JP4799170B2 - 空気調和機の室内機 - Google Patents

Description

この発明は、空気調和機の室内機に係り、特にクロスフローファンを採用した室内機の送風系において、比較的大きな通風抵抗の存在に対して好適な送風性能を確保するための技術に関する。

一般に、室内機および室外機の２つのユニットから成るいわゆるセパレート式空気調和機のうち特に室内機が壁掛け式であるものは、その室内機１の構成として図１６に示すように、室内機ケース２の前面から天面にかけての範囲に吸込口２４が、室内機ケース２の前面から底面にかけての範囲に吹出口２５がそれぞれ設けられ、かつ室内機ケース２内部にクロスフローファン４が設けられ、クロスフローファン４と吸込口２４の間に熱交換器３が設けられ、かつクロスフローファン４の下流部と吹出口を連通する送風ダクト２３が設けられる、といった構成を成している。

このような構成の空気調和機の室内機１において、たとえば特許文献１（実開平４−６８９２１号公報）に示されるように、熱交換器３が複数の部分からなり、前面側の熱交換器群３７と背面側の熱交換器群３８とが略逆Ｖ字型を成すよう配置され、さらに前面側や背面側の熱交換器群３７，３８は、クロスフローファン４を取り囲むように複数部分の熱交換器が各々所定の角度をもって配置されているといったものがある。これは、空気調和機運転における省エネルギー化の要請に鑑み、室内機１の容積を極力従来程度のコンパクトさにとどめつつ熱交換器３の表面積を増加させ、伝熱効率を向上させようとするものである。
実開平４−６８９２１号公報

上記背景技術において、クロスフローファンを取り囲んで熱交換器を設置することによる熱交換器の表面積の増大に伴い、通風抵抗が大きく増大するといった問題があった。特に伝熱性能をより多く得るために、たとえば冷媒管の列数を３列以上にし熱交換器の厚みを相当程度厚くしたものや、たとえば冷媒管の管直径を７ｍｍ以上にし冷媒管の太さを相当程度太くしたものにおいては、従来の設計基準におけるファン送風系（クロスフローファンおよび送風経路）の想定を大きく超えた通風抵抗が生じる。さらには、室内機内の送風経路にてたとえば電気集塵機やイオン発生装置など、空気の通風を要しなおかつ相当程度の通風抵抗を有する付属品を設置した場合には、さらにも増して大きな通風抵抗が生じることになる。

この場合、クロスフローファンや送風経路に関して従来の設計のままであると、その過大なる通風抵抗のためにこのファン送風系の最大効率点よりもはるかに外れた動作点にて送風運転を行うことになるため、ファン送風系での消費エネルギーをいたずらに増加させるとともに、時には上記熱交換器の伝熱性能による省エネルギー効果を相殺しかねない程度に消費エネルギーが増大する恐れもある。また、その傾向は上記の付属品が存在する場合により顕著である。また騒音についても、ファン送風系の最大効率点よりもはるかに外れた動作点にて送風運転を行うことで大きな送風ロスが生じ、乱流騒音の増大にもつながっている。

したがって上記のように相当程度大きな通風抵抗を有する空気調和機の室内機においては、その機能を適切に発揮させるために、そのファン送風系に対して相当程度根本的な改善を行い、風量や騒音といった空力性能を高める必要があった。またそのファン送風系の送風の性質は従来と異なる部分があることが予想でき、その送風の性質に則って送風性能への負の影響を極力抑えるような、より好適な熱交換器の構成を検討する必要があった。

本発明は、上記の事情に鑑みてなされたものであり、相当程度の通風抵抗を有する空気調和機の室内機内に形成されるファン送風系（クロスフローファンおよび送風経路）を相当程度最適化し送風性能を向上させるための設計指針や、そのファン送風系により適切な熱交換器の構成方法などを提供することを目的としている。

上記目的を達成するために、本発明は、下記の手段を提示する。
この発明に基づいた空気調和機の室内機においては、室内機吸込口から室内空気を吸い込み吹出口から吹き出すためのクロスフローファンと、上記クロスフローファンの上流側に位置し、主として吸込口の前面側から上記クロスフローファンに向かう空気の流れ中に配設された第１の熱交換器と、主として吸込口の背面側から上記クロスフローファンに向かう空気の流れ中に配設された第２の熱交換器と、上記クロスフローファンの上流側に位置し、スタビライザ部およびリアガイド部を有する送風ダクトと、からなる空気調和機の室内機であって、上記クロスフローファンの翼の内外径比が０．７２０〜０．８００であり、かつ上記クロスフローファンの翼の食違角が２２度〜３０度とする。

この構成によれば、クロスフローファンの内外径比及び食違角の適正化を行うことにより、ファン送風系そのものの送風性能を高めると共に、動作点が最高効率点よりも大きく外れることがないため、流れのロスを極力おさえて適切な流れ場を維持しつつ、相当程度大きな風量を確保することができる。

