JP2008070110A

JP2008070110A - 空気調和機

Info

Publication number: JP2008070110A
Application number: JP2007272645A
Authority: JP
Inventors: Hiroki Okazawa; 宏樹岡澤; Seiji Hirakawa; 誠司平川; Akira Ishibashi; 晃石橋; Teru Takamori; 輝高守; Mitsuhiro Shirota; 光宏代田; Tetsuhisa Yamashita; 哲央山下; Hirokuni Suzuki; 洋邦鈴木
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2007-10-19
Filing date: 2007-10-19
Publication date: 2008-03-27

Abstract

【課題】クロスフローファン付近の風路形状を改善し、クロスフローファンを有する空気調和機の騒音値を低減する。
【解決手段】スタビライザ３のクロスフローファン１との対向面は、クロスフローファン１の回転軸に垂直な断面で、クロスフローファン１の回転方向の前方端部３ａでクロスフローファン１との距離が最短になるように設けた対向面最短部Ａと、対向面最短部Ａからクロスフローファン１の周に沿って回転方向の後方側に向かって伸び、クロスフローファン１の回転中心を中心として対向面の前方端部３ａと後方端部３ｂの２箇所で交わるまたは接する円の円弧の軌跡よりも外側に湾曲した曲面部４とを有する。
【選択図】図３

Description

この発明は、クロスフローファンを有する空気調和機に関するものである。

一般に空気調和機に用いられているクロスフローファンは、吸込んだ空気を整流して室内に吹出す風路を形成するように、スタビライザと渦巻き状のケーシングと、このケーシングの上流側に接続するガイドウォールを有する。従来の装置では、クロスフローファンとスタビライザとの間で生じる圧力変動によって大きな騒音が発生するのを抑制するために、スタビライザのクロスフローファンに対向する面に凹凸を形成したものがあった（例えば、特許文献１参照）。

また、貫流ファンに対して左右両方向から室内空気を吸込むように構成され、この方向に熱交換器が配置されている空気調和機に関し、室内機の縦断面における、前面ノーズの先端と貫流ファンの軸中心とを結ぶ直線と、背面ノーズと軸流ファンの軸中心を結ぶ直線との熱交換器側のなす角度を１８０度以上として、騒音レベルを増大させずに高風量化を測ったものがあった（例えば、特許文献２参照）。

特開２００１−２８０６４７号公報（第２頁、図３）特開２００２−８１６７２号公報（第３−４頁、図６）

従来装置におけるスタビライザの対向面に凹凸を設けた構成では、単に対向面に凹凸を設けても、設けた凹凸によって小さな渦が形成されたり、空気流の状態が変わってしまうので、騒音の発生を抑制できるとは限らなかった。また、クロスフローファンの隣り合うブレードにおいて、凹部と凸部になるように形成した場合にはブレードとスタビライザーの距離が隣り合うブレードで異なるため、ある程度の騒音低減は期待できるが、やはり設けた凹凸によって小さな渦が形成されたり、ブレードとの距離が近くなる凸部が音源となってしまい、それほど騒音抑制を図ることができないという欠点があった。
また、熱交換器がファンに対して前面にのみ設けられており、背面熱交換器を有していない構成の空気調和機に関しては、ガイドウォール付近の形状において騒音低減を図る形状は得られていなかったという問題点もあった。

この発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、騒音の発生を低減できる形状のスタビライザを有するクロスフローファンを備えた空気調和機を得ることを目的とする。
また、熱交換器がクロスフローファンに対して単一の吸込み方向に配置された構成で、騒音の発生を低減できる形状のガイドウォールを有するクロスフローファンを備えた空気調和機を得ることを目的とする。

この発明は、回転軸方向に伸びる複数の翼を円筒側面に有し吸込口から吸込んだ気体を吹出口へ送風するクロスフローファンと、前記クロスフローファンに所定の間隔をあけて設けられたスタビライザと、を備え、前記スタビライザの前記クロスフローファンとの対向面は、前記クロスフローファンの回転軸に垂直な断面で、前記クロスフローファンの回転方向の前方端部で前記クロスフローファンとの距離が最短になるように設けた対向面最短部と、前記対向面最短部から前記クロスフローファンの周に沿って前記回転方向の後方側に向かって伸び、前記クロスフローファンの回転中心Ｏを中心として前記対向面の前記前方端部と後方端部の２箇所で交わるまたは接する円の円弧の軌跡よりも外側に湾曲した曲面部と、を有することを特徴とするものである。

この発明の空気調和機は、スタビライザまたはガイドウォール付近の風路形状を改善することで、クロスフローファンの所定風量を得るときの騒音値を低減して、装置の騒音を低減できる効果がある。

実施の形態１．
図１はこの発明の実施の形態１に係わる空気調和機の室内ユニットを示す断面構成図であり、図２及び図３はこの実施の形態に係わるスタビライザ周辺の風路の静圧変動を表す説明図である。

図１において、１はクロスフローファン（以下、単にファンと記す）、２は熱交換器、３はスタビライザ、４はスタビライザ３のファン１との対向面の曲線部、５はケーシング、６はケーシング巻始部、７はガイドウォールであり、筐体１１に格納されて室内ユニット１０を構成している。また、筐体１１には気体例えば室内空気の吸込口８及び吹出口９が設けられている。このファン１は回転軸方向に伸びる複数の翼１７を円筒側面に有し、点Ｏはファン１の回転中心である。
次に室内ユニット１０の動作について説明する。ファン１がファンモータ（図示せず）の作動により矢印方向に回転すると、室内ユニット１０の外部にある空気が吸込口８から吸引され、吸込口８の内側に設けられた熱交換器２を通る。室内空気はこの熱交換器２で加熱または冷却されてファン１内を流れて翼１７から吹出され、さらに風路を通って吹出口９から吹出される。スタビライザ３、ガイドウォール７、ケーシング５は、ファン１に近接して配設され、熱交換された空気が吹出口９に送風される際の風路を形成するものであり、その形状は風路で発生する騒音や送風効率に大きな影響を及ぼす。

空気調和機は、通常、室内ユニット１０とは別に、圧縮機、室外熱交換器、減圧装置を有する室外ユニットを備えて冷媒配管で接続され、冷媒を循環させて冷凍サイクルを構成する。そして、冷房運転を行うときには冷媒を圧縮機、室外熱交換器、減圧装置、熱交換器２に順次循環させて熱交換器２で冷媒が蒸発する際に、吸込口８より吸込んだ空気を冷却する。また、暖房運転を行うときには冷媒を圧縮機、熱交換器２、減圧装置、室外熱交換器に順次循環させて熱交換器２で冷媒が凝縮する際に、吸込口８より吸込んだ空気を加熱する。

以下、ファン１と所定の間隔をあけて、対向面を有するように設けられているスタビライザ３の形状について説明する。図２、図３はスタビライザ３周辺を拡大して示しており、ファン１の回転軸に垂直な断面の形状であり、矢印はファン１の回転方向を示す。このスタビライザ３は、ファン１の回転軸方向には同一の形状で構成され、熱交換器２側の端部の点Ａから吹出口９側の端部の点Ｂの間の断面は、ファン１との対向面が滑らかな曲面部４になるように構成されている。ファン１の回転によって、スタビライザ対向面には点Ｂから点Ａに向かって空気が流れる。ファン１とスタビライザ３の間の空気流は、徐々にファン１に引き込まれてファン１内の点Ａ周辺で渦を形成する。スタビライザ対向面に流れる気流の下流側である熱交換器側端部３ａの点Ａは、スタビライザ３とファン１の翼１７との距離が最短となる部分で、例えば４ｍｍ〜５ｍｍ程度の位置に配設され、ここに対向面最短部Ａを形成することで生じた渦を安定させる。

