JP2013148231A - 空気調和機の室外機 - Google Patents

Abstract

【課題】省エネルギ化および省資源化に優れた空気調和機の室外機、を提供する。
【解決手段】空気調和機の室外機は、空気を取り入れるための吸い込み部３６と、平板形状の熱交換部を有し、その熱交換部において、冷媒と、吸い込み部３６を通じて取り入れられた空気との間で熱交換させる熱交換器４１と、熱交換部と向かい合って配置されるプロペラファン５１を有し、吸い込み部３６から熱交換器４１に向かう空気流れを形成する送風機と、熱交換器４１により熱交換された空気を送出する吹き出し部３７とを備える。プロペラファン５１の回転軸方向から熱交換器４１を見た場合に、熱交換部は略正方形の形状を有する。
【選択図】図２

Description

この発明は、一般的には、空気調和機の室外機に関し、より特定的には、室内機とは別体に設けられる、セパレート型の空気調和機の室外機に関する。

従来の空気調和機の室外機に関して、たとえば、特開２００２−３６４８８１号公報には、熱交換率を向上させるように送風路を設けることを目的とした空気調和機の室外機が開示されている（特許文献１）。

特許文献１に開示された空気調和機の室外機は、仕切り板によって、圧縮機室と熱交換器室とに区画された構成を有する。圧縮機室には、圧縮機が設けられ、熱交換器室には、熱交換器および送風ファンが設けられている。熱交換器は、送風ファンの正面に位置決めされる背面部と、その両側を屈曲し、送風ファンの側方に位置決めされる側面部とによって構成されている。仕切り板は、仕切り板と熱交換器の側面部との間隔が、送風ファンの下流側の位置よりも上流側の位置の方が大きくなるように傾斜して形成されている。

また、特開昭５９−８１４３３号公報には、ファンカバー上面に付着した水滴を効果的に凝縮器に向かわせるとともに、水滴がファンに落下することによる騒音の発生を防ぐことを目的とした空気調和機が開示されている（特許文献２）。

特許文献２に開示された空気調和機は、空気調和機本体の内部が、仕切り板によって室外機側と室内機側とが区分けされた一体型の空気調和機である。このような一体型の空気調和機において、冷房運転により室内側の冷却器により凝縮されたドレンがドレンパンに集められ、室外機側のプロペラファンに導かれる。そのドレンは、プロペラファンに成形されたスリンガリングによって飛散され、凝縮器に当てられる。

また、特開平４−２７８１３２号公報には、吹き出し空気流の障害を少なくして運転時の騒音の低減を図るとともに、吹き出し空気流のショートサイクルの防止や、構造体として十分な強度を備えた風路構成を実現することを目的とした空気調和機の室外ユニットが開示されている（特許文献３）。

特許文献３に開示された空気調和機の室外ユニットは、室外ユニット本体を備える。室外ユニット本体は、圧縮機室および送風機室を区画する右側仕切り板と、電気品室および送風機室を区画する左側仕切り板とを有する。空気調和機の室外ユニットは、さらに、送風機室内に設けられた軸流ファンと、送風機室の吸い込み側を塞ぐように設けられた平板状の熱交換器と、軸流ファンを囲続するベルマウスとを備える。右側仕切り板および左側仕切り板は、熱交換器の前面を覆う四角形とベルマウスの外周部を囲む円形とを滑らかにつなぐ曲面形状を有する。

特開２００２−３６４８８１号公報 特開昭５９−８１４３３号公報 特開平４−２７８１３２号公報

近年、地球環境保護の観点から、省エネルギに対して様々な取り組みがなされている。たとえば、上述の特許文献１に開示された空気調和機の室外機においては、仕切り板の傾斜構造により、空気を仕切り板に沿って風速を落とすことなく熱交換器の側面部に導くことで、熱交換器における熱交換率の向上を図っている。

また、特許文献１に開示された空気調和機の室外機では、熱交換器が背面部と側面部とから構成されており、全体として略Ｕ字の形状を有する。このような構成は、熱交換器の体積を増やして熱交換量の総量を増大させようとする思想に基づくが、その一方で、熱交換器における風速分布にばらつきが生じ易い。結果として、熱交換器の単位面積当たりにおける熱交換量が改善されず、熱交換器の性能が充分に引き出されていないという問題がある。また、熱交換器の体積をただ増やすだけでは、省資源化という観点においても劣る結果となる。

そこでこの発明の目的は、上記の課題を解決することであり、省エネルギ化および省資源化に優れた空気調和機の室外機を提供することである。

この発明に従った空気調和機の室外機は、室内機とは別体に設けられる、セパレート型の空気調和機の室外機である。空気調和機の室外機は、空気を取り入れるための吸い込み部と、平板形状の熱交換部を有し、その熱交換部において、熱媒体と、吸い込み部を通じて取り入れられた空気との間で熱交換させる熱交換器と、熱交換部と向かい合って配置されるプロペラファンを有し、吸い込み部から熱交換器に向かう空気流れを形成する送風機と、熱交換器により熱交換された空気を送出する吹き出し部とを備える。プロペラファンの回転軸方向から熱交換器を見た場合に、熱交換部は略正方形の形状を有する。

なお、本発明において、熱交換部が有する「略正方形」とは、第１辺と、第１辺と交差する第２辺との長さの比が、１：１〜１：１．１の範囲にある場合をいう。

このように構成された空気調和機の室外機によれば、プロペラファンから送り出される空気流れは、基本的には、プロペラファンの回転中心を中心とする同心円状の風速分布となる。このため、そのような特性を有するプロペラファンに即して、熱交換部の形状を略正方形にすることによって、熱交換部における風速分布にばらつきが生じることを抑制する。これにより、単位面積当たりにおける熱交換量を効率的に増大させ、省エネルギ化を図ることができる。また、熱交換量の増大を目的に熱交換部の体積を増やすということがないため、省資源化を図ることもできる。

また好ましくは、プロペラファンの回転軸方向から熱交換器および送風機を見た場合に、熱交換部の中心と、プロペラファンの回転中心とが一致する。このように構成された空気調和機の室外機によれば、熱交換部における風速分布にばらつきが生じることをさらに効果的に抑制できる。