また、上記空気調和機の室内機において、上記クロスフローファンの翼の内外径比はさらに０．７５０〜０．７６０とする。

この構成によれば、ファン送風系の通過風量および通過風速に対するクロスフローファンの翼の長さの適正化を図ることができ、動作点における風量を高めることができる。

また、上記空気調和機の室内機において、上記クロスフローファンの翼の食違角はさらに２３度〜２６度とする。

この構成によれば、クロスフローファンにおける通過風量および通過風速に対する翼の迎え角度の適正化を図ることができ、ファン送風系の送風性能を高めることができる。

また、上記空気調和機の室内機において、上記スタビライザ部のファンへの近接尖端部と上記クロスフローファンの軸中心とを結ぶ線分Ｌａと、上記リアガイド部の屈曲部と上記クロスフローファンの軸中心とを結ぶ線分Ｌｂとの成す角を１６０度〜１７０度とする。

この構成によれば、ファン送風系の吸込開口角の適正化を行うことにより、ファン送風系における、吸込み風量に対する吸込側面積の適正化を図ることができ、ファン送風系の効率性能を高めることができる。

また、上記空気調和機の室内機において、上記クロスフローファンの翼の反り線の内周端での接線Ｌｉｎと、上記翼の内周端と上記クロスフローファン４の軸中心とを結ぶ線分Ｌｉとが成す角度を−３．５度〜４．５度とする。

この構成によれば、クロスフローファンの内周角の適正化を行うことにより、クロスフローファンにおける通過風量および通過風速に対する、ファンの単位回転当たりの送風空気へ付与する運動エネルギーの適正化を図ることができ、ファン送風系の送風性能を高めることができる。

また、上記空気調和機の室内機において、上記ディフューザ部の天面側壁面と上記スタビライザ部とが成す設置角度を５４度〜６７度とする。

この構成によれば、ファン送風系のスタビライザ設置角度の適正化を行うことにより、特にファン送風系の騒音に寄与するファンのスタビライザ部近傍での吹出し分流の適正化を図ることができ、ファン送風系の騒音エネルギーを抑えることができる。

また、上記空気調和機の室内機において、上記スタビライザ設置角度の適正化を行い、かつ上記クロスフローファンの翼の反り線の外周端での接線Ｌｏｕｔと、上記翼の外周端と上記クロスフローファンの軸中心とを結ぶ線分Ｌｏとが成す角度を５７度〜６１度とする。

この構成によれば、クロスフローファンの外周角の適正化を行うことにより、スタビライザ設置角度ζに規定された吹出風向に対して翼の出口角の適正化を図ることができ、動作点での風量の増加を図ることができる。

また、上記空気調和機の室内機において、上記ディフューザ部の天面側壁面と底面側壁面とが成す、ディフューザの開き角度を１８度〜２３度とする。

この構成によれば、ファン送風系のディフューザ開き角の適正化を行うことにより、ディフューザ部での静圧回復の適正化を図ることができる。

また、上記空気調和機の室内機において、上記第１の熱交換器の上端の延長線と上記第２の熱交換器の上端延長線との交点Ｐと、上記クロスフローファンの軸中心とを結ぶ線分をＬｐとし、上記線分Ｌａと線分Ｌｐとが成す角度を１０５度〜１３５度とする。

この構成によれば、ファン送風系の吸込方向角の適正化を行うことにより、ファン送風系の吸込方向に対して熱交換器の配置の適正化を図ることができ、動作点での風量の増加を図ることができる。

また、上記空気調和機の室内機において、上記第１の熱交換器の冷媒管の直径は、上記第２の熱交換器の冷媒管の直径よりも大とする。

この構成によれば、特に熱交換器の前面下側と前面上側にて、熱交換器の伝熱性能と熱交換器の通過風速の両方を好適に向上して従来より効果的に熱交換を行うことが出来る。また同時に、熱交換器の全部位での平均通過風速を平均化することができ、ファン送風系に好適な吸込み風速分布を実現することができる。そのため、熱交換器の通風抵抗の増加量に比べ風量の低下を抑えることができ、総じて好適な送風性能を実現することができる。

また、上記空気調和機の室内機において、上記第２の熱交換器の冷媒管の直径は、上記第１の熱交換器の冷媒管の直径よりも大とする。

この構成によれば、熱交換器の全部位において全体的に伝熱性能を向上させることができ、室内機全体での省エネルギー化を図ることができる。

また、上記空気調和機の室内機において、上記第１の熱交換器の前面側に、空気の通風を要する付属品を設け、かつ上記各構成ののうち１つ以上の手段を有せしめる。

この構成によれば、熱交換器各部における平均通過風速をより平均化することができ、ファン送風系に好適な吸込み風速分布を実現することができるため、付属品による通風抵抗の影響を極力抑えることができるという意味で好適である。

