WO2010119591A1 - 冷凍冷蔵庫及び冷却庫 - Google Patents

冷凍冷蔵庫及び冷却庫 Download PDF

Info

Publication number
WO2010119591A1
WO2010119591A1 PCT/JP2009/070739 JP2009070739W WO2010119591A1 WO 2010119591 A1 WO2010119591 A1 WO 2010119591A1 JP 2009070739 W JP2009070739 W JP 2009070739W WO 2010119591 A1 WO2010119591 A1 WO 2010119591A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
refrigerant
refrigerator
refrigeration cycle
evaporator
heat exchanger
Prior art date
Application number
PCT/JP2009/070739
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
張　恒良
正洋 西山
Original Assignee
シャープ株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Priority claimed from JP2009100721A external-priority patent/JP2010249444A/ja
Priority claimed from JP2009276795A external-priority patent/JP5270523B2/ja
Application filed by シャープ株式会社 filed Critical シャープ株式会社
Priority to EP09843369A priority Critical patent/EP2420760A1/en
Priority to CN200980158764.0A priority patent/CN102395840B/zh
Priority to RU2011146643/06A priority patent/RU2496063C2/ru
Publication of WO2010119591A1 publication Critical patent/WO2010119591A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B7/00—Compression machines, plants or systems, with cascade operation, i.e. with two or more circuits, the heat from the condenser of one circuit being absorbed by the evaporator of the next circuit
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B40/00—Subcoolers, desuperheaters or superheaters
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B5/00—Compression machines, plants or systems, with several evaporator circuits, e.g. for varying refrigerating capacity
    • F25B5/04—Compression machines, plants or systems, with several evaporator circuits, e.g. for varying refrigerating capacity arranged in series
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25D—REFRIGERATORS; COLD ROOMS; ICE-BOXES; COOLING OR FREEZING APPARATUS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F25D11/00—Self-contained movable devices, e.g. domestic refrigerators
    • F25D11/02—Self-contained movable devices, e.g. domestic refrigerators with cooling compartments at different temperatures
    • F25D11/022—Self-contained movable devices, e.g. domestic refrigerators with cooling compartments at different temperatures with two or more evaporators
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25D—REFRIGERATORS; COLD ROOMS; ICE-BOXES; COOLING OR FREEZING APPARATUS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F25D19/00—Arrangement or mounting of refrigeration units with respect to devices or objects to be refrigerated, e.g. infrared detectors
    • F25D19/04—Arrangement or mounting of refrigeration units with respect to devices or objects to be refrigerated, e.g. infrared detectors with more than one refrigeration unit

