JP3872012B2 - 空気調和機 - Google Patents

Description

技術分野
本発明は、エアコン、除湿器、および空気清浄機等の空気調和機に関するものであり、送風手段として用いられる貫流送風機を搭載した空気調和機に関するものである。
背景技術
以下、従来の貫流送風機を搭載したエアコン、除湿器および空気清浄機等の空気調和機について説明する。例えば従来の貫流送風機の一例として、特開平１１−８３０６２号公報「空気調和機の室内機」に記載されたものがある。図５０は、特開平１１−８３０６２に記載された空気調和機本体の縦断面図、図５１は、従来の貫流送風機の羽根車の斜視図、図５２は図５１の貫流送風機の縦断面図、図５３は図５２における翼１枚の断面図、図５４は従来の貫流送風機を搭載した空気調和機における騒音の周波数特性図である。
図５０、図５１および図５２において、従来の貫流送風機は、複数の翼１０１ｂとそれらを支持するリング１０１ｃによって構成される単体１０１ａを軸方向に複数個にわたって連結した羽根車１０１と、羽根車１０１をはさんで一方の周側面を覆うガイドウォール１０２とガイドウォール１０２に対向して配置されるスタビライザー１０３と、羽根車１０１を矢印Ｊのように回転、駆動するモータ１０４とから構成される。
上記のように構成される従来の貫流送風機を用いた空気調和機において、図５０に示すように着脱可能な正面グリルと上面の吸込グリルから空気を吸い込み、さらにその空気からフィルタを用いてホコリを除去し、その後羽根車１０１を囲むように形成された熱交換器を用いて空気を加熱または冷却する。熱交換器を通過した熱交換後の空気は羽根車１０１に吸込まれ熱交換器側の翼列を通過後、再び吹出側の翼列から吹き出され、上下ベーン、左右ベーンの風向変更ベーンにより風向が変更されつつ吹出口より部屋へ吹き出され、空調される。
図５３の上記翼１０１ｂの断面形状において、Ａ２０は翼１０１ｂにおける円弧形状の翼外周側先端部Ａ２の先端であり、Ａ１０は翼１０１ｂにおける円弧形状の翼内周側先端部Ａ１の先端であり、Ｏは羽根車１０１における回転軸の中心であり、Ｏ１は単一円弧で形成された翼１０１ｂのそり線Ｐ０の中心であり、Ｐ２は翼１０１ｂにおける羽根車回転方向側の圧力面、Ｐ３は圧力面Ｐ２に対向する負圧面である。またＯ−Ａ２０は翼１０１ｂの外周側先端Ａ２０と中心Ｏを結ぶ第１直線、Ｏ１−Ａ２０は翼１０１ｂの外周側先端Ａ２０と前記そり線Ｐ０の中心Ｏ１を結ぶ第２直線である。さらにｎは第１直線Ｏ−Ａ２０の外周側先端Ａ２０に対する第１垂線、ｍは第２直線Ｏ１−Ａ２０の外周側先端Ａ２０に対する第２垂線であり、出口角β２は第１垂線と第２垂線のなす鋭角である。
例えば貫流送風機において、羽根車１０１の外径φＤ２を相似で拡大することにより、大風量かつ騒音の低減を実現できる。しかしながら、このような方法で大風量かつ騒音の低減を実現すると、図５４の騒音周波数特性図のように低周波数領域に特異音Ｓ１が発生してしまうとともに、同一風量時の騒音値と聴感が悪化してしまう場合が存在する。そのため、従来の貫流送風機では、翼１０１ｂにおける出口角β２を２３°以下にすることで特異音Ｓ１を低減し、さらに出口角β２を１８°以上にすることで、同一風量時の騒音値の低減と聴感の悪化抑制を行っている。
また翼１０１ｂの最大肉厚ｔ_ｍａｘと翼１０１の翼外周側取付端における丸みを除いた部分の厚さである翼外周側先端部肉厚ｔ_ｍｉｎの比ｔ_ｍａｘ／ｔ_ｍｉｎ＝１．３〜１．５になるように翼１０１ｂを形成することにより、大風量の吹出性能を得られると共に、低周波数領域の特異音の発生が少ない空気調和機の室内機を得られている。
しかしながら、上記特開平１１−８３０６２号公報に記載の従来の貫流送風機を用いた空気調和機において、羽根車１０１に対して、熱交換器フィンピッチの縮小やフィルタにホコリが付着などの羽根車１０１の吸込抵抗が大きくなる場合、貫流送風機特有のスタビライザー１０３付近に存在する循環渦Ｃ１が実線から太破線のように大きくなり、熱交換器通過後の流れは圧力の低い貫流渦に向かい図５０の矢印のように羽根車１０１に吸い込まれる。そのため、領域Ｆ１では流れが翼１０１ｂから剥離し、さらに翼１０１ｂ後方で乱れ渦Ｇ１が発生することにより、図５４の騒音周波数特性図のように羽根車１０１の翼枚数Ｚと回転数Ｎ［ｒ．ｐ．ｍ］に起因する回転音（ＮＺ音）の発生周波数の４〜８割程度の低周波数領域で周波数幅ｆｓをもった特異音Ｓｍが発生する場合がある。そのため回転音と違った耳障りな音が発生し、聴感が悪くなるという問題があった。
また、翼出口角をβ２を小さくするため、翼間距離が縮小することから、翼間を流れが通過するとき抵抗となり、羽根車を駆動する軸出力が増加し、モータの消費電力が増加してしまう。
そこで、本発明は前記問題を解消するためになされたものであり、作動時の騒音およびホコリ等により羽根車の吸込抵抗が大きくなった場合でも騒音悪化を抑制し、さらに低周波数領域の特異音および回転音の発生の低減、またモータの消費電力低減を図ることにより、良好な聴感と省エネを実現可能な空気調和機を得ることを目的とする。
発明の開示
第１の発明に係る空気調和機は、複数の翼とそれらを支持するリングで構成される羽根車を備え、スタビライザーと吹出口で構成されるノズル部、ガイドウォールで構成される貫流送風機と熱交換器を有する空気調和機において、空気調和機本体高さＨに対する羽根車外径φＤ２の比がＨ／φＤ２が２．２以上３．０以下であることを特徴とする。
第２の発明に係る空気調和機は、翼出口角β２が２３°〜３０°である貫流送風機の羽根車を有することを特徴とする。
第３の発明に係る空気調和機は、回転音より低周波数領域に発生する特異音を低減するように、少なくとも翼最大肉厚ｔｍと、円弧形状の翼外周側先端部の直径である翼最小肉厚ｔ２の比ｔｍ／ｔ２が、１．５以上３．５以下で、徐々に肉厚が変化した貫流送風機の羽根車を有することを特徴とする。
第４の発明に係る空気調和機は、翼最大肉厚が０．９〜１．５ｍｍである貫流送風機の羽根車において、円弧形状の翼外周側先端部の直径である翼最小肉厚ｔ２が０．２〜０．６ｍｍである貫流送風機の羽根車を有することを特徴とする。
第５の発明に係る空気調和機は、翼最大肉厚が０．９〜１．５ｍｍである貫流送風機の羽根車において、円弧形状の翼外周側先端部の直径である翼最小肉厚ｔ２が０．２〜０．６ｍｍである貫流送風機の羽根車を有することを特徴とする。
第６の発明に係る空気調和機は、羽根車回転軸中心Ｏを中心とし、翼外周側先端を通る円で翼を切除したエッジ形状である貫流送風機の羽根車を有することを特徴とする。
第７の発明に係る空気調和機は、羽根車回転軸中心Ｏを中心とし、翼外周側先端を通る円で翼を切除したエッジ形状である貫流送風機の羽根車を有することを特徴とする。
第８の発明に係る空気調和機は、翼の間隔が不等ピッチである貫流送風機の羽根車を有することを特徴とする。
第９の発明に係る空気調和機は、翼の間隔が不等ピッチである貫流送風機の羽根車を有することを特徴とする。
第１０の発明に係る空気調和機は、貫流送風機の羽根車とスタビライザーとの最近接点と羽根車回転軸中心を結ぶ直線と羽根車回転軸中心Ｏを通る水平線のなす鋭角が３０°〜７０°となるように空気調和機前方下部にスタビライザーを形成した貫流送風機を有することを特徴とする。
第１１の発明に係る空気調和機は、貫流送風機の羽根車中心Ｏと、貫流送風機の羽根車とスタビライザーとの最近接点、スタビライザー下部とを結ぶ二直線のなす鋭角が１５°〜４０°となるようにスタビライザーが形成されたことを特徴とする。
