８×１．９／３．３＝１．０４
となり、従来例（１）の圧縮機の入力を１００％とすると、従来例（２）の圧縮機の入力比は１０４％となって増加することになる。
【００１１】
即ち、ＨＦＣ−１３４ａ冷媒とイソブタン冷媒とを全く構成が等しい冷媒サイクルに用い、これらで同等の冷凍能力を得るようにした場合には、イソブタン冷媒を用いた場合には、ＨＦＣ−１３４ａ冷媒を用いた場合に比べ、圧縮機の入力が４％増加することになる。
【００１２】
▲３▼従来例（３）：
ここでは、冷媒は従来例（２）と同じイソブタンであるが、蒸発器の管内径を従来例（２）での６．０ｍｍから４．０ｍｍに細径化し、吸込ガス配管の内径を従来例（２）での４．８ｍｍから４．０ｍｍに細径化し、凝縮器の管内径を従来例（２）での３．４ｍｍから３．０ｍｍに細径化し、吐出ガス配管の内径の相加平均を従来例（２）での３．４ｍｍから３．０ｍｍに細径化することにより、冷媒サイクルの内容積を小さくしたものである。これにより、冷凍サイクルの内容積が従来例（２）の場合のほぼ１／３倍と小さくなり、この分イソブタン冷媒封入量もほぼ１／３倍に低減できて、イソブタン冷媒封入量を従来例（２）での６０ｇから４０ｇにすることができる。
【００１３】
しかし、このようにすると、従来例（１）の場合に対する圧縮機の入力比が１１１％となる。このように入力比が増加するのは、配管部、特に、吸込ガス配管部の細径化によってガス冷媒が圧縮されて吸込ガスの比体積が増加し、吸込ガス配管でのガス冷媒の流速が増加して圧力損失（圧力低下）が増加し、これによって圧縮エンタルピが従来例（２）よりも７％程増加するためである。また、従来例（３）では、従来例（２）に比べて圧縮機の吐出ガス温度も上昇する。
【００１４】
なお、プロパンやプロパンとイソプタンの混合ガスなどの他のハイドロカーボン系の冷媒についても、ほぼ同様である。
【００１５】
以上、要約すると、イソブタンやプロパンなどのハイドロカーボン系の冷媒はオゾン破壊係数が０でかつ温暖化係数が小さいというメリットを有するが、可燃性冷媒であるため、冷蔵庫の冷凍サイクル外に洩れ、爆発限界に達すると、爆発の危険性があり、このため、上記のように、冷凍サイクルの内容積を低減して、できるだけかかる冷媒の封入量を減らす必要がある。
【００１６】
イソブタン冷媒の場合、従来使われていたＨＦＣ−１３４ａ冷媒に比べて比体積が大きく、ＨＦＣ−１３４ａ冷媒と同じ構成，容積の冷凍サイクルの場合、封入量をＨＦＣ−１３４ａ冷媒の場合の約半分に低減することができる。しかし、この程度の低減では、爆発の危険性は解除することができない。
【００１７】
そこで、爆発の危険性をさらに低減するためには、蒸発器の管内径や吸込ガス配管の内径，凝縮器の管内径，吐出ガス配管の内径などを細径化し、封入量を２／３以下にすることが考えられる。しかし、上記のように、ガス配管部での圧力損失が増大化し、吸込ガスの比体積が大きくなるため、圧縮機の圧縮仕事に相当する圧縮エンタルピが増加し、圧縮機の入力や吐出ガス温度が大きくなる問題が生ずることになる。
【００１８】
本発明の目的は、ハイドロカーボン系の冷媒を用いることによるかかる問題を解消し、冷媒漏れによる爆発の危険性を回避しながら、圧縮機の入力や吐出ガス温度を低減することができるようにした冷蔵庫を提供することにある。
【００１９】
【課題を解決するための手段】
上記の目的を達成するために、本発明は、冷凍サイクルにイソブタンやプロパンなどのハイドロカーボン系の冷媒を封入するとともに、該冷凍サイクル全体の管を細径化して該冷凍サイクルの内容積を小さくし、該冷凍サイクルでの冷媒の封入量を低減した冷蔵庫であって、蒸発器と圧縮機と間の吸込ガス配管の内径を蒸発器の管内径よりも大きくした構成とするものである。具体的には、上記吸込ガス配管の内径を上記蒸発器の管内径よりも０．５ｍｍ以上大きくするものである。
【００２０】
このように、蒸発器と圧縮機と間の吸込ガス配管の内径を該蒸発器の管内径よりも大きくすると、該吸込ガス配管や圧縮機と凝縮器との間の吐出ガス配管での圧縮損が大幅に低減し、このため、上記冷媒の封入量を減らしながら、圧縮機の入力や吐出ガス温度を低減できる。
【００２１】
また、本発明は、圧縮機と凝縮器との間の吐出ガス配管の内径を該凝縮器の管内径よりも大きくした構成とするものである。具体的には、該吐出ガス配管の内径を該凝縮器の管内径よりも０．２ｍｍ以上大きくするものである。
【００２２】
このように、蒸発器と凝縮器と間の吐出ガス配管の内径を該凝縮器の管内径よりも大きくすると、該吐出ガス配管での圧縮損が大幅に低減し、このため、上記冷媒の封入量を減らしながら、圧縮機の入力や吐出ガス温度を低減できる。
【００２３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面を用いて説明する。
図１は本発明による冷蔵庫の一実施形態の要部を示す説明図であって、１は冷蔵庫、２は断熱箱体、３は扉、４は庫内、５は機械室、６は蒸発器、７は圧縮機、８は凝縮器、９は吸込ガス配管、１０は蒸発器６内の配管（以下、蒸発器配管という）、１１はキャピラリチューブ、１２は吐出ガス配管、１３は凝縮器８内の配管（以下、凝縮器配管という）である。
【００２４】
同図において、冷蔵庫１は断熱箱体２とその前面開口部を開閉する扉３とで囲まれた庫内４に、図示しない冷蔵室や野菜室，冷凍室が形成されている。一般に、これら冷蔵室，野菜室，冷凍室毎に扉が設けられるが、ここでは、１枚の扉３でこれらを表わしている。
【００２５】
ここでは、図示しない冷凍室が冷蔵室や野菜室の下方に形成されているものとしていることから、庫内４の奥部下方に蒸発器６が配置されており、また、庫内４の冷凍室よりも下部に機械室５が設けられ、これに圧縮機７と凝縮器８とが配置されている。
【００２６】
蒸発器６の出口Ａ側の蒸発器配管１０の端部と圧縮機７の入口Ｂとは吸込ガス配管９で接続され、圧縮機７の出口Ｅと凝縮器８の入口Ｆ側の凝縮器配管１３の端部とは吐出ガス配管１２で接続されている。また、凝縮器８の出口Ｃ側の凝縮器配管１３の端部と蒸発器６の入口Ｄ側の蒸発器配管１０の端部とはキャピラリチューブ１１で接続されている。かかる構成でもって冷凍サイクルが形成されており、この冷凍サイクルの冷媒としては、ハイドロカーボン系の冷媒（イソプタンやプロパン，これらの混合ガスなど）が用いられる。ここでは、そのうちのイソブタン冷媒が用いられているものとする。
【００２７】
かかる冷凍サイクルにおいて、圧縮機７で圧縮されて吐出されるイソブタン冷媒は過熱ガス冷媒であって、吐出ガス配管１２を通って凝縮器８に送られ、凝縮器配管１３で放熱液化される。凝縮器８の出口Ｃから排出される低温高圧のイソプタン冷媒は、キャピラリチューブ１１を通って減圧された後、蒸発器６に送り込まれる。この蒸発器６では、蒸発器配管１０に図示しないファンによって空気が送り込まれ、低温低圧のイソブタン冷媒との間で熱交換が行なわれて冷気が得られる。この冷気が庫内４の上記各室を循環するように送り込まれることにより、これら各室の冷却が行なわれる。このように、蒸発器６の出口Ａから排出されて過熱ガス冷媒となったイソブタン冷媒は、吸込ガス配管９を通って圧縮機７に送り込まれる。
【００２８】