また好ましくは、プロペラファンの全体が、プロペラファンの回転軸方向において熱交換部に投影される。このように構成された空気調和機の室外機によれば、プロペラファンが熱交換器に対して大きくなりすぎることがない。これにより、室外機の小型化を通じてさらなる省資源化を図ることができる。

また好ましくは、熱交換器は、パラレルフロー型の熱交換器である。パラレルフロー型の熱交換器においては、熱交換部が、互いに間隔を隔てて設けられ、熱媒体が流通する複数本のチューブ部材と、複数本のチューブ部材間に設けられるフィンとから構成される。熱交換部が面積Ａの略正方形の形状を有し、プロペラファンを内包し、プロペラファンの回転軸を中心とする最小の仮想円が面積Ｂである場合に、Ｂ／Ａ≧０．５３の関係を満たす。

また好ましくは、熱交換器は、フィンアンドチューブ型の熱交換器である。フィンアンドチューブ型の熱交換器では、熱交換部が、互いに間隔を隔てて設けられる複数枚のフィンと、複数枚のフィンを貫くように延伸し、熱媒体が流通するチューブ部材とから構成される。熱交換部が面積Ａの略正方形の形状を有し、プロペラファンを内包し、プロペラファンの回転軸を中心とする最小の仮想円が面積Ｂである場合に、Ｂ／Ａ≧０．４８の関係を満たす。

さらに好ましくは、フィンは平板形状を有する。複数の熱交換部は、プロペラファンの回転軸方向に並んで設けられる。

このように構成された空気調和機の室外機によれば、熱交換器における熱交換ロスを大幅に低減して、省エネルギ化をさらに図ることができる。

また好ましくは、空気調和機の室外機は、プロペラファンの外周上に設けられるベルマウスをさらに備える。プロペラファンは、その回転軸方向において最も吸い込み側に配置される翼前端部と、最も吹き出し側に配置される翼後端部とを含む。プロペラファンの回転軸方向において、翼前端部は、ベルマウスよりも吸い込み側に配置され、翼後端部は、ベルマウスと重なる位置に配置される。

このように構成された空気調和機の室外機によれば、吸い込み側において、翼前端部の外周上からプロペラファンに流入する空気流れの形成が、ベルマウスによって妨げられることを回避できる。また、吹き出し側において、ベルマウスにより良好な送風性能を得ることができる。

また好ましくは、プロペラファンのその回転軸方向における翼高さがＴであり、プロペラファンの回転軸方向においてプロペラファンとベルマウスとが重なる長さがＬである場合に、０．３０≦Ｌ／Ｔ≦０．９２の関係を満たす。

このように構成された空気調和機の室外機によれば、０．３０≦Ｌ／Ｔの関係を満たすことにより、ベルマウスのガイドとしての機能が十分に発揮され、プロペラファンの送風能力を高めることができる。また、Ｌ／Ｔ≦０．９２の関係を満たすことにより、同一風量を得るために必要な送風機の消費電力が悪化することを回避できる。

以上に説明したように、この発明に従えば、省エネルギ化および省資源化に優れた空気調和機の室外機を提供することができる。

この発明の実施の形態１における空気調和機の室外機を示す分解組み立て図である。 図１中のＩＩ−ＩＩ線上に沿った空気調和機の室外機を示す断面図である。 図２中の矢印ＩＩＩに示す方向から見た室外機を示す前面図である。 図２中に示す室外機において、熱交換部における風速分布を示す図である。 図２中の室外機に対して比較例となる空気調和機の室外機を示す断面図である。 図５中に示す比較例において、熱交換部における風速分布を示す図である。 図２中に示す空気調和機の室外機の変形例を示す断面図である。 図７中の変形例において、ベルマウスの長さを変化させた場合のＬ／Ｔと風量との関係を示すグラフである。 図７中の変形例において、ベルマウスの長さを変化させた場合のＬ／Ｔと消費電力との関係を示すグラフである。 この発明の実施の形態３における空気調和機の室外機を示す断面図である。 図１０中の矢印ＸＩに示す方向から見た室外機を示す前面図である。 図１０中の室外機に対して比較例となる空気調和機の室外機を示す断面図である。

この発明の実施の形態について、図面を参照して説明する。なお、以下で参照する図面では、同一またはそれに相当する部材には、同じ番号が付されている。

（実施の形態１）
図１は、この発明の実施の形態１における空気調和機の室外機を示す分解組み立て図である。図１を参照して、本実施の形態における室外機１０は、部屋内の空気の温度や湿度などを調整する空気調和機（エアコンディショナ）の室外機である。特に本実施の形態では、空気調和機が、冷房機能および暖房機能のうちの冷房機能のみを有する。室外機１０は、図示しない室内機と組となって空気調和機を構成している。空気調和機の室外機１０は、室外に設置される。

空気調和機の室外機１０は、図示しない室内機とは別体に設けられるセパレート型の室外機である。空気調和機の室外機１０と、図示しない室内機との間は、冷媒を循環させるための配管により互いに接続されている。

空気調和機の室外機１０は、キャビネット１１と、熱交換器４１と、送風機５０と、圧縮機２６と、図示しない電装部品とを有する。

キャビネット１１は、室外機１０の外郭をなす略直方体形状の筐体を形成し、熱交換器４１、送風機５０、圧縮機２６および図示しない電装部品を収容する。キャビネット１１は、底板１２と、上面板１７と、第１パネルとしての前面パネル１８と、ファンカバー体としてのファンガード２２と、第２パネルとしての左側面パネル１３と、右側面パネル１４と、第３パネルとしての仕切り板１５と、支持ステー１６とを含む。

底板１２は、室外機１０の設置面に配置される。上面板１７は、底板１２と対向するように設けられている。左側面パネル１３および右側面パネル１４は、底板１２上の互いに対向する位置に立設されている。左側面パネル１３は、室外機１０の前面側から見て左側に配置されている。右側面パネル１４は、室外機１０の前面側から見て右側に配置され、さらにその位置から折れ曲がって、室外機１０の背面側を部分的に覆うように設けられている。