第１２の発明に係る空気調和機は、貫流送風機の羽根車とガイドウォールの最近接点と羽根車回転軸中心Ｏを結ぶ直線と、羽根車の回転軸中心Ｏを通る水平線とのなす角θ３が３５°〜８０°となるように空気調和機後方上部にガイドウォールを形成した貫流送風機を有することを特徴とする。
第１３の発明に係る空気調和機は、貫流送風機の羽根車の回転軸線と直交する断面図において、翼外周側先端部の形状が羽根車回転方向前方側に倒れた平行四辺形状に羽根車外周側へ延出し、かつ複数の翼を支持するリングの外周より突出していない貫流送風機の羽根車を有することを特徴とする。
第１４の発明に係る空気調和機は、平行四辺形状に羽根車外周側へ延出した翼外周側先端部の、羽根車外周側へ面する２頂点は、所定のＲ形状である貫流送風機の羽根車を有することを特徴とする。
第１５の発明に係る空気調和機は、各翼をファン回転軸に対して所定角度傾斜させた貫流送風機の羽根車を有することを特徴とする。
第１６の発明に係る空気調和機は、翼外周側先端部が弾性体で形成された貫流送風機の羽根車を有することを特徴とする。
発明を実施するための最良の形態
以下、本発明に係る空気調和機の実施の形態を図面をもとに詳細に説明する。
実施の形態１．
図１は、本発明に係る空気調和機の構成を示す外観図、図２は、本発明に係る空気調和機の部分断面図、図３は本発明に係る空気調和機の縦断面図である。
図１、図２および図３において、１０は高さＨである本発明に係る空気調和機本体であり、１０ａはハウジング、１１ａは正面吸込グリル、１１ｂは上部吸込グリル、１２は室内空気中に浮遊するホコリを除去するためのフィルタ、１３は熱交換器、１３ａはアルミフィン、１３ｂは配管、１４は吹出口、１５は風向変更ベーン、１５ａは左右ベーン、１５ｂは上下ベーン、１は貫流送風機、２は貫流送風機の羽根車、３ａはスタビライザー、３ｂはガイドウォール、４はノズル、５は羽根車２を駆動するためのファンモータ、６は回転軸、８は電気品箱である。
上記のように構成される空気調和機本体１０は、部屋１８の壁１７に取り付けられ、外側はハウジング１０ａと脱着可能な正面吸込グリル１１ａから構成される。またハウジング１０ａは、上部吸込グリル１１ｂ、背面寄りのガイドウォール３ｂ、および正面下方のノズル４で構成され、吹出口１４はノズル４およびガイドウォール３ｂにより形成され、さらにノズル４はスタビライザー３ａと一体に形成されている。
また、貫流送風機１の吸込側には、正面吸込グリル１１ａ、上部吸込グリル１１ｂ、フィルタ１２が配設され、さらに熱交換器１３が配設される。そして、電気品箱８には風向変更ベーン１５およびファンモータ５を制御するための電気基板が収納されている。
図４は貫流送風機の斜視図、図５は貫流送風機の縦断面図であり、φＤ２は羽根車外径を示す。図４および図５に示す貫流送風機１において、２ａは羽根車単体であり、２ｂは羽根車２の翼、２ｃは羽根車２のリングである。貫流送風機１は、複数の翼２ｂとそれらを支持するリング２ｃで構成される複数の羽根車単体２ａを軸方向に連結した羽根車２と、羽根車２をはさんで一方の周側面を覆い羽根車２からの吹出し流れを吹出口１４に集めるガイドウォール３ｂと、ガイドウォール３ｂに対向して配置され貫流送風機の羽根車２の内部に生成される循環渦Ｃ１の位置を制御するスタビライザー３ａと、から構成され、羽根車２は回転軸６を中心に矢印Ｊの方向に回転駆動する。なお本実施の形態および以降の実施の形態において、例えば羽根車２の材料にマグネシウム系合金を用いた場合、リサイクル可能となる。
この状態で運転が開始される、ファンモータ５により貫流送風機１の羽根車２が図２の矢印Ｊのように回転駆動すると、部屋１８の空気は、正面吸込グリル１１ａおよび上部吸込グリル１１ｂより吸い込まれ、フィルタ１２で空気中に浮遊するホコリが除去された後、熱交換器１３で冷却または温められ、その後羽根車２に吸い込まれる。そして羽根車２より吹き出された空気は、吹出口１４に配設された左右ベーン１５ａ、上下ベーン１５ｂにより部屋１８の上下、左右方向に吹き分けられる。
このような空気調和機本体１０の本体高さＨを同一のままとし、貫流送風機の羽根車２のリング外径に相当する羽根車外径φＤ２を大きくするほど同一風量時における騒音値は低騒音になる。また羽根車２の高静圧化が図れ、吸込側に風路抵抗が付加されても、送風機特性が悪化しづらい。しかし羽根車外径φＤ２が大きすぎると、熱交換器１３と干渉したり、さらに吹出口１４の長さＬ１４が送風機に対して短すぎ、吹出し流れが不安定になり、最悪サージングしてしまい騒音値が悪化し、また吹出口１４に部屋１８の空気が逆流するため冷房時に結露してしまう。さらに翼２ｂの表面上で剥離が生じ、従来の図５４のような低周波数領域の特異音Ｓｍが発生してしまう。また逆に羽根車外径φＤ２が小さすぎると、前記同一風量を送風するために、羽根車２を高回転させなくてはならず、羽根車２が振動し空気調和機が震え、最後には空気調和機が落下してしまう恐れが生じる。さらに騒音値が大幅に悪化する。また羽根車２の圧力上昇が小さいため、吸込側に抵抗が付加されると同一回転数時の風量低下が大きい。なお羽根車外径φＤ２が拡大、縮小につれ、ガイドウォール３ｂおよび、スタビライザー３ａと一体であるノズル４は相似拡大、縮小する。
そこで、空気調和機本体１０の本体高さＨと羽根車外径φＤ２との関係において最適範囲が存在する。
図６は、同一風量Ｑ［ｍ^３／ｍｉｎ］時での、本体高さＨに対する羽根車外径φＤ２の比率Ｈ／φＤ２に対する騒音値ＳＰＬ［ｄＢＡ］を示した図である。図６のように比率Ｈ／φＤ２が２．２以上３．０以下であれば、騒音の変化が小さい。
前記比率Ｈ／φＤ２の比率を適用する場合、製品の高さが低く、コンパクトなことが商品価値の一つである空気調和機本体高さＨが２４０ｍｍから３１０ｍｍである壁掛型空気調和機に対し特に有効である。
また、羽根車外径φＤ２が大きすぎ、比率Ｈ／φＤ２が小さすぎると、羽根車２の吸込抵抗が大きくなり、特異音Ｓｍが発生してしまう。
図７の、比率Ｈ／φＤ２と特異音Ｓｍの最大レベル値Ｓｗ［ｄＢＡ］を示した図のように、Ｈ／φＤ２が２．２以上であれば特異音Ｓｍは小さいため、聴感が良い。
また羽根車２の材料を、従来の羽根車のように例えばプラスチックとガラス繊維の混合材料を使用せず、マグネシウム系合金を使用した場合、耐熱性に優れるので、羽根車２の近傍にヒーター等熱源が配設される場合、製品の強度が保てる。
以上のように、冷房時、吹出口に結露せず、騒音変化が小さく、また振動も小さい。さらに特異音も発生せず、吸込側の通風抵抗が大きくなっても、風量低下が小さい。したがって、運転が安定した信頼性が高く、聴感が良く静粛な空気調和機を得ることができる。
実施の形態２．
図８は本発明に係る空気調和機の送風手段に用いられる貫流送風機の羽根車の翼２ｂの実施の形態２の形状を示す図である。なお、本実施の形態における翼２ｂ以外の構成については、前述した実施の形態１における図１〜図５の空気調和機および貫流送風機と同様であるため、同一の符号を付して説明を省略する。
図８の翼２ｂの断面形状において、Ａ２０は翼２ｂにおける翼外周側先端部Ａ２の先端であり、Ａ１０は翼２ｂにおける翼内周側先端部Ａ１の先端であり、Ｏは貫流送風機の羽根車２における回転軸の中心であり、Ｏ１は単一円弧で形成された翼２ｂの肉厚方向の中心線であるそり線Ｐ０の中心であり、Ｐ２は翼２ｂにおける羽根車回転方向側の圧力面、Ｐ３は圧力面Ｐ２に対向する負圧面である。またＯ−Ａ２０は翼２ｂの外周側先端Ａ２０と中心Ｏを結ぶ第１直線、Ｏ１−Ａ２０は翼２ｂの外周側先端Ａ２０と前記そり線Ｐ０の中心Ｏ１を結ぶ第２直線である。さらにｎは第１直線Ｏ−Ａ２０の外周側先端Ａ２０に対する第１垂線、ｍは第２直線Ｏ１−Ａ２０の外周側先端Ａ２０に対する第２垂線であり、出口角β２は第１垂線と第２垂線のなす鋭角である。