ここで、吸込ガス配管９内のイソプタン冷媒は、過熱ガス冷媒であるために、この吸込ガス配管９内での圧力損失が大きい。この実施形態は、この吸込ガス配管９の内径を蒸発器配管１０の内径よりも大きくし、これにより、この吸込ガス配管９内の圧力損失の低減を図るものである。また、吐出ガス配管１２でも、イソプタン冷媒が過熱ガス冷媒であるため、この吐出ガス配管１２内の圧力損失が大きいが、この吐出ガス配管１２の内径を凝縮器配管１３の内径よりも大きくすることにより、そこでの圧力損失の低減を図っている。かかる圧力損失の低減により、圧縮機７の圧縮エンタルピが低減し、その入力を低減させることができるとともに、圧縮機７の吐出ガス温度も低くなるが、以下、この点について説明する。
【００２９】
配管中の圧力損失は、次の式（１）で表わされるFanningの式（「機械設計便覧」共立出版 昭和34年発行 p.113頁参照）、即ち、
ΔＰ＝２ｆＬρｖ²／ｇｄ ……（１）
但し、△Ｐ＝管の長さＬ〔m）に対する圧力降下〔kg/m²）
ｆ＝摩擦係数
ρ＝冷媒ガスの密度〔kg/m³)
ｖ＝冷媒ガスの流速〔m/sec)
ｇ＝9.8 m/sec²
ｄ＝管内径〔m）
で求めることができる。
【００３０】
この式（１）において、配管の内径ｄを大きくすることにより、この配管内でのガスの流速も低減することから、この配管での圧縮損失ΔＰが低減し、従って、圧縮機７の圧縮エンタルピが低減してその入力も低減するが、この実施形態では、吸込ガス配管９の内径を蒸発器配管１０の内径よりも０．５ｍｍ以上大きくするものであり、これにより、圧縮機７の圧縮エンタルピや入力について所望の結果が得られたし、また、吐出ガス配管１２の内径を凝縮器配管１３よりも０．２ｍｍ大きくするものであり、これにより、同様にして、圧縮機７の圧縮エンタルピや入力について所望の結果が得られた。
【００３１】
次の表２は、上記の表１に示した従来例（３）を比較例とし、これとは吸込ガス配管９と吐出ガス配管１２の内径を大きくした実施例（１），（２）とこの比較例との吸込ガス配管９の圧力損失△Ｐｓと吐出ガス配管１２の圧力損失ΔＰａとを上記式（１）から求め、これらから図２に示す冷媒からみたモリエル線図を用いて求めた比較例に対する実施例（１），（２）の圧縮機７の圧縮エンタルピ比Δｉや入力比，吐出ガス温度の比の結果をまとめたものである。いずれも封入冷媒はイソブタンである。
【００３２】
【表２】

【００３３】
▲１▼ 比較例：
比較例は上記表１の従来例（３）に相当するものであって、蒸発器配管１０の内径を４．０ｍｍ、吸込ガス配管９の内径を４．０ｍｍ、凝縮器配管１３の内径の相加平均を３．０ｍｍ、吐出ガス配管１２の内径を３．０ｍｍとしたものである。
【００３４】
ここで、図２に示すモリエル線図について簡単に説明する。
同図において、凝縮器８での冷媒の凝縮温度を４０℃、蒸発器６での冷媒の蒸発温度を−３０℃、圧縮器７での吸込ガス温度を３０℃とする。
【００３５】
いま、表２に示す比較例の仕様において、吸込ガス配管９及び吐出ガス配管１２に圧力損失がないものとすると、冷凍サイクルによって冷媒は状態ａ→ｂ→ｃ→ｄ→ｅ→ｆ→ａの順に変化する。
【００３６】
即ち、状態ａは圧縮機７の出口Ｅでの冷媒の状態を示すものであって、このときの冷媒の温度はＴ、圧力はＰｄである。即ち、圧縮機７での吐出ガスの温度がＴ，圧力がＰｄである。このガス冷媒は圧力Ｐｄを保って吐出ガス配管を通り、凝縮器８に送られる。このときのガス冷媒の温度はＴ℃から４０℃に変化している。凝縮器８内では、ガス冷媒が、放熱を行なうことにより、温度が低下し、気相線Ｇ上の温度４０℃の状態ｂとなる。そして、さらに放熱が行なわれるため、温度４０℃，圧力Ｐｄを保ちながら、状態ｂから気相線Ｇ上の状態ｃに冷媒の状態が変化し、この間気相から液相に変化していく。このようにして得られた液冷媒は、キャピラリチューブ１１を通ることによって減圧され、状態ｃから状態ｄに変化して圧力がＰｓ，温度が−３０℃となる。そして、蒸発器１０では、キャピラリチューブ１１から供給される圧力Ｐｓ，温度−３０℃の液冷媒を状態ｄから気相線Ｇ上の状態ｅに変化させる。かかる状態変化によって液冷媒は、圧力Ｐｓ，温度−３０℃を保って吸熱し、液相から気相に変化する。そして、さらに急熱してガス冷媒の温度が上昇し、状態ｆとなって３０℃の過熱ガス冷媒となる。この過熱ガス冷媒は圧力Ｐｓであり、吸込ガス配管９を通って圧縮機７に送られる。圧縮機７では、この過熱ガス冷媒を圧縮するのであるが、そのときの吸込ガス冷媒の比体積はＶであり、吐出ガス配管１２での圧力損失が吐出圧力に対して充分小さいから、このガス冷媒は状態ｆから等エントロピ線Ｅに沿って圧縮されて圧力Ｐｄ，温度Ｔの状態ａとなる。この状態でガス冷媒が圧縮機７から吐出ガス配管１２に吐出される。
【００３７】
この場合の圧縮機７の圧縮エンタルピは、圧縮機７の出口Ｅでの状態ａのガス冷媒のエンタルピと圧縮機７の入口Ｂでの状態ｆのガス冷媒のエンタルピとの差Δｉであるが、上記のように、等エントロピ線に沿って圧縮されるので、比体積Ｖによって影響される。
【００３８】
上記表２での比較例では、冷媒をイソプタンとし、冷凍サイクルの仕様を表２中に示すようにし、圧縮機７の内容積を１．４リットルとし、各配管の長さを上記表１の説明で示した数値として、冷媒封入量を４０ｇとしたとき、上記式（１）により、
吸込ガス配管９での圧力損失ΔＰ_s0＝０．０１３ＭＰａ
吐出ガス配管１２での圧力損失ΔＰ_d0＝０．００４ＭＰａ
であった。なお、この場合の圧縮機７の吐出圧力Ｐｓは０．５４ＭＰａである。この場合のモリエル線図は次のようになる。
【００３９】
即ち、図２において、蒸発器６から排出されて圧縮機７に供給されるガス冷媒は、状態ｆではなく、吸込ガス配管９での圧力損失ΔＰ_s0分圧力が低下した状態ｆ₀となり、このときの吸込ガス冷媒の比体積Ｖ₀は、圧力損失がない場合の上記の比体積Ｖよりも大きい。また、吐出ガス配管１２で圧力損失ΔＰ_d0が生ずるから、圧縮機７は上記の圧力Ｐｄよりもこの圧力損失ΔＰ_d0分高めてガス冷媒を吐出する必要がある。
【００４０】
このため、圧縮機７の圧縮は、状態ｆ₀の吸込ガス冷媒の比体積Ｖ₀に応じた等エントロピ線Ｅ₀に沿って行なわれ、圧縮の終了では、圧力が（Ｐｄ＋ΔＰ_d0）の状態ａ₀となる。従って、このときの圧縮機７の圧縮エンタルピは、状態ｆ₀での冷媒のエンタルピと状態ａ₀での冷媒のエンタルピの差Δｉ₀であり、これを、比較基準として、１００％とする。この場合の圧縮機７の圧縮エンタルピΔｉ₀は、吸込ガス冷媒の大きな比体積Ｖ₀に影響され、上記の圧縮損失がない場合よりもかなり大きくなる。
【００４１】
また、圧縮機７の入力はこの圧縮エンタルピΔｉ₀ によって決まるが、これも、比較基準として、１００％とする（なお、上記の表１における従来例（１）の圧縮機の入力比を１００％とすると、この比較例での圧縮機の入力比は１１１％となる）。このときの圧縮機７の吐出ガス冷媒の温度はＴ₀ ℃（＝１１０℃）である。
【００４２】
なお、図２に示すモリエル線図は、吐出ガス配管１２に圧力損失ΔＰ_d があると、圧縮機７の吐出圧力が（Ｐｄ＋ΔＰ_d ）になることを示しており、また、圧縮機７の吸込ガス冷媒の圧力は、吸込ガス配管９の圧力損失ΔＰ_s 分低下することを示している。
【００４３】
▲２▼ 実施例（１）：
この実施例（１）は、上記比較例に対して吸込ガス配管９の内径を０．８ｍｍ太くして４．８ｍｍとした点以外、上記比較例と同様である。この場合、上記式（１）から明らかなように、管内径ｄが大きくなり、流速ｖも若干遅くなるから、吸込ガス配管９での圧力損失ΔＰ_s1が小さくなり、計算によると、
ΔＰ_s1＝０．００７ＭＰａ
と比較例のほぼ１／２倍になった。吐出ガス配管１２での圧力損失ΔＰ_d1は、比較例と変わらず、０．００４ＭＰａである。
【００４４】
