CN103851695A - 空调室内机 - Google Patents
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Abstract
本发明提供了一种空调室内机，包括壳体，以及设置在壳体内部的换热器和贯流风机，贯流风机包括相互配合设置的贯流风轮和蜗壳；蜗壳包括形成贯流风机的扩压部的第一侧面的前蜗舌和形成扩压部的与第一侧面相对的第二侧面的后蜗壳，扩压部朝向下方设置且在壳体的下侧面上形成出风口，壳体的后侧面和/或上侧面上具有回风口；前蜗舌的朝向贯流风轮的前蜗舌端部的内侧边沿和外侧边沿与贯流风轮圆心的连线之间的夹角为ψ，其中，20°≤ψ≤44°。本发明通过将出风口设置在下侧面上，回风口设置在后侧面和/或上侧面上，从而实现房间局部吊顶，提高整个房间的气流循环，对前蜗舌的厚度优化，提高风量并使空调器出风更稳定，同时降低噪音。
Description
技术领域
本发明涉及空调领域，具体而言，涉及一种空调室内机。
背景技术
随着人们生活水平的提高，人们对房间的装修也越来越注重，暗藏式房间空调机组的由于其隐蔽性的优点逐渐受到人们的欢迎。目前市场上单向出风的暗藏式空调室内机进出风形式主要有两种，第一种为下进侧出式暗藏式空调室内机，即回风口11设置在空调室内机的下底面上，出风口12设置在空调室内机的后侧面上。图1为下进侧出式暗藏式空调室内机安装后的气流截面简图，暗藏式空调室内机采用下进侧出式具有只需要房间局部吊顶，节约大量的房间吊顶空间的优点，但是如图1所示的，空调室内机的出风，首先到达房间顶部，再通过气流循环往下，因为人类的活动区域在房间的中下部，这样造成能量的较大浪费；而且当空调制热时，由于热空气密度较低，热空气难以达到房间中下部，造成热舒适性差。
另外一种为下进下出式暗藏式空调室内机，即回风口11和出风口12均位于室内机的下侧面上。图2为下进下出式暗藏式空调室内机安装后的气流截面简图，暗藏式空调室内机采用下进下出式安装具有空调室内机出风较容易送达房间的中下部。但是下进下出式空调室内机气流循环区域较小，需要安装在在房间中部区域，故房间需要整个全部吊顶，造成房间高度减小，容易造成压抑感。而且由于出风口12及回风口11较近，造成气流难以到达房间的角落部分，房间的温差较大，舒适性不好。
发明内容
本发明旨在提供一种空调室内机，以解决现有暗藏式空调室内机不能同时满足局部吊顶和室内中下部制热舒适性好的问题。
本发明提供了一种空调室内机，包括壳体，以及设置在壳体内部的换热器和贯流风机，贯流风机包括相互配合设置的贯流风轮和蜗壳；蜗壳包括形成贯流风机的扩压部的第一侧面的前蜗舌和形成扩压部的与第一侧面相对的第二侧面的后蜗壳，扩压部朝向下方设置且在壳体的下侧面上形成出风口，壳体的后侧面和/或上侧面上具有回风口；前蜗舌的朝向贯流风轮的前蜗舌端部的内侧边沿和外侧边沿与贯流风轮圆心的连线之间的夹角为ψ，其中，20°≤ψ≤44°。
进一步地，23°≤ψ≤40°。
进一步地，贯流风机的进气角为α，其中，120°≤α≤250°；贯流风机的出气角为β，其中，110°≤β≤240°，且α+β+ψ＝360°。
进一步地，前蜗舌与后蜗壳之间的夹角向出风侧张开，形成扩压部的扩压角γ，其中，10°≤γ≤40°。
进一步地，贯流风轮的边缘距离前蜗舌的最小间隙为δ1，其中3mm≤δ1≤13mm；贯流风轮的边缘距离后蜗壳的最小间隙为δ2，其中3mm≤δ2≤15mm。
进一步地，换热器为两折换热器，两折换热器包括相互连接的第一换热部和第二换热部，第一换热部和第二换热部之间具有夹角θ1，其中，20°≤θ1≤150°。
