JP5791276B2

JP5791276B2 - 送風機、室外ユニット及び冷凍サイクル装置

Info

Publication number: JP5791276B2
Application number: JP2010287686A
Authority: JP
Inventors: 宏樹岡澤
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2010-12-24
Filing date: 2010-12-24
Publication date: 2015-10-07
Anticipated expiration: 2030-12-24
Also published as: JP2012136941A

Description

本発明は、プロペラファンとベルマウスとを有する送風機等に関するものである。

羽根（プロペラ）を有するプロペラファンを回転させて空気の流れを発生させて、送風（冷却、排熱等）を行う送風機（ファンユニット）がある。このようなプロペラファンを有する送風機は、冷凍空気調和装置の室外機（室外ユニット）、冷蔵庫、換気扇、コンピュータ等の冷却装置等、幅広い分野で使われている（例えば特許文献１、２参照）。

このような送風機において、例えばプロペラファンの回転方向に沿って壁面を形成するベルマウスを有するものがある。このようなベルマウスは、空気の吸い込みが円滑に行えるように開口部分を拡げていることが多い。このとき、ベルマウスの内周側が湾曲面を形成していることが多い。

特開２００４−３０１４５１号公報特開２００８−０８９２７１号公報

例えば、上記のような送風機において、吸い込み側の湾曲面における曲率半径Ｒが小さいと、騒音が大きくなり、またファン効率が小さくなる。例えば、上述のような送風機を空気調和装置の室外ユニットに搭載して用いる場合、プロペラファンの回転により室外ユニットから発生する騒音が近隣住民へ迷惑をかけることがある。このため、室外ユニットの低騒音化が求められている。一方で、近年、地球温暖化防止のために空気調和装置の省エネルギー化が求められている。省エネルギー化をはかるためには室外ユニットにおける風量を多くすることが有効な手段である。しかしながら、基本的には風量に基づいて騒音も増加する。また、空気調和装置、換気扇、コンピュータ等の冷却装置等では、運転を停止させない又は運転時間が長いことが多いので、送風機自体の低電力化も重要となる。しかしながら、従来の送風機では、吸込側の開口部分における湾曲面について十分な対応がなされておらず、曲率半径Ｒが小さいままのものが多かった。

そこで、本発明の目的は、例えば風量を多くした場合でも騒音、電力増加を抑制する送風機などを得ることにある。

本発明に係る送風機は、回転軸を中心に回転して気体の流れを発生させる複数の羽根を有するプロペラファンと、プロペラファンの羽根の回転方向に沿って、羽根の外周端より外側に、円筒状の壁面を形成する直管部及び直管部よりも気体の吸込側において、全周にわたって、終端が回転軸と垂直な方向に延びて拡がりを有する湾曲面を形成して直管部よりも広く開口する吸込側開口部を構成して、気体を整流するベルマウスとを備え、ベルマウスは、全周にわたる湾曲面における曲率半径を積算した値が、送風機搭載機器の寸法制約による条件の範囲内において最大となるような湾曲面とし、また、ベルマウス全周にわたる湾曲面の曲率半径における最大値Ｒ _０とプロペラファンのファン回転半径Ｄとが、Ｒ _０／Ｄ≧０．１２５の関係を有するような、吸込側開口部分の湾曲面を形成したベルマウスとプロペラファンとを備えるものである。

本発明に係わる送風機では、ベルマウスが、吸込側の開口部分に形成された湾曲面における曲率半径を全周にわたって積算した値が、搭載又は設置に係る条件の範囲内において最大となるような湾曲面を有するようにしたので、例えば、最大風量駆動時の動作点における比騒音、ファン効率と最小比騒音、最大ファン効率との差が少なくなり、これにより、ファン入力の低減、低騒音化を図ることができる。