室外機１０の背面側において、左側面パネル１３と右側面パネル１４との間には、キャビネット１１内に空気を取り入れるための吸い込み部３６が形成されている。本実施の形態では、室外機１０の側面および背面のうち背面にのみ吸い込み部３６が設けられている。

前面パネル１８は、底板１２上に立設されている。前面パネル１８は、室外機１０の前面側に配置されている。前面パネル１８は、ベルマウス２１を有する。ベルマウス２１は、前面パネル１８に一体に成形されている。前面パネル１８は、円形状の開口部を有し、ベルマウス２１は、その開口部の周縁からキャビネット１１内部に折り返されて形成されている。ベルマウス２１は、後述するプロペラファン５１の外周上で筒状に延びて形成されている。

ファンガード２２は、空気が流通可能なように編み目形状を有する。ファンガード２２は、前面パネル１８に形成された開口部を塞ぐように設けられている。ファンガード２２は、キャビネット１１内部のプロペラファン５１と向かい合って配置されている。ファンガード２２によって、キャビネット１１内から空気を送出するための吹き出し部３７が形成されている。

仕切り板１５は、底板１２上に立設されている。仕切り板１５は、キャビネット１１内で左側面パネル１３と右側面パネル１４との間に位置決めされている。仕切り板１５は、キャビネット１１内部を熱交換器室３１と圧縮機室３２とに区画するように設けられている。熱交換器室３１には、熱交換器４１および送風機５０が収容されている。圧縮機室３２には、圧縮機２６および図示しない電装部品が収容されている。

送風機５０は、熱交換器室３１内に立設された支持ステー１６により支持されている。送風機５０は、プロペラファン５１と、駆動源としてのモータ５９とを含む。プロペラファン５１は、モータ５９の主力軸に接続され、仮想上の中心軸１０１を中心に回転可能なように設けられている。プロペラファン５１は、吹き出し部３７と向かい合って配置されている。

熱交換器４１は、底板１２上に立設されている。熱交換器４１は、全体として平板形状を有する。熱交換器４１は、室外機１０の背面側に配置されている。熱交換器４１は、吸い込み部３６と向かい合って配置されている。

図２は、図１中のＩＩ−ＩＩ線上に沿った空気調和機の室外機を示す断面図である。図３は、図２中の矢印ＩＩＩに示す方向（前面側）から見た室外機を示す前面図である。

図１から図３を参照して、プロペラファン５１は、その回転中心である中心軸１０１が平板形状の熱交換器４１に直交するように設けられている。中心軸１０１の軸方向おいて、吸い込み部３６、熱交換器４１、モータ５９、プロペラファン５１および吹き出し部３７が、挙げた順に背面側から前面側に向けて並んで設けられている。

熱交換器室３１の内部には、吸い込み部３６から吹き出し部３７に向けた送風経路が形成されている。その送風経路は、上流側においては、左側面パネル１３と、底板１２と、仕切り板１５と、上面板１７とに四方を囲まれた空間に形成され、下流側においては、ベルマウス２１によって形成される。

送風経路を挟んでその両側に配置される左側面パネル１３および仕切り板１５は、吸い込み部３６から吹き出し部３７に向けて平板形状に延在して設けられている。送風経路を挟んでその上下に配置される底板１２および上面板１７は、吸い込み部３６から吹き出し部３７に向けて平板形状に延在して設けられている。左側面パネル１３、底板１２、仕切り板１５および上面板１７は、それぞれ、プロペラファン５１の回転軸方向から見た場合の熱交換器４１が有する四辺の外縁から、プロペラファン５１の回転軸方向に平板状に延在して設けられている。左側面パネル１３、底板１２、仕切り板１５および上面板１７は、それぞれ、熱交換器４１が有する四辺と平行である。左側面パネル１３と、底板１２と、仕切り板１５と、上面板１７とに囲まれた送風経路は、中心軸１０１に直交する平面により切断された場合に矩形形状の開口面を有する。さらに好ましくは、左側面パネル１３と、底板１２と、仕切り板１５と、上面板１７とに囲まれた送風経路は、中心軸１０１に直交する平面により切断された場合に略正方形（第１辺と、第１辺と交差する第２辺との長さの比が、１：１〜１：１．１の範囲）の開口面を有する。

プロペラファン５１は、軸部５３と、複数枚の翼５２とから構成されている。軸部５３は、中心軸１０１に沿って軸状に延び、その先でモータ５９の出力軸に接続されている。複数枚の翼５２は、軸部５３から中心軸１０１を中心とする半径方向外側に広がって形成されている。複数枚の翼５２は、中心軸１０１を中心にその周方向に互いに間隔を隔てて設けられている。本実施の形態では、プロペラファン５１が３枚の翼５２を有する。

複数枚の翼５２は、互いに同一形状を有する。翼５２は、回転方向の側に位置する翼前縁部５７と、反回転方向の側に位置する翼後縁部５８と、翼前縁部５７と翼後縁部５８との間を繋ぐ翼周縁部５６とを有する。翼前縁部５７、翼後縁部５８および翼周縁部５６に囲まれた位置に、翼５２の翼面が形成されている。翼周縁部５６は、中心軸１０１を中心にその周方向に延びて形成されている。

熱交換器４１は、パラレルフロー型の熱交換器である。その構造について説明すると、熱交換器４１は、２本のヘッダパイプ４２，４３と、複数本のチューブ部材としての偏平チューブ４４と、フィンとしての波形フィン４５とを有する。熱交換器４１は、単一の材料から形成されている。本実施の形態では、熱交換器４１を構成するヘッダパイプ４２，４３、偏平チューブ４４および波形フィン４５が、アルミニウム合金から形成されている。

ヘッダパイプ４２とヘッダパイプ４３とは、互いに距離を設けて平行に配置されている。ヘッダパイプ４２，４３とは、上下方向に直線状に延伸している。複数本の偏平チューブ４４は、互いに間隔を隔てて配置されている。複数本の偏平チューブ４４は、互いに平行に配置されている。偏平チューブ４４は、水平方向に直線状に延伸している。偏平チューブ４４は、上下方向が短手方向となり、水平方向が長手方向となるトラック形状の断面を有する。波形フィン４５は、隣接する偏平チューブ４４間に配置されている。波形フィン４５は、その両側に配置された偏平チューブ４４に接合されている。波形フィン４５は、波形に蛇行しながらヘッダパイプ４２とヘッダパイプ４３との間で延びている。