进一步地，换热器为大于两折的多折换热器。
进一步地，扩压部的第二侧面与壳体的下侧面之间呈夹角其中，
进一步地，后蜗壳离贯流风轮的最近点与贯流风轮的圆心的连线与水平线的夹角为ω，其中，40°≤ω≤120°。
进一步地，贯流风轮的圆心到壳体的下侧面上的出风口竖直距离为L，其中，60mm≤L≤180mm。
根据本发明的空调室内机，通过将出风口设置在下侧面上，回风口设置在后侧面和/或上侧面上，从而实现房间局部吊顶，节约大量的房间吊顶空间，而且能够将气流较容易地送达到房间的中下部，提高整个房间的气流循环，从而提高舒适性。另外，本发明通过对前蜗舌的厚度优化，使前蜗舌与贯流风轮的对应边的两端点分别与贯流风轮的圆心的连线的夹角范围为20°至44°，从而提高风量并使空调器出风更稳定，同时降低噪音。
附图说明
构成本申请的一部分的附图用来提供对本发明的进一步理解，本发明的示意性实施例及其说明用于解释本发明，并不构成对本发明的不当限定。在附图中：
图1是现有技术中下回侧出式空调室内机的气流循环示意图；
图2是现有技术中下回下出式空调室内机的气流循环示意图；
图3是本发明的空调室内机的侧回下出式的气流循环示意图；
图4是根据本发明的空调室内机的立体结构示意图；
图5是根据本发明的空调室内机的沿贯流风轮径向的剖视结构示意图；
图6是根据本发明的空调室内机的各部件之间的相互关系示意图；
图7是根据本发明的风管室内机的换热器为单折换热器的结构示意图；
图8是根据本发明的空调室内机的换热器为多折换热器的第一结构示意图；
图9是根据本发明的空调室内机的换热器为多折换热器的第二结构示意图；以及
图10是根据本发明的空调室内机的ω、L、位置关系示意图。
具体实施方式
下面将参考附图并结合实施例来详细说明本发明。
如图3至6所示，根据本发明的空调室内机，包括壳体10，以及设置在壳体内部的换热器20和贯流风机40，贯流风机40包括相互配合设置的贯流风轮41和蜗壳42；蜗壳42包括形成贯流风机40的扩压部43的第一侧面的前蜗舌42a和形成扩压部43的与第一侧面相对的第二侧面的后蜗壳42b，扩压部43朝向下方设置且在壳体10的下侧面上形成出风口12，壳体的后侧面和/或上侧面上具有回风口11；前蜗舌42a的朝向贯流风轮41的前蜗舌端部的内侧边沿和外侧边沿与贯流风轮41圆心的连线之间的夹角为ψ，其中，20°≤ψ≤44°。本发明通过将出风口12设置在下侧面上，回风口11设置在后侧面和/或上侧面上，从而实现房间局部吊顶，节约大量的房间吊顶空间，而且气流较容易地送达到房间的中下部。如图3所示，当出风口12位于下侧面上，回风口11位于后侧面上时，气流循环如图3中箭头所示，提高整个房间的气流循环，从而提高舒适性。另外，本发明通过对前蜗舌42a厚度（即前蜗舌与贯流风轮的对应边的长度）优化，使前蜗舌42a与贯流风轮41的对应边的两端点分别与贯流风轮41的圆心的连线的夹角范围为20°至44°，从而提高风量并使空调器出风更稳定，同时降低噪音。
一般地，空调室内机的前蜗舌42a的厚度对贯流风机40的出风有重要的影响，前蜗舌42a两侧分别是出风区域和进风区域，前蜗舌42a维持着出风区域与进风区域的压力差，当前蜗舌42a厚度过小时，不容易维持出风与进风的压力差，容易出现出风喘息现象，当前蜗舌42a厚度过大时，贯流风机40所对应的进、出风区域都有减小，空调室内机风量下降，只有当前蜗舌42a的厚度维持一个合适值时，才能使机组保持一个高且稳定的风量，同时获得一个比较低的噪音。