この発明の本発明の実施の形態１に係る送風機の概略を表す図である。プロペラファン１単体のＰ−Ｑ特性及びＫｓ−Ｑ特性を表す図である。プロペラファン１単体のＰ−Ｑ特性及びη−Ｑ特性を表す図である。Ｐ−Ｑ特性及びＫｓ−Ｑ特性と径との関係を表す図である。Ｐ−Ｑ特性及びη−Ｑ特性と径との関係を表す図である。ベルマウス２の吸込開口部３を表す図である。Ｐ−Ｑ特性の一例を表す図である。Ｐ−Ｑ特性とＲ／Ｄ値との関係を表す図である。風量Ｑ₂における比騒音ＫｓとＲ／Ｄ値の関係を表す図である。風量Ｑ₂におけるファン効率ηとＲ／Ｄ値の関係を表す図である。送風機を搭載した空気調和装置の室外ユニット１００を表す図である。室外ユニット１００のベルマウス２における径の関係を表す図である。ファン入力、騒音と曲率半径Ｒの積算値との関係を示す図である。実施の形態２に係るベルマウス２の長さの関係を表す図である。ファン入力、騒音とＬ／Ｌ₀の値との関係を表す図である。実施の形態３に係る送風機の概略を表す図である。ファン入力、騒音と斜め部５ａに係る角度θとの関係を表す図である。斜め部５ａの別形状例を表す図である。実施の形態４に係るプロペラファン１を表す図である。リブ６を有さない場合の翼端渦の流跡線を表す図である。リブ６を有する場合の翼端渦の流跡線を表す図である。本発明の実施の形態５に係る冷凍空気調和装置の構成図である。

実施の形態１．
図１は本発明の実施の形態１に係る送風機の概略を表す図である。図１では、プロペラファン１とベルマウス２の断面図により表している。特に限定するものではないが、ここでは空気調和装置の室外ユニットに搭載する送風機であるものとして説明する。

プロペラファン１は、電力を受けたモータ等（図示せず）の駆動により複数の羽根（プロペラ、翼）が回転軸を中心に回転して空気（流体）の流れを発生させる軸流ファンである。特に限定するものではないが、ここではプロペラファン１は前進翼形状のファンであるものとして説明する。

ベルマウス２は、プロペラファン１の周方向（回転方向）に沿ってプロペラファン１を覆い（プロペラファン１の周囲を囲み）、プロペラファン１の回転による空気の整流をはかる。このため、プロペラファン１の周囲に、円管状に壁面が形成されることになる。図１に示すように、本実施の形態のベルマウス２は、プロペラファン１の回転軸方向（高さ方向）の約５０％を覆っている。吸込開口部３はベルマウス２の上流側（吸込側）において、空気を吸い込むために開口している部分である。ここで、ベルマウス２は、プロペラファン１の回転軸と吸込開口部３の終端との間の距離が、回転軸と直管部４の面との間の距離よりも長い（吸込開口部３終端が拡がりを有している）。そして、直管部４から吸込開口部３終端に到る内壁面（プロペラファン１との対向面）を湾曲面としている（断面形状は円弧状になる）。湾曲面は曲率半径Ｒを有しているものとし、吸込開口部３の湾曲面部分をＲ部３ａとする。ここで、本実施の形態においてはＲ部３ａにおける曲率半径Ｒは全周にわたって一律でなくてもよい。吸込開口部３の形状等については後述する。

直管部４は、ベルマウス２の内壁面が、プロペラファン１の回転軸と並行になっている部分である。吹出開口部５はベルマウス２の下流側（吹出側）において、空気を吹き出すために開口している部分である。ここで、吹出開口部５終端も拡がりを有している。そして、直管部４の吹出側終端から吹出開口部５終端に到る内壁面を、断面形状がテーパ状になるように形成している。このテーパ状の部分を斜め部５ａとする。ここで、本実施の形態のベルマウス２は直管部４を有しているものとするが、斜め部５ａとＲ部３ａとにより内壁面を形成するベルマウス２であってもよい。

図２はプロペラファン１単体のＰ−Ｑ特性及びＫｓ−Ｑ特性を表す図である。また、図３はプロペラファン１単体のＰ−Ｑ特性及びη−Ｑ特性を表す図である。ここで、Ｐは静圧、Ｑは風量、Ｋｓは比騒音［ｄＢ］、ηはファン効率（ファン入出力比率）［％］を表す。また、比騒音Ｋｓ及びファン効率ηは、静圧Ｐ及び風量Ｑと次式（１）、（２）を満たす関係となる。ここで、ＳＰＬはプロペラファン１から所定の距離離れた位置での騒音［ｄＢ］、Ｔはトルク［Ｎｍ］、ωは角速度［ｒａｄ／ｓ］を表す。また、（１）式における静圧Ｐ₁の単位は［ｍｍＡｑ］、風量Ｑ₁の単位は［ｍ³／ｍｉｎ］である。一方、（２）式における静圧Ｐ₂の単位は［Ｐａ］、風量Ｑ₂の単位は［ｍ³／ｓ］である。