ヘッダパイプ４２，４３と偏平チューブ４４とによって、冷媒を流通させるための冷媒通路が形成されている。隣接する偏平チューブ４４間の空間によって、熱交換器４１における空気通路が形成されている。

ヘッダパイプ４２およびヘッダパイプ４３には、それぞれ、冷媒供給口および冷媒排出口（図示せず）が形成されている。冷媒供給口を通じて熱交換器４１に供給された冷媒は、偏平チューブ４４を通ってヘッダパイプ４２とヘッダパイプ４３との間を往復移動する。冷媒は、最終的に、冷媒排出口を通じて熱交換器４１から排出される。

なお、熱交換器４１において、冷媒供給口および冷媒排出口が形成されるパイプの位置や、冷媒供給口と冷媒排出口との間における冷媒の流通経路は、特に限定されない。

本実施の形態では、複数本の偏平チューブ４４および波形フィン４５によって、熱交換部４６が構成されている。熱交換部４６において、熱交換器４１を流通する冷媒と、吸い込み部３６を通じてキャビネット１１内に取り入れられた空気との間で熱交換される。より具体的には、波形フィン４５を介して、偏平チューブ４４を流通する冷媒と、隣接する偏平チューブ４４間を流通する空気との間で熱交換される。

パラレルフロー型の熱交換器は、同サイズであれば、実施の形態３において説明するフィンアンドチューブ型の熱交換器と比較して、単位面積当たりの熱交換量が大きく、熱交換ロスを低減し易い。このため、省エネルギ性を効率的に高めるとともに、室外機の小型化や省資源化にも貢献することができる。

一方、パラレルフロー型の熱交換器は、上記のとおり、単位面積当たりの熱交換量が大きいため、暖房時に着霜し易いという特性がある。この場合、除霜時間を要するため、運転時間が短くなって平均暖房能力が低下するという可能性がある。これに対して、本実施の形態では、空気調和機が冷房専用であるため、このような懸念を解消することができる。

図２および図３を参照して、プロペラファン５１の回転軸である中心軸１０１の軸方向から熱交換器４１を見た場合に、熱交換部４６は、略正方形の形状を有する。本実施の形態では、熱交換部４６の横長Ｘと縦長Ｙとが等しい長さである。熱交換部４６の横長Ｘと縦長Ｙとの比が、１：１〜１：１．１の範囲にある場合、もしくは熱交換部４６の縦長Ｙと横長Ｘとの比が、１：１〜１：１．１の範囲にある場合には、熱交換部４６が略正方形の形状であるといえる。

中心軸１０１の軸方向から熱交換器４１およびプロペラファン５１を見た場合に、プロペラファン５１の全体が、熱交換部４６に重なるように配置されている。すなわち、プロペラファン５１の全体が、プロペラファン５１の回転軸方向において熱交換部４６に投影される。

さらに、中心軸１０１の軸方向から熱交換器４１およびプロペラファン５１を見た場合に、熱交換部４６の中心（熱交換部４６の上端および下端からＹ／２、熱交換部４６の左右の端部からＸ／２だけ離れた位置）と、プロペラファン５１の回転中心（中心軸１０１）とが一致する。

中心軸１０１の軸方向から熱交換器４１を見た場合に、熱交換部４６は、前面面積Ａ（＝Ｘ×Ｙ）を有する。プロペラファン５１を内包し、プロペラファン５１の回転軸を中心とする最小の仮想円１０２を想定する。仮想円１０２は、プロペラファン５１の翼周縁部５６と重なるように中心軸１０１を中心とする軌跡を描く。仮想円１０２は、面積Ｂを有する。

本実施の形態では、０．５３≦Ｂ／Ａ≦０．７９の関係を満たすように、熱交換部４６の一辺の長さおよびプロペラファン５１の直径が設定されている。熱交換部４６の横長Ｘと縦長Ｙとが等しく、Ｂ／Ａ＝０．７９である場合、熱交換部４６の一辺の長さとプロペラファン５１の直径とが等しくなる。すなわち、Ｂ／Ａ≦０．７９の関係は、プロペラファン５１の全体が、プロペラファン５１の回転軸方向において熱交換部４６に投影されることを意味している。

続いて、本実施の形態における空気調和機の室外機１０によって奏される作用効果と、その作用効果を確認するための実施例とについて説明する。

図４は、図２中に示す室外機において、熱交換部における風速分布を示す図である。図１から図４を参照して、プロペラファン５１の回転に伴って、熱交換部４６を通過する風速の分布を実測により求めた。本測定では、熱交換部４６の横長Ｘおよび縦長Ｙを５１０ｍｍとし、プロペラファン５１の直径をφ４６０ｍｍとした。この条件で、プロペラファン５１の仮想円１０２の面積Ｂに対する熱交換部４６の前面面積Ａの割合Ｂ／Ａは、０．６４となる。

図４中には、室外機１０の背面側から見た場合の熱交換部４６における風速分布が示されている。図中に示すように、風速がプロペラファン５１の回転軸を中心にほぼ同心円状の形状で、内周側から外周側に向かうほど大きくなる分布となった。

図５は、図２中の室外機に対して比較例となる空気調和機の室外機を示す断面図である。図６は、図５中に示す比較例において、熱交換部における風速分布を示す図である。

図５および図６を参照して、本比較例における空気調和機の室外機２００は、図２中の熱交換器４１に替えて、熱交換器２４１を有する。熱交換器２４１は、Ｌ字状の上面視を有する。具体的には、熱交換器２４１は、背面側に配置される背面部２５０と、側面側に配置される側面部２６０とを有し、背面部２５０と側面部２６０との間で折れ曲がった形状を有する。背面側に形成された吸い込み部３６に加えて、側面部２６０と向かい合う左側面パネル１３の位置には、吸い込み部３６がさらに形成されている。