Definitions

  • the present invention relates to a refrigerator-freezer provided with first and second evaporators for cooling a refrigerator compartment and a freezer compartment, respectively. Moreover, it is related with the refrigerator provided with the 1st, 2nd cooling chamber from which temperature differs.
  • Patent Documents 1 and 2 Conventional refrigerators are disclosed in Patent Documents 1 and 2.
  • a refrigerant is circulated by a compressor and a refrigeration cycle is operated, and first and second evaporators are arranged in parallel in a low-temperature part of the refrigeration cycle.
  • the first evaporator is disposed behind the freezer compartment.
  • Cold air generated by exchanging heat with the first evaporator by driving the blower circulates in the freezer compartment and the refrigerator compartment, thereby cooling the refrigerator compartment and the refrigerator compartment.
  • a 2nd evaporator is arrange
  • FIG. 600 shows a refrigeration cycle of a refrigerator-freezer disclosed in Patent Document 2.
  • the refrigeration cycle 40 has a compressor 41, and the refrigerant circulates in the direction of the arrow by the compressor 41 to operate the refrigeration cycle 40.
  • a radiator 42 is connected to the subsequent stage of the compressor 42, branched by a three-way valve 46, and first and second evaporators 44a and 44b are arranged in parallel via first and second decompression devices 43a and 43b. . Thereby, the radiator 42 is arrange
  • the first and second evaporators 44a and 44b are disposed behind the refrigerator compartment and the freezer compartment, respectively. Blowers (not shown) are arranged in the vicinity of the first and second evaporators 44a and 44b, respectively. Cold air generated by exchanging heat with the first and second evaporators 44a and 44b by driving each blower circulates in the refrigerator compartment and the freezer compartment, respectively, and the refrigerator compartment and the freezer compartment are cooled.
  • Patent Documents 3 and 4 disclose a dual refrigeration cycle including first and second refrigeration cycles operated by first and second compressors, respectively.
  • first and second refrigeration cycles a refrigerant composed of carbon dioxide flows.
  • An intermediate heat exchanger that performs heat exchange between the low temperature part of the first refrigeration cycle and the high temperature part of the second refrigeration cycle is provided, and an evaporator is disposed in the high temperature part of the second refrigeration cycle.
  • the operation of the first compressor maintains the intermediate heat exchanger in the low temperature part of the first refrigeration cycle at a low temperature.
  • the refrigerant in the second refrigeration cycle dissipates heat in the intermediate heat exchanger and is condensed.
  • the evaporator in the low temperature part of the second refrigeration cycle is maintained at a lower temperature than the intermediate heat exchanger. Thereby, the cryogenic cold air heat-exchanged with the evaporator can be supplied to a storage chamber.
  • the second refrigeration cycle of the dual refrigeration cycle of Patent Document 4 is provided with a receiver after the intermediate heat exchanger.
  • the receiver performs gas-liquid separation of the refrigerant flowing out from the intermediate heat exchanger of the second refrigeration cycle, and discharges the liquid refrigerant.
  • coolant which flows into an evaporator can be reduced, the circulation amount of a refrigerant
  • Patent Document 5 a conventional refrigerator-freezer is disclosed in Patent Document 5.
  • This refrigerator / freezer has a freezer compartment at the top of the main body and a refrigerator compartment at the bottom.
  • a machine room is provided behind the refrigerator compartment, and the first and second compressors are arranged in the machine room.
  • the first compressor operates the first refrigeration cycle, and the refrigerator compartment is cooled by an evaporator disposed in a low temperature portion of the first refrigeration cycle.
  • the second compressor operates the second refrigeration cycle, and the freezer compartment is cooled by an evaporator disposed in a low temperature part of the second refrigeration cycle.
  • a defrost heater is disposed below the first and second evaporators.
  • the first and second evaporators are defrosted by stopping the compressor and driving each defrosting heater.
  • Patent Document 6 discloses a refrigerator-freezer that performs defrosting of an evaporator by a refrigeration cycle.
  • an evaporator is disposed at a low temperature portion of the refrigeration cycle, and a radiator is disposed at a high temperature portion.
  • the radiator is installed on a metal back plate or the like of the refrigerator-freezer, and radiates heat to the outside air through the back plate by the operation of the refrigeration cycle.
  • the evaporator is cooled by the operation of the refrigeration cycle, and the storage chamber is cooled by the cold air exchanged with the evaporator.
  • the refrigerant in the refrigeration cycle is circulated in the reverse direction by the switching means.
  • an evaporator is distribute
  • the refrigerator-freezer disclosed in Patent Document 7 includes first and second evaporators connected in parallel to a compressor that operates a refrigeration cycle.
  • the first and second evaporators are arranged in the low temperature part of the refrigeration cycle, and the refrigerant flow is switched by the switching means.
  • a cooling plate is attached to a refrigerant pipe through which the refrigerant flows.
  • the cooling plate is exposed covering a wide area on the back of the refrigerator compartment.
  • a 2nd evaporator is distribute
  • a blower is provided in the duct.
  • the temperature of the first evaporator is lowered, and the refrigerator compartment is cooled by the cold heat radiated from the cooling plate.
  • the temperature of the second evaporator is lowered.
  • the air flowing through the duct and the second evaporator are heat-exchanged by driving the blower to generate cold air, and the cold air is discharged into the freezer compartment to cool the freezer compartment.
  • the stored items in the refrigerator compartment are radiatively cooled by the cooling plate, the stored items can be prevented from drying without being directly exposed to cold air. Moreover, since cold heat is uniformly released from the cooling plate, the temperature distribution in the refrigerator compartment can be made uniform.
  • the refrigerated room is kept at a higher room temperature than a freezer room in which stored items are refrigerated at, for example, 0 ° C. to 5 ° C. and stored at -20 ° C. for example.
  • the refrigerators disclosed in Patent Documents 1 and 2 are maintained at the same temperature because the first and second evaporators are arranged in parallel. For this reason, the 1st evaporator which cools a refrigerator compartment is maintained at low temperature rather than the temperature of a freezer compartment.
  • the evaporator placed in the low temperature part of the refrigeration cycle can sufficiently cool the refrigerator at a temperature several degrees lower than the temperature of the refrigerator.
  • thermodynamics it is known from the basic principle of thermodynamics that the cooling efficiency of the refrigeration cycle decreases as the temperature of the low temperature part decreases. For this reason, when the refrigerator compartment is cooled by the first evaporator having a temperature significantly lower than the indoor temperature of the refrigerator compartment, the COP (Coefficient Of Performance) of the refrigeration cycle is lowered. Therefore, there is a problem that the power consumption of the refrigerator / freezer increases.
  • the first and second compressors are arranged in the machine room provided in the lower part of the main body. Since the first and second compressors are point sound sources, the sound emitted from each is superimposed. In addition, when the first and second compressors are close to each other in the same machine room, sounds having the same phase and close frequency are likely to be generated. When the sound of the same phase is superimposed, the sound pressure level is doubled. In addition, a swell sound is likely to be generated by a sound having a close frequency. Therefore, there is a problem that the noise of the refrigerator / freezer increases.
  • An object of the present invention is to provide a refrigerator-freezer that can reduce power consumption. Another object of the present invention is to provide a refrigerator-freezer and a refrigerator that can reduce noise. Another object of the present invention is to provide a refrigerator-freezer that can prevent condensation during defrosting and reduce power consumption. Another object of the present invention is to provide a refrigerator-freezer capable of improving the cooling capacity.
  • the refrigerator-freezer of the present invention includes a refrigerating room for storing stored items in a refrigerator, a freezing chamber for storing stored items in a frozen state, and a first compression that operates a first refrigeration cycle through which a first refrigerant flows.
  • the first evaporator disposed in the low temperature part of the first refrigeration cycle, the second compressor operating the second refrigeration cycle through which the second refrigerant flows, and the low temperature part of the second refrigeration cycle.
  • a second evaporator, and an intermediate heat exchanger that exchanges heat between the low temperature part of the first refrigeration cycle and the high temperature part of the second refrigeration cycle, and cooling the refrigerator compartment by the first evaporator;
  • the freezing chamber is cooled by a second evaporator.
  • the first and second refrigeration cycles are operated by the first and second compressors, and the first and second refrigerants are circulated to form the low temperature portion and the high temperature portion of the first and second refrigeration cycles, respectively. Is done.
  • a first high-temperature and high-pressure refrigerant flows into the first radiator in the high-temperature part of the first refrigeration cycle to dissipate heat, and the first refrigerant is condensed.
  • the first low-temperature and low-pressure refrigerant flows into the first evaporator and the intermediate heat exchanger in the low temperature part of the first refrigeration cycle, and the refrigerator compartment is cooled by the cold air cooled by the first evaporator.
  • a high temperature and high pressure second refrigerant flows into the high temperature part of the second refrigeration cycle and is absorbed by the intermediate heat exchanger to dissipate heat.
  • the low-temperature and low-pressure second refrigerant flows into the second evaporator in the low-temperature part of the second refrigeration cycle, and the freezer compartment is cooled by the cold air cooled by the second evaporator.
  • the first evaporator and the intermediate heat exchanger may be arranged in series or in parallel.
  • the present invention is characterized in that, in the refrigerator-freezer having the above-described configuration, the intermediate heat exchanger is arranged at the rear stage of the first evaporator. According to this structure, the 1st refrigerant
  • the present invention is characterized in that in the refrigerator-freezer having the above-described configuration, a second radiator disposed in the high temperature part of the second refrigeration cycle is provided. According to this configuration, the high-temperature and high-pressure second refrigerant flows into the second radiator and the intermediate heat exchanger in the high-temperature part of the second refrigeration cycle, and the second refrigerant radiates heat by the second radiator and the intermediate heat exchanger. Condensed.
  • the present invention is characterized in that, in the refrigerator-freezer having the above-described configuration, the intermediate heat exchanger is arranged at the subsequent stage of the second radiator. According to this structure, the 2nd refrigerant
  • the present invention is characterized in that, in the refrigerator-freezer configured as described above, heat exchange is performed between the second refrigerant flowing out from the second evaporator and the first refrigerant before flowing into the first evaporator.
  • coolant which flowed out from the 2nd evaporator absorbs heat from the 1st refrigerant
  • the first refrigerant flows into the first evaporator.
  • the present invention is characterized in that, in the refrigerator-freezer configured as described above, heat exchange is performed between the second refrigerant flowing out of the second evaporator and the second refrigerant before flowing into the second evaporator.
  • the low-temperature second refrigerant that has flowed out of the second evaporator absorbs heat from the second refrigerant before flowing into the second evaporator and the enthalpy of the second refrigerant is reduced, so that the refrigerant has a higher cooling capacity.
  • the second refrigerant flows into the second evaporator.
  • a first internal heat exchanger that performs heat exchange between the high-temperature first refrigerant of the first refrigeration cycle and the low-temperature second refrigerant of the second refrigeration cycle
  • a second internal heat exchanger that exchanges heat between the high-temperature second refrigerant in the two refrigeration cycles and the low-temperature second refrigerant; and between the high-temperature first refrigerant and the low-temperature first refrigerant in the first refrigeration cycle
  • a third internal heat exchanger for exchanging heat.
  • the compression ratio of the high-temperature cycle compressor and the low-temperature cycle compressor can both be smaller than that of the conventional cycle, which increases the compression efficiency and saves energy. It can be set as an excellent refrigerator-freezer.
  • the arrangement of the third internal heat exchanger, the second internal heat exchanger, and the first internal heat exchanger can increase the refrigeration capacity of the refrigeration cycle, and the high-temperature cycle compressor and the low-temperature cycle compressor Since the temperature of the sucked refrigerant can be maintained at a temperature close to the ambient temperature, heat loss can be suppressed and a more rational refrigeration cycle can be achieved.
  • the third internal heat exchanger performs heat exchange between the first refrigerant flowing out from the first radiator and the first refrigerant flowing out from the intermediate heat exchanger. It is characterized by.
  • the present invention further includes a second radiator disposed in a high-temperature part of the second refrigeration cycle, in front of the intermediate heat exchanger, and the second internal heat exchanger is the intermediate heat exchanger. Heat exchange is performed between the second refrigerant flowing out of the second refrigerant and the second refrigerant flowing out of the second evaporator.
  • the first internal heat exchanger may exchange heat between the first refrigerant flowing out of the third internal heat exchanger and the second refrigerant flowing out of the second internal heat exchanger. It is characterized by performing.
  • the first refrigerant is provided at a stage preceding the first evaporator to decompress the first refrigerant and includes a first decompression device including a capillary tube, and the first decompression device includes the first internal heat exchange. It functions as a heat exchange pipe of the heat exchanger or the third internal heat exchanger.
  • the second refrigerant is provided at a stage preceding the second evaporator to depressurize the second refrigerant and includes a second decompression device including a capillary tube, and the second decompression device is configured to perform the second internal heat exchange. It is characterized by functioning as a heat exchange pipe for the vessel.
  • a receiver that is disposed on the first refrigeration cycle side of the intermediate heat exchanger and separates the gas-liquid of the first refrigerant and discharges the gas refrigerant is provided. It is a feature.
  • the first and second refrigeration cycles are operated by the first and second compressors, and the first and second refrigerants are circulated to form the low temperature portion and the high temperature portion of the first and second refrigeration cycles, respectively. Is done.
  • the first low-temperature and low-pressure refrigerant flows into the first evaporator and the intermediate heat exchanger in the low temperature part of the first refrigeration cycle, and the refrigerator compartment is cooled by the cold air cooled by the first evaporator.
  • a high temperature and high pressure second refrigerant flows into the high temperature part of the second refrigeration cycle and is absorbed by the intermediate heat exchanger to dissipate heat.
  • the low-temperature and low-pressure second refrigerant flows into the second evaporator in the low-temperature part of the second refrigeration cycle, and the freezer compartment is cooled by the cold air cooled by the second evaporator.
  • the first refrigerant flowing into the intermediate heat exchanger exchanges heat with the second refrigerant in a gas-liquid mixed state, and then the gas-state first refrigerant separated by the receiver exchanges heat with the second refrigerant and absorbs heat.
  • the intermediate heat exchanger exchanges heat between the upstream side of the first refrigeration cycle and the downstream side of the second refrigeration cycle, and the downstream side of the first refrigeration cycle and the second refrigeration cycle. It is characterized by heat exchange with the upstream side of the cycle.
  • the first refrigerant in the gas-liquid mixed state flowing into the intermediate heat exchanger exchanges heat with the second refrigerant radiated by the intermediate heat exchanger.
  • the gas-state first refrigerant that has passed through the receiver exchanges heat with the high-temperature second refrigerant that has flowed into the intermediate heat exchanger.
  • the present invention provides the refrigerator with the above configuration, wherein the intermediate heat exchanger mainly takes latent heat from the second refrigerant upstream of the receiver of the first refrigeration cycle to give latent heat to the first refrigerant. And a sensible heat exchange section that mainly takes sensible heat from the second refrigerant downstream of the receiver of the first refrigeration cycle and applies sensible heat to the first refrigerant.
  • the first refrigerant in the gas-liquid mixed state flowing into the intermediate heat exchanger takes the condensation heat (latent heat) of the second refrigerant and vaporizes it.
  • the first refrigerant in the gas state that has passed through the receiver takes up the sensible heat of the high-temperature second refrigerant and rises in temperature.
  • the present invention further includes a first refrigerator and a second radiator disposed in the high-temperature portions of the first and second refrigeration cycles in the refrigerator-freezer having the above-described configuration, and the intermediate heat exchanger is provided at the subsequent stage of the second radiator. It is characterized by the arrangement.
  • the first refrigerant radiates heat in the first radiator by driving the first compressor, and then flows through the first evaporator and the intermediate heat exchanger in the low temperature part.
  • the second compressor is driven, the second refrigerant radiates heat at the second radiator and drops in temperature, and then flows into the intermediate heat exchanger to exchange heat with the first refrigerant.
  • the second refrigerant that has flowed out of the second evaporator performs heat exchange with the second refrigerant that has flowed out of the intermediate heat exchanger. It is characterized in that heat exchange is performed with the first refrigerant that has flowed out.
  • the second refrigerant flowing out from the intermediate heat exchanger is absorbed by the low-temperature second refrigerant flowing out from the second evaporator, and the enthalpy is reduced.
  • the first refrigerant flowing out from the first radiator is absorbed by the low-temperature second refrigerant flowing out from the second evaporator, and the enthalpy is lowered.
  • coolant with high cooling capacity flows in into a 1st, 2nd evaporator.
  • the present invention is characterized in that, in the refrigerator-freezer having the above-described configuration, the first and second refrigerants are made of isobutane.
  • the present invention is characterized in that the boiling point of the first refrigerant is higher than the boiling point of the second refrigerant in the refrigerator-freezer configured as described above.
  • the present invention is characterized in that, in the refrigerator-freezer configured as described above, the first refrigerant is made of isobutane and the second refrigerant is made of propane or carbon dioxide.
  • the refrigerator-freezer of the present invention includes a main body having a refrigeration chamber for storing stored items in a refrigerated state and a heat insulating box having a freezing chamber for storing stored items in a frozen state, and a first refrigerant flowing through the first refrigerant.
  • a first compressor that operates one refrigeration cycle, a first evaporator that is disposed in a low temperature portion of the first refrigeration cycle and cools the refrigerator compartment, and a second that operates a second refrigeration cycle through which a second refrigerant flows.
  • a compressor a second evaporator disposed in a low temperature part of the second refrigeration cycle for cooling the freezing chamber, a first machine chamber in which the first compressor is disposed, and a second compressor in which the second compressor is disposed. And two machine chambers, one of the first and second machine chambers being disposed above the main body portion and the other being disposed below the main body portion.
  • the first and second refrigeration cycles are operated by the first and second compressors, and the first and second refrigerants are circulated to form the low temperature portion and the high temperature portion of the first and second refrigeration cycles, respectively. Is done.
  • the refrigerator compartment is cooled by the first evaporator in the low temperature part of the first refrigeration cycle, and the freezer room is cooled by the second evaporator in the low temperature part of the second refrigeration cycle.
  • the first and second compressors are respectively disposed in first and second machine chambers provided in the main body.
  • the first machine room is provided in the upper part of the main body part
  • the second machine room is provided in the lower part of the main body part.
  • the first and second compressors are arranged apart from each other.
  • this invention is a refrigerator-freezer of the said structure, Heat exchange between the 1st heat exchange part distribute
  • the low-temperature and low-pressure first refrigerant flows into the first heat exchange part of the low-temperature part of the first refrigeration cycle
  • the refrigerant flows in. Thereby, the heat of the second refrigerant is absorbed by the first refrigerant in the intermediate heat exchanger.
  • the present invention provides a refrigerator-freezer having the above-described configuration, wherein the refrigeration chamber and the freezer compartment are arranged side by side vertically, and the first and second machine chambers are disposed in the vicinity of the refrigerator compartment and the freezer compartment, respectively.
  • a first evaporator and a second evaporator are disposed behind the refrigerator compartment and the freezer compartment, respectively, and the intermediate heat exchanger is arranged between the first compressor and the second compressor and extends vertically.
  • the first heat exchange part and the second heat exchange part bend in the vertical direction, and the refrigerant inlet and the refrigerant outlet of the first and second heat exchange parts are provided in the vicinity of the first machine chamber. It is a feature.
  • the refrigerating chamber is disposed above the main body portion
  • the first machine chamber having the first compressor is disposed at the upper portion of the main body portion
  • the freezing chamber is disposed below the main body portion to perform the second compression.
  • a second machine room having a machine is arranged at the lower part of the main body.
  • the first evaporator is disposed on the upper portion of the main body
  • the second evaporator is disposed on the lower portion of the main body.
  • the intermediate heat exchanger is provided so as to extend up and down the main body, and is formed by bending in the vertical direction.
  • a refrigerant inlet and a refrigerant outlet are formed at the upper ends of the first and second heat exchange units.
  • the first heat exchange unit has a refrigerant inlet connected to the first evaporator and a refrigerant outlet connected to the first compressor.
  • the second heat exchange unit has a refrigerant inlet disposed on the second compressor side and a refrigerant outlet disposed on the second evaporator side.
  • the present invention provides a refrigerator with the above configuration, wherein the first radiator disposed in the high temperature portion of the first refrigeration cycle, the first decompressor disposed downstream of the first radiator, and the second refrigeration cycle A second decompression device disposed downstream of the intermediate heat exchanger, and a first internal heat exchanger extending vertically to exchange heat between the second refrigerant flowing out of the second evaporator and the first decompression device And a second internal heat exchanger extending vertically to exchange heat between the second refrigerant flowing out of the second evaporator and the second decompression device, and the refrigerant inflow side of the first decompression device is the second While being provided in the vicinity of the compressor, the refrigerant inflow side of the second decompression device is provided in the vicinity of the first compressor.
  • the high-temperature and high-pressure first refrigerant flows into the first radiator to dissipate heat, and the first refrigerant is condensed.
  • the first refrigerant condensed by the first radiator flows into the first decompressor, and the first refrigerant is decompressed and expanded to become low-temperature wet steam having a low dryness.
  • the second refrigerant condensed in the intermediate heat exchanger flows into the second decompression device, and the second refrigerant is decompressed and expanded to become low-temperature wet steam having a low dryness.
  • the second refrigerant that has flowed out of the second evaporator absorbs heat by exchanging heat with the first decompression device in the first internal heat exchanger. Thereby, the enthalpy of a 1st refrigerant
  • the second refrigerant that has flowed out of the second evaporator absorbs heat by exchanging heat with the second decompression device in the second internal heat exchanger. Thereby, the enthalpy of the second refrigerant is lowered, and the second refrigerant having a higher cooling capacity flows into the second evaporator.
  • the second internal heat exchanger is provided extending vertically, and the refrigerant inflow side of the second decompression device is disposed at the top of the main body.
  • the refrigerant outflow side of the second decompression device is connected to a second evaporator disposed in the lower part.
  • the first internal heat exchanger is provided extending continuously up and down from the upper end of the second internal heat exchanger.
  • the refrigerant inflow side of the first decompression device is arranged in the lower part of the main body, and the refrigerant outflow side of the first decompression device is connected to a first evaporator arranged in the upper part.
  • the first dryer for dehumidifying the first refrigerant before flowing into the first pressure reducing device is disposed in the second machine chamber, and the second refrigerant before flowing into the second pressure reducing device.
  • a second dryer for removing moisture is disposed in the first machine room.
  • the first refrigerant from which moisture has been removed by the first dryer flows into the first decompressor
  • the second refrigerant from which moisture has been removed by the second dryer flows into the second decompressor.
  • the first dryer is arranged at the lower part of the main body part and connected to the refrigerant inflow side of the first decompression device
  • the second dryer is arranged at the upper part of the main body part. Connected to the refrigerant inflow side of the decompression device.
  • the present invention is characterized in that the second dryer is covered with a heat insulating material in the refrigerator-freezer configured as described above.
  • the present invention is the refrigerator-freezer having the above-described configuration, wherein the intermediate heat exchanger includes a double tube that covers an inner tube with an outer tube, and a first refrigerant flows through the inner tube to form a first heat exchange unit.
  • the second refrigerant flows through the outer pipe in the opposite direction to the first refrigerant to form a second heat exchange part.
  • the first refrigerant flowing through the inner pipe and the second refrigerant flowing through the outer pipe exchange heat through the inner pipe.
  • the present invention is characterized in that the second heat radiator is provided between the second compressor and the intermediate heat exchanger in the refrigerator-freezer configured as described above. According to this configuration, the high-temperature and high-pressure second refrigerant flows into the second radiator and dissipates heat, and the second refrigerant is cooled down. The second refrigerant lowered in temperature by the second radiator is further cooled and condensed by the intermediate heat exchanger.
  • the 1st, 2nd internal heat exchanger was embedded in the back wall of the said heat insulation box, and the 2nd heat radiator was arrange
  • the present invention is characterized in that, in the refrigerator-freezer configured as described above, the intermediate heat exchanger is embedded in the back wall of the heat insulating box.
  • the present invention is characterized in that the accumulator for separating the gas and liquid is installed on the refrigerant outflow side of the second evaporator and not installed on the refrigerant outflow side of the first evaporator in the refrigerator-freezer having the above configuration.
  • the second refrigerant flowing out from the second evaporator is gas-liquid separated by the accumulator, and the gas refrigerant is sent to the second compressor.
  • the gas-liquid mixed first refrigerant flowing out from the first evaporator flows into the intermediate heat exchanger, and the first refrigerant becomes a gas refrigerant by heat exchange with the high temperature part of the second refrigeration cycle and is sent to the first compressor. It is done.
  • the present invention is characterized in that, in the refrigerator-freezer configured as described above, a heat insulating wall that partitions the refrigerator compartment and the freezing chamber has a heat insulating performance equivalent to that of the peripheral wall of the heat insulating box.
  • the present invention is characterized in that, in the refrigerator-freezer configured as described above, a part of the heat radiation of the first radiator is utilized for drain water treatment and prevention of dew condensation of the refrigerator-freezer.
  • the present invention also provides a refrigerator compartment for storing stored items in a refrigerator, a freezing chamber for storing stored items in a frozen state, a first compressor for operating a first refrigeration cycle through which a first refrigerant flows, and a low temperature of the first refrigeration cycle.
  • a first evaporator that cools the refrigerator compartment, a second compressor that operates a second refrigeration cycle through which a second refrigerant flows, and a freezer compartment that is disposed in a low temperature section of the second refrigeration cycle.
  • a second evaporator for cooling the second evaporator. The second evaporator is defrosted by heat of a high temperature part of the first refrigeration cycle.
  • the first and second refrigeration cycles are operated by the first and second compressors, and the first and second refrigerants are circulated to form the low temperature portion and the high temperature portion of the first and second refrigeration cycles, respectively. Is done.
  • the low temperature and low pressure first refrigerant flows into the first evaporator in the low temperature part of the first refrigeration cycle, and the refrigerator compartment is cooled by the cold air cooled by the first evaporator.
  • the low-temperature and low-pressure second refrigerant flows into the second evaporator in the low-temperature part of the second refrigeration cycle, and the freezer compartment is cooled by the cold air cooled by the second evaporator.
  • the operation of the second refrigeration cycle is stopped and the first refrigeration cycle is operated.
  • the high temperature part of the first refrigeration cycle and the second evaporator exchange heat, the second evaporator is heated and defrosting is performed.
  • the present invention branches between the first radiator disposed in the high temperature portion of the first refrigeration cycle, the three-way valve provided on the refrigerant inflow side of the first radiator, and the three-way valve.
  • a defrosting heat exchanger that is arranged in parallel with the first radiator and exchanges heat with the second evaporator, and a check valve provided on the refrigerant outflow side of the defrosting heat exchanger, The three-way valve is switched to the defrosting heat exchanger when defrosting the second evaporator.
  • the flow path of the first refrigerant is switched to the first radiator side by the three-way valve when the refrigerator compartment and the freezer compartment are cooled.
  • the first and second evaporators are cooled and radiated from the first radiator.
  • the check valve prevents the first refrigerant from flowing into the defrosting heat exchanger from the refrigerant outflow side of the first radiator.
  • the flow path of the first refrigerant is switched to the defrosting heat exchanger side by the three-way valve.
  • the first evaporator is cooled and radiated from the defrosting heat exchanger.
  • the second evaporator is heated with heat exchange with the defrosting heat exchanger, and defrosting is performed.
  • the present invention is characterized in that, in the refrigerator-freezer having the above-described configuration, the check valve is disposed in the vicinity of a junction point between the refrigerant outlet side of the first radiator and the refrigerant outlet side of the defrosting heat exchanger. .
  • the check valve and the defrosting heat exchanger are arranged apart from each other. For this reason, when the flow path of the first refrigerant is switched to the first radiator side by the three-way valve, the temperature rise of the second evaporator due to the high-temperature first refrigerant flowing out from the first radiator is reduced.
  • this invention is a refrigerator-freezer of the said structure,
  • a 2nd evaporator and the said heat exchanger for defrost have the 1st, 2nd refrigerant
  • Two refrigerant tubes are connected by a plurality of fins.
  • coolant is transmitted to a 2nd evaporator via the fin which connects a 1st, 2nd refrigerant pipe.
  • this invention is a refrigerator-freezer of the said structure,
  • a 2nd evaporator and the said heat exchanger for defrost have the 1st, 2nd refrigerant
  • coolant is transmitted to a 2nd evaporator via the boundary wall of a 1st, 2nd refrigerant pipe.
  • the present invention is characterized in that, in the refrigerator-freezer configured as described above, the cross-sectional area of the refrigerant tube of the defrosting heat exchanger is set to be 1 ⁇ 2 or less of the cross-sectional area of the refrigerant tube of the first evaporator. According to this configuration, the internal volume of the refrigerant pipe of the defrosting heat exchanger is reduced, and a large amount of refrigerant is prevented from accumulating in the defrosting heat exchanger after defrosting.
  • the present invention is characterized in that, in the refrigerator-freezer configured as described above, the first compressor is stopped for a predetermined period before defrosting the second evaporator.
  • the first compressor is stopped and the three-way valve is switched to the defrosting heat exchanger side, the room temperature of the refrigerator compartment rises, and the first compressor is driven when a predetermined period elapses.
  • the first refrigerant flows through the defrosting heat exchanger, the second evaporator is defrosted, and the refrigerator compartment is cooled.
  • the three-way valve may be switched to the defrosting heat exchanger side after the predetermined period has elapsed.
  • the present invention also provides a refrigerator compartment for storing stored items in a refrigerator, a freezing chamber for storing stored items in a frozen state, a first compressor for operating a first refrigeration cycle through which a first refrigerant flows, and a low temperature of the first refrigeration cycle.
  • a second evaporator that cools the refrigerator, and the first evaporator is formed by fixing a metal cooling plate that covers the wall surface of the refrigerator compartment to a refrigerant pipe, and the refrigerator plate is radiatively cooled by the cooling plate. It is a feature.
  • the first and second refrigeration cycles are operated by the first and second compressors, and the first and second refrigerants are circulated to form the low temperature portion and the high temperature portion of the first and second refrigeration cycles, respectively. Is done.
  • the low-temperature and low-pressure first refrigerant flows into the refrigerant pipe of the first evaporator in the low-temperature part of the first refrigeration cycle, and cold heat is radiated from the cooling plate to cool the refrigerator compartment.
  • the low-temperature and low-pressure second refrigerant flows into the second evaporator in the low-temperature part of the second refrigeration cycle, and the freezer compartment is cooled by the cold air cooled by the second evaporator.
  • the present invention provides a refrigerator-freezer having the above-described configuration, a door opening / closing detection unit that detects opening / closing of the door of the refrigerator compartment, a temperature sensor that detects the temperature of the refrigerator compartment, and a humidity sensor that detects the humidity of the refrigerator compartment. And when the door is opened and closed, a dew point temperature of the refrigerating room is acquired by detection of the temperature sensor and the humidity sensor, and a first refrigeration cycle is performed so that the first evaporator is below the dew point temperature. It is characterized by driving.
  • the temperature sensor and the humidity sensor detect the temperature and humidity of the refrigerator compartment.
  • the dew point temperature of the refrigerator compartment is acquired by calculation or the like from the detection results of the temperature sensor and the humidity sensor, and the first evaporator is maintained below the dew point temperature.
  • the present invention is characterized in that in the refrigerator-freezer having the above-described configuration, an intermediate heat exchanger that performs heat exchange between the low temperature part of the first refrigeration cycle and the high temperature part of the second refrigeration cycle is provided.
  • the low-temperature and low-pressure first refrigerant flows into the first evaporator and the intermediate heat exchanger in the low-temperature part of the first refrigeration cycle.
  • a high temperature and high pressure second refrigerant flows into the high temperature part of the second refrigeration cycle and is absorbed by the intermediate heat exchanger to dissipate heat.
  • the first evaporator and the intermediate heat exchanger may be arranged in series or in parallel.
  • the present invention is characterized in that, in the refrigerator-freezer configured as described above, an isolation chamber having a temperature lower than that of the upper part is provided in the lower part of the refrigeration chamber, and the refrigerant flows through the refrigerant pipe of the first evaporator from below to above. .
  • a low temperature isolation room such as a chilled room or an ice greenhouse is provided in the lower part of the refrigerating room.
  • a cooling plate below the first evaporator is in contact with the low-temperature refrigerant pipe to cool the isolation chamber.
  • the refrigerator of the present invention includes first and second cooling chambers, a first compressor that operates a first refrigeration cycle through which a first refrigerant flows, and a first heat radiation that is disposed in a high temperature portion of the first refrigeration cycle.
  • a first evaporator disposed in a low temperature part of the first refrigeration cycle, a second compressor operating a second refrigeration cycle through which the second refrigerant flows, and a low temperature part of the second refrigeration cycle.
  • the second cooling chamber is cooled by the second evaporator.
  • the refrigerator of this invention is a refrigerator of the said structure,
  • the 1st internal heat exchanger which performs heat exchange between the high temperature 1st refrigerant
  • a second internal heat exchanger that exchanges heat between the high-temperature second refrigerant and the low-temperature second refrigerant in the second refrigeration cycle, and the high-temperature first refrigerant and the low-temperature first refrigerant in the first refrigeration cycle
  • a third internal heat exchanger for exchanging heat with each other.
  • the refrigerator of the present invention further includes a receiver that is disposed on the first refrigeration cycle side of the intermediate heat exchanger and separates the gas-liquid of the first refrigerant and discharges the gas refrigerant in the refrigerator having the above configuration. It is characterized by that.
  • the refrigerator of the present invention is arranged in a main body having first and second cooling chambers, a first compressor that operates a first refrigeration cycle through which a first refrigerant flows, and a low-temperature part of the first refrigeration cycle.
  • the first evaporator that cools the first cooling chamber
  • the second compressor that operates the second refrigeration cycle through which the second refrigerant flows
  • the second cooling chamber that is disposed in the low temperature part of the second refrigeration cycle
  • the other is arranged at the lower part of the main body part.
  • the refrigerator of the present invention is arranged in the first and second cooling chambers, the first compressor that operates the first refrigeration cycle in which the first refrigerant flows, and the low temperature portion of the first refrigeration cycle, so that the first cooling is performed.
  • the second evaporator is defrosted by the heat of the high temperature part of the first refrigeration cycle.
  • an intermediate heat exchanger for exchanging heat between the low temperature part of the first refrigeration cycle operated by the first compressor and the high temperature part of the second refrigeration cycle operated by the second compressor.
  • the refrigerator compartment is cooled by the first evaporator provided in the first refrigeration cycle
  • the freezer compartment is cooled by the second evaporator provided in the second refrigeration cycle.
  • the receiver since the receiver is provided on the first refrigeration cycle side of the intermediate heat exchanger, the first refrigerant of the gas refrigerant exchanges heat with the second refrigerant even if the heat load of the refrigeration refrigerator fluctuates. Thereby, the temperature of the first refrigerant is surely raised and sent to the first compressor, and the capability of the intermediate heat exchanger can be maintained.
  • the first refrigerant of the gas refrigerant flowing out from the receiver absorbs heat and is heated up, it flows into the first compressor, so that it is possible to reduce the heat loss.
  • one of the first and second machine chambers in which the first and second compressors are arranged is arranged at the upper part of the main body and the other is arranged at the lower part.
  • a second compressor is located remotely. Since the sound pressure level of the point sound source decreases as the distance increases, the level of noise felt by the user decreases because the sound source is away from the other sound source when approaching one sound source. In addition, since the first and second compressors are arranged in different rooms, it is difficult for sounds having the same phase and the same frequency to be generated. Thereby, while the sound pressure which superimposed the sound of the 1st, 2nd compressor falls, generation
  • the second evaporator of the second refrigeration cycle is defrosted by the heat of the high temperature portion of the first refrigeration cycle, so the first radiator of the first refrigeration cycle and the second radiator of the second refrigeration cycle. Does not cool. Therefore, dew condensation on the back plate of the refrigerator can be prevented. Further, it is not necessary to separately provide a heater for defrosting the second evaporator, and the temperature rise by the heater or the like during defrosting can be suppressed. Further, most of the heat for heating the second evaporator during defrosting is the heat from the refrigerator compartment, and the refrigerator compartment can be cooled while defrosting. Therefore, power consumption due to defrosting can be suppressed and power consumption of the refrigerator-freezer can be kept low.
  • the first and second compressors operate the first and second refrigeration cycles, respectively, and the first and second evaporators cool the refrigerator and the freezer compartment, and the first evaporator is a cooling plate. Therefore, it is possible to obtain sufficient cooling capacity of the refrigerator and the freezer compartment at the time of high load immediately after storing the stored material while preventing the stored material from drying.
  • the temperature of the second evaporator can be lowered when the refrigerator compartment is heavily loaded, and insufficient cooling of the freezer compartment can be prevented.
  • the temperature of the first evaporator can be lowered when the freezer compartment is under a high load, and condensation in the cooling plate can be maintained to maintain the humidity in the refrigerator compartment. Thereby, even when a freezer compartment becomes high load, drying of the stored matter of a refrigerator compartment can be reduced.