Ｋｓ＝ＳＰＬ−１０ｌｏｇ₁₀（Ｐ₁・Ｑ₁ ^2.5） …（１）
η＝１００×Ｐ₂・Ｑ₂／Ｔω …（２）

図２及び図３に基づいて、静圧Ｐ、風量Ｑ、比騒音Ｋｓ、ファン効率ηの関係について説明する。Ｐ−Ｑ特性はプロペラファン１のファン回転数を一定として、通風抵抗である静圧Ｐと風量Ｑとの関係を表したものである。ここで、低風量、高静圧側を締切側、高風量、低静圧側を開放側と呼ぶ。一般的に、通風抵抗が小さいほど風は流れやすくなり（静圧Ｐが低いほど風量Ｑは多くなり）、通風抵抗が大きいほど風は流れにくくなる（静圧Ｐが高いほど風量Ｑは少なくなる）。

しかし、風量Ｑと静圧Ｐとの間はこの関係を有しているわけではなく、風量Ｑに対して静圧Ｐの変化が小さくなる領域がある。この領域をサージング領域と呼び、どのプロペラファン１を回転させても、サージング領域付近では比騒音Ｋｓが最小となり、ファン効率ηが最大となる。

図４はＰ−Ｑ特性及びＫｓ−Ｑ特性とプロペラファン１のファン径（ファン回転半径）との関係を表す図である。また、図５はＰ−Ｑ特性及びη−Ｑ特性とプロペラファン１の径との関係を表す図である。図４及び図５に示すように、サージング領域はファン径を大きくすると開放側へ移動する。このため、最小比騒音点、最大ファン効率点も開放側へ移動する。逆にファン径を小さくすると締切側へ移動するため、最小比騒音点、最大ファン効率点も締切側へ移動する。

次に動作点について説明する。プロペラファン１を備えた送風機において、所定風量Ｑ₀のときの、プロペラファン１のファン回転数をＮ₀とする。そして、ファン回転数Ｎ₀のときのプロペラファン１単体のＰ−Ｑ特性から、風量Ｑ₀のときの静圧Ｐ₀を求め、（Ｐ₀，Ｑ₀）を動作点とする。

ここで、例えば空気調和装置の省エネルギー化のために風量が多くなるようにする。このため、本実施の形態においては、サージング領域よりも開放側に最大風量運転時を含む動作点が位置するようにする。送風機において、動作点がサージング領域よりも開放側にある場合、動作点における比騒音Ｋｓは最小比騒音点における比騒音よりも大きく、ファン効率ηは最大ファン効率点におけるファン効率よりも小さくなる。この場合、ファン径を大きくすれば、前述したようにサージング領域が開放側へ移動し、動作点に近づくため、動作点における比騒音Ｋｓ、ファン効率ηは、最小比騒音点における比騒音、最大ファン効率点におけるファン効率に近づき、騒音、ファン入力（電力供給）を抑えることができる。

しかし、ファン径を大きくすると送風機のサイズが大きくなる。ひいては送風機を搭載する機器のサイズを大きくしなければならなくなる。このため、サイズアップによるコスト増加、意匠性の低下、設置スペース増大等の問題が生じる。

そこで、ファン径を大きくせず、動作点における比騒音Ｋｓ、ファン効率ηを最小比騒音、最大ファン効率に近づけるためには、サージング領域よりも開放側の領域においてＰ−Ｑ特性の勾配を緩やかにするのがよい。この場合、Ｋｓ−Ｑ特性、η−Ｑ特性の勾配も緩やかになり、勾配が急な場合に比べて、動作点における比騒音Ｋｓ、ファン効率ηと、最小比騒音点の比騒音、最大ファン効率点のファン効率との乖離が少なくなるため、騒音、ファン入力を抑えることができる。また、Ｋｓ−Ｑ特性、η−Ｑ特性の勾配が緩やか場合、例えば、送風機の風量設定を変更等して動作点が変化した場合でも、比騒音Ｋｓ、ファン効率ηの変化を小さくすることができるため、効率的な運転をすることができる。