本比較例では、熱交換部４６の横長Ｘを６７２ｍｍ（背面部２５０から側面部２６０に渡る総長さ）とし、縦長Ｙを４９０ｍｍとし、プロペラファン５１の直径をφ３７０ｍｍとした。この条件で、プロペラファン５１の仮想円１０２の面積Ｂに対する熱交換器２４１の熱交換部の前面面積Ａの割合Ｂ／Ａは、０．３３となる。

図６中には、室外機１０の背面側および左側面側から見た場合の熱交換部４６における風速分布が示されている。図中に示すように、側面部２６０における風速が比較的小さくなり、背面部２５０よりも空気が吸い込みにくい結果となった。また、図４中に示す風速分布と比較すると、風速分布のばらつきが大きくなった。具体的には、偏流の１つの指標として、最大風速と最小風速との差を平均風速で除した値（偏流度指標）を比較すると、図４中の実施例では０．２８であったのに対して、図６中の比較例では０．６８となった。図４中の実施例によれば、偏流度指標を５９％改善することができた。

また、上記実施例において、熱交換部４６を通過する平均風速を比較例に対して１．５倍にすることにより、熱交換部４６における単位面積当たりの熱交換量が１．３４倍になる。このため、熱交換部４６における熱交換ロスを大幅に低減し、熱交換部４６の体積を２１％削減した場合であっても省エネルギ性を高めることができた。

上記測定から分かるように、プロペラファン５１から送り出される空気流れは、基本的には、プロペラファン５１の回転中心を中心とする同心円状の風速分布となる。本実施の形態では、そのような特性を有するプロペラファン５１に即して、熱交換部４６の形状を略正方形にすることによって、熱交換部４６の全面から均一に空気を吸い込み易くなる。これにより、熱交換部４６における風速分布のばらつきを大幅に改善し、その結果として、熱交換部４６の単位面積当たりの熱交換量を効率的に増大させることができる。

次に、冷房専用の空気調和機が、インバータ技術を搭載せず、一定速度で運転する場合を想定する。この場合に、比較例における冷房定格運転時の成績係数（ＣＯＰ）を１００％とすると、実施例では、Ｂ／Ａの値を大幅に大きくすることによって、熱交換部４６の体積を２１％削減したにもかかわらず、成績係数（ＣＯＰ）１０６％を達成することができた。また、必要な風量、風速を出すときのプロペラファン５１の回転数を抑制することができるため、騒音の増大を抑制することもできた。

また、上記実施例からプロペラファン５１の直径をφ４２０ｍｍまで小さくし、Ｂ／Ａの値が０．５３となる別の実施例を想定した。この場合、実施例と比較して同一風量時のプロペラファン５１の回転数は１．１６倍になるが、ファン回転に伴う騒音は上記比較例とほぼ同等となった。さらに、プロペラファン５１の直径をφ３７０ｍｍまで小さくし、Ｂ／Ａの値が０．４１となるさらに別の実施例を想定した。この場合、実施例と比較して同一風量時のプロペラファン５１の回転数は１．４１倍となり、ファン回転に伴う騒音が大幅に増大した。

また、プロペラファン５１の直径を大きくしていくと、送風性能はよくなるがその効果は鈍くなっていった。Ｂ／Ａの値を０．７９（熱交換部４６の１辺の長さ＝プロペラファン５１の直径）よりも大きくした場合、熱交換器４１に対してプロペラファン５１が大きくなり過ぎるため、送風性能の向上に見合わないほどに室外機が大型化する。

以上の検討から、プロペラファン５１の仮想円１０２の面積Ｂに対する熱交換部４６の前面面積Ａの割合は、０．５３≦Ｂ／Ａ≦０．７９の関係を満たすことが好ましいことが確認できた。

以上に説明したこの発明の実施の形態１における空気調和機の室外機の構造についてまとめて説明すると、本実施の形態における空気調和機の室外機１０は、室内機とは別体に設けられる、セパレート型の空気調和機の室外機である。空気調和機の室外機１０は、空気を取り入れるための吸い込み部３６と、平板形状の熱交換部４６を有し、その熱交換部４６において、熱媒体としての冷媒と、吸い込み部３６を通じて取り入れられた空気との間で熱交換させる熱交換器４１と、熱交換部４６と向かい合って配置されるプロペラファン５１を有し、吸い込み部３６から熱交換器４１に向かう空気流れを形成する送風機５０と、熱交換器４１により熱交換された空気を送出する吹き出し部３７とを備える。プロペラファン５１の回転軸方向から熱交換器４１を見た場合に、熱交換部４６は略正方形の形状を有する。

このように構成された、この発明の実施の形態１における空気調和機の室外機１０によれば、熱交換部４６の形状を略正方形にすることによって、熱交換部４６における風速分布にばらつきが生じることを抑制する。これにより、熱交換部４６の単位面積当たりにおける熱交換量を効率的に増大させ、省エネルギ化を図ることができる。また、熱交換量の増大を目的に熱交換部４６の体積を増やすということがないため、省資源化を図ることができる。

（実施の形態２）
本実施の形態では、プロペラファン５１の外周上に設けられるベルマウス２１の構造について詳細に説明する。

図２を参照して、プロペラファン５１は、翼前端部５２ｐおよび翼後端部５２ｑを有する。翼前端部５２ｐは、プロペラファン５１の翼５２のうち、中心軸１０１の軸方向において最も吸い込み側（室外機の背面側）に配置される部分である。翼後端部５２ｑは、プロペラファン５１の翼５２のうち、中心軸１０１の軸方向において最も吹き出し側（室外機の前面側）に配置される部分である。

ベルマウス２１は、背面側端部２１ｐおよび前面側端部２１ｑを有する。背面側端部２１ｐは、ベルマウス２１のうち、中心軸１０１の軸方向において最も吸い込み側（室外機の背面側）に配置される部分である。前面側端部２１ｑは、ベルマウス２１のうち、中心軸１０１の軸方向において最も吹き出し側（室外機の前面側）に配置される部分である。ベルマウス２１は、背面側端部２１ｐから吹き出し側に向かうほど縮径する縮径部８１と、縮径部８１から吹き出し側に向かって延び、一定の直径を有する円筒部８２と、円筒部８２から前面側端部２１ｑに向かうほど拡径する拡径部８３とから構成されている。