また空気調和機本体高さＨと羽根車外径φＤ２との比Ｈ／φＤ２は２．２以上３．０以下である。
図８のおける前記出口角β２が大きいほど、翼２ｂの圧力面Ｐ２と次の翼２ｂの負圧面Ｐ３の各表面に接する円の直径である翼間距離δが拡大し、翼間を流れが通過するとき、通風抵抗が小さくなることから、羽根車２を駆動する軸動力が減少し、モータの消費電力が低減できる。
しかし、出口角β２が大きすぎると、図９のように羽根車２の吸込流れが翼２ｂの外周側先端部Ａ２で剥離し失速してしまう。その結果、貫流送風機の羽根車２の挙動が不安定になり、空気調和機１０の吹出口１４からの吹出し風が羽根車２に逆流してしまう場合が生じる。
また、出口角β２が小さすぎると、翼間距離δが縮小し、翼間を流れが通過するとき、通風抵抗が大きくなることから、羽根車２を駆動する軸動力が増加し、モータの消費電力が増加してしまう。
そこで、羽根車２の挙動が安定し、かつ軸動力が低減しモータの消費電力が低減できるために、出口角β２に最適範囲が存在する。
図１０に、翼出口角β２とモータ消費電力Ｗｍ［Ｗ］の関係を示す。図１０のように少なくとも出口角β２が２３°から３０°であれば、モータ消費電力が低く、省エネな空気調和機を得られる。
実施の形態３．
図１１は本発明に係る空気調和機の送風手段に用いられる貫流送風機の羽根車の翼２ｂの実施の形態３の形状を示す図である。なお、本実施の形態における翼２ｂ以外の構成については、前述した実施の形態１における図１〜図５の空気調和機および貫流送風機と同様であるため、同一の符号を付して説明を省略する。
図１１の翼２ｂの断面形状において、Ａ２０は翼２ｂにおける翼外周側先端部Ａ２の先端であり、Ａ１０は翼２ｂにおける翼内周側先端部Ａ１の先端であり、Ｏは貫流送風機の羽根車２における回転軸の中心であり、Ｏ１は単一円弧で形成された翼２ｂの肉厚方向の中心線であるそり線Ｐ０の中心であり、Ｐ２は翼２ｂにおける羽根車回転方向側の圧力面、Ｐ３は圧力面Ｐ２に対向する負圧面である。またＯ−Ａ２０は翼２ｂの外周側先端Ａ２０と中心Ｏを結ぶ第１直線、Ｏ１−Ａ２０は翼２ｂの外周側先端Ａ２０と前記そり線Ｐ０の中心Ｏ１を結ぶ第２直線である。さらにｎは第１直線Ｏ−Ａ２０の外周側先端Ａ２０に対する第１垂線、ｍは第２直線Ｏ１−Ａ２０の外周側先端Ａ２０に対する第２垂線であり、出口角β２は第１垂線と第２垂線のなす鋭角である。また、翼２ｂの中央付近の最大肉厚ｔｍ、円弧形状の翼外周側先端部Ａ２の直径で最小肉厚である翼外周側端部肉厚ｔ２である。
また空気調和機本体高さＨと羽根車外径φＤ２との比Ｈ／φＤ２は２．２以上３．０以下である。さらに出口角β２は、２３°から３０°の範囲内である。
図１１において、最大肉厚ｔｍを同一で、翼最小肉厚である翼外周側先端部肉厚ｔ２を小さくする。または翼最小肉厚である翼外周側先端部肉厚ｔ２を同一で、翼最大肉厚ｔｍを大きくする。つまり、翼最大肉厚ｔｍと翼最小肉厚ｔ２の比である肉厚比ｔｍ／ｔ２を大きくする。
しかし、図５３のように肉厚比ｔｍ／ｔ２が小さく、かつ出口角β２が２３°以上の従来の貫流送風機の羽根車２における翼２ｂだと、空気調和機本体１０のフィルタ１２にホコリ等付着し通風抵抗が増加すると、羽根車２の吸込側でかつ空気調和機本体１０の上前部に位置する領域Ｆ１を翼２ｂが通過するとき、空気調和機１０の背面方向から流入する吸込流れの影響で翼２ｂの翼外周側先端部Ａ２で剥離を起こす。すると翼負圧面Ｐ３付近に剥離渦Ｇ１が発生すると共に、次の翼２ｂの圧力面Ｐ２付近の流速が増加することにより、図５４のように低周波数領域に広い周波数帯域を有する特異音Ｓｍが発生してしまう。
本発明のように翼肉厚比ｔｍ／ｔ２を大きくすることにより、翼負圧面Ｐ３の曲率が大きくなり、剥離しづらくなることから、翼２ｂと次の翼２ｂの間の流速は均一化されるので特異音はＳｍは発生しなくなる。
しかし、肉厚比ｔｍ／ｔ２が大きすぎると、翼２ｂと次の翼２ｂの両方に接する円の直径である翼間隔δが狭くなり、翼間での通風抵抗が増加することから、同一風量時の騒音値が悪化してしまう。そこで肉厚比に最適範囲が存在する。
図１２はフィルタ１２にホコリが付着していない時と付着している時の、肉厚比ｔｍ／ｔ２変更時における特異音ＳｍのレベルＳｗ［ｄＢＡ］の変化を示した図、また図１３は図１２同様にフィルタ１２にホコリが付着していない時と付着している時での肉厚比ｔｍ／ｔ２変化時の同一風量時における騒音値ＳＰＬ［ｄＢＡ］の変化を示した図である。
図１２において、フィルタ１２にホコリが付着していないときは肉厚比が１．４以上であれば特異音Ｓｍは低騒音化し、ホコリが付着している時は肉厚比が１．５以上であれば特異音Ｓｍは低騒音化される。また図１３において、フィルタ１２にホコリが付着していない時は肉厚比が１．４以上３．５以下であれば騒音値は低騒音である。またホコリが付着している時は、肉厚比が１．５以上４．０以下であれば低騒音である。
以上図１２〜図１３より、少なくとも肉厚比ｔｍ／ｔ２が１．５以上３．５以下であれば、特異音Ｓｍが低騒音化し、かつ騒音値は悪化しない。
その結果、空気調和機のフィルタ１２にホコリ等が付加し通風抵抗が増加しても、聴感が良い空気調和機を得られる。
実施の形態４．
図１４は本発明に係る空気調和機の送風手段に用いられる貫流送風機の羽根車の翼２ｂの実施の形態４の形状を示す図である。なお、本実施の形態における翼２ｂ以外の構成については、前述した実施の形態１における図１〜図５の空気調和機および貫流送風機と同様であるため、同一の符号を付して説明を省略する。
図１４の翼２ｂの断面形状において、Ａ２０は翼２ｂにおける翼外周側先端部Ａ２の先端であり、Ａ１０は翼２ｂにおける翼内周側先端部Ａ１の先端であり、Ｏは貫流送風機の羽根車２における回転軸の中心であり、Ｏ１は単一円弧で形成された翼２ｂの肉厚方向の中心線であるそり線Ｐ０の中心であり、Ｐ２は翼２ｂにおける羽根車回転方向側の圧力面、Ｐ３は圧力面Ｐ２に対向する負圧面である。またＯ−Ａ２０は翼２ｂの外周側先端Ａ２０と中心Ｏを結ぶ第１直線、Ｏ１−Ａ２０は翼２ｂの外周側先端Ａ２０と前記そり線Ｐ０の中心Ｏ１を結ぶ第２直線である。さらにｎは第１直線Ｏ−Ａ２０の外周側先端Ａ２０に対する第１垂線、ｍは第２直線Ｏ１−Ａ２０の外周側先端Ａ２０に対する第２垂線であり、出口角β２は第１垂線と第２垂線のなす鋭角である。また、翼２ｂの中央付近の最大肉厚ｔｍ、円弧形状の翼外周側先端部Ａ２の直径で最小肉厚である翼外周側先端部肉厚ｔ２である。
空気調和機高さＨと貫流送風機の羽根車２の外径φＤ２との比Ｈ／φＤ２が２．２以上３．０以下である貫流送風機の羽根車２において、従来の貫流送風機の羽根車では、翼最大肉厚ｔｍが０．９〜１．５ｍｍで、円弧形状の翼外周側先端部の直径である翼最小肉厚ｔ２が０．６４ｍｍである。本発明の空気調和機１０に搭載される貫流送風機の羽根車２における円弧形状の翼外周側先端部の直径である翼最小肉厚ｔ２が０．２〜０．５ｍｍである。このように少なくとも従来に比べ翼外周側先端部肉厚ｔ２を薄肉化することにより、図１５のように翼外周側先端Ａ２における吸込流れのよどみが減少し、損失が低減できるため、ファンモータ５が羽根車２を駆動するための軸出力が低減し、図１６のようにファンモータ５の消費電力が低減できる。図１６は翼最小肉厚ｔ２とモータ消費電力Ｗｍ〔ｗ〕の関係を示す図である。