  • FIG. 1 Side surface sectional view which shows the refrigerator-freezer of 1st Embodiment of this invention.
  • PH diagram of the refrigerator-freezer according to the third embodiment of the present invention The figure which shows the relationship between the position and temperature of the intermediate heat exchanger of the refrigerating cycle of the refrigerator-freezer of 3rd Embodiment of this invention.
  • the figure which shows the refrigerating cycle of a comparative example The figure which shows the relationship between the position and temperature of the intermediate heat exchanger of the refrigerating cycle of a comparative example
  • PH diagram of the refrigerator-freezer according to the fourth embodiment of the present invention The figure which shows the relationship between the position and temperature of the intermediate heat exchanger of the refrigerating cycle of the refrigerator-freezer of 3rd Embodiment of this invention.
  • the figure which shows the refrigerating cycle of a comparative example The figure which shows the relationship between the position and temperature of the intermediate heat exchanger of the refrigerating cycle of a comparative example
  • FIG. 1st, 3rd internal heat exchanger of the refrigerating cycle of the refrigerator-freezer of 4th Embodiment of this invention Side surface sectional drawing which shows the refrigerator-freezer of 5th Embodiment of this invention.
  • the rear perspective view which shows piping of the refrigerator-freezer of 5th Embodiment of this invention.
  • FIG. 1 The flowchart which shows the operation
  • FIG. 1 Front view showing a refrigerator-freezer according to a seventh embodiment of the present invention.
  • Front sectional drawing which shows piping of the refrigerator-freezer of 7th Embodiment of this invention.
  • the block diagram which shows the structure of the refrigerator-freezer of 7th Embodiment of this invention.
  • FIG. 1 is a side sectional view showing the refrigerator-freezer of the first embodiment.
  • the refrigerator-freezer 1 is provided with a refrigerator compartment 2 for storing stored items in a refrigerator.
  • a vegetable compartment 3 which is maintained at a temperature higher than that of the refrigerator compartment 2 and suitable for storage of vegetables.
  • a freezer compartment 4 for storing stored items in a frozen state is disposed at the bottom of the freezer 1.
  • the front surface of the refrigerator compartment 2 is opened and closed by a rotating heat insulating door 2a.
  • the front surfaces of the vegetable compartment 3 and the freezer compartment 4 are opened and closed by drawer-type heat insulating doors 3a and 4a integrated with the storage cases 3b and 4b, respectively.
  • a machine room 5 is provided behind the freezer room 4.
  • First and second compressors 11 and 21 for operating first and second refrigeration cycles 10 and 20 are disposed in the machine room 5.
  • a first evaporator 14 connected to the first compressor 11 is disposed on the back surface of the refrigerator compartment 2, and a refrigerator refrigerator 15 is disposed above the first evaporator 14.
  • a second evaporator 24 connected to the second compressor 21 is disposed on the back surface of the freezer compartment 4, and a freezer compartment blower 25 is disposed above the second evaporator 24.
  • a defrost heater 51 is provided below the first evaporator 14.
  • the cold air cooled by exchanging heat with the first evaporator 14 is discharged to the refrigerator compartment 2 by the refrigerator compartment fan 15.
  • the cold air flows through the refrigerator compartment 2 and flows into the vegetable compartment 3 communicating with the refrigerator compartment 2.
  • the cold air that has flowed into the vegetable compartment 3 flows through the vegetable compartment 3 and returns to the first evaporator 14.
  • the cold air cooled by exchanging heat with the second evaporator 24 is discharged to the freezer compartment 4 by the freezer blower 25.
  • the cold air discharged into the freezer compartment 4 flows through the freezer compartment 4 and returns to the second evaporator 24. Thereby, the freezer compartment 4 is cooled.
  • FIG. 2 shows the refrigeration cycle of the refrigerator 1.
  • the refrigeration cycle 30 of the refrigerator 1 is a cascade type dual refrigeration cycle in which the first and second refrigeration cycles 10 and 20 are connected by an intermediate heat exchanger 31. That is, the first refrigeration cycle 10 forms a high temperature cycle, and the second refrigeration cycle 20 forms a low temperature cycle. Then, heat exchange is performed between the low temperature part of the first refrigeration cycle 10 and the high temperature part of the second refrigeration cycle 20 by the intermediate heat exchanger 31. Accordingly, the low temperature part of the second refrigeration cycle 20 is maintained at a lower temperature than the low temperature part of the first refrigeration cycle 10.
  • the first refrigeration cycle 10 operated by the first compressor 11 has a first radiator 12, a first decompressor 13, and a first evaporator 14 connected by a refrigerant pipe 10a.
  • a first refrigerant such as isobutane flows in the direction of arrow S1 in the refrigerant pipe 10a. That is, the first refrigerant circulates through the first compressor 11, the first radiator 12, the first decompressor 13, the first evaporator 14, and the first compressor 11 in this order.
  • the second refrigeration cycle 20 operated by the second compressor 21 has a second radiator 22, a second decompression device 23, and a second evaporator 24 connected by a refrigerant pipe 20a.
  • a second refrigerant such as isobutane flows in the direction of the arrow S2 in the refrigerant pipe 20a. That is, the second refrigerant circulates through the second compressor 21, the second radiator 22, the second decompressor 23, the second evaporator 24, and the second compressor 21 in this order.
  • the intermediate heat exchanger 31 is formed such that the heat exchanging portion 31a provided in the first refrigeration cycle 10 and the heat exchanging portion 31c provided in the second refrigeration cycle 20 are adjacent to each other and can exchange heat with each other through wall surfaces.
  • the heat exchanging part 31 a is arranged downstream of the first evaporator 14, and the heat exchanging part 31 c is arranged downstream of the second radiator 22.
  • First and second internal heat exchangers 32 and 33 are provided in the first and second refrigeration cycles 10 and 20, respectively.
  • the first internal heat exchanger 32 is formed so that the heat exchanging part 32a provided in the first refrigeration cycle 10 and the heat exchanging part 32b provided in the second refrigeration cycle 20 are adjacent to each other and can exchange heat via wall surfaces. .
  • the heat exchanging part 32a is arranged at the rear stage of the first radiator 12, and the high-temperature first refrigerant before flowing into the first evaporator 14 flows therethrough.
  • the heat exchanging part 32b is arranged downstream of the second evaporator 24, and the low-temperature second refrigerant after flowing out of the second evaporator 24 flows therethrough.
  • the heat exchanging portion 32 a may also serve as the first pressure reducing device 13.
  • the second internal heat exchanger 33 is adjacent to the heat exchanging part 33a disposed downstream of the heat exchanging part 31c and the heat exchanging part 33b disposed downstream of the second evaporator 24, and exchanges heat with each other via the wall surface. Formed possible.
  • the high-temperature second refrigerant before flowing into the second evaporator 24 flows through the heat exchange unit 33a, and the low-temperature second refrigerant after flowing out of the second evaporator 24 flows through the heat exchange unit 33b.
  • the heat exchanging portion 33a may also serve as the second decompression device 23.
  • the first and second refrigerants flow through the refrigerant pipes 10a and 26 by driving the first and second compressors 11 and 21, respectively.
  • the first and second compressors 11 and 21 compress the first and second refrigerants to high temperature and high pressure
  • the first and second decompression devices 13 and 23 decompress and expand the first and second refrigerants at low temperature and low pressure.
  • the first high-temperature and high-pressure refrigerant compressed by the first compressor 11 is deprived of heat by the first radiator 12 and condensed.
  • the first refrigerant liquefied by the first radiator 12 is deprived of heat by the first refrigerant in the low temperature part of the second refrigeration cycle 20 by the first internal heat exchanger 32 and further cooled.
  • the liquid first refrigerant cooled by the first internal heat exchanger 32 and having a high degree of supercooling flows into the first pressure reducing device 13.
  • the first refrigerant is decompressed and expanded by the first decompression device 13, and becomes a low-temperature wet steam having a low dryness.
  • the first refrigerant that has become low-temperature wet steam flows into the first evaporator 14, takes heat away from the cold air in the refrigerator compartment 2, and evaporates to become wet steam with higher dryness.
  • the first refrigerant in the wet vapor state flowing out from the first evaporator 14 flows into the intermediate heat exchanger 31 and evaporates while taking heat from the second refrigerant in the high temperature part of the second refrigeration cycle to become superheated vapor.
  • the first refrigerant that has become superheated steam returns to the first compressor 11. As a result, the first refrigerant circulates and the first refrigeration cycle 10 is operated.
  • the high-temperature and high-pressure second refrigerant compressed by the second compressor 21 is deprived of ambient air by the second radiator 22.
  • the second refrigerant lowered in temperature by the second radiator 22 flows into the intermediate heat exchanger 31 and is deprived of heat by the first refrigerant in the low temperature part of the first refrigeration cycle 10 to be condensed.
  • the liquefied second refrigerant is deprived of heat by the second internal heat exchanger 33 in the low temperature portion of the second refrigeration cycle 20 and further cooled.
  • the second refrigerant in the liquid state cooled by the second internal heat exchanger 33 and having a high degree of supercooling flows into the second decompression device 23.
  • the second refrigerant is decompressed and expanded by the second decompression device 23, and becomes low-temperature wet steam.
  • the second refrigerant that has become low-temperature wet steam flows into the second evaporator 24, takes heat from the cold air in the freezer compartment 4 and evaporates to become wet steam.
  • the second refrigerant in the wet vapor state flowing out from the second evaporator 24 is guided to the second internal heat exchanger 33 and the first internal heat exchanger 32, and takes heat from the high-temperature second refrigerant and the first refrigerant and overheats. It becomes steam.
  • the second refrigerant that has become superheated steam returns to the second compressor 21. As a result, the second refrigerant circulates and the second refrigeration cycle 20 is operated.
  • the second compressor 21 is driven after the temperature of the intermediate heat exchanger 31 is lowered after the first compressor 11 is driven. And the temperature of the refrigerator compartment 2 and the freezer compartment 4, and the temperature difference of the heat exchange parts 31a and 31c of the intermediate
  • FIG. 3 shows a pressure-enthalpy diagram (PH diagram) of the refrigeration cycle 30.
  • the vertical axis represents pressure, and the horizontal axis represents enthalpy.
  • each point A, B, C, D, E, E ′, a, b, b ′, c, d, e, and f corresponds to each point of the refrigeration cycle shown in FIG. .
  • AB represents the process in the first compressor 11.
  • BC represents the process in the first radiator 12.
  • CD represents the process in the heat exchange section 32a of the first internal heat exchanger 32.
  • DE represents the process in the first pressure reducing device 13.
  • E-E ′ represents a process in the first evaporator 14.
  • E′-A represents a process in the heat exchange section 31 a of the intermediate heat exchanger 31.
  • the second refrigeration cycle 20 (ab-b'-cd-fa), where ab represents the process in the second compressor 21.
  • b-b ′ represents a process in the second radiator 22.
  • b′-c represents a process in the heat exchanging section 31 c of the intermediate heat exchanger 31.
  • cd represents the process in the heat exchange section 33a of the second internal heat exchanger 33.
  • de represents a process in the second decompression device 23.
  • ef represents the process in the second evaporator 24.
  • “fa” represents a process in the heat exchange section 33b of the second internal heat exchanger 33 and the heat exchange section 32b of the first internal heat exchanger 32.
  • the temperature relationship and pressure relationship of the first and second refrigeration cycles 10 and 20 are found on the PH diagram. It has become easier. For example, the pressure PA at the point A of the first refrigeration cycle 10 is slightly lower than the pressure Pb at the point b of the second refrigeration cycle 20. This is because the first refrigeration cycle 10 takes heat from the second refrigeration cycle 20.
  • refrigerant for example, isobutane
  • the evaporation temperatures of the first and second evaporators 44a and 44b are as shown in FIG. The degree is represented by ef.
  • the evaporation temperature of the first evaporator 14 for cooling the refrigerator compartment 2 of the present embodiment is represented by EF in FIG.
  • the higher the pressure P the higher the temperature, so that the evaporation temperature of the first evaporator 14 becomes higher than in the single refrigeration cycle.
  • the temperature difference between the first evaporator 14 and the refrigerator compartment 2 which has been 20 ° C. can be remarkably reduced to, for example, 5 ° C. or less. Therefore, the highly efficient refrigerator-freezer 1 can be provided without using wasteful energy for cooling the refrigerator compartment 2.
  • the compression ratio of the compressor 41 (see FIG. 600) is PB / Pa.
  • the compression ratio of the first refrigeration cycle 10 is PB / PA
  • the compression ratio of the second refrigeration cycle 20 is Pb / Pa. For this reason, both become smaller than the compression ratio of the refrigeration cycle 40.
  • Figure 4 shows the relationship between the adiabatic compression efficiency and compression ratio of a positive displacement compressor according to "Guide and Data Book” (1961, p498) of ASHRAE (American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning Engineers-American Heating, Refrigerating and Air Conditioning Society). Show.
  • the vertical axis represents adiabatic compression efficiency, and the horizontal axis represents the compression ratio. Note that most of the compressors currently used in ordinary refrigerator-freezers are of the positive displacement type.
  • the refrigerant is experimental data of R12 and R22, it can be said that other refrigerants have the same tendency. According to the figure, the smaller the compression ratio of the compressor, the higher the adiabatic compression efficiency of the compressor.
  • the conventional single refrigeration cycle 40 The compression ratio (see FIG. 600) is about 8. In contrast, the compression ratios of the first and second refrigeration cycles 10 and 20 are about 2 to 3, respectively. Therefore, since the compression ratios of the first and second refrigeration cycles 10 and 20 are both smaller than the conventional one, the first and second compressors 11 and 21 can be operated with high efficiency.
  • the heat exchange is performed between the low temperature part of the first refrigeration cycle 10 operated by the first compressor 11 and the high temperature part of the second refrigeration cycle 20 operated by the second compressor 21.
  • the refrigerator-freezer 1 of the two-stage refrigeration cycle type provided with the heat exchanger 31 the second evaporation provided in the second refrigeration cycle 20 by cooling the refrigerator compartment 2 by the first evaporator 14 provided in the first refrigeration cycle 10.
  • the freezer compartment 4 is cooled by the vessel 24. For this reason, the temperature difference between the first evaporator 14 and the refrigerator compartment 2 can be reduced, and the first and second compressors 11 and 21 can be operated with high efficiency. Therefore, the COP of the refrigeration cycle 30 is improved as compared with the conventional case, and the power consumption of the refrigerator-freezer 1 can be reduced.
  • the intermediate heat exchanger 31 may be disposed in parallel with the first evaporator 14. However, when the intermediate heat exchanger 31 is arranged in series behind the first evaporator 14, the first refrigerant flows through the first evaporator 14 before the intermediate heat exchanger 31 takes away the heat of the second refrigerant. Therefore, the first evaporator 14 takes heat from the air in the refrigerating chamber 2 without lowering the temperature of the air in the refrigerating chamber 2 by heat exchange due to latent heat, so that the cooling efficiency can be improved.
  • the second radiator 22 arranged in the high temperature part of the second refrigeration cycle 20 is provided, the heat radiation temperature of the first and second refrigeration cycles 10 and 20 as a whole can be further lowered. Therefore, the COP of the refrigeration cycle 30 is improved.
  • the intermediate heat exchanger 31 may be arranged in parallel with the second radiator 22.
  • the intermediate heat exchanger 31 since the intermediate heat exchanger 31 is arranged at the subsequent stage of the second radiator 22, the second refrigerant flows through the second radiator 22 before the heat is taken away by the first refrigerant by the intermediate heat exchanger 31.
  • the 2nd refrigerant coolant after heat-exchanging with the 2nd heat radiator 22 and thermally radiating is cooled by the intermediate heat exchanger 31, heat exchange can be performed more efficiently.
  • the first internal heat exchanger 32 that performs heat exchange between the second refrigerant flowing out of the second evaporator 24 and the first refrigerant before flowing into the first evaporator 14 is provided, the first refrigerant Enthalpy can be reduced, and the cooling capacity of the first refrigerant flowing into the first evaporator 14 can be further improved.
  • the second internal heat exchanger 33 that performs heat exchange between the second refrigerant flowing out from the second evaporator 24 and the second refrigerant before flowing into the second evaporator 24 is provided, the second refrigerant Enthalpy can be reduced, and the cooling capacity of the second refrigerant flowing into the second evaporator 24 can be further improved.
  • the second refrigerant flowing out of the second evaporator 24 is heated to about the ambient temperature in the endothermic process fa of FIG. For this reason, a heat loss can be suppressed, without the suction piping of the 2nd compressor 21 installed in a machine room taking heat from ambient air. Further, the temperature of the second refrigerant compressed by the second compressor 21 becomes higher than the ambient temperature, and heat can be radiated from the second radiator 22 to the surroundings in the heat radiation process bb ′ of FIG.
  • the refrigeration cycle 30 has a low overall heat radiation temperature level, and the discharge temperature Tb of the second compressor 21 is even lower than the discharge temperature TB of the first compressor 11. For this reason, the temperature of the refrigerant sucked into the second compressor 21 cannot be sufficiently increased only by the second internal heat exchanger 33.
  • the temperature of the second refrigerant sucked into the second compressor 21 is increased to such an extent that the temperature after compression exceeds the ambient temperature. Can do. Accordingly, heat can be radiated from the second radiator 22 to the surroundings in the heat radiation process bb ′ of FIG.
  • FIG. 5 is a diagram showing a refrigeration cycle of the refrigerator-freezer 1 of the second embodiment.
  • the refrigeration cycle 30 of the refrigerator-freezer 1 of the present embodiment has the second radiator 22, the first and second internal heat exchangers 32 and 33 (both see FIG. 2) omitted from the first embodiment. Other parts are the same as those in the first embodiment.
  • the second radiator 22 and the first and second internal heat exchangers 32 and 33 are omitted from the first embodiment, the second internal heat exchangers 32 and 33 are omitted.
  • the COP of the refrigeration cycle 30 is slightly reduced. However, the cost can be reduced by simplifying the configuration of the refrigeration cycle 30 compared to the first embodiment.
  • heat is generated between the low temperature part of the first refrigeration cycle 10 operated by the first compressor 11 and the high temperature part of the second refrigeration cycle 20 operated by the second compressor 21.
  • the refrigerator-freezer 1 of the two-stage refrigeration cycle type provided with the intermediate heat exchanger 31 for exchanging, the refrigerator compartment 2 is cooled by the first evaporator 14 provided in the first refrigeration cycle 10 and provided in the second refrigeration cycle 20.
  • the freezing chamber 4 is cooled by the second evaporator 24.
  • the COP of the refrigeration cycle 30 is improved as compared with the conventional case, and the power consumption of the refrigerator-freezer 1 can be reduced.
  • FIG. 6 shows a refrigeration cycle of the refrigerator-freezer 1 of the third embodiment.
  • the same parts as those in the first embodiment shown in FIGS. 1 to 4 are denoted by the same reference numerals.
  • the first receiver 17 is provided on the first refrigeration cycle 10 side of the intermediate heat exchanger 31, and the second receiver 27 is provided downstream of the second evaporator 24.
  • Other parts are the same as those in the first embodiment.
  • the first and second receivers 17 and 27 separate the gas and liquid, store the liquid refrigerant, and discharge the gas refrigerant.
  • the first receiver 17 prevents the liquid refrigerant from flowing into the first compressor 11
  • the second receiver 27 prevents the liquid refrigerant from flowing into the second compressor 21.
  • FIG. 7 is a diagram showing details of the intermediate heat exchanger 31.
  • the intermediate heat exchanger 31 is formed such that the heat exchanging parts 31a and 31b provided in the first refrigeration cycle 10 and the heat exchanging parts 31c and 31d provided in the second refrigeration cycle 20 are adjacent to each other and can exchange heat via wall surfaces. Is done.
  • the heat exchanging part 31 a is arranged downstream of the first evaporator 14, and the heat exchanging part 31 d is arranged downstream of the second radiator 22.
  • Heat exchange units 31a and 31b are provided on the upstream side and downstream side of the first receiver 17 on the first refrigeration cycle 10 side of the intermediate heat exchanger 31, respectively.
  • the heat exchange unit 31a is vaporized by the vaporization (latent heat) of the first refrigerant mixed with the gas and liquid, and the heat exchange unit 31b is heated by the sensible heat of the first refrigerant in the gas state.
  • the heat exchange unit 31a on the upstream side of the first refrigeration cycle 1 performs heat exchange adjacent to the heat exchange unit 31c on the downstream side of the second refrigeration cycle 20. Further, the heat exchanging portion 31 b on the downstream side of the first refrigeration cycle 1 performs heat exchange adjacent to the heat exchanging portion 31 d on the upstream side of the second refrigeration cycle 20. At this time, the heat exchange unit 31d mainly releases sensible heat from the high-temperature second refrigerant, and the second refrigerant cooled by the heat exchange unit 31d mainly releases the condensation heat (latent heat) at the heat exchange unit 31c.
  • the length of the heat exchange parts 31c and 31d is set.
  • the heat exchange units 31a and 31c constitute a latent heat exchange unit that gives the latent heat of the second refrigerant as the latent heat of the first refrigerant, and the heat exchange units 31b and 31d convert the sensible heat of the second refrigerant to the sensible heat of the first refrigerant.
  • the first refrigerant evaporates while taking away the latent heat of the second refrigerant in the heat exchanging part 31 c in the heat exchanging part 31 a and flows into the first receiver 17.
  • the first refrigerant that has flowed into the first receiver 17 is gas-liquid separated, the liquid refrigerant is stored, and the gas refrigerant is discharged.
  • the first refrigerant in a gas state discharged from the first receiver 17 is heated to become superheated steam while taking mainly sensible heat of the heat exchange part 31d in the heat exchange part 31b.
  • the second refrigerant lowered in temperature by the second radiator 22 flows into the heat exchange part 31d of the intermediate heat exchanger 31.
  • the second refrigerant that has flowed into the heat exchanging portion 31d is further cooled by mainly taking sensible heat from the first refrigerant in the heat exchanging portion 31b.
  • the temperature-reduced second refrigerant in the gas state flows into the heat exchanging part 31c, and is mainly deprived of latent heat and condensed by the first refrigerant in the heat exchanging part 31a.
  • the condensed second refrigerant is further lowered in temperature by the second internal heat exchanger 33 where heat is taken away by the second refrigerant in the low temperature portion of the second refrigeration cycle 20.
  • FIG. 8 shows a pressure-enthalpy diagram (PH diagram) of the refrigeration cycle 30 of the present embodiment.
  • the vertical axis represents pressure, and the horizontal axis represents enthalpy.
  • each point A, B, C, D, E, E ′, F, a, b, b ′, b ′′ c, d, e, and f are the points of the refrigeration cycle shown in FIG.
  • point F and point b ′′ are added to FIG. 3 described above.
  • E′-F represents a process in the heat exchange part 31 a of the intermediate heat exchanger 31.
  • FA represents a process in the heat exchanging portion 31b of the intermediate heat exchanger 31.
  • b′-b ′′ represents a process in the heat exchange part 31d of the intermediate heat exchanger 31.
  • b ′′ -c represents a process in the heat exchange part 31c of the intermediate heat exchanger 31.
  • FIG. 9 is a diagram showing the relationship between the position of the intermediate heat exchanger 31 and the temperature.
  • FIG. 11 shows the relationship between the position of the intermediate heat exchanger 31 and the temperature of the refrigeration cycle 30 ′ shown in FIG. 10.
  • the first receiver 17 is arranged at the rear stage of the intermediate heat exchanger 31.
  • the vertical axis indicates the temperature
  • the horizontal axis indicates the position of the intermediate heat exchanger 31.
  • each point A, F, E ', b', b ", c corresponds to each point of the refrigeration cycle 30, 30 'shown in Figs.
  • the second refrigerant dissipates heat in the heat exchange part 31d (b'-b ") and is condensed in the heat exchange part 31c (b" -c).
  • the first refrigerant evaporates at the heat exchange unit 31a (E'-F) and also evaporates at the heat exchange unit 31b (FA).
  • the temperature difference between the first and second refrigerants in the heat exchanging portion 31b becomes large, and the loss due to heat exchange is large. Further, since the first refrigerant of the gas refrigerant flowing out from the first receiver 17 does not absorb heat from the second refrigeration cycle 20, it flows into the first compressor 1 at the evaporation temperature. Therefore, the heat loss is likely to occur.
  • the first refrigerant evaporates in the heat exchange unit 31a (E′-F), and in the heat exchange unit 31b (FA). It absorbs heat. For this reason, in the intermediate heat exchanger 31, latent heat exchange and sensible heat exchange are performed in matching. Therefore, the temperature difference required for heat exchange can be minimized, and loss of effective energy due to heat exchange can be reduced. Further, since the first refrigerant absorbs heat and is heated to flow into the first compressor 11, the heat loss can be reduced.
  • the low temperature part of the first refrigeration cycle 10 operated by the first compressor 11 and the high temperature part of the second refrigeration cycle 20 operated by the second compressor 21 In the two-stage refrigeration cycle type refrigerator-freezer 1 provided with the intermediate heat exchanger 31 that performs heat exchange between the refrigerator compartment 2 is cooled by the first evaporator 14 provided in the first refrigeration cycle 10 and second refrigeration is performed.
  • the freezer compartment 4 is cooled by the second evaporator 24 provided in the cycle 20.
  • the COP of the refrigeration cycle 30 is improved as compared with the conventional case, and the power consumption of the refrigerator-freezer 1 can be reduced.
  • the first receiver 17 is provided on the first refrigeration cycle 10 side of the intermediate heat exchanger 31, the first refrigerant of the gas refrigerant exchanges heat with the second refrigerant even if the heat load of the refrigerator / freezer 1 fluctuates. Thereby, the temperature of the first refrigerant is reliably raised and sent to the first compressor 11, and the capability of the intermediate heat exchanger 31 can be maintained. In addition, since the first refrigerant of the gas refrigerant that has flowed out of the first receiver 17 absorbs heat and then rises in temperature, it flows into the first compressor 11, so that the heat loss can be reduced.
  • the intermediate heat exchanger 31 exchanges heat between the heat exchanging portion 31 a on the upstream side of the first refrigeration cycle 10 and the heat exchanging portion 31 c on the downstream side of the second refrigeration cycle 20. Since the heat exchanging part 31b and the heat exchanging part 31d on the upstream side of the second refrigeration cycle 20 exchange heat, the first refrigerant in the gas state flowing out of the first receiver 17 exchanges heat with the high-temperature second refrigerant. Thereby, the sensible heat by the heat radiation of the second refrigerant is used for the sensible heat for raising the temperature of the first refrigerant, and the temperature difference in heat exchange between the first and second refrigerants can be reduced. Therefore, the loss of effective energy due to heat exchange can be reduced, and the power consumption of the refrigerator-freezer 1 can be further reduced.
  • the first refrigerant mainly takes latent heat from the second refrigerant in the latent heat exchanger (31a, 31c), and the first refrigerant mainly receives sensible heat from the second refrigerant in the sensible heat exchanger (31b, 31d). Therefore, the latent heat exchange and the sensible heat exchange of the first and second refrigerants are performed in matching, and the temperature difference between the two can be further reduced.
  • FIG. 12 shows the refrigeration cycle of the refrigerator-freezer 1 of the fourth embodiment.
  • a third internal heat exchanger 34 is provided at the subsequent stage of the first radiator 12.
  • Other parts are the same as those of the third embodiment.
  • the third internal heat exchanger 34 adjoins the heat exchange part 34a arranged at the rear stage of the first radiator 12 and the heat exchange part 34b arranged at the rear stage of the intermediate heat exchanger 31, and heats them through the wall surfaces. Formed interchangeably.
  • the high temperature first refrigerant that has flowed out of the first radiator 12 circulates in the heat exchange part 34a, and the low temperature first refrigerant that has flowed out of the intermediate heat exchanger 31 circulates in the heat exchange part 34b.
  • the first refrigerant liquefied by the first radiator 12 flows into the heat exchange part 34a of the third internal heat exchanger 34. Further, the first refrigerant that has flowed out of the heat exchanging portion 31 b of the intermediate heat exchanger 31 flows into the heat exchanging portion 34 b of the third internal heat exchanger 34.
  • the first refrigerant (high temperature refrigerant) in the heat exchange unit 34a is deprived of heat by the first refrigerant (low temperature refrigerant) flowing into the heat exchange unit 34b.
  • FIG. 13 shows a pressure-enthalpy diagram (PH diagram) of the refrigeration cycle 30 of this embodiment.
  • the vertical axis represents pressure, and the horizontal axis represents enthalpy.
  • points A, B, C, C ′, D, E, E ′, F, F ′, a, b, b ′, b ′′ c, d, e, and f are shown in FIG.
  • points C ′, F ′, and f ′ are added to FIG. 8 described above.
  • C-C ′ represents a process in the heat exchange part 34 a of the third internal heat exchanger 34.
  • C′-D represents a process in the heat exchange section 32 a of the first internal heat exchanger 32.
  • F-F ′ represents a process in the heat exchange part 31 b of the intermediate heat exchanger 31.
  • F′-A represents a process in the heat exchange section 34 b of the third internal exchanger 34.
  • f ⁇ f ′ represents a process in the heat exchange part 33 b of the second internal heat exchanger 33.
  • f′-a represents a process in the heat exchange part 32 b of the first internal heat exchanger 32.
  • the second refrigeration cycle 20 that generates less heat of evaporation than the first refrigeration cycle 10 has a smaller refrigerant flow rate than the first refrigeration cycle 10.
  • the temperature of the first refrigerant is often lower by 10 ° C. or more than the ambient temperature. Become.
  • the suction piping of the 1st compressor 11 installed in a machine room becomes lower than ambient temperature, and heat loss arises.
  • the third internal heat exchanger 34 when the third internal heat exchanger 34 is provided, the first refrigerant flowing out from the intermediate heat exchanger 31 is surrounded by the cold recovery of the third internal heat exchanger 34 in the endothermic process F′-A of FIG. Heated to about temperature. For this reason, the heat loss by the suction piping of the 1st compressor 11 can be suppressed.
  • FIG. 14 shows an example in which the first internal heat exchanger 32 and the third internal heat exchanger 34 are configured using the fact that the first decompression device 13 is a capillary tube. That is, the first pressure reducing device 13 is caused to function as a heat exchange pipe for the first internal heat exchanger 32 or the third internal heat exchanger 34.
  • the first pressure reducing device 13 constitutes the heat exchange part 32a of the first internal heat exchanger 32 and the heat exchange part 34a of the third internal heat exchanger 34, but may be either one.
  • 1st decompression device 13 forms heat exchange part 34a of the 3rd internal heat exchanger 34, joins piping by soldering etc., and adheres to heat exchange part 34b.
  • the first pressure reducing device 13 forms a heat exchange part 32a of the first internal heat exchanger 32, and joins the pipes to each other by soldering or the like so as to be in close contact with the heat exchange part 32b.
  • the high-temperature and high-pressure first refrigerant that has flowed into the first decompression device 13 is deprived of heat by the low-temperature and low-pressure first refrigerant that first flows out from the intermediate heat exchanger 31 in the third internal heat exchanger 34. Subsequently, the first refrigerant is deprived of heat by the low-temperature and low-pressure second refrigerant flowing out from the second internal heat exchanger 33 in the first internal heat exchanger 32. Therefore, the first refrigerant expands while being deprived of heat by the third internal heat exchanger 34 and the first internal heat exchanger 32, and becomes a low-temperature and low-pressure refrigerant.
  • the first decompression device 13 made of a capillary tube functions as a heat exchange pipe of the first internal heat exchanger 32 or the third internal heat exchanger 34, thereby reducing the number of parts and the manufacturing cost of the refrigerator-freezer 1 Can be lowered.
  • the second decompression device 23 can function as the heat exchange part 33a of the second internal heat exchanger 33.
  • the second pressure reducing device 23 is brought into close contact with the heat exchanging portion 33b inside the second internal heat exchanger 33 and joined by soldering or the like.
  • the high-temperature and high-pressure second refrigerant that has flowed into the second decompression device 23 is deprived of heat by the low-temperature and low-pressure second refrigerant that has flowed out of the second receiver 27 in the second internal heat exchanger 33.
  • the second refrigerant expands while being deprived of heat by the second internal heat exchanger 33, and becomes a low-temperature and low-pressure refrigerant.
  • the first and second decompression devices 13 and 23 of the first and third embodiments described above may be formed by capillary tubes, and the first and second internal heat exchangers 32 and 33 may be configured similarly.
  • the low temperature part of the first refrigeration cycle 10 operated by the first compressor 11 and the high temperature part of the second refrigeration cycle 20 operated by the second compressor 21 In the two-stage refrigeration cycle type refrigerator-freezer 1 provided with the intermediate heat exchanger 31 that performs heat exchange between the refrigerator compartment 2 is cooled by the first evaporator 14 provided in the first refrigeration cycle 10 and second refrigeration is performed.
  • the freezer compartment 4 is cooled by the second evaporator 24 provided in the cycle 20.
  • the COP of the refrigeration cycle 30 is improved as compared with the conventional case, and the power consumption of the refrigerator-freezer 1 can be reduced.
  • the third internal heat exchanger 34 that performs heat exchange between the high-temperature first refrigerant and the low-temperature first refrigerant in the first refrigeration cycle 10 is provided, by the cold recovery of the third internal heat exchanger 34 The low temperature first refrigerant is heated to about ambient temperature. For this reason, the heat loss by the suction piping of the 1st compressor 11 can be suppressed.
  • the third internal heat exchanger 34 exchanges heat between the first refrigerant flowing out of the first heat radiator 12 and the first refrigerant flowing out of the intermediate heat exchanger 31, it is easy to cool the first refrigerant. Can be recovered.
  • the second internal heat exchanger 33 exchanges heat between the second refrigerant flowing out from the intermediate heat exchanger 31 and the second refrigerant flowing out from the second evaporator 24, it is easy to cool the second refrigerant. Can be recovered. Thereby, the low temperature 2nd refrigerant
  • coolant is heated to about ambient temperature by the cold energy collection
  • the first internal heat exchanger 32 performs heat exchange between the first refrigerant flowing out from the third internal heat exchanger 34 and the second refrigerant flowing out from the second internal heat exchanger 33, the second refrigerant The cold heat can be easily recovered.
  • the first pressure reducing device 13 arranged in the previous stage of the first evaporator 14 is composed of a capillary tube, and the first pressure reducing device 13 functions as a heat exchange pipe for the first internal heat exchanger 32 or the third internal heat exchanger 34. Therefore, the number of parts can be reduced and the cost of the refrigerator-freezer 1 can be reduced.
  • the second decompression device 23 arranged in the front stage of the second evaporator 24 is composed of a capillary tube, and the second decompression device 23 functions as a heat exchange pipe of the second internal heat exchanger 33, the number of parts is reduced. Thus, the cost of the refrigerator-freezer 1 can be reduced.
  • the same refrigerant such as isobutane is used as the first and second refrigerants, but different refrigerants may be used.
  • the boiling point of the first refrigerant may be higher than the boiling point of the second refrigerant.
  • the refrigerator-freezer 1 can be easily realized by using isobutane (boiling point ⁇ 12 ° C.) as the first refrigerant and propane (boiling point ⁇ 40.09 ° C.) or carbon dioxide (boiling point ⁇ 78.5 ° C.) as the second refrigerant.
  • All of these refrigerants are natural refrigerants that use substances that exist in large quantities in nature. Therefore, the environmental load of the refrigerator-freezer 1 can be further reduced by increasing the cooling efficiency of the refrigeration cycle using the natural refrigerant.
  • FIG. 15 is a side sectional view showing the refrigerator-freezer of the fifth embodiment.
  • the main body of the refrigerator-freezer 1 has a heat insulating box 3.
  • a refrigerator compartment 2 for storing stored items in a refrigerator is arranged in the upper part of the heat insulating box 3.
  • the front surface of the refrigerator compartment 2 is opened and closed by a rotating heat insulating door 2a.
  • a freezing room 4 for freezing and storing stored items is disposed below the refrigerating room 2 through a heat insulating wall 7.
  • the freezer compartment 4 is partitioned by a partition wall 8 disposed at the front, and storage cases 4c and 4d are disposed vertically.
  • the front surface of the freezer compartment 4 is opened and closed by drawer-type heat insulating doors 4a and 4b respectively integrated with the storage cases 4c and 4d.
  • the heat insulating wall 7 has the same level of heat insulating performance as the peripheral wall (upper wall, bottom wall, side wall, and back wall) of the heat insulating box 3. Thereby, heat exchange between the refrigerator compartment 2 and the freezer compartment 4 is suppressed.
  • a first machine room 5 in which the first compressor 11 is arranged is provided at the upper rear of the refrigerator compartment 2.
  • a second machine room 6 in which a second compressor 21 is arranged is provided at the lower rear of the freezer room 4.
  • the first and second compressors 11 and 21 operate the first and second refrigeration cycles 10 and 20 (see FIG. 16), respectively.
  • a first evaporator 14 connected to the first compressor 11 is disposed on the back of the refrigerator compartment 2, and a refrigerator refrigerator 15 is disposed above the first evaporator 14.
  • a second evaporator 24 connected to the second compressor 21 is disposed on the back surface of the freezer compartment 4, and a freezer compartment blower 25 is disposed above the second evaporator 24.
  • the cold air cooled by exchanging heat with the first evaporator 14 is discharged to the refrigerator compartment 2 by the refrigerator compartment fan 15.
  • the cold air flows through the refrigerator compartment 2 and returns to the first evaporator 14.
  • the refrigerator compartment 2 is cooled.
  • the cold air cooled by exchanging heat with the second evaporator 24 is discharged to the freezer compartment 4 by the freezer blower 25.
  • the cold air discharged into the freezer compartment 4 flows through the freezer compartment 4 and returns to the second evaporator 24. Thereby, the freezer compartment 4 is cooled.
  • FIG. 16 is a rear perspective view showing the piping of the refrigerator 1.
  • FIG. 17 shows the refrigeration cycle of the refrigerator 1.
  • the refrigeration cycle 30 of the refrigerator 1 is a cascade type dual refrigeration cycle in which the first and second refrigeration cycles 10 and 20 are connected by an intermediate heat exchanger 31.
  • the first refrigeration cycle 10 is indicated by a solid line
  • the second refrigeration cycle 20 is indicated by a broken line.
  • the first refrigeration cycle 10 operated by the first compressor 11 has a first radiator 12, a first dryer 16, a first decompressor 13, and a first evaporator 14 connected by a refrigerant pipe 10a.
  • a first refrigerant such as isobutane flows in the direction of arrow S1 in the refrigerant pipe 10a. That is, the first refrigerant circulates through the first compressor 11, the first radiator 12, the first dryer 16, the first decompressor 13, the first evaporator 14, and the first compressor 11 in this order.
  • the first radiator 12 is formed by fixing the refrigerant pipe 10a to a metal plate covering the back and side surfaces of the main body, and radiates heat to the outside air. Moreover, the 1st heat radiator 12 has the front-surface part 12a and the evaporation part 12b.
  • the front surface portion 12a is embedded in the front portion of the partition wall 8 or the like (see FIG. 15), and prevents condensation at the opening peripheral edge portion of the freezer compartment 4 that contacts the heat insulating doors 4a and 4b by heat radiation.
  • the evaporating unit 12b is disposed in the first machine room 6 and evaporates drain water collected in an evaporating dish (not shown) by heat radiation. Thereby, dew condensation prevention and evaporation of drain water can be performed efficiently by the 1st radiator 12 of the high temperature 1st freezing cycle 10.
  • the first dryer 16 is disposed in the second machine room 6 and dehumidifies the first refrigerant flowing into the first pressure reducing device 13.
  • the first decompression device 13 includes a capillary tube, and forms a first internal heat exchanger 32 to exchange heat with the second refrigerant that has flowed out of the second evaporator 24.
  • the second refrigeration cycle 20 operated by the second compressor 21 has a second radiator 22, a second dryer 26, a second decompressor 23, and a second evaporator 24 connected by a refrigerant pipe 20a.
  • a second refrigerant such as isobutane flows in the direction of the arrow S2 in the refrigerant pipe 20a. That is, the second refrigerant circulates through the second compressor 21, the second radiator 22, the second dryer 26, the second decompressor 23, the second evaporator 24, and the second compressor 21 in this order.
  • the second radiator 22 is formed by fixing the refrigerant tube 20a to a metal plate covering the back surface of the main body, and radiates heat to the outside air.
  • the second dryer 26 is disposed in the first machine room 5.
  • the second decompression device 23 is composed of a capillary tube, and forms a second internal heat exchanger 33 to exchange heat with the second refrigerant flowing out from the second evaporator 24.
  • An accumulator 28 for separating gas and liquid is provided on the refrigerant outflow side of the second evaporator 24.
  • the intermediate heat exchanger 31 includes a heat exchange part 31 a provided in the first refrigeration cycle 10 and a heat exchange part 31 c provided in the second refrigeration cycle 20.
  • the heat exchanging part 31 a is arranged downstream of the first evaporator 14, and the heat exchanging part 31 c is arranged downstream of the second radiator 22.
  • the first and second heat exchange portions 31a and 31b are formed adjacent to each other and are formed so as to be able to exchange heat via a boundary wall.
  • the intermediate heat exchanger 31 is formed of a double pipe having an inner pipe and an outer pipe embedded in the back wall of the heat insulating box 3 (see FIG. 15), and is formed into a U-shaped pipe that extends in the vertical direction and bends at the lower end. Is done.