そこで、この場合には、圧縮機７の吸込ガス冷媒の状態は、吸込圧力Ｐｓよりも吸込ガス配管９の圧力損失ΔＰ_s1分低く、比体積Ｖ_1,2の状態ｆ_1,2である。この比体積Ｖ_1,2は比較例の場合の比体積Ｖ₀よりも小さい。この実施例（１）においても、圧縮機７の吐出圧力に比べて吐出ガス配管１２の圧力損失ΔＰ_d1が充分小さいから、圧縮機７のガス冷媒の圧縮は比体積Ｖ_1,2に応じた等エントロピ線Ｅ_1,2に沿って行なわれ、ガス冷媒は圧力が（Ｐｄ＋ΔＰ_d0）の状態ａ₁となる。従って、圧縮機７の圧縮エンタルピはガス冷媒の状態ａ₁とｆ_1,2とのエンタルピの差Δｉ₁であり、上記の比較例と比べて比体積がＶ_1,2＜Ｖ₀と減少したことから、この圧縮エンタルピΔｉ₁も減少する。この圧縮エンタルピΔｉ₁の比較例での圧縮エンタルピΔｉ₀に対する比率は９４％であり、実施例（１）の比較例に対する圧縮機７の入力比も９４％であった。また、ガス冷媒の吐出温度も１０６℃と、比較例の場合の吐出温度１１０℃よりも低くすることができた。
【００４５】
このように、比較例に比べて吸込ガス配管９の内径を０．８ｍｍ太くすることにより、圧縮機７の入力を比較例の９４％に低減でき、また、冷媒の吐出温度を低くすることができた。
【００４６】
▲３▼ 実施例（２）：
この実施例（２）は、上記実施例（１）に対して吐出ガス配管１２の内径を０．４ｍｍ太くして３．４ｍｍとしたものであり、これ以外の点については実施例（１）と同様である。比較例に対しては、吸込ガス配管９の内径を０．４ｍｍ太くして４．８ｍｍとし、吐出ガス配管１２の内径を０．４ｍｍ太くして３．４ｍｍとしている。この場合、上記式（１）から明らかなように、吐出ガス配管１２の管内径ｄが大きくなり、流速ｖも若干遅くなるから、吐出ガス配管１２での圧力損失ΔＰ_d2も小さくなるのであるが、計算によると、
ΔＰ_d2＝０．００２ＭＰａ
と比較例のほぼ１／２倍になった。吸込ガス配管９での圧力損失ΔＰ_S2は、実施例（１）と同様、０．００７ＭＰａである。
【００４７】
そこで、この場合には、図２において、圧縮機７での吸込ガス冷媒の状態は、圧力Ｐｓよりも吸込ガス配管９の圧力損失ΔＰ_s2分低い状態であるが、この圧力損失ΔＰ_s2は実施例（１）での吸込ガス配管９の圧力損失ΔＰ_s1に等しいから、比体積Ｖ_1,2の状態ｆ_1,2である。この比体積Ｖ_1,2は比較例の場合の比体積Ｖ₀よりも小さい。この実施例（２）においても、圧縮機７の吐出圧力に比べて吐出ガス配管１２の圧力損失ΔＰ_d2が０．００２ＭＰａと充分小さいから、圧縮機７のガス冷媒の圧縮は比体積Ｖ_1,2に応じた実施例（１）と同じ等エントロピ線Ｅ_1,2に沿って行なわれ、ガス冷媒は圧力が（Ｐｄ＋ΔＰ_d2）の状態ａ₂となる。従って、圧縮機７の圧縮エンタルピはガス冷媒の状態ａ₂とｆ_1,2とのエンタルピの差Δｉ₂であり、実施例（１）での圧縮エンタルピΔｉ₁よりもさらに減少する。この圧縮エンタルピΔｉ₂の比較例での圧縮エンタルピΔｉ₀に対する比率は９３％であり、実施例（２）の比較例に対する圧縮機７の入力比も９３％であった。また、ガス冷媒の吐出温度も１０５℃と、実施例（１）の場合の吐出温度１０６℃よりもさらに低くすることができた。
【００４８】
このように、実施例（１）に比べて吐出ガス配管１２の内径を０．４ｍｍ太くすることにより、圧縮機７の入力を比較例の９３％と、実施例（１）よりもさらに低減することができ、また、冷媒の吐出温度を低くすることができた。
【００４９】
なお、実施例（１），（２）のように吸込ガス配管９の内径を４．０ｍｍから４．８ｍｍと０．８ｍｍ太くしても、これによる冷媒の封入量の必要な増加量は０．０１ｇであり、また、実施例（２）のように、吐出ガス配管１２の内径を３．０ｍｍから３．４ｍｍと０．４ｍｍ太くしても、同様に冷媒の必要増加量は０．０２ｇであった。従って、実施例（２）のように、吸込ガス配管９と吐出ガス配管１２との内径を上記のように太くしても、冷媒の封入量としては、わずかに０．０３ｇ増やすだけで済むことになる。
【００５０】
また、吐出ガス配管１２の内径のみを凝縮器配管１３の内径よりも０．２ｍｍしただけでも、圧縮機７の圧縮エンタルピや入力の好ましい低減効果が得られるし、また、吐出温度も低くなる。
【００５１】
以上のように、吸込ガス配管９や吐出ガス配管１２の内径を夫々蒸発器配管１０，凝縮器配管１３の内径よりも大きくすることにより、圧縮エンタルピを低減できて圧縮機７の入力を低減することができるものである。具体的には、吸込ガス配管９の内径を蒸発器管１０の内径より０．５ｍｍ以上大きくし、また、吐出ガス配管１２の内径を凝縮器管１３の内径より０．２ｍｍ以上大きくしたものであり、これによって圧縮機７の圧縮エンタルピや入力の好ましい低減効果が得られるものである。なお、上記の吸込ガス配管９や吐出ガス配管１２の太径化は、蒸発器配管１０の内径が４．０ｍｍ、凝縮器配管１３の内径が３．０ｍｍの場合であるが、これら配管１０，１３の内径が変われば、その４．０ｍｍ，３．０ｍｍからの比率で配管１２，１３の太径化の値も変わるものである。
【００５２】
なお、以上の説明では、冷媒としてイソブタンを用いるものであったが、プロパンやプロパンとイソブタンとの混合ガスなど、他のハイドロカーボン系の冷媒を用いることができ、上記と同様の効果が得られる。
【００５３】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明によると、蒸発器と圧縮機との間の吸込ガス配管の内径を蒸発器の管内径よりも大きくしたものであるから、冷凍サイクルでの冷媒封入量に影響することなく、該吸込ガス配管内の冷媒ガスによる圧力損失を軽減し、吸込ガスの比体積の低下を抑え、圧縮エンタルピ、即ち、圧縮機の圧縮仕事を低減し、圧縮機の入力を低減するとともに、圧縮機の吐出ガス温度を低減することもできる。
【００５４】
また、本発明によると、圧縮機と凝縮器との間の吐出ガス配管の内径を凝縮器の管内径よりも大きくしたものであるから、冷凍サイクルでの冷媒封入量に影響することなく、吐出ガス配管内の冷媒ガスによる圧力損失を低減し、圧縮エンタルピ、即ち、圧縮仕事を軽減し、圧縮機の入力を低減するとともに、圧縮機の吐出ガス温度も低減することもできる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明による冷蔵庫の一実施形態の要部を示す縦断面図である。
【図２】冷凍サイクルのモリエル線図を示す図である。
【符号の説明】
１ 冷蔵庫
２ 断熱箱体
３ 扉
４ 庫内
５ 機械室
６ 蒸発器
７ 圧縮機
８ 凝縮器
９ 吸込ガス配管
１０ 蒸発器配管
１１ キャピラリチューブ
１２ 吐出ガス配管
１３ 凝縮器配管[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a refrigerator using a hydrocarbon-based refrigerant such as isobutane, propane, or a mixed gas thereof as a refrigerant for a refrigeration cycle.
[0002]
[Prior art]