本発明の構成によれば、相当程度大きな通風抵抗を有する空気調和機の室内機においても、より良好な最大効率点を有しかつ動作点が最大効率点から大きく外れることのない、好適な送風性能をもつファン送風系を容易に設計することができる。また、そのファン送風系に対して本発明に記載の熱交換器の構成方法を適用することにより、さらに良好な伝熱性能をあたえ空気調和機の室内機全体での省エネルギー化の効果を実現することができる。

以下、図を参照しながら、本発明に基づいた実施の形態における空気調和機の室内機を説明する。なお、各実施の形態においては、同一の部位には同一の参照符号を付すこととし、重複する説明は繰り返さない。

（実施の形態１）
本発明に基づいた実施の形態１における空気調和機の室内機を、図面を参照して説明する。図１は、本実施の形態の室内機の概略的な構成を示す断面図である。

図１に示すように、室内機１は、室内機ケース２の内部に熱交換器３、クロスフローファン４、集塵用のフィルタ５、風向制御用の縦ルーバ６１と横ルーバ６２、クロスフローファン４の駆動用のモータ（図示省略）、および、ファンモータや冷熱サイクルの運転などの制御を行う制御部（図示省略）を有した構成をなしている。

室内機ケース２は主に、室内機１の外装を成す外装面２１と、壁面に好適に設置するための背面２２と、室内機１の内部送風経路のうち主としてクロスフローファン４のファンケーシングとしての目的を持つ送風ダクト２３とからなる。外装面２１のうち主に天面側には吸込口２４が、主に底面側には吹出口２５がそれぞれ形成されている。吸込口２４および吹出口２５は室内機１の内部送風経路と連通しており、特に吹出口２５は送風ダクト２３を経由しクロスフローファン４の吹出側と連通している。送風ダクト２３は、クロスフローファン４の送風を好適に行うため、スタビライザ部２６、リアガイド部２７、およびディフューザ部２８を有する。スタビライザ部２６はクロスフローファン４より正面側に位置し、ディフューザ部２８の天面側２８ａと連結している。またリアガイド部２７はクロスフローファン４より背面側に位置し、いわゆるスクロール形状を形成しつつディフューザ部２８の底面側２８ｂと連結している。

熱交換器３は内部送風経路のうち吸込口２４からクロスフローファン４の吹出側までの経路中に位置し、この経路を通過する空気の大部分が熱交換器３を通過するよう、熱交換器３の端部は両端ともに内部送風経路と接して設置されている。ここで熱交換器３は、４つのプレートフィンチューブ型熱交換器の組み合わせにより構成され、クロスフローファンを取り囲むようにそれぞれ、前面下側３１、前面上側３２、背面上側３３、背面下側３４に配置されており、前面上側熱交換器３２と背面上側熱交換器３３とは略逆Ｖ字型を成すよう配置されている。前面下側部分３１の下端および背面下側部分３４の下端が、上記の熱交換器３の端部であり内部送風経路と接している部分である。そしてプレートフィンチューブ型熱交換器３１〜３４のその他の端部は、各々直接または間接的に接しており、各々所定の角度をもって配置されている。プレートフィンチューブ型熱交換器３１〜３４は、等間隔に配列された直径５ｍｍの冷媒管３５が厚み方向に３列配置されており、その冷媒管に串刺しにされるように、厚み約０．３ｍｍのフィン３６が約２ｍｍ間隔で奥行方向に重なって配置するといった構成を成している。冷媒管の間隔および太さは上記４つの部分３１〜３４のいずれとも同じであり、したがって各部分３１〜３４での単位領域あたりの通風抵抗はすべて同じである。

次に、本発明の特徴的な部分について、図２および図３を参照して説明する。図２はクロスフローファン４と送風ダクト２３の構成の詳細を示す断面図であり、図３はクロスフローファン４の構成の詳細を示す断面図である。

前述の通り、送風ダクト２３はスタビライザ部２６、リアガイド部２７、およびディフューザ部２８にて構成されている。ディフューザ部２８は下流側の開口を吹出口２５とした拡大流路であり、各々略平面状の天面側壁面２８ａと底面側壁面２８ｂとで挟まれた流路区間である。このディフューザ部２８の天面側壁面２８ａの上流側にて連通してスタビライザ部２６が配置されている。また、ディフューザ部２８の底面側壁面２８ｂの上流側にてリアガイド部２７と連通している。リアガイド部２７は、下流側に向けて徐々に開口が大となるようないわゆるスクロール形状をなしており、また上流側端部付近にはファンと最も近接する屈曲部２７ａを有している。スタビライザ部２６はクロスフローファン４より正面側に位置し、下流側にてディフューザ部２８の天面側２８ａと連結している。また上流側端部付近にはファンと最も近接する尖端をなす、先端部２６ａを有している。

送風ダクト２３の上流側端部付近にて、スタビライザ部２６とリアガイド部２７に挟まれるようにクロスフローファン４が配置されている。クロスフローファン４には円筒の周縁部に複数枚（本実施の形態では３５枚）の翼４１が設けられている。