具体地，如图6所示，以一款额定制冷量为3.5kw的空调器作为试验机，选用风叶直径108mm，扩压部夹角16度，贯流风轮41与前蜗壳间隙δ1=6mm，贯流风轮41与后蜗壳间隙δ2=5mm，采用双折换热器，两折蒸发器总U数为16个U，两折换热器之间的角度为48度，与水平面各呈24度，机组截面尺寸为330*195，通过调整ψ得如下表一所示的实验数据：
表一：不同ψ空调室内机在最高档时的风量及噪音数据
从上表一的可以看出，当ψ过小，即前蜗舌42a的厚度较小时，空调室内机出现出风喘息。较优选的ψ范围为23至40°，机组可以获得一个较高的风量噪音比，且不会出现出风不稳定的现象。
如图6所示，贯流风机的进气角（贯流风轮41的圆心与后蜗壳上最短距点到贯流风轮的圆心与贯流风机40进气侧的前蜗舌42a的端点的连线的夹角）为α，贯流风机40的出气角（贯流风轮41的圆心与后蜗壳42b最短距离点到贯流风轮41的圆心与前蜗舌最短距离点的连线的夹角）为β，进气角α和出气角β，一般地，120°≤α≤250°；110°≤β≤240°，且一般情况下α+β+ψ＝360°，即三者构成一个整圆。
当进气角α过小时，机组风量小，且出风风量不稳定，有喘息声，当机组进气角过大时，由于出气角过小，机组风量低。以一款额定制冷量为3.5kw的空调器作为试验机，选用风叶直径108mm，扩压部夹角24度，贯流风轮41与前蜗舌间隙δ1=6mm，贯流风轮41与后蜗壳间隙δ2=5mm，采用双折换热器，分别是6个直径5mm换热U管及10个直径5mm换热U管，采用不同的α、β角，在空调器运行在最高档时，风量和噪音测试数据如下表二所示：（尺寸单位毫米，风量单位立方米每小时）
表二：不同α和β下，风量和噪音的测试数据
| α | β | 风量 | 其他问题 |
| 120 | 240 | 522 | 出风风量不稳定，有喘息声 |
| 160 | 200 | 587 | |
| 185 | 175 | 634 | |
| 190 | 170 | 628 | |
| 250 | 110 | 541 |
从表二的数据可以看出，当α角度过小时，导致风量小，而且出风不稳定，而β过小时，也导致风量小，对比分析以上数据，可以得出，进气角α和出气角β较优选的范围为，160°≤α≤190°，170°≤β≤200°。
如图6所示，贯流风机40的扩压部43的扩压角γ（即前蜗舌42a和后蜗壳42b之间的开口的夹角）为10°≤γ≤40°。就空调室内机的出风扩压角γ而言，扩压角γ设计过小时，机组风量太小，风速较大，造成空调室内机噪音过大，扩压角γ设计太大时，即机组的出风口太大时，出风速度太低，机组的风量也在一定程度上降低，而且风速较低，也不利于整个房间形成有效地气流循环，合理的扩压角设置，有助于增大空气流量，提高出风效果，降低噪音。
通过一系列的试验发现，当扩压角γ在10°至40°的范围时，空调室内机的出风量和噪音较为满意，有较好的风量噪音比。以一款额定制冷量为3.5kw的空调器作为试验机，其风叶直径108mm，贯流风轮41与前蜗舌间隙δ1=6mm，贯流风轮41与后蜗壳间隙δ2=5mm，进气角α=184°，出气角β=176°，采用双折换热器，分别是6个直径为5mm的换热U管及10个直径5mm换热U管，采用不同的γ角，在空调器运行在最高档时，风量和噪音测试数据如下表三所示：
表三：不同γ角度下，风量和噪音的测试数据
| γ(度) | 风量(立方米每小时) | 噪音(分贝) |
[0043]
| 10 | 607 | 41.8 |
| 18 | 628 | 41.6 |
| 24 | 633 | 41.5 |
| 28 | 641 | 42.1 |
