JPWO2019012578A1 - 空気調和機の室内機 - Google Patents

Abstract

空気調和機の室内機はクロスフローファンを備え、クロスフローファンの羽根車は、回転軸に沿う方向の端部として第１端部及び第２端部をそれぞれ有する複数の翼と、複数の翼のそれぞれの第１端部を支持する支持板と、を有しており、第２端部は、第１端部よりも羽根車の回転方向で前方に配置されており、複数の翼のそれぞれは、回転軸を中心とする半径方向の端部として内周側端部及び外周側端部を有しており、内周側端部の肉厚は、外周側端部の肉厚よりも大きくなっており、複数の翼のそれぞれは、複数の翼のそれぞれの翼弦線の中点を通り翼弦線に垂直な直線よりも内周側端部側に、肉厚が最大となる最大肉厚部を有している。

Description

本発明は、クロスフローファンを備えた空気調和機の室内機に関するものである。

特許文献１には、複数の羽根車が回転中心線方向に積層された貫流ファンが記載されている。複数の羽根車のそれぞれは、支持板と、支持板の主表面上に形成された複数の羽根部と、を備えている。各羽根部における回転中心線に垂直な断面は、付根部から先端部に向かうに従って小さくなっている。また、各羽根部における回転中心線に垂直な断面の中心は、付根部から先端部に向かうに従って、回転方向前方側に向けて変位しており、かつ径方向外方に向けて変位している。

特開２０１０−１０１２２２号公報

特許文献１に記載された貫流ファンの各羽根部は、回転中心線に垂直な断面において、外端部と内端部との間の中心部分の肉厚が概ね最大肉厚となり、中心部分から離れて外端部又は内端部に近づくほど肉厚が小さくなり、外端部及び内端部の肉厚がいずれも最小肉厚となる肉厚分布を有している。貫流ファンの各羽根部がこのような肉厚分布を有していると、空気の流れが翼面から剥離しやすくなるため、貫流ファンの効率が低下してしまう場合があるという課題があった。

本発明は、上述のような課題を解決するためになされたものであり、クロスフローファンの効率を向上できる空気調和機の室内機を提供することを目的とする。

本発明に係る空気調和機の室内機は、吸込口及び吹出口が形成されたケーシングと、前記ケーシングに収容されたクロスフローファンと、を備えた空気調和機の室内機であって、前記クロスフローファンは、前記ケーシング内に形成された風路に配置された羽根車と、前記風路を吸込側風路と吹出側風路とに区画するスタビライザーと、前記羽根車から前記吹出側風路に吹き出された空気を前記吹出口に導くガイドウォールと、を有しており、前記羽根車は、前記羽根車の回転軸を中心とする円周上にそれぞれ配置され、前記回転軸に沿う方向の端部として第１端部及び第２端部をそれぞれ有する複数の翼と、前記複数の翼のそれぞれの前記第１端部を支持する支持板と、を有しており、前記第２端部は、前記第１端部よりも前記羽根車の回転方向で前方に配置されており、前記複数の翼のそれぞれは、前記回転軸を中心とする半径方向の端部として内周側端部及び外周側端部を有しており、前記第２端部の前記回転軸と垂直な断面での断面積は、前記第１端部の前記回転軸と垂直な断面での断面積よりも小さくなっており、前記回転軸と前記第２端部での前記外周側端部との距離は、前記回転軸と前記第１端部での前記外周側端部との距離よりも短くなっており、前記回転軸と前記第２端部での前記内周側端部との距離は、前記回転軸と前記第１端部での前記内周側端部との距離よりも長くなっており、前記回転軸と垂直な断面において、前記内周側端部の肉厚は、前記外周側端部の肉厚よりも大きくなっており、前記回転軸と垂直な断面において、前記複数の翼のそれぞれは、前記複数の翼のそれぞれの翼弦線の中点を通り前記翼弦線に垂直な直線よりも前記内周側端部側に、肉厚が最大となる最大肉厚部を有しているものである。