In recent years, hydrochlorofluorocarbon (HFC) -based refrigerants having a low ozone depletion coefficient have been used as refrigerator refrigerants, and HFC-134a has been used as an example. However, HFC-134a has a large global warming potential although its ozone depletion potential is almost 0. Therefore, as an alternative refrigerant, a hydrocarbon (HC) refrigerant (HC) based on an ozone depletion potential of 0 and a low global warming potential ( For example, isobutane (R-600a) and propane (R-290)) have begun to be used.
[0003]
However, if isobutane is used as a hydrocarbon refrigerant, isobutane is a flammable refrigerant, so if it leaks outside the refrigeration cycle, it will explode when it reaches the explosion limit (1.8 to 8.0 vol%). There is a danger of. For this reason, even if it leaks, it is requested | required that the amount of refrigerant | coolants enclosure should be reduced as much as possible so that explosion may not be reached.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
Here, the refrigerant filling amount and the compressor input when the refrigeration cycle of the refrigerator using the HFC-134a refrigerant is replaced with an isobutane refrigerant will be described with reference to the following Table 1.
[0005]
[Table 1]

[0006]
(1) Conventional example (1):
In this example, the encapsulated refrigerant is HFC-134a.
In the refrigeration cycle in this case, the tube inner diameter of the evaporator is 6.0 mm and the tube length is 3.1 m, the inner diameter of the suction gas pipe between the evaporator and the compressor is 4.8 mm, and the tube length is 1.9 m. The condenser tubes consist of drainage evaporation, partition heating, and other anti-frost tubes. These tube lengths are 5.5m, 7.4m, and 11.8m, respectively. The tube inner diameters are 4.3 mm, 3.2 mm, and 3.2 mm, and the tube inner diameters shown in Table 1 of this condenser are 3.4 mm by taking the arithmetic average thereof.
[0007]
Although not shown in Table 1, the internal volume of the compressor is 1.4 liters, and the refrigerant charging amount including the compressor is 120 g. The input of the compressor at this time is described later. For comparison with the conventional example, 100% is set.
[0008]
(2) Conventional example (2):
This is an example in which an isobutane refrigerant is sealed in a refrigeration cycle of a refrigerator having the same specifications as the conventional example (1). Isobutane refrigerant has a specific weight (ratio of kg / m 3) that is 1 / 3.3 times smaller than that of HFC-134a refrigerant, and therefore has a specific volume (ratio of m 3 / kg: density ratio) of about 3. Since it is three times larger, the amount of isobutane refrigerant enclosed is about 40 g (= 120 g x 1 / 3.3), which is 1 / 3.3 times the amount of R-134a refrigerant, but the isobutane dissolved in the refrigeration oil in the compressor is HFC. -134a Considering the amount of dissolution because it is larger than the refrigerant, etc. (where the amount of dissolution is determined by the type of refrigerating machine oil or refrigerant, and the temperature and pressure, the refrigerating machine oil, temperature and pressure are isobutane refrigerant) And the HFC-134a refrigerant are equal), the amount of isobutane refrigerant enclosed is about 60 g, which is almost half of the amount of HFC-134a refrigerant enclosed.