さらに、長時間空気調和機１０が運転し、羽根車２が回転駆動されると、フィルタ１２で除去できなかった細かいホコリが、図１７のように羽根車２の翼外周側先端Ａ２に付着する。すると翼間距離δが減少し、運転時間とともに同一ファン回転数時における風量Ｑ［ｍ^３／ｍｉｎ］が減少する。図１８の従来と本発明の貫流送風機における、運転時間と同一回転数時における風量低下率△Ｑを示した図のように、従来の羽根車の翼外周側先端部肉厚ｔ２より薄肉化することにより、同一運転時間時における風量の低下率が小さくできる。よって、空気調和機が長時間運転しても、暖房時にはあまり温まらない、冷房時には冷えないという問題が抑制されるとともに、清掃が必要な時間ｔｃ［ｈｏｕｒ］を従来での時間ｔｃ０［ｈｏｕｒ］より長くでき、清掃回数が少なくてすむ。
以上のように、本発明のような翼形状にすることにより、消費電力が低く、省エネで、高信頼性な空気調和機を得られる。
実施の形態５．
図１９は本発明に係る空気調和機の送風手段に用いられる貫流送風機の羽根車の翼２ｂの実施の形態５の形状の基準翼形状を示す図、図２０は図１９の基準翼形状の翼外周端部Ａ２０の形状を変更した実施の形態５の翼外周端部Ａ２０の拡大図である。なお、本実施の形態における翼２ｂ以外の構成については、前述した実施の形態１における図１〜図５の空気調和機および貫流送風機と同様であるため、同一の符号を付して説明を省略する。
図１９の実施の形態５の基準形状である翼２ｂの断面形状において、Ａ２０は翼２ｂにおける円弧形状の翼外周側先端部Ａ２の先端であり、Ａ１０は翼２ｂにおける円弧形状の翼内周側先端部Ａ１の先端であり、Ｏは貫流送風機の羽根車２における回転軸の中心であり、Ｏ１は単一円弧で形成された翼２ｂの肉厚方向の中心線であるそり線Ｐ０の中心であり、Ｐ２は翼２ｂにおける羽根車回転方向側の圧力面、Ｐ３は圧力面Ｐ２に対向する負圧面である。またＯ−Ａ２０は翼２ｂの外周側先端Ａ２０と中心Ｏを結ぶ第１直線、Ｏ１−Ａ２０は翼２ｂの外周側先端Ａ２０と前記そり線Ｐ０の中心Ｏ１を結ぶ第２直線である。さらにｎは第１直線Ｏ−Ａ２０の外周側先端Ａ２０に対する第１垂線、ｍは第２直線Ｏ１−Ａ２０の外周側先端Ａ２０に対する第２垂線であり、出口角β２は第１垂線と第２垂線のなす鋭角である。
本発明の翼２ｂの形状は、図１９の翼２ｂを、図２０のように羽根車２の回転軸の中心Ｏを中心とし、翼外周側先端Ａ２０を通る円で切除し、翼外周側先端部Ａ２を鋭利なエッジ形状にしたものである。
このように本発明の翼２ｂの形状にすることにより、図２１の従来の翼２ｂの円弧形状の翼外周側先端部Ａ２における流れの様子のような、翼外周先端Ａ２０での流れのよどみをさらに減少させ、損失が減少するので、羽根車２を駆動する軸動力がさらに減少する。その結果図２２の従来と本発明の貫流送風機の羽根車を駆動するファンモータ５の消費電力Ｗｍ［Ｗ］を比較した図のように、モータの消費電力が低入力化される。その結果、消費電力が低減したさらに省エネな空気調和機を得られる。
実施の形態６．
図２３は本発明に係る空気調和機１０および貫流送風機の羽根車２の縦断面図を示し、空気調和機本体高さＨと羽根車外径φＤ２の比Ｈ／φＤ２が２．２以上３．０以下で、羽根車２における翼２ｂの取付間隔λを不等ピッチとする。（λ１、λ２、λ３、…）。また、図２３の貫流送風機の羽根車２の翼２ｂの断面形状は、例えば実施の形態３．の形状を示す。なお、本実施の形態における貫流送風機の羽根車２以外の構成については、前述した実施の形態１における図１〜図５の空気調和機および貫流送風機と同様であるため、同一の符号を付して説明を省略する。
図２４は、従来の貫流送風機を搭載した空気調和機の騒音の周波数特性図である。例えば従来の貫流送風機の羽根車２で特異音Ｓｍが発生すると、翼２ｂと次の翼２ｂの取付間隔λが同一であるので、特異音Ｓｍが発生時の翼２ｂでの流速、剥離渦の状態がほぼ同一であるため、特異音Ｓｍが多重化され、特異音Ｓｍの発生周波数幅ｆｓが約１００［Ｈｚ］で鋭利な山型形状の周波数特性を示す。
しかし、本実施の形態の貫流送風機を搭載した空気調和機においては、図２３のように、翼２ｂの取付間隔λが不等ピッチであるため、各翼２ｂでの特異音Ｓｍの発生時の翼２ｂでの流速、剥離渦の状態が異なる。その結果、図２５の本発明の貫流送風機を搭載した空気調和機の騒音の周波数特性図のように、特異音Ｓｍは分散化され、特異音Ｓｍの発生周波数幅ｆｓが広帯域化し、さらに特異音Ｓｍの発生レベルＳｗ［ｄＢＡ］が低減し、周波数特性図上わからなくなり、聞こえなくなる。
さらに、図２６のように、例えば熱交換器１３の配管１３ｂと羽根車２が接近していると、配管１３ａの後流渦Ｇ２が羽根車２に直接吸い込まれ、翼２ｂの翼外周側先端部Ａ２で瞬時の圧力変動により、回転音（ＮＺ音）も発生する。
このとき図２４、図２５の従来と本実施の形態における空気調和機の周波数特性図のように、従来の貫流送風機の羽根車２だと、翼外周側先端部Ａ２における瞬時の揚力変動が各翼２ｂで同一のため多重化され、狭帯域でピークレベルが高くなるが、翼２ｂの間隔λを不等ピッチにすることにより、翼外周側先端部Ａ２における瞬時の揚力変動が分散化されるため、回転音の発生周波数が分散化され、かつ多重化されないため、ピークレベルが低くなる。
また、従来の翼２ｂが等間隔である貫流送風機において、羽根車２とスタビライザー３ａおよびガイドウォール３ｂの最近接点における隙間δｓ、δＧが小さいと、この部分で瞬時の圧力変動により、回転音（ＮＺ音）が発生する。しかし、本実施の形態のように不等ピッチにすることにより、翼外周側先端部Ａ２における瞬時の揚力変動が分散化されるため、回転音の発生周波数が分散化され、かつ多重化されないため、ピークレベルが低くなる。そこで、従来と同一ピークレベルになるまで、隙間δｓ、δＧを小さくできるため、羽根車２が静圧上昇でき、同一風量時Ｑ［ｍ^３／ｍｉｎ］におけるファン回転数Ｎ［ｒ．ｐ．ｍ］を低回転にできる。そのため、図２７の同一風量Ｑ［ｍ^３／ｍｉｎ］時におけるファンモータの消費電力Ｗｍ［Ｗ］の関係図のように、消費電力を低減できる。
以上のように、本実施の形態のように貫流送風機の羽根車を形成することにより、特異音および回転音が低減し、さらにファンモータの消費電力が低減できるため、聴感が良く静粛で、かつ省エネな空気調和機を得られる。
実施の形態７．
図２８は、本実施の形態７．における空気調和機の縦断面図である。なお、本実施の形態における主な構成は前述した実施の形態１における図１〜図５の空気調和機と同様である。
図２８において、１０は高さＨである本発明に係る空気調和機本体であり、１０ａはハウジング、１１ａは正面吸込グリル、１１ｂは上部吸込グリル、１２はホコリを除去するためのフィルタ、１３は熱交換器、１３ａはアルミフィン、１３ｂは配管、１４は吹出口、１５は風向変更ベーン、１５ａは左右ベーン、１５ｂは上下ベーン、１は貫流送風機、２は貫流送風機の羽根車、３ａはスタビライザー、３ｂはガイドウォール、４はノズルである。
上記のように構成される空気調和機本体１０の外側はハウジング１０ａと脱着可能な正面吸込グリル１１ａから構成される。またハウジング１０ａは、上部吸込グリル１１ｂ、背面寄りのガイドウォール３ｂ、および正面下方のノズル４で構成され、吹出口１４はノズル４およびガイドウォール３ｂにより形成され、さらにノズル４はスタビライザー３ａと一体に形成されている。
また、貫流送風機１の吸込側には、正面吸込グリル１１ａ、上部吸込グリル１１ｂ、フィルタが配設され、さらに熱交換器１３が配設される。
なお、本実施の形態における、空気調和機本体高さＨと羽根車２の外径φＤ２の比は２．２以上３．０以下である。
このような空気調和機において、スタビライザー３ａの貫流送風機の羽根車２との最近接点３ａ_１と羽根車回転軸中心Ｏを結ぶ直線Ｏ−３ａ_１、羽根車回転軸中心Ｏを通る水平線Ｌ０とするとき、二直線Ｏ−３ａ_１とＬ０のなす鋭角θ１を水平線Ｌ０を基準に羽根車回転方向と逆に、３０°〜７０°の間に位置するようにスタビライザーが形成する。