ここで、機器サイズの寸法制約により、ファン径を大きくできないものの、風量を複数段階に変化するような設定がある場合がある。このような場合には、Ｋｓ−Ｑ特性、η−Ｑ特性において、最大風量運転時の動作点と、最小比騒音点、最大ファン効率点とが乖離し、騒音、ファン入力が増加しやすい。これは上述のようにファン径を十分大きくできない場合、サージング領域は締切側にあり、最大風量運転時の動作点は開放側にあるためである。

図６はベルマウス２の吸込開口部３におけるＲ部３ａの曲率半径Ｒについて表す図である。図６では曲率半径Ｒが異なる２つの吸込開口部３の形状について示している。

図７はＰ−Ｑ特性の一例を表す図である。図７において、風量Ｑ₁はサージング領域付近における風量を表し、風量Ｑ₂はサージング領域よりも開放側にある動作点における風量を表す。ここで、プロペラファン１の回転数はＮ₀である。

図８はＰ−Ｑ特性とＲ／Ｄとの関係を表す図である。ここではファン径Ｄ、回転数Ｎ₀を一定とし、ベルマウス２の吸込開口部３の終端位置を固定した状態で、Ｒ部３ａの曲率半径Ｒの大きさを変えていったときのＲ／Ｄの値（以下、Ｒ／Ｄという）に基づくものとする。図８では、Ｐ−Ｑ特性については、風量Ｑ₁、Ｑ₂におけるＲ／Ｄを表す。

図８に示すように、風量Ｑ₁においては、Ｒ／Ｄに依らず静圧Ｐは大差がない。また、特に図示しないものの、Ｑ₁における比騒音Ｋｓ、ファン効率ηについても、Ｒ／Ｄが変化してもあまり差がない。

図９は風量Ｑ₂における比騒音ＫｓとＲ／Ｄの関係を表す図である。また、図１０は風量Ｑ₂におけるファン効率ηとＲ／Ｄの関係を表す図である。

しかし、図８〜図１０に示すように、風量Ｑ₂においては、Ｒ／Ｄを大きくするほど、静圧Ｐ、ファン効率ηは高くなり、比騒音Ｋｓは小さくなる。また、Ｐ−Ｑ特性、Ｋｓ−Ｑ特性、η−Ｑ特性の開放側における勾配が緩やかになる。従って、ベルマウス２において、Ｒ部３ａの曲率半径Ｒが大きいほど、開放側の動作点における静圧Ｐ、ファン効率ηは向上し、比騒音Ｋｓは小さくなるため、回転数、ファン入力、騒音の低減を図ることができる。

図１１は送風機を搭載した空気調和装置の室外ユニット１００を表す図である。例えば図１１のような室外ユニット１００は、室外側熱交換器（図示せず）を有し、通過する冷媒と空気（外気）との熱交換を行う。このとき、送風機により室外側熱交換器を通過させる空気の流れを形成し、熱交換を促進する。図１１において吸込開口部３の終端と、水平面７の高さ位置は等しい。

ここで、前述したように、吸込開口部３のＲ部３ａにおける曲率半径Ｒが大きいほど、ファン効率ηは向上し、比騒音Ｋｓは小さくなる。しかし、プロペラファン１、ベルマウス２を備えた送風機について、例えば室外ユニット１００の寸法制約等により、ベルマウス２の吸込開口部３において無制限にＲ部３ａの曲率半径Ｒを大きくすることはできない。また、例えば、室外ユニット１００の例えば幅と奥行き（縦横）の長さ（サイズ）が異なる筐体では、全周均一にＲ部３ａの曲率半径Ｒを定めようとすると、全体的に曲率半径Ｒが小さくなってしまう。

そこで、ファン中心を点Ｏ、ベルマウス２の外径上の２点を点Ａ、Ｂとし、点Ａを固定し、ＯＡとＯＢとのなす角度をθとしたとき、次式（３）に基づく値が最大となるように、全周にわたって曲率半径Ｒを定める。ここで、（３）式は吸込開口部３の全周にわたるＲ部３ａの曲率半径Ｒにおける積算値を表している。