スタビライザ３の吹出口側端部３ｂは、例えば角が丸みをつけた曲線で構成されている。そして点Ｂはスタビライザ３の吹出口側端部３ｂの周辺でファンとの距離が最短になる部分である。ファン１から吹出した空気流は、吹出口側端部３ｂの周辺で、吹出口９への流れとスタビライザ曲面部４への流れに分岐される。この分岐部、即ちスタビライザ３の吹出口側端部３ｂを曲線形状とすることで、分岐部での流れをスムーズにする。スタビライザ対向面の曲面部４は、対向面最短部Ａからファン１の周に沿って回転方向の後方側の吹出口側端部３ｂに向かって滑らかに伸びた部分を示す。
ここでファン１は矢印の方向に回転するので、スタビライザ３の対向面における熱交換器側端部３ａはファン１の回転方向の前方端部、吹出口側端部３ｂはファン１の回転方向の後方端部と表すことができる。

図２及び図３はスタビライザ３付近の静圧変動の絶対値の計算結果を表す説明図であり、室内ユニット１０からの吹出し風量が例えば１５ｍ^３／ｍｉｎのときのものである。通常はスタビライザ３の曲面部４は、図２に示すように点Ｏを中心とし、点Ｏと点Ｂを結ぶ距離を半径とする略円弧になるように形成されている。点Ｅはスタビライザ３の熱交換器側端部３ａ周辺において、点Ｏを中心とし、点Ｏと点Ｂを結ぶ距離を半径とする円の円弧上の点を示す。
本実施の形態１に係るスタビライザの曲面部４の形状は、図３に示すように図２よりも中央部Ｃで外側に湾曲させて、ファン１からの距離を大きく構成する。中央部Ｃで凹ませた湾曲長さＤは、同心円の軌跡から例えばＤ＝２ｍｍ程度とした。

図２及び図３において、曲面部４以外の全ての形状は同一であり、ファン１の直径を９５ｍｍとする。図２及び図３に示すように室内ユニット１０内の静圧変動はファン１との距離が近いほど大きく、静圧変動の等高線は曲面部４付近を除けば、ファン１と略同心円状に分布する。騒音は壁面の静圧変動が大きい領域が発生源であり、静圧変動が小さい方が騒音が低くなる。

図４は、図２及び図３の計算結果に基づいて、曲面部４の円孤方向の位置に対する静圧変動の絶対値Ｐａの変化を示すグラフである。図４の横軸は、スタビライザ曲面部４でのファンの回転方向に沿った位置（ＢＸ／ＢＡ）を示し、点Ｂからの距離（ＢＸ）／曲線部の点Ｂから点Ａまでの距離（ＢＡ）である。即ちＢＸの長さ／ＢＡの長さ＝０は点Ｂを示し、ＢＸの長さ／ＢＡの長さ＝１は点Ａの位置を示す。また、縦軸はその位置での静圧変動の絶対値（Ｐａ）を示している。実線で示す曲線は図２に対応し、点線で示す曲線は図３に対応している。
図４で曲面部４の静圧変動を比較すると、ファン１との距離が大きくなるように構成した図３（点線）の方が図２（実線）の構成よりも静圧変動が小さくなっている。即ち、曲面部４を、ファン１の回転中心Ｏを中心として対向面の熱交換器側端部３ａと吹出口側端部３ｂの２箇所で交わるまたは接する円の円弧の軌跡よりも外側に湾曲した形状、即ちファン１から見て、ファン１の同心円よりも凸形状に構成した方が静圧変動が小さくなり、騒音を低減できる。
表１は図２及び図３に示す室内ユニット１０において、例えば吹出し風量１５ｍ^３／ｍｉｎの場合の騒音値の実験値を表すものであり、測定方法はＪＩＳ規格に基づいている。

表１は例えば１５ｍ^３／ｍｉｎの場合の騒音値を示しているが、実際の空気調和機では、１５ｍ^３／ｍｉｎ程度の風量で運転され、最大でも２０ｍ^３／ｍｉｎ程度である。表１では曲面部４の断面形状がファン１から見て凸形状の場合に、例えば風量が１５ｍ^３／ｍｉｎの場合の騒音値が小さくなるという結果が得られた。これは、図４に示したように曲面部４の静圧変動が小さくなったことで、騒音値が小さくなることを示している。図２の構成では４８．５ｄＢＡであるのに対し、図３の構成では４７．４ｄＢＡであり、１ｄＢＡ程度低減され、音圧エネルギーは１ｄＢＡで２５．９％低減されるので、この騒音値低減効果は大きいものである。

なお、図３に示す点Ａ及び点Ｂとファン１との距離はあまり大きくしない方がよい。この部分でファン１との距離が大きくなると、ファン１の内部に形成される固定渦が不安定になりやすいためである。ここでは、まず、スタビライザ３の熱交換器側端部３ａの周辺に点Ａを設け、ファン１との距離を４ｍｍ程度として、スタビライザ３とファン１との最短距離に設定する。点Ｂは、スタビライザ３の吹出口側端部３ｂの周辺に設け、丸みをつけた部分の近傍でファン１との距離が小さい部分に設定する。次に点Ｂとファンの回転中心である点Ｏを半径として円弧を描いた時（図３において点線で示す）、熱交換器側端部３ａの周辺でスタビライザ曲面部４と交わる部分を点Ｅとする。円弧ＢＥの中央部を点Ｃとし、この部分でＤｍｍ（例えば２ｍｍ）だけ大きく湾曲するように点Ｃを設定し、点Ａ、点Ｅ、点Ｃ、点Ｂを滑らかに接続して曲面部４を形成する。このように、点Ａ、点Ｂとファンとの距離はある程度小さくしておき、曲線ＢＥの中点Ｃの辺りでファン１との距離が最大となるような形状にすると、発生する渦を安定させることができると共に、騒音を低減できる効果がある。点Ｃは、点Ｅと点Ｂとの中央としたが、点Ａと点Ｂの中央としてもよい。

ここで、点Ｂの位置は、必ずしもスタビライザ３の吹出口側端部３ｂの周辺のファンとの距離が最短となる部分に設定しなくてもよい。もう少しスタビライザ曲面部４の中央に寄った部分に設定してもよい。この場合には曲線ＢＥの距離は短くなるが、やはり曲線ＢＥの中央部で２ｍｍ程度湾曲させることで、曲面部４の中央部でファン１と離れる構成となり、騒音値をある程度低減できる。

また、スタビライザ３のファン１の回転方向における前方端部（熱交換器側端部）３ａと後方端部（吹出口側端部）３ｂ間の曲面部４は、ファン１の２つの翼間以上でファン１と対向するように構成するのが好ましい。スタビライザ３の対向面のファン１の回転方向の長さが短かすぎると、ファン１内部の固定渦が不安定となって吹出口側から吸込口側へ空気が流れる逆吸込みがおこりやくなるという課題がある。一方、スタビライザ３の対向面の長さが長すぎると、ファン１の吸込み領域が減少するという課題がある。このため、スタビライザ３の対向面の長さは、ファン１の吸込み領域の減少を抑え、固定渦を安定させられる長さにするのが望ましい。
さらに、ここでは、対向面である曲面部４は、ファン１の２つ以上の翼間と対向するように構成したことで、渦を安定化でき、かつ吸込口８からの室内空気を円滑にファン１に取り込むことができる。またこのように構成することで、図３に示すように曲面部４は少なくとも２つの翼間と３つの翼１７に対向することになる。スタビライザ３の熱交換器側端部３ａと吹出口側端部３ｂは渦を安定させるためにファン１の近くに設けられることになり、騒音低減の効果は主に外側に湾曲した曲面部４のファン１との距離の離れた部分で得られる。このため、ファン１が回転する際、曲面部４のファン１との距離の離れた辺りに少なくとも１枚の翼１７が対向する構成であれば、曲面部４を湾曲させることによって所定風量を得るときの騒音を確実に低減できる効果が得られる。これは図４の中央の山の部分で実線に示した変動値の絶対値が点線のように小さくなっていることからも明らかである。