図２９の従来の空気調和機のように、前記鋭角θ１が７０°より大きく、貫流送風機の羽根車２とスタビライザーとの最近接点３ａ_１を空気調和機下方に配置すると、循環渦Ｃ１が下方に移動するため、吸込領域Ｆｉが拡大する。しかし羽根車２の吸込側でかつ空気調和機本体１０の上前部に位置する領域Ｆ１に向かい吸込流れＥ１が流入する。そのため、翼２ｂが領域Ｆ１を通過するとき、翼２ｂの翼外周側先端部Ａ２で剥離を起こしやすい。そのため、特にホコリ等がフィルタ１２に付着し通風抵抗が増加すると、翼負圧面Ｐ３付近に剥離渦Ｇ１が発生すると共に、次の翼２ｂの圧力面Ｐ２付近の流速が増加することにより、図３０のように低周波数領域に広い周波数帯域を有する特異音Ｓｍが発生してしまう。
図３１の前記θ１に対する特異音のレベルＳｗ［ｄＢＡ］の変化図において、少なくともθ１が７０°以下であれば、特異音Ｓｍは問題にならない。
また図３２のように、前記鋭角θ１が３０°より小さいと、特異音Ｓｍは低減するが、吸込領域Ｆｉが狭すぎ、吸込流速が増加することから、図３３のように同一風量時の騒音値ＳＰＬ［ｄＢＡ］が急激に悪化してしまう。
図３１、図３３より、スタビライザー３ａの貫流送風機の羽根車２との最近接点３ａ_１と羽根車回転軸中心Ｏを結ぶ直線Ｏ−３ａ_１、羽根車回転軸中心Ｏを通る水平線Ｌ０とするとき、二直線Ｏ−３ａ_１とＬ０のなす鋭角θ１が３０°以上７０°以下であれば、特異音および騒音値が低騒音である。
以上のようにスタビライザー３ａを形成することにより、特異音がせず聴感が良く、低騒音な空気調和機が得られる。
実施の形態８．
図３４は、本実施の形態８．における空気調和機の縦断面図である。なお、本実施の形態における空気調和機の主な構成については、前述した実施の形態７における図２８の空気調和機および貫流送風機と同様であるため、同一の符号を付して説明を省略する。
なお、本実施の形態における、空気調和機本体高さＨと羽根車２の外径φＤ２の比は２．２以上３．０以下である。
図３４に示す空気調和機１０の貫流送風機１において、２ｂは羽根車２の翼、２ｃは羽根車２のリングである。貫流送風機１は、外径φＤ２の羽根車２と、羽根車２をはさんで一方の周側面を覆い羽根車２からの吹出し流れを吹出口１４に集めるガイドウォール３ｂと、ガイドウォール３ｂに対向して配置され貫流送風機の羽根車２の内部に生成される循環渦Ｃ１の位置を制御するスタビライザー３ａと、から構成され、羽根車２は回転軸中心Ｏを中心に矢印Ｊの方向に回転駆動する。
また、貫流送風機の羽根車２の回転軸中心Ｏと、貫流送風機の羽根車とスタビライザーとの最近接点３ａ_１、スタビライザー下部３ａ_２それぞれを結ぶ二直線Ｏ−３ａ_１、Ｏ−３ａ_２のなす鋭角θ２が１５°から４０°となるようにスタビライザーを形成する。
このようにスタビライザー３ａを形成することにより、図３４のように貫流送風機の羽根車２の内部に生成される循環渦Ｃ１の挙動が、フィルタ１２にホコリ等付着して吸込側Ｆｉの通風抵抗が増加しても不安定にならない。もし前記鋭角θ２が小さすぎると、吸込側Ｆｉの通風抵抗増加時、循環渦Ｃ１の挙動をスタビライザー３ａで制御できなくなり吹出し流れが不安定になる。そのため、冷房運転時、部屋の湿度の高い空気が冷えた吹出口１４に逆流し、吹出口１４のノズル４やガイドウォール３ｂ表面で結露してしまう。また、吹出側領域Ｆｏから吸込側領域Ｆｉへ移行するとき、前記θ２が小さいとスタビライザー３ａで急激に圧力変動することから、図３５のように騒音悪化してしまう。さらに前記鋭角θ２が大きすぎると、吸込側、吹出側領域Ｆｉ、Ｆｏの面積が狭くなり、通風抵抗が増加することから、送風特性が悪化し、同一風量時騒音悪化するとともに、図３６のようにファンモータの消費電力Ｗｍ［Ｗ］が増加してしまう。
図３５、図３６のように、少なくとも鋭角θ２が１５°から４０°となるようにスタビライザーを形成すれば、冷房運転時、フィルタにホコリ等付着しても結露することなく、また騒音変化が小さく、ファンモータ５の消費電力が低減されるため、高信頼性で、省エネな空気調和機を得られる。
実施の形態９．
図３７は、本実施の形態９．における空気調和機の縦断面図である。
なお、本実施の形態における空気調和機の貫流送風機１以外の構成については、前述した実施の形態８における図１〜図５の空気調和機および貫流送風機と同様であるため、同一の符号を付して説明を省略する。
図３７に示す空気調和機の貫流送風機１において、２ｂは羽根車２の翼、２ｃは羽根車２のリングである。貫流送風機１は、複数の翼２ｂとそれらを支持するリング２ｃで構成される複数の単体２ａを軸方向に連結した外径φＤ２の羽根車２と、羽根車２をはさんで一方の周側面を覆い羽根車２からの吹出し流れを吹出口１４に集めるガイドウォール３ｂと、ガイドウォール３ｂに対向して配置され貫流送風機の羽根車２の内部に生成される循環渦Ｃ１の位置を制御するスタビライザー３ａと、から構成され、羽根車２は回転軸中心Ｏを中心に矢印Ｊの方向に回転駆動する。
なお、本実施の形態における、空気調和機本体高さＨと羽根車２の外径φＤ２の比は２．２以上３．０以下である。
また、貫流送風機の羽根車２とガイドウォール３ｂの最近接点３ｂ_１を空気調和機後方上部に配置し、かつガイドウォール３ｂの羽根車との最近接点３ｂ_１と羽根車回転軸中心Ｏを結ぶ直線Ｏ−３ｂ_１と、羽根車の回転軸中心Ｏを通る水平線Ｌ０とのなす角θ３が３５°〜８０°となるようにガイドウォール３ｂを形成する。
羽根車２とガイドウォール３ｂの最近接点３ｂ_１において、貫流送風機の吸込側領域Ｆｉと吹出側領域Ｆｏが分離される。
そのため、前記角度θ３が大きすぎると、図３８のようにガイドウォール３ｂが空気調和機１０の前方に延長され、羽根車吸込領域Ｆｉが狭くなってしまい、吸込側面積が狭くなり通風抵抗が高くなるため、送風特性が悪化し、騒音値が悪化およびファンモータ５の消費電力Ｗｍが悪化する。また空気調和機背面側からの流れＥ１の流速が増加し、特異音Ｓｍが発生しやすくなる。また図３９のように前記角度θ３が小さすぎると、図３９のようにガイドウォール３ｂが短くなるので、ガイドウォール３ｂで羽根車２の吹出し流れＥ２が十分静圧回復できず不安定になってしまう。その結果、フィルタ１２にホコリ等が付着し通風抵抗が大きくなると、冷房時吹出口１４のノズル４およびガイドウォール３ｂ付近で、冷房時結露してしまう。また、騒音値が悪化してしまう。
前記θ３変化時において、図４０には同一風量時の騒音値変化図、図４１には同一風量時におけるファンモータの消費電力変化図を示す。貫流送風機の羽根車２とガイドウォール３ｂの最近接点３ｂ_１と羽根車回転軸中心Ｏを結ぶ直線Ｏ−３ｂ_１と、羽根車の回転軸中心Ｏを通る水平線Ｌ０とのなす角θ３が３５°〜８０°となるように空気調和機後方上部にガイドウォール３ｂを形成することにより、冷房時結露することなく、消費電力が低減し、かつ騒音値も悪化しないので、高信頼性で、静粛でかつ省エネな空気調和機を得られる。
実施の形態１０．
図４２、図４３は、本発明に係る空気調和機の送風手段に用いられる貫流送風機の羽根車の翼２ｂの実施の形態１０の形状の一例を示す図で、翼２ｂの断面図および翼２ｂの外周側先端部Ａ２付近の拡大図ある。なお、本実施の形態における翼２ｂ以外の構成については、前述した実施の形態１における図１〜５の空気調和機および貫流送風機と同様であるため、同一の符号を付して説明を省略する。