[0009]
Here, the enthalpy of evaporation in the evaporator of the isobutane refrigerant related to the refrigerating capacity is about 1.8 times that of the HFC-134a refrigerant. Since the evaporation enthalpy of the evaporator is energy when the refrigerant changes from a liquid phase state to a gas phase state, the evaporation enthalpy at the evaporator of the isobutane refrigerant in the evaporator is about 1 of that of the HFC-134a refrigerant. .8 times means that the heat absorption efficiency of the isobutane refrigerant is good, and if the same weight as the HFC-134a refrigerant flows, the amount of refrigerant supplied to the evaporator, and therefore the cylinder volume of the compressor Is 1 / 1.8 times that of the HFC-134a refrigerant. However, since the specific weight of the isobutane refrigerant to the HFC-134a refrigerant is 1 / 3.3 times as described above, in order to obtain a refrigerating capacity equivalent to that of the HFC-134a refrigerant, the cylinder volume of the compressor Therefore, the cylinder volume of the compressor when isobutane refrigerant is used is approximately 1.8 times that when HFC-134a refrigerant is used (= 3.3 / 1. 8). That is, the cylinder volume of the compressor in the conventional example (2) is approximately 1.8 times that in the conventional example (1).
[0010]
Further, as the refrigeration cycle conditions, when the evaporation temperature is −30 ° C., the condensation temperature is 40 ° C., and the suction gas temperature of the compressor is 30 ° C., the compression enthalpy of the isobutane refrigerant corresponding to the compression work of the compressor is HFC− It is about 1.9 times that of 134a refrigerant. Here, the input (electric power) of the compressor is
(Compressor volume ratio / suction gas volume ratio) x (compressor enthalpy ratio)
Therefore, the input ratio of the compressor of the isobutane refrigerant to the HFC-134a refrigerant is, as described above, the displacement ratio of the compressor = 1.8 and the specific volume ratio of the suction gas = 3.3. Since the compressor enthalpy ratio = 1.9,
1.8 × 1.9 / 3.3 = 1.04
Thus, if the input of the compressor of the conventional example (1) is 100%, the input ratio of the compressor of the conventional example (2) is increased to 104%.
[0011]
That is, when the HFC-134a refrigerant and the isobutane refrigerant are used in the refrigerant cycle having completely the same configuration to obtain the same refrigeration capacity, when the isobutane refrigerant is used, the HFC-134a refrigerant is used. The compressor input will increase by 4%.
[0012]
(3) Conventional example (3):
Here, the refrigerant is the same isobutane as in the conventional example (2), but the pipe inner diameter of the evaporator is reduced from 6.0 mm in the conventional example (2) to 4.0 mm, and the inner diameter of the suction gas pipe is changed to the conventional example. The diameter of the condenser is reduced from 4.8 mm to 4.0 mm in (2), and the inner diameter of the condenser is reduced from 3.4 mm in the conventional example (2) to 3.0 mm. The internal volume of the refrigerant cycle is reduced by reducing the average from 3.4 mm in the conventional example (2) to 3.0 mm. As a result, the internal volume of the refrigeration cycle is reduced to about 1/3 times that of the conventional example (2), and the amount of isobutane refrigerant charged can be reduced to about 1/3 times that of the conventional example (2). It can be changed from 60 g in (2) to 40 g.
[0013]
However, if it does in this way, the input ratio of the compressor with respect to the case of a prior art example (1) will be 111%. The input ratio increases in this way because the gas refrigerant is compressed and the specific volume of the suction gas is increased by reducing the diameter of the piping, in particular, the suction gas piping, and the flow rate of the gas refrigerant in the suction gas piping is increased. This is because the pressure loss (pressure drop) increases and the compression enthalpy increases by about 7% as compared with the conventional example (2). Further, in the conventional example (3), the discharge gas temperature of the compressor also increases as compared with the conventional example (2).
[0014]
The same applies to other hydrocarbon refrigerants such as propane or a mixed gas of propane and isoptan.
[0015]
In summary, hydrocarbon-based refrigerants such as isobutane and propane have the advantage that the ozone depletion coefficient is 0 and the global warming coefficient is small. However, since they are flammable refrigerants, they leak outside the refrigerator refrigeration cycle and explode. When the limit is reached, there is a risk of explosion. Therefore, as described above, it is necessary to reduce the internal volume of the refrigeration cycle and to reduce the amount of refrigerant charged as much as possible.
[0016]
In the case of an isobutane refrigerant, the specific volume is larger than that of the conventionally used HFC-134a refrigerant, and in the case of a refrigeration cycle having the same configuration and volume as the HFC-134a refrigerant, the amount enclosed is about half that of the HFC-134a refrigerant Can be reduced. However, with this level of reduction, the risk of explosion cannot be eliminated.
[0017]
Therefore, in order to further reduce the risk of explosion, the inner diameter of the evaporator, the inner diameter of the suction gas pipe, the inner diameter of the condenser, the inner diameter of the discharge gas pipe, etc., are reduced, and the enclosed amount is 2/3 or less. Can be considered. However, as described above, the pressure loss in the gas piping section increases and the specific volume of the suction gas increases, so the compression enthalpy corresponding to the compression work of the compressor increases, and the compressor input and discharge gas temperature This will cause a problem that becomes large.
[0018]
The object of the present invention is to eliminate such problems due to the use of a hydrocarbon-based refrigerant, and to reduce the compressor input and discharge gas temperature while avoiding the risk of explosion due to refrigerant leakage. To provide a refrigerator.
[0019]
[Means for Solving the Problems]
  In order to achieve the above object, the present invention encloses a hydrocarbon refrigerant such as isobutane or propane in the refrigeration cycle.At the same time, the pipe of the entire refrigeration cycle is reduced in diameter to reduce the internal volume of the refrigeration cycle, thereby reducing the amount of refrigerant enclosed in the refrigeration cycle.In the refrigerator, the inner diameter of the suction gas pipe between the evaporator and the compressor is made larger than the inner diameter of the evaporator. Specifically, the inner diameter of the suction gas pipe is made 0.5 mm or more larger than the inner diameter of the evaporator.
[0020]
As described above, when the inner diameter of the suction gas pipe between the evaporator and the compressor is larger than the inner diameter of the pipe of the evaporator, the compression loss in the suction gas pipe and the discharge gas pipe between the compressor and the condenser is reduced. Therefore, it is possible to reduce the compressor input and the discharge gas temperature while reducing the amount of the refrigerant enclosed.
[0021]
Moreover, this invention makes it the structure which made the internal diameter of the discharge gas piping between a compressor and a condenser larger than the pipe internal diameter of this condenser. Specifically, the inner diameter of the discharge gas pipe is made 0.2 mm or more larger than the inner diameter of the condenser.
[0022]
Thus, if the inner diameter of the discharge gas pipe between the evaporator and the condenser is larger than the pipe inner diameter of the condenser, the compression loss in the discharge gas pipe is greatly reduced. Compressor input and discharge gas temperature can be reduced while reducing the amount.