図５は、スタビライザ曲面部４の中央部において湾曲させる時の、最大凹ませ幅Ｄ（ｍｍ）に対し、計測した騒音値（ｄＢＡ）を示すグラフである。このときの風量は１５ｍ^３／ｍｉｎとした。ファンの回転中心Ｏの円弧からの最大凹ませ幅ＤをＤ＝０ｍｍから徐々に増加するに従って騒音値（ｄＢＡ）は低下し、Ｄ＝２ｍｍまでは凹ませれば凹ませるほど騒音値（ｄＢＡ）は低下する。Ｄ≧１．５ｍｍで騒音値を０．９ｄＢＡ以上低減でき、Ｄ＝２ｍｍを越えると騒音値の低下率は低くなり、さらにＤ＝４ｍｍまで凹ませると騒音値は余り変化しなくなる。一方、Ｄ＝４ｍｍまで凹ませると、スタビライザ３の厚みが薄くなって製作しにくくなる。また、厚みが薄いと例えば空気調和機を冷房運転している場合に背面の低温がファン１との対向面に伝わり易くなり、この対向面に結露する可能性も出てくる。加えて、Ｄ＝４ｍｍとすると、ファン１からスタビライザの曲面部４が離れすぎてしまい、ファン１のスタビライザ３に近い部分にできる渦が不安定となるなどの不具合点も出てくる。このため、Ｄ≦３．５ｍｍとするのが好ましい。
従って、図５で示される計測値に基づけば、曲面部４の最大凹ませ幅Ｄは、１．５ｍｍ以上で３．５ｍｍ以下の範囲に設定すれば、騒音値を０．９ｄＢＡ以上低減できる。図５に示されるように、曲面部４を同心円孤よりも凹ませて得られる騒音低減効果は最大で１．３ｄＢＡ程度であり、曲面部４の最大凹ませ幅Ｄを１．５ｍｍ以上で３．５ｍｍ以下の範囲に設定すれば、十分な騒音低減効果が得られる。

このように、回転軸方向に伸びる複数の翼１７を円筒側面に有し吸込口から吸込んだ気体を吹出口９へ送風するクロスフローファン１と、クロスフローファン１に所定の間隔をあけて設けられたスタビライザ３と、を備え、スタビライザ３のクロスフローファン１との対向面は、クロスフローファン１の回転軸に垂直な断面で、クロスフローファン１の回転方向の前方端部３ａでクロスフローファン１との距離が最短になるように設けた対向面最短部Ａと、対向面最短部Ａからクロスフローファン１の周に沿って回転方向の後方側に向かって伸び、クロスフローファン１の回転中心Ｏを中心として対向面の前方端部Ａと後方端部の２箇所で交わるまたは接する円の円弧の軌跡よりも外側に湾曲した曲面部４と、を有することにより、所定風量を得るときの騒音を低減できる空気調和機が得られる効果がある。

また、曲面部４を、クロスフローファン１の２つ以上の翼間と対向するように構成したことにより、所定風量を得るときの騒音を確実に低減できる空気調和機が得られる効果がある。

また、曲面部４を、クロスフローファン１の回転中心Ｏを中心として対向面の前方端部３ａと後方端部３ｂの２箇所で交わるまたは接する円の半径での円弧の軌跡より最もクロスフローファン１と離れる部分で１．５〜３．５ｍｍ離れるように湾曲させたことにより、所定風量を得るときの騒音を十分に低減できる空気調和機が得られる効果がある。

実施の形態２．
図６はこの発明の実施の形態２に係る空気調和機の室内ユニット１３の概略構成を示す断面構成図であり、図７はクロスフローファンと熱交換器の位置関係を説明するための説明図である。図６、図７において、図１と同一符号は同一、または相当部分を示し、ここでは説明を省略する。
図６は室内ユニット１３の縦断面、即ちクロスフローファンの回転軸に垂直な断面の構成を示すもので、例えば上下方向に２つのクロスフローファン（以下、単にファンと記す）１４、１５を有し、吸込口８から吸込んだ室内空気を熱交換器１６で加熱または冷却して、ファン１４、１５によって送風することで、上下方向に設けた吹出口９から吹出す構成である。このように構成された室内ユニット１３では、熱交換器１６がファン１４、１５に対して単一吸込み方向に配置されている。また矢印１２は室内ユニット１３内での空気流の流れを示す。

ここで、図７に基づいて、ファンと熱交換器の位置関係を説明する。図７は例えば室内ユニットが図１に示したような１つのファン１を有する構成で示している。熱交換器がファン１に対して単一吸込み方向に配置されていない場合の室内ユニットの構成を図７（ａ）に示し、熱交換器がファン１に対して単一吸込み方向に配置されている場合の室内ユニットの構成を図７（ｂ）に示す。図中、２５ａ、２５ｂ、２６は熱交換器を示し、熱交換器２５ａ、２５ｂの主な部分はファン１に対して室内ユニットの筐体の前面側に配設されている前面熱交換器であり、これらは矢印ｍのような空気流と熱交換する。また熱交換器２６の主な部分はファン１に対して室内ユニットの筐体の背面側に配設されている背面熱交換器であり、これらは矢印ｎのような空気流と熱交換する。

ここで、熱交換器がファンに対して単一吸込み方向に配置された構成について、さらに明確に定義する。
点線Ｓはファン１の回転中心を通る水平線である。この水平線Ｓのスタビライザ側（図に向かって左側）を０度とする。また、ファン１の回転中心Ｏから熱交換器２５ａ、２５ｂ、２６のファン１との対向面または対向面を仮想的に伸ばした仮想線への垂線をそれぞれＴ１、Ｔ２、Ｔ３、Ｔ４、Ｔ５とする。各垂線と水平線Ｓとの角度を見てみると、垂線Ｔ１で−３°程度、垂線Ｔ２で４５°程度、垂線Ｔ３で１５０°程度、垂線Ｔ４で−３°程度、垂線Ｔ５で４５°程度となる。単一吸込み方向に配置された構成（図７（ｂ））では、全ての熱交換器に対して水平線と垂線の角度がー９０°〜９０°の範囲になるように配置されている。一方、単一吸込み方向に配置されていない構成（図７（ａ））では、水平線と垂線の角度がー９０°〜９０°の範囲になるように配置されている熱交換器が存在すると共に、水平線と垂線の角度が９０°〜２７０°の範囲になるように配置されている熱交換器が存在する。このように、熱交換器がファンに対して一方側（ー９０°〜９０°の範囲）に配置されている構成を、単一吸込み方向に配置された構成と称し、熱交換器がファンに対して両方側（ー９０°〜９０°の範囲、９０°〜２７０°の範囲）に配置されている構成を、単一吸込み方向に配置されていない構成と称する。