プロペラファン５１の回転軸、すなわち中心軸１０１の軸方向において、翼前端部５２ｐは、ベルマウス２１よりも吸い込み側に配置されている。言い換えれば、プロペラファン５１の翼前端部５２ｐは、ベルマウス２１の背面側端部２１ｐよりも吸い込み側に配置されている。プロペラファン５１の回転軸、すなわち中心軸１０１の軸方向において、翼後端部５２ｑは、ベルマウス２１と重なる位置に配置されている。言い換えれば、翼後端部５２ｑは、ベルマウス２１の前面側端部２１ｑと重なる位置か、前面側端部２１ｑよりも吸い込み側に配置されている。本実施の形態では、翼後端部５２ｑは、拡径部８３と重なる位置に配置されている。

プロペラファン５１は、主にその回転軸方向から空気を吸い込む一方で、回転軸の外周上からも多少の空気を吸い込む特性を有する。本実施の形態では、翼前端部５２ｐがベルマウス２１よりも吸い込み側に配置されているため、翼前端部５２ｐ側の外周上からプロペラファン５１に流入する空気流れの形成が、ベルマウス２１によって妨げられることを回避できる。また、翼後端部５２ｑがベルマウス２１と重なる位置に配置される構成によって、ファンガード２２を必要以上に室外機の前面側に出っ張らせることなく、ベルマウス２１により良好な送風性能を得ることができる。

図７は、図２中に示す空気調和機の室外機の変形例を示す断面図である。図７を参照して、プロペラファン５１は、翼高さＴを有する。翼高さＴは、プロペラファン５１の回転軸方向における翼前端部５２ｐと翼後端部５２ｑとの間の長さである。本変形例では、プロペラファン５１の回転軸方向において、プロペラファン５１とベルマウス２１とが重なる長さがＬである場合に、０．３０≦Ｌ／Ｔ≦０．９２の関係を満たす。図７中に示すベルマウス２１では、Ｌ／Ｔ＝０．６１となる。

図５中に示す比較例の場合、吸い込み部３６および熱交換器２４１の側面部２６０と順に流れる空気流れを形成するため、プロペラファン５１の外周側において、ベルマウス２１を吸い込み側に大きくせり出すことができない。これに対して、熱交換器４１が平板形状を有する本変形例では、０．３０≦Ｌ／Ｔの関係を満たすことにより、ベルマウス２１のガイドとしての機能が十分に発揮され、プロペラファン５１の送風能力を高めることができる。

但し、熱交換器４１が平板形状を有する場合であっても、必要以上にベルマウス２１を吸い込み側にせり出すと、翼前端部５２ｐ側の外周上からプロペラファン５１に流入する空気流れの形成が阻害されてしまう。この際、Ｌ／Ｔ≦０．９２の関係を満たすことによって、同一風量を得るために必要な送風機５０の消費電力が悪化することを回避できる。

図８は、図７中の変形例において、ベルマウスの長さを変化させた場合のＬ／Ｔと風量との関係を示すグラフである。図９は、図７中の変形例において、ベルマウスの長さを変化させた場合のＬ／Ｔと消費電力との関係を示すグラフである。

ベルマウス２１の長さを変化させてＬ／Ｔ＝０．３０、０．６１、０．９８とした場合の風量を測定し、その結果を図８中のグラフに表わした。図中に示すように、Ｌ／Ｔの値が０．３０から増大するに従って風量も大きくなり、Ｌ／Ｔの値が０．７７の時に最大風量が得られた。そして、さらにＬ／Ｔの値が増大すると、風量は徐々に小さくなる結果となった。

ベルマウス２１の長さを変化させてＬ／Ｔ＝０．３０、０．６１、０．９８とした場合に同一風量が得られる時の消費電力を測定し、その結果を、図９中のグラフに表わした。図９中に示すように、Ｌ／Ｔの値が０．３０の時を基準に、Ｌ／Ｔの値を増大させるとＬ／Ｔ＝０．６１の時をピークに消費電力が改善されるものの、Ｌ／Ｔの値が０．９２を超えると消費電力が悪化する結果となった。

このように構成された、この発明の実施の形態２における空気調和機の室外機によれば、実施の形態１に記載の効果を同様に得ることができる。

（実施の形態３）
図１０は、この発明の実施の形態３における空気調和機の室外機を示す断面図である。図１０は、実施の形態１における図２に対応する図である。図１１は、図１０中の矢印ＸＩに示す方向から見た室外機を示す前面図である。

本実施の形態における空気調和機の室外機は、実施の形態１における空気調和機の室外機１０と比較して、基本的には同様の構造を備える。以下、重複する構造についてはその説明を繰り返さない。

図１０および図１１を参照して、本実施の形態では、空気調和機が冷房機能および暖房機能の両方を有する。空気調和機の室外機６０は、図２および図３中の熱交換器４１に替えて、熱交換器７１を有する。

熱交換器７１は、フィンアンドチューブ型の熱交換器である。その構造について説明すると、熱交換器７１は、複数枚のフィンとしての平板フィン７５と、チューブ部材としての冷媒管７４とを有する。平板フィン７５は、平板形状を有する。複数枚の平板フィン７５は、互いに間隔を隔てて設けられている。複数枚の平板フィン７５は、互いに平行に配置されている。複数枚の平板フィン７５は、水平方向に並んでいる。冷媒管７４は、複数枚の平板フィン７５を貫通するように延伸している。冷媒管７４は、複数枚の平板フィン７５を貫通しながら水平方向に沿って直線状に延伸する区間と、複数枚の平板フィン７５の両端部で反転する区間とを交互に繰り返しながら、上下方向に連続して延びている。

なお、本実施の形態では、熱交換器７１が平板フィン７５を備える場合を説明したが、フィンアンドチューブ型の熱交換器が備えるフィンは、平板形状に限定されない。たとえば、フィンと空気との間の熱伝達率を高めることを目的に、スリットやルーバなどの切り起こしが形成されたフィンが用いられてもよいし、波形の断面形状を有するフィンが用いられてもよい。