  • the first refrigerant flows through the inner pipe of the double pipe to form the heat exchange part 31a
  • the second refrigerant flows through the outer pipe to form the heat exchange part 31c.
  • the heat exchange part 31a has a refrigerant inlet 31g and a refrigerant outlet 31h formed at the upper end.
  • the refrigerant inlet 31e and the refrigerant outlet 31f are formed at the upper end, and the flow direction of the heat exchange part 31a and the refrigerant is reversed.
  • the first and second refrigeration cycles 10 and 20 are provided with first and second internal heat exchangers 32 and 33, respectively.
  • the first and second internal heat exchangers 32 and 33 are embedded in the back wall of the heat insulating box 3 (see FIG. 15).
  • the second internal heat exchanger 33 is formed so that the second decompression device 23 and the heat exchange part 33b provided in the second refrigeration cycle 20 are adjacent to each other and can exchange heat via a boundary wall.
  • the second internal heat exchanger 33 is formed by welding the capillary tube forming the decompression device 23 and the refrigerant tube forming the heat exchange part 33b.
  • the heat exchanging part 33b is arranged at the rear stage of the second evaporator 24, and the low temperature second refrigerant flowing out from the second evaporator 24 circulates therethrough.
  • the refrigerant inflow side of the second decompression device 23 is provided in the upper part of the main body near the first compressor 11. Thereby, the 2nd internal heat exchanger 33 is extended and formed from the upper part of a main-body part to the lower part where the 2nd evaporator 24 is arranged, and can ensure long heat exchange length.
  • the first internal heat exchanger 32 is adjacent to the first pressure reducing device 13 and the heat exchanging part 32b provided in the second refrigeration cycle 20, and is formed to be able to exchange heat with each other through a wall surface.
  • the first internal heat exchanger 32 is formed by welding the capillary tube forming the decompression device 13 and the refrigerant tube forming the heat exchange part 32b.
  • the heat exchanging part 32b is arranged at the rear stage of the heat exchanging part 33b of the second internal heat exchanger 33, and the low temperature second refrigerant after flowing out of the second evaporator 24 circulates.
  • the refrigerant inflow side of the first decompression device 13 is provided in the lower part of the main body portion close to the second compressor 21.
  • the 1st internal heat exchanger 32 is extended and formed from the lower part of a main-body part to the upper part by which the 1st evaporator 14 is arranged, and can ensure long heat exchange length.
  • the first and second refrigerants circulate through the refrigerant tubes 10a and 20a by driving the first and second compressors 11 and 21.
  • the first and second compressors 11 and 21 compress the first and second refrigerants to high temperature and high pressure
  • the first and second decompression devices 13 and 23 decompress and expand the first and second refrigerants at low temperature and low pressure.
  • the first high-temperature and high-pressure refrigerant compressed by the first compressor 11 is deprived of heat by the first radiator 12 and condensed.
  • the first refrigerant liquefied by the first radiator 12 is dehumidified by the first dryer 16 to remove moisture.
  • the first refrigerant that has flowed out of the first dryer 16 is decompressed and expanded by the first decompressor 13 and becomes low-temperature wet steam having a low dryness.
  • the first refrigerant is further lowered in temperature by the first internal heat exchanger 32 taking heat away from the second refrigerant in the low temperature portion of the second refrigeration cycle 20.
  • the first refrigerant that has become low-temperature wet steam flows into the first evaporator 14, takes heat away from the cold air in the refrigerator compartment 2, and evaporates to become wet steam with higher dryness.
  • the first refrigerant in the wet vapor state flowing out from the first evaporator 14 flows into the intermediate heat exchanger 31 and evaporates while taking heat from the second refrigerant in the high temperature part of the second refrigeration cycle, and becomes superheated vapor.
  • the first refrigerant that has become superheated steam returns to the first compressor 11. As a result, the first refrigerant circulates and the first refrigeration cycle 10 is operated.
  • the high-temperature and high-pressure second refrigerant compressed by the second compressor 21 is deprived of ambient air by the second radiator 22.
  • the second refrigerant lowered in temperature by the second radiator 22 flows into the intermediate heat exchanger 31 and is deprived of heat by the first refrigerant in the low temperature part of the first refrigeration cycle 10 to be condensed.
  • the second refrigerant liquefied by the second radiator 22 and the intermediate heat exchanger 31 is dehumidified by the second dryer 26 to remove moisture.
  • the second refrigerant that has flowed out of the second dryer 26 is decompressed and expanded by the second decompression device 23, and becomes low-temperature wet steam having a low dryness. At this time, the second refrigerant is further lowered in temperature by the second internal heat exchanger 32 where heat is taken away by the second refrigerant in the low temperature portion of the second refrigeration cycle 20.
  • the second refrigerant that has become low-temperature wet steam flows into the second evaporator 24, takes heat from the cold air in the freezer compartment 4 and evaporates to become wet steam.
  • the second refrigerant in the wet vapor state flowing out from the second evaporator 24 is guided to the second internal heat exchanger 33 and the first internal heat exchanger 32, and takes heat from the high-temperature second refrigerant and the first refrigerant and overheats. It becomes steam.
  • the second refrigerant that has become superheated steam returns to the second compressor 21. As a result, the second refrigerant circulates and the second refrigeration cycle 20 is operated.
  • the rotation speeds of the first and second compressors 11 and 21 are controlled by the inverter.
  • the temperature levels of the first evaporator 14 and the second evaporator 24 are controlled so as to correspond to the temperatures of the refrigerator compartment 2 and the freezer compartment 4, respectively.
  • the refrigeration cycle 30 is configured as a cascade-type dual refrigeration cycle in which the first and second refrigeration cycles 10 and 20 are connected by the intermediate heat exchanger 31, and the first The refrigerator compartment 2 is cooled by the first evaporator 14 and the freezer compartment 4 is cooled by the second evaporator 24. For this reason, the temperature difference between the first evaporator 14 and the refrigerator compartment 2 can be reduced. Moreover, since the compression ratio of the 1st, 2nd compressors 11 and 21 becomes small, the 1st and 2nd compressors 11 and 21 can be drive
  • the first machine room 5 in which the first compressor 11 is arranged is arranged at the upper part of the main body part
  • the second machine room 6 in which the second compressor 21 is arranged is arranged in the lower part of the main body part.
  • the first and second compressors 11 and 21 serving as point sound sources are arranged apart from each other.
  • the sound pressure level of a point sound source decreases as the distance increases. For example, when the distance is doubled, the sound pressure level is reduced by about 6 dB. For this reason, when approaching one sound source, since it is away from the other sound source, the level of noise felt by the user is reduced.
  • first and second compressors 11 and 21 are arranged in different rooms, it is difficult for sounds having the same phase and sound having the same frequency to be generated. Thereby, while the sound pressure which superimposed the sound of the 1st, 2nd compressors 11 and 21 falls, generation
  • the noise can be similarly reduced.
  • first machine room 5 and the refrigerator compartment 2 are provided in the upper part of the main body
  • first evaporator 14 is arranged behind the refrigerator compartment 2
  • second machine room 6 and the freezer compartment 4 are provided in the lower part of the main body part.
  • Two evaporators 24 are arranged behind the freezer compartment 4.
  • the intermediate heat exchanger 31 extends vertically and is bent in the vertical direction at a position away from the first compressor 11, and the refrigerant inlets 31 g and 31 e and the refrigerant outlet are formed in the upper part of the main body near the first machine chamber 5. 31h and 31f are provided.
  • connection length of the 1st evaporator 14, the intermediate heat exchanger 31, and the 1st compressor 11 is shortened. Therefore, the piping length of the first refrigeration cycle 10 can be shortened, and the cooling efficiency of the first refrigeration cycle 10 can be further improved.
  • the 1st machine room 5 and the refrigerator compartment 2 may be distribute
  • the intermediate heat exchanger 31 may be bent at the upper end, and the refrigerant inlets 31g and 31e and the refrigerant outlets 31h and 31f may be provided at the lower end. That is, the refrigerator compartment 2 and the freezer compartment 4 are arranged side by side vertically, and the first and second machine compartments 5 and 6 are disposed in the vicinity of the refrigerator compartment 2 and the freezer compartment 4, respectively.
  • the intermediate heat exchanger 31 may be bent at a position away from the first compressor 11, and the refrigerant inlets 31 g and 31 e and the refrigerant outlets 31 h and 31 f may be provided in the vicinity of the first machine chamber 5.
  • the first internal heat exchanger 32 that performs heat exchange between the first decompression device 13 and the low-temperature second refrigerant that has flowed out of the second evaporator 24 is provided, the first internal heat exchanger 32 that flows into the first evaporator 14 is provided.
  • the enthalpy of one refrigerant can be reduced. Therefore, the cooling capacity of the first refrigerant flowing into the first evaporator 14 can be further improved.
  • the second internal heat exchanger 33 that performs heat exchange between the second decompression device 23 and the low-temperature second refrigerant that has flowed out of the second evaporator 24 is provided, it flows into the second evaporator 24.
  • the enthalpy of the second refrigerant can be reduced. Therefore, the cooling capacity of the second refrigerant flowing into the second evaporator 24 can be further improved.
  • the refrigerant inflow side of the first decompression device 13 is arranged at the lower part of the main body, and the first internal heat exchanger 32 extends upward and is connected to the first evaporator 14.
  • the refrigerant inflow side of the second decompression device 23 is disposed on the upper portion of the main body, and the first internal heat exchanger 32 extends downward and is connected to the second evaporator 14. Accordingly, the heat exchange length of the first and second internal heat exchangers 32 and 33 can be increased, and the enthalpies of the first and second refrigerants flowing into the first and second evaporators 14 and 24 can be reliably reduced. Can do.
  • the 1st decompression device 13 may be provided in the upper part of the main body, and the refrigerant inflow side of the second decompression device 23 may be provided in the lower part of the main body. That is, the refrigerant inflow side of the first decompression device 13 may be provided in the vicinity of the second compressor 21, and the refrigerant inflow side of the second decompression device 23 may be provided in the vicinity of the first compressor 11.
  • coolant outflow port 31f of the heat exchange part 31c of the intermediate heat exchanger 31 is provided in a main-body part upper part, the connection of the intermediate heat exchanger 31 and the 2nd pressure reduction apparatus 23 is shortened, and the 2nd freezing cycle 20 of FIG. The cooling efficiency can be further improved.
  • the 2nd compressor 21 and the 2nd evaporator 24 are arranged at the main-body part upper part, it is good to provide the refrigerant
  • the first machine room 5 and the freezer room 4 may be arranged at the lower part of the main body, and the second machine room 6 and the refrigerator room 2 may be arranged at the upper part of the main body.
  • the piping between the first dryer 16 and the first internal heat exchanger 32 can be shortened.
  • the piping between the second dryer 26 and the intermediate heat exchanger 31 can be shortened.
  • the second dryer 26 is covered with the heat insulating material 50, the temperature rise of the second refrigerant in the low-temperature second refrigeration cycle 20 due to heat intrusion from the first machine chamber 5 can be prevented.
  • the intermediate heat exchanger 31 is formed of a double pipe, and the first refrigerant flows through the inner pipe and the second refrigerant flows through the outer pipe. Therefore, the first refrigerant can easily come into contact with the inner pipe serving as a heat exchange surface. Become. Thereby, evaporation of the first refrigerant can be promoted and the first refrigerant can be returned to the first compressor 11. At this time, the second refrigerant comes into contact with the inner tube and the outer tube and condenses due to heat radiation.
  • the second radiator 22 is provided between the second compressor 21 and the intermediate heat exchanger 31, the heat radiation temperature of the entire first and second refrigeration cycles 10 and 20 can be further lowered.
  • the second refrigerant circulates through the second radiator 22 before the heat is taken away by the first refrigerant by the intermediate heat exchanger 31.
  • the intermediate heat exchanger 31 is embedded in the back wall of the heat insulating box 3, the relatively low temperature intermediate heat exchanger 31, the second radiator 22, and the first and second internal heat exchangers 32 and 33 are provided. Concentrated on the back. Therefore, the heat loss of the refrigerator-freezer 1 can be reduced.
  • the accumulator 28 is installed on the refrigerant outflow side of the second evaporator 24, and no accumulator is installed on the refrigerant outflow side of the first evaporator 14. Since the intermediate heat exchanger 31 is disposed downstream of the first evaporator 14, the first refrigerant can be reliably evaporated. For this reason, even if an accumulator is omitted, it is possible to prevent liquid refrigerant from entering the first compressor 11. Therefore, the cost can be reduced.
  • the heat insulation wall 7 which partitions the refrigerator compartment 2 and the freezer compartment 4 was given the heat insulation performance of the same level as the surrounding wall (upper wall, bottom wall, side wall, and back wall) of the heat insulation box 3, from the refrigerator compartment 2 Heat intrusion into the freezer compartment 4 can be reliably prevented. Thereby, the low temperature cool air cooled by the second refrigeration cycle 20 can be used only for cooling the freezer compartment 4. Therefore, the power consumption of the refrigerator-freezer 1 can be further reduced.
  • the 1st heat radiator 12 since a part of heat radiation of the 1st heat radiator 12 is utilized for the prevention of dew condensation by the front part 12a, and it uses for the drain water process of the refrigerator-freezer 1 by the evaporation part 12b, the 1st heat radiation of the high temperature 1st freezing cycle 10 is carried out.
  • the vessel 12 can efficiently perform dew condensation prevention and drain water treatment.
  • the same refrigerant such as isobutane is used for the first and second refrigerants, but different refrigerants may be used.
  • the boiling point of the first refrigerant may be higher than the boiling point of the second refrigerant.
  • the refrigerator-freezer 1 can be easily realized by using isobutane (boiling point ⁇ 12 ° C.) as the first refrigerant and propane (boiling point ⁇ 40.09 ° C.) or carbon dioxide (boiling point ⁇ 78.5 ° C.) as the second refrigerant.
  • All of these refrigerants are natural refrigerants that use substances that exist in large quantities in nature. Therefore, the environmental load of the refrigerator-freezer 1 can be further reduced by increasing the cooling efficiency of the refrigeration cycle using the natural refrigerant.
  • the first and second machine rooms 5 and 6 are operated.
  • the noise can be reduced by dispersing the components in the upper and lower parts of the main body.
  • the refrigerator-freezer 1 of this embodiment has the same structure as the first embodiment shown in FIG. 1 described above, and the configuration of the refrigeration cycle 30 is different.
  • FIG. 18 shows the refrigeration cycle of the refrigerator-freezer 1 of the present embodiment.
  • the refrigerator-freezer 1 has a first refrigeration cycle 10 operated by a first compressor 11 and a second refrigeration cycle 20 operated by a second compressor 21.
  • the first refrigeration cycle 10 includes a first radiator 12, a first decompressor 13, and a first evaporator 14 connected by a refrigerant pipe 10a.
  • a first refrigerant such as isobutane flows in the direction of arrow S1 in the refrigerant pipe 10a. That is, the first refrigerant circulates through the first compressor 11, the first radiator 12, the first decompressor 13, the first evaporator 14, and the first compressor 11 in this order.
  • a defrosting heat exchanger 35 is arranged in parallel with the first radiator 12.
  • a three-way valve 36 for switching the flow path is provided on the refrigerant inflow side of the first radiator 12, and the refrigerant pipe 10 a branched by the three-way valve 36 is connected to the defrosting heat exchanger 35.
  • a check valve 37 is provided on the refrigerant outflow side of the defrosting heat exchanger 35. The check valve 37 is arranged in the vicinity of the junction 10b between the refrigerant outflow side of the first radiator 12 and the refrigerant outflow side of the defrosting heat exchanger 35, and is arranged away from the defrosting heat exchanger 35.
  • the first refrigerant flows as indicated by the arrow S1 'by switching the three-way valve 36 to the defrosting heat exchanger 35 side. Accordingly, the first refrigerant circulates through the first compressor 11, the defrosting heat exchanger 35, the first decompressor 13, the first evaporator 14, and the first compressor 11 in this order.
  • the second refrigeration cycle 20 operated by the second compressor 21 has a second radiator 22, a second decompression device 23, and a second evaporator 24 connected by a refrigerant pipe 20a.
  • a second refrigerant such as isobutane flows in the direction of the arrow S2 in the refrigerant pipe 20a. That is, the second refrigerant circulates through the second compressor 21, the second radiator 22, the second decompressor 23, the second evaporator 24, and the second compressor 21 in this order.
  • the defrosting heat exchanger 35 and the second evaporator 24 are formed so as to be able to exchange heat with each other.
  • FIG. 19 shows a detailed view of the defrosting heat exchanger 35 and the second evaporator 24.
  • the defrosting heat exchanger 35 and the refrigerant pipes 10 a and 20 a of the second evaporator 24 meander in close proximity and are connected by a large number of fins 37. Thereby, heat exchange between the defrosting heat exchanger 35 and the second evaporator 24 is easily performed via the fins 37.
  • the refrigerant pipes 10 a and 20 a may be provided adjacent to each other, and may be formed so as to be able to exchange heat with each other via a boundary wall between the defrosting heat exchanger 35 and the second evaporator 24.
  • the cross-sectional area of the first refrigerant pipe 10a of the defrosting heat exchanger 35 is formed to be 1 ⁇ 2 or less of the cross-sectional area of the first refrigerant pipe 10a of the first evaporator 14.
  • the first and second radiators 12 and 22 are provided by being joined to the back side of a metal plate (not shown) that covers the side surface and back surface of the refrigerator-freezer 1.
  • the first and second radiators 12 and 22 extend in the heat insulating box 6 and are arranged in the vicinity of the doors 2a, 3a, and 4a of the heat insulating walls 7 and 8. Thereby, while ensuring sufficient heat dissipation area, the dew condensation of door 2a, 3a, 4a vicinity can be prevented.
  • the first and second refrigeration cycles 10 and 20 are provided with second and third internal heat exchangers 33 and 34 similar to those in the fourth embodiment (see FIG. 12), and the first internal heat exchanger 32 (see FIG. 12) is omitted.
  • the second internal heat exchanger 33 is adjacent to the heat exchanging part 33a arranged at the rear stage of the second radiator 22 and the heat exchanging part 33b arranged at the rear stage of the second evaporator 24, and mutually passes through the boundary wall. It is formed to be heat exchangeable.
  • the high-temperature second refrigerant that has flowed out of the second radiator 22 flows through the heat exchange unit 33a, and the low-temperature second refrigerant that has flowed out of the second evaporator 24 flows through the heat exchange unit 33b.
  • the heat exchanging portion 33a may also serve as the second decompression device 23.
  • the third internal heat exchanger 34 is adjacent to the heat exchanging part 34a arranged at the rear stage of the first radiator 12 and the heat exchanging part 34b arranged at the rear stage of the first evaporator 14, and mutually passes through the boundary wall. It is formed to be heat exchangeable.
  • the high temperature first refrigerant that has flowed out of the first radiator 12 circulates in the heat exchange part 34a, and the low temperature first refrigerant that has flowed out of the first evaporator 14 circulates in the heat exchange part 34b.
  • the heat exchanging portion 34 a may also serve as the first pressure reducing device 13.
  • the first and second compressors 11 and 21 drive the refrigerant pipes 10a and 20a so that the first and second refrigerants circulate.
  • the first and second compressors 11 and 21 compress the first and second refrigerants to high temperature and high pressure
  • the first and second decompression devices 13 and 23 decompress and expand the first and second refrigerants at low temperature and low pressure.
  • the first high-temperature and high-pressure refrigerant compressed by the first compressor 11 is deprived of heat by the first radiator 12 and condensed.
  • the first refrigerant flowing out of the first radiator 12 is prevented from flowing into the defrosting heat exchanger 35 by the check valve 37.
  • the check valve 37 is arranged away from the defrosting heat exchanger 35 and in the vicinity of the junction 10b. For this reason, the temperature rise of the second evaporator 24 due to heat transfer from the high-temperature first refrigerant flowing out of the first radiator 12 through the first refrigerant tube 10a can be reduced.
  • the first refrigerant liquefied by the first radiator 12 flows into the third internal heat exchanger 34, exchanges heat with the first refrigerant that flows out of the first evaporator 14, and is further cooled.
  • the first refrigerant in the liquid state cooled by the third internal heat exchanger 34 and having a high degree of supercooling flows into the first decompression device 13.
  • the first refrigerant is decompressed and expanded by the first decompression device 13, and becomes a low-temperature wet steam having a low dryness.
  • the high-temperature and high-pressure second refrigerant compressed by the second compressor 21 is condensed by being deprived of heat to the surrounding air by the second radiator 22.
  • the second refrigerant liquefied by the second radiator 22 flows into the second internal heat exchanger 33, exchanges heat with the second refrigerant that has flowed out of the second evaporator 24, and is further cooled.
  • the second refrigerant in a liquid state cooled by the second internal heat exchanger 33 and having a high degree of supercooling flows into the second decompression device 23.
  • the second refrigerant is decompressed and expanded by the second decompression device 13, and becomes low-temperature wet steam having a low dryness.
  • the second refrigerant that has become low-temperature wet steam flows into the second evaporator 24, takes heat from the cold air in the freezer compartment 4, evaporates, and becomes wet steam with higher dryness.
  • the second refrigerant in the wet vapor state flowing out from the second evaporator 24 flows into the second internal heat exchanger 33, evaporates while taking heat from the high-temperature second refrigerant flowing out from the second radiator 22, and superheated steam. It becomes.
  • the second refrigerant that has become superheated steam returns to the second compressor 21. As a result, the second refrigerant circulates, the second refrigeration cycle 10 is operated, and the freezer compartment 4 is cooled.
  • FIG. 20 is a flowchart showing the operation of the second evaporator 24 during defrosting.
  • step # 11 the second compressor 21 is stopped to defrost the second evaporator 24.
  • step # 12 the first compressor 11 is stopped.
  • step # 13 the three-way valve 36 is switched to the defrosting heat exchanger 35 side.
  • Step # 14 the process waits until a predetermined time elapses after the first compressor 11 is stopped. Thereby, the temperature of the refrigerator compartment 2 and the vegetable compartment 3 rises.
  • the process proceeds to step # 15.
  • the three-way valve 36 may be switched to the defrosting heat exchanger 35 side after the predetermined time has elapsed. Further, the waiting period may not depend on time. That is, a temperature sensor may be provided in the refrigerator compartment 2 or the vegetable compartment 3, and after waiting for a predetermined period until the upper limit of the set temperature is detected by the temperature sensor, the process may proceed to step # 15.
  • step # 15 the first compressor 11 is driven. Thereby, the 1st freezing cycle 10 is drive
  • step # 16 it waits until a predetermined time elapses. Thereby, defrosting of the 2nd evaporator 24 advances, and when predetermined time passes and defrosting is completed, it will transfer to Step # 17.
  • step # 17 the three-way valve 36 is switched to the first radiator 12 side.
  • step # 18 the process waits until a predetermined time elapses. The first compressor 11 may be temporarily stopped when the three-way valve 36 is switched. Further, the three-way valve 36 may be switched to the first radiator 12 side after the predetermined time has elapsed.
  • step # 19 the process proceeds to step # 19 and the second compressor 21 is driven. Thereby, the 2nd freezing cycle 20 is drive
  • the first evaporator 14 that cools the refrigerator compartment 2 has a higher temperature than the second evaporator 24, and therefore has a smaller amount of frost formation than the second evaporator 24.
  • the temperature of the air in the refrigerator compartment 2 is 0 degreeC or more. Accordingly, the first evaporator 14 can be defrosted by the heat of the air in the refrigerator compartment 2 simply by stopping the first compressor 11 and operating the refrigerator compartment fan 31. For this reason, the defrost heater 51 (refer FIG. 1) is not normally driven, but is driven at the time of abnormal frost formation.
  • the first and second refrigeration cycles 10 and 20 are operated by the first and second compressors 11 and 21, respectively, and the refrigerator 2 and the freezer compartment 4 are connected by the first and second evaporators 14 and 24, respectively. Since it cools, the temperature of the 1st evaporator 14 which cools the refrigerator compartment 2 can be maintained higher than the 2nd evaporator 24, cooling efficiency improves, and the power consumption of the refrigerator-freezer 1 can be reduced.
  • the 2nd evaporator 24 of the 2nd freezing cycle 20 is defrosted with the heat
  • the 2nd of the 1st heat radiator 12 of the 1st freezing cycle 10 and the 2nd freezing cycle 20 is carried out.
  • the radiator 22 does not become low temperature. Therefore, dew condensation on the side and back of the refrigerator-freezer 1 can be prevented.
  • the first radiator 12 and the defrosting heat exchanger 35 are arranged in parallel and the three-way valve 36 and the check valve 37 are provided on the refrigerant inflow side and the refrigerant outflow side, respectively, the high temperature of the first refrigeration cycle 10 is provided.
  • the refrigerator-freezer 1 which defrosts the 2nd evaporator 24 of the 2nd freezing cycle 20 with the heat of a part can be easily implement
  • the check valve 37 is arranged in the vicinity of the junction 10a away from the defrosting heat exchanger 35, heat transfer from the high-temperature first refrigerant flowing out from the first radiator 12 through the first refrigerant pipe 10a. Therefore, the temperature rise of the second evaporator 24 can be reduced. Therefore, the cooling efficiency of the refrigerator-freezer 1 can be improved.
  • the refrigerator compartment 2 and the vegetable compartment 3 were heated beforehand, and the excess of the refrigerator compartment 2 and the vegetable compartment 3 at the time of a defrost was carried out. Cooling can be prevented.
  • the cross-sectional area of the first refrigerant pipe 10a of the defrosting heat exchanger 35 is formed to be 1 ⁇ 2 or less of the cross-sectional area of the first refrigerant pipe 10a of the first evaporator 14, After the defrosting is completed and the three-way valve 36 is switched to the first radiator 12 side, a large amount of the first refrigerant does not remain in the defrosting heat exchanger 35. Therefore, the amount of refrigerant sealed in the first refrigeration cycle 10 can be suppressed.
  • the refrigerator may be provided with a dual refrigeration cycle in which the first and second evaporators 14 and 24 are respectively disposed in the first and second cooling chambers having different room temperatures. Anything can be applied as well.
  • the present invention can be applied to refrigeration cycle application equipment centered on a domestic refrigerator-freezer 1.
  • FIG. 21 is a front view showing the refrigerator-freezer of the seventh embodiment.
  • a refrigerating room 2 for storing stored items in a refrigerated state is arranged on an upper portion of a heat insulating box 6 that forms a main body.
  • a freezing room 4 for freezing and storing stored items is arranged via a heat insulating wall 8.
  • the front surface of the refrigerator compartment 2 is opened and closed by a rotating door (not shown).
  • the front surface of the freezer compartment 4 is opened and closed by a drawer-type door (not shown) integrated with a storage case (not shown).
  • a machine room 5 is provided behind the freezer room 4.
  • First and second compressors 11 and 21 (see FIG. 22) for operating first and second refrigeration cycles 10 and 20, which will be described in detail later, are disposed in the machine room 5.
  • isolation chambers 7a and 7b which are separated from the upper part by a partition wall 2a.
  • the isolation chambers 7a and 7b are composed of an ice greenhouse and a chilled chamber maintained at a lower temperature than the upper part of the refrigerator compartment 2.
  • the back of the refrigerator compartment 2 is covered with a metal cooling plate 14b.
  • the cooling plate 14b forms a first evaporator 14 (see FIG. 22) and radiates cold.
  • a duct (not shown) is formed behind the freezer compartment 4, and a second evaporator 24 is arranged in the duct.
  • a freezer compartment fan 25 is provided above the second evaporator 24. The cold air heat-exchanged with the 2nd evaporator 24 by the drive of the freezer compartment fan 25 is discharged to the freezer compartment 4 from the upper discharge outlet 4a. The cold air in the freezer compartment 4 is returned to the second evaporator 24 through the lower return port 4b.
  • FIG. 22 is a front sectional view showing the piping of the refrigeration cycle of the refrigerator 1.
  • the refrigerator-freezer 1 has a first refrigeration cycle 10 operated by a first compressor 11 and a second refrigeration cycle 20 operated by a second compressor 21.
  • the first refrigeration cycle 10 includes a first radiator 12, a first decompressor 13, and a first evaporator 14 connected by a refrigerant pipe 10a.
  • a first refrigerant such as isobutane flows in the direction of arrow S1 in the refrigerant pipe 10a. That is, the first refrigerant circulates through the first compressor 11, the first radiator 12, the first decompressor 13, the first evaporator 14, and the first compressor 11 in this order.
  • the second refrigeration cycle 20 operated by the second compressor 21 has a second radiator 22, a second decompression device 23, and a second evaporator 24 connected by a refrigerant pipe 20a.
  • a second refrigerant such as isobutane flows in the direction of the arrow S2 in the refrigerant pipe 20a. That is, the second refrigerant circulates through the second compressor 21, the second radiator 22, the second decompressor 23, the second evaporator 24, and the second compressor 21 in this order.
  • the first evaporator 14 is formed by fixing a cooling plate 14 to a refrigerant pipe 14a through which a refrigerant flows.
  • the cooling plate 14b is made of a metal plate having high thermal conductivity, and the front shape is formed in a substantially rectangular shape.
  • As the material of the cooling plate 14b aluminum, stainless steel, copper, brass, plated steel plate, or the like can be selected. In consideration of thermal conductivity, rust prevention, strength, lightness, price, etc., it is more desirable to form the cooling plate 14b from aluminum.
  • the thickness of the cooling plate 14b is 0.5 mm to 1 mm. Thereby, while being able to have sufficient heat conductive performance, it is cheap and can obtain high intensity
  • the refrigerant inflow side is arranged downward and the outflow side is arranged upward, and the first refrigerant circulates from below to above. Since the cooling plate 14b has a high thermal conductivity, the temperature is substantially uniform, but the refrigerant inflow side is cooler than the outflow side. For this reason, the temperature of the refrigerant pipe 14a facing the isolation chambers 7a and 7b is low, and the isolation chambers 7a and 7b can be reliably maintained at a low temperature.
  • the second evaporator 24 is formed by joining a large number of fins to the refrigerant pipe. Cold air flowing through a duct (not shown) on the back of the freezer compartment 4 exchanges heat with the fins to generate cold air, which is discharged into the freezer compartment 4.
  • the first and second radiators 12 and 22 are provided by being joined to a metal back plate (not shown) that covers the back surface of the heat insulating box 6.
  • the first and second radiators 12 and 22 extend in the heat insulating box 6 and are arranged in front of the heat insulating wall 8. Thereby, while ensuring sufficient heat dissipation area, the dew condensation near the door of the refrigerator compartment 2 and the freezer compartment 4 can be prevented.
  • FIG. 23 is a block diagram showing a configuration of the refrigerator-freezer 1.
  • the refrigerator-freezer 1 is provided with the control part 65 which controls each part.
  • the controller 65 is connected to the first and second compressors 11 and 21, the freezer compartment fan 25, the operation panel 66, the door opening / closing detector 63, the temperature sensors 61 and 62, and the humidity sensor 64.
  • the operation panel 66 is provided on the door of the refrigerator compartment 2 and sets the room temperature of the refrigerator compartment 2 and the freezer compartment 4.
  • the door opening / closing detection unit 63 detects opening / closing of the door of the refrigerator compartment 2.
  • the temperature sensors 61 and 62 detect the indoor temperatures of the refrigerator compartment 2 and the freezer compartment 4, respectively.
  • the first and second compressors 11 and 21 are driven by the control unit 65 based on the detected temperatures of the temperature sensors 61 and 62, and the refrigerator compartment 2 and the freezer compartment 4 are maintained at the set temperature.
  • the humidity sensor 64 detects the humidity in the refrigerator compartment 2.
  • the first and second refrigerants flow through the refrigerant tubes 10a and 20a by driving the first and second compressors 11 and 21 when the refrigerator compartment 2 and the freezer compartment 4 are cooled.
  • the first and second compressors 11 and 21 compress the first and second refrigerants to high temperature and high pressure
  • the first and second decompression devices 13 and 23 decompress and expand the first and second refrigerants at low temperature and low pressure.
  • the first high-temperature and high-pressure refrigerant compressed by the first compressor 11 is deprived of heat by the first radiator 12 and condensed.
  • the first refrigerant liquefied by the first radiator 12 flows into the first decompressor 13.
  • the first refrigerant is decompressed and expanded by the first decompression device 13, and becomes a low-temperature wet steam having a low dryness.
  • the first refrigerant that has become low-temperature wet steam flows into the first evaporator 14, and the cooling plate 14b takes heat from the cold air in the refrigerator compartment 2 and evaporates to become wet steam with higher dryness.
  • the first refrigerant in the wet vapor state flowing out from the first evaporator 14 returns to the first compressor 11. As a result, the first refrigerant circulates and the first refrigeration cycle 10 is operated.
  • the refrigerator compartment 2 is cooled by radiation from the entire cooling plate 14b covering the back surface. Thereby, cold is not directly applied to the stored item in the refrigerator compartment 2, and drying of the stored item can be prevented.
  • the high-temperature and high-pressure second refrigerant compressed by the second compressor 21 is condensed by being deprived of heat to the surrounding air by the second radiator 22.
  • the second refrigerant liquefied by the second radiator 22 flows into the second decompression device 23.
  • the second refrigerant is decompressed and expanded by the second decompression device 13, and becomes low-temperature wet steam having a low dryness.
  • the second refrigerant circulates and the second refrigeration cycle 10 is operated.
  • the freezer compartment 4 is cooled by discharging cold air heat-exchanged by the second evaporator 24.
  • the temperature sensor 61 and the humidity sensor 64 detect the temperature and humidity in the refrigerator compartment 2.
  • the controller 65 derives the dew point temperature from the temperature and humidity in the refrigerator compartment 2 by calculation. And the 1st compressor 11 is driven for a predetermined period so that the inside of the refrigerator compartment 2 may become below dew point temperature.
  • the cooling plate 14b becomes cloudy.
  • the first compressor 11 is controlled so that the refrigerator compartment 2 reaches a set temperature. At this time, condensation on the surface of the cooling plate 14b gradually evaporates, and drying of stored items in the refrigerator compartment 2 is further prevented.
  • the first and second refrigeration cycles 10 and 20 are operated by the first and second compressors 11 and 21, respectively, and the refrigerator 2 and the freezer compartment 4 are connected by the first and second evaporators 14 and 24, respectively.
  • the first evaporator 14 has a cooling plate 14b.
  • the refrigerator compartment 2 and the freezer compartment 4 can obtain sufficient cooling capacity at the time of a high load immediately after storing the stored items.
  • the temperature of the second evaporator 24 can be lowered when the refrigerator compartment 2 is heavily loaded, and insufficient cooling of the freezer compartment 4 can be prevented.
  • the temperature of the first evaporator 14 can be lowered when the freezer compartment 4 is under high load, and condensation in the cooling plate 14b can be maintained to maintain the humidity in the refrigerator compartment 2. Thereby, even when the freezer compartment 4 becomes a heavy load, drying of the stored matter of the refrigerator compartment 2 can be reduced more.
  • the adiabatic compression efficiency of the compressor increases as the compression ratio decreases. Therefore, by operating the first and second refrigeration cycles 10 and 20 with the first and second compressors 11 and 21, respectively, the compression ratio is lowered, and the first and second compressors 11 and 21 are made highly efficient. Can operate.
  • the first refrigeration cycle 10 is operated so that the first evaporator becomes equal to or lower than the dew point temperature. Therefore, moisture in the outside air is condensed and held by the cooling plate 14b. The drying of the stored product can be further reduced.
  • isolation chambers 7a and 7b having a temperature lower than that of the upper part are provided in the lower part of the refrigerator compartment 2, and the refrigerant flows through the refrigerant pipe 14a of the first evaporator 14 from below to above.
  • the temperature of the cooling plate 14b made of a metal plate is uniform because of its high thermal conductivity, but the refrigerant inflow side is cooler than the outflow side. For this reason, the temperature of the refrigerant pipe 14a facing the isolation chambers 7a and 7b is low, and the isolation chambers 7a and 7b can be reliably maintained at a low temperature.
  • FIG. 24 is a front sectional view showing the piping of the refrigeration cycle of the refrigerator-freezer of the eighth embodiment.
  • the refrigeration cycle 30 of the refrigerator-freezer 1 of the present embodiment is configured similarly to the second embodiment shown in FIG. That is, the first and second refrigeration cycles 10 and 20 are cascade-type dual refrigeration cycles in which the intermediate heat exchanger 31 is connected. Other parts are the same as those in the first embodiment.
  • the intermediate heat exchanger 31 is formed such that the heat exchanging portion 31a provided in the first refrigeration cycle 10 and the heat exchanging portion 31b provided in the second refrigeration cycle 20 are adjacent to each other and can exchange heat with each other via wall surfaces.
  • the heat exchanging part 31 a is arranged downstream of the first evaporator 14, and the heat exchanging part 31 b is arranged downstream of the second radiator 22. Therefore, heat exchange is performed between the low temperature part of the first refrigeration cycle 10 and the high temperature part of the second refrigeration cycle 20 by the intermediate heat exchanger 31.
  • the first and second refrigerants circulate through the refrigerant tubes 10a and 20a by driving the first and second compressors 11 and 21.
  • the first and second compressors 11 and 21 compress the first and second refrigerants to high temperature and high pressure
  • the first and second decompression devices 13 and 23 decompress and expand the first and second refrigerants at low temperature and low pressure.
  • the first high-temperature and high-pressure refrigerant compressed by the first compressor 11 is deprived of heat by the first radiator 12 and condensed.
  • the refrigerant liquefied by the first radiator 12 flows into the first pressure reducing device 13.
  • the first refrigerant is decompressed and expanded by the first decompression device 13, and becomes a low-temperature wet steam having a low dryness.
  • the first refrigerant that has become low-temperature wet steam flows into the first evaporator 14, takes heat away from the cold air in the refrigerator compartment 2, and evaporates to become wet steam with higher dryness.
  • the first refrigerant in the wet vapor state flowing out from the first evaporator 14 flows into the intermediate heat exchanger 31 and evaporates while taking heat from the second refrigerant in the high temperature part of the second refrigeration cycle to become superheated vapor.
  • the first refrigerant that has become superheated steam returns to the first compressor 11. As a result, the first refrigerant circulates and the first refrigeration cycle 10 is operated.
  • the high-temperature and high-pressure second refrigerant compressed by the second compressor 21 is deprived of ambient air by the second radiator 22.
  • the second refrigerant lowered in temperature by the second radiator 22 flows into the intermediate heat exchanger 31 and is deprived of heat by the first refrigerant in the low temperature part of the first refrigeration cycle 10 to be condensed.
  • the liquefied second refrigerant flows into the second decompression device 23.
  • the second refrigerant is decompressed and expanded by the second decompression device 23, and becomes low-temperature wet steam.
  • the second refrigerant that has become low-temperature wet steam flows into the second evaporator 24, takes heat from the cold air in the freezer compartment 4 and evaporates to become wet steam.
  • the wet second refrigerant flowing out of the second evaporator 24 returns to the second compressor 21. As a result, the second refrigerant circulates and the second refrigeration cycle 20 is operated.
  • the second compressor 21 is driven after the temperature of the intermediate heat exchanger 31 is lowered after the first compressor 11 is driven. And the temperature of the refrigerator compartment 2 and the freezer compartment 4, and the temperature difference of the heat exchange parts 31a and 31b of the intermediate
  • the same effect as that of the seventh embodiment can be obtained. Furthermore, since the intermediate heat exchanger 31 is provided, the heat of the high temperature part of the second refrigeration cycle 20 is absorbed by the intermediate heat exchanger 31. Thereby, the temperature of the second evaporator 24 can be further lowered than that of the intermediate heat exchanger 31, and low-temperature cold air can be easily generated.
  • the first and second refrigerants flowing through the first and second refrigeration cycles 10 and 20 are made of isobutane, but different refrigerants may be used. At this time, it is more desirable to make the boiling point of the second refrigerant lower than the boiling point of the first refrigerant. Thereby, the vapor density of the second refrigerant is higher than that of the first refrigerant, and the performance of the second refrigeration cycle 20 can be further improved.
  • an internal heat exchanger that performs heat exchange between the first refrigerant that has flowed out of the first radiator 12 and the first refrigerant that has flowed out of the first evaporator 14 may be provided. Good. Thereby, the enthalpy of the 1st refrigerant
  • the present invention can be used in a refrigerator-freezer provided with first and second evaporators for cooling the refrigerator compartment and the freezer compartment, respectively. Moreover, it can utilize for the refrigerator provided with the 1st, 2nd evaporator which cools the 1st, 2nd cooling chamber from which temperature differs, respectively.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Devices That Are Associated With Refrigeration Equipment (AREA)