図４２、図４３において、翼２ｂを羽根車外径であるリング２ｃの外周円直径φＤ２の２％減の直径φＤ２１を有する羽根車２と同一中心の円でカットし残った羽根車内周側部分を翼２ｂａ、翼２ｂをカットしたことによってできた頂点Ａ２２、Ａ２３、円弧Ａ２２３、また羽根車回転中心Ｏと前記頂点Ａ２２を結ぶ直線Ｏ−Ａ２２、羽根車回転中心Ｏと前記頂点Ａ２３を結ぶ直線Ｏ−Ａ２３、さらに頂点Ａ２２、Ａ２３をそれぞれ回転方向側へ同一の所定角度θ傾斜した直線Ｕ２、Ｕ３とおくとき、翼２ｂは、少なくとも羽根車外径φＤ２より小さく，前記直径φＤ２１より大きな直径φＤ２２の円と２直線Ｕ２、Ｕ３、前記円弧Ａ２２３で囲まれた略平行四辺形状の部分２ｂｂと前記翼２ｂａにより形成されている。
また、前記所定角度θは、少なくとも前記頂点Ａ２２における接線Ｕ４と前記直線Ｏ−Ａ２２とのなす角度θ４よりも小さい角度となるように形成されている。
このように翼２ｂを形成することにより、図４４のように、翼２ｂの回転方向前方の翼２ｂ’の線分Ｕ３部分で多少剥離した吸込流れは、翼２ｂの線分Ｕ２部分により前の翼２ｂ’の負圧面Ｐ３側へ圧力が働くため、翼２ｂと前方の翼２ｂ’の翼間流路の中央付近に主流が移行し，翼面Ｐ２、Ｐ３近傍に速度大の流れや剥離渦が無くなり、空気調和機の吸込側に高集塵フィルタ等の高抵抗体が配置されても、低周波数の特異音が発生せず、さらに低騒音化される。
実施の形態１１．
図４５は、本発明に係る空気調和機の送風手段に用いられる貫流送風機の羽根車の翼２ｂの実施の形態１１の形状を示す図で、翼２ｂの外周側先端部Ａ２付近の拡大図ある。なお、本実施の形態における翼２ｂ以外の構成については、前述した実施の形態１０における図４２、図４３の貫流送風機の羽根車の翼２ｂの拡大図と同様であるため、同一の符号を付して説明を省略する。
図４５において、前記図４３の翼２ｂの外周側先端部Ａ２の略平行四辺形部分２ｂｂの羽根車２の外周に面する２頂点Ａ２４、Ａ２５が所定のＲ形状となるように形成されている。
このように翼２ｂの羽根車２の外周に面する部分がエッジ形状でなく所定のＲ形状（Ｒ＝０．２ｍｍ以上）であるので、羽根車２の掃除のためにやわらかい紙（ウエスなど）等で拭いても布が切れたり、指を切ることなく掃除可能である。
以上のように、本発明のように翼形状を形成することにより、掃除時でも安全な空気調和機を得られる。
実施の形態１２．
図４６は、本発明に係る空気調和機の送風手段に用いられる貫流送風機の羽根車の斜視図を示す図である。なお、本実施の形態における翼２ｂ以外の構成については、前述した実施の形態１における図１〜５の空気調和機および貫流送風機と同様であるため、同一の符号を付して説明を省略する。
図４６のように、貫流送風機の羽根車２のリング２ｃに支持され、一体で形成されている複数の翼２ｂは、ファン回転軸中心線Ｏ１に対して所定角度θ１傾斜している。
このように、貫流送風機の羽根車２を形成することにより、図５０〜図５２の従来の空気調和機における貫流送風機の羽根車１０１のように、翼１０１ｂが回転軸Ｏやスタビライザー１０３に対し平行である場合、羽根車１０１が回転し翼１０１ｂがスタビライザー１０３近傍を通過するとき、各羽根車単体１０１ａの一枚の翼１０１ｂが同じタイミングで同一箇所を通過するため、図４７の周波数特性図のように、圧力変動を同一のタイミングで受けてしまい、翼外周側先端部Ａ２での圧力変動レベルが相乗して増加し回転音（ＮＺ音）が発生することや、翼１０１ｂでの剥離渦Ｇ１により特異音Ｓｍが発生する際、羽根車単体１０１ａの長さ方向で、同一タイミングで剥離渦Ｇ１が生じるため、剥離渦Ｇ１による圧力変動が相乗し特異音Ｓｍの騒音レベルＳｗも高くなってしまうようなことはなくなり、図４８のように、翼２ｂがスタビライザー３ａ近傍を通過する際、羽根車単体２ａでの翼２ｂの通過タイミングが長さ方向で異なるため、翼２ｂの外周側先端部Ａ２での圧力変動の発生タイミングが異なることから、圧力変動レベルが減少し回転音が低減し、剥離渦Ｇ１が生じても、剥離渦Ｇ１が生じるタイミングが長さ方向で異なるため、剥離渦Ｇ１による圧力変動が分散され特異音Ｓｍの騒音レベルＳｗが低減できる。
さらに、翼２ｂの断面形状が、実施の形態１０の図４２に示す形状であれば、特異音が発生しないので、さらに高集塵型のフィルタを設置をすることが可能である。
実施の形態１３．
図４９は、本発明に係る空気調和機の送風手段に用いられる貫流送風機の羽根車の翼２ｂの実施の形態１３の形状を示す図で、羽根車２の部分断面図である。なお、本実施の形態における翼２ｂ以外の構成については、前述した実施の形態１における図１〜５の空気調和機および貫流送風機と同様であるため、同一の符号を付して説明を省略する。
図４９の羽根車２の部分断面図において、複数の翼２ｂを支持するリング２ｃを含めた羽根車２は、大部分が樹脂により形成され、翼外周側先端部Ａ２は、例えばゴムなどの弾性体１９で形成されている。
このように、翼２ｂの貫流送風機の羽根車の外周面に面する翼外周側先端部Ａ２が弾性体で形成されているので、貫流送風機の羽根車２が回転中、空気調和機の吹出口１４から貫流送風機の羽根車２へ手を挿入し、羽根車２を間違ってさわったとき、指先を切ってしまう、またはツメが破損する恐れが全く無くなる。
また羽根車を掃除する際も、翼外周側先端部が弾性体のため、やわらかな紙等で拭いても指を切ることがないので、送風性能を損なわず、安全な空気調和機を得られる。
また、羽根車２が回転中に受ける翼２ｂの外周側先端部Ａ２での圧力変動を緩和するので、騒音低減も可能である。
産業上の利用可能性
以上説明したように、本発明によれば、空気調和機本体高さＨと貫流送風機の羽根車外径φＤ２の比率Ｈ／φＤ２が２．２以上３．０以下であれば、空気調和機本体を大きくすることなく、同一風量時における翼表面の流速が減速するため低騒音になり、また特異音も発生せず、さらに羽根車の圧力上昇が高くできるため、吸込側に抵抗が付加されても同一ファン回転数時の風量減少が小さく、吹出口での吹出し流れが安定する。これにより、冷房時でも吹出口に結露する心配が無く、ホコリ等フィルタに付着しても特性悪化が小さい。
したがって、信頼性が高く、聴感が良く静粛な空気調和機を得られる。
つぎの発明によれば、貫流送風機の羽根車の翼の出口角β２が２３°〜３０°であるので、翼と翼の翼間距離が拡大し、翼間を流れが通過するとき通風抵抗が小さいため、翼外周側先端部で剥離することなく羽根車を駆動するファンモータの消費電力が低減できる。したがって、モータ消費電力が低く、省エネな空気調和機を得られる。
つぎの発明によれば、貫流送風機の羽根車の翼の中央付近の最大肉厚ｔｍと、円弧形状の翼外周側先端部の直径で、最小肉厚である翼外周側先端部肉厚ｔ２の比である肉厚比を１．５以上３．５以下にすることにより、翼負圧面で吸込流れが剥離しづらくなり、さらに翼間の流速が均一化されるため、特異音が発生しなくなる。またフィルタにホコリ等付着し、吸込通風抵抗が増加しても騒音が悪化しない。その結果、ホコリ等付着し通風抵抗が増加しても特異音が発生せず、騒音悪化しないので、聴感が良い空気調和機を得られる。
つぎの発明によれば、貫流送風機の羽根車の翼外周側先端部肉厚が０．２ｍｍ〜０．５ｍｍで、従来より肉厚を薄肉化することにより、翼外周側先端における吸込流れのよどみが減少し、損失が低減することにより、ファンモータの消費電力が低減できる。また、長時間空気調和機を運転し、フィルタで取りきれなかった細かいホコリが翼外周側先端に付着しても、従来に比べ同一運転時間における風量低下率が小さくなる。そのため、暖房時に温まらない、冷房時冷えないという問題が抑制される。その結果、省エネで、高信頼性な空気調和機を得られる。