冷媒管７４によって、冷媒を流通させるための冷媒通路が形成されている。隣接する平板フィン７５間の空間によって、熱交換器７１における空気通路が形成されている。

冷媒管７４の両端には、それぞれ、冷媒供給口および冷媒排出口（図示せず）が形成されている。冷媒供給口を通じて熱交換器７１に供給された冷媒は、冷媒管７４を通って水平方向に往復運動する。冷媒は、最終的に、冷媒排出口を通じて熱交換器７１から排出される。

なお、熱交換器４１において、冷媒供給口および冷媒排出口が形成される冷媒管７４の位置や、冷媒供給口と冷媒排出口との間における冷媒管７４の流通経路は、特に限定されない。

本実施の形態では、複数枚の平板フィン７５と、複数枚の平板フィン７５を貫通しながら延びる冷媒管７４の部分とによって、熱交換部７６が構成されている。熱交換部７６において、熱交換器７１を流通する冷媒と、吸い込み部３６を通じてキャビネット１１内に取り入れられた空気との間で熱交換される。より具体的には、平板フィン７５を介して、冷媒管７４を流通する冷媒と、隣接する平板フィン７５間を流通する空気との間で熱交換される。

実施の形態１において説明したパラレルフロー型の熱交換器は、単位面積当たりの熱交換量が大きいため、暖房時に着霜し易いという特性がある。この場合、除霜時間を要するため、運転時間が短くなって平均暖房能力が低下するという可能性がある。一方、本実施の形態では、冷暖房兼用の空気調和機にもかかわらず、フィンアンドチューブ型の熱交換器７１の採用によってこのような懸念を解消することができる。

熱交換器７１は、複数の熱交換器セル７２が組み合わさって構成されており、本実施の形態では、３つの熱交換器セル７２ａ，７２ｂ，７２ｃが組み合わさって構成されている。熱交換器セル７２は、上述の複数枚の平板フィン７５と冷媒管７４とからなる。熱交換器セル７２ａ，７２ｂ，７２ｃは、プロペラファン５１の回転軸方向に沿って積層されている。熱交換器セル７２は、プロペラファン５１の回転軸方向において、１８ｍｍの厚みを有する。このため、複数の熱交換器セル７２が組み合わさって構成される熱交換器７１の総厚みは、３６ｍｍ以上である。本実施の形態では、熱交換器７１が５４ｍｍの厚みを有する。

なお、熱交換器７１は、３６ｍｍ以上の厚みを有する１つの熱交換器セル７２から構成されてもよい。

プロペラファン５１の回転軸である中心軸１０１の軸方向から熱交換器７１を見た場合に、熱交換部７６は、略正方形の形状を有する。

中心軸１０１の軸方向から熱交換器７１を見た場合に、熱交換部７６は、前面面積Ａ（＝Ｘ×Ｙ）を有する。本実施の形態では、プロペラファン５１が２枚の翼５２を有する。プロペラファン５１を内包し、プロペラファン５１の回転軸を中心とする最小の仮想円１０２を想定する。仮想円１０２は、面積Ｂを有する。本実施の形態では、０．４８≦Ｂ／Ａ≦０．７９の関係を満たすように、熱交換部７６の一辺の長さおよびプロペラファン５１の直径が設定されている。

続いて、本実施の形態における空気調和機の室外機６０によって奏される作用効果を確認するための実施例について説明する。

空気調和機が冷暖房兼用である本実施の形態では、通年エネルギ消費効率（ＡＰＦ）を用いて空気調和機の評価を実施した。本実施例では、図１０および図１１中に示す室外機６０において、熱交換部７６の横長Ｘおよび縦長Ｙをそれぞれ５８８ｍｍおよび５８４ｍｍとし（横長Ｘ：縦長Ｙ＝１．００６８５：１）、プロペラファン５１の直径をφ４６０ｍｍとした。この条件で、プロペラファン５１の仮想円１０２の面積Ｂに対する熱交換部７６の前面面積Ａの割合Ｂ／Ａは、０．４８となる。

図１２は、図１０中の室外機に対して比較例となる空気調和機の室外機を示す断面図である。

図１２を参照して、本比較例における空気調和機の室外機３００は、図１０中の熱交換器７１に替えて、熱交換器３７１を有する。熱交換器３７１は、Ｌ字状の上面視を有する。具体的には、熱交換器３７１は、背面側に配置される背面部３８０と、側面側に配置される側面部３９０とを有し、背面部３８０と側面部３９０との間で折れ曲がった形状を有する。背面側に形成された吸い込み部３６に加えて、側面部３９０と向かい合う左側面パネル１３の位置には、吸い込み部３６がさらに形成されている。

熱交換器３７１は、３つの熱交換器セル３７２（３７２ａ，３７２ｂ，３７２ｃ）が組み合わさって構成されている。熱交換器セル３７２ｂおよび熱交換器セル３７２ｃは、背面部３８０および側面部３９０からなり、熱交換器セル３７２ａは、背面部３８０のみからなる。

本比較例では、熱交換器セル３７２ｂおよび熱交換器セル３７２ｃの横長Ｘを８００ｍｍ（背面部３８０から側面部３９０に渡る総長さ）とし、縦長Ｙを５０４ｍｍとした。熱交換器セル３７２ａの横長Ｘを６００ｍｍとし、縦長Ｙを５０４ｍｍとした。また、プロペラファン５１の直径をφ４２０ｍｍとした。この条件で、プロペラファン５１の仮想円１０２の面積Ｂに対する熱交換器３７１の熱交換部の前面面積Ａの割合Ｂ／Ａは、０．３４となる。

上記実施例では、熱交換部７６を通過する風速を大幅に高めることによって、単位面積当たりの熱交換量を効率良く改善し、熱交換器７１における熱交換ロスを大幅に低減することができる。このため、比較例における通年エネルギ消費効率（ＡＰＦ）を１００％とすると、実施例では、熱交換器７１の体積を７％削減したにもかかわらず、通年エネルギ消費効率（ＡＰＦ）１００％を達成することができた。このとき、比較例とほぼ同等の騒音となった。したがって、必要な風量、風速を出すときのプロペラファン５１の回転数を抑制することができるため、騒音の増大を抑制することもできた。