ここで、クロスフローファン４の翼４１の外周端を通る円弧の直径Ｄａと翼４１の内周端を通る円弧の直径Ｄｂとの比（Ｄｂ／Ｄａ）を内外径比αとする。また、クロスフローファン４の翼４１の外周端とクロスフローファンの軸中心とを結ぶ線分をＬｏ、クロスフローファン４の翼４１の外周端と内周端を結ぶ線分をＬｗとし、ＬｏとＬｗとが成す角度を食違角βとする。また、上記スタビライザ部２６の尖端部２６ａと上記クロスフローファン４の軸中心とを結ぶ線分をＬａ、上記リアガイド部２７の屈曲部２７ａと上記クロスフローファン４の軸中心とを結ぶ線分をＬｂとし、ＬａとＬｂとが成す角度を吸込開口角θとする。

また、クロスフローファン４の翼４１の反り線の外周端での接線をＬｏｕｔとし、ＬｏとＬｏｕｔが成す角度を外周角γｏｕｔとする。また、クロスフローファン４の翼４１の反り線の内周端での接線をＬｉｎ、クロスフローファン４の翼４１の内周端とクロスフローファン４の軸中心とを結ぶ線分をＬｉとし、ＬｉとＬｉｎが成す角度を内周角γｉｎとする。また、ディフューザ部２８の天面側壁面２８ａとスタビライザ部２６とが成す設置角度をζとする。また、ディフューザ部２８の天面側壁面２８ａと底面側壁面２８ｂとが成す、ディフューザの開き角をηとする。また、前面側上部熱交換器３２の上端の延長線と背面側上部熱交換器３３の上端の延長線との交点Ｐ（略逆Ｖ字型の根元部分）とクロスフローファン４の軸中心とを結ぶ線分をＬｐとし、ＬａとＬｐとが成す角度を吸込方向角φとする。

このようなファン送風系において、本実施の形態では、α、β、θ、γｏｕｔ、γｉｎ、ζ、η、φについて以下に説明するように設計指針を規定する。

内外径比αは０．７２０〜０．８００（即ち０．７２０≦α≦０．８００）となるようにする。図４にαと、このファン送風系の動作点での風量との関係を示す。図４によると、αが概ね０．７５３の時が最も風量が多くなり、かつαを増減するといずれの方向においても風量が減少することが解かる。そこで、動作点での風量が最も多いαから２％風量が低下するまでの範囲を内外径比αの適正な設計範囲と判断し、その範囲を求めると、上記の０．７２０≦α≦０．８００となるのである。風量の低下下限幅を２％とすることにより、想定している所望の送風性能を確保することができる。

さらに望ましくは、内外径比αを０．７５０〜０．７６０（即ち０．７５０≦α≦０．７６０）となるようにすると、動作点での風量が最も多いαから０．５％風量が低下するまでの範囲に規定することができる。ここで、風量の低下下限幅を０．５％としたのは、実験毎の動作点の揺れや、風量の測定誤差を鑑みてのものである。

上記のように内外径比αを規定することにより、ファン送風系の通過風量および通過風速に対する翼４１の長さの適正化を図ることができ、動作点における風量を高めることができる。

次に、食違角βは２２度〜３０度（即ち２２度≦β≦３０度）となるようにする。図５にβと、このファン送風系の最高効率点での風量との関係を示す。図５によると、βが概ね２４度の時が最も最高効率点での風量が多くなり、かつβを増減するといずれの方向においても風量が減少することが解かる。そこで、最高効率点での風量が最も多いβから３％風量が低下するまでの範囲を食違角βの適正な設計範囲と判断し、その範囲を求めると、上記の２２度≦β≦３０度となるのである。風量の低下下限幅を３％とすることにより、想定している所望の送風性能を確保することができる。

さらに望ましくは、食違角βは２３度〜２６度（即ち２３度≦β≦２６度）となるようにすると、このファン送風系の最高効率点での風量が最も多いβから１％風量が低下するまでの範囲規定することができる。ここで、風量の低下下限幅を１％としたのは、最高効率点の算出誤差、および風量の測定誤差を鑑みてのものである。上記のように食違角βを規定することにより、ファン３６における通過風量および通過風速に対する翼の迎え角度の適正化を図ることができ、ファン送風系の送風性能を高めることができる。

次に、吸込開口角θは１６０度〜１７０度（即ち１６０度≦θ≦１７０度）となるようにする。図６にθと、このファン送風系の最高効率点での効率との関係を示す。図６によると、θが概ね１６５度の時が最も最高効率点での効率の値が大きくなり、かつθを増減するといずれの方向においても効率の値が低下することが解かる。そこで、最高効率点での効率が最も高いθから最高効率の値が０．２％低下するまでの範囲を吸込開口角θの適正な設計範囲と判断し、その範囲を求めると、上記の１６０度≦θ≦１７０度となるのである。なお、最高効率の低下下限幅を０．２％としたのは、効率の算出の基のデータとなる出力や軸動力の測定誤差を鑑みてのものである。上記のように吸込開口角θを規定することにより、ファン送風系における、吸込み風量に対する吸込側面積の適正化を図ることができ、ファン送風系の効率性能を高めることができる。