Abstract

　貯蔵物を冷蔵保存する冷蔵室２と、貯蔵物を冷凍保存する冷凍室４と、第１冷媒が流通する第１冷凍サイクル１０を運転する第１圧縮機１１と、第１冷凍サイクル１０の高温部に配される第１放熱器１２と、第１冷凍サイクル１０の低温部に配される第１蒸発器１４と、第２冷媒が流通する第２冷凍サイクル２０を運転する第２圧縮機２１と、第２冷凍サイクル２０の低温部に配される第２蒸発器２４と、第１冷凍サイクル１０の低温部と第２冷凍サイクル２０の高温部との間で熱交換を行う中間熱交換器３１とを備え、第１蒸発器１４により冷蔵室２を冷却するとともに、第２蒸発器２４により冷凍室４を冷却する。

Description

冷凍冷蔵庫及び冷却庫
　本発明は、冷蔵室及び冷凍室をそれぞれ冷却する第１、第２蒸発器を備えた冷凍冷蔵庫に関する。また、温度の異なる第１、第２冷却室を備えた冷却庫に関する。
　従来の冷凍冷蔵庫は特許文献１、２に開示されている。特許文献１に開示される冷凍冷蔵庫は圧縮機により冷媒が流通して冷凍サイクルが運転され、冷凍サイクルの低温部に第１、第２蒸発器が並列に配置される。第１蒸発器は冷凍室の後方に配置される。送風機の駆動によって第１蒸発器と熱交換して生成される冷気が冷凍室及び冷蔵室を循環し、冷凍室内及び冷蔵室内が冷却される。第２蒸発器は冷凍室内に配置され、冷凍室内の貯蔵物を直冷する。
　図６００は特許文献２に開示される冷凍冷蔵庫の冷凍サイクルを示している。冷凍サイクル４０は圧縮機４１を有し、圧縮機４１によって矢印の方向に冷媒が流通して冷凍サイクル４０が運転される。圧縮機４２の後段には放熱器４２が接続され、三方弁４６で分岐して第１、第２減圧装置４３ａ、４３ｂを介して第１、第２蒸発器４４ａ、４４ｂが並列に配される。これにより、冷凍サイクル４０の高温部に放熱器４２が配置され、低温部に第１、第２蒸発器４４ａ、４４ｂが配置される。
　第１、第２蒸発器４４ａ、４４ｂはそれぞれ冷蔵室及び冷凍室の後方に配置される。第１、第２蒸発器４４ａ、４４ｂ近傍にはそれぞれ送風機（不図示）が配置される。各送風機の駆動によって第１、第２蒸発器４４ａ、４４ｂと熱交換して生成される冷気が冷蔵室及び冷凍室をそれぞれ循環し、冷蔵室及び冷凍室が冷却される。
　一方、特許文献３、４には第１、第２圧縮機によりそれぞれ運転される第１、第２冷凍サイクルを備えた二元冷凍サイクルが開示される。第１、第２冷凍サイクルは二酸化炭素から成る冷媒が流通する。第１冷凍サイクルの低温部と第２冷凍サイクルの高温部との間で熱交換を行う中間熱交換器が設けられ、第２冷凍サイクルの高温部に蒸発器が配される。
　第１圧縮機の運転によって第１冷凍サイクルの低温部の中間熱交換器が低温に維持される。第２圧縮機の運転によって第２冷凍サイクルの冷媒が中間熱交換器で放熱して凝縮される。第２冷凍サイクルの低温部の蒸発器は中間熱交換器よりも更に低温に維持される。これにより、蒸発器で熱交換した極低温の冷気を貯蔵室に供給することができる。
　また、特許文献４の二元冷凍サイクルの第２冷凍サイクルには中間熱交換器の後段にレシーバが設けられる。レシーバは第２冷凍サイクルの中間熱交換器から流出した冷媒の気液分離を行い、液冷媒を吐出する。これにより、蒸発器に流入する冷媒に含まれる気泡を低減して冷媒の循環量を確保し、冷却能力の低下を防止することができる。
　また、従来の冷凍冷蔵庫は特許文献５に開示されている。この冷凍冷蔵庫は本体部の上部に冷凍室が配され、下部に冷蔵室が配される。冷蔵室の後方には機械室が設けられ、機械室内に第１、第２圧縮機が配される。第１圧縮機は第１冷凍サイクルを運転し、第１冷凍サイクルの低温部に配される蒸発器によって冷蔵室が冷却される。第２圧縮機は第２冷凍サイクルを運転し、第２冷凍サイクルの低温部に配される蒸発器によって冷凍室が冷却される。これにより、冷蔵室及び冷凍室を独立に冷却し、省電力化を図ることができる。
　また、特許文献２に開示される冷凍冷蔵庫は、第１、第２蒸発器の下方にそれぞれ除霜ヒータが配される。圧縮機を停止して各除霜ヒータの駆動することにより、第１、第２蒸発器の除霜が行われる。
　また、特許文献６には冷凍サイクルにより蒸発器の除霜を行う冷凍冷蔵庫が開示される。この冷凍冷蔵庫は冷凍サイクルの低温部に蒸発器が配置され、高温部に放熱器が配置される。放熱器は冷凍冷蔵庫の金属製の背面板等に設置され、冷凍サイクルの運転によって背面板を介して外気に放熱する。蒸発器は冷凍サイクルの運転によって冷却され、蒸発器と熱交換した冷気によって貯蔵室内が冷却される。
　蒸発器の除霜時には切替手段によって冷凍サイクルの冷媒を逆方向に流通させる。これにより、蒸発器が冷凍サイクルの高温部に配されて昇温され、除霜が行われるようになっている。
　また、特許文献７に開示される冷凍冷蔵庫は冷凍サイクルを運転する圧縮機に並列に接続された第１、第２蒸発器を有している。第１、第２蒸発器は冷凍サイクルの低温部に配され、切替手段によって冷媒の流通が切り替えられる。第１蒸発器は冷媒が流通する冷媒管に冷却板が取り付けられる。冷却板は冷蔵室の背面の広い範囲を覆って露出する。第２蒸発器は冷凍室の背後に設けたダクト内に配され、冷媒が流通する冷媒管に多数のフィンが取り付けられる。ダクト内には送風機が設けられる。
　冷媒の流路を第１蒸発器側に切り替えると第１蒸発器が降温され、冷却板から輻射される冷熱によって冷蔵室内が冷却される。冷媒の流路を第２蒸発器側に切り替えると第２蒸発器が降温される。送風機の駆動によってダクトを流通する空気と第２蒸発器とが熱交換して冷気が生成され、該冷気を冷凍室に吐出して冷凍室が冷却される。
　冷蔵室内の貯蔵物は冷却板によって輻射冷却されるため、冷気が直接当たらず貯蔵物の乾燥を防止することができる。また、冷却板から一様に冷熱が放出されるため、冷蔵室内の温度分布を均一にすることができる。
実願昭５９－１２７８８７号（第３頁－第８頁、第１図） 特開２００２－１２２３７４号公報（第２頁－第７頁、第１図） 特開２００４－２７９０１４号公報（第２頁－第８頁、第１図） 実開平５－３６２５８号公報（第５頁－第６頁、第１図） 特開平１０－１５３３７５号公報（第３頁－第５頁、第１図） 特開２００２－３４０４４９号公報（第４頁－第５頁、第１図） 特開２０００－３５６４４５号公報（第３頁－第６頁、第１図）
　冷蔵室は例えば０℃～５℃で貯蔵物を冷蔵保存し、例えば－２０℃で貯蔵物を冷凍保存する冷凍室よりも高い室内温度に維持される。上記特許文献１、２に開示される冷凍冷蔵庫は第１、第２蒸発器が並列に配されるため同程度の温度に維持される。このため、冷蔵室の冷却を行う第１蒸発器が冷凍室の温度よりも低温に維持される。
　冷凍サイクルの低温部に配される蒸発器は冷蔵室の温度よりも数度低い温度で十分冷蔵室を冷却することができる。一方、冷凍サイクルの冷却効率は低温部の温度が低いほど低下することが熱力学の基本原理によって知られている。このため、冷蔵室の室内温度よりも著しく低温の第１蒸発器によって冷蔵室を冷却すると、冷凍サイクルのＣＯＰ（Coefficient　Of　Performance：成績係数）が低下する。従って、冷凍冷蔵庫の消費電力が大きくなる問題があった。
　また、特許文献３、４に開示された二元冷凍サイクルでは冷気を生成する蒸発器が第２冷凍サイクルに設けられる。このため、この二元冷凍サイクルを冷凍冷蔵庫に設置しても冷蔵室及び冷凍室が同じ蒸発器により冷却される。これにより、上記と同様に蒸発器の温度が冷蔵室の室内温度に対して著しく低温になり、冷凍冷蔵庫の消費電力が大きくなる問題がある。
　また、上記特許文献５に開示された従来の冷凍冷蔵庫によると、本体部下部に設けた機械室内に第１、第２圧縮機が配される。第１、第２圧縮機は点音源となるためそれぞれから発する音が重畳される。また、第１、第２圧縮機が同じ機械室内に近接されると各々から同位相で周波数の近い音が発生し易くなる。同位相の音が重畳されると音圧レベルが２倍になる。また、周波数の近い音によってうねり音が発生し易くなる。従って、冷凍冷蔵庫の騒音が大きくなる問題があった。
　また、上記特許文献２に開示された冷凍冷蔵庫によると、除霜ヒータにより第１、第２蒸発器を昇温して除霜が行われるため、冷凍冷蔵庫の消費電力が大きくなる問題がある。また、特許文献６に開示された冷凍冷蔵庫によると、除霜ヒータが設けられないため消費電力が低減される。しかし、冷凍サイクルの高温部に配される放熱器が除霜時には低温部に配され、放熱器や背面板に結露が発生する問題があった。
　また、上記特許文献７に開示された冷凍冷蔵庫によると、第１、第２蒸発器に択一的に冷媒が流通するため、冷蔵室と冷凍室とを同時に冷却することができない。このため、貯蔵物を収納した直後の高負荷時等に冷蔵室及び冷凍室で同時に十分な冷却能力を得ることができない問題があった。特に、冷蔵室は輻射冷却のため降温に時間が掛かり、冷蔵室の高負荷時に冷凍室が冷却不足となる。
　本発明は、消費電力を削減できる冷凍冷蔵庫を提供することを目的とする。また本発明は、騒音を低減できる冷凍冷蔵庫及び冷却庫を提供することを目的とする。また本発明は、除霜時の結露を防止するとともに消費電力を削減できる冷凍冷蔵庫を提供することを目的とする。また本発明は、冷却能力を向上できる冷凍冷蔵庫を提供することを目的とする。
　上記目的を達成するために本発明の冷凍冷蔵庫は、貯蔵物を冷蔵保存する冷蔵室と、貯蔵物を冷凍保存する冷凍室と、第１冷媒が流通する第１冷凍サイクルを運転する第１圧縮機と、第１冷凍サイクルの低温部に配される第１蒸発器と、第２冷媒が流通する第２冷凍サイクルを運転する第２圧縮機と、第２冷凍サイクルの低温部に配される第２蒸発器と、第１冷凍サイクルの低温部と第２冷凍サイクルの高温部との間で熱交換を行う中間熱交換器とを備え、第１蒸発器により前記冷蔵室を冷却するとともに、第２蒸発器により前記冷凍室を冷却することを特徴としている。
　この構成によると、第１、第２圧縮機によって第１、第２冷凍サイクルが運転され、第１、第２冷媒がそれぞれ流通して第１、第２冷凍サイクルの低温部及び高温部が形成される。第１冷凍サイクルの高温部の第１放熱器には高温高圧の第１冷媒が流入して放熱し、第１冷媒が凝縮される。第１冷凍サイクルの低温部の第１蒸発器及び中間熱交換器には低温低圧の第１冷媒が流入し、第１蒸発器により降温された冷気によって冷蔵室が冷却される。第２冷凍サイクルの高温部は高温高圧の第２冷媒が流入して中間熱交換器により吸熱されて放熱する。第２冷凍サイクルの低温部の第２蒸発器には低温低圧の第２冷媒が流入し、第２蒸発器により降温された冷気によって冷凍室が冷却される。第１蒸発器と中間熱交換器とは直列に配置してもよく並列に配置してもよい。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、前記中間熱交換器を第１蒸発器の後段に配置したことを特徴としている。この構成によると、第１蒸発器で吸熱した後の第１冷媒が中間熱交換器に流入して第２冷凍サイクルの高温部と熱交換する。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第２冷凍サイクルの高温部に配される第２放熱器を備えたことを特徴としている。この構成によると、第２冷凍サイクルの高温部の第２放熱器及び中間熱交換器に高温高圧の第２冷媒が流入し、第２放熱器及び中間熱交換器により放熱して第２冷媒が凝縮される。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、前記中間熱交換器を第２放熱器の後段に配置したことを特徴としている。この構成によると、第２放熱器で放熱した後の第２冷媒が中間熱交換器に流入して第１冷凍サイクルの低温部と熱交換する。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第２蒸発器から流出した第２冷媒と第１蒸発器に流入する前の第１冷媒との間で熱交換を行うことを特徴としている。この構成によると、第２蒸発器から流出した低温の第２冷媒が第１蒸発器に流入する前の第１冷媒から吸熱して第１冷媒のエンタルピーが低下し、冷媒としてより冷却能力の高い第１冷媒が第１蒸発器に流入する。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第２蒸発器から流出した第２冷媒と第２蒸発器に流入する前の第２冷媒との間で熱交換を行うことを特徴としている。この構成によると、第２蒸発器から流出した低温の第２冷媒が第２蒸発器に流入する前の第２冷媒から吸熱して第２冷媒のエンタルピーが低下し、冷媒としてより冷却能力の高い第２冷媒が第２蒸発器に流入する。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第１冷凍サイクルの高温の第１冷媒と第２冷凍サイクルの低温の第２冷媒との間で熱交換を行う第１内部熱交換器と、第２冷凍サイクルの高温の第２冷媒と低温の第２冷媒との間で熱交換を行う第２内部熱交換器と、第１冷凍サイクルの高温の第１冷媒と低温の第１冷媒との間で熱交換を行う第３内部熱交換器とを設けたことを特徴としている。
　この構成によると、冷蔵室を冷却する高温サイクル蒸発器の蒸発温度と、冷凍室を冷却する低温サイクル蒸発器の蒸発温度を、冷蔵室と冷凍室のそれぞれの設定温度に合わせることが容易になる。また、中間熱交換器を設けたことにより、高温サイクル圧縮機と低温サイクル圧縮機の圧縮比を、いずれも従来サイクルのそれよりも小さくすることができ、これにより圧縮効率が高くなり、省エネルギー性に優れた冷凍冷蔵庫とすることができる。また、第３内部熱交換器、第２内部熱交換器、及び第１内部熱交換器の配置により、冷凍サイクルの冷凍能力を大きくすることができるとともに、高温サイクル圧縮機と低温サイクル圧縮機が吸い込む冷媒の温度を周囲温度に近い温度に維持できるから、熱損失を抑え、より合理的な冷凍サイクルとすることができる。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第３内部熱交換器は第１放熱器から流出した第１冷媒と前記中間熱交換器から流出した第１冷媒との間で熱交換を行うことを特徴としている。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第２冷凍サイクルの高温部に配される第２放熱器を前記中間熱交換器の前段に設け、第２内部熱交換器は前記中間熱交換器から流出した第２冷媒と第２蒸発器から流出した第２冷媒との間で熱交換を行うことを特徴としている。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第１内部熱交換器は第３内部熱交換器から流出した第１冷媒と第２内部熱交換器から流出した第２冷媒との間で熱交換を行うことを特徴としている。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第１蒸発器の前段に配して第１冷媒を減圧するとともにキャピラリーチューブから成る第１減圧装置を備え、第１減圧装置が第１内部熱交換器または第３内部熱交換器の熱交換配管として機能することを特徴としている。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第２蒸発器の前段に配して第２冷媒を減圧するとともにキャピラリーチューブから成る第２減圧装置を備え、第２減圧装置が第２内部熱交換器の熱交換配管として機能することを特徴としている。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、前記中間熱交換器の第１冷凍サイクル側に配されるとともに第１冷媒の気液を分離してガス冷媒を吐出するレシーバとを備えたことを特徴としている。
　この構成によると、第１、第２圧縮機によって第１、第２冷凍サイクルが運転され、第１、第２冷媒がそれぞれ流通して第１、第２冷凍サイクルの低温部及び高温部が形成される。第１冷凍サイクルの低温部の第１蒸発器及び中間熱交換器には低温低圧の第１冷媒が流入し、第１蒸発器により降温された冷気によって冷蔵室が冷却される。第２冷凍サイクルの高温部は高温高圧の第２冷媒が流入して中間熱交換器により吸熱されて放熱する。第２冷凍サイクルの低温部の第２蒸発器には低温低圧の第２冷媒が流入し、第２蒸発器により降温された冷気によって冷凍室が冷却される。中間熱交換器に流入する第１冷媒は気液混合状態で第２冷媒と熱交換した後、レシーバにより分離されたガス状態の第１冷媒が第２冷媒と熱交換して吸熱する。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、前記中間熱交換器は第１冷凍サイクルの上流側と第２冷凍サイクルの下流側とが熱交換し、第１冷凍サイクルの下流側と第２冷凍サイクルの上流側とが熱交換することを特徴としている。この構成によると、中間熱交換器に流入する気液混合状態の第１冷媒は、中間熱交換器で放熱された第２冷媒と熱交換する。レシーバを通過したガス状態の第１冷媒は、中間熱交換器に流入した高温の第２冷媒と熱交換する。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、前記中間熱交換器は、第１冷凍サイクルの前記レシーバよりも上流で第２冷媒から主に潜熱を奪って第１冷媒に潜熱を与える潜熱熱交換部と、第１冷凍サイクルの前記レシーバよりも下流で第２冷媒から主に顕熱を奪って第１冷媒に顕熱を与える顕熱熱交換部とを有することを特徴としている。この構成によると、中間熱交換器に流入する気液混合状態の第１冷媒は第２冷媒の凝縮熱（潜熱）を奪って気化する。レシーバを通過したガス状態の第１冷媒は高温の第２冷媒の顕熱を奪って昇温する。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第１、第２冷凍サイクルの高温部にそれぞれ配される第１、第２放熱器を備え、前記中間熱交換器を第２放熱器の後段に配置したことを特徴としている。この構成によると、第１圧縮機の駆動により第１冷媒は第１放熱器で放熱した後に低温部の第１蒸発器及び中間熱交換器を流通する。第２圧縮機の駆動により第２冷媒は第２放熱器で放熱して降温された後に中間熱交換器に流入して第１冷媒と熱交換する。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第２蒸発器から流出した第２冷媒が前記中間熱交換器から流出した第２冷媒との間で熱交換を行った後、第１放熱器から流出した第１冷媒との間で熱交換を行うことを特徴としている。この構成によると、中間熱交換器から流出した第２冷媒は第２蒸発器から流出した低温の第２冷媒により吸熱されてエンタルピーが低下する。また、第１放熱器から流出した第１冷媒は第２蒸発器から流出した低温の第２冷媒により吸熱されてエンタルピーが低下する。これにより、冷却能力の高い第１、第２冷媒が第１、第２蒸発器に流入する。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第１、第２冷媒がイソブタンから成ることを特徴としている。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第１冷媒の沸点が第２冷媒の沸点よりも高いことを特徴としている。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第１冷媒がイソブタンから成るとともに、第２冷媒がプロパンまたは二酸化炭素から成ることを特徴としている。
　上記目的を達成するために本発明の冷凍冷蔵庫は、貯蔵物を冷蔵保存する冷蔵室及び貯蔵物を冷凍保存する冷凍室を形成した断熱箱体を有する本体部と、第１冷媒が流通する第１冷凍サイクルを運転する第１圧縮機と、第１冷凍サイクルの低温部に配されて前記冷蔵室を冷却する第１蒸発器と、第２冷媒が流通する第２冷凍サイクルを運転する第２圧縮機と、第２冷凍サイクルの低温部に配されて前記冷凍室を冷却する第２蒸発器と、第１圧縮機が配される第１機械室と、第２圧縮機が配される第２機械室とを備え、第１、第２機械室の一方を前記本体部の上部に配置するとともに、他方を前記本体部の下部に配置したことを特徴としている。
　この構成によると、第１、第２圧縮機によって第１、第２冷凍サイクルが運転され、第１、第２冷媒がそれぞれ流通して第１、第２冷凍サイクルの低温部及び高温部が形成される。第１冷凍サイクルの低温部の第１蒸発器によって冷蔵室が冷却され、第２冷凍サイクルの低温部の第２蒸発器によって冷凍室が冷却される。第１、第２圧縮機は本体部に設けた第１、第２機械室にそれぞれ配される。例えば、第１機械室が本体部の上部に設けられ、第２機械室が本体部の下部に設けられる。これにより、第１、第２圧縮機が離れて配置される。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第１蒸発器の後段に配される第１熱交換部と第２冷凍サイクルの高温部に配される第２熱交換部との間で熱交換を行う中間熱交換器を備えたことを特徴としている。この構成によると、第１冷凍サイクルの低温部の第１熱交換部には低温低圧の第１冷媒が流入し、第２冷凍サイクルの高温部の第２熱交換部には高温高圧の第２冷媒が流入する。これにより、中間熱交換器で第２冷媒の熱が第１冷媒に吸熱される。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、前記冷蔵室及び前記冷凍室を上下に並設して第１、第２機械室をそれぞれ前記冷蔵室及び前記冷凍室の近傍に配置するとともに、前記冷蔵室及び前記冷凍室の背後にそれぞれ第１蒸発器及び第２蒸発器を配置し、前記中間熱交換器が第１圧縮機と第２圧縮機との間に配されて上下に延びて形成されるとともに、第１熱交換部及び第２熱交換部が上下方向に曲折し、第１機械室の近傍に第１、第２熱交換部の冷媒流入口及び冷媒流出口が設けられることを特徴としている。
　この構成によると、例えば、冷蔵室が本体部の上方に配されて第１圧縮機を有する第１機械室が本体部上部に配され、冷凍室が本体部の下方に配されて第２圧縮機を有する第２機械室が本体部下部に配される。また、第１蒸発器は本体部の上部に配され、第２蒸発器は本体部の下部に配される。中間熱交換器は本体部の上下に延びて設けられ、上下方向に曲折して形成される。第１、第２熱交換部の上端には冷媒流入口及び冷媒流出口が形成される。第１熱交換部は冷媒流入口が第１蒸発器に接続され、冷媒流出口が第１圧縮機に接続される。第２熱交換部は冷媒流入口が第２圧縮機側に配され、冷媒流出口が第２蒸発器側に配される。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第１冷凍サイクルの高温部に配される第１放熱器と、第１放熱器の後段に配される第１減圧装置と、第２冷凍サイクルの前記中間熱交換器の後段に配される第２減圧装置と、第２蒸発器から流出した第２冷媒と第１減圧装置との間で熱交換を行う上下に延びた第１内部熱交換器と、第２蒸発器から流出した第２冷媒と第２減圧装置との間で熱交換を行う上下に延びた第２内部熱交換器とを備え、第１減圧装置の冷媒流入側を第２圧縮機の近傍に設けるとともに、第２減圧装置の冷媒流入側を第１圧縮機の近傍に設けたことを特徴としている。
　この構成によると、第１放熱器には高温高圧の第１冷媒が流入して放熱し、第１冷媒が凝縮される。第１減圧装置には第１放熱器で凝縮した第１冷媒が流入し、第１冷媒が減圧、膨張して乾き度が低い低温の湿り蒸気となる。第２減圧装置には中間熱交換器で凝縮した第２冷媒が流入し、第２冷媒が減圧、膨張して乾き度が低い低温の湿り蒸気となる。
　第２蒸発器を流出した第２冷媒は第１内部熱交換器で第１減圧装置と熱交換して吸熱する。これにより、第１冷媒のエンタルピーが低下し、より冷却能力の高い第１冷媒が第１蒸発器に流入する。また、第２蒸発器を流出した第２冷媒は第２内部熱交換器で第２減圧装置と熱交換して吸熱する。これにより、第２冷媒のエンタルピーが低下し、より冷却能力の高い第２冷媒が第２蒸発器に流入する。
　例えば、第１機械室が上部に配されると、第２内部熱交換器は上下に延びて設けられて第２減圧装置の冷媒流入側が本体部の上部に配される。第２減圧装置の冷媒流出側は下部に配された第２蒸発器に接続される。第１内部熱交換器は第２内部熱交換器の上端から連続して上下に延びて設けられる。第１減圧装置の冷媒流入側は本体部の下部に配され、第１減圧装置の冷媒流出側は上部に配された第１蒸発器に接続される。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第１減圧装置に流入前の第１冷媒を脱湿する第１ドライヤを第２機械室に配置し、第２減圧装置に流入前の第２冷媒を脱湿する第２ドライヤを第１機械室に配置したことを特徴としている。
　この構成によると、第１ドライヤで水分を除去された第１冷媒が第１減圧装置に流入し、第２ドライヤで水分を除去された第２冷媒が第２減圧装置に流入する。例えば、第１機械室が上部に配されると、第１ドライヤは本体部下部に配されて第１減圧装置の冷媒流入側に接続され、第２ドライヤは本体部上部に配されて第２減圧装置の冷媒流入側に接続される。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第２ドライヤが断熱材で覆われることを特徴としている。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、前記中間熱交換器が内管を外管で覆う二重管から成り、前記内管を第１冷媒が流通して第１熱交換部を形成し、前記外管を第２冷媒が第１冷媒と逆方向に流通して第２熱交換部を形成することを特徴としている。この構成によると、内管を流通する第１冷媒と外管を流通する第２冷媒とが内管を介して熱交換する。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第２圧縮機と前記中間熱交換器との間に第２放熱器を設けたことを特徴としている。この構成によると、第２放熱器には高温高圧の第２冷媒が流入して放熱し、第２冷媒が降温される。第２放熱器で降温された第２冷媒は中間熱交換器で更に冷却されて凝縮する。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第１、第２内部熱交換器を前記断熱箱体の背壁内に埋設するとともに、第２放熱器を前記本体部の背面に配置したことを特徴としている。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、前記中間熱交換器を前記断熱箱体の背壁内に埋設したことを特徴としている。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、気液を分離するアキュームレータが、第２蒸発器の冷媒流出側に設置されるとともに第１蒸発器の冷媒流出側に設置されないことを特徴としている。この構成によると、第２蒸発器から流出する第２冷媒がアキュームレータで気液分離され、ガス冷媒が第２圧縮機に送られる。第１蒸発器から流出する気液混合した第１冷媒は中間熱交換器に流入し、第２冷凍サイクルの高温部との熱交換によって第１冷媒がガス冷媒となって第１圧縮機に送られる。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、前記冷蔵室と前記冷凍室とを仕切る断熱壁を、前記断熱箱体の周壁と同等レベルの断熱性能を持たせることことを特徴としている。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第１放熱器の放熱の一部を冷凍冷蔵庫のドレン水処理と発露防止に利用することを特徴としている。
　また本発明は、貯蔵物を冷蔵保存する冷蔵室と、貯蔵物を冷凍保存する冷凍室と、第１冷媒が流通する第１冷凍サイクルを運転する第１圧縮機と、第１冷凍サイクルの低温部に配されて前記冷蔵室を冷却する第１蒸発器と、第２冷媒が流通する第２冷凍サイクルを運転する第２圧縮機と、第２冷凍サイクルの低温部に配されて前記冷凍室を冷却する第２蒸発器とを備え、第１冷凍サイクルの高温部の熱によって第２蒸発器を除霜することを特徴としている。
　この構成によると、第１、第２圧縮機によって第１、第２冷凍サイクルが運転され、第１、第２冷媒がそれぞれ流通して第１、第２冷凍サイクルの低温部及び高温部が形成される。第１冷凍サイクルの低温部の第１蒸発器には低温低圧の第１冷媒が流入し、第１蒸発器により降温された冷気によって冷蔵室が冷却される。第２冷凍サイクルの低温部の第２蒸発器には低温低圧の第２冷媒が流入し、第２蒸発器により降温された冷気によって冷凍室が冷却される。
　第２蒸発器の除霜時には第２冷凍サイクルの運転が停止され、第１冷凍サイクルが運転される。第１冷凍サイクルの高温部と第２蒸発器とが熱交換し、第２蒸発器が昇温されて除霜が行われる。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第１冷凍サイクルの高温部に配される第１放熱器と、第１放熱器の冷媒流入側に設けられる三方弁と、前記三方弁で分岐して第１放熱器と並列に配されるとともに第２蒸発器と熱交換を行う除霜用熱交換器と、前記除霜用熱交換器の冷媒流出側に設けられる逆止弁とを備え、第２蒸発器の除霜時に前記三方弁を前記除霜用熱交換器側に切り替えることを特徴としている。
　この構成によると、冷蔵室及び冷凍室の冷却時には三方弁によって第１冷媒の流路が第１放熱器側に切り替えられる。これにより、第１、第２蒸発器が冷却されるとともに第１放熱器から放熱される。この時、逆止弁によって第１放熱器の冷媒流出側から除霜用熱交換器への第１冷媒の流入が防止される。第２蒸発器の除霜時には三方弁によって第１冷媒の流路が除霜用熱交換器側に切り替えられる。これにより、第１蒸発器が冷却され、除霜用熱交換器から放熱される。第２蒸発器は除霜用熱交換器と熱交換して昇温され、除霜が行われる。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、前記逆止弁を第１放熱器の冷媒流出側と前記除霜用熱交換器の冷媒流出側との合流点近傍に配置したことを特徴としている。この構成によると、逆止弁と除霜用熱交換器とが離れて配置される。このため、三方弁によって第１冷媒の流路が第１放熱器側に切り替えられた際に第１放熱器から流出した高温の第１冷媒による第２蒸発器の昇温が低減される。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第２蒸発器及び前記除霜用熱交換器は第１、第２冷媒がそれぞれ流通する第１、第２冷媒管を有し、第１、第２冷媒管を複数のフィンにより連結したことを特徴としている。この構成によると、第１、第２冷媒管を連結するフィンを介して高温の第１冷媒の熱が第２蒸発器に伝えられる。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第２蒸発器及び前記除霜用熱交換器は第１、第２冷媒がそれぞれ流通する第１、第２冷媒管を有し、第１、第２冷媒管を隣接したことを特徴としている。この構成によると、第１、第２冷媒管の境界壁を介して高温の第１冷媒の熱が第２蒸発器に伝えられる。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、前記除霜用熱交換器の冷媒管の断面積を第１蒸発器の冷媒管の断面積の１／２以下にしたことを特徴としている。この構成によると、除霜用熱交換器の冷媒管の内容積を小さくし、除霜後に除霜用熱交換器に多量の冷媒がたまることを防止する。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第２蒸発器の除霜前に第１圧縮機を所定期間停止したことを特徴としている。この構成によると、第１圧縮機が停止して三方弁が除霜用熱交換器側に切り替えられると冷蔵室の室内温度が上昇し、所定期間が経過すると第１圧縮機が駆動される。これにより、除霜用熱交換器に第１冷媒が流通して第２蒸発器が除霜されるとともに冷蔵室が冷却される。該所定期間が経過した後に三方弁を除霜用熱交換器側に切り替えてもよい。
　また本発明は、貯蔵物を冷蔵保存する冷蔵室と、貯蔵物を冷凍保存する冷凍室と、第１冷媒が流通する第１冷凍サイクルを運転する第１圧縮機と、第１冷凍サイクルの低温部に配されて前記冷蔵室を冷却する第１蒸発器と、第２冷媒が流通する第２冷凍サイクルを運転する第２圧縮機と、第２冷凍サイクルの低温部に配されて前記冷凍室を冷却する第２蒸発器とを備え、第１蒸発器が前記冷蔵室の壁面を覆う金属製の冷却板を冷媒管に固着して成り、前記冷却板により前記冷蔵室を輻射冷却したことを特徴としている。
　この構成によると、第１、第２圧縮機によって第１、第２冷凍サイクルが運転され、第１、第２冷媒がそれぞれ流通して第１、第２冷凍サイクルの低温部及び高温部が形成される。第１冷凍サイクルの低温部の第１蒸発器の冷媒管には低温低圧の第１冷媒が流入し、冷却板から冷熱が輻射されて冷蔵室が冷却される。第２冷凍サイクルの低温部の第２蒸発器には低温低圧の第２冷媒が流入し、第２蒸発器により降温された冷気によって冷凍室が冷却される。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、前記冷蔵室の扉の開閉を検知する扉開閉検知部と、前記冷蔵室の温度を検知する温度センサと、前記冷蔵室の湿度を検知する湿度センサとを備え、前記扉を開いて閉じた際に前記温度センサ及び前記湿度センサの検知により前記冷蔵室の露点温度を取得し、第１蒸発器が該露点温度以下になるように第１冷凍サイクルを運転することを特徴としている。
　この構成によると、扉開閉検知部により扉を開いて閉じたことが検知されると、温度センサ及び湿度センサによって冷蔵室の温度及び湿度が検知される。温度センサ及び湿度センサの検知結果から冷蔵室の露点温度が演算等により取得され、露点温度以下に第１蒸発器が維持される。これにより、扉開閉により流入した外気の水分が冷却板の表面に結露する。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、第１冷凍サイクルの低温部と第２冷凍サイクルの高温部との間で熱交換を行う中間熱交換器を設けたことを特徴としている。この構成によると、第１冷凍サイクルの低温部の第１蒸発器及び中間熱交換器には低温低圧の第１冷媒が流入する。第２冷凍サイクルの高温部は高温高圧の第２冷媒が流入して中間熱交換器により吸熱されて放熱する。尚、第１蒸発器と中間熱交換器とは直列に配置してもよく並列に配置してもよい。
　また本発明は、上記構成の冷凍冷蔵庫において、前記冷蔵室の下部に上部よりも低温の隔離室を設け、第１蒸発器の前記冷媒管は下方から上方に冷媒が流通することを特徴としている。この構成によると、冷蔵室の下部にはチルド室や氷温室等の低温の隔離室が設けられる。第１蒸発器下部の冷却板は低温の冷媒管と接し、隔離室を冷却する。
　また本発明の冷却庫は、第１、第２冷却室と、第１冷媒が流通する第１冷凍サイクルを運転する第１圧縮機と、第１冷凍サイクルの高温部に配される第１放熱器と、第１冷凍サイクルの低温部に配される第１蒸発器と、第２冷媒が流通する第２冷凍サイクルを運転する第２圧縮機と、第２冷凍サイクルの低温部に配される第２蒸発器と、第１冷凍サイクルの低温部と第２冷凍サイクルの高温部との間で熱交換を行う中間熱交換器とを備え、第１蒸発器により第１冷却室を冷却するとともに、第２蒸発器により第２冷却室を冷却することを特徴としている。
　また本発明の冷却庫は、上記構成の冷却庫において、第１冷凍サイクルの高温の第１冷媒と第２冷凍サイクルの低温の第１冷媒との間で熱交換を行う第１内部熱交換器と、第２冷凍サイクルの高温の第２冷媒と低温の第２冷媒との間で熱交換を行う第２内部熱交換器と、第１冷凍サイクルの高温の第１冷媒と低温の第１冷媒との間で熱交換を行う第３内部熱交換器とを設けたことを特徴としている。
　また本発明の冷却庫は、上記構成の冷却庫において、前記中間熱交換器の第１冷凍サイクル側に配されるとともに第１冷媒の気液を分離してガス冷媒を吐出するレシーバとを備えたことを特徴としている。
　また本発明の冷却庫は、第１、第２冷却室を有する本体部と、第１冷媒が流通する第１冷凍サイクルを運転する第１圧縮機と、第１冷凍サイクルの低温部に配されて第１冷却室を冷却する第１蒸発器と、第２冷媒が流通する第２冷凍サイクルを運転する第２圧縮機と、第２冷凍サイクルの低温部に配されて第２冷却室を冷却する第２蒸発器と、第１圧縮機が配される第１機械室と、第２圧縮機が配される第２機械室とを備え、第１、第２機械室の一方を前記本体部の上部に配置するとともに、他方を前記本体部の下部に配置したことを特徴としている。
　また本発明の冷却庫は、第１、第２冷却室と、第１冷媒が流通する第１冷凍サイクルを運転する第１圧縮機と、第１冷凍サイクルの低温部に配されて第１冷却室を冷却する第１蒸発器と、第２冷媒が流通する第２冷凍サイクルを運転する第２圧縮機と、第２冷凍サイクルの低温部に配されて第１冷却室を冷却する第２蒸発器とを備え、第１冷凍サイクルの高温部の熱によって第２蒸発器を除霜することを特徴としている。
　本発明によると、第１圧縮機により運転される第１冷凍サイクルの低温部と第２圧縮機により運転される第２冷凍サイクルの高温部との間で熱交換を行う中間熱交換器を設けた二元冷凍サイクル式の冷凍冷蔵庫において、第１冷凍サイクルに設けた第１蒸発器により冷蔵室を冷却して第２冷凍サイクルに設けた第２蒸発器により冷凍室を冷却する。このため、第１蒸発器と冷蔵室との温度差を小さくでき、第１、第２圧縮機を高い効率で運転することができる。従って、冷凍サイクルのＣＯＰが向上し、冷凍冷蔵庫の消費電力を削減することができる。
　また本発明によると、中間熱交換器の第１冷凍サイクル側にレシーバを設けたので、冷凍冷蔵庫の熱負荷が変動してもガス冷媒の第１冷媒が第２冷媒と熱交換する。これにより、第１冷媒が確実に昇温して第１圧縮機に送られ、中間熱交換器の能力を維持することができる。加えて、レシーバから流出したガス冷媒の第１冷媒が吸熱して昇温された後に第１圧縮機に流入するため、冷熱損失を低減することができる。
　また本発明によると、第１、第２圧縮機が配される第１、第２機械室の一方を本体部の上部に配置して他方を下部に配置するので、点音源となる第１、第２圧縮機が離れて配置される。点音源の音圧レベルは距離の増加に伴って減少するため、一方の音源に近づいた際に他方の音源から離れているため使用者が感じる騒音のレベルが小さくなる。また、第１、第２圧縮機が異なる室内に配置されるため同位相の音や同じ周波数の音が発生しにくくなる。これにより、第１、第２圧縮機の音を重畳した音圧が低下するとともにうねりの発生を低減することができる。従って、冷凍冷蔵庫の騒音を低下させることができる。
　また本発明によると、第１冷凍サイクルの高温部の熱によって第２冷凍サイクルの第２蒸発器を除霜するので、第１冷凍サイクルの第１放熱器及び第２冷凍サイクルの第２放熱器が低温にならない。従って、冷凍冷蔵庫の背面板等の結露を防止することができる。また、第２蒸発器を除霜するヒータを別途設ける必要がなく、除霜時のヒータ等による昇温を抑制できる。また、除霜時に第２蒸発器を加熱する熱の大部分が冷蔵室からの熱であり、除霜しながら冷蔵室を冷却することができる。従って、除霜による電力消費を抑制して冷凍冷蔵庫の消費電力を低く維持することができる。