図６に示した室内ユニット１３では、図７（ｂ）に示すように熱交換器が単一吸込み方向に配置されており、ここでは、このような構成の室外ユニット１３におけるスタビライザ３、ケーシング５、ケーシング巻始部６、ガイドウォール７による風路形状を改善して騒音の低減を図る。図８は室内ユニット１３の縦断面、即ちクロスフローファンの回転軸に垂直な断面におけるスタビライザ３、ケーシング５、ケーシング巻始部６、ガイドウォール７の位置関係を示す説明図である。図において、スタビライザ３の熱交換器１６側で最もファン１４に近い部分を点Ａとし、ケーシング５とガイドウォール７の接続部であるケーシング巻始部６を点Ｆとしたとき、点Ａ及び点Ｆとファン１４の回転中心Ｏとを結ぶ線ＯＡと線ＯＦとのなす角度を角度αとする。また、ガイドウォール７の最も吸込口８側に近い端部を点Ｇとしたとき、線ＯＡと線ＯＧとのなす角度を角度βとする。ここで、角度αと角度βは線ＯＡを基線とした角度とする。

なお、図８では図６に示した一方のファン１４についての構成であるが、ファン１５についても、スタビライザ３、ケーシング５、ケーシング巻始部６、ガイドウォール７との位置関係はファン１４と上下逆であるが、これらの構成、形状及び各部間の距離は同様である。

熱交換器１６がファン１４に対して単一吸込み方向に配置されている構成で、スタビライザ３、ケーシング５、ケーシング巻始部６、ガイドウォール７によって風路が形成されている。ガイドウォール７は熱交換器１６を通ってきた空気流を翼の負圧面に曲げて翼に対して迎え角γを小さくする作用がある。ケーシング巻始部６は、巻始部６付近のケーシング５側で巻始部６付近に発生する渦を安定させるように、ファン１４との間の距離が小さくなるように配設される。また、ケーシング５は翼から出た空気流を吹出口９に持っていくように構成され、ケーシング巻始部６から吹出口９までの風路面積を徐々に広げて空気流がスムーズに流れるような形状である。

図９は迎え角γを示す説明図であり、クロスフローファンを構成する１つの翼１７に対する空気流の関係を示している。図に向かって右回りにファンが回転する時、翼１７の外周側と内周側は図のような向きになる。そして空気流の流入速度ベクトルが図の矢印に示すような場合、翼１７の外周側と内周側を結ぶ直線と流入速度ベクトルとのなす角を迎え角γと称する。迎え角γが大きいと、翼１７の負圧面１７ａから空気流がはがれやすくなり失速しやすくなる。また、負圧面１７ａで空気流がはがれると、騒音が大きくなる。このため、翼１７の迎え角γをある程度小さくする必要があり、２０°程度以下にするのが好ましい。

ここで、図８に示した角度βについて説明する。図１０は、例えばα＝１８０°とした場合のガイドウォール７付近の空気の流跡を示す説明図である。図において、ファン１４の外側は絶対速度場で表した流跡であり、ファン１４の内側は相対速度場で表した流跡である。
角度βが小さいときには、点Ｇが図に向かって左に位置することになり、ガイドウォール７が長くなる。この場合、翼１７とガイドウォール７に囲まれた領域１８において渦１９が生成されるため静圧が下がり、静圧差により、領域２２から領域１８に向かう力２３が働く。このため、図９で述べた迎え角γが小さくなって領域１８付近にある翼１７の負圧面に風が当たりやすくなり、領域１８付近において翼１７は失速しにくくなるという利点がある。これは騒音低減につながる。ところが、ガイドウォール７が長いためにファン１４の吸込み領域が減少するという欠点がある。吸込み領域が減少すると、所定風量を吹出すときの翼間速度が大きくなるので騒音の増大を招くことになる。

また、角度βが大きいときには、点Ｇが図１０に向かって右に位置することになり、ガイドウォール７が短くなるため、ファン１４の吸込み領域は増加するという利点がある。これは騒音低減につながる。ところが、ガイドウォール７が短くなると、渦１９ができにくくなり、領域１８の静圧は下がらない。このため、領域２２から領域１８に向かう力が小さくなり、迎え角γが大きくなって領域１８付近の翼１７が失速しやすくなり、騒音が増大する。

図１１は、角度αを１８０°とし、角度βを変化させた場合の騒音値と風量の関係を表すグラフであり、横軸に角度β（°）、縦軸に騒音値（ｄＢＡ）を示す。この関係は、例えばファン１４の直径を９５ｍｍとし、室内ユニット１３の吹出し風量が１２ｍ^３／ｍｉｎの場合の計測値を示している。
図から明らかなように、角度β＝１２０°で騒音値は４２．１ｄＢＡで最低値を示している。前述したように角度βが１２０°から大きくなるにつれて、迎え角γが大きくなるので騒音が増加している。角度βが１２０°から小さくなるにつれて、吸込み領域が減少して翼間速度が大きくなるので騒音が増加している。
このように、図１１に示した測定結果から、測定誤差を１ｄＢＡ程度として考慮すると、角度βが１００°≦β≦１２８°の範囲において騒音値は４３．１ｄＢＡ以下となり、室内ユニット１３からの騒音値を低減できる。この計測結果において、風量が変化するとそれにつれて騒音値は変化するが、角度βに対する騒音値の変化の傾向はそれほど変わらないので、角度βが１００°≦β≦１２８°の範囲になるように構成すれば、室内ユニット１３からの騒音値を低減できる。

また、角度βが１００°≦β≦１２８°の範囲においては、ケーシング巻始部６（点Ｆ）付近に位置する翼１７の翼間からの吹出し、または吸込み風量は小さいため、角度βの大小によりファン１４の翼１７からの吹出し領域の増減にはほとんど影響しない。即ち、風路に空気流の妨げになるようなガイドウォール７を１００°≦β≦１２８°の範囲で設けても、所定風量を出す時に翼の吹出し領域からの騒音は変化しないことになるので、迎え角γを小さくできることによる騒音低減効果が顕著に表れることになる。

このように、気体の吸込口８及び吹出口９を有する筐体１１と、吸込口８の内側に設けられ吸込口８から吸込んだ気体を加熱または冷却する熱交換器１６と、回転軸方向に伸びる複数の翼１７を円筒側面に有し加熱または冷却された気体を吹出口９へ送風するクロスフローファン１４、１５と、気体を吸込口８から吹出口９に案内する風路の一方側にクロスフローファン１４、１５に近接して配設されたガイドウォール７及びケーシング５と、風路の他方側にクロスフローファン１４、１５に近接して配設されたスタビライザ３と、を備え、クロスフローファン１４、１５の回転軸に垂直な断面で、クロスフローファンの回転中心Ｏとスタビライザ３の熱交換器側端部Ａとを結んだ線ＯＡと、クロスフローファンの回転中心Ｏとガイドウォール７の吸込口側端部Ｇを結んだ線ＯＧとのなす角度βを１００°≦β≦１２８°とすることで、所定風量を得るときの騒音値を低減できる空気調和機が得られる効果がある。