図１２は室外ユニット１００におけるベルマウス２における内径と吸込開口部３の終端位置（外径）との関係を表す図である。図１１に示す室外ユニット１００のように、筐体における縦横の比率が異なる場合は、拡げられる部分のＲ部３ａを拡げるようにして吸込開口部３の終端位置が異なるようにし、曲率半径Ｒの積算値が最大になるようにする。

図１３は室外ユニット１００が有する送風機の所定風量時におけるファン入力、騒音とＲ部３ａの曲率半径Ｒの積算値との関係を示す図である。図１３に示すように、Ｒ部３ａの曲率半径Ｒの積算値が大きいほど、ファン入力、騒音とも小さくなる。このことから、室外ユニット１００に収容できる範囲で、吸込開口部３におけるＲ部３ａの曲率半径Ｒの積算値を最大にするようにベルマウス２を構成するとよい。

ここで、例えば、前述したように、Ｒ／Ｄ≧０．１２５であれば、開放側の動作点における静圧Ｐ、ファン効率ηは向上し、比騒音Ｋｓは小さくなる。Ｒ／Ｄを大きくするためにファン径Ｄを小さくすると、前述したようにサージング領域が締切側に移動し、また、最小比騒音点、最大ファン効率点も移動してしまうことになる。したがって、所定のファン径Ｄを保ちつつ、吸込開口部３における曲率半径Ｒの最大値Ｒ₀において、Ｒ₀／Ｄの値を０．１２５以上とするとよい。また、Ｒ／Ｄを０．１２５より大きくしても、ファン効率ηの向上、比騒音Ｋｓの低減は限定的である。そこでファン径Ｄをできるだけ大きくしたい場合には、制約条件の下でファン径Ｄを大きくしつつ、Ｒ／Ｄをできる限り０．１２５に近づけるようにする。これにより、ファン入力の低減（低電力）、低騒音をはかることができる。

以上のように、実施の形態１の送風機によれば、吸込開口部３におけるＲ部３ａの曲率半径Ｒを全周にわたって積算した値が、例えば室外ユニット等の筐体における寸法制約等の下で、最大となるようにベルマウス２を構成するようにしたので、例えば、最大風量駆動時の動作点における比騒音、ファン効率と最小比騒音、最大ファン効率との差が少なくなり、これにより、ファン入力の低減、低騒音化を図ることができる。特に、吸込開口部３における曲率半径Ｒの最大値Ｒ₀とプロペラファン１の径Ｄとにおいて、Ｒ₀／Ｄ≧０．１２５を満たすようにすれば、さらに効率よくファン入力の低減、低騒音をはかることができる。

実施の形態２．
上述した実施の形態１では、プロペラファン１の回転軸方向について、ベルマウス２がプロペラファン１を約５０％を覆っている場合について説明した。本実施の形態では、ベルマウス２がプロペラファン１を覆っている部分の長さを変えた場合について説明する。

図１４はプロペラファン１の回転軸方向に対するプロペラファン１とベルマウス２の長さの関係を表す図である。ここでは、ベルマウス高さをＬとし、ファン高さをＬ₀としている。本実施の形態では、実施の形態１において説明したように、全周における曲率半径Ｒの積算値を最大限にして吸込開口部３を形成したベルマウス２において、Ｌ／Ｌ₀を変化させる。ここでは、ファン高さＬ₀を一定とし、ベルマウス高さＬを変化させるものとする。

図１５は、図１１に示した室外ユニットにおいて所定風量時におけるファン入力［Ｗ］、騒音Ｋｓ［ｄＢ］とＬ／Ｌ₀の値との関係を表す図である。図１５に示すように、０＜Ｌ／Ｌ₀＜１では、Ｌ／Ｌ₀の値が大きいほど、ファン入力、騒音の低減をはかることができるが、Ｌ／Ｌ₀≧１では値によって変わらなくなる。

このように実施の形態２の送風機によれば、ベルマウス２がプロペラファン１の軸方向全体を覆うようにする（Ｌ／Ｌ₀の値をほぼ１にする）ことで、ファン入力の低減をはかることができ、また、騒音を抑えることができる。