次に、内周角γｉｎは−３．５度〜４．５度（即ち−３．５度≦γｉｎ≦４．５度）となるようにする。図７にγｉｎと、このファン送風系の最高効率点での圧力ヘッドとの関係を示す。図７によると、γｉｎが概ね１度の時が最も最高効率点での圧力ヘッドの値が大きくなり、かつγｉｎを増減するといずれの方向においても最高効率点での圧力ヘッドの値は低下することが解かる。そこで、最高効率点での圧力ヘッドの値が最も大きいγｉｎから５％圧力ヘッドが低下するまでの範囲を内周角γｉｎの適正な設計範囲と判断し、その範囲を求めると上記の−３．５度≦γｉｎ≦４．５度となるのである。なお、最高効率点での圧力ヘッドの低下下限幅を５％としたのは、圧力ヘッドの測定誤差を鑑みてのものである。上記のように内周角γｉｎを規定することにより、ファン３６における通過風量および通過風速に対する、ファンの単位回転当たりの送風空気へ付与する運動エネルギーの適正化を図ることができ、ファン送風系の送風性能を高めることができる。

次に、スタビライザ設置角度ζは５４度〜６７度（即ち５４度≦ζ≦６７度）となるようにする。図８にζと、このファン送風系の騒音レベルとの関係を示す。図８によると、ζが概ね６１度の時が最も騒音レベルの値が小さくなり、かつζを増減するといずれの方向においても騒音レベルの値は上昇することが解かる。そこで、騒音レベルの値が最も小さいζから０．５ｄＢ（Ａ）だけ騒音レベルが上昇するまでの範囲をスタビライザ設置角度ζの適正な設計範囲と判断し、その範囲を求めると上記の５４度≦ζ≦６７度となるのである。なお、騒音レベルの上昇上限幅を０．５ｄＢ（Ａ）としたのは、騒音レベルの測定誤差を鑑みてのものである。上記のようにスタビライザ設置角度ζを規定することにより、特にファン送風系の騒音に寄与するファン３６のスタビライザ部２６近傍での吹出し分流の適正化を図ることができ、ファン送風系の騒音エネルギーを抑えることができる。

次に、上記のスタビライザ設置角度ζの適正設計範囲（５４度≦ζ≦６７度）にて、外周角γｏｕｔは５７度〜６１度（即ち５７度≦γｏｕｔ≦６１度）となるようにする。図９にγｏｕｔと、このファン送風系の動作点での風量との関係を示す。図９によると、γｏｕｔが概ね５９度の時が最も風量が多くなり、かつγｏｕｔを増減するといずれの方向においても風量が減少することが解かる。そこで、動作点での風量が最も多いγｏｕｔから０．５％風量が低下するまでの範囲をγｏｕｔの適正な設計範囲と判断し、その範囲を求めると、上記の５７度≦γｏｕｔ≦６１度となるのである。なお、風量の低下下限幅を０．５％としたのは、実験毎の動作点の揺れや、風量の測定誤差を鑑みてのものである。上記のようにスタビライザ設置角度ζの適正設計範囲に対して外周角γｏｕｔを規定することにより、スタビライザ設置角度ζに規定された吹出風向に対して翼４１の出口角の適正化を図ることができ、動作点での風量の増加を図ることができる。

次に、ディフューザ開き角ηは１８度〜２３度（即ち１８度≦η≦２３度）となるようにする。図１０にηと、このファン送風系の動作点での圧力ヘッドとの関係を示す。図１０によると、ηが概ね２１度の時が最も動作点での圧力ヘッドの値が大きくなり、かつηを増減するといずれの方向においても動作点での圧力ヘッドの値は低下することが解かる。そこで、動作点での圧力ヘッドの値が最も大きいηから５％圧力ヘッドが低下するまでの範囲をディフューザ開き角ηの適正な設計範囲と判断し、その範囲を求めると上記の１８度≦η≦２３度となるのである。なお、動作点での圧力ヘッドの低下下限幅を５％としたのは、圧力ヘッドの測定誤差を鑑みてのものである。上記のようにディフューザ開き角ηを規定することにより、ディフューザ部２８での静圧回復の適正化を図ることができる。

次に、吸込方向角φは１０５度〜１３５度（即ち１０５度≦φ≦１３５度）となるようにする。図１１にφと、このファン送風系の動作点での風量との関係を示す。図１１によると、φが概ね１２０度の時が最も風量が多くなり、かつφを増減するといずれの方向においても風量が減少することが解かる。そこで、動作点での風量が最も多いφから０．５％風量が低下するまでの範囲をφの適正な設計範囲と判断し、その範囲を求めると、上記の１０５度≦φ≦１３５度となるのである。なお、風量の低下下限幅を０．５％としたのは、実験毎の動作点の揺れや、風量の測定誤差を鑑みてのものである。上記のように吸込方向角φを規定することにより、ファン送風系の吸込方向に対して熱交換器の配置の適正化を図ることができ、動作点での風量の増加を図ることができる。