次に、図８に示した角度αについて説明する。図１２は、例えばβ＝１２０°の場合のガイドウォール付近の空気の流跡を示す説明図である。図において、ファン１４の外側は絶対速度場で表した流跡であり、ファン１４の内側は相対速度場で表した流跡である。
角度αが小さいときには、ケーシング巻始部６である点Ｆが吹出口９よりも遠くに（図に向かって左側に）位置することになる。この時には、巻始部６近くに位置する翼１７の翼間風量が小さいため、渦２１の速度が小さく、領域２０における静圧変動は小さくなるので、騒音源になりにくい。ところが、この構成では巻始部６近くの吹出口９側の領域２０のケーシング５壁面において渦２１が生成されやすくなり、翼１７から吹出された流れが渦２１に巻き込まれる。このため、室内ユニット１３から空気が吹出されにくくなり、風量が下がる。従って所定風量を得るためにはファン１４の回転数を増やすことになり、これにつれて騒音値は増加してしまう。
また、角度αが大きいときには、点Ｆが吹出口９に近づいて（図に向かって右側に）位置することになる。この時には巻始部６近くの吹出口９側の領域２０のケーシング５壁面において渦２１が生成されにくくなり、室内ユニット１３から空気が吹出されやすくなる。ところが、巻始部６近くに位置する翼１７の翼間風量が大きいため、渦２１の速度が大きく、領域２０における静圧変動が大きくなり、騒音源となるという欠点がある。

図１３は、角度βを１２０°とし、角度αを変化させた場合の騒音値を表すグラフであり、横軸に角度α（°）、縦軸に騒音値（ｄＢＡ）を示す。この関係は、例えばファン１４の直径を９５ｍｍとし、室内ユニット１３の吹出し風量が１２ｍ^３／ｍｉｎの場合の計測値を示している。
図から明らかなように、角度α＝１７０°で騒音値は４２．６ｄＢＡで最低値を示している。前述したように角度αが１７０°から大きくなるにつれて領域２０における静圧変動が大きくなって騒音が増加している。角度αが１７０°から小さくなるにつれても、ファン１４の風量が下がって回転数が増加することで騒音が増加している。

このように、図１３に示した測定結果から、測定誤差を１ｄＢＡ程度として考慮すると、角度αが１６０°≦α≦１７６°の範囲において室内ユニット１３からの騒音値を低減でき、例えば騒音値を４２．５ｄＢＡ以下に抑えることができる。この計測結果において、風量が変化するとそれにつれて騒音値は変化するが、角度αに対する騒音値の変化の傾向はそれほど変わらないので、角度αを１６０°≦α≦１７６°の範囲に構成することで室内ユニット１３からの騒音値を低減できる。

このように、気体の吸込口８及び吹出口９を有する筐体１１と、吸込口８の内側に設けられ吸込口８から吸込んだ気体を加熱または冷却する熱交換器１６と、回転軸方向に伸びる複数の翼１７を円筒側面に有し加熱または冷却された気体を吹出口９へ送風するクロスフローファン１４、１５と、気体を吸込口８から吹出口９に案内する風路の一方側にクロスフローファン１４、１５に近接して配設されたガイドウォール７及びケーシング５と、風路の他方側にクロスフローファン１４、１５に近接して配設されたスタビライザ３と、を備え、熱交換器１６をクロスフローファン１４、１５に対して単一吸込み方向に配置すると共に、クロスフローファン１４、１５の回転軸に垂直な断面で、クロスフローファン１４、１５の回転中心Ｏとスタビライザ３の熱交換器側端部Ａとを結んだ線ＯＡと、ガイドウォール７とケーシング５との接続部であるケーシング巻始部６（点Ｆ）とクロスフローファン１４、１５の回転中心Ｏとを結んだ線ＯＦとのなす角度αを１６０°≦α≦１７６°とすることで、所定風量を得るときの騒音を低減できる空気調和機が得られる効果がある。

また、この角度α及び角度βの値は風量の大きさにはあまり関係なく、ファン径が大きくなると、それにつれて迎え角γは小さくなるため角度βはさらに大きくでき、角度βを大きくすることで、吸込み領域を大きくできる。

実施の形態３．
図１４はこの発明の実施の形態３に係わるガイドウォール付近の空気の流跡を表す説明図である。この実施の形態は、例えば図６に示したようなクロスフローファン（以下、単にファンと記す）１４、１５の風路構成に関するもので、図７（ｂ）に示すような熱交換器がファンに対して単一吸込み方向に配置された構成の室内ユニットに適用した場合について説明する。特にこの実施の形態は、ファンの回転中心Ｏとガイドウォール７の吸込口側端部である点Ｇとを結んだ線分ＯＧの長さと、ファン１４、１５の外径の長さとの関係に関する。ここで、２台のファン１４、１５のうち、ファン１４について説明するがファン１５に関しても同様である。
図１４において、ファン１４のファン半径をＲとし、ファン１４の回転中心Ｏと、ファン１４から見て外側に湾曲した形状のガイドウォール７の吸込口８側端部である点Ｇとを結んだ線分ＯＧの長さをＬとする。

距離Ｌが小さいと、ファン１４とガイドウォール７との距離が小さくなり、ガイドウォール７の壁面上の静圧変動が大きくなって騒音源となる。
一方、距離Ｌが大きいと、領域１８に生成される渦１９の渦度が小さくなり、領域１８の静圧が高くなる。このため、領域２２と領域１８との静圧差が小さくなり、この静圧差により生じる領域２２から領域１８へ向かう力２３が小さくなる。力２３が小さくなると、領域１８付近にある翼１７の迎え角γが大きくなるため失速しやすく、領域１８付近にある翼１７の負圧面が騒音源となる。

図１５は、距離Ｌを１．５Ｒ≦Ｌ≦１．９Ｒと変化させた場合の騒音値を表すグラフであり、横軸にＬ／Ｒ、縦軸に騒音値（ｄＢＡ）を示す。この関係は、例えばファン１４の外径を９５ｍｍとし、室内ユニット１３の吹出し風量が１２ｍ^３／ｍｉｎの場合の計測値を示している。
図から明らかなように、Ｌ＝１．７Ｒで騒音値は４１．５ｄＢＡで最低値を示している。前述したようにＬ／Ｒ＝１．７から大きくなるにつれて、領域１８付近にある翼１７の迎え角γが大きくなるため騒音が増加している。また、Ｌ／Ｒ＝１．７から小さくなるにつれても、ガイドウォール７の壁面上の静圧変動が大きくなるので騒音が増加している。
このように、図１５に示した測定結果から、測定誤差を１ｄＢＡ程度として考慮すると、１．６５Ｒ≦Ｌ≦１．８Ｒの範囲でガイドウォール７を構成すれば、ファン１４とガイドウォール７との距離を、騒音が低減できる距離とすることができ、室内ユニット１３からの騒音値を低減できる。この計測結果において、風量が変化するとそれにつれて騒音値は変化するが、Ｌ／Ｒに対する騒音値の変化の傾向はそれほど変わらないので、１．６５Ｒ≦Ｌ≦１．８Ｒの範囲になるように構成することで、室内ユニット１３からの騒音値を低減できる。

具体的にこの実施の形態における直径９５ｍｍのファン１４の場合には、Ｌ＝８０．７５ｍｍとした時に騒音値が最小になるが、測定誤差を考慮し、７１．２５ｍｍ≦Ｌ≦８５．５ｍｍの範囲に設定すれば、騒音を低減できる。
ここで、この実施の形態では点Ｇと回転中心Ｏとの距離Ｌを、例えばガイドウォール７と回転中心Ｏ間距離の最大距離とした。即ち、ガイドウォール７の形状を点Ｇで最もファンから距離をとり、ケーシング巻始部６の点Ｆに向かうにつれて徐々にファンとの距離を狭くし、点Ｆで最小距離とする。このように構成すれば、点Ｇから点Ｆの間でガイドウォール７とファン１４との間の領域１８に渦度の大きい渦１９を生成でき、かつガイドウォール壁面上の静圧変動が小さくなるように構成でき、騒音を低減できる。