つぎの発明によれば、貫流送風機の羽根車の翼２ｂの円弧形状の翼外周側先端部の先端を通り、羽根車回転軸中心を中心とする円で切除し、翼外周側先端部を鋭利なエッジ形状にすることにより、翼外周側先端での流れのよどみがさらに低減し、損失がさらに減少するので、ファンモータの消費電力が低減する。その結果さらに省エネな空気調和機が得られる。
つぎの発明によれば、貫流送風機の羽根車の翼の取付間隔を不等ピッチにすることにより、等ピッチ時万一特異音が発生しても、翼不等ピッチ化により、表面での流速、剥離渦の状態が各翼で異なるので、特異音は分散され、特異音のレベルが低減する。また羽根車と熱交換器が接近し、配管の後流渦が羽根車に吸い込まれても、翼外周側先端部における瞬時の揚力変動が分散化されるため、回転音のピークレベルが低減する。さらに、回転音が発生しづらいので、羽根車とスタビライザーの間隔、羽根車とガイドウォールの間隔を狭くできるため、羽根車が静圧上昇でき、同一風量時におけるファンモータの消費電力が低減できる。
その結果、特異音、回転音が低減し、聴感が良く静粛で、省エネな空気調和機を得られる。
つぎの発明によれば、貫流送風機のスタビライザーの羽根車との最近接点と羽根車回転軸中心を結ぶ直線と羽根車回転軸中心を通る水平線とのなす鋭角θ１を羽根車回転方向と逆に３０°〜７０°の間に位置するようにスタビライザーを形成する。これにより、特異音が抑制され、吸込領域が確保でき、かつ羽根車吹出し風速が低減できるので、低騒音化する。よって、聴感が良く、低騒音な空気調和機を得られる。
つぎの発明によれば、貫流送風機の羽根車の回転軸中心と、スタビライザーと羽根車との最近接点、スタビライザー下部とを結ぶ二直線のなす鋭角θ２が１５°〜４０°となるようにスタビライザーを形成したので、羽根車内に生成される循環渦の挙動が、フィルタにホコリ等付着し吸込側の通風抵抗が増加しても不安定にならない。そのため、冷房時吹出口周辺が結露せず、また羽根車の吹出側領域の面積が確保されるため、低騒音化、ファンモータ入力の低減が図れる。したがって、省エネで、低騒音、高信頼性の空気調和機を得られる。
つぎの発明によれば、貫流送風機の羽根車の回転軸中心とガイドウォールとの最近接点を空気調和機後方上部に配置し、かつ前記羽根車のガイドウォールとの最近接点と羽根車回転軸中心を結ぶ直線と羽根車回転軸中心を通る水平線とのなす鋭角θ３が３５°〜８０°となるようにガイドウォールを形成したので、貫流送風機の吸込側領域が確保され、騒音悪化せず、かつ消費電力が低減する。また吹出側領域はガイドウォール長さが長いので、羽根車の吹出し流れが十分静圧回復し吹出し流れの挙動が安定する。その結果、フィルタにホコリ等が付着し吸込側の通風抵抗が増加しても、冷房時吹出口で逆流が生じ、結露するようなことはない。よって、高信頼性で、静粛で低騒音な空気調和機を得られる。
次の発明によれば、翼２ｂを羽根車外径であるリング２ｃの外周円直径φＤ２の２％減の直径φＤ２１で羽根車２と同一中心の円でカットし残った羽根車内周側部分を翼２ｂａ、翼２ｂをカットしたことによってできた頂点Ａ２２、Ａ２３、円弧Ａ２２３、また羽根車回転中心Ｏと前記頂点Ａ２２を結ぶ直線Ｏ−Ａ２２、羽根車回転中心Ｏと前記頂点Ａ２３を結ぶ直線Ｏ−Ａ２３、さらに頂点Ａ２２、Ａ２３をそれぞれ回転方向側へ同一の所定角度θ傾斜した直線Ｕ２、Ｕ３とおくとき、翼２ｂは、少なくとも羽根車外径φＤ２より小さく，前記直径φＤ２１より大きな直径φＤ２２の円と２直線Ｕ２、Ｕ３、前記円弧Ａ２２３で囲まれた略平行四辺形状の部分２ｂｂと前記翼２ｂａにより形成され、また、前記所定角度θは、少なくとも前記頂点Ａ２２における接線Ｕ４と前記直線Ｏ−Ａ２２とのなす角度θ４よりも小さい角度となるように翼２ｂが形成されているので、翼２ｂの回転方向前方の翼２ｂ’の線分Ｕ３部分で多少剥離した吸込流れは、翼２ｂの線分Ｕ２部分により前の翼２ｂ’の負圧面Ｐ３側へ圧力が働くため、翼２ｂと前方の翼２ｂ’の翼間流路の中央付近に主流が移行し，翼面Ｐ２、Ｐ３近傍に速度大の流れや剥離渦が無くなり、空気調和機の吸込側に高集塵フィルタ等の高抵抗体が配置されても、低周波数の特異音が発生せず、さらに低騒音化される。
つまり、聴感が良く静粛な空気調和機を得られる。
次の発明によれば、翼２ｂの羽根車２の外周に面する部分がエッジ形状でなく所定のＲ形状であるので、羽根車２の掃除のためにやわらかい紙（ウエスなど）等で拭いても布が切れたり、指を切ることなく掃除可能である。
つまり、掃除時でもケガをする心配がなく、安全なつまり高信頼性の空気調和機を得られる。
次の発明によれば、貫流送風機の羽根車２のリング２ｃに支持され、一体で形成されている複数の翼２ｂは、ファン回転軸中心線Ｏ１に対して所定角度θ１傾斜しているので、翼２ｂがスタビライザー３ａ近傍を通過する際、羽根車単体２ａでの翼２ｂの通過タイミングが長さ方向で異なるため、翼２ｂの外周側先端部Ａ２での圧力変動の発生タイミングが異なることから、圧力変動レベルが減少し回転音が低減し、剥離渦Ｇ１が生じても、剥離渦Ｇ１が生じるタイミングが長さ方向で異なるため、剥離渦Ｇ１による圧力変動が分散され特異音Ｓｍの騒音レベルＳｗが低減できる。
つまり、さらに聴感が良く静粛で高品質な空気調和機を得られる。
次の発明によれば、翼２ｂの外周側先端部Ａ２付近を拡大した断面形状において、複数の翼２ｂを支持するリング２ｃを含めた羽根車２は、大部分が樹脂により形成され、翼外周側先端部Ａ２は、例えばゴムなどの弾性体１９で形成されているので、貫流送風機の羽根車２が回転中、空気調和機の吹出口１４から貫流送風機の羽根車２へ手を挿入し、羽根車２を間違ってさわったとき、指先を切ってしまう、またはツメが破損する恐れが全く無くなる。
また羽根車を掃除する際も、翼外周側先端部が弾性体のため、やわらかな紙等で拭いても指を切ることがないので、送風性能を損なわず、安全な空気調和機を得られる。
また、羽根車２が回転中に受ける翼２ｂの外周側先端部Ａ２での圧力変動を緩和できるので、騒音低減も可能である。
【図面の簡単な説明】
図１は、この発明の実施の形態１に係る空気調和機の構成を示す外観図である。
図２は、図１の空気調和機の部分断面図である。
図３は、図１の空気調和機の縦断面図である。
図４は、図１の貫流送風機の斜視図である。
図５は、図４の貫流送風機の縦断面図である。
図６は、同一風量Ｑ［ｍ^３／ｍｉｎ］時での、本体高さＨに対する羽根車外径φＤ２の比率Ｈ／φＤ２に対する騒音値ＳＰＬ［ｄＢＡ］の関係を示した図である。
図７は、比率Ｈ／φＤ２に対する、特異音最大レベルＳｗ［ｄＢＡ］の関係を示した図である。
図８は、この発明の実施の形態２に係る空気調和機の送風手段に用いられる貫流送風機の羽根車の翼２ｂの形状を示す図である。
図９は、この発明に係る空気調和機における出口角β２が大きすぎる時の、羽根車２の翼２ｂの翼外周側先端部Ａ２の様子を示す図である。
図１０は、この発明に係る空気調和機における翼出口角β２とモータ消費電力Ｗｍ［Ｗ］の関係を示す図である。
図１１は、この発明の実施の形態３に係る空気調和機の送風手段に用いられる貫流送風機の羽根車の翼２ｂの形状を示す図である。
図１２は、フィルタ１２にホコリが付着していない時と付着している時の、肉厚比ｔｍ／ｔ２変更時における特異音Ｓｍのレベル変化を示した図である。
図１３は、フィルタ１２にホコリが付着していない時と付着している時の、同一風量時における騒音値ＳＰＬ［ｄＢＡ］の変化を示した図である。
図１４は、この発明の実施の形態４に係る空気調和機の送風手段に用いられる貫流送風機の羽根車の翼２ｂの形状を示す図である。
図１５は、この発明に係る空気調和機の従来の羽根車における翼外周側先端Ａ２部における吸込流れの様子を示した図である。
図１６は、この発明に係る空気調和機における翼最小肉厚変化時のファンモータ５の消費電力の変化を示した図である。