[0023]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 is an explanatory view showing an essential part of an embodiment of a refrigerator according to the present invention, wherein 1 is a refrigerator, 2 is a heat insulating box, 3 is a door, 4 is in a cabinet, 5 is a machine room, and 6 is an evaporator. , 7 is a compressor, 8 is a condenser, 9 is a suction gas pipe, 10 is a pipe in the evaporator 6 (hereinafter referred to as an evaporator pipe), 11 is a capillary tube, 12 is a discharge gas pipe, and 13 is a condenser 8. Internal piping (hereinafter referred to as condenser piping).
[0024]
In the figure, a refrigerator 1 has a refrigerator room, a vegetable room, and a freezer room (not shown) formed in a cabinet 4 surrounded by a heat insulating box 2 and a door 3 that opens and closes a front opening thereof. In general, a door is provided for each of the refrigerator compartment, the vegetable compartment, and the freezer compartment. Here, one door 3 represents them.
[0025]
Here, since the freezing room (not shown) is formed below the refrigeration room and the vegetable room, the evaporator 6 is disposed below the inner part of the inside 4 and the freezing inside the inside 4 is also performed. A machine room 5 is provided below the room, and a compressor 7 and a condenser 8 are disposed in the machine room 5.
[0026]
The end of the evaporator pipe 10 on the outlet A side of the evaporator 6 and the inlet B of the compressor 7 are connected by a suction gas pipe 9, and the condenser pipe on the outlet F side of the compressor 7 and the inlet 8 of the condenser 8. The end of 13 is connected by a discharge gas pipe 12. The end of the condenser pipe 13 on the outlet C side of the condenser 8 and the end of the evaporator pipe 10 on the inlet D side of the evaporator 6 are connected by a capillary tube 11. With such a configuration, a refrigeration cycle is formed, and as a refrigerant for the refrigeration cycle, a hydrocarbon-based refrigerant (such as isoptan, propane, or a mixed gas thereof) is used. Here, it is assumed that the isobutane refrigerant is used.
[0027]
In such a refrigeration cycle, the isobutane refrigerant compressed and discharged by the compressor 7 is a superheated gas refrigerant, is sent to the condenser 8 through the discharge gas pipe 12, and is radiated and liquefied by the condenser pipe 13. The low-temperature and high-pressure isoptan refrigerant discharged from the outlet C of the condenser 8 is reduced in pressure through the capillary tube 11 and then sent into the evaporator 6. In the evaporator 6, air is sent to the evaporator pipe 10 by a fan (not shown), and heat is exchanged with the low-temperature and low-pressure isobutane refrigerant to obtain cold air. The cool air is sent to circulate through the chambers 4 in the cabinet 4 to cool the chambers. Thus, the isobutane refrigerant discharged from the outlet A of the evaporator 6 and becoming superheated gas refrigerant is sent to the compressor 7 through the suction gas pipe 9.
[0028]
Here, since the isoptan refrigerant in the suction gas pipe 9 is a superheated gas refrigerant, the pressure loss in the suction gas pipe 9 is large. In this embodiment, the inner diameter of the suction gas pipe 9 is made larger than the inner diameter of the evaporator pipe 10, thereby reducing the pressure loss in the suction gas pipe 9. Also in the discharge gas pipe 12, since the isoptan refrigerant is a superheated gas refrigerant, the pressure loss in the discharge gas pipe 12 is large, but the inner diameter of the discharge gas pipe 12 should be larger than the inner diameter of the condenser pipe 13. Therefore, the pressure loss there is reduced. This reduction in pressure loss reduces the compression enthalpy of the compressor 7 and can reduce its input, and the discharge gas temperature of the compressor 7 also decreases. This will be described below.
[0029]
The pressure loss in the pipe is expressed by the following Fanning formula (see “Mechanical Design Handbook” published in 1959, p.113):
ΔP = 2fLρv²/ Gd (1)
However, ΔP = pressure drop with respect to pipe length L [m] [kg / m²)
f = coefficient of friction
ρ = density of refrigerant gas [kg / m^Three)
v = flow rate of refrigerant gas [m / sec]
g = 9.8 m / sec²
d = inner diameter of pipe [m]
Can be obtained.
[0030]
In this equation (1), by increasing the inner diameter d of the pipe, the flow rate of the gas in the pipe is also reduced, so that the compression loss ΔP in the pipe is reduced. Therefore, the compression enthalpy of the compressor 7 is reduced. However, in this embodiment, the inner diameter of the suction gas pipe 9 is made 0.5 mm or more larger than the inner diameter of the evaporator pipe 10, whereby the compression enthalpy of the compressor 7 is increased. The desired result was obtained with respect to the input and the inner diameter of the discharge gas pipe 12 was made 0.2 mm larger than that of the condenser pipe 13. The desired result was obtained for the input.
[0031]
The following Table 2 is a comparative example of the conventional example (3) shown in Table 1 above, which is an example in which the inner diameters of the suction gas pipe 9 and the discharge gas pipe 12 are increased. The pressure loss ΔPs of the suction gas pipe 9 and the pressure loss ΔPa of the discharge gas pipe 12 with this comparative example were obtained from the above formula (1), and were obtained using the Mollier diagram viewed from the refrigerant shown in FIG. The results of the compression enthalpy ratio Δi, the input ratio, and the ratio of the discharge gas temperature of the compressor 7 of Examples (1) and (2) with respect to the comparative example are summarized. In either case, the enclosed refrigerant is isobutane.
[0032]
[Table 2]

[0033]
(1) Comparative example:
The comparative example corresponds to the conventional example (3) in Table 1 above, in which the inner diameter of the evaporator pipe 10 is 4.0 mm, the inner diameter of the suction gas pipe 9 is 4.0 mm, and the inner diameter of the condenser pipe 13. The arithmetic average is 3.0 mm, and the inner diameter of the discharge gas pipe 12 is 3.0 mm.
[0034]
Here, the Mollier diagram shown in FIG. 2 will be briefly described.
In the figure, the refrigerant condensing temperature in the condenser 8 is 40 ° C., the refrigerant evaporating temperature in the evaporator 6 is −30 ° C., and the suction gas temperature in the compressor 7 is 30 ° C.
[0035]
Now, in the specification of the comparative example shown in Table 2, assuming that there is no pressure loss in the suction gas pipe 9 and the discharge gas pipe 12, the refrigerant is in the state a → b → c → d → e → f → a by the refrigeration cycle. It changes in order.