実施の形態３．
図１６は実施の形態３に係る送風機の概略を表す図である。図１６において、上述した実施の形態で説明した部分は同様の機能を果たす。本実施の形態では、図１６に示すように、吹出開口部５における斜め部５ａのテーパ形状をなす方向が、プロペラファン１の回転軸方向との間でなす角度をθとする。

図１７は、図１１に示した室外ユニットにおいて所定風量時における、ファン入力、騒音と斜め部５ａに係る角度θとの関係を表す図である。本実施の形態では、ベルマウス２については、上述の実施の形態において説明したように、例えば全周における曲率半径Ｒの積算値を最大限にして吸込開口部３を形成する。また、ベルマウス高さＬとファン高さＬ₀を同じ（Ｌ／Ｌ₀＝１）にする。このとき、回転軸方向における吸込開口部３の終端の位置とプロペラファン１の上流側における位置とがほぼ等しくなるようにする。図１７によれば、角度θが約４５°〜５０°のとき、ファン入力、騒音とも最低となる。これは、斜め部５ｂの角度θが約４５°〜５０°の場合には、斜め部５ｂに沿わせる形で効率的に空気の吹き出しを行うことができるからである。

図１８は斜め部５ａの別形状例を表す図である。斜め部５ａを断面形状で直線となるように形成する場合だけではなく、製造、意匠、寸法制約等の理由により、斜め部５ａの両端を結んだ直線が約４５°〜５０°になるようにすれば、例えば凹状、凸状の略円弧形状にしてもよい。

以上のように、実施の形態３の送風機においては、直管部４の上流側終端を略４５°〜５０°拡大させた斜め部５ａを有するベルマウス２を備えることにより、停電力化、低騒音化をはかることができる。

実施の形態４．
図１９は実施の形態４に係るプロペラファン１を表す図である。本実施の形態ではプロペラファン１の形状について説明する。本実施の形態のプロペラファン１は、プロペラファン１の負圧面外周端から、軸方向上流側へリブ６を備えている。

ここで、プロペラファン１がリブ６を有する送風機と有さない送風機において、図１１に示した室外ユニットにおいて所定風量時における、ファン入力、騒音に係る値を表１に示す。ベルマウス２については、上述の実施の形態において説明したように、例えば全周における曲率半径Ｒの積算値を最大限にして吸込開口部３を形成する。また、ベルマウス高さＬとファン高さＬ₀を同じ（Ｌ／Ｌ₀＝１）にする。

表１より、ファン入力はほぼ同一であるが、リブ６を有している方が騒音は小さいことがわかる。以下にこの理由を説明する。まず、ベルマウス２の直管部４壁面における静圧変動のｒｍｓ値を静圧Ｐ_s（ｔ）に基づいて次式（４）及び（５）のように定義する。静圧変動のｒｍｓ値が大きいほど壁面から発生する騒音が大きくなる。

静圧変動のｒｍｓ値は、静圧差によりプロペラファン１の外周端付近で生じる、圧力面から負圧面への漏れ流れである翼端渦の渦度が大きいほど大きくなり、騒音源となる。翼端渦の、圧力面から負圧面への漏れ流れにとって、リブ６は通風抵抗となり、流路が狭まるため、翼端渦の生成を抑制することができる。

図２０はリブ６を有さない場合のプロペラファン１回転による翼端渦の流跡線を表す図である。また、図２１はリブ６を有する場合の翼端渦の流跡線を表す図である。そして、リブ６の有無における静圧変動のｒｍｓ値を表２に示す。

図２１に示すように、リブ６を有する場合、翼端渦の渦度がリブ６を有さない場合に比べて小さくなる。このため、表２に示すように、ベルマウス２の壁面における静圧変動のｒｍｓ値が小さくなり、騒音を小さくすることができる。

実施の形態５．
図２２は本発明の実施の形態５に係る冷凍空気調和装置の構成図である。本実施の形態では、上述した送風機を有する冷凍サイクル装置の一例として冷凍空気調和装置について説明する。図２２の冷凍空気調和装置は、前述した室外ユニット（室外機）１００と負荷ユニット（室内機）２００とを備え、これらが冷媒配管で連結され、主となる冷媒回路（以下、主冷媒回路という）を構成して冷媒を循環させている。冷媒配管のうち、気体の冷媒（ガス冷媒）が流れる配管をガス配管３００とし、液体の冷媒（液冷媒。気液二相冷媒の場合もある）が流れる配管を液配管４００とする。