図１７は、この発明に係る空気調和機における羽根車２の翼外周側先端部Ａ２０にフィルタで除去しきれなかった細かいホコリが付着したときの様子を示した図である。
図１８は、この発明に係る空気調和機の従来と本発明の貫流送風機における、運転時間と同一回転数時における風量低下率を示した図である。
図１９は、この発明の実施の形態５に係る空気調和機の送風手段に用いられる貫流送風機の羽根車の翼２ｂの形状の基準翼形状を示す図である。
図２０は、図１９の基準翼形状の翼外周側先端部Ａ２０の形状を変更した翼外周側先端部Ａ２０の拡大図である。
図２１は、この発明に係る空気調和機の従来の翼２ｂの円弧形状の翼外周側端部Ａ２０における流れの様子を示した図である。
図２２は、この発明に係る空気調和機の従来と本発明の貫流送風機の羽根車を駆動するファンモータ５の消費電力Ｗｍ［Ｗ］を比較した図である。
図２３は、この発明の実施の形態６に係る空気調和機の送風手段に用いられる貫流送風機の羽根車２の縦断面図である。
図２４は、この発明に係る空気調和機の従来の貫流送風機を搭載した空気調和機の騒音の周波数特性図である。
図２５は、この発明に係る貫流送風機を搭載した空気調和機の騒音の周波数特性図を示す図である。
図２６は、この発明に係る空気調和機における、熱交換器１３の配管１３ｂと羽根車２が接近している時の配管１３ａの後流渦Ｇ２が羽根車２に直接吸い込まれる様子を示した図である。
図２７は、この発明に係る空気調和機の同一風量時における、従来と本発明の貫流送風機を駆動するファンモータの消費電力の関係を示す図である。
図２８は、この発明の実施の形態７に係る空気調和機の縦断面図である。
図２９は、この発明に係る空気調和機における、貫流送風機の羽根車２とスタビライザーとの最近接点３ａ_１と羽根車回転軸中心Ｏを結ぶ直線Ｏ−３ａ_１と羽根車回転軸中心Ｏを通る水平線Ｌ０のなす鋭角θ１が７０°より大きいときの概要図である。
図３０は、この発明に係る従来の貫流送風機を搭載した空気調和機の騒音の周波数特性図である。
図３１は、この発明に係る空気調和機における、鋭角θ１と特異音レベルＳｗの変化図である。
図３２は、この発明に係る空気調和機における、鋭角θ１が小さい時の概要図である。
図３３は、貫流送風機の羽根車２とスタビライザーとの最近接点３ａ_１と羽根車回転軸中心Ｏを結ぶ直線Ｏ−３ａ_１と羽根車回転軸中心Ｏを通る水平線Ｌ０のなす鋭角θ１と騒音値の関係を示した図である。
図３４は、この発明の実施の形態８に係る空気調和機の縦断面図である。
図３５は、この発明に係る空気調和機における、スタビライザー３ａの羽根車との最近接点３ａ_１、スタビライザー下部３ａ_２とを結ぶ二直線Ｏ−３ａ_１、Ｏ−３ａ_２のなす鋭角θ２と騒音値の関係を示す図である。
図３６は、この発明に係る空気調和機における、鋭角θ２とファンモータの消費電力Ｗｍ［Ｗ］の関係を示した図である。
図３７は、この発明の実施の形態９に係る空気調和機の縦断面図である。
図３８は、この発明に係る空気調和機における、ガイドウォール３ｂの羽根車との最近接点３ｂ_１と羽根車回転軸中心Ｏを結ぶ直線Ｏ−３ｂ_１と、羽根車の回転軸中心Ｏを通る水平線Ｌ０とのなす角θ３が小さい時の概要図である。
図３９は、この発明に係る空気調和機における、角度θ３が大きいときの概要図である。
図４０は、貫流送風機の羽根車２とガイドウォール３ｂの最近接点３ｂ_１を空気調和機後方上部に配置し、かつガイドウォール３ｂの羽根車との最近接点３ｂ_１と羽根車回転軸中心Ｏを結ぶ直線Ｏ−３ｂ_１と、羽根車の回転軸中心Ｏを通る水平線Ｌ０とのなす角θ３変化時の同一風量時の騒音値変化図である。
図４１は、この発明に係る空気調和機における、角度θ３変化時の同一風量時におけるファンモータの消費電力変化を示した図である。
図４２は、この発明の実施の形態１０に係る空気調和機に搭載される貫流送風機の羽根車の翼の部分断面図である。
図４３は、図４２の翼外周側先端部付近の拡大図である。
図４４は、この発明の翼形状に形成した時の翼と翼との間の流れを示した図である。
図４５は、この発明の実施の形態１１に係る空気調和機に搭載される貫流送風機の羽根車の翼の外周側先端部付近の拡大図である。
図４６は、この発明の実施の形態１２に係る空気調和機に搭載される貫流送風機の羽根車の斜視図である。
図４７は、従来の貫流送風機の羽根車を搭載した時の空気調和機の周波数特性図である。
図４８は、本発明の貫流送風機の羽根車を搭載した時の空気調和機の周波数特性図である。
図４９は、この発明の実施の形態１３に係る空気調和機に搭載される貫流送風機の羽根車の部分断面図である。
図５０は、従来の空気調和機の縦断面図である。
図５１は、従来の空気調和機の貫流送風機の羽根車の斜視図である。
図５２は、従来の空気調和機の貫流送風機の縦断面図である。
図５３は、従来の空気調和機の貫流送風機の翼の断面図である。
図５４は、従来の貫流送風機を搭載した空気調和機の騒音の周波数特性図である。

Claims (6)

1. 複数の翼とそれらを支持するリングで構成される羽根車と、スタビライザーと吹出口とで構成されるノズル部と、ガイドウォールとで構成される貫流送風機と、熱交換器とを有する空気調和機において、
   空気調和機本体の高さＨに対する羽根車外径φＤ２の比であるＨ／φＤ２が、２．２以上３．０以下であって、
   上記貫流送風機は、貫流送風機の羽根車とスタビライザーとの最近接点と羽根車回転軸中心を結ぶ直線と羽根車回転軸中心Ｏを通る水平線のなす鋭角が３０゜〜７０゜となるように空気調和機前方下部にスタビライザーを形成し、
   貫流送風機の羽根車中心Ｏと、貫流送風機の羽根車とスタビライザーとの最近接点、スタビライザ−下部とを結ぶ二直線のなす鋭角が１５゜〜４０゜となるようにスタビライザーが形成され、
   貫流送風機の羽根車とガイドウォールの最近接点と羽根車回転軸中心Ｏを結ぶ直線と、羽根車の回転軸中心Ｏを通る水平線とのなす角θ３が３５゜〜８０゜となるように空気調和機後方上部にガイドウォールを形成した
   ことを特徴とする空気調和機。
2. 上記貫流送風機の羽根車は、貫流送風機の羽根車の回転軸線と直交する断面図において、翼外周側先端部の形状が羽根車回転方向前方側に倒れた平行四辺形状に羽根車外周側へ延出し、かつ翼外周側先端部が複数の翼を支持するリングの外周より内側にある
   ことを特徴とする請求項１に記載の空気調和機。
3. 上記貫流送風機の羽根車は、貫流送風機の羽根車の回転軸線と直交する断面図において、翼外周側先端部の形状が羽根車回転方向前方側に倒れた平行四辺形状に羽根車外周側へ延出し、かつ翼外周側先端部が複数の翼を支持するリングの外周より内側にあるとともに、
   平行四辺形状に羽根車外周側へ延出した翼外周側先端部の、羽根車外周側へ面する２頂点が、所定のＲ形状である
   ことを特徴とする請求項１に記載の空気調和機。
4. 上記貫流送風機の羽根車は、翼出口角β２が２３゜〜３０゜であることを特徴とする請求項１記載の空気調和機。
5. 上記貫流送風機の羽根車は、翼外周側先端部が弾性体で形成されたことを特徴とする請求項２から４のいずれかに記載の空気調和機。
6. 上記貫流送風機の羽根車は、回転音より低周波数領域に発生する特異音を低減するように、少なくとも翼最大肉厚ｔｍと、円弧形状の翼外周側先端部の直径である翼最小肉厚ｔ２の比ｔｍ／ｔ２が、１．５以上３．５以下で、徐々に肉厚が変化していることを特徴とする請求項４または５記載の空気調和機。

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