[0036]
That is, the state a indicates the state of the refrigerant at the outlet E of the compressor 7, and the temperature of the refrigerant at this time is T and the pressure is Pd. That is, the temperature of the discharge gas in the compressor 7 is T, and the pressure is Pd. This gas refrigerant is sent to the condenser 8 through the discharge gas pipe while maintaining the pressure Pd. The temperature of the gas refrigerant at this time changes from T ° C. to 40 ° C. In the condenser 8, the gas refrigerant dissipates heat, so that the temperature is lowered to a state b where the temperature on the gas phase line G is 40 ° C. Further, since heat is further dissipated, the state of the refrigerant changes from the state b to the state c on the gas phase line G while maintaining the temperature of 40 ° C. and the pressure Pd. The liquid refrigerant thus obtained is depressurized by passing through the capillary tube 11, changes from the state c to the state d, the pressure becomes Ps, and the temperature becomes −30 ° C. In the evaporator 10, the liquid refrigerant having the pressure Ps and the temperature of −30 ° C. supplied from the capillary tube 11 is changed from the state d to the state e on the gas phase line G. Due to such a state change, the liquid refrigerant absorbs heat while maintaining the pressure Ps and the temperature of −30 ° C., and changes from the liquid phase to the gas phase. And it further heats up, the temperature of a gas refrigerant rises, it will be in the state f, and will be a 30 degreeC superheated gas refrigerant. The superheated gas refrigerant has a pressure Ps and is sent to the compressor 7 through the suction gas pipe 9. In the compressor 7, this superheated gas refrigerant is compressed, and the specific volume of the suction gas refrigerant at that time is V, and the pressure loss in the discharge gas pipe 12 is sufficiently small with respect to the discharge pressure. The refrigerant is compressed from the state f along the isentropic line E to become a state a having a pressure Pd and a temperature T. In this state, the gas refrigerant is discharged from the compressor 7 to the discharge gas pipe 12.
[0037]
The compression enthalpy of the compressor 7 in this case is a difference Δi between the enthalpy of the gas refrigerant in the state a at the outlet E of the compressor 7 and the enthalpy of the gas refrigerant in the state f at the inlet B of the compressor 7. Since it is compressed along the isentropic line as described above, it is influenced by the specific volume V.
[0038]
In the comparative example in Table 2, the refrigerant is isoptan, the specification of the refrigeration cycle is shown in Table 2, the internal volume of the compressor 7 is 1.4 liters, and the length of each pipe is as shown in Table 1 above. As a numerical value shown in the description, when the refrigerant filling amount is 40 g, the above equation (1):
Pressure loss ΔP in suction gas piping 9_s0= 0.013 MPa
Pressure loss ΔP in the discharge gas pipe 12_d0= 0.004 MPa
Met. In this case, the discharge pressure Ps of the compressor 7 is 0.54 MPa. The Mollier diagram in this case is as follows.
[0039]
That is, in FIG. 2, the gas refrigerant discharged from the evaporator 6 and supplied to the compressor 7 is not in the state f, but the pressure loss ΔP in the suction gas pipe 9._s0State f in which partial pressure has decreased₀The specific volume V of the suction gas refrigerant at this time₀Is larger than the above specific volume V when there is no pressure loss. Further, the pressure loss ΔP in the discharge gas pipe 12_d0Therefore, the compressor 7 has the pressure loss ΔP rather than the pressure Pd._d0It is necessary to discharge the gas refrigerant by increasing the amount.
[0040]
Therefore, the compression of the compressor 7 is in the state f₀Specific volume V of the suction gas refrigerant₀Isentropic line E according to₀At the end of compression, the pressure is (Pd + ΔP_d0) State a₀It becomes. Therefore, the compression enthalpy of the compressor 7 at this time is the state f₀Enthalpy and state a of refrigerant in₀Of refrigerant enthalpy at₀This is taken as 100% as a comparison standard. The compression enthalpy Δi of the compressor 7 in this case₀Is the large specific volume V of the suction gas refrigerant₀And is considerably larger than the case without the above compression loss.
[0041]
The input of the compressor 7 is the compression enthalpy Δi₀ However, this is also set as 100% as a reference for comparison. (If the input ratio of the compressor of the conventional example (1) in Table 1 is 100%, the input ratio of the compressor in this comparative example is 100%.) Is 111%). The temperature of the discharge gas refrigerant of the compressor 7 at this time is T₀ ° C. (= 110 ° C.).
[0042]
The Mollier diagram shown in FIG. 2 shows a pressure loss ΔP in the discharge gas pipe 12._d Is present, the discharge pressure of the compressor 7 is (Pd + ΔP_d And the pressure of the suction gas refrigerant of the compressor 7 is the pressure loss ΔP of the suction gas pipe 9._s It shows that it decreases by a minute.
[0043]
(2) Example (1):
This Example (1) is the same as the above comparative example except that the inner diameter of the suction gas pipe 9 is increased by 0.8 mm to 4.8 mm with respect to the above comparative example. In this case, as is clear from the above equation (1), the pipe inner diameter d is increased and the flow velocity v is also slightly decreased. Therefore, the pressure loss ΔP in the suction gas pipe 9_s1Becomes smaller, and according to the calculation,
ΔP_s1= 0.007 MPa
And almost half that of the comparative example. Pressure loss ΔP in the discharge gas pipe 12_d1Is 0.004 MPa, unchanged from the comparative example.
[0044]
Therefore, in this case, the state of the suction gas refrigerant of the compressor 7 is such that the pressure loss ΔP of the suction gas pipe 9 is higher than the suction pressure Ps._s1Minute lower, specific volume V_1,2State f_1,2It is. This specific volume V_1,2Is the specific volume V in the comparative example₀Smaller than. Also in this embodiment (1), the pressure loss ΔP of the discharge gas pipe 12 compared to the discharge pressure of the compressor 7._d1Is sufficiently small, the compression of the gas refrigerant in the compressor 7 is a specific volume V_1,2Isentropic line E according to_1,2The gas refrigerant has a pressure of (Pd + ΔP_d0) State a₁It becomes. Therefore, the compression enthalpy of the compressor 7 is the gas refrigerant state a.₁And f_1,2Difference in enthalpy from₁And the specific volume is V compared to the above comparative example._1,2<V₀This compression enthalpy Δi₁Also decreases. This compression enthalpy Δi₁Compression enthalpy Δi in the comparative example₀The input ratio of the compressor 7 to the comparative example of Example (1) was 94%. Also, the discharge temperature of the gas refrigerant was 106 ° C., which was lower than the discharge temperature 110 ° C. in the comparative example.
[0045]
Thus, by making the inner diameter of the suction gas pipe 9 0.8 mm thicker than in the comparative example, the input of the compressor 7 can be reduced to 94% of the comparative example, and the refrigerant discharge temperature can be lowered. did it.
[0046]
(3) Example (2):
In this embodiment (2), the inner diameter of the discharge gas pipe 12 is increased by 0.4 mm to 3.4 mm with respect to the above embodiment (1). It is the same. For the comparative example, the inner diameter of the suction gas pipe 9 is increased by 0.4 mm to 4.8 mm, and the inner diameter of the discharge gas pipe 12 is increased by 0.4 mm to 3.4 mm. In this case, as apparent from the above equation (1), the pipe inner diameter d of the discharge gas pipe 12 is increased, and the flow velocity v is also slightly slowed. Therefore, the pressure loss ΔP in the discharge gas pipe 12 is reduced._d2However, according to the calculation,
ΔP_d2= 0.002 MPa
And almost half that of the comparative example. Pressure loss ΔP in suction gas piping 9_S2Is 0.007 MPa as in Example (1).