羽根車の吸込側では、翼の外周側端部から内周側端部に向かって空気が流れる。本発明では、最大肉厚部が翼の内周側に形成されているため、翼の外周側で空気の流れが翼面から剥離しそうになっても、翼間距離が小さくなる翼の最大肉厚部で剥離を抑えることができる。
羽根車の吹出側では、翼の内周側端部から外周側端部に向かって空気が流れる。羽根車の吹出側では、流れの変動によって翼に対する空気の流入角度が羽根車の吸込側よりも変化しやすい。本発明では、前縁となる内周側端部の肉厚が外周側端部の肉厚よりも大きくなっているため、空気の流入角度が変化しても、剥離が生じるのを防ぐことができる。
したがって、本発明に係る空気調和機の室内機によれば、クロスフローファンの効率を向上させることができる。

本発明の実施の形態１に係る空気調和機の室内機１００の構成を示す外観斜視図である。 本発明の実施の形態１に係る空気調和機の室内機１００の内部構造を示す側面図である。 本発明の実施の形態１に係る空気調和機の室内機１００における羽根車８ａ及びモータ１２の構成を示す外観図である。 本発明の実施の形態１に係る空気調和機の室内機１００における羽根車単体８ｄの構成を示す外観斜視図である。 本発明の実施の形態１に係る空気調和機の室内機１００における羽根車単体８ｄの構成を示す側面図である。 図５のＶＩ部を拡大して示す図である。 図３のＶＩＩ−ＶＩＩ断面の一部を示す断面図である。 図３のＶＩＩＩ−ＶＩＩＩ断面の一部を示す断面図である。 図３のＩＸ−ＩＸ断面の一部を示す断面図である。 本発明の実施の形態１に係る空気調和機の室内機１００の羽根車単体８ｄにおいて、第１端部８ｃａ、第２端部８ｃｂ及び中間部８ｃｃの各断面を、中心８ｇｍａ、８ｇｍｂ及び８ｇｍｃが一致し、かつ中心８ｈｍａ、８ｈｍｂ及び８ｈｍｃが一致するように同一平面上で重ね合わせた仮想の状態を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る空気調和機の室内機１００のクロスフローファン８において、翼８ｃの回転変位角度比Ａとモータ入力比との関係を示すグラフである。 本発明の実施の形態１に係る空気調和機の室内機１００のクロスフローファン８において、ｔｍａｘ／Ｌとモータ入力比との関係を示すグラフである。 ０．０４５≦ｔｍａｘ／Ｌ≦０．０８０の関係を満たすクロスフローファン８において、ｔｍａｘ／ｔ２とモータ入力比との関係を示すグラフである。 本発明の実施の形態１に係る空気調和機の室内機１００のクロスフローファン８において、Ｐ／（２×Ｒｔ）とモータ入力比との関係を示すグラフである。

実施の形態１．
本発明の実施の形態１に係る空気調和機の室内機について説明する。図１は、本実施の形態に係る空気調和機の室内機１００の構成を示す外観斜視図である。図２は、本実施の形態に係る空気調和機の室内機１００の内部構造を示す側面図である。図１及び図２では、空調対象空間である部屋１１の壁１１ａに設置される壁掛形の室内機１００を例示しているが、室内機１００は、天井埋込形等の他の形態の室内機であってもよい。また、部屋１１は必ずしも住宅内の居室には限られず、事務室又は倉庫等であってもよい。

図１及び図２に示すように、室内機１００は、内部機器を収容するケーシング１を有している。ケーシング１は、壁１１ａに取り付けられるケーシング本体１ａと、ケーシング本体１ａの前面に設けられて開閉可能な前面パネル１ｂと、を有している。ケーシング本体１ａの天面部１ｃには、吸込グリル２が形成されている。吸込グリル２には、室内空気が室内機１００内に吸い込まれる吸込口として、複数の開口２ａが形成されている。吸込グリル２は、ケーシング本体１ａの天面部１ｃだけでなく前面パネル１ｂにも形成されていてもよい。また、吸込グリル２の形状は特に限定されるものではない。

ケーシング本体１ａの下部には、空調空気が室内に吹き出される吹出口３が形成されている。吹出口３には、空調空気の風向を上下方向で調整する上下風向ベーン４ａと、空調空気の風向を左右方向で調整する左右風向ベーン４ｂと、が設けられている。上下風向ベーン４ａは、左右風向ベーン４ｂの下流側に配置されている。上下風向ベーン４ａの両端に設けられた軸部は、吹出口３を挟んでケーシング本体１ａに設けられた一対の軸受部によって回転自在に支持されている。左右風向ベーン４ｂの上部に設けられた軸部は、後述する上部壁９ｂに設けられた軸受部によって回転自在に支持されている。