以上のようにこの実施の形態では、気体の吸込口８及び吹出口９を有する筐体１１と、吸込口８の内側に設けられ吸込口８から吸込んだ気体を加熱または冷却する熱交換器１６と、回転軸方向に伸びる複数の翼を円筒側面に有し加熱または冷却された気体を吹出口９へ送風するクロスフローファン１４と、気体を吸込口８から吹出口９に案内する風路の一方側にクロスフローファン１４に近接して配設されたガイドウォール７及びケーシング５と、風路の他方側にクロスフローファン１４に近接して配設されたスタビライザ３と、を備え、熱交換器１６をクロスフローファン１４、１５に対して単一吸込み方向に配置すると共に、ガイドウォール７の吸込口側端部（点Ｇ）とクロスフローファン１４の回転中心Ｏとの距離をＬとし、クロスフローファン１４の半径をＲとしたとき、１．６５Ｒ≦Ｌ≦１．８Ｒとすることにより、所定風量を得るときの騒音値を低減することができる。

実施の形態４．
図１６はこの発明の実施の形態４に係わる空気調和機において、室内ユニットの縦断面、即ちクロスフローファンの回転軸に垂直な断面におけるガイドウォール７付近の形状を示す説明図である。この実施の形態は、ガイドウォールのクロスフローファン（以下、単にファンと記す）との対向面の形状に関するものである。図１６は、例えば図６に示した構成のように、熱交換器がファン１４、１５に対して単一吸込み方向に配置された室内ユニット１３に適用した場合の構成例である。ここで、ファン１４について説明するが、ファン１５についても同様である。図において、図６と同一符号は同一、または相当部分を示す。

ガイドウォール７の吹出口側はケーシング５の吸込口側に位置するケーシング巻始部６に接続されている。この巻始部６とファンとの距離は、ファン１４にできる渦を安定させるために、それほど大きくすることができず、例えば４〜６ｍｍ程度で設定される。これに合わせてガイドウォール７の対向面もファン１４に近づくように構成すると、ガイドウォール壁面上での静圧変動が大きくなって騒音が増大する。そこで、ファン１４との対向面を外側に湾曲させた形状とし、ファン１４の外周に対してある程度離した方が騒音を低減できる。ここで、ファン１４の直径をＷとし、ガイドウォール７とケーシング５との接続部であるケーシング巻始部６（点Ｆ）とファン１４の回転中心Ｏとを結んだ線ＯＦと、ファン回転中心Ｏとガイドウォール７上の任意の点Ｈとを結んだ線ＯＨとのなす角度をφとする。例えば図１６で、ガイドウォール７の対向面における任意の点Ｈにおいて、角度φ＝１０°の点をＨ１０、角度φ＝１５°の点をＨ１５、角度φ＝２５°の点をＨ２５、角度φ＝３５°の点をＨ３５、角度φ＝４５°の点をＨ４５とし、例えば角度φ＝１５°の点Ｈ１５でのガイドウォール７の形状を説明する。
ファン回転中心点Ｏと点Ｈ１５とを結んだ線分ＯＨ１５の長さが短いときはガイドウォール７がファン１４に近づくため、ガイドウォール壁面上の静圧変動が大きくなって騒音源となるという課題がある。一方、線分ＯＨ１５の長さが長いときはガイドウォール壁面上の静圧変動が小さくなって騒音値は低減するのであるが、ある程度以上長くしても騒音値の低減効果はそれほど得られず、製作しにくくなるという課題も出てくる。

ここで、点Ｈ１５から点Ｇまでのガイドウォールの対向面の形状について説明する。前記と同様に、ファン１４の直径（Ｗ）を９５ｍｍとし、ガイドウォール７の吸込口側端部の点Ｇを例えばφ＝４７°程度となる点とし、線分ＯＨ４５の長さを６４．２ｍｍ、線分ＯＨ４０の長さを６３．５ｍｍ、線分ＯＨ５の長さを５４．５ｍｍとして固定させる。その上で、線分ＯＨ１５の長さを５４〜６２ｍｍの間で変化させ、ガイドウォールの形状を、点Ｇ、点Ｈ４５、点Ｈ４０、点Ｈ１５、点Ｈ５、点Ｆを通る滑らかな曲線で構成してガイドウォール７の対向面の形状を決定する。図１７は線分ＯＨ１５の長さを変化させた場合の騒音値を表すグラフであり、横軸に線分ＯＨ１５の長さ（ｍｍ）、縦軸に騒音値（ｄＢＡ）を示す。ここで、室内ユニットからの吹出し風量が例えば１２ｍ^３／ｍｉｎのときの計測値を示している。

図から明らかなように、ＯＨ１５＜５７ｍｍ（＝０．６Ｗ）の範囲では騒音値が大きく、ＯＨ１５≧５７ｍｍ（＝０．６Ｗ）の範囲では騒音値はほぼ一定となる。これは前述したように、ＯＨ１５＜５７ｍｍ（＝０．６Ｗ）の範囲ではガイドウォール７がファン１４に近づくため、ガイドウォール壁面上の静圧変動が大きくなり騒音源となる。この測定結果から、ＯＨ１５≧５７ｍｍ（＝０．６Ｗ）にするとガイドウォール７とファン１４との間には充分な距離をおくことができ、ガイドウォール壁面上の静圧変動がほとんど変わらず、騒音を低減できる。この実施例では風量が１２ｍ^３／ｍｉｎで騒音値を４２．２ｄＢＡ程度以下に低減することができた。この計測結果において、風量が変化するとそれにつれて騒音値は変化するが、ＯＨ１５の長さに対する騒音値の変化の傾向はそれほど変わらないが、ファンの径が変化することでこの距離は影響を受ける。そこでファン１４の直径Ｗに関係する数量とし、ＯＨ１５≧０．６Ｗの範囲になるように構成することで、室内ユニット１３からの騒音値を低減できる。

ガイドウォール７の吸込口側端部の点Ｇをファン１４と最も離れた位置、ケーシング巻始部６の点Ｆをファン１４と最も近い位置に設定し、さらにφ≧１５°となる部分、即ち点Ｈ１５から点Ｇまでを０．６Ｗ以上になるように位置し、点Ｆ、点Ｈ１５、点Ｇを滑らかな曲線で結ぶことで対向面が形成される。このようにガイドウォール７の対向面を形成することで、ガイドウォール７とファン１４との間隔を十分にとって、この付近にできる渦を安定して生成でき、吸込口８から吹出口９への空気の流れを円滑にでき、かつ騒音を低減できる。

このように、気体の吸込口８及び吹出口９を有する筐体１１と、吸込口８の内側に設けられ吸込口８から吸込んだ気体を加熱または冷却する熱交換器１６と、回転軸方向に伸びる複数の翼１７を円筒側面に有し加熱または冷却された気体を吹出口９へ送風するクロスフローファン１４と、気体を吸込口８から吹出口９に案内する風路にクロスフローファン１４に近接して配設されたガイドウォール７及びケーシング５と、を備え、クロスフローファン１４の回転軸に垂直な断面で、クロスフローファン１４の直径をＷとし、ガイドウォール７とケーシング５との接続部であるケーシング巻始部６（点Ｆ）とクロスフローファン１４の回転中心Ｏとを結んだ線ＯＦと、回転中心Ｏとガイドウォール７のクロスフローファン１４との対向面上の点Ｈとを結んだ線ＯＨとのなす角度をφとしたとき、φ≧１５°である点Ｈａにおいて、線分ＯＨａ≧０．６Ｗとし、ケーシング巻始部６（点Ｆ）と点Ｈａとガイドウォール７の吸込口側端部Ｇとを結んでガイドウォール７の対向面を構成することにより、所定風量を得るときの騒音値をさらに低減できる効果がある。