　また本発明によると、第１、第２圧縮機によってそれぞれ第１、第２冷凍サイクルを運転して第１、第２蒸発器により冷蔵庫及び冷凍室を冷却するとともに、第１蒸発器が冷却板を有するので、貯蔵物の乾燥を防止して貯蔵物を収納した直後の高負荷時等に冷蔵庫及び冷凍室の十分な冷却能力を得ることができる。特に、冷蔵室の高負荷時に第２蒸発器を降温することができ、冷凍室の冷却不足を防止することができる。また、冷凍室の高負荷時に第１蒸発器を降温することができ、冷却板に結露を保持して冷蔵室内の湿度を維持することができる。これにより、冷凍室が高負荷となった場合でも冷蔵室の貯蔵物の乾燥を低減することができる。
本発明の第１実施形態の冷凍冷蔵庫を示す側面断面図 本発明の第１実施形態の冷凍冷蔵庫の冷凍サイクルを示す図 本発明の第１実施形態の冷凍冷蔵庫のＰ－Ｈ線図 容積式圧縮機の断熱圧縮効率と圧縮比との関係を示す図 本発明の第２実施形態の冷凍冷蔵庫の冷凍サイクルを示す図 本発明の第３実施形態の冷凍冷蔵庫の冷凍サイクルを示す図 本発明の第３実施形態の冷凍冷蔵庫の冷凍サイクルの中間熱交換器の詳細を示す図 本発明の第３実施形態の冷凍冷蔵庫のＰ－Ｈ線図 本発明の第３実施形態の冷凍冷蔵庫の冷凍サイクルの中間熱交換器の位置と温度との関係を示す図 比較例の冷凍サイクルを示す図 比較例の冷凍サイクルの中間熱交換器の位置と温度との関係を示す図 本発明の第４実施形態の冷凍冷蔵庫の冷凍サイクルを示す図 本発明の第４実施形態の冷凍冷蔵庫のＰ－Ｈ線図 本発明の第４実施形態の冷凍冷蔵庫の冷凍サイクルの第１、第３内部熱交換器の他の構成を示す図 本発明の第５実施形態の冷凍冷蔵庫を示す側面断面図 本発明の第５実施形態の冷凍冷蔵庫の配管を示す背面斜視図 本発明の第５実施形態の冷凍冷蔵庫の冷凍サイクルを示す図 本発明の第６実施形態の冷凍冷蔵庫の冷凍サイクルを示す図 本発明の第６実施形態の冷凍冷蔵庫の除霜用熱交換器及び第２蒸発器を示す詳細図 本発明の第６実施形態の冷凍冷蔵庫の第２蒸発器の除霜時の動作を示すフローチャート 本発明の第７実施形態の冷凍冷蔵庫を示す正面図 本発明の第７実施形態の冷凍冷蔵庫の配管を示す正面断面図 本発明の第７実施形態の冷凍冷蔵庫の構成を示すブロック図 本発明の第８実施形態の冷凍冷蔵庫の配管を示す正面断面図 従来の冷凍冷蔵庫の冷凍サイクルを示す図
　以下に本発明の実施形態を図面を参照して説明する。図１は第１実施形態の冷凍冷蔵庫を示す側面断面図である。冷凍冷蔵庫１は上部に貯蔵物を冷蔵保存する冷蔵室２が配される。冷蔵室２の下方には冷蔵室２よりも高温で野菜の保存に適した温度に維持される野菜室３が設けられる。冷凍冷蔵庫１の下部には貯蔵物を冷凍保存する冷凍室４が配される。冷蔵室２の前面は回動式の断熱扉２ａにより開閉される。野菜室３及び冷凍室４の前面はそれぞれ収納ケース３ｂ、４ｂと一体の引き出し式の断熱扉３ａ、４ａにより開閉される。
　冷凍室４の後方には機械室５が設けられる。機械室５内には詳細を後述する第１、第２冷凍サイクル１０、２０（図２参照）をそれぞれ運転する第１、第２圧縮機１１、２１が配される。冷蔵室２の背面には第１圧縮機１１に接続される第１蒸発器１４が配され、第１蒸発器１４の上方には冷蔵室送風機１５が配される。冷凍室４の背面には第２圧縮機２１に接続される第２蒸発器２４が配され、第２蒸発器２４の上方には冷凍室送風機２５が配される。第１蒸発器１４の下方には除霜ヒータ５１が設けられる。
　第１蒸発器１４と熱交換して冷却された冷気は冷蔵室送風機１５により冷蔵室２に吐出される。該冷気は冷蔵室２内を流通し、冷蔵室２に連通する野菜室３に流入する。野菜室３に流入した冷気は野菜室３内を流通し、第１蒸発器１４に戻る。これにより、冷蔵室２及び野菜室３が冷却される。第２蒸発器２４と熱交換して冷却された冷気は冷凍室送風機２５により冷凍室４に吐出される。冷凍室４に吐出された冷気は冷凍室４内を流通し、第２蒸発器２４に戻る。これにより、冷凍室４が冷却される。
　図２は冷凍冷蔵庫１の冷凍サイクルを示している。冷凍冷蔵庫１の冷凍サイクル３０は第１、第２冷凍サイクル１０、２０が中間熱交換器３１により連結されたカスケード式の二元冷凍サイクルになっている。即ち、第１冷凍サイクル１０が高温サイクルを形成して第２冷凍サイクル２０が低温サイクルを形成する。そして、中間熱交換器３１によって第１冷凍サイクル１０の低温部と第２冷凍サイクル２０の高温部との間で熱交換が行われる。これにより、第２冷凍サイクル２０の低温部を第１冷凍サイクル１０の低温部よりも低温に維持する。
　第１圧縮機１１により運転される第１冷凍サイクル１０は冷媒管１０ａにより接続される第１放熱器１２、第１減圧装置１３、第１蒸発器１４を有している。冷媒管１０ａ内にはイソブタン等の第１冷媒が矢印Ｓ１の方向に流通する。即ち、第１冷媒は第１圧縮機１１、第１放熱器１２、第１減圧装置１３、第１蒸発器１４、第１圧縮機１１の順に通って循環する。
　第２圧縮機２１により運転される第２冷凍サイクル２０は冷媒管２０ａにより接続される第２放熱器２２、第２減圧装置２３、第２蒸発器２４を有している。冷媒管２０ａ内にはイソブタン等の第２冷媒が矢印Ｓ２の方向に流通する。即ち、第２冷媒が第２圧縮機２１、第２放熱器２２、第２減圧装置２３、第２蒸発器２４、第２圧縮機２１の順に通って循環する。
　中間熱交換器３１は第１冷凍サイクル１０に設けた熱交換部３１ａと第２冷凍サイクル２０に設けた熱交換部３１ｃとを隣接し、互いに壁面を介して熱交換可能に形成される。熱交換部３１ａは第１蒸発器１４の後段に配され、熱交換部３１ｃは第２放熱器２２の後段に配される。
　第１、第２冷凍サイクル１０、２０には、第１、第２内部熱交換器３２、３３が設けられる。第１内部熱交換器３２は第１冷凍サイクル１０に設けた熱交換部３２ａと第２冷凍サイクル２０に設けた熱交換部３２ｂとを隣接し、互いに壁面を介して熱交換可能に形成される。
　熱交換部３２ａは第１放熱器１２の後段に配され、第１蒸発器１４に流入する前の高温の第１冷媒が流通する。熱交換部３２ｂは第２蒸発器２４の後段に配され、第２蒸発器２４を流出した後の低温の第２冷媒が流通する。第１減圧装置１３がキャピラリチューブから成る場合は熱交換部３２ａを第１減圧装置１３と兼ねてもよい。
　第２内部熱交換器３３は熱交換部３１ｃの後段に配された熱交換部３３ａと第２蒸発器２４の後段に配された熱交換部３３ｂとを隣接し、互いに壁面を介して熱交換可能に形成される。熱交換部３３ａは第２蒸発器２４に流入する前の高温の第２冷媒が流通し、熱交換部３３ｂは第２蒸発器２４を流出した後の低温の第２冷媒が流通する。第２減圧装置２３がキャピラリチューブから成る場合は熱交換部３３ａを第２減圧装置２３と兼ねてもよい。
　上記構成の冷凍冷蔵庫１において、第１、第２圧縮機１１、２１の駆動によって冷媒管１０ａ、２６をそれぞれ第１、第２冷媒が流通する。第１、第２圧縮機１１、２１は第１、第２冷媒を圧縮して高温高圧にし、第１、第２減圧装置１３、２３は第１、第２冷媒を減圧、膨張して低温低圧にする。
　従って、第１、第２冷媒が第１、第２圧縮機１１、２１を流出して第１、第２減圧装置１３、２３に流入するまでの間は第１、第２冷凍サイクル１０、２０の高温部となる。第１、第２冷媒が第１、第２減圧装置１３、２３を流出して第１、第２圧縮機１１、２１に流入するまでの間は第１、第２冷凍サイクル１０、２０の低温部となる。
　第１圧縮機１１で圧縮された高温高圧の第１冷媒は第１放熱器１２で周囲空気に熱を奪われて凝縮する。第１放熱器１２で液化した第１冷媒は第１内部熱交換器３２で第２冷凍サイクル２０の低温部の第２冷媒に熱を奪われて更に降温される。第１内部熱交換器３２で冷却されて過冷却度が大きくなった液体状態の第１冷媒は第１減圧装置１３に流入する。第１冷媒は第１減圧装置１３で減圧、膨張し、乾き度が低い低温の湿り蒸気となる。
　低温の湿り蒸気となった第１冷媒は第１蒸発器１４に流入し、冷蔵室２の冷気から熱を奪って蒸発して更に乾き度の高い湿り蒸気となる。第１蒸発器１４から流出した湿り蒸気状態の第１冷媒は中間熱交換器３１に流入し、第２冷凍サイクルの高温部の第２冷媒から熱を奪いながら蒸発して過熱蒸気となる。過熱蒸気となった第１冷媒が第１圧縮機１１に戻る。これにより、第１冷媒が循環して第１冷凍サイクル１０が運転される。
　第２圧縮機２１で圧縮された高温高圧の第２冷媒は第２放熱器２２で周囲空気に熱を奪われる。第２放熱器２２で降温された第２冷媒は中間熱交換器３１に流入し、第１冷凍サイクル１０の低温部の第１冷媒に熱を奪われて更に冷却されて凝縮する。液化した第２冷媒は第２内部熱交換器３３で第２冷凍サイクル２０の低温部の第２冷媒に熱を奪われて更に降温される。
　第２内部熱交換器３３で冷却されて過冷却度が大きくなった液体状態の第２冷媒は第２減圧装置２３に流入する。第２冷媒は第２減圧装置２３で減圧、膨張し、低温の湿り蒸気となる。低温の湿り蒸気となった第２冷媒は第２蒸発器２４に流入し、冷凍室４の冷気から熱を奪って蒸発して湿り蒸気となる。
　第２蒸発器２４から流出した湿り蒸気状態の第２冷媒は第２内部熱交換器３３及び第１内部熱交換器３２に導かれ、高温の第２冷媒及び第１冷媒から熱を奪って過熱蒸気となる。過熱蒸気となった第２冷媒は第２圧縮機２１に戻る。これにより、第２冷媒が循環して第２冷凍サイクル２０が運転される。
　尚、第２圧縮機２１は第１圧縮機１１の駆動後に中間熱交換器３１の温度が低下した後に駆動される。そして、冷蔵室２及び冷凍室４の温度や、中間熱交換器３１の熱交換部３１ａ、３１ｃの温度差を監視し、これらが所定値になるようにインバータ制御によって第１、第２圧縮機１１、２１の回転数が制御される。
　図３は冷凍サイクル３０の圧力－エンタルピー線図（Ｐ－Ｈ線図）を示している。縦軸は圧力を示し、横軸はエンタルピーを示している。また、図中、各点Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ、Ｅ、Ｅ’、ａ、ｂ、ｂ’、ｃ、ｄ、ｅ、ｆは、図２に示す冷凍サイクルの各点と対応している。
　第１冷凍サイクル１０（Ａ－Ｂ－Ｃ－Ｄ－Ｅ－Ｅ’－Ａ）の場合、Ａ－Ｂは第１圧縮機１１における過程を表わしている。Ｂ－Ｃは第１放熱器１２における過程を表わしている。Ｃ－Ｄは第１内部熱交換器３２の熱交換部３２ａにおける過程を表わしている。Ｄ－Ｅは第１減圧装置１３における過程を表わしている。Ｅ－Ｅ’は第１蒸発器１４における過程を表わしている。Ｅ’－Ａは中間熱交換器３１の熱交換部３１ａにおける過程を表している。
　第２冷凍サイクル２０（ａ－ｂ－ｂ’－ｃ－ｄ－ｅ－ｆ－ａ）の場合も同様であり、ａ－ｂは第２圧縮機２１における過程を表わしている。ｂ－ｂ’は第２放熱器２２における過程を表わしている。ｂ’－ｃは中間熱交換器３１の熱交換部３１ｃにおける過程を表している。ｃ－ｄは第２内部熱交換器３３の熱交換部３３ａにおける過程を表わしている。ｄ－ｅは第２減圧装置２３における過程を表わしている。ｅ－ｆは第２蒸発器２４における過程を表わしている。ｆ－ａは第２内部熱交換器３３の熱交換部３３ｂ及び第１内部熱交換器３２の熱交換部３２ｂにおける過程を表わしている。
　第１、第２冷凍サイクル１０、２０が同じ冷媒（例えば、イソブタン）が封入されているため、Ｐ－Ｈ線図上で第１、第２冷凍サイクル１０、２０の温度関係や圧力関係が分りやすくなっている。例えば、第１冷凍サイクル１０のＡ点の圧力ＰＡは第２冷凍サイクル２０のｂ点の圧力Ｐｂよりも若干低くなっている。これは、第１冷凍サイクル１０が第２冷凍サイクル２０から熱を奪うためである。
　従来の単一の冷凍サイクル４０（図６００参照）の場合には冷凍室４が同じ設定温度であれば、第１、第２蒸発器４４ａ、４４ｂ（図６００参照）の蒸発温度は図３のｅ－ｆで表されている程度となる。これに対して、本実施形態の冷蔵室２を冷却する第１蒸発器１４の蒸発温度は図３のＥ－Ｆで表わされる。冷媒の湿り蒸気の領域においては圧力Ｐが高いほど温度も高いので、第１蒸発器１４の蒸発温度が単一冷凍サイクルの場合よりも高くなる。
　これにより、従来の単一の冷凍サイクル４０の場合に、例えば２０℃であった第１蒸発器１４と冷蔵室２との温度差を、例えば５℃以下に格段に小さくすることができる。従って、冷蔵室２の冷却に無駄なエネルギーを使うことなく、効率の高い冷凍冷蔵庫１を提供できる。
　また、従来の単一の冷凍サイクル４０の場合に同じ温度設定条件であれば、凝縮圧力がＢ点の圧力ＰＢとなり、蒸発圧力はａ点の圧力Ｐａとなる。このため、圧縮機４１（図６００参照）の圧縮比はＰＢ／Ｐａとなる。一方、本実施形態では第１冷凍サイクル１０の圧縮比がＰＢ／ＰＡとなり、第２冷凍サイクル２０の圧縮比がＰｂ／Ｐａとなる。このため、いずれも冷凍サイクル４０の圧縮比よりも小さくなる。
　図４はASHRAE (American　Society　of　Heating,　Refrigerating　and　Air-Conditioning　Engineers アメリカ暖房冷凍空調学会)の　"Guide　and　Data　Book"　（1961,p498）による容積式圧縮機の断熱圧縮効率と圧縮比との関係を示している。縦軸は断熱圧縮効率を示し、横軸は圧縮比を示している。尚、現在通常の冷凍冷蔵庫に使われている圧縮機の殆どが容積式である。冷媒がＲ１２とＲ２２の実験データではあるが、他の冷媒でも同じ傾向があると言える。同図によると、圧縮機の圧縮比が小さいほど、圧縮機の断熱圧縮効率が高くなる。
　周囲温度が２５℃、冷蔵室２の温度が３℃、冷凍室４の温度が－１８℃、第１、第２冷媒が通常よく使用されるイソブタンの場合に、従来の単一の冷凍サイクル４０（図６００参照）の圧縮比は約８程度である。これに対して、第１、第２冷凍サイクル１０、２０圧縮比はそれぞれ２～３程度となる。従って、従来よりも第１、第２冷凍サイクル１０、２０の圧縮比がいずれも小さいため、第１、第２圧縮機１１、２１を高い効率で作動できる。
　本実施形態によると、第１圧縮機１１により運転される第１冷凍サイクル１０の低温部と第２圧縮機２１により運転される第２冷凍サイクル２０の高温部との間で熱交換を行う中間熱交換器３１を設けた二元冷凍サイクル式の冷凍冷蔵庫１において、第１冷凍サイクル１０に設けた第１蒸発器１４により冷蔵室２を冷却して第２冷凍サイクル２０に設けた第２蒸発器２４により冷凍室４を冷却する。このため、第１蒸発器１４と冷蔵室２との温度差を小さくできるとともに、第１、第２圧縮機１１、２１を高い効率で運転することができる。従って、従来よりも冷凍サイクル３０のＣＯＰが向上し、冷凍冷蔵庫１の消費電力を削減することができる。
　尚、中間熱交換器３１は第１蒸発器１４と並列に配置してもよい。しかし、中間熱交換器３１を第１蒸発器１４の後段に直列に配置すると、中間熱交換器３１によって第２冷媒の熱を奪う前に第１冷媒が第１蒸発器１４を流通する。従って、第１蒸発器１４は潜熱による熱交換によって冷蔵室２の空気の温度を低下させることなく冷蔵室２の空気から熱を奪うこととなり、冷却効率を向上することができる。
　また、第２冷凍サイクル２０の高温部に配される第２放熱器２２を備えたので、第１、第２冷凍サイクル１０、２０全体の放熱温度をより低くすることができる。従って、冷凍サイクル３０のＣＯＰが向上する。
　この時、中間熱交換器３１は第２放熱器２２と並列に配置してもよい。しかし、中間熱交換器３１を第２放熱器２２の後段に配置したので、中間熱交換器３１によって第１冷媒に熱を奪われる前に第２冷媒が第２放熱器２２を流通する。これにより、第２放熱器２２で熱交換して放熱した後の第２冷媒が中間熱交換器３１で冷却されるので、より効率的に熱交換を行うことができる。
　また、第２蒸発器２４から流出した第２冷媒と第１蒸発器１４に流入する前の第１冷媒との間で熱交換を行う第１内部熱交換器３２を設けたので、第１冷媒のエンタルピーを低下させることができ、第１蒸発器１４に流入する第１冷媒の冷却能力をさらに向上することができる。
　また、第２蒸発器２４から流出した第２冷媒と第２蒸発器２４に流入する前の第２冷媒との間で熱交換を行う第２内部熱交換器３３を設けたので、第２冷媒のエンタルピーを低下させることができ、第２蒸発器２４に流入する第２冷媒の冷却能力をさらに向上することができる。
　また、第１、第２内部熱交換器３２、３３での冷熱回収により、第２蒸発器２４から流出した第２冷媒が図３の吸熱過程ｆ－ａで周囲温度程度まで加熱される。このため、機械室に設置される第２圧縮機２１の吸い込み配管が周囲空気から熱を奪うことなく、熱損失を抑えることができる。また、第２圧縮機２１で圧縮された第２冷媒の温度が周囲温度よりも高くなり、図３の放熱過程ｂ－ｂ´で第２放熱器２２より周囲に放熱することが可能になる。
　加えて、冷凍サイクル３０は全体の放熱温度レベルが低い上、第２圧縮機２１の吐出温度Ｔｂは第１圧縮機１１の吐出温度ＴＢよりもさらに低い。このため、第２内部熱交換器３３だけでは第２圧縮機２１に吸い込まれる冷媒の温度を十分に上げることができない。第２内部熱交換器３３に加えて第１内部熱交換器３２を設けることにより、第２圧縮機２１に吸い込まれる第２冷媒の温度を圧縮後の温度が周囲温度を上回る程度にまで上げることができる。これにより、図３の放熱過程ｂ－ｂ´で第２放熱器２２より周囲に放熱することが可能になる。
　次に、図５は第２実施形態の冷凍冷蔵庫１の冷凍サイクルを示す図である。説明の便宜上、前述の図１～図４に示す第１実施形態と同一の部分は同一の符号を付している。本実施形態の冷凍冷蔵庫１の冷凍サイクル３０は第１実施形態に対して第２放熱器２２、第１、第２内部熱交換器３２、３３（いずれも図２参照）が省かれている。その他の部分は第１実施形態と同様である。
　本実施形態によると、第１実施形態に対して第２放熱器２２及び第１、第２内部熱交換器３２、３３（図２参照）を省いたので、第２内部熱交換器３２、３３の効果が利用できず、冷凍サイクル３０のＣＯＰが若干低下する。しかしながら、第１実施形態に比して、冷凍サイクル３０の構成を簡素化することによってコストダウンを図ることができる。
　また、第１実施形態と同様に、第１圧縮機１１により運転される第１冷凍サイクル１０の低温部と第２圧縮機２１により運転される第２冷凍サイクル２０の高温部との間で熱交換を行う中間熱交換器３１を設けた二元冷凍サイクル式の冷凍冷蔵庫１において、第１冷凍サイクル１０に設けた第１蒸発器１４により冷蔵室２を冷却して第２冷凍サイクル２０に設けた第２蒸発器２４により冷凍室４を冷却する。このため、第１蒸発器１４と冷蔵室２との温度差を小さくできるとともに、第１、第２圧縮機１１、２１を高い効率で運転することができる。従って、従来よりも冷凍サイクル３０のＣＯＰが向上し、冷凍冷蔵庫１の消費電力を削減することができる。
　次に、図６は第３実施形態の冷凍冷蔵庫１の冷凍サイクルを示している。説明の便宜上、前述の図１～図４に示す第１実施形態と同様の部分には同一の符号を付している。本実施形態は、中間熱交換器３１の第１冷凍サイクル１０側に第１レシーバ１７が設けられ、第２蒸発器２４の下流に第２レシーバ２７が設けられる。その他の部分は第１実施形態と同様である。
　第１、第２レシーバ１７、２７は気液を分離し、液冷媒を貯溜してガス冷媒を吐出する。第１レシーバ１７により第１圧縮機１１への液冷媒の流入が防止され、第２レシーバ２７により第２圧縮機２１への液冷媒の流入が防止される。
　図７は中間熱交換器３１の詳細を示す図である。中間熱交換器３１は第１冷凍サイクル１０に設けた熱交換部３１ａ、３１ｂと第２冷凍サイクル２０に設けた熱交換部３１ｃ、３１ｄとを隣接し、互いに壁面を介して熱交換可能に形成される。熱交換部３１ａは第１蒸発器１４の後段に配され、熱交換部３１ｄは第２放熱器２２の後段に配される。
　中間熱交換器３１の第１冷凍サイクル１０側には第１レシーバ１７の上流及び下流にそれぞれ熱交換部３１ａ、３１ｂが設けられる。これにより、熱交換部３１ａは気液混合した第１冷媒が気化熱（潜熱）を与えられて気化し、熱交換部３１ｂはガス状態の第１冷媒が顕熱を与えられて昇温する。
　第１冷凍サイクル１の上流側の熱交換部３１ａは第２冷凍サイクル２０の下流側の熱交換部３１ｃと隣接して熱交換する。また、第１冷凍サイクル１の下流側の熱交換部３１ｂは第２冷凍サイクル２０の上流側の熱交換部３１ｄと隣接して熱交換する。この時、熱交換部３１ｄが高温の第２冷媒から主に顕熱を放出し、熱交換部３１ｄで降温した第２冷媒が熱交換部３１ｃで主に凝縮熱（潜熱）を放出するように熱交換部３１ｃ、３１ｄの長さが設定される。従って、熱交換部３１ａ、３１ｃは第２冷媒の潜熱を第１冷媒の潜熱として与える潜熱熱交換部を構成し、熱交換部３１ｂ、３１ｄは第２冷媒の顕熱を第１冷媒の顕熱として与える顕熱熱交換部を構成する。
　上記構成の冷凍冷蔵庫１において、第１蒸発器１４から流出した湿り蒸気状態の第１冷媒は中間熱交換器３１の熱交換部３１ａに流入する。第１冷媒は熱交換部３１ａで熱交換部３１ｃの第２冷媒の潜熱を奪いながら気化して第１レシーバ１７に流入する。
　第１レシーバ１７に流入した第１冷媒は気液分離され、液冷媒を貯溜してガス冷媒が吐出される。第１レシーバ１７から吐出されたガス状態の第１冷媒は熱交換部３１ｂで熱交換部３１ｄの主に顕熱を奪いながら昇温して過熱蒸気となる。
　第２放熱器２２で降温された第２冷媒は中間熱交換器３１の熱交換部３１ｄに流入する。熱交換部３１ｄに流入した第２冷媒は熱交換部３１ｂの第１冷媒に主に顕熱を奪われて更に冷却される。降温されたガス状態の第２冷媒は熱交換部３１ｃに流入し、熱交換部３１ａの第１冷媒に主に潜熱を奪われて凝縮する。凝縮した第２冷媒は第２内部熱交換器３３で第２冷凍サイクル２０の低温部の第２冷媒に熱を奪われて更に降温される。
　図８は本実施形態の冷凍サイクル３０の圧力－エンタルピー線図（Ｐ－Ｈ線図）を示している。縦軸は圧力を示し、横軸はエンタルピーを示している。また、図中、各点Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ、Ｅ、Ｅ’、Ｆ、ａ、ｂ、ｂ’、ｂ”ｃ、ｄ、ｅ、ｆは、図６に示す冷凍サイクルの各点と対応し、前述の図３に対して点Ｆ及び点ｂ”が追記されている
　即ち、Ｅ’－Ｆは中間熱交換器３１の熱交換部３１ａにおける過程を表している。Ｆ－Ａは中間熱交換器３１の熱交換部３１ｂにおける過程を表している。また、ｂ’－ｂ”は中間熱交換器３１の熱交換部３１ｄにおける過程を表している。ｂ”－ｃは中間熱交換器３１の熱交換部３１ｃにおける過程を表している。
　図９は中間熱交換器３１の位置と温度との関係を示す図である。比較のため、図１０に示す冷凍サイクル３０’の中間熱交換器３１の位置と温度との関係を図１１に示す。比較例の冷凍サイクル３０’は第１レシーバ１７を中間熱交換器３１の後段に配している。その他の部分は前述の図６００に示す冷凍サイクル３０と同一である。尚、図９、図１１において縦軸は温度を示し、横軸は中間熱交換器３１の位置を示している。図中、各点Ａ、Ｆ、Ｅ’、ｂ’、ｂ”、ｃは、図６００、図１０に示す冷凍サイクル３０、３０’の各点と対応している。
　比較例の中間熱交換器３１の第２冷凍サイクル２０側では第２冷媒が熱交換部３１ｄ（ｂ’－ｂ”）で放熱され、熱交換部３１ｃ（ｂ”－ｃ）で凝縮される。また、中間熱交換器３１の第１冷凍サイクル１０側では第１冷媒が熱交換部３１ａ（Ｅ’－Ｆ）で蒸発し、熱交換部３１ｂ（Ｆ－Ａ）でも蒸発する。
　このため、熱交換部３１ｂでの第１、第２冷媒の温度差が大きくなり、熱交換による損失が大きい。また、第１レシーバー１７から流出したガス冷媒の第１冷媒が第２冷凍サイクル２０から吸熱しないため、蒸発温度のまま第１圧縮機１に流入する。従って、冷熱損失が生じやすくなる。
　これに対して、本実施形態の中間熱交換器３１の第１冷凍サイクル１０側では第１冷媒が熱交換部３１ａ（Ｅ’－Ｆ）で蒸発し、熱交換部３１ｂ（Ｆ－Ａ）で吸熱される。このため、中間熱交換器３１において潜熱熱交換と顕熱熱交換がそれぞれマッチングして行われる。従って、熱交換に要する温度差を最小限まで抑えることができ、熱交換による有効エネルギーの損失を低減することができる。また、第１冷媒が吸熱して昇温された後に第１圧縮機１１に流入するため冷熱損失を低減することができる。
　本実施形態によると、第１実施形態と同様に、第１圧縮機１１により運転される第１冷凍サイクル１０の低温部と第２圧縮機２１により運転される第２冷凍サイクル２０の高温部との間で熱交換を行う中間熱交換器３１を設けた二元冷凍サイクル式の冷凍冷蔵庫１において、第１冷凍サイクル１０に設けた第１蒸発器１４により冷蔵室２を冷却して第２冷凍サイクル２０に設けた第２蒸発器２４により冷凍室４を冷却する。このため、第１蒸発器１４と冷蔵室２との温度差を小さくできるとともに、第１、第２圧縮機１１、２１を高い効率で運転することができる。従って、従来よりも冷凍サイクル３０のＣＯＰが向上し、冷凍冷蔵庫１の消費電力を削減することができる。
　また、中間熱交換器３１の第１冷凍サイクル１０側に第１レシーバ１７を設けたので、冷凍冷蔵庫１の熱負荷が変動してもガス冷媒の第１冷媒が第２冷媒と熱交換する。これにより、第１冷媒が確実に昇温して第１圧縮機１１に送られ、中間熱交換器３１の能力を維持することができる。加えて、第１レシーバ１７から流出したガス冷媒の第１冷媒が吸熱して昇温された後に第１圧縮機１１に流入するため、冷熱損失を低減することができる。
　また、中間熱交換器３１は第１冷凍サイクル１０の上流側の熱交換部３１ａと第２冷凍サイクル２０の下流側の熱交換部３１ｃとが熱交換し、第１冷凍サイクル１０の下流側の熱交換部３１ｂと第２冷凍サイクル２０の上流側の熱交換部３１ｄとが熱交換するので、第１レシーバ１７を流出したガス状態の第１冷媒が高温の第２冷媒と熱交換する。これにより、第２冷媒の放熱による顕熱は第１冷媒を昇温させる顕熱に用いられ、第１、第２冷媒の熱交換の温度差を小さくすることができる。従って、熱交換による有効エネルギーの損失を低減し、冷凍冷蔵庫１の消費電力をより削減することができる。
　また、潜熱熱交換部（３１ａ、３１ｃ）で第１冷媒が第２冷媒から主に潜熱を奪い、顕熱熱交換部（３１ｂ、３１ｄ）で第１冷媒が第２冷媒から主に顕熱を奪うので、第１、第２冷媒の潜熱熱交換と顕熱熱交換がそれぞれマッチングして行われ、両者の温度差をより小さくすることができる。
　次に、図１２は第４実施形態の冷凍冷蔵庫１の冷凍サイクルを示している。説明の便宜上、前述の図６に示す第３実施形態と同様の部分には同一の符号を付している。本実施形態は、第１放熱器１２の後段に第３内部熱交換器３４が設けられる。その他の部分は第３実施形態と同様である。
　第３内部熱交換器３４は第１放熱器１２の後段に配された熱交換部３４ａと中間熱交換器３１の後段に配された熱交換部３４ｂとを隣接し、互いに壁面を介して熱交換可能に形成される。熱交換部３４ａは第１放熱器１２から流出した高温の第１冷媒が流通し、熱交換部３４ｂは中間熱交換器３１を流出した後の低温の第１冷媒が流通する。
　第１放熱器１２で液化した第１冷媒は第３内部熱交換器３４の熱交換部３４ａに流入する。また、中間熱交換器３１の熱交換部３１ｂから流出した第１冷媒は第３内部熱交換器３４の熱交換部３４ｂに流入する。熱交換部３４ａの第１冷媒（高温冷媒）は熱交換部３４ｂに流入した第１冷媒（低温冷媒）に熱を奪われる。
　そして、第３内部熱交換器３４の熱交換部３４ａから流出した第１冷媒は第１内部熱交換器３２の熱交換部３２ａに流入する。また、第３内部熱交換器３４の熱交換部３４ｂから流出した第１冷媒は第１圧縮機１１に戻る。
　図１３は本実施形態の冷凍サイクル３０の圧力－エンタルピー線図（Ｐ－Ｈ線図）を示している。縦軸は圧力を示し、横軸はエンタルピーを示している。また、図中、各点Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｃ’、Ｄ、Ｅ、Ｅ’、Ｆ、Ｆ’、ａ、ｂ、ｂ’、ｂ”ｃ、ｄ、ｅ、ｆは、図１２に示す冷凍サイクルの各点と対応し、前述の図８に対して点Ｃ’、Ｆ’、ｆ’が追記されている。
　即ち、Ｃ－Ｃ’は第３内部熱交換器３４の熱交換部３４ａにおける過程を表している。Ｃ’－Ｄは第１内部熱交換器３２の熱交換部３２ａにおける過程を表している。Ｆ－Ｆ’は中間熱交換器３１の熱交換部３１ｂにおける過程を表している。Ｆ’－Ａは第３内部交換器３４の熱交換部３４ｂにおける過程を表している。また、ｆ－ｆ’は第２内部熱交換器３３の熱交換部３３ｂにおける過程を表している。ｆ’－ａは第１内部熱交換器３２の熱交換部３２ｂにおける過程を表している。
　蒸発熱の発生量が第１冷凍サイクル１０より少ない第２冷凍サイクル２０は冷媒流量が第１冷凍サイクル１０より少ない。しかし、中間熱交換器３１で第２冷凍サイクル２０の第２冷媒から第１冷凍サイクル１０の第１冷媒が熱を奪うと、第１冷媒の温度は周囲温度より１０℃以上低くなる場合が多くなる。このため、第３内部熱交換器３４が存在していない場合は、機械室に設置される第１圧縮機１１の吸い込み配管が周囲温度よりも低温になり、熱損失が生じる。
　これに対して、第３内部熱交換器３４を設けると、中間熱交換器３１から流出した第１冷媒が図１３の吸熱過程Ｆ´－Ａで第３内部熱交換器３４の冷熱回収により周囲温度程度まで加熱される。このため、第１圧縮機１１の吸い込み配管による熱損失を抑えることができる。
　図１４は第１減圧装置１３がキャピラリーチューブであることを利用して、第１内部熱交換器３２及び第３内部熱交換器３４を構成した例を示している。即ち、第１減圧装置１３を第１内部熱交換器３２または第３内部熱交換器３４の熱交換配管として機能させている。同図では、第１減圧装置１３が第１内部熱交換器３２の熱交換部３２ａ及び第３内部熱交換器３４の熱交換部３４ａを構成しているが、どちらか一方にしてもよい。
　第１減圧装置１３は第３内部熱交換器３４の熱交換部３４ａを形成し、半田付け等により配管同士を接合して熱交換部３４ｂに密着する。また、第１減圧装置１３は第１内部熱交換器３２の熱交換部３２ａを形成し、半田付け等により配管同士を接合して熱交換部３２ｂに密着する。
　第１減圧装置１３に流入した高温高圧の第１冷媒は、最初に第３内部熱交換器３４で中間熱交換器３１から流出した低温低圧の第１冷媒により熱を奪われる。続いて第１冷媒は第１内部熱交換器３２で第２内部熱交換器３３から流出した低温低圧の第２冷媒により熱を奪われる。従って、第１冷媒は第３内部熱交換器３４と第１内部熱交換器３２で熱を奪われながら膨張し、低温低圧の冷媒となる。
　これにより、キャピラリーチューブからなる第１減圧装置１３を第１内部熱交換器３２または第３内部熱交換器３４の熱交換配管として機能させることにより、部品点数を削減して冷凍冷蔵庫１の製造コストを引き下げることができる。
　同様に、第２減圧装置２３がキャピラリーチューブであることを利用して、第２減圧装置２３を第２内部熱交換器３３の熱交換部３３ａとして機能させることができる。この時、第２減圧装置２３は第２内部熱交換器３３の内部で熱交換部３３ｂに密着させ、半田付けなどで接合する。
　第２減圧装置２３に流入した高温高圧の第２冷媒は第２内部熱交換器３３で第２レシーバ２７から流出した低温低圧の第２冷媒により熱を奪われる。第２冷媒は第２内部熱交換器３３で熱を奪われながら膨張し、低温低圧の冷媒となる。これにより、上記と同様に、部品点数を削減して冷凍冷蔵庫１の製造コストを引き下げることができる。
　尚、前述の第１、第３実施形態の第１、第２減圧装置１３、２３をキャピラリーチューブにより形成し、第１、第２内部熱交換器３２、３３を同様に構成してもよい。
　本実施形態によると、第１実施形態と同様に、第１圧縮機１１により運転される第１冷凍サイクル１０の低温部と第２圧縮機２１により運転される第２冷凍サイクル２０の高温部との間で熱交換を行う中間熱交換器３１を設けた二元冷凍サイクル式の冷凍冷蔵庫１において、第１冷凍サイクル１０に設けた第１蒸発器１４により冷蔵室２を冷却して第２冷凍サイクル２０に設けた第２蒸発器２４により冷凍室４を冷却する。このため、第１蒸発器１４と冷蔵室２との温度差を小さくできるとともに、第１、第２圧縮機１１、２１を高い効率で運転することができる。従って、従来よりも冷凍サイクル３０のＣＯＰが向上し、冷凍冷蔵庫１の消費電力を削減することができる。
　また、第１冷凍サイクル１０の高温の第１冷媒と低温の第１冷媒との間で熱交換を行う第３内部熱交換器３４を設けたので、第３内部熱交換器３４の冷熱回収により低温の第１冷媒が周囲温度程度まで加熱される。このため、第１圧縮機１１の吸い込み配管による熱損失を抑えることができる。
　また、第３内部熱交換器３４が第１放熱器１２から流出した第１冷媒と中間熱交換器３１から流出した第１冷媒との間で熱交換を行うので、第１冷媒の冷熱を容易に回収することができる。
　また、第２内部熱交換器３３が中間熱交換器３１から流出した第２冷媒と第２蒸発器２４から流出した第２冷媒との間で熱交換を行うので、第２冷媒の冷熱を容易に回収することができる。これにより、第２内部熱交換器３３の冷熱回収により低温の第２冷媒が周囲温度程度まで加熱される。このため、第２圧縮機２１の吸い込み配管による熱損失を抑えることができる。
　また、第１内部熱交換器３２が第３内部熱交換器３４から流出した第１冷媒と第２内部熱交換器３３から流出した第２冷媒との間で熱交換を行うので、第２冷媒の冷熱を容易に回収することができる。
　また、第１蒸発器１４の前段に配した第１減圧装置１３がキャピラリーチューブから成り、第１減圧装置１３が第１内部熱交換器３２または第３内部熱交換器３４の熱交換配管として機能するので、部品点数を削減して冷凍冷蔵庫１のコストを削減することができる。
　また、第２蒸発器２４の前段に配した第２減圧装置２３がキャピラリーチューブから成り、第２減圧装置２３が第２内部熱交換器３３の熱交換配管として機能するので、部品点数を削減して冷凍冷蔵庫１のコストを削減することができる。
　第１～第４実施形態において、第１、第２冷媒にイソブタン等の同じ冷媒を用いて説明しているが、異なる冷媒を用いてもよい。この時、第１冷媒の沸点を第２冷媒の沸点よりも高くするとよい。これにより、第２冷媒が第１冷媒よりも蒸気密度が高くなり、第２冷凍サイクル２０の性能をより向上することができるのでさらに好ましい。
　例えば、第１冷媒としてイソブタン（沸点－１２℃）を用い、第２冷媒としてプロパン（沸点－４０．０９℃）または二酸化炭素（沸点－７８．５℃）を用いると容易に実現することができる。これらの冷媒はいずれも自然界に大量に存在する物質を利用する自然冷媒である。従って、自然冷媒を用いる冷凍サイクルの冷却効率を高めることにより、冷凍冷蔵庫１の環境負荷のさらなる低減を実現することができる。
　次に、図１５は第５実施形態の冷凍冷蔵庫を示す側面断面図である。冷凍冷蔵庫１の本体部は断熱箱体３を有している。断熱箱体３の上部には貯蔵物を冷蔵保存する冷蔵室２が配される。冷蔵室２の前面は回動式の断熱扉２ａにより開閉される。
　冷蔵室２の下方には断熱壁７を介して貯蔵物を冷凍保存する冷凍室４が配される。冷凍室４は前部に配される仕切壁８によって仕切られ、収納ケース４ｃ、４ｄが上下に配される。冷凍室４の前面は収納ケース４ｃ、４ｄとそれぞれ一体の引き出し式の断熱扉４ａ、４ｂにより開閉される。
　断熱壁７は断熱箱体３の周壁（上壁、底壁、側壁及び背壁）と同等レベルの断熱性能を持たせている。これにより、冷蔵室２と冷凍室４との間の熱交換が抑制される。
　冷蔵室２の上部後方には第１圧縮機１１が配される第１機械室５が設けられる。冷凍室４の下部後方には第２圧縮機２１が配される第２機械室６が設けられる。第１、第２圧縮機１１、２１によって第１、第２冷凍サイクル１０、２０（図１６参照）がそれぞれ運転される。
　冷蔵室２の背面には第１圧縮機１１に接続される第１蒸発器１４が配され、第１蒸発器１４の上方には冷蔵室送風機１５が配される。冷凍室４の背面には第２圧縮機２１に接続される第２蒸発器２４が配され、第２蒸発器２４の上方には冷凍室送風機２５が配される。
　第１蒸発器１４と熱交換して冷却された冷気は冷蔵室送風機１５により冷蔵室２に吐出される。該冷気は冷蔵室２内を流通し、第１蒸発器１４に戻る。これにより、冷蔵室２が冷却される。第２蒸発器２４と熱交換して冷却された冷気は冷凍室送風機２５により冷凍室４に吐出される。冷凍室４に吐出された冷気は冷凍室４内を流通し、第２蒸発器２４に戻る。これにより、冷凍室４が冷却される。
　図１６は冷凍冷蔵庫１の配管を示す背面斜視図である。また、図１７は冷凍冷蔵庫１の冷凍サイクルを示している。冷凍冷蔵庫１の冷凍サイクル３０は第１、第２冷凍サイクル１０、２０が中間熱交換器３１により連結されたカスケード式の二元冷凍サイクルになっている。尚、図１６において第１冷凍サイクル１０を実線で示し、第２冷凍サイクル２０を破線で示している。
　第１圧縮機１１により運転される第１冷凍サイクル１０は冷媒管１０ａにより接続される第１放熱器１２、第１ドライヤ１６、第１減圧装置１３、第１蒸発器１４を有している。冷媒管１０ａ内にはイソブタン等の第１冷媒が矢印Ｓ１の方向に流通する。即ち、第１冷媒は第１圧縮機１１、第１放熱器１２、第１ドライヤ１６、第１減圧装置１３、第１蒸発器１４、第１圧縮機１１の順に通って循環する。
　第１放熱器１２は冷媒管１０ａを本体部の背面や側面を覆う金属板に固着して形成され、外気に放熱する。また、第１放熱器１２は前面部１２ａ及び蒸発部１２ｂを有している。前面部１２ａは仕切壁８等（図１５参照）の前部に埋設され、放熱によって断熱扉４ａ、４ｂと接触する冷凍室４の開口周縁部における結露を防止する。蒸発部１２ｂは第１機械室６に配され、蒸発皿（不図示）に回収されるドレン水を放熱により蒸発させる。これにより、高温の第１冷凍サイクル１０の第１放熱器１２によって結露防止及びドレン水の蒸発を効率よく行うことができる。
　第１ドライヤ１６は第２機械室６に配され、第１減圧装置１３に流入する第１冷媒を脱湿する。第１減圧装置１３はキャピラリチューブから成り、第１内部熱交換器３２を形成して第２蒸発器２４から流出した第２冷媒と熱交換を行う。
　第２圧縮機２１により運転される第２冷凍サイクル２０は冷媒管２０ａにより接続される第２放熱器２２、第２ドライヤ２６、第２減圧装置２３、第２蒸発器２４を有している。冷媒管２０ａ内にはイソブタン等の第２冷媒が矢印Ｓ２の方向に流通する。即ち、第２冷媒が第２圧縮機２１、第２放熱器２２、第２ドライヤ２６、第２減圧装置２３、第２蒸発器２４、第２圧縮機２１の順に通って循環する。
　第２放熱器２２は冷媒管２０ａを本体部の背面を覆う金属板に固着して形成され、外気に放熱する。第２ドライヤ２６は第１機械室５に配される。第２減圧装置２３はキャピラリチューブから成り、第２内部熱交換器３３を形成して第２蒸発器２４から流出した第２冷媒と熱交換を行う。また、第２蒸発器２４の冷媒流出側には気液を分離するアキュームレータ２８が設けられている。
　中間熱交換器３１は第１冷凍サイクル１０に設けた熱交換部３１ａと第２冷凍サイクル２０に設けた熱交換部３１ｃとから成っている。熱交換部３１ａは第１蒸発器１４の後段に配され、熱交換部３１ｃは第２放熱器２２の後段に配される。第１、第２熱交換部３１ａ、３１ｂは隣接して形成され、互いに境界壁を介して熱交換可能に形成される。
　中間熱交換器３１は断熱箱体３（図１５参照）の背壁に埋設された内管と外管とを有する二重管から成り、上下方向に延びて下端で屈曲するＵ字管に形成される。二重管の内管を第１冷媒が流通して熱交換部３１ａを形成し、外管を第２冷媒が流通して熱交換部３１ｃを形成する。熱交換部３１ａは冷媒流入口３１ｇ及び冷媒流出口３１ｈが上端に形成される。熱交換部３１ｃも同様に冷媒流入口３１ｅ及び冷媒流出口３１ｆが上端に形成され、熱交換部３１ａと冷媒の流通方向が逆方向になっている。