ケーシング１の内部の中央部には、吸込グリル２の開口２ａから吹出口３に至る風路が形成されている。この風路には、フィルタ５と、フィルタ５を通過した空気に冷媒の温熱又は冷熱を伝達して空調空気を生成する熱交換器７と、が設けられている。また、風路には、開口２ａから吹出口３に向かう空気の流れを生じさせるクロスフローファン８が設けられている。

フィルタ５は、例えば網目状に形成され、開口２ａから吸い込まれる空気中の塵埃等を除去するものである。フィルタ５は、風路のうち吸込グリル２の下流側であって熱交換器７の上流側に配置されている。

熱交換器７は、並列して配置されたアルミニウム製の複数の板状フィンと複数の板状フィンを貫通する伝熱管とを備えたフィン・アンド・チューブ型熱交換器である。熱交換器７は、圧縮機、室外熱交換器及び絞り装置などと共に冷凍サイクルを構成している。圧縮機、室外熱交換器及び絞り装置は、不図示の室外機に収容されている。熱交換器７は、冷房運転時には蒸発器すなわち吸熱器として機能して空気を冷却し、暖房運転時には凝縮器すなわち放熱器として機能して空気を加熱する。なお、図２では、熱交換器７が羽根車８ａの前面側（図２中の左方）及び背面側（図２中の右方）を取り囲むような形状を有しているが、熱交換器７の形状は特に限定されるものではない。

クロスフローファン８は、風路に配置された羽根車８ａと、羽根車８ａを回転駆動するモータ１２（図１及び図２では図示せず）と、風路を吸込側風路Ｅ１と吹出側風路Ｅ２とに区画するスタビライザー９と、羽根車８ａから吹出側風路Ｅ２に吹き出された空気を吹出口３に導くガイドウォール１０と、を有している。羽根車８ａは、風路のうち熱交換器７の下流側であって吹出口３の上流側に配置されている。羽根車８ａが回転することにより、室内空気が開口２ａから吸い込まれ、空調空気が吹出口３から吹き出される。羽根車８ａは、ＡＳ樹脂等の熱可塑性樹脂で形成されている。羽根車８ａの詳細については、図３〜図１０を用いて後述する。

スタビライザー９は、ケーシング本体１ａの前面側からケーシング１の内部の風路内に突出して形成されている。スタビライザー９の先端には、羽根車８ａに対向する舌部９ａが形成されている。舌部９ａは、羽根車８ａの回転軸Ｏに沿って図２の紙面に直交する方向に延びている。スタビライザー９の下面は、吹出口３の上部壁９ｂを構成している。スタビライザー９の上面には、熱交換器７からの凝縮水を受けるドレンパン９ｃが形成されている。

ガイドウォール１０は、吹出側風路Ｅ２の後壁を構成するものである。ガイドウォール１０は、羽根車８ａから吹出口３にかけて傾斜している渦巻状の斜面を形成している。ガイドウォール１０の下流側部分は、吹出口３を挟んで上部壁９ｂと対向している。

図３は、本実施の形態に係る空気調和機の室内機１００における羽根車８ａ及びモータ１２の構成を示す外観図である。図３では、羽根車８ａ及びモータ１２の正面図と、羽根車８ａの側面図とを併せて示している。図４は、本実施の形態に係る空気調和機の室内機１００における羽根車単体８ｄの構成を示す外観斜視図である。図５は、本実施の形態に係る空気調和機の室内機１００における羽根車単体８ｄの構成を示す側面図である。

図３〜図５に示すように、羽根車８ａは、複数の羽根車単体８ｄが溶着等により回転軸Ｏ方向に連結された構成を有している。複数の羽根車単体８ｄのそれぞれは、複数の翼８ｃと、複数の翼８ｃのそれぞれの一端を支持する支持板８ｂと、を有している。