[0047]
Therefore, in this case, in FIG. 2, the state of the suction gas refrigerant in the compressor 7 is the pressure loss ΔP of the suction gas pipe 9 rather than the pressure Ps._s2The pressure loss ΔP_s2Is the pressure loss ΔP of the suction gas pipe 9 in the embodiment (1)_s1Specific volume V_1,2State f_1,2It is. This specific volume V_1,2Is the specific volume V in the comparative example₀Smaller than. Also in this embodiment (2), the pressure loss ΔP of the discharge gas pipe 12 compared to the discharge pressure of the compressor 7._d2Is sufficiently small as 0.002 MPa, the compression of the gas refrigerant in the compressor 7 is performed at a specific volume V_1,2Same isentropic line E as in Example (1) according to_1,2The gas refrigerant has a pressure of (Pd + ΔP_d2) State a₂It becomes. Therefore, the compression enthalpy of the compressor 7 is the gas refrigerant state a.₂And f_1,2Difference in enthalpy from₂Compressive enthalpy Δi in Example (1)₁It will decrease further than. This compression enthalpy Δi₂Compression enthalpy Δi in the comparative example₀The ratio of the compressor 7 to the comparative example of Example (2) was 93%. Further, the discharge temperature of the gas refrigerant was 105 ° C., which was even lower than the discharge temperature of 106 ° C. in the case of Example (1).
[0048]
In this way, by making the inner diameter of the discharge gas pipe 12 0.4 mm thicker than in the example (1), the input of the compressor 7 is further reduced from the example (1) to 93% of the comparative example. In addition, the refrigerant discharge temperature could be lowered.
[0049]
In addition, even if the inner diameter of the suction gas pipe 9 is increased from 4.0 mm to 4.8 mm and 0.8 mm thick as in the embodiments (1) and (2), the necessary increase in the amount of refrigerant enclosed is 0. Moreover, even if the inner diameter of the discharge gas pipe 12 is increased from 3.0 mm to 3.4 mm and 0.4 mm as in the embodiment (2), the necessary increase amount of the refrigerant is similarly 0.02 g. Met. Therefore, even if the inner diameters of the suction gas pipe 9 and the discharge gas pipe 12 are increased as described above as in the embodiment (2), the amount of the refrigerant enclosed only needs to be increased by 0.03 g. become.
[0050]
Further, even if only the inner diameter of the discharge gas pipe 12 is 0.2 mm larger than the inner diameter of the condenser pipe 13, the compression enthalpy of the compressor 7 and a preferable effect of reducing the input can be obtained, and the discharge temperature is also lowered.
[0051]
As described above, by making the inner diameters of the suction gas pipe 9 and the discharge gas pipe 12 larger than the inner diameters of the evaporator pipe 10 and the condenser pipe 13, respectively, the compression enthalpy can be reduced and the input of the compressor 7 is reduced. It is something that can be done. Specifically, the inner diameter of the suction gas pipe 9 is 0.5 mm or more larger than the inner diameter of the evaporator pipe 10, and the inner diameter of the discharge gas pipe 12 is 0.2 mm or larger than the inner diameter of the condenser pipe 13. There is a preferable reduction effect of the compression enthalpy and input of the compressor 7 by this. The diameters of the suction gas pipe 9 and the discharge gas pipe 12 are increased when the inner diameter of the evaporator pipe 10 is 4.0 mm and the inner diameter of the condenser pipe 13 is 3.0 mm. If the inner diameter of the pipe 13 is changed, the diameter of the pipes 12 and 13 is changed at a ratio from 4.0 mm and 3.0 mm.
[0052]
In the above description, isobutane is used as the refrigerant. However, other hydrocarbon-based refrigerants such as propane or a mixed gas of propane and isobutane can be used, and the same effect as described above can be obtained. .
[0053]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, since the inner diameter of the suction gas pipe between the evaporator and the compressor is made larger than the inner diameter of the evaporator, it affects the refrigerant filling amount in the refrigeration cycle. Without reducing the pressure loss due to the refrigerant gas in the suction gas piping, suppressing the decrease in the specific volume of the suction gas, reducing the compression enthalpy, ie, the compression work of the compressor, and reducing the input of the compressor The discharge gas temperature of the compressor can also be reduced.
[0054]
Further, according to the present invention, since the inner diameter of the discharge gas pipe between the compressor and the condenser is larger than the inner diameter of the condenser, the discharge amount is not affected without affecting the amount of refrigerant filled in the refrigeration cycle. The pressure loss due to the refrigerant gas in the gas pipe can be reduced, the compression enthalpy, that is, the compression work can be reduced, the input of the compressor can be reduced, and the discharge gas temperature of the compressor can also be reduced.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a main part of an embodiment of a refrigerator according to the present invention.
FIG. 2 is a diagram illustrating a Mollier diagram of a refrigeration cycle.
[Explanation of symbols]
1 Refrigerator
2 Insulated box
3 Door
4 Inside
5 Machine room
6 Evaporator
7 Compressor
8 Condenser
9 Suction gas piping
10 Evaporator piping
11 Capillary tube
12 Discharge gas piping
13 Condenser piping

Claims (7)

In a refrigerator that encloses a hydrocarbon-based refrigerant in the refrigeration cycle, reduces the internal volume of the refrigeration cycle by reducing the diameter of the entire pipe of the refrigeration cycle, and reduces the amount of refrigerant enclosed in the refrigeration cycle ,
A refrigerator characterized in that an inner diameter of a suction gas pipe between an evaporator and a compressor in the refrigeration cycle is made larger than a pipe inner diameter of the evaporator. In claim 1,
A refrigerator characterized in that an inner diameter of the suction gas pipe is 0.5 mm or more larger than an inner diameter of the evaporator. In a refrigerator that encloses a hydrocarbon-based refrigerant in the refrigeration cycle, reduces the internal volume of the refrigeration cycle by reducing the diameter of the entire pipe of the refrigeration cycle, and reduces the amount of refrigerant enclosed in the refrigeration cycle ,
A refrigerator characterized in that an inner diameter of a discharge gas pipe between a compressor and a condenser in the refrigeration cycle is made larger than a pipe inner diameter of the condenser. In claim 3,
The refrigerator according to claim 2, wherein an inner diameter of the discharge gas pipe is made 0.2 mm or more larger than an inner diameter of the condenser. In a refrigerator that encloses a hydrocarbon-based refrigerant in the refrigeration cycle, reduces the internal volume of the refrigeration cycle by reducing the diameter of the entire pipe of the refrigeration cycle, and reduces the amount of refrigerant enclosed in the refrigeration cycle ,
The inner diameter of the suction gas pipe between the evaporator and the compressor in the refrigeration cycle is larger than the inner diameter of the evaporator,
The refrigerator is characterized in that the inside diameter of the discharge gas pipe between the compressor and the condenser in the refrigeration cycle is made larger than the inside diameter of the condenser. In claim 5,
The inner diameter of the suction gas pipe is 0.5 mm or more larger than the pipe inner diameter of the evaporator, and the inner diameter of the discharge gas pipe is 0.2 mm or more larger than the pipe inner diameter of the condenser. refrigerator. In any one of Claims 1-6,
The refrigerator according to claim 1, wherein the hydrocarbon-based refrigerant is an isobutane refrigerant.

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