　また、第１、第２冷凍サイクル１０、２０には、第１、第２内部熱交換器３２、３３が設けられる。第１、第２内部熱交換器３２、３３は断熱箱体３（図１５参照）の背壁に埋設される。第２内部熱交換器３３は第２減圧装置２３と第２冷凍サイクル２０に設けた熱交換部３３ｂとを隣接し、互いに境界壁を介して熱交換可能に形成される。本実施形態では減圧装置２３を形成するキャピラリチューブと熱交換部３３ｂを形成する冷媒管とを溶接して第２内部熱交換器３３が形成される。
　熱交換部３３ｂは第２蒸発器２４の後段に配され、第２蒸発器２４から流出した低温の第２冷媒が流通する。第２減圧装置２３の冷媒流入側は第１圧縮機１１に近い本体部上部に設けられる。これにより、第２内部熱交換器３３は本体部の上部から第２蒸発器２４の配される下部に延びて形成され、熱交換長を長く確保することができる。
　第１内部熱交換器３２は第１減圧装置１３と第２冷凍サイクル２０に設けた熱交換部３２ｂとを隣接し、互いに壁面を介して熱交換可能に形成される。本実施形態では減圧装置１３を形成するキャピラリチューブと熱交換部３２ｂを形成する冷媒管とを溶接して第１内部熱交換器３２が形成される。
　熱交換部３２ｂは第２内部熱交換器３３の熱交換部３３ｂの後段に配され、第２蒸発器２４を流出した後の低温の第２冷媒が流通する。第１減圧装置１３の冷媒流入側は第２圧縮機２１に近い本体部の下部に設けられる。これにより、第１内部熱交換器３２は本体部の下部から第１蒸発器１４の配される上部に延びて形成され、熱交換長を長く確保することができる。
　上記構成の冷凍冷蔵庫１において、第１、第２圧縮機１１、２１の駆動によって冷媒管１０ａ、２０ａを第１、第２冷媒が流通する。第１、第２圧縮機１１、２１は第１、第２冷媒を圧縮して高温高圧にし、第１、第２減圧装置１３、２３は第１、第２冷媒を減圧、膨張して低温低圧にする。
　従って、第１、第２冷媒が第１、第２圧縮機１１、２１を流出して第１、第２減圧装置１３、２３に流入するまでの間は第１、第２冷凍サイクル１０、２０の高温部となる。第１、第２冷媒が第１、第２減圧装置１３、２３を流出して第１、第２圧縮機１１、２１に流入するまでの間は第１、第２冷凍サイクル１０、２０の低温部となる。
　第１圧縮機１１で圧縮された高温高圧の第１冷媒は第１放熱器１２で周囲空気に熱を奪われて凝縮する。第１放熱器１２で液化した第１冷媒は第１ドライヤ１６で脱湿され、水分が除去される。第１ドライヤ１６を流出した第１冷媒は第１減圧装置１３で減圧、膨張し、乾き度が低い低温の湿り蒸気となる。この時、第１冷媒は第１内部熱交換器３２で第２冷凍サイクル２０の低温部の第２冷媒に熱を奪われて更に降温される。
　低温の湿り蒸気となった第１冷媒は第１蒸発器１４に流入し、冷蔵室２の冷気から熱を奪って蒸発して更に乾き度の高い湿り蒸気となる。第１蒸発器１４から流出した湿り蒸気状態の第１冷媒は中間熱交換器３１に流入し、第２冷凍サイクルの高温部の第２冷媒から熱を奪いながら蒸発して過熱蒸気となる。過熱蒸気となった第１冷媒が第１圧縮機１１に戻る。これにより、第１冷媒が循環して第１冷凍サイクル１０が運転される。
　第２圧縮機２１で圧縮された高温高圧の第２冷媒は第２放熱器２２で周囲空気に熱を奪われる。第２放熱器２２で降温された第２冷媒は中間熱交換器３１に流入し、第１冷凍サイクル１０の低温部の第１冷媒に熱を奪われて更に冷却されて凝縮する。第２放熱器２２及び中間熱交換器３１で液化した第２冷媒は第２ドライヤ２６で脱湿され、水分が除去される。
　第２ドライヤ２６を流出した第２冷媒は第２減圧装置２３で減圧、膨張し、乾き度が低い低温の湿り蒸気となる。この時、第２冷媒は第２内部熱交換器３２で第２冷凍サイクル２０の低温部の第２冷媒に熱を奪われて更に降温される。低温の湿り蒸気となった第２冷媒は第２蒸発器２４に流入し、冷凍室４の冷気から熱を奪って蒸発して湿り蒸気となる。
　第２蒸発器２４から流出した湿り蒸気状態の第２冷媒は第２内部熱交換器３３及び第１内部熱交換器３２に導かれ、高温の第２冷媒及び第１冷媒から熱を奪って過熱蒸気となる。過熱蒸気となった第２冷媒は第２圧縮機２１に戻る。これにより、第２冷媒が循環して第２冷凍サイクル２０が運転される。
　尚、インバータによって第１、第２圧縮機１１、２１の回転数が制御される。これにより、冷蔵室２と冷凍室４の温度にそれぞれ対応するように、第１蒸発器１４と第２蒸発器２４の温度レベルが制御される。
　本実施形態によると、第１実施形態と同様に、冷凍サイクル３０は第１、第２冷凍サイクル１０、２０が中間熱交換器３１により連結されたカスケード式の二元冷凍サイクルに構成され、第１蒸発器１４により冷蔵室２を冷却して第２蒸発器２４により冷凍室４を冷却する。このため、第１蒸発器１４と冷蔵室２との温度差を小さくできる。また、第１、第２圧縮機１１、２１の圧縮比が小さくなるためと高い効率で第１、第２圧縮機１１、２１を運転することができる。従って、冷凍サイクル３０のＣＯＰが向上し、冷凍冷蔵庫１の消費電力を削減することができる。
　また、冷蔵室２と冷蔵室４の温度に対応してそれぞれ第１、第２冷凍サイクル１０、２０に設けた第１、第２蒸発器１４、２４により冷却するため、従来と比べて冷凍冷蔵庫１の消費電力の大幅な削減を実現できる。
　また、第１圧縮機１１が配される第１機械室５を本体部の上部に配置して、第２圧縮機２１が配される第２機械室６を本体部の下部に配置するので、点音源となる第１、第２圧縮機１１、２１が離れて配置される。点音源の音圧レベルは距離の増加に伴って減少する。例えば、距離が２倍になると音圧レベルは約６ｄＢ減少する。このため、一方の音源に近づいた際に他方の音源から離れているため使用者が感じる騒音のレベルが小さくなる。
　また、第１、第２圧縮機１１、２１が異なる室内に配置されるため同位相の音や同じ周波数の音が発生しにくくなる。これにより、第１、第２圧縮機１１、２１の音を重畳した音圧が低下するとともにうねりの発生を低減することができる。従って、冷凍冷蔵庫１の騒音を低下させることができる。
　第１機械室５を本体部下部に配置して第２機械室６を本体部上部に配置しても同様に騒音を低下させることができる。
　また、第１機械室５及び冷蔵室２を本体部上部に設けて第１蒸発器１４が冷蔵室２の背後に配され、第２機械室６及び冷凍室４を本体部下部に設けて第２蒸発器２４が冷凍室４の背後に配される。そして、中間熱交換器３１が上下に延びて第１圧縮機１１から離れた位置で上下方向に曲折され、第１機械室５の近傍の本体部上部に冷媒流入口３１ｇ、３１ｅ及び冷媒流出口３１ｈ、３１ｆが設けられる。
　これにより、第１蒸発器１４、中間熱交換器３１及び第１圧縮機１１の接続長さが短縮される。従って、第１冷凍サイクル１０の配管長を短縮し、第１冷凍サイクル１０の冷却効率をより向上することができる。
　尚、第１機械室５及び冷蔵室２を本体部下部に配して第２機械室６及び冷凍室４を本体部上部に配してもよい。この時、中間熱交換器３１は上端で屈曲し、下端に冷媒流入口３１ｇ、３１ｅ及び冷媒流出口３１ｈ、３１ｆを設けるとよい。即ち、冷蔵室２及び冷凍室４を上下に並設して第１、第２機械室５、６をそれぞれ冷蔵室２及び冷凍室４の近傍に配置する。そして、中間熱交換器３１が第１圧縮機１１から離れた位置で屈曲し、第１機械室５の近傍に冷媒流入口３１ｇ、３１ｅ及び冷媒流出口３１ｈ、３１ｆが設けられていればよい。
　また、第１減圧装置１３と第２蒸発器２４を流出した低温の第２冷媒との間で熱交換を行う第１内部熱交換器３２を設けたので、第１蒸発器１４に流入する第１冷媒のエンタルピーを低下させることができる。従って、第１蒸発器１４に流入する第１冷媒の冷却能力をさらに向上することができる。
　同様に、第２減圧装置２３と第２蒸発器２４を流出した低温の第２冷媒との間で熱交換を行う第２内部熱交換器３３を設けたので、第２蒸発器２４に流入する第２冷媒のエンタルピーを低下させることができる。従って、第２蒸発器２４に流入する第２冷媒の冷却能力をさらに向上することができる。
　この時、第１減圧装置１３の冷媒流入側が本体部下部に配されて第１内部熱交換器３２が上方に延びて第１蒸発器１４に接続される。また、第２減圧装置２３の冷媒流入側が本体部上部に配されて第１内部熱交換器３２が下方に延びて第２蒸発器１４に接続される。これにより、第１、第２内部熱交換器３２、３３の熱交換長を長くでき、第１、第２蒸発器１４、２４に流入する第１、第２冷媒のエンタルピーを確実に低下させることができる。
　尚、第１圧縮機１１及び第１蒸発器１４が本体部下部に配されて、第２圧縮機２１及び第２蒸発器２４が本体部上部に配される場合は、第１減圧装置１３の冷媒流入側を本体部上部に設けて第２減圧装置２３の冷媒流入側を本体部下部に設けるとよい。即ち、第１減圧装置１３の冷媒流入側を第２圧縮機２１の近傍に設け、第２減圧装置２３の冷媒流入側を第１圧縮機１１の近傍に設けるとよい。
　また、中間熱交換器３１の熱交換部３１ｃの冷媒流出口３１ｆが本体部上部に設けられるので、中間熱交換器３１と第２減圧装置２３との接続を短縮して第２冷凍サイクル２０の冷却効率をより向上することができる。第２圧縮機２１及び第２蒸発器２４が本体部上部に配される場合は、熱交換部３１ｃの冷媒流出口３１ｆを本体部下部に設けるとよい。即ち、熱交換部３１ｃの冷媒流出口３１ｆを第１圧縮機１１の近傍に設けるとよい。
　尚、第１機械室５及び冷凍室４を本体部下部に配して第２機械室６及び冷蔵室２を本体部上部に配してもよい。
　また、第１ドライヤ１６を第２機械室６に配置し、第２ドライヤ２６を第１機械室５に配置したので、第１ドライヤ１６と第１内部熱交換器３２との配管を短縮できるとともに第２ドライヤ２６と中間熱交換器３１との配管を短縮できる。
　また、第２ドライヤ２６が断熱材５０で覆われるので、第１機械室５からの熱侵入による低温の第２冷凍サイクル２０の第２冷媒の昇温を防止することができる。
　また、中間熱交換器３１が二重管から成り、内管を第１冷媒が流通して外管を第２冷媒が流通するので、第１冷媒が熱交換面となる内管と接触し易くなる。これにより、第１冷媒の蒸発を促進して第１冷媒を第１圧縮機１１に戻すことができる。この時、第２冷媒は内管及び外管と接触して放熱により凝縮する。また、内管及び外管を流通する第１、第２冷媒の流通方向を逆方向にしたので、蒸発後の第１冷媒による顕熱を流入側の第２冷媒に効率よく伝えることができる。従って、冷凍サイクル３０の冷却効率を向上することができる。
　また、第２圧縮機２１と中間熱交換器３１との間に第２放熱器２２を設けたので、第１、第２冷凍サイクル１０、２０全体の放熱温度をより低くすることができる。加えて、中間熱交換器３１によって第１冷媒に熱を奪われる前に第２冷媒が第２放熱器２２を流通する。これにより、第２放熱器２２で熱交換して放熱した後の第２冷媒が中間熱交換器３１で冷却されるので、より効率的に熱交換を行うことができる。
　また、第１、第２内部熱交換器３２、３３を断熱箱体３の背壁内に埋設し、第２放熱器２２を本体部の背面に配置したので、複雑な配管を背面に集中させることができる。これにより、断熱箱体３内に真空断熱材を容易に配置することができ、断熱箱体３の断熱性能を向上できる。
　また、中間熱交換器３１を断熱箱体３の背壁内に埋設したので、比較的低温の中間熱交換器３１、第２放熱器２２及び第１、第２内部熱交換器３２、３３が背面に集中して配置される。従って、冷凍冷蔵庫１の熱損失を低減することができる。
　また、アキュームレータ２８が第２蒸発器２４の冷媒流出側に設置され、第１蒸発器１４の冷媒流出側にアキュームレータが設置されない。第１蒸発器１４の後段には中間熱交換器３１が配されるため確実に第１冷媒を蒸発させることができる。このため、アキュームレータを省いても第１圧縮機１１への液冷媒の侵入を防止することができる。従って、コストを削減することができる。
　また、冷蔵室２と冷凍室４とを仕切る断熱壁７を断熱箱体３の周壁（上壁、底壁、側壁及び背壁）と同等レベルの断熱性能を持たせたので、冷蔵室２から冷凍室４への熱侵入を確実に防止することができる。これにより、第２冷凍サイクル２０により冷却される低温の冷気を冷凍室４の冷却にのみ用いることができる。従って、冷凍冷蔵庫１の消費電力をより削減することができる。
　また、第１放熱器１２の放熱の一部を前面部１２ａによって発露防止に利用し、蒸発部１２ｂによって冷凍冷蔵庫１のドレン水処理に利用するので、高温の第１冷凍サイクル１０の第１放熱器１２によって効率よく発露防止及びドレン水処理を行うことができる。
　本実施形態において、第１、第２冷媒にイソブタン等の同じ冷媒を用いて説明しているが、異なる冷媒を用いてもよい。この時、第１冷媒の沸点を第２冷媒の沸点よりも高くするとよい。これにより、第２冷媒が第１冷媒よりも蒸気密度が高くなり、第２冷凍サイクル２０の性能をより向上することができるのでさらに好ましい。
　例えば、第１冷媒としてイソブタン（沸点－１２℃）を用い、第２冷媒としてプロパン（沸点－４０．０９℃）または二酸化炭素（沸点－７８．５℃）を用いると容易に実現することができる。これらの冷媒はいずれも自然界に大量に存在する物質を利用する自然冷媒である。従って、自然冷媒を用いる冷凍サイクルの冷却効率を高めることにより、冷凍冷蔵庫１の環境負荷のさらなる低減を実現することができる。
　尚、中間熱交換器３１を省いて独立に第１、第２冷凍サイクル１０、２０を第１、第２圧縮機１１、２１により運転する冷凍冷蔵庫において、第１、第２機械室５、６を本体部の上部と下部に分散して配置することによって騒音を低減することができる。
　次に、第６実施形態の冷凍冷蔵庫について説明する。本実施形態の冷凍冷蔵庫１は前述の図１に示す第１実施形態と同様の構造を有し、冷凍サイクル３０の構成が異なっている。
　図１８は本実施形態の冷凍冷蔵庫１の冷凍サイクルを示している。冷凍冷蔵庫１は第１圧縮機１１により運転される第１冷凍サイクル１０と、第２圧縮機２１により運転される第２冷凍サイクル２０とを有している。第１冷凍サイクル１０は冷媒管１０ａにより接続される第１放熱器１２、第１減圧装置１３、第１蒸発器１４を有している。冷媒管１０ａ内にはイソブタン等の第１冷媒が矢印Ｓ１の方向に流通する。即ち、第１冷媒は第１圧縮機１１、第１放熱器１２、第１減圧装置１３、第１蒸発器１４、第１圧縮機１１の順に通って循環する。
　また、第１放熱器１２と並列に除霜用熱交換器３５が配される。第１放熱器１２の冷媒流入側には流路を切り替える三方弁３６が設けられ、三方弁３６で分岐する冷媒管１０ａが除霜用熱交換器３５に接続される。除霜用熱交換器３５の冷媒流出側には逆止弁３７が設けられる。逆止弁３７は第１放熱器１２の冷媒流出側と除霜用熱交換器３５の冷媒流出側との合流点１０ｂ近傍に配され、除霜用熱交換器３５から離れて配される。
　三方弁３６を除霜用熱交換器３５側に切り替えることによって第１冷媒は矢印Ｓ１’に示すように流通する。これにより、第１冷媒は第１圧縮機１１、除霜用熱交換器３５、第１減圧装置１３、第１蒸発器１４、第１圧縮機１１の順に通って循環する。
　第２圧縮機２１により運転される第２冷凍サイクル２０は冷媒管２０ａにより接続される第２放熱器２２、第２減圧装置２３、第２蒸発器２４を有している。冷媒管２０ａ内にはイソブタン等の第２冷媒が矢印Ｓ２の方向に流通する。即ち、第２冷媒が第２圧縮機２１、第２放熱器２２、第２減圧装置２３、第２蒸発器２４、第２圧縮機２１の順に通って循環する。
　除霜用熱交換器３５と第２蒸発器２４とは互いに熱交換可能に形成される。図１９は除霜用熱交換器３５及び第２蒸発器２４の詳細図を示している。除霜用熱交換器３５及び第２蒸発器２４の冷媒管１０ａ、２０ａは蛇行して近設され、多数のフィン３７によって連結される。これにより、フィン３７を介して除霜用熱交換器３５と第２蒸発器２４とが容易に熱交換される。冷媒管１０ａ、２０ａを隣接して設け、除霜用熱交換器３５と第２蒸発器２４との境界壁を介して互いに熱交換可能に形成してもよい。
　また、除霜用熱交換器３５の第１冷媒管１０ａの断面積が第１蒸発器１４の第１冷媒管１０ａの断面積の１／２以下に形成される。これにより、三方弁３６を第１放熱器１２側に切り替えた際に除霜用熱交換器３５に残留する第１冷媒の量を少なくすることができる。
　第１、第２放熱器１２、２２は冷凍冷蔵庫１の側面や背面等を覆う金属板（不図示）の裏側に接合して設けられる。また、第１、第２放熱器１２、２２は断熱箱体６内を延びて断熱壁７、８の扉２ａ、３ａ、４ａ近傍に配される。これにより、十分な放熱面積を確保するとともに、扉２ａ、３ａ、４ａ近傍の結露を防止することができる。
　第１、第２冷凍サイクル１０、２０には、第４実施形態（図１２参照）と同様の第２、第３内部熱交換器３３、３４が設けられ、第１内部熱交換器３２（図１２参照）が省かれている。
　第２内部熱交換器３３は第２放熱器２２の後段に配された熱交換部３３ａと第２蒸発器２４の後段に配された熱交換部３３ｂとを隣接し、互いに境界壁を介して熱交換可能に形成される。熱交換部３３ａは第２放熱器２２を流出した高温の第２冷媒が流通し、熱交換部３３ｂは第２蒸発器２４を流出した低温の第２冷媒が流通する。第２減圧装置２３がキャピラリチューブから成る場合は熱交換部３３ａを第２減圧装置２３と兼ねてもよい。
　第３内部熱交換器３４は第１放熱器１２の後段に配された熱交換部３４ａと第１蒸発器１４の後段に配された熱交換部３４ｂとを隣接し、互いに境界壁を介して熱交換可能に形成される。熱交換部３４ａは第１放熱器１２を流出した高温の第１冷媒が流通し、熱交換部３４ｂは第１蒸発器１４を流出した低温の第１冷媒が流通する。第１減圧装置１３がキャピラリチューブから成る場合は熱交換部３４ａを第１減圧装置１３と兼ねてもよい。
　上記構成の冷凍冷蔵庫１において、冷蔵室２、野菜室３及び冷凍室４の冷却時には第１、第２圧縮機１１、２１の駆動によって冷媒管１０ａ、２０ａを第１、第２冷媒が流通する。第１、第２圧縮機１１、２１は第１、第２冷媒を圧縮して高温高圧にし、第１、第２減圧装置１３、２３は第１、第２冷媒を減圧、膨張して低温低圧にする。
　第１圧縮機１１で圧縮された高温高圧の第１冷媒は第１放熱器１２で周囲空気に熱を奪われて凝縮する。第１放熱器１２から流出した第１冷媒は逆止弁３７によって除霜用熱交換器３５への流入が防止される。この時、逆止弁３７が除霜用熱交換器３５から離れて合流点１０ｂの近傍に配される。このため、第１放熱器１２から流出した高温の第１冷媒から第１冷媒管１０ａを介した伝熱による第２蒸発器２４の昇温を低減することができる。
　第１放熱器１２で液化した第１冷媒は第３内部熱交換器３４に流入し、第１蒸発器１４を流出した第１冷媒と熱交換して更に降温される。第３内部熱交換器３４で冷却されて過冷却度が大きくなった液体状態の第１冷媒は第１減圧装置１３に流入する。第１冷媒は第１減圧装置１３で減圧、膨張し、乾き度が低い低温の湿り蒸気となる。
　低温の湿り蒸気となった第１冷媒は第１蒸発器１４に流入し、冷蔵室２の冷気から熱を奪って蒸発して更に乾き度の高い湿り蒸気となる。第１蒸発器１４から流出した湿り蒸気状態の第１冷媒は第３内部熱交換器３４に流入し、第１放熱器１２を流出した高温の第１冷媒から熱を奪いながら蒸発して過熱蒸気となる。過熱蒸気となった第１冷媒が第１圧縮機１１に戻る。これにより、第１冷媒が循環して第１冷凍サイクル１０が運転され、冷蔵室２及び野菜室３が冷却される。
　第２圧縮機２１で圧縮された高温高圧の第２冷媒は第２放熱器２２で周囲空気に熱を奪われて凝縮する。第２放熱器２２で液化した第２冷媒は第２内部熱交換器３３に流入し、第２蒸発器２４を流出した第２冷媒と熱交換して更に降温される。第２内部熱交換器３３で冷却されて過冷却度が大きくなった液体状態の第２冷媒は第２減圧装置２３に流入する。第２冷媒は第２減圧装置１３で減圧、膨張し、乾き度が低い低温の湿り蒸気となる。
　低温の湿り蒸気となった第２冷媒は第２蒸発器２４に流入し、冷凍室４の冷気から熱を奪って蒸発して更に乾き度の高い湿り蒸気となる。第２蒸発器２４から流出した湿り蒸気状態の第２冷媒は第２内部熱交換器３３に流入し、第２放熱器２２を流出した高温の第２冷媒から熱を奪いながら蒸発して過熱蒸気となる。過熱蒸気となった第２冷媒が第２圧縮機２１に戻る。これにより、第２冷媒が循環して第２冷凍サイクル１０が運転され、冷凍室４が冷却される。
　図２０は第２蒸発器２４の除霜時の動作を示すフローチャートである。ステップ＃１１では第２蒸発器２４の除霜を行うため第２圧縮機２１が停止される。ステップ＃１２では第１圧縮機１１が停止される。ステップ＃１３では三方弁３６が除霜用熱交換器３５側に切り替えられる。
　ステップ＃１４では第１圧縮機１１を停止してから所定時間が経過するまで待機する。これにより、冷蔵室２及び野菜室３の温度が上昇する。所定時間が経過して冷蔵室２及び野菜室３が設定温度の上限近傍になると、ステップ＃１５に移行する。該所定時間が経過した後に三方弁３６を除霜用熱交換器３５側に切り替えてもよい。また、待機期間は時間に依らなくてもよい。即ち、冷蔵室２または野菜室３に温度センサを設け、温度センサによって設定温度の上限を検知するまで所定期間待機した後にステップ＃１５に移行してもよい。
　ステップ＃１５では第１圧縮機１１が駆動される。これにより、第１冷凍サイクル１０が運転され、高温部の除霜用熱交換器３５との熱交換によって第２蒸発器２４を昇温して除霜が行われる。また、冷蔵室２及び野菜室３が冷却される。ステップ＃１４で予め冷蔵室２及び野菜室３を昇温しておくことで除霜時の冷蔵室２及び野菜室３の過冷却を防止することができる。
　ステップ＃１６では所定時間が経過するまで待機する。これにより、第２蒸発器２４の除霜が進行し、所定時間が経過して除霜が完了するとステップ＃１７に移行する。ステップ＃１７では三方弁３６が第１放熱器１２側に切り替えられる。ステップ＃１８では所定時間が経過するまで待機する。三方弁３６の切り替え時に第１圧縮機１１を一時停止してもよい。また、該所定時間が経過後に三方弁３６を第１放熱器１２側に切り替えてもよい。
　所定時間が経過するとステップ＃１９に移行して第２圧縮機２１が駆動される。これにより、第２冷凍サイクル２０が運転され、冷凍室４が冷却される。
　冷蔵室２を冷却する第１蒸発器１４は第２蒸発器２４よりも温度が高いため、第２蒸発器２４よりも着霜量が少ない。また、冷蔵室２内の空気の温度が０℃以上である。従って、第１圧縮機１１を停止して冷蔵室送風機３１を運転させるだけで冷蔵室２の空気の熱により第１蒸発器１４を除霜することができる。このため、除霜ヒータ５１（図１参照）は通常駆動されず、異常着霜時に駆動される。
　本実施形態によると、第１、第２圧縮機１１、２１によってそれぞれ第１、第２冷凍サイクル１０、２０を運転して第１、第２蒸発器１４、２４により冷蔵庫２及び冷凍室４を冷却するので、冷蔵室２を冷却する第１蒸発器１４の温度を第２蒸発器２４よりも高く維持して冷却効率が向上し、冷凍冷蔵庫１の消費電力を低減することができる。
　また、第１冷凍サイクル１０の高温部の熱によって第２冷凍サイクル２０の第２蒸発器２４を除霜するので、第１冷凍サイクル１０の第１放熱器１２及び第２冷凍サイクル２０の第２放熱器２２が低温にならない。従って、冷凍冷蔵庫１の側面や背面等の結露を防止することができる。また、第２蒸発器２２を除霜するヒータを別途設ける必要がなく、除霜時のヒータ等による昇温を抑制できる。従って、除霜による電力消費を抑制して冷凍冷蔵庫１の消費電力を低く維持することができる。
　また、第１放熱器１２と除霜用熱交換器３５とを並列に配し、冷媒流入側及び冷媒流出側にそれぞれ三方弁３６及び逆止弁３７を設けるので、第１冷凍サイクル１０の高温部の熱によって第２冷凍サイクル２０の第２蒸発器２４を除霜する冷凍冷蔵庫１を容易に実現することができる。
　また、逆止弁３７を除霜用熱交換器３５から離れて合流点１０ａ近傍に配置したので、第１放熱器１２から流出した高温の第１冷媒から第１冷媒管１０ａを介した伝熱による第２蒸発器２４の昇温を低減することができる。従って、冷凍冷蔵庫１の冷却効率を向上することができる。
　また、第２蒸発器２４の除霜前に第１圧縮機１１を所定期間停止したので、予め冷蔵室２及び野菜室３を昇温して除霜時の冷蔵室２及び野菜室３の過冷却を防止することができる。
　また、除霜用熱交換器３５の第１冷媒管１０ａの断面積が第１蒸発器１４の第１冷媒管１０ａの断面積の１／２以下に形成されるため、第２蒸発器２４の除霜が終了して三方弁３６を第１放熱器１２側に切替えた後に除霜用熱交換器３５には多量の第１冷媒が残留しない。従って、第１冷凍サイクル１０に封入される冷媒量を抑制することができる。
　尚、第１～第６実施形態において、室内温度の異なる第１、第２冷却室にそれぞれ第１、第２蒸発器１４、２４を配置する二元式の冷凍サイクルを備えた冷却庫であればどのようなものにも同様に適用が可能である。即ち、家庭用の冷凍冷蔵庫１を中心とする冷凍サイクル応用機器に適用することができる。
　次に、図２１は第７実施形態の冷凍冷蔵庫を示す正面図である。冷凍冷蔵庫１は本体部を形成する断熱箱体６の上部に貯蔵物を冷蔵保存する冷蔵室２が配される。冷蔵室２の下方には貯蔵物を冷凍保存する冷凍室４が断熱壁８を介して配される。冷蔵室２の前面は回動式の扉（不図示）により開閉される。冷凍室４の前面は収納ケース（不図示）と一体の引き出し式の扉（不図示）により開閉される。
　冷凍室４の後方には機械室５が設けられる。機械室５内には詳細を後述する第１、第２冷凍サイクル１０、２０をそれぞれ運転する第１、第２圧縮機１１、２１（図２２参照）が配される。
　冷蔵室２の下部には仕切壁２ａにより上部と隔離される隔離室７ａ、７ｂが設けられる。隔離室７ａ、７ｂは冷蔵室２の上部よりも低温に維持される氷温室やチルド室から成っている。冷蔵室２の背面は金属製の冷却板１４ｂで覆われる。詳細を後述するように、冷却板１４ｂは第１蒸発器１４（図２２参照）を形成して冷熱を輻射する。
　冷凍室４の背後にはダクト（不図示）が形成され、ダクト内に第２蒸発器２４が配される。第２蒸発器２４の上方には冷凍室送風機２５が設けられる。冷凍室送風機２５の駆動によって第２蒸発器２４と熱交換した冷気が上部の吐出口４ａから冷凍室４に吐出される。冷凍室４内の冷気は下部の戻り口４ｂを介して第２蒸発器２４に戻される。
　図２２は冷蔵庫１の冷凍サイクルの配管を示す正面断面図である。冷凍冷蔵庫１は第１圧縮機１１により運転される第１冷凍サイクル１０と、第２圧縮機２１により運転される第２冷凍サイクル２０とを有している。第１冷凍サイクル１０は冷媒管１０ａにより接続される第１放熱器１２、第１減圧装置１３、第１蒸発器１４を有している。冷媒管１０ａ内にはイソブタン等の第１冷媒が矢印Ｓ１の方向に流通する。即ち、第１冷媒は第１圧縮機１１、第１放熱器１２、第１減圧装置１３、第１蒸発器１４、第１圧縮機１１の順に通って循環する。
　第２圧縮機２１により運転される第２冷凍サイクル２０は冷媒管２０ａにより接続される第２放熱器２２、第２減圧装置２３、第２蒸発器２４を有している。冷媒管２０ａ内にはイソブタン等の第２冷媒が矢印Ｓ２の方向に流通する。即ち、第２冷媒が第２圧縮機２１、第２放熱器２２、第２減圧装置２３、第２蒸発器２４、第２圧縮機２１の順に通って循環する。
　第１蒸発器１４は冷媒が流通する冷媒管１４ａに冷却板１４を固着して形成されている。冷却板１４ｂは熱伝導率の高い金属板から成り、正面形状が略矩形に形成される。冷却板１４ｂの材料として、アルミニウム、ステンレス鋼、銅、黄銅、メッキ鋼板等を選択することができる。熱伝導率、防錆性、強度、軽さ、価格等を考慮して冷却板１４ｂをアルミニウムにより形成するとより望ましい。また、冷却板１４ｂの厚みは０．５ｍｍ～１ｍｍに形成される。これにより、十分な熱伝導性能を有することができるとともに、安価で高い強度を得ることができる。
　また、第１蒸発器１４の冷媒管１４ａは冷媒の流入側が下方に配されて流出側が上方に配され、第１冷媒が下方から上方に向かって流通する。冷却板１４ｂは熱伝導率が高いため温度がほぼ均一化されるが、冷媒の流入側が流出側よりも低温になる。このため、隔離室７ａ、７ｂに面した冷媒管１４ａの温度が低く、隔離室７ａ、７ｂを確実に低温に維持することができる。
　第２蒸発器２４は冷媒管に多数のフィンを接合して形成される。冷凍室４背面のダクト（不図示）を流通する冷気がフィンと熱交換して冷気が生成され、冷凍室４に吐出される。
　第１、第２放熱器１２、２２は断熱箱体６の背面を覆う金属製の背面板（不図示）に接合して設けられる。また、第１、第２放熱器１２、２２は断熱箱体６内を延びて断熱壁８の前部に配される。これにより、十分な放熱面積を確保するとともに、冷蔵室２及び冷凍室４の扉近傍の結露を防止することができる。
　図２３は冷凍冷蔵庫１の構成を示すブロック図である。冷凍冷蔵庫１は各部を制御する制御部６５を備えている。制御部６５には第１、第２圧縮機１１、２１、冷凍室送風機２５、操作パネル６６、扉開閉検知部６３、温度センサ６１、６２、湿度センサ６４が接続される。操作パネル６６は冷蔵室２の扉に設けられ、冷蔵室２及び冷凍室４の室内温度を設定する。
　扉開閉検知部６３は冷蔵室２の扉の開閉を検知する。温度センサ６１、６２はそれぞれ冷蔵室２及び冷凍室４の室内温度を検知する。温度センサ６１、６２の検知温度に基づいて制御部６５により第１、第２圧縮機１１、２１を駆動し、冷蔵室２及び冷凍室４が設定温度に維持される。湿度センサ６４は冷蔵室２内の湿度を検知する。
　上記構成の冷凍冷蔵庫１において、冷蔵室２及び冷凍室４の冷却時には第１、第２圧縮機１１、２１の駆動によって冷媒管１０ａ、２０ａを第１、第２冷媒が流通する。第１、第２圧縮機１１、２１は第１、第２冷媒を圧縮して高温高圧にし、第１、第２減圧装置１３、２３は第１、第２冷媒を減圧、膨張して低温低圧にする。
　第１圧縮機１１で圧縮された高温高圧の第１冷媒は第１放熱器１２で周囲空気に熱を奪われて凝縮する。第１放熱器１２で液化した第１冷媒は第１減圧装置１３に流入する。第１冷媒は第１減圧装置１３で減圧、膨張し、乾き度が低い低温の湿り蒸気となる。
　低温の湿り蒸気となった第１冷媒は第１蒸発器１４に流入し、冷却板１４ｂが冷蔵室２内の冷気から熱を奪って蒸発して更に乾き度の高い湿り蒸気となる。第１蒸発器１４から流出した湿り蒸気状態の第１冷媒は第１圧縮機１１に戻る。これにより、第１冷媒が循環して第１冷凍サイクル１０が運転される。
　冷蔵室２は背面を覆う冷却板１４ｂ全体から冷熱が輻射されて輻射冷却される。これにより、冷蔵室２内の貯蔵物に直接冷気が当たらず、貯蔵物の乾燥を防止することができる。
　第２圧縮機２１で圧縮された高温高圧の第２冷媒は第２放熱器２２で周囲空気に熱を奪われて凝縮する。第２放熱器２２で液化した第２冷媒は第２減圧装置２３に流入する。第２冷媒は第２減圧装置１３で減圧、膨張し、乾き度が低い低温の湿り蒸気となる。
　低温の湿り蒸気となった第２冷媒は第２蒸発器２４に流入し、冷凍室４のダクトを流通する冷気から熱を奪って蒸発して更に乾き度の高い湿り蒸気となる。第２蒸発器２４から流出した湿り蒸気状態の第２冷媒は第２圧縮機２１に戻る。これにより、第２冷媒が循環して第２冷凍サイクル１０が運転される。冷凍室４は第２蒸発器２４で熱交換した冷気が吐出されて冷却される。
　また、冷蔵室２の扉を開いて閉じられると、冷蔵室２内に湿った外気が流入する。扉の開閉が扉開閉検知部６３により検知されると、温度センサ６１及び湿度センサ６４によって冷蔵室２内の温度及び湿度が検知される。制御部６５は冷蔵室２内の温度及び湿度から露点温度を演算により導出する。そして、冷蔵室２内が露点温度以下になるように第１圧縮機１１を所定期間駆動する。
　これにより、湿った外気の水分が冷却板１４ｂの表面に結露して冷却板１４ｂが曇った状態になる。湿度センサ６４の検知によって冷蔵室２内の湿度が所定値よりも低下すると、第１圧縮機１１は冷蔵室２が設定温度になるように制御される。この時、冷却板１４ｂの表面の結露が徐々に蒸発し、冷蔵室２内に貯蔵物の乾燥がより防止される。
　冷却板１４ｂの表面に結露を保持するため、再度扉を開いた際に水分を流出させずに外気の水分が流入する。これにより、扉を開く毎に湿った外気の水分を結露させて冷却板１４ｂにより保持し、冷蔵室２の保湿効果を向上することができる。
　本実施形態によると、第１、第２圧縮機１１、２１によってそれぞれ第１、第２冷凍サイクル１０、２０を運転して第１、第２蒸発器１４、２４により冷蔵庫２及び冷凍室４を冷却し、第１蒸発器１４が冷却板１４ｂを有する。これにより、冷気を貯蔵物に直接当てずに貯蔵物の乾燥を防止するとともに冷蔵室２の壁面を覆う冷却板１４ｂから一様に冷熱を輻射して冷蔵室２内の温度分布を均一にできる。
　また、貯蔵物を収納した直後の高負荷時等に冷蔵室２及び冷凍室４が十分な冷却能力を得ることができる。特に、冷蔵室２の高負荷時に第２蒸発器２４を降温させることができ、冷凍室４の冷却不足を防止することができる。また、冷凍室４の高負荷時に第１蒸発器１４を降温することができ、冷却板１４ｂに結露を保持して冷蔵室２内の湿度を維持することができる。これにより、冷凍室４が高負荷となった場合でも冷蔵室２の貯蔵物の乾燥をより低減することができる。
　また、圧縮機の断熱圧縮効率は圧縮比が小さいほど高くなる。このため、第１、第２圧縮機１１、２１でそれぞれ第１、第２冷凍サイクル１０、２０を運転することにより、圧縮比を下げ、第１、第２圧縮機１１、２１を高い効率で作動できる。
　また、冷蔵室２の扉を開いて閉じた際に第１蒸発器が該露点温度以下になるように第１冷凍サイクル１０を運転するので、冷却板１４ｂによって外気の水分を結露させて保持し、貯蔵物の乾燥を更に低減することができる。
　また、冷蔵室２の下部に上部よりも低温の隔離室７ａ、７ｂを設け、第１蒸発器１４の冷媒管１４ａが下方から上方に冷媒が流通する。金属板から成る冷却板１４ｂは熱伝導率が高いため温度が均一化されるが、冷媒の流入側が流出側よりも低温になる。このため、隔離室７ａ、７ｂに面した冷媒管１４ａの温度が低く、隔離室７ａ、７ｂを確実に低温に維持することができる。
　次に、図２４は第８実施形態の冷凍冷蔵庫の冷凍サイクルの配管を示す正面断面図である。本実施形態の冷凍冷蔵庫１の冷凍サイクル３０は前述の図５に示す第２実施形態と同様に構成される。即ち、第１、第２冷凍サイクル１０、２０が中間熱交換器３１により連結されたカスケード式の二元冷凍サイクルになっている。その他の部分は第１実施形態と同様である。
　中間熱交換器３１は第１冷凍サイクル１０に設けた熱交換部３１ａと第２冷凍サイクル２０に設けた熱交換部３１ｂとを隣接し、互いに壁面を介して熱交換可能に形成される。熱交換部３１ａは第１蒸発器１４の後段に配され、熱交換部３１ｂは第２放熱器２２の後段に配される。従って、中間熱交換器３１によって第１冷凍サイクル１０の低温部と第２冷凍サイクル２０の高温部との間で熱交換が行われる。
　上記構成の冷凍冷蔵庫１において、第１、第２圧縮機１１、２１の駆動によって冷媒管１０ａ、２０ａを第１、第２冷媒が流通する。第１、第２圧縮機１１、２１は第１、第２冷媒を圧縮して高温高圧にし、第１、第２減圧装置１３、２３は第１、第２冷媒を減圧、膨張して低温低圧にする。
　第１圧縮機１１で圧縮された高温高圧の第１冷媒は第１放熱器１２で周囲空気に熱を奪われて凝縮する。第１放熱器１２で液化した冷媒は第１減圧装置１３に流入する。第１冷媒は第１減圧装置１３で減圧、膨張し、乾き度が低い低温の湿り蒸気となる。
　低温の湿り蒸気となった第１冷媒は第１蒸発器１４に流入し、冷蔵室２の冷気から熱を奪って蒸発して更に乾き度の高い湿り蒸気となる。第１蒸発器１４から流出した湿り蒸気状態の第１冷媒は中間熱交換器３１に流入し、第２冷凍サイクルの高温部の第２冷媒から熱を奪いながら蒸発して過熱蒸気となる。過熱蒸気となった第１冷媒が第１圧縮機１１に戻る。これにより、第１冷媒が循環して第１冷凍サイクル１０が運転される。
　第２圧縮機２１で圧縮された高温高圧の第２冷媒は第２放熱器２２で周囲空気に熱を奪われる。第２放熱器２２で降温された第２冷媒は中間熱交換器３１に流入し、第１冷凍サイクル１０の低温部の第１冷媒に熱を奪われて更に冷却されて凝縮する。液化した第２冷媒は第２減圧装置２３に流入する。
　第２冷媒は第２減圧装置２３で減圧、膨張し、低温の湿り蒸気となる。低温の湿り蒸気となった第２冷媒は第２蒸発器２４に流入し、冷凍室４の冷気から熱を奪って蒸発して湿り蒸気となる。第２蒸発器２４から流出した湿り蒸気状態の第２冷媒は第２圧縮機２１に戻る。これにより、第２冷媒が循環して第２冷凍サイクル２０が運転される。
　尚、第２圧縮機２１は第１圧縮機１１の駆動してから中間熱交換器３１の温度が低下した後に駆動される。そして、冷蔵室２及び冷凍室４の温度、中間熱交換器３１の熱交換部３１ａ、３１ｂの温度差を監視し、これらが所定値になるようにインバータ制御によって第１、第２圧縮機１１、２１の回転数が制御される。
　本実施形態によると、第７実施形態と同様の効果を得ることができる。更に、中間熱交換器３１を設けたので、中間熱交換器３１によって第２冷凍サイクル２０の高温部の熱が吸熱される。これにより、第２蒸発器２４を中間熱交換器３１よりも更に降温して容易に低温の冷気を生成することができる。
　本実施形態において、第１、第２冷凍サイクル１０、２０を流通する第１、第２冷媒はイソブタンから成っているが、異なる冷媒を用いてもよい。この時、第２冷媒の沸点を第１冷媒の沸点よりも低くするとより望ましい。これにより、第２冷媒が第１冷媒よりも蒸気密度が高くなり、第２冷凍サイクル２０の性能をより向上することができる。例えば、第１冷媒としてイソブタン（沸点－１２℃）を用い、第２冷媒としてプロパン（沸点－４０．０９℃）または二酸化炭素（沸点－７８．５℃）を用いると容易に実現することができる。
　また、第７、第８実施形態において、第１放熱器１２を流出した第１冷媒と第１蒸発器１４を流出した第１冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器を設けてもよい。これにより、第１蒸発器１４に流入前の第１冷媒のエンタルピーを低下させることができ、第１蒸発器１４に流入する第１冷媒の冷却能力をさらに向上することができる。同様に、第２放熱器２２を流出した第２冷媒と第２蒸発器２４を流出した第２冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器を設けてもよい。
　本発明によると、冷蔵室及び冷凍室をそれぞれ冷却する第１、第２蒸発器を備えた冷凍冷蔵庫に利用することができる。また、温度の異なる第１、第２冷却室をそれぞれ冷却する第１、第２蒸発器を備えた冷却庫に利用することができる。
　　　１　　冷凍冷蔵庫
　　　２　　冷蔵室
　　　３　　野菜室
　　　４　　冷凍室
　　１０　　第１冷凍サイクル
　　１０ａ、２０ａ　冷媒管
　　１１　　第１圧縮機
　　１２　　第１放熱器
　　１３、４３ａ　第１減圧装置
　　１４、４４ａ　第１蒸発器
　　１４ａ　冷却板
　　１５　　冷蔵室送風機
　　１６　　第１ドライヤ
　　１７　　第１レシーバ
　　２０　　第２冷凍サイクル
　　２１　　第２圧縮機
　　２２　　第２放熱器
　　２３、４３ｂ　第２減圧装置
　　２４、４４ｂ　第２蒸発器
　　２５　　冷凍室送風機
　　２６　　第２ドライヤ
　　２７　　第２レシーバ
　　３０、４０　冷凍サイクル
　　３１　　中間熱交換器
　　３２　　第１内部熱交換器
　　３３　　第２内部熱交換器
　　３４　　第４内部熱交換器
　　３５　　除霜用熱交換器
　　３６　　三方弁
　　３７　　逆止弁
　　４１　　圧縮機
　　４２　　放熱器
　　５０　　断熱材
　　５１　　除霜ヒータ
　　６１、６２　温度センサ
　　６３　　扉開閉検知部
　　６４　　湿度センサ
　　６５　　制御部
　　６６　　操作パネル