複数の翼８ｃは、回転軸Ｏを中心とする円周上に所定の間隔で配置され、それぞれ概ね回転軸Ｏに沿って延びている。複数の翼８ｃのそれぞれは、回転軸Ｏに沿う方向の端部として、第１端部８ｃａと第２端部８ｃｂとを有している。第１端部８ｃａは、支持板８ｂの一方の表面の外周部に支持されている。すなわち、羽根車単体８ｄにおいて、複数の翼８ｃのそれぞれは、支持板８ｂの一方の表面の外周部から当該表面に概ね垂直な方向に突出している。羽根車単体８ｄにおいて、第１端部８ｃａは翼８ｃの付け根側の端部となり、第２端部８ｃｂは翼８ｃの先端側の端部となる。

また、複数の翼８ｃのそれぞれは、回転軸Ｏに沿う方向で第１端部８ｃａと第２端部８ｃｂとの間の中間に位置する中間部８ｃｃを有している。隣り合う２つの支持板８ｂの間隔、すなわち、回転軸Ｏに沿う方向での第１端部８ｃａと第２端部８ｃｂとの距離をＰとすると、回転軸Ｏに沿う方向での第１端部８ｃａと中間部８ｃｃとの距離はＰ／２となる。

支持板８ｂは、回転軸Ｏを中心とする円板状の形状を有している。後述する図７〜図９に示すように、支持板８ｂの半径はＲｒである。羽根車８ａにおいて回転軸Ｏ方向の両端部以外に位置する支持板８ｂは、回転軸Ｏを中心とし中心部が開口したリング状の形状を有していてもよい。

羽根車８ａの回転軸Ｏ方向の一方の端部は、モータシャフト１２ａを介してモータ１２に接続されている。当該端部に位置する支持板８ｂには、ファンボス８ｅが設けられている。ファンボス８ｅは、回転軸Ｏに沿って羽根車８ａの内部側に突出して形成されている。ファンボス８ｅは、ねじ等を用いてモータシャフト１２ａに固定されている。

羽根車８ａの回転軸Ｏ方向の他方の端部には、回転軸Ｏを中心とする円板状の形状を有する端板８ｆが設けられている。端板８ｆは、支持板８ｂと同一の半径を有している。端板８ｆには、回転軸Ｏに沿って羽根車８ａの外側に延伸したファンシャフト８ｆａが設けられている。ファンシャフト８ｆａは、ケーシング本体１ａに設けられる軸受部によって回転自在に支持される。

モータ１２に通電されると、モータ１２の駆動力がモータシャフト１２ａを介して羽根車８ａに伝達される。これにより、羽根車８ａは、回転軸Ｏを中心として回転方向ＲＯに回転する。羽根車８ａが回転することにより、吸込グリル２の開口２ａから室内空気が吸い込まれ、吹出口３から空調空気が吹き出される。

次に、翼８ｃの形状についてより詳細に説明する。図６は、図５のＶＩ部を拡大して示す図である。図６に示すように、翼８ｃの第２端部８ｃｂは、羽根車８ａの回転方向ＲＯにおいて、第１端部８ｃａよりも回転変位角度θ２だけ前方に配置されている。これにより、翼８ｃは、回転軸Ｏに対して周方向に角度δだけ傾斜している（図３参照）。つまり、翼８ｃは、いわゆるスキュー型の翼となっている。翼８ｃの中間部８ｃｃは、羽根車８ａの回転方向ＲＯにおいて、第１端部８ｃａよりも回転変位角度θ１（θ１＝θ２／２）だけ前方に配置されている。

翼が回転軸に対して傾斜していない場合、吸込側風路と吹出側風路とを仕切る舌部を通過するタイミングが、翼の回転軸方向の各位置で同時になる。これに対し、本実施の形態では、翼８ｃが回転軸Ｏに対して傾斜しているため、翼８ｃの回転軸Ｏ方向の各位置で舌部９ａを通過するタイミングがずれる。したがって、本実施の形態では、クロスフローファン８の回転音を低減できる。

また、翼８ｃは、回転軸Ｏを中心とする半径方向の端部として、羽根車単体８ｄの内周側に位置する内周側端部８ｈと、羽根車単体８ｄの外周側に位置する外周側端部８ｇと、を有している。回転方向ＲＯ側の翼８ｃの側面である圧力面８ｊは、内周側端部８ｈから外周側端部８ｇに向かうに従って回転方向ＲＯ側に湾曲している。回転方向ＲＯとは逆側の翼８ｃの側面である負圧面８ｋも同様に、内周側端部８ｈから外周側端部８ｇに向かうに従って回転方向ＲＯ側に湾曲している。これにより、翼８ｃは、圧力面８ｊ側が凹となり、かつ負圧面８ｋ側が凸となるように湾曲している。