また、プロペラファン５１の直径を大きくしていくと、送風性能はよくなるがその効果は鈍くなっていった。Ｂ／Ａの値を０．７９（熱交換部７６の１辺の長さ＝プロペラファン５１の直径）よりも大きくした場合、熱交換器４１に対してプロペラファン５１が大きくなり過ぎるため、送風性能の向上に見合わないほどに室外機が大型化する。

以上の検討から、プロペラファン５１の仮想円１０２の面積Ｂに対する熱交換部７６の前面面積Ａの割合は、０．４８≦Ｂ／Ａ≦０．７９の関係を満たすことが好ましいことが確認できた。

このように構成された、この発明の実施の形態３における空気調和機の室外機６０によれば、実施の形態１に記載の効果を同様に得ることができる。

また、熱交換器が１列（厚みが１８ｍｍ以下）の場合、風速が遅くても、空気が通過する距離が短いため、比較的良好に熱交換することができる。しかしながら、熱交換器が２列以上（厚みが３６ｍｍ以上）の場合、風速が遅いと、熱交換器の上流側で十分に熱交換が行われる一方、下流側での熱交換が不十分となる懸念がある。

これに対して、本実施の形態における室外機６０によれば、騒音の増大を抑制しながら熱交換部７６を通過する風速を高めることが可能である。このため、複数の熱交換器セル７２が組み合わさってなる熱交換器７１を用いた場合であっても、単位面積当たりの熱交換量を効率的に改善し、熱交換ロスを大幅に低減することができる。

なお、実施の形態２において説明したベルマウス２１の構造を、実施の形態３における空気調和機の室外機６０に適用してもよい。

今回開示された実施の形態はすべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。本発明の範囲は上記した説明ではなくて特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。

この発明は、室内機とは別体に設けられる、セパレート型の空気調和機の室外機に適用される。

１０，６０，２００，３００ 室外機、１１ キャビネット、１２ 底板、１３ 左側面パネル、１４ 右側面パネル、１５ 仕切り板、１６ 支持ステー、１７ 上面板、１８ 前面パネル、２１ ベルマウス、２１ｐ 背面側端部、２１ｑ 前面側端部、２２ ファンガード、２６ 圧縮機、３１ 熱交換器室、３２ 圧縮機室、３６ 吸い込み部、３７ 吹き出し部、４１，７１，２４１，３７１ 熱交換器、４２，４３ ヘッダパイプ、４４ 偏平チューブ、４５ 波形フィン、４６，７６ 熱交換部、５０ 送風機、５１ プロペラファン、５２ 翼、５２ｐ 翼前端部、５２ｑ 翼後端部、５３ 軸部、５６ 翼周縁部、５７ 翼前縁部、５８ 翼後縁部、５９ モータ、７２，７２ａ，７２ｂ，７２ｃ，３７２，３７２ａ，３７２ｂ，３７２ｃ 熱交換器セル、７４ 冷媒管、７５ 平板フィン、８１ 縮径部、８２ 円筒部、８３ 拡径部、１０１ 中心軸、１０２ 仮想円、２５０，３８０ 背面部、２６０，３９０ 側面部。

Claims (7)

1. 室内機とは別体に設けられる、セパレート型の空気調和機の室外機であって、
   空気を取り入れるための吸い込み部と、
   平板形状の熱交換部を有し、前記熱交換部において、熱媒体と、前記吸い込み部を通じて取り入れられた空気との間で熱交換させる熱交換器と、
   前記熱交換部と向かい合って配置されるプロペラファンを有し、前記吸い込み部から前記熱交換器に向かう空気流れを形成する送風機と、
   前記熱交換器により熱交換された空気を送出する吹き出し部とを備え、
   前記プロペラファンの回転軸方向から前記熱交換器を見た場合に、前記熱交換部は略正方形の形状を有する、空気調和機の室外機。
2. 前記プロペラファンの回転軸方向から前記熱交換器および前記送風機を見た場合に、前記熱交換部の中心と、前記プロペラファンの回転中心とが一致する、請求項１に記載の空気調和機の室外機。
3. 前記プロペラファンの全体が、前記プロペラファンの回転軸方向において前記熱交換部に投影される、請求項１または２に記載の空気調和機の室外機。
4. 前記熱交換器は、前記熱交換部が、互いに間隔を隔てて設けられ、熱媒体が流通する複数本のチューブ部材と、複数本の前記チューブ部材間に設けられるフィンとから構成されるパラレルフロー型の熱交換器であり、
   前記熱交換部が面積Ａの略正方形の形状を有し、前記プロペラファンを内包し、前記プロペラファンの回転軸を中心とする最小の仮想円が面積Ｂである場合に、Ｂ／Ａ≧０．５３の関係を満たす、請求項１から３のいずれか１項に記載の空気調和機の室外機。
5. 前記熱交換器は、前記熱交換部が、互いに間隔を隔てて設けられる複数枚のフィンと、複数枚の前記フィンを貫くように延伸し、熱媒体が流通するチューブ部材とから構成されるフィンアンドチューブ型の熱交換器であり、
   前記熱交換部が面積Ａの略正方形の形状を有し、前記プロペラファンを内包し、前記プロペラファンの回転軸を中心とする最小の仮想円が面積Ｂである場合に、Ｂ／Ａ≧０．４８の関係を満たす、請求項１から３のいずれか１項に記載の空気調和機の室外機。
6. 前記プロペラファンの外周上に設けられるベルマウスをさらに備え、
   前記プロペラファンは、その回転軸方向において最も吸い込み側に配置される翼前端部と、最も吹き出し側に配置される翼後端部とを含み、
   前記プロペラファンの回転軸方向において、前記翼前端部は、前記ベルマウスよりも吸い込み側に配置され、前記翼後端部は、前記ベルマウスと重なる位置に配置される、請求項１から５のいずれか１項に記載の空気調和機の室外機。
7. 前記プロペラファンのその回転軸方向における翼高さがＴであり、前記プロペラファンの回転軸方向において前記プロペラファンと前記ベルマウスとが重なる長さがＬである場合に、０．３０≦Ｌ／Ｔ≦０．９２の関係を満たす、請求項６に記載の空気調和機の室外機。

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