Claims (47)

  1. 　貯蔵物を冷蔵保存する冷蔵室と、貯蔵物を冷凍保存する冷凍室と、第１冷媒が流通する第１冷凍サイクルを運転する第１圧縮機と、第１冷凍サイクルの高温部に配される第１放熱器と、第１冷凍サイクルの低温部に配される第１蒸発器と、第２冷媒が流通する第２冷凍サイクルを運転する第２圧縮機と、第２冷凍サイクルの低温部に配される第２蒸発器と、第１冷凍サイクルの低温部と第２冷凍サイクルの高温部との間で熱交換を行う中間熱交換器とを備え、第１蒸発器により前記冷蔵室を冷却するとともに、第２蒸発器により前記冷凍室を冷却することを特徴とする冷凍冷蔵庫。
  2. 　前記中間熱交換器を第１蒸発器の後段に配置したことを特徴とする請求項１に記載の冷凍冷蔵庫。
  3. 　第２冷凍サイクルの高温部に配される第２放熱器を備えたことを特徴とする請求項１に記載の冷凍冷蔵庫。
  4. 　前記中間熱交換器を第２放熱器の後段に配置したことを特徴とする請求項３に記載の冷凍冷蔵庫。
  5. 　第２蒸発器から流出した第２冷媒と第１蒸発器に流入する前の第１冷媒との間で熱交換を行うことを特徴とする請求項１に記載の冷凍冷蔵庫。
  6. 　第２蒸発器から流出した第２冷媒と第２蒸発器に流入する前の第２冷媒との間で熱交換を行うことを特徴とする請求項１に記載の冷凍冷蔵庫。
  7. 　第１冷凍サイクルの高温の第１冷媒と第２冷凍サイクルの低温の第２冷媒との間で熱交換を行う第１内部熱交換器と、第２冷凍サイクルの高温の第２冷媒と低温の第２冷媒との間で熱交換を行う第２内部熱交換器と、第１冷凍サイクルの高温の第１冷媒と低温の第１冷媒との間で熱交換を行う第３内部熱交換器とを設けたことを特徴とする請求項１に記載の冷凍冷蔵庫。
  8. 　第３内部熱交換器は第１放熱器から流出した第１冷媒と前記中間熱交換器から流出した第１冷媒との間で熱交換を行うことを特徴とする請求項７に記載の冷凍冷蔵庫。
  9. 　第２冷凍サイクルの高温部に配される第２放熱器を前記中間熱交換器の前段に設け、第２内部熱交換器は前記中間熱交換器から流出した第２冷媒と第２蒸発器から流出した第２冷媒との間で熱交換を行うことを特徴とする請求項７に記載の冷凍冷蔵庫。
  10. 　第１内部熱交換器は第３内部熱交換器から流出した第１冷媒と第２内部熱交換器から流出した第２冷媒との間で熱交換を行うことを特徴とする請求項７に記載の冷凍冷蔵庫。
  11. 　第１蒸発器の前段に配して第１冷媒を減圧するとともにキャピラリーチューブから成る第１減圧装置を備え、第１減圧装置が第１内部熱交換器または第３内部熱交換器の熱交換配管として機能することを特徴とする請求項７に記載の冷凍冷蔵庫。
  12. 　第２蒸発器の前段に配して第２冷媒を減圧するとともにキャピラリーチューブから成る第２減圧装置を備え、第２減圧装置が第２内部熱交換器の熱交換配管として機能することを特徴とする請求項７に記載の冷凍冷蔵庫。
  13. 　前記中間熱交換器の第１冷凍サイクル側に配されるとともに第１冷媒の気液を分離してガス冷媒を吐出するレシーバとを備えたことを特徴とする請求項１に記載の冷凍冷蔵庫。
  14. 　前記中間熱交換器は第１冷凍サイクルの上流側と第２冷凍サイクルの下流側とが熱交換し、第１冷凍サイクルの下流側と第２冷凍サイクルの上流側とが熱交換することを特徴とする請求項１３に記載の冷凍冷蔵庫。
  15. 　前記中間熱交換器は、第１冷凍サイクルの前記レシーバよりも上流で第２冷媒から主に潜熱を奪って第１冷媒に潜熱を与える潜熱熱交換部と、第１冷凍サイクルの前記レシーバよりも下流で第２冷媒から主に顕熱を奪って第１冷媒に顕熱を与える顕熱熱交換部とを有することを特徴とする請求項１４に記載の冷凍冷蔵庫。
  16. 　第１、第２冷媒がイソブタンから成ることを特徴とする請求項１に記載の冷凍冷蔵庫。
  17. 　第１冷媒の沸点が第２冷媒の沸点よりも高いことを特徴とする請求項１に記載の冷凍冷蔵庫。
  18. 　第１冷媒がイソブタンから成るとともに、第２冷媒がプロパンまたは二酸化炭素から成ることを特徴とする請求項１７に記載の冷凍冷蔵庫。
  19. 　貯蔵物を冷蔵保存する冷蔵室及び貯蔵物を冷凍保存する冷凍室を形成した断熱箱体を有する本体部と、第１冷媒が流通する第１冷凍サイクルを運転する第１圧縮機と、第１冷凍サイクルの低温部に配されて前記冷蔵室を冷却する第１蒸発器と、第２冷媒が流通する第２冷凍サイクルを運転する第２圧縮機と、第２冷凍サイクルの低温部に配されて前記冷凍室を冷却する第２蒸発器と、第１圧縮機が配される第１機械室と、第２圧縮機が配される第２機械室とを備え、第１、第２機械室の一方を前記本体部の上部に配置するとともに、他方を前記本体部の下部に配置したことを特徴とする冷凍冷蔵庫。
  20. 　第１蒸発器の後段に配される第１熱交換部と第２冷凍サイクルの高温部に配される第２熱交換部との間で熱交換を行う中間熱交換器を備えたことを特徴とする請求項１９に記載の冷凍冷蔵庫。
  21. 　前記冷蔵室及び前記冷凍室を上下に並設して第１、第２機械室をそれぞれ前記冷蔵室及び前記冷凍室の近傍に配置するとともに、前記冷蔵室及び前記冷凍室の背後にそれぞれ第１蒸発器及び第２蒸発器を配置し、前記中間熱交換器が第１圧縮機と第２圧縮機との間に配されて上下に延びて形成されるとともに、第１熱交換部及び第２熱交換部が上下方向に曲折し、第１機械室の近傍に第１、第２熱交換部の冷媒流入口及び冷媒流出口が設けられることを特徴とする請求項２０に記載の冷凍冷蔵庫。
  22. 　第１冷凍サイクルの高温部に配される第１放熱器と、第１放熱器の後段に配される第１減圧装置と、第２冷凍サイクルの前記中間熱交換器の後段に配される第２減圧装置と、第２蒸発器から流出した第２冷媒と第１減圧装置との間で熱交換を行う上下に延びた第１内部熱交換器と、第２蒸発器から流出した第２冷媒と第２減圧装置との間で熱交換を行う上下に延びた第２内部熱交換器とを備え、第１減圧装置の冷媒流入側を第２圧縮機の近傍に設けるとともに、第２減圧装置の冷媒流入側を第１圧縮機の近傍に設けたことを特徴とする請求項２１に記載の冷凍冷蔵庫。
  23. 　第１減圧装置に流入前の第１冷媒を脱湿する第１ドライヤを第２機械室に配置し、第２減圧装置に流入前の第２冷媒を脱湿する第２ドライヤを第１機械室に配置したことを特徴とする請求項２２に記載の冷凍冷蔵庫。
  24. 　第２ドライヤが断熱材で覆われることを特徴とする請求項２３に記載の冷凍冷蔵庫。
  25. 　前記中間熱交換器が内管を外管で覆う二重管から成り、前記内管を第１冷媒が流通して第１熱交換部を形成し、前記外管を第２冷媒が第１冷媒と逆方向に流通して第２熱交換部を形成することを特徴とする請求項２２に記載の冷凍冷蔵庫。
  26. 　第２圧縮機と前記中間熱交換器との間に第２放熱器を設けたことを特徴とする請求項２２に記載の冷凍冷蔵庫。
  27. 　第１、第２内部熱交換器を前記断熱箱体の背壁内に埋設するとともに、第２放熱器を前記本体部の背面に配置したことを特徴とする請求項２６に記載の冷凍冷蔵庫。
  28. 　前記中間熱交換器を前記断熱箱体の背壁内に埋設したことを特徴とする請求項２７に記載の冷凍冷蔵庫。
  29. 　気液を分離するアキュームレータが、第２蒸発器の冷媒流出側に設置されるとともに第１蒸発器の冷媒流出側に設置されないことを特徴とする請求項２０に記載の冷凍冷蔵庫。
  30. 　前記冷蔵室と前記冷凍室とを仕切る断熱壁を、前記断熱箱体の周壁と同等レベルの断熱性能を持たせることを特徴とする請求項１９に記載の冷凍冷蔵庫。
  31. 　第１放熱器の放熱の一部を冷凍冷蔵庫のドレン水処理と発露防止に利用することを特徴とする請求項１９に記載の冷凍冷蔵庫。
  32. 　貯蔵物を冷蔵保存する冷蔵室と、貯蔵物を冷凍保存する冷凍室と、第１冷媒が流通する第１冷凍サイクルを運転する第１圧縮機と、第１冷凍サイクルの低温部に配されて前記冷蔵室を冷却する第１蒸発器と、第２冷媒が流通する第２冷凍サイクルを運転する第２圧縮機と、第２冷凍サイクルの低温部に配されて前記冷凍室を冷却する第２蒸発器とを備え、第１冷凍サイクルの高温部の熱によって第２蒸発器を除霜することを特徴とする冷凍冷蔵庫。
  33. 　第１冷凍サイクルの高温部に配される第１放熱器と、第１放熱器の冷媒流入側に設けられる三方弁と、前記三方弁で分岐して第１放熱器と並列に配されるとともに第２蒸発器と熱交換を行う除霜用熱交換器と、前記除霜用熱交換器の冷媒流出側に設けられる逆止弁とを備え、第２蒸発器の除霜時に前記三方弁を前記除霜用熱交換器側に切り替えることを特徴とする請求項３２に記載の冷凍冷蔵庫。
  34. 　前記逆止弁を第１放熱器の冷媒流出側と前記除霜用熱交換器の冷媒流出側との合流点近傍に配置したことを特徴とする請求項３３に記載の冷凍冷蔵庫。
  35. 　第２蒸発器及び前記除霜用熱交換器は第１、第２冷媒がそれぞれ流通する第１、第２冷媒管を有し、第１、第２冷媒管を複数のフィンにより連結したことを特徴とする請求項３２に記載の冷凍冷蔵庫。
  36. 　第２蒸発器及び前記除霜用熱交換器は第１、第２冷媒がそれぞれ流通する第１、第２冷媒管を有し、第１、第２冷媒管を隣接したことを特徴とする請求項３２に記載の冷凍冷蔵庫。
  37. 　前記除霜用熱交換器の冷媒管の断面積を第１蒸発器の冷媒管の断面積の１／２以下にしたことを特徴とする請求項３２に記載の冷凍冷蔵庫。
  38. 　第２蒸発器の除霜前に第１圧縮機を所定期間停止したことを特徴とする請求項３２に記載の冷凍冷蔵庫。
  39. 　貯蔵物を冷蔵保存する冷蔵室と、貯蔵物を冷凍保存する冷凍室と、第１冷媒が流通する第１冷凍サイクルを運転する第１圧縮機と、第１冷凍サイクルの低温部に配されて前記冷蔵室を冷却する第１蒸発器と、第２冷媒が流通する第２冷凍サイクルを運転する第２圧縮機と、第２冷凍サイクルの低温部に配されて前記冷凍室を冷却する第２蒸発器とを備え、第１蒸発器が前記冷蔵室の壁面を覆う金属製の冷却板を冷媒管に固着して成り、前記冷却板により前記冷蔵室を輻射冷却したことを特徴とする冷凍冷蔵庫。
  40. 　前記冷蔵室の扉の開閉を検知する扉開閉検知部と、前記冷蔵室の温度を検知する温度センサと、前記冷蔵室の湿度を検知する湿度センサとを備え、前記扉を開いて閉じた際に前記温度センサ及び前記湿度センサの検知により前記冷蔵室の露点温度を取得し、第１蒸発器が該露点温度以下になるように第１冷凍サイクルを運転することを特徴とする請求項３９に記載の冷凍冷蔵庫。
  41. 　第１冷凍サイクルの低温部と第２冷凍サイクルの高温部との間で熱交換を行う中間熱交換器を設けたことを特徴とする請求項３９に記載の冷凍冷蔵庫。
  42. 　前記冷蔵室の下部に上部よりも低温の隔離室を設け、第１蒸発器の前記冷媒管は下方から上方に冷媒が流通することを特徴とする請求項３９に記載の冷凍冷蔵庫。
  43. 　第１、第２冷却室と、第１冷媒が流通する第１冷凍サイクルを運転する第１圧縮機と、第１冷凍サイクルの高温部に配される第１放熱器と、第１冷凍サイクルの低温部に配される第１蒸発器と、第２冷媒が流通する第２冷凍サイクルを運転する第２圧縮機と、第２冷凍サイクルの低温部に配される第２蒸発器と、第１冷凍サイクルの低温部と第２冷凍サイクルの高温部との間で熱交換を行う中間熱交換器とを備え、第１蒸発器により第１冷却室を冷却するとともに、第２蒸発器により第２冷却室を冷却することを特徴とする冷却庫。
  44. 　第１冷凍サイクルの高温の第１冷媒と第２冷凍サイクルの低温の第１冷媒との間で熱交換を行う第１内部熱交換器と、第２冷凍サイクルの高温の第２冷媒と低温の第２冷媒との間で熱交換を行う第２内部熱交換器と、第１冷凍サイクルの高温の第１冷媒と低温の第１冷媒との間で熱交換を行う第３内部熱交換器とを設けたことを特徴とする請求項４３に記載の冷却庫。
  45. 　前記中間熱交換器の第１冷凍サイクル側に配されるとともに第１冷媒の気液を分離してガス冷媒を吐出するレシーバとを備えたことを特徴とする請求項４３に記載の冷却庫。
  46. 　第１、第２冷却室を有する本体部と、第１冷媒が流通する第１冷凍サイクルを運転する第１圧縮機と、第１冷凍サイクルの低温部に配されて第１冷却室を冷却する第１蒸発器と、第２冷媒が流通する第２冷凍サイクルを運転する第２圧縮機と、第２冷凍サイクルの低温部に配されて第２冷却室を冷却する第２蒸発器と、第１圧縮機が配される第１機械室と、第２圧縮機が配される第２機械室とを備え、第１、第２機械室の一方を前記本体部の上部に配置するとともに、他方を前記本体部の下部に配置したことを特徴とする冷却庫。
  47. 　第１、第２冷却室と、第１冷媒が流通する第１冷凍サイクルを運転する第１圧縮機と、第１冷凍サイクルの低温部に配されて第１冷却室を冷却する第１蒸発器と、第２冷媒が流通する第２冷凍サイクルを運転する第２圧縮機と、第２冷凍サイクルの低温部に配されて第１冷却室を冷却する第２蒸発器とを備え、第１冷凍サイクルの高温部の熱によって第２蒸発器を除霜することを特徴とする冷却庫。
PCT/JP2009/070739 2009-04-17 2009-12-11 冷凍冷蔵庫及び冷却庫 WO2010119591A1 (ja)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP09843369A EP2420760A1 (en) 2009-04-17 2009-12-11 Freezer-refrigerator and cooling storage unit
CN200980158764.0A CN102395840B (zh) 2009-04-17 2009-12-11 冷却库
RU2011146643/06A RU2496063C2 (ru) 2009-04-17 2009-12-11 Холодильник с низкотемпературным отделением и холодильное устройство хранения

Applications Claiming Priority (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2009-100721 2009-04-17
JP2009100721A JP2010249444A (ja) 2009-04-17 2009-04-17 冷凍冷蔵庫
JP2009-276795 2009-12-04
JP2009276795A JP5270523B2 (ja) 2009-12-04 2009-12-04 冷凍冷蔵庫

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2010119591A1 true WO2010119591A1 (ja) 2010-10-21

Family

ID=42982268

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2009/070739 WO2010119591A1 (ja) 2009-04-17 2009-12-11 冷凍冷蔵庫及び冷却庫

Country Status (4)

Country Link
EP (1) EP2420760A1 (ja)
CN (1) CN102395840B (ja)
RU (1) RU2496063C2 (ja)
WO (1) WO2010119591A1 (ja)

Cited By (34)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN102364266A (zh) * 2011-10-31 2012-02-29 浙江大学 一种双温位的蒸汽压缩冷变换器
WO2012086089A1 (ja) * 2010-12-24 2012-06-28 株式会社前川製作所 ヒートポンプ装置の運転制御方法及び装置
JP2012255601A (ja) * 2011-06-09 2012-12-27 Sharp Corp 冷凍冷蔵庫
US10274231B2 (en) 2016-07-19 2019-04-30 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Caloric heat pump system
US10281177B2 (en) 2016-07-19 2019-05-07 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Caloric heat pump system
US10386096B2 (en) 2016-12-06 2019-08-20 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magnet assembly for a magneto-caloric heat pump
US10422555B2 (en) * 2017-07-19 2019-09-24 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Refrigerator appliance with a caloric heat pump
US10443585B2 (en) 2016-08-26 2019-10-15 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Pump for a heat pump system
US10451320B2 (en) 2017-05-25 2019-10-22 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Refrigerator appliance with water condensing features
US10451322B2 (en) 2017-07-19 2019-10-22 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Refrigerator appliance with a caloric heat pump
US10520229B2 (en) 2017-11-14 2019-12-31 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Caloric heat pump for an appliance
US10527325B2 (en) 2017-03-28 2020-01-07 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Refrigerator appliance
US10541070B2 (en) 2016-04-25 2020-01-21 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Method for forming a bed of stabilized magneto-caloric material
US10551095B2 (en) 2018-04-18 2020-02-04 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magneto-caloric thermal diode assembly
US10557649B2 (en) 2018-04-18 2020-02-11 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Variable temperature magneto-caloric thermal diode assembly
US10641539B2 (en) 2018-04-18 2020-05-05 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magneto-caloric thermal diode assembly
US10648705B2 (en) 2018-04-18 2020-05-12 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magneto-caloric thermal diode assembly
US10648706B2 (en) 2018-04-18 2020-05-12 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magneto-caloric thermal diode assembly with an axially pinned magneto-caloric cylinder
US10648704B2 (en) 2018-04-18 2020-05-12 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magneto-caloric thermal diode assembly
US10684044B2 (en) 2018-07-17 2020-06-16 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magneto-caloric thermal diode assembly with a rotating heat exchanger
US10782051B2 (en) 2018-04-18 2020-09-22 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magneto-caloric thermal diode assembly
US10876770B2 (en) 2018-04-18 2020-12-29 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Method for operating an elasto-caloric heat pump with variable pre-strain
US10989449B2 (en) 2018-05-10 2021-04-27 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magneto-caloric thermal diode assembly with radial supports
US11009282B2 (en) 2017-03-28 2021-05-18 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Refrigerator appliance with a caloric heat pump
US11015843B2 (en) 2019-05-29 2021-05-25 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Caloric heat pump hydraulic system
US11015842B2 (en) 2018-05-10 2021-05-25 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magneto-caloric thermal diode assembly with radial polarity alignment
US11022348B2 (en) 2017-12-12 2021-06-01 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Caloric heat pump for an appliance
US11054176B2 (en) 2018-05-10 2021-07-06 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magneto-caloric thermal diode assembly with a modular magnet system
US11092364B2 (en) 2018-07-17 2021-08-17 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magneto-caloric thermal diode assembly with a heat transfer fluid circuit
US11112146B2 (en) 2019-02-12 2021-09-07 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Heat pump and cascaded caloric regenerator assembly
US11149994B2 (en) 2019-01-08 2021-10-19 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Uneven flow valve for a caloric regenerator
US11168926B2 (en) 2019-01-08 2021-11-09 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Leveraged mechano-caloric heat pump
US11193697B2 (en) 2019-01-08 2021-12-07 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Fan speed control method for caloric heat pump systems
US11274860B2 (en) 2019-01-08 2022-03-15 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Mechano-caloric stage with inner and outer sleeves

Families Citing this family (42)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP2941603A4 (en) * 2012-12-17 2017-06-21 Astronautics Corporation Of America Use of unidirectional flow modes of magnetic cooling systems
FR3001794B1 (fr) * 2013-02-04 2019-08-09 Jean-Luc Maire Sous-refroidisseur actif pour systeme de climatisation
CN103982959B (zh) * 2013-09-29 2017-08-11 郭舜成 热量传递装置、温度冷却装置和温度聚集装置
RU2563049C2 (ru) * 2013-11-25 2015-09-20 Открытое акционерное общество "Центральный научно-исследовательский институт "Курс" (ОАО "ЦНИИ "Курс") Каскадная холодильная машина
WO2016013798A1 (en) * 2014-07-21 2016-01-28 Lg Electronics Inc. Refrigerator and control method thereof
US10060654B2 (en) 2014-10-16 2018-08-28 Sanden Holdings Corporation Heat pump type heating apparatus
KR102261114B1 (ko) 2015-01-23 2021-06-07 엘지전자 주식회사 냉장고
KR102480701B1 (ko) * 2015-07-28 2022-12-23 엘지전자 주식회사 냉장고
CN105202852A (zh) * 2015-09-15 2015-12-30 杭州华日家电有限公司 一种基于高效节能的电冰箱制冷循环***及其控制方法
CN106352573A (zh) * 2016-08-26 2017-01-25 青岛海信电子设备股份有限公司 一种冷媒直接制冷***及控制方法
CN106568274A (zh) * 2016-10-27 2017-04-19 青岛海尔特种电冰柜有限公司 双回路多温区制冷设备
CN106440626A (zh) * 2016-10-27 2017-02-22 青岛海尔特种电冰柜有限公司 多温区双制冷循环***及多温区制冷设备
CN106556201A (zh) * 2016-10-27 2017-04-05 青岛海尔特种电冰柜有限公司 双回路分体式制冷设备
CN106556202A (zh) * 2016-10-27 2017-04-05 青岛海尔特种电冰柜有限公司 多温区双制冷装置
CN106568275A (zh) * 2016-10-27 2017-04-19 青岛海尔特种电冰柜有限公司 多温区双流路制冷装置
CN106556203A (zh) * 2016-10-27 2017-04-05 青岛海尔特种电冰柜有限公司 分体式双制冷装置
CN106524651A (zh) * 2016-10-27 2017-03-22 青岛海尔特种电冰柜有限公司 分体式双流路制冷设备
CN106568219A (zh) * 2016-10-27 2017-04-19 青岛海尔特种电冰柜有限公司 多温区双流路制冷设备
CN106482369A (zh) * 2016-10-27 2017-03-08 青岛海尔特种电冰柜有限公司 多温区制冷循环双***及多温区制冷设备
CN106482371A (zh) * 2016-10-27 2017-03-08 青岛海尔特种电冰柜有限公司 多温区双制冷***及多温区制冷设备
CN106595106A (zh) * 2016-10-27 2017-04-26 青岛海尔特种电冰柜有限公司 双回路多温区制冷装置
KR102658455B1 (ko) * 2017-02-17 2024-04-17 엘지전자 주식회사 냉온장고, 및 진공단열체
KR102449177B1 (ko) 2017-08-01 2022-09-29 엘지전자 주식회사 진공단열체 및 냉장고
KR102449175B1 (ko) 2017-08-01 2022-09-29 엘지전자 주식회사 진공단열체 및 냉장고
KR102427466B1 (ko) 2017-08-01 2022-08-01 엘지전자 주식회사 차량, 차량용 냉장고, 및 차량용 냉장고의 제어방법
KR102459784B1 (ko) 2017-08-01 2022-10-28 엘지전자 주식회사 진공단열체 및 냉장고
KR102529116B1 (ko) 2017-08-01 2023-05-08 엘지전자 주식회사 진공단열체, 진공단열체의 제작방법, 및 그 진공단열체로 단열하는 냉온장고
KR102459786B1 (ko) 2017-08-16 2022-10-28 엘지전자 주식회사 진공단열체 및 냉장고
US11402136B2 (en) 2017-08-25 2022-08-02 Astronautics Corporation Of America Drum-type magnetic refrigeration apparatus with multiple bed rings
US11125477B2 (en) 2017-08-25 2021-09-21 Astronautics Corporation Of America Drum-type magnetic refrigeration apparatus with improved magnetic-field source
CN107643781B (zh) * 2017-09-12 2021-04-23 合肥美的电冰箱有限公司 酒柜及其控制方法和控制装置
KR102454399B1 (ko) 2017-09-22 2022-10-14 엘지전자 주식회사 냉장고
KR102482401B1 (ko) 2017-09-22 2022-12-29 엘지전자 주식회사 냉장고
US10830506B2 (en) 2018-04-18 2020-11-10 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Variable speed magneto-caloric thermal diode assembly
US11346583B2 (en) * 2018-06-27 2022-05-31 Emerson Climate Technologies, Inc. Climate-control system having vapor-injection compressors
CN109737625B (zh) * 2019-03-04 2023-07-25 珠海格力电器股份有限公司 一种热泵***、控制方法和热泵干燥装置
JP2020180721A (ja) * 2019-04-24 2020-11-05 シャープ株式会社 冷蔵庫
US20220228782A1 (en) * 2019-06-12 2022-07-21 Daikin Industries, Ltd. Refrigerant cycle system
CN110579064A (zh) * 2019-09-23 2019-12-17 珠海格力电器股份有限公司 一种制冷***及包含其的冷库
CN113432326A (zh) * 2020-03-23 2021-09-24 青岛海尔智能技术研发有限公司 复叠式压缩制冷***以及具有其的制冷设备
DE102022127314A1 (de) 2022-10-18 2024-04-18 Hefei Hualing Co., Ltd. Kühleinheit für einen Kühlschrank
CN117404870A (zh) * 2023-12-13 2024-01-16 珠海格力电器股份有限公司 冰箱控制方法、装置、电子设备及存储介质

Citations (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS59127887U (ja) 1983-02-18 1984-08-28 日本電子機器株式会社 内燃機関のグロ−プラグ制御装置
JPH0536258U (ja) 1991-10-18 1993-05-18 三菱重工業株式会社 二元冷凍機
JPH10103800A (ja) * 1996-09-27 1998-04-21 Sanyo Electric Co Ltd 複合型冷凍装置
JPH10153375A (ja) 1996-11-22 1998-06-09 Matsushita Refrig Co Ltd 冷凍冷蔵庫
JP2000205665A (ja) * 1999-01-08 2000-07-28 Daikin Ind Ltd 冷凍装置
JP2000356445A (ja) 1999-06-11 2000-12-26 Toshiba Corp 冷蔵庫
JP2002122374A (ja) 2000-10-13 2002-04-26 Sharp Corp 冷蔵庫
JP2002340449A (ja) 2001-05-15 2002-11-27 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 冷凍ユニット
JP2004279014A (ja) 2003-03-19 2004-10-07 Mayekawa Mfg Co Ltd Ｃｏ２冷凍サイクル
JP2005257164A (ja) * 2004-03-11 2005-09-22 Sanden Corp 冷却装置
JP2005326121A (ja) * 2004-05-17 2005-11-24 Sanden Corp 空気調和装置

Family Cites Families (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
SU1490400A1 (ru) * 1987-11-09 1989-06-30 Одесский Технологический Институт Холодильной Промышленности Каскадно-регенеративна система предварительного охлаждени
JPH09138046A (ja) * 1995-11-16 1997-05-27 Sanyo Electric Co Ltd 冷却装置
DE10163187A1 (de) * 2001-12-21 2003-07-03 Bsh Bosch Siemens Hausgeraete Kältegerät
JP2005049064A (ja) * 2003-07-31 2005-02-24 Sanyo Electric Co Ltd 空調冷凍装置
CN1862151A (zh) * 2005-05-12 2006-11-15 乐金电子(天津)电器有限公司 回热式制冷循环***空调器

Patent Citations (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS59127887U (ja) 1983-02-18 1984-08-28 日本電子機器株式会社 内燃機関のグロ−プラグ制御装置
JPH0536258U (ja) 1991-10-18 1993-05-18 三菱重工業株式会社 二元冷凍機
JPH10103800A (ja) * 1996-09-27 1998-04-21 Sanyo Electric Co Ltd 複合型冷凍装置
JPH10153375A (ja) 1996-11-22 1998-06-09 Matsushita Refrig Co Ltd 冷凍冷蔵庫
JP2000205665A (ja) * 1999-01-08 2000-07-28 Daikin Ind Ltd 冷凍装置
JP2000356445A (ja) 1999-06-11 2000-12-26 Toshiba Corp 冷蔵庫
JP2002122374A (ja) 2000-10-13 2002-04-26 Sharp Corp 冷蔵庫
JP2002340449A (ja) 2001-05-15 2002-11-27 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 冷凍ユニット
JP2004279014A (ja) 2003-03-19 2004-10-07 Mayekawa Mfg Co Ltd Ｃｏ２冷凍サイクル
JP2005257164A (ja) * 2004-03-11 2005-09-22 Sanden Corp 冷却装置
JP2005326121A (ja) * 2004-05-17 2005-11-24 Sanden Corp 空気調和装置

Cited By (37)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2012086089A1 (ja) * 2010-12-24 2012-06-28 株式会社前川製作所 ヒートポンプ装置の運転制御方法及び装置
JPWO2012086089A1 (ja) * 2010-12-24 2014-05-22 株式会社前川製作所 ヒートポンプ装置の運転制御方法及び装置
JP5758913B2 (ja) * 2010-12-24 2015-08-05 株式会社前川製作所 ヒートポンプ装置の運転制御方法
JP2012255601A (ja) * 2011-06-09 2012-12-27 Sharp Corp 冷凍冷蔵庫
CN102364266A (zh) * 2011-10-31 2012-02-29 浙江大学 一种双温位的蒸汽压缩冷变换器
US10541070B2 (en) 2016-04-25 2020-01-21 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Method for forming a bed of stabilized magneto-caloric material
US10274231B2 (en) 2016-07-19 2019-04-30 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Caloric heat pump system
US10281177B2 (en) 2016-07-19 2019-05-07 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Caloric heat pump system
US10648703B2 (en) 2016-07-19 2020-05-12 Haier US Applicance Solutions, Inc. Caloric heat pump system
US10443585B2 (en) 2016-08-26 2019-10-15 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Pump for a heat pump system
US10386096B2 (en) 2016-12-06 2019-08-20 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magnet assembly for a magneto-caloric heat pump
US11009282B2 (en) 2017-03-28 2021-05-18 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Refrigerator appliance with a caloric heat pump
US10527325B2 (en) 2017-03-28 2020-01-07 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Refrigerator appliance
US10451320B2 (en) 2017-05-25 2019-10-22 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Refrigerator appliance with water condensing features
US10422555B2 (en) * 2017-07-19 2019-09-24 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Refrigerator appliance with a caloric heat pump
US10451322B2 (en) 2017-07-19 2019-10-22 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Refrigerator appliance with a caloric heat pump
US10520229B2 (en) 2017-11-14 2019-12-31 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Caloric heat pump for an appliance
US11022348B2 (en) 2017-12-12 2021-06-01 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Caloric heat pump for an appliance
US10551095B2 (en) 2018-04-18 2020-02-04 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magneto-caloric thermal diode assembly
US10557649B2 (en) 2018-04-18 2020-02-11 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Variable temperature magneto-caloric thermal diode assembly
US10641539B2 (en) 2018-04-18 2020-05-05 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magneto-caloric thermal diode assembly
US10648705B2 (en) 2018-04-18 2020-05-12 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magneto-caloric thermal diode assembly
US10648706B2 (en) 2018-04-18 2020-05-12 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magneto-caloric thermal diode assembly with an axially pinned magneto-caloric cylinder
US10648704B2 (en) 2018-04-18 2020-05-12 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magneto-caloric thermal diode assembly
US10782051B2 (en) 2018-04-18 2020-09-22 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magneto-caloric thermal diode assembly
US10876770B2 (en) 2018-04-18 2020-12-29 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Method for operating an elasto-caloric heat pump with variable pre-strain
US11015842B2 (en) 2018-05-10 2021-05-25 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magneto-caloric thermal diode assembly with radial polarity alignment
US10989449B2 (en) 2018-05-10 2021-04-27 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magneto-caloric thermal diode assembly with radial supports
US11054176B2 (en) 2018-05-10 2021-07-06 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magneto-caloric thermal diode assembly with a modular magnet system
US10684044B2 (en) 2018-07-17 2020-06-16 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magneto-caloric thermal diode assembly with a rotating heat exchanger
US11092364B2 (en) 2018-07-17 2021-08-17 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Magneto-caloric thermal diode assembly with a heat transfer fluid circuit
US11149994B2 (en) 2019-01-08 2021-10-19 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Uneven flow valve for a caloric regenerator
US11168926B2 (en) 2019-01-08 2021-11-09 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Leveraged mechano-caloric heat pump
US11193697B2 (en) 2019-01-08 2021-12-07 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Fan speed control method for caloric heat pump systems
US11274860B2 (en) 2019-01-08 2022-03-15 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Mechano-caloric stage with inner and outer sleeves
US11112146B2 (en) 2019-02-12 2021-09-07 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Heat pump and cascaded caloric regenerator assembly
US11015843B2 (en) 2019-05-29 2021-05-25 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Caloric heat pump hydraulic system

Also Published As

Publication number Publication date
CN102395840A (zh) 2012-03-28
RU2496063C2 (ru) 2013-10-20
EP2420760A1 (en) 2012-02-22
CN102395840B (zh) 2014-01-29
RU2011146643A (ru) 2013-05-27

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2010119591A1 (ja) 冷凍冷蔵庫及び冷却庫
CN103528308B (zh) 冰箱
CN103528304B (zh) 冰箱
JP5261066B2 (ja) 冷凍冷蔵庫及び冷却庫
JP2005337700A (ja) 冷媒冷却回路
JP2009300000A (ja) 冷凍冷蔵庫及び冷却庫
JPWO2017179500A1 (ja) 冷蔵庫および冷却システム
JP2005326138A (ja) 冷却装置およびこれを備えた自動販売機
CN100371662C (zh) 冰箱
CN112944770B (zh) 冰箱及其制冷***
JP5492845B2 (ja) 冷蔵庫
JP5847198B2 (ja) 冷蔵庫
JP2010043750A (ja) 冷凍冷蔵庫
JP2013019598A (ja) 冷蔵庫
JPWO2017183159A1 (ja) 冷蔵庫
JP2010060146A (ja) 冷凍冷蔵庫及び冷却庫
JP2004324902A (ja) 冷凍冷蔵庫
JP2007051788A (ja) 冷凍装置
JP2010249444A (ja) 冷凍冷蔵庫
JP2004333092A (ja) 冷凍冷蔵庫
JP2002107044A (ja) 冷蔵庫
JP2012007781A (ja) 冷凍冷蔵庫及び冷却装置
JP2017026210A (ja) 冷蔵庫
KR101858227B1 (ko) 냉장고
JP2005331232A (ja) 冷媒冷却回路

Legal Events

Date Code Title Description
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 200980158764.0

Country of ref document: CN

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 09843369

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

REEP Request for entry into the european phase

Ref document number: 2009843369

Country of ref document: EP

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2009843369

Country of ref document: EP

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2011146643

Country of ref document: RU

Kind code of ref document: A