以上のような規定をもってファン送風系の適正化を図ることにより、上記の改善効果を得ることができる。

ここで、図１３に、本実施の形態の各場合における、熱交換器３の前面下側３１、前面上側３２、背面上側３３、背面下側３４での平均通過風速を棒グラフにて示す。図１３に示すように、従来に比べて本実施の形態では動作点での風量が多くなることから押しなべてすべての部位にて平均通過風速が速くなっているが、特に前面下側３１と前面上側３２の部位にて風速の増加が大きくなっているという特徴を有している。そのため、熱交換器３の前面下側３１から前面上側３２にかけてのいずれかの領域にて、その前面側にたとえば電気集塵機などの比較的通風抵抗が大きい、空気の通風を要する付属品７を取り付けることは、全体での平均通過風速をより平均化することができ、ファン送風系に好適な吸込み風速分布を実現することができるため、付属品７による通風抵抗の影響を極力抑えることができるという意味で好適である。

なお、本実施の形態における熱交換器は、上記の直径５ｍｍの冷媒管を厚み方向に３列配置したプレートフィンチューブ型熱交換器に限らず、たとえばそれよりも若干抵抗の大きい直径７ｍｍの冷媒管を厚み方向に２列配置したプレートフィンチューブ型熱交換器でもよい。さらには、直径５ｍｍの冷媒管を厚み方向に６列まで配置した程度の通風抵抗をもつ熱交換器であれば、上記の規定によるファン送風系の適正化の効果を得ることができる。たとえば、上記の直径５ｍｍの冷媒管を厚み方向に３列配置したプレートフィンチューブ型熱交換器に、さらに直径７ｍｍの冷媒管を厚み方向に１列配置したプレートフィンチューブ型熱交換器を副次的に利用する熱交換器として重ねて配置した場合でも、その通風抵抗は、上記の規定によるファン送風系の適正化の範囲内である。

（実施の形態２）
本実施の形態は、下記に示す特長部分の内容を除く他の部分においては、上記実施の形態１と同様の形態を有する。

図１２は、本実施の形態の空気調和機の室内機１の概略的な構成を示す断面図である。図１２に示すように、本実施の形態において前面下部熱交換器３１および前面上部熱交換器３２は、第１の実施形態での冷媒管３５よりも太く、直径７ｍｍの冷媒管３５が厚み方向に２列配置されているといった構成を成している。この前面下部熱交換器３１および前面上部熱交換器３２は冷媒間３５の直径が太いため、冷媒間３５の表面積が広いことから空気と冷媒との熱伝達率が高まる一方、通風抵抗が大きくなっている。

ここで、図１３に、従来、実施の形態１、実施の形態２（本実施の形態）の各場合における、熱交換器３の前面下側３１、前面上側３２、背面上側３３、背面下側３４での平均通過風速を棒グラフにて示す。図１３に示すように、従来に比べて第１の実施形態では動作点での風量が多くなることから押しなべてすべての部位にて平均通過風速が速くなっているが、特に前面下側３１と前面上側３２の部位にて風速の増加が大きくなっている。そして、本第２の実施形態では、前面下側３１と前面上側３２の部位にて通風抵抗が大きくなっているため第１の実施形態よりも平均通過風速が小さくなっているものの、従来よりは大きいままである。また、背面上側３３、背面下側３４において若干ながらも実施の形態１よりも平均通過風速が大きくなっており、そのため、各部位での平均通過風速は第１の実施形態に比べて平均化されていることがわかる。

上記のことから、本実施の形態では、特に熱交換器３の前面下側３１と前面上側３２にて、熱交換器３の伝熱性能と熱交換器３の通過風速の両方を好適に向上して従来より効果的に熱交換を行うことが出来る。また同時に、熱交換器３の全部位での平均通過風速を平均化することができ、ファン送風系に好適な吸込み風速分布を実現することができる。そのため、熱交換器３の通風抵抗の増加量に比べ風量の低下を抑えることができ、総じて好適な送風性能を実現することができる。したがって本実施の形態での空気調和機の室内機１においては、伝熱性能と送風性能を両立して向上させることができ、室内機全体での省エネルギー化を図ることができる。

また、本実施の形態において、熱交換器３の前面下側３１から前面上側３２にかけてのいずれかの領域にて、その前面側にたとえば電気集塵機などの比較的通風抵抗が大きい、空気の通風を要する付属品７を取り付けることは、全体での平均通過風速をさらに平均化することができるため、付属品７による通風抵抗の影響を極力抑えることができるという意味で好適である。