| 40 | 616 | 41.9 |
从以上的数据中可以清楚的看出，当扩压角γ不断增大的过程中，风量和噪音均呈现先增大后减小的趋势，也可以得出，当扩压角γ选用更优选的范围18°至28°时，空调室内机的风量有较大的提升，而且其风量噪音比也较高。
如图6所示，贯流风轮41的边缘距离前蜗舌42a的最小间隙δ1，其中3mm≤δ1≤13mm；贯流风轮41的边缘距离后蜗壳42b的最小间隙δ2，其中3mm≤δ2≤15mm。这样设置不仅可以减小空调室内机的尺寸，同时增大机组出风风量降低机组噪音。
以一款额定制冷量为3.5kw的空调器作为试验机，选用风叶直径108mm，扩压部夹角24度，进气角α=184°，出气角β=176°，采用三折换热器，分别是4、5、6个直径5mm换热U管，调节δ1及δ2高度，在空调器运行在最高档时，风量和噪音测试数据如下表四所示：（尺寸单位毫米，风量单位立方米每小时，噪音单位分贝）：
表四：不同δ1和δ2下，风量和噪音的测试数据
| δ1 | δ2 | 机组截面尺寸（风叶径向） | 风量 | 噪音 | 风量噪音比 |
| 3 | 3 | 303*195 | 651 | 43.2 | 15.1 |
| 5 | 4 | 304*198 | 648 | 41.3 | 15.7 |
| 6 | 5 | 305*200 | 641 | 40.2 | 15.9 |
| 8 | 9 | 309*211 | 574 | 39.4 | 14.6 |
| 13 | 15 | 315*217 | 482 | 37.2 | 13.0 |
从以上的数据可以看出，当δ1和δ2过小时，虽然风量噪音比较高，但是其噪音也较大，不是最优选的方案，对比以上数据，可以看出，当5mm≤δ1≤8mm，4mm≤δ2≤9mm，风量和噪音都能在较优选的范围中，风量噪音比也取得较优选地值。
如图5所示，换热器20的下方设置有接水盘30，接水盘30与壳体10之间设置有隔热填充物60，蜗壳42与壳体10之间设置有隔热填充物60。优选地，隔热填充物60为海绵或者泡沫，用于填充固定接水盘或者蜗壳，同时起保温作用，防止产生凝露。
如图5和图6所示，换热器20可以为两折，根据目前普遍的吊顶高度、深度，选用两折的换热器可以有效地减小机组三维尺寸，上下两折换热器之间夹角为θ1，20°≤θ1≤150°。出于提高加工效率和换热器结构强度考虑，换热器可以不采用两折拼接的形式，而采用一体折弯的形式，同时可以减小空调室内机体积。
采用上述的试验机，安装两折换热器，调整两折换热器之间的角度，得到如下表五所示的实验数据：
表五：不同θ1角度下的实验数据
从表五的可以看出，当θ1角度过小时，会导致换热器排水不畅，回风口太小，机组风量小等一系列问题，较优选地θ1的取值范围为35°至100°。
如图7所示，换热器20也可以为单折换热器，单折换热器与水平面倾斜设置。如图8和9所示，换热器20也可以设置为大于两折的多折换热器，多折换热器的任意相邻的两折之间具有夹角0°≤θ2≤180°，优选为1°≤θ2≤179°，从而对风机形成半包围结构，使换热器更均匀受风，提高换热效率。当换热器大于两折设置时，出于最大效率和利用空间的考虑，结合目前现有工艺，换热器最多可设计成6折。在以上各种换热器设置形式中，为了保证机组的换热能力，换热器截面U管数之和为12至24个，优选为13至18个。
如图6至10所示，后蜗壳42b或者其切面与壳体的下侧面可以垂直设置或者倾斜设置。如图10所示，扩压部43的第二侧面与壳体的下侧面之间呈夹角即后蜗壳42b或者其切面与壳体的下侧面的夹角为