ここで、回転軸Ｏに垂直な断面において翼８ｃの内周側端部８ｈの中心を８ｈｍとし、隣り合う２つの翼８ｃの中心８ｈｍと回転軸Ｏとをそれぞれ結ぶ２つの線分のなす角度をピッチ角度とする（図５参照）。このとき、ある２つの翼８ｃ間のピッチ角度α１と、ある別の２つの翼８ｃ間のピッチ角度α２とは異なっている（α１≠α２）。すなわち、複数の翼８ｃは、全て均一なピッチ角度を有する等ピッチ翼ではなく、少なくとも２つの異なるピッチ角度を有する不等ピッチ翼である。これにより、各翼８ｃが舌部９ａ又はガイドウォール１０に接近する際の周期的な圧力変動が緩和されるため、ピーク性の回転音であるＮＺ音を抑制でき、静音性の高い空気調和機の室内機１００が得られる。

図７は、図３のＶＩＩ−ＶＩＩ断面の一部を示す断面図である。図８は、図３のＶＩＩＩ−ＶＩＩＩ断面の一部を示す断面図である。図９は、図３のＩＸ−ＩＸ断面の一部を示す断面図である。図７、図８及び図９はそれぞれ、１つの翼８ｃの第１端部８ｃａ、第２端部８ｃｂ及び中間部８ｃｃを回転軸Ｏに垂直な平面で切断した断面を示している。なお、図面が煩雑になるのを防ぐため、図７〜図９では第１端部８ｃａ、第２端部８ｃｂ及び中間部８ｃｃの断面ハッチングを省略している。

図７〜図９に関する説明では、原則として、第１端部８ｃａ、第２端部８ｃｂ及び中間部８ｃｃで共通の構成及び寸法については共通の符号を用いる。ただし、第１端部８ｃａ、第２端部８ｃｂ及び中間部８ｃｃのそれぞれで構成又は寸法を区別するため、共通の符号にそれぞれ「ａ」、「ｂ」及び「ｃ」を付加した個別の符号を用いる場合がある。図７〜図９では、一部の共通の符号に対して、個別の符号を括弧書きで併記している。

図７〜図９に示すように、第２端部８ｃｂにおける回転軸Ｏと垂直な断面での断面積は、第１端部８ｃａにおける回転軸Ｏと垂直な断面での断面積よりも小さくなっている。中間部８ｃｃにおける回転軸Ｏと垂直な断面での断面積は、第２端部８ｃｂの上記断面積よりも大きく、かつ第１端部８ｃａの上記断面積よりも小さくなっている。すなわち、回転軸Ｏと垂直な断面での翼８ｃの断面積は、第１端部８ｃａから第２端部８ｃｂに向かって徐々に減少している。したがって、翼８ｃは、第１端部８ｃａから第２端部８ｃｂに向かって概ね回転軸Ｏ方向に先細りとなる形状を有している。

回転軸Ｏと第２端部８ｃｂでの外周側端部８ｇｂとの距離Ｒｔｂは、回転軸Ｏと第１端部８ｃａでの外周側端部８ｇａとの距離Ｒｔａよりも短くなっている（Ｒｔｂ＜Ｒｔａ）。回転軸Ｏと中間部８ｃｃでの外周側端部８ｇｃとの距離Ｒｔｃは、距離Ｒｔｂよりも長く距離Ｒｔａよりも短くなっている（Ｒｔｂ＜Ｒｔｃ＜Ｒｔａ）。すなわち、回転軸Ｏと外周側端部８ｇとの距離は、第１端部８ｃａから第２端部８ｃｂに向かって徐々に縮小している。ここで、回転軸Ｏと外周側端部８ｇとの距離Ｒｔは、回転軸Ｏに垂直な断面において回転軸Ｏを中心として外周側端部８ｇに接する外接円の半径、と定義される。