（実施の形態３）
本実施の形態は、下記に示す特長部分の内容を除く他の部分においては、上記実施の形態１と同様の形態を有する。

図１４は、本実施の形態の空気調和機の室内機１の概略的な構成を示す断面図である。図１４に示すように、本実施の形態において背面下部熱交換器３４および背面上部熱交換器３３は、第１の実施形態での冷媒管３５よりも太く、直径7ｍｍの冷媒管３５が厚み方向に２列配置されているといった構成を成している。この背面下部熱交換器３４および背面上部熱交換器３３は冷媒管３５の直径が太いため、冷媒管３５の表面積が広いことから空気と冷媒との熱伝達率が高まる一方、通風抵抗が大きくなっている。

ここで、図１５に、従来、実施の形態１、実施の形態３（本実施の形態）の各場合における、熱交換器３の前面下側３１、前面上側３２、背面上側３３、背面下側３４での平均通過風速を棒グラフにて示す。図１５に示すように、従来に比べて実施の形態１では動作点での風量が多くなることから押しなべてすべての部位にて平均通過風速が速くなっているが、特に前面下側３１と前面上側３２の部位にて風速の増加が大きくなっている。そして、本実施の形態では、背面下側３４と背面上側３３の部位にて通風抵抗が大きくなっているため実施の形態１よりも平均通過風速が小さくなっており、その一方で、前面上側３２、前面下側３１において第１の実施形態よりもさらに平均通過風速が大きくなっている。そのため、各部位での平均通過風速は実施の形態に比べてさらに前面下側３１と前面上側３２に偏って大きくなっていることがわかる。

上記のことから、本実施の形態では、特に熱交換器３の前面下側３１と前面上側３２にて、通過風速をより大きくすることによって、従来よりも効果的に熱交換を行うとともに、従来において比較的平均通過風速が小さい背面上側３３と背面下側３４にて冷媒管３５を太くして熱交換器の伝熱性能を向上させることによって、熱交換器３の全部位において全体的に伝熱性能を向上させることができる。

したがって本発明での空気調和機の室内機１においては、背面下部熱交換器３４および背面上部熱交換器３３での冷媒管３５を太くしたことによる送風性能の低下を充分挽回しうる程度に伝熱性能を向上させることができ、室内機全体での省エネルギー化を図ることができる。

また、本実施の形態において、熱交換器３の前面下側３１から前面上側３２にかけてのいずれかの領域にて、その前面側にたとえばイオン発生装置などの、空気の通風を要しなおかつ比較的大風速にて好適な性能を発揮する付属品７を取り付けることは、その付属品７の性能向上に好適に寄与するとともに、付属品７の通風抵抗の寄与により熱交換器各部３１〜３４での平均通過風速を平均化させる方向に働きファン送風系に有利に働くため、付属品７による通風抵抗の影響を極力抑えることができるという意味で好適である。

なお、今回開示した上記実施の形態はすべての点で例示であって、限定的な解釈の根拠となるものではない。したがって、本発明の技術的範囲は、上記した実施の形態のみによって解釈されるのではなく、特許請求の範囲の記載に基づいて画定される。また、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。

本発明に基づいた実施の形態１の室内機の概略的な構成を示す断面図である。 本発明に基づいた実施の形態１の室内機のファン送風系に関する要部の構成を示す断面図である。 本発明に基づいた実施の形態１の室内機のクロスフローファンに関する要部の構成を示す断面図である。 本発明に基づいた実施の形態１の作用を説明するための図であり、内外径比αとファン送風系の動作点での風量との関係を示す図である。 本発明に基づいた実施の形態１の作用を説明するための図であり、食違角βとファン送風系の最高効率点での風量との関係を示す図である。 本発明に基づいた実施の形態１の作用を説明するための図であり、吸込開口角θとファン送風系の最高効率点での効率との関係を示す図である。 本発明に基づいた実施の形態１を説明するための図であり、内周角γｉｎとファン送風系の最高効率点での圧力ヘッドとの関係を示す図である。 本発明に基づいた実施の形態１の作用を説明するための図であり、スタビライザ設置角度ζとファン送風系の騒音レベルとの関係を示す図である。 本発明に基づいた実施の形態１の作用を説明するための図であり、外周角γｏｕｔとファン送風系の動作点での風量との関係を示す図である。 本発明に基づいた実施の形態１の作用を説明するための図であり、ディフューザ開き角ηとファン送風系の動作点での圧力ヘッドとの関係を示す図である。 本発明に基づいた実施の形態１の作用を説明するための図であり、吸込方向角φとファン送風系の動作点での風量との関係を示す図である。 本発明に基づいた実施の形態２の室内機の概略的な構成を示す断面図である。 本発明に基づいた実施の形態２と、背景技術および実施の形態１との、熱交換器の各部位での平均通過風速の差異を示した図である。 本発明に基づいた実施の形態３の室内機の概略的な構成を示す断面図である。 本発明に基づいた実施の形態３と、背景技術および実施の形態１との、熱交換器の各部位での平均通過風速の差異を示した図である。 背景技術における空気調和機の室内機の概略的な構成を示す断面図である。