一般地，当机组设计出风区域与回风区域处于同一区域时，为锐角，当机组回风区域与送风区域在不同区域时，
为钝角。较优选地取值范围为30°至170°。以上述的试验机，当吊装高度2.5米，在最高档风量为634立方米每小时，调整角度
得到如下表六所示的实验结果。
从下表六的实验结果中可以得出，当角度过小时，存在回流现象，影响空调性能。而且当
过小或者过渡时，即上表中
或者
时，使最低送风高度升高，即风能够达到的最低点距离地面的高度不断增大，影响吹风效果。以最低送风高度小于0.2mm为指标，角度
最优选的范围为50°到150°。
表六：不同
角度下的送风情况
如图10所示，后蜗壳42b离贯流风轮41的最近点是进风与出风的一个分界点，当一
定时，后蜗壳42b上离贯流风轮41最近点与贯流风轮41圆心的连线与水平线成的角度ω控制着进风区域与出风区域的比例，当ω偏大时，进风区偏小，机组风量小，且出风不稳定，当ω偏小时，出风区域过小导致机组风量小，一般ω的取值范围为40°至120°。
以一款额定制冷量为3.5kw的空调器作为试验机，其风叶直径108mm，扩压部夹角24°贯流风轮41与前蜗舌间隙δ1=6mm，贯流风轮41与后蜗壳间隙δ2=5mm，采用双折换热器，分别是6个直径5mm换热U管及10个直径5mm换热U管，采用不同的ω角，在空调器运行在最高档时，风量的测试数据如下表七所示：（角度单位度，风量单位立方米每小时）
表七：不同ω角度下的风量的实验数据
| ω | 机组最高档风量 |
| 40 | 546 |
| 60 | 582 |
| 80 | 628 |
| 100 | 623 |
| 120 | 575 |
从上表七的数据可以得出，当ω从40°不断增大到120°的过程中，机组最高档风量先增大后减小，当ω在60°至100°时，风量取得较优值。
如图10所示，贯流风轮41圆心到出风口12的最下端的距离L直接控制着机组的扩压长度，当扩压长度太短时，不能形成稳定的出风，且出风风量低，且容易进入贯流风轮41的失速区，当扩压长度太长时，扩压压力损失过大，机组风量低，一般L的取值范围为：60mm≤L≤180mm。
以一款额定制冷量为3.5kw的空调器作为试验机，选用风叶直径98mm，扩压部夹角24°，进气角α=184°，出气角β=176°，贯流风轮41与前蜗舌间隙δ1=6mm，贯流风轮41与后蜗壳间隙δ2=5mm，采用双折换热器，分别是6个直径5mm换热U管及10个直径5mm换热U管，采用不同的L，在空调器运行在最高档时，风量的测试数据如下表八所示：（长度单位为毫米，风量单位立方米每小时）
表八：不同L下的风量的实验数据
| L | 风量 | 备注 |
| 60 | 410 | 出风风量不稳定 |
| 98 | 594 | |
| 120 | 617 | |
| 140 | 573 | |
| 180 | 445 |
从上表八的数据可以得出，当L从60mm不断增大到180mm的过程中，机组最高档风量先增大后减小，而且当L过小时，会导致出风风量不稳定的问题。综合考虑，当L在98mm至140mm的范围时，风量取得较优值。
优选地，如图5所示，换热器20与风机40之间设置有电加热装置50，当换热器20不能满足制热需求时，可以启动电加热装置50弥补换热器20的功率不足的问题。
从以上的描述中，可以看出，本发明上述的实施例实现了如下技术效果：
根据本发明的空调室内机，通过将出风口设置在下侧面上，回风口设置在后侧面和/或上侧面上，从而实现房间局部吊顶，节约大量的房间吊顶空间，而且能够将气流较容易地送达到房间的中下部，提高整个房间的气流循环，从而提高舒适性。另外，本发明通过对前蜗舌优化，使第一侧面呈向换热器弯曲的曲面，并且第一曲面的母线包括至少两段直线或者曲线，从而实现空调室内机在相同风量的情况下，降低机组噪音，提高风量噪音比。