次に、ケーシング巻始部６に近い部分のガイドウォール７の形状、即ち角度φ＝１０°における対向面とファン１４との距離が騒音値に及ぼす影響について説明する。前述のように、ケーシング巻始部６である点Ｆとファン１４との距離は、渦を安定させるために狭くしたほうがよいが、角度φ＝１０°における線分ＯＨ１０の長さはある程度長くしたほうが騒音値を低減できる。そこで、ファン１４の直径（Ｗ）を９５ｍｍとし、ガイドウォール７の吸込口側端部の点Ｇを例えばφ＝４７°程度となる点とし、線分ＯＨ４５の長さを６４．２ｍｍ、線分ＯＨ４０の長さを６３．５ｍｍ、線分ＯＨ１５の長さを６１ｍｍ、ＯＨ５の長さを５４．５ｍｍとして固定させる。その上で、線分ＯＨ１０の長さを５５〜５８ｍｍの間で変化させ、ガイドウォールの形状を、点Ｇ、点Ｈ４５、点Ｈ４０、点Ｈ１５、点Ｈ１０、点Ｈ５、点Ｆを通る滑らかな曲線で構成してガイドウォール７の対向面の形状を決定する。図１８は線分ＯＨ１０の長さを５５〜５８ｍｍの間で変化させた場合の騒音値を表すグラフであり、横軸に線分ＯＨ１０の長さ（ｍｍ）、縦軸に騒音値（ｄＢＡ）を示す。ここで、室内ユニットからの吹出し風量が例えば１２ｍ^３／ｍｉｎのときの計測値を示している。

図から明らかなように、ＯＨ１０＜５６ｍｍ（＝０．５８９Ｗ）の範囲では騒音値が大きく、ＯＨ１０≧５６ｍｍ（＝０．５８９Ｗ）の範囲では騒音値はほぼ一定となる。これは前述したように、ＯＨ１０＜５６ｍｍ（＝０．５８９Ｗ）の範囲ではガイドウォール７がファン１４に近づくため、ガイドウォール壁面上の静圧変動が大きくなり騒音源となる。この測定結果から、ＯＨ１０≧５６ｍｍ（＝０．５８９Ｗ）にするとガイドウォール７とファン１４との間には充分な距離をおくことができ、ガイドウォール壁面上の静圧変動がほとんど変わらなくなり、騒音を低減できる。この範囲では風量が１２ｍ^３／ｍｉｎで騒音値を４１．９５ｄＢＡ程度以下に低減することができた。この計測結果において、風量が変化するとそれにつれて騒音値は変化するが、線分ＯＨ１０の長さに対する騒音値の変化の傾向はそれほど変わらないので、ＯＨ１０≧０．５８９Ｗの範囲になるように構成すれば、室内ユニット１３からの騒音値を低減できる。

このように、φ≧１５°である点Ｈａにおいて、線分ＯＨａ≧０．６Ｗとし、さらにφが略１０°である点Ｈｂにおいて、線分ＯＨｂ≧０．５８９Ｗとし、ケーシング巻始部６（点Ｆ）と点Ｈｂと点Ｈａとガイドウォールの吸込口側端部Ｇとを結んでガイドウォール７の対向面を構成することにより、所定風量を得るときの騒音値を低減できる効果がある。ここではφが略１０°である点Ｈｂにおいて、線分ＯＨｂ≧０．５８９Ｗとしたが、点Ｈｂは対向面でケーシング巻始部６（点Ｆ）から正確にφ＝１０°となる点を示していなくてもよい。例えば１〜２°程度前後した位置、即ちφが８°〜１２°付近の位置を点Ｈｂとし、線分ＯＨｂ≧０．５８９Ｗになるように構成しても、騒音を低減できる効果を奏する。
ここで、ガイドウォール７の対向面は、空気がスムーズに流れるように滑らかな曲面で構成したが、ある程度角張っていても、騒音を低減できる。

なお、図１７と図１８における計測結果を比較すると、線分ＯＨ１５の長さを０．６Ｗ以上としただけよりも、さらに線分ＯＨ１０の長さを０．５８９Ｗ以上とした方が、騒音値が低減されていることがわかる。言いかえれば、ガイドウォール７のファン１４との対向面を、巻始部６に近い部分で外側に大きく湾曲した形状とすることで、さらに大きな騒音低減効果が得られることになる。

この実施の形態では、例えば図６に示した室内ユニットの構成のように、熱交換器がファンに対して単一吸込み方向に配置された構成の室内ユニットに適用されるものとしたが、これに限るものではなく、ケーシング５の空気流の上流側にガイドウォール７を有する風路構成の場合であれば、他の空気調和機にも適用できる。

また、実施の形態１〜実施の形態４に述べた空気調和機のいずれか１つの構成でも、所定風量を得るときの騒音値を低減できる効果が得られるが、実施の形態１〜実施の形態４のそれぞれの構成の少なくとも２つ以上の構成を組合わせれば、所定風量を得るときの騒音値をさらに低減できる空気調和機が得られる。
例えば、実施の形態１による形状のスタビライザ３と、実施の形態２、３、４の少なくともいずれかで述べたガイドウォール７の形状を組み合わせれば、所定風量を得るときの騒音値をさらに低減できる空気調和機が得られる。
また、実施の形態２による点Ｆまたは点Ｇの位置と実施の形態３による点Ｇの回転中心からの距離を組み合わせても、所定風量を得るときの騒音値をさらに低減できる空気調和機が得られる。
また、実施の形態２による点Ｆ及び点Ｇの位置と、実施の形態３による点Ｇの回転中心からの距離と、実施の形態４によるガイドウォール７の対向面の形状を組み合わせても、所定風量を得るときの騒音値をさらに低減できる空気調和機が得られる。
もちろん、上記の組み合わせは一例であり、これ以外のどのような組合わせでも、所定風量を得るときの騒音値をさらに低減できる空気調和機が得られる。

また、実施の形態１〜実施の形態４のそれぞれの構成の少なくともいずれか１つの構成を、図６に示すような室内ユニットに適用すれば、騒音を低減できる空気調和機を得ることができる。即ち、２台のクロスフローファン１４、１５を並設すると共にクロスフローファン１４、１５のそれぞれに対応するように２箇所の吹出口９を有し、２台のクロスフローファン１４、１５に共通して設けた１箇所の吸込口８と、吸込口８の内側に設けた１つの熱交換器１６と、を有する室内ユニット１３に適用してもよい。この室内ユニット１３では、２台のクロスフローファン１４、１５に送風される空気を加熱または冷却するための熱交換器１６をファンに対して１台で共通に使用しており、装置のコストを低減できる効果がある。

また、図６では２台のクロスフローファンを有する構成としたが、さらに多くのクロスフローファンを有する構成でもよい。クロスフローファンを多く設けることで大きな風量の装置を得ることができ、騒音低減できる風路形状とすることで、大風量、低騒音である快適な空気調和機を得ることができる。また熱交換器１６は垂直に配置された場合について説明したが、熱交換器１６とファン１４、１５との関係が単一吸込み方向に配置された構成であれば、どのように配置されていてもよい。

また、実施の形態１〜実施の形態４のそれぞれにおいて、ファンの直径を９５ｍｍとし、風量を例えば１２ｍｍ^３／ｍｉｎや１５ｍｍ^３／ｍｉｎとして説明したが、これに限るものではない。ただし、ファンの直径が９５ｍｍ程度、風量が１２ｍｍ^３／ｍｉｎや１５ｍｍ^３／ｍｉｎ程度で使用される一般的な空気調和機において、特に確実に騒音低減の効果を得ることができる。