符号の説明

１ 室内機、２ 室内機ケース、４ クロスフローファン、５ 集塵用フィルタ、７ （空気の通風を要する）付属品、２１ 外装面、２２ 背面、２３ 送風ダクト、２４ 吸込口、２５ 吹出口、２６ スタビライザ部、２６ａ スタビライザ部の尖端部、２７ リアガイド部、２７ａ リアガイド部の屈曲部、２８ ディフューザ部、２８ａ ディフューザ部の天面側壁面、２８ｂ ディフューザ部の底面側壁面、３ 熱交換器、３１ 熱交換器３の前面下側部分、３２ 熱交換器３の前面上側部分、３３ 熱交換器３の背面上側部分、３４ 熱交換器３の背面下側部分、３５ 冷媒管、３６ フィン、３７ 前面側熱交換器群、３８ 背面側熱交換器群、４１ 翼、６１ 縦ルーバ、６２ 横ルーバ。

Claims (10)

1. 吸込口から室内空気を吸い込み吹出口から吹き出すためのクロスフローファンと、前記クロスフローファンの上流側に位置し、主として吸込口の前面側から前記クロスフローファンに向かう空気の流れ中に配設された第１の熱交換器と、主として吸込口の背面側から前記クロスフローファンに向かう空気の流れ中に配設された第２の熱交換器と、前記クロスフローファンの近傍および下流側に位置し、スタビライザ部、リアガイド部、およびディフューザ部を有する送風ダクトと、からなる空気調和機の室内機であって、
   前記第１の熱交換器および前記第２の熱交換器は、直径５ｍｍの冷媒管を熱交換器の厚み方向に３列配置したプレートフィンチューブ型熱交換器、直径７ｍｍの冷媒管を熱交換器の厚み方向に２列配置したプレートフィンチューブ型熱交換器、直径５ｍｍの冷媒管を厚み方向に６列まで配置した程度の通風抵抗をもつ熱交換器、または、直径５ｍｍの冷媒管を厚み方向に３列配置したプレートフィンチューブ型熱交換器に、さらに直径７ｍｍの冷媒管を厚み方向に１列配置したプレートフィンチューブ型熱交換器を副次的に利用する熱交換器として重ねて配置した熱交換器のいずれかであり、
   前記クロスフローファンの翼の内外径比が０．７２０〜０．８００であり、かつ前記クロスフローファンの翼の食違角が２２度〜３０度であり、
   前記ディフューザ部の天面側壁面と前記スタビライザ部とが成す設置角度が５４度〜６７度であり、
   前記クロスフローファンの翼の反り線の外周端での接線Ｌｏｕｔと、前記翼の外周端と前記クロスフローファンの軸中心とを結ぶ線分Ｌｏとが成す角度が５７度〜６１度であることを特徴とする空気調和機の室内機。
2. 前記クロスフローファンの翼の内外径比はさらに０．７５０〜０．７６０であることを特徴とする、請求項１に記載の空気調和機の室内機。
3. 前記クロスフローファンの翼の食違角はさらに２３度〜２６度であることを特徴とする、請求項１に記載の空気調和機の室内機。
4. 前記スタビライザ部のファンへの近接尖端部と前記クロスフローファンの軸中心とを結ぶ線分Ｌａと、前記リアガイド部の屈曲部と前記クロスフローファンの軸中心とを結ぶ線分Ｌｂとの成す角が１６０度〜１７０度であることを特徴とする、請求項１から３のいずれかに記載の空気調和機の室内機。
5. 前記クロスフローファンの翼の反り線の内周端での接線Ｌｉｎと、前記翼の内周端と前記クロスフローファンの軸中心とを結ぶ線分Ｌｉとが成す角度が−３．５度〜４．５度であることを特徴とする、請求項１から４のいずれかに記載の空気調和機の室内機。
6. 前記ディフューザ部の天面側壁面と底面側壁面とが成す、ディフューザの開き角度が１８度〜２３度であることを特徴とする、請求項１から５のいずれかに記載の空気調和機の室内機。
7. 前記第１の熱交換器の上端の延長線と前記第２の熱交換器の上端の延長線との交点Ｐと、前記クロスフローファンの軸中心とを結ぶ線分をＬｐとし、前記線分Ｌａと線分Ｌｐとが成す角度が１０５度〜１３５度であることを特徴とする、請求項１から６のいずれかに記載の空気調和機の室内機。
8. 前記第１の熱交換器の冷媒管の直径は、前記第２の熱交換器の冷媒管の直径よりも大であることを特徴とする、請求項１から７のいずれかに記載の空気調和機の室内機。
9. 前記第２の熱交換器の冷媒管の直径は、前記第１の熱交換器の冷媒管の直径よりも大であることを特徴とする、請求項１から７のいずれかに記載の空気調和機の室内機。
10. 前記第１の熱交換器の前面側に、空気の通風を要する付属品が設けられている、請求項１から９のいずれかに記載の空気調和機の室内機。

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