以上仅为本发明的优选实施例而已，并不用于限制本发明，对于本领域的技术人员来说，本发明可以有各种更改和变化。凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。
Claims (10)
1.一种空调室内机，包括壳体（10），以及设置在所述壳体内部的换热器（20）和贯流风机（40），其特征在于，
所述贯流风机（40）包括相互配合设置的贯流风轮（41）和蜗壳（42）；
所述蜗壳（42）包括形成所述贯流风机（40）的扩压部（43）的第一侧面的前蜗舌（42a）和形成所述扩压部（43）的与所述第一侧面相对的第二侧面的后蜗壳（42b），所述扩压部（43）朝向下方设置且在所述壳体（10）的下侧面上形成出风口（12），所述壳体的后侧面和/或上侧面上具有回风口（11）；
所述前蜗舌（42a）的朝向所述贯流风轮（41）的前蜗舌端部的内侧边沿和外侧边沿与所述贯流风轮（41）圆心的连线之间的夹角为ψ，其中，20°≤ψ≤44°。
2.根据权利要求1所述的空调室内机，其特征在于，23°≤ψ≤40°。
3.根据权利要求1或2所述的空调室内机，其特征在于，
所述贯流风机（40）的进气角为α，其中，120°≤α≤250°；
所述贯流风机（40）的出气角为β，其中，110°≤β≤240°，且α+β+ψ＝360°。
4.根据权利要求1所述的空调室内机，其特征在于，
所述前蜗舌（42a）与所述后蜗壳（42b）之间的夹角向出风侧张开，形成所述扩压部（43）的扩压角γ，其中，10°≤γ≤40°。
5.根据权利要求1所述的空调室内机，其特征在于，
所述贯流风轮（41）的边缘距离所述前蜗舌（42a）的最小间隙为δ1，其中3mm≤δ1≤13mm；
所述贯流风轮（41）的边缘距离所述后蜗壳（42b）的最小间隙为δ2，其中3mm≤δ2≤15mm。
6.根据权利要求1所述的空调室内机，其特征在于，
所述换热器（20）为两折换热器，所述两折换热器包括相互连接的第一换热部和第二换热部，所述第一换热部和所述第二换热部之间具有夹角θ1，其中，20°≤θ1≤150°。
7.根据权利要求1所述的空调室内机，其特征在于，所述换热器（20）为大于两折的多折换热器。
8.根据权利要求1所述的空调室内机，其特征在于，所述扩压部（43）的第二侧面与所述壳体的下侧面之间呈夹角
其中，
9.根据权利要求1所述的空调室内机，其特征在于，所述后蜗壳（42b）离所述贯流风轮（41）的最近点与所述贯流风轮（41）的圆心的连线与水平线的夹角为ω，其中，40°≤ω≤120°。
10.根据权利要求1所述的空调室内机，其特征在于，
所述贯流风轮（41）的圆心到所述壳体（10）的下侧面上的所述出风口（12）竖直距离为L，其中，60mm≤L≤180mm。
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| PB01 | Publication | ||
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| RJ01 | Rejection of invention patent application after publication |
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