室外ユニット１００は、本実施の形態においては、圧縮機１０１、油分離器１０２、四方弁１０３、室外側熱交換器１０４、室外側送風機１０５、アキュムレータ（気液分離器）１０６、室外側絞り装置（膨張弁）１０７、冷媒間熱交換器１０８、バイパス絞り装置１０９及び室外側制御装置１１０の各装置（手段）で構成する。

圧縮機１０１は、吸入した冷媒を圧縮して吐出する。ここで、圧縮機１０１は、インバータ装置等を備え、運転周波数を任意に変化させることにより、圧縮機１０１の容量（単位時間あたりの冷媒を送り出す量）を細かく変化させることができるものとする。

油分離器１０２は、冷媒に混じって圧縮機１０１から吐出された潤滑油を分離させるものである。分離された潤滑油は圧縮機１０１に戻される。四方弁１０３は、室外側制御装置１１０からの指示に基づいて冷房運転時と暖房運転時とによって冷媒の流れを切り換える。また、室外側熱交換器１０４は、冷媒と空気（室外の空気）との熱交換を行う。例えば、暖房運転時においては蒸発器として機能し、室外側絞り装置１０７を介して流入した低圧の冷媒と空気との熱交換を行い、冷媒を蒸発させ、気化させる。また、冷房運転時においては凝縮器として機能し、四方弁１０３側から流入した圧縮機１０１において圧縮された冷媒と空気との熱交換を行い、冷媒を凝縮して液化させる。室外側熱交換器１０４には、冷媒と空気との熱交換を効率よく行うため、上述の実施の形態１〜４で説明した送風機となる室外側送風機１０５が設けられている。室外側送風機１０５についても、インバータ装置によりファンモータの運転周波数を任意に変化させてプロペラファン１の回転速度を細かく変化させるようにしてもよい。

冷媒間熱交換器１０８は、冷媒回路の主となる流路を流れる冷媒と、その流路から分岐してバイパス絞り装置１０９（膨張弁）により流量調整された冷媒との間で熱交換を行う。特に冷房運転時において冷媒を過冷却する必要がある場合に、冷媒を過冷却して負荷ユニット２００に供給するものである。バイパス絞り装置１０９を介して流れる液体は、バイパス配管を介してアキュムレータ１０６に戻される。アキュムレータ１０６は例えば液体の余剰冷媒を溜めておく手段である。室外側制御装置１１０は、例えばマイクロコンピュータ等からなる。負荷側制御装置２０４と有線又は無線通信することができ、例えば、冷凍空気調和装置内の各種検知手段（センサ）の検知に係るデータに基づいて、インバータ回路制御による圧縮機１０１の運転周波数制御等、冷凍空気調和装置に係る各手段を制御して冷凍空気調和装置全体の動作制御を行う。

一方、負荷ユニット２００は、負荷側熱交換器２０１、負荷側絞り装置（膨張弁）２０２、負荷側送風機２０３及び負荷側制御装置２０４で構成される。負荷側熱交換器２０１は冷媒と空気との熱交換を行う。例えば、暖房運転時においては凝縮器として機能し、ガス配管３００から流入した冷媒と空気との熱交換を行い、冷媒を凝縮させて液化（又は気液二相化）させ、液配管４００側に流出させる。一方、冷房運転時においては蒸発器として機能し、負荷側絞り装置２０２により低圧状態にされた冷媒と空気との熱交換を行い、冷媒に空気の熱を奪わせて蒸発させて気化させ、ガス配管３００側に流出させる。また、負荷ユニット２００には、熱交換を行う空気の流れを調整するための負荷側送風機２０３が設けられている。特に限定するものではないが、負荷側送風機２０３についても、上述の実施の形態１〜４で説明した送風機で構成してもよい。この負荷側送風機２０３の運転速度は、例えば利用者の設定により決定される。負荷側絞り装置２０２は、開度を変化させることで、負荷側熱交換器２０１内における冷媒の圧力を調整するために設ける。