この発明の実施の形態１に係わる空気調和機の室内ユニットを示す断面構成図である。この発明の実施の形態１に係わるスタビライザ周辺の風路の静圧変動を表す説明図である。この発明の実施の形態１に係わるスタビライザ周辺の風路の静圧変動を表す説明図である。この発明の実施形態１に係るスタビライザ曲面部でのファンの回転方行に沿った位置（ＢＸ／ＢＡ）と静圧変動の絶対値（Ｐａ）の関係を示すグラフである。この発明の実施形態１に係るスタビライザ曲面部の最大凹ませ幅Ｄ（ｍｍ）と騒音値（ｄＢＡ）の関係を示すグラフである。この発明の実施形態２に係る室内ユニットの概略構成を示す断面構成図である。この発明の実施形態２に係る室内ユニットのクロスフローファンと熱交換器の位置関係を説明する説明図である。この発明の実施形態２に係る室内ユニットの縦断面におけるスタビライザ、ケーシング、ケーシング巻始部、ガイドウォールの位置関係を示す説明図である。この発明の実施形態２に係る迎え角を示す説明図である。この発明の実施形態２に係り、α＝１８０°の場合の空気の流跡を示す説明図である。この発明の実施形態２に係る角度β（°）と騒音値（ｄＢＡ）の関係を示すグラフである。この発明の実施形態２に係り、β＝１２０°の場合の空気の流跡を示す説明図である。この発明の実施形態２に係る角度α（°）と騒音値（ｄＢＡ）の関係を示すグラフである。この発明の実施形態３に係り、ガイドウォール付近の空気の流跡を示す説明図である。この発明の実施形態３に係るＬ／Ｒと騒音値（ｄＢＡ）の関係を示すグラフである。この発明の実施の形態４に係わる空気調和機において、室内ユニットの縦断面におけるガイドウォール付近の形状を示す説明図である。この発明の実施形態４に係るＯＨ１５の長さ（ｍｍ）と騒音値（ｄＢＡ）の関係を示すグラフである。この発明の実施形態４に係るＯＨ１０の長さ（ｍｍ）と騒音値（ｄＢＡ）の関係を示すグラフである。

符号の説明

１クロスフローファン
２熱交換器
３スタビライザ
４曲面部
５ケーシング
６ケーシング巻始部
７ガイドウォール
８吸込口
９吹出口
１０室内ユニット
１１筐体
１３室内ユニット
１４クロスフローファン
１５クロスフローファン
１６熱交換器
１７翼

Claims

気体の吸込口及び吹出口を有する筐体と、前記吸込口の内側に設けられ前記吸込口から吸込んだ気体を加熱または冷却する熱交換器と、回転軸方向に伸びる複数の翼を円筒側面に有し前記加熱または冷却された気体を前記吹出口へ送風するクロスフローファンと、前記気体を前記吸込口から前記吹出口に案内する風路の一方側に前記クロスフローファンに近接して配設されたガイドウォール及びケーシングと、前記風路の他方側に前記クロスフローファンに近接して配設されたスタビライザと、を備え、前記熱交換器を前記クロスフローファンに対して単一吸込み方向に配置すると共に、前記クロスフローファンの回転軸に垂直な断面で、前記クロスフローファンの回転中心Ｏと前記スタビライザの熱交換器側端部Ａとを結んだ線ＯＡと、前記ガイドウォールと前記ケーシングとの接続部であるケーシング巻始部Ｆと前記回転中心Ｏとを結んだ線ＯＦとのなす角度αを１６０°≦α≦１７６°とすることを特徴とする空気調和機。
気体の吸込口及び吹出口を有する筐体と、前記吸込口の内側に設けられ前記吸込口から吸込んだ気体を加熱または冷却する熱交換器と、回転軸方向に伸びる複数の翼を円筒側面に有し前記加熱または冷却された気体を前記吹出口へ送風するクロスフローファンと、前記気体を前記吸込口から前記吹出口に案内する風路の一方側に前記クロスフローファンに近接して配設されたガイドウォール及びケーシングと、前記風路の他方側に前記クロスフローファンに近接して配設されたスタビライザと、を備え、前記クロスフローファンの回転軸に垂直な断面で、前記クロスフローファンの回転中心Ｏと前記スタビライザの熱交換器側端部Ａとを結んだ線ＯＡと、前記回転中心Ｏと前記ガイドウォールの吸込口側端部Ｇを結んだ線ＯＧとのなす角度βを１００°≦β≦１２８°とすることを特徴とする空気調和機。
気体の吸込口及び吹出口を有する筐体と、前記吸込口の内側に設けられ前記吸込口から吸込んだ気体を加熱または冷却する熱交換器と、回転軸方向に伸びる複数の翼を円筒側面に有し前記加熱または冷却された気体を前記吹出口へ送風するクロスフローファンと、前記気体を前記吸込口から前記吹出口に案内する風路に前記クロスフローファンに近接して配設されたガイドウォール及びケーシングと、を備え、前記熱交換器を前記クロスフローファンに対して単一吸込み方向に配置すると共に、前記クロスフローファンの回転軸に垂直な断面で、前記ガイドウォールの吸込口側端部Ｇと前記クロスフローファンの回転中心Ｏとの距離をＬ、前記クロスフローファンの半径をＲとしたとき、１．６５Ｒ≦Ｌ≦１．８Ｒとすることを特徴とする空気調和機。
気体の吸込口及び吹出口を有する筐体と、前記吸込口の内側に設けられ前記吸込口から吸込んだ気体を加熱または冷却する熱交換器と、回転軸方向に伸びる複数の翼を円筒側面に有し前記加熱または冷却された気体を前記吹出口へ送風するクロスフローファンと、前記気体を前記吸込口から前記吹出口に案内する風路に前記クロスフローファンに近接して配設されたガイドウォール及びケーシングと、を備え、前記クロスフローファンの回転軸に垂直な断面で、前記クロスフローファンの直径をＷとし、前記ガイドウォールと前記ケーシングとの接続部であるケーシング巻始部Ｆと前記クロスフローファンの回転中心Ｏとを結んだ線ＯＦと、前記回転中心Ｏと前記ガイドウォールの前記クロスフローファンとの対向面上の点Ｈとを結んだ線ＯＨとのなす角度をφとしたとき、φ≧１５°である点Ｈａにおいて、線分ＯＨａ≧０．６Ｗとし、前記ケーシング巻始部Ｆと前記点Ｈａと前記ガイドウォールの前記吸込口側端部Ｇとを結んで前記ガイドウォールの前記対向面を構成することを特徴とする空気調和機。
角度φが略１０°である点Ｈｂにおいて、線分ＯＨｂ≧０．５８９Ｗとし、前記ケーシング巻始部Ｆと前記点Ｈｂと前記点Ｈａと前記ガイドウォールの吸込口側端部Ｇとを結んで前記ガイドウォールの前記対向面を構成することを特徴とする請求項４記載の空気調和機。
前記クロスフローファンを複数台並設し、前記クロスフローファンのそれぞれに対応するように設けた複数箇所の前記吹出口と、複数台の前記クロスフローファンに共通して設けた１箇所の前記吸込口と、前記吸込口の内側に設けた１つの熱交換器と、を有することを特徴とする請求項１乃至請求項５のいずれか１項に記載の空気調和機。