また、負荷側制御装置２０４もマイクロコンピュータ等からなり、例えば室外側制御装置１１０と有線又は無線通信することができる。室外側制御装置１１０からの指示、居住者等からの指示に基づいて、例えば室内が所定の温度となるように、負荷ユニット２００の各装置（手段）を制御する。また、負荷ユニット２００に設けられた検知手段の検知に係るデータを含む信号を送信する。

以上のように実施の形態５の冷凍空気調和装置では、実施の形態１〜４において説明した送風機である室外側送風機１０５を室外ユニット１００に用いることで、低騒音を実現しつつ、風量を多くすることができ、冷凍空気調和装置（冷凍サイクル装置）の省エネルギー化をはかることができる。

前述した実施の形態では、本発明に係る送風機を冷凍サイクル装置の室外ユニット１００等に搭載する例について説明したが、これに限定するものではない。例えば冷蔵庫、換気扇等にも適用することができる。また、コンピュータ等において空冷等を行う場合に適用することができる。

１プロペラファン、２ベルマウス、３吸込開口部、３ａＲ部、４直管部、５吹出開口部、５ａ斜め部、６リブ、７水平面、１００室外ユニット、１０１圧縮機、１０２油分離器、１０３四方弁、１０４室外側熱交換器、１０５室外側送風機、１０６アキュムレータ、１０７室外側絞り装置、１０８冷媒間熱交換器、１０９バイパス絞り装置、１１０室外側制御装置、２００負荷ユニット、２０１負荷側熱交換器、２０２負荷側絞り装置、２０３負荷側送風機、２０４負荷側制御装置、３００ガス配管、４００液配管。

Claims

回転軸を中心に回転して気体の流れを発生させる複数の羽根を有するプロペラファンと、
該プロペラファンの羽根の回転方向に沿って、前記羽根の外周端より外側に、円筒状の壁面を形成する直管部及び該直管部よりも気体の吸込側において、全周にわたって、終端が前記回転軸と垂直な方向に延びて拡がりを有する湾曲面を形成して前記直管部よりも広く開口する吸込側開口部を構成して、前記気体を整流するベルマウスとを備え、
該ベルマウスは、全周にわたる前記湾曲面における曲率半径を積算した値が、送風機搭載機器の寸法制約による条件の範囲内において最大となるような前記湾曲面とし、
また、前記ベルマウス全周にわたる前記湾曲面の曲率半径における最大値Ｒ _０と前記プロペラファンのファン回転半径Ｄとが、Ｒ _０／Ｄ≧０．１２５の関係を有するような、前記吸込側開口部分の湾曲面を形成した前記ベルマウスと前記プロペラファンとを備えることを特徴とする送風機。
前記ベルマウスは、前記回転軸方向に対して、前記プロペラファンの前記羽根全体を前記壁面で覆うことを特徴とする請求項１に記載の送風機。
前記回転軸と並行な壁面を有する前記ベルマウスの直管部の吹出側の終端部分と、前記プロペラファンの吹出側終端との、前記回転軸方向における位置を略等しくし、
前記ベルマウスは、前記直管部の吹出側終端から略直線状に４５°拡大させる方向に、吹出側開口部の終端部分を有することを特徴とする請求項１又は２に記載の送風機。
前記プロペラファンは、各羽根の外周端の全体又は外周端の両端を除く部分から前記羽根車の回転軸と略並行に前記吸込側に延びるリブを有することを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の送風機。
冷媒を圧縮する圧縮機と、
冷媒と空気との熱交換を行う室外熱交換器と、
該室外側熱交換器に前記空気を通過させるための請求項１〜４のいずれかに記載の送風機とを備える室外ユニットであって、
前記圧縮機、前記室外熱交換器及び前記送風機を収容する筐体の寸法を条件として、前記送風機の吸込側の開口部分に形成された湾曲面を規定することを特徴とする室外ユニット。
熱交換対象と冷媒とを熱交換する複数の負荷側熱交換器及び該負荷側熱交換器に流入させる冷媒の流量を調整するための流量調整手段を有する負荷ユニットと、
請求項５に記載の室外ユニットと
を配管接続して冷媒回路を構成することを特徴とする冷凍サイクル装置。