回転軸Ｏと第２端部８ｃｂでの内周側端部８ｈｂとの距離Ｒｉｂは、回転軸Ｏと第１端部８ｃａでの内周側端部８ｈａとの距離Ｒｉａよりも長くなっている（Ｒｉｂ＞Ｒｉａ）。回転軸Ｏと中間部８ｃｃでの内周側端部８ｈｃとの距離Ｒｉｃは、距離Ｒｉｂよりも短く距離Ｒｉａよりも長くなっている（Ｒｉｂ＞Ｒｉｃ＞Ｒｉａ）。すなわち、回転軸Ｏと内周側端部８ｈとの距離は、第１端部８ｃａから第２端部８ｃｂに向かって徐々に拡大している。ここで、回転軸Ｏと内周側端部８ｈとの距離Ｒｉは、回転軸Ｏを中心として内周側端部８ｈに接する内接円の半径、と定義される。

ここで、翼弦線Ｌｏ及び翼弦長Ｌについて説明する。翼弦線Ｌｏは、回転軸Ｏに垂直な断面において内周側端部８ｈの輪郭と外周側端部８ｇの輪郭との双方に接する直線、と定義される。翼弦長Ｌは、翼弦線Ｌｏに沿う方向での翼８ｃの長さ、と定義される。すなわち、翼弦長Ｌは、翼弦線Ｌｏと垂直でかつ内周側端部８ｈの輪郭に接する直線と、翼弦線Ｌｏと垂直でかつ外周側端部８ｇの輪郭に接する直線と、の距離に等しい。第２端部８ｃｂの翼弦長Ｌｂは、第１端部８ｃａの翼弦長Ｌａよりも短くなっている（Ｌｂ＜Ｌａ）。中間部８ｃｃの翼弦長Ｌｃは、第２端部８ｃｂの翼弦長Ｌｂよりも長く、かつ第１端部８ｃａの翼弦長Ｌａよりも短くなっている（Ｌｂ＜Ｌｃ＜Ｌａ）。すなわち、翼弦長Ｌは、第１端部８ｃａから第２端部８ｃｂに向かって徐々に縮小している。

図７〜図９に示す各断面において、内周側端部８ｈの輪郭は、中心８ｈｍを中心とした概ね半周分の１つの円弧で構成されている。当該円弧の一端は圧力面８ｊの内周端に接続されており、当該円弧の他端は負圧面８ｋの内周端に接続されている。内周側端部８ｈの肉厚はｔ１である。外周側端部８ｇの輪郭は、中心８ｇｍを中心とした概ね半周分の１つの円弧で構成されている。当該円弧の一端は圧力面８ｊの外周端に接続されており、当該円弧の他端は負圧面８ｋの外周端に接続されている。外周側端部８ｇの肉厚はｔ２である。各断面において、内周側端部８ｈの肉厚ｔ１と外周側端部８ｇの肉厚ｔ２とを比較すると、肉厚ｔ１は肉厚ｔ２よりも大きくなっている（ｔ１＞ｔ２、ｔ１ａ＞ｔ２ａ、ｔ１ｂ＞ｔ２ｂ、ｔ１ｃ＞ｔ２ｃ）。また、翼８ｃが先細り形状を有することから、内周側端部８ｈの肉厚ｔ１は、第１端部８ｃａから第２端部８ｃｂに向かって徐々に小さくなる（ｔ１ａ＞ｔ１ｃ＞ｔ１ｂ）。同様に、外周側端部８ｇの肉厚ｔ２は、第１端部８ｃａから第２端部８ｃｂに向かって徐々に小さくなる（ｔ２ａ＞ｔ２ｃ＞ｔ２ｂ）。

ここで、内周側端部８ｈの肉厚ｔ１は、回転軸Ｏと垂直な断面において、内周側端部８ｈの輪郭線、圧力面８ｊ及び負圧面８ｋに接する内接円の直径、と定義される。外周側端部８ｇの肉厚ｔ２は、回転軸Ｏと垂直な断面において、外周側端部８ｇの輪郭線、圧力面８ｊ及び負圧面８ｋに接する内接円の直径、と定義される。翼８ｃのその他の部分における肉厚は、回転軸Ｏと垂直な断面において圧力面８ｊ及び負圧面８ｋに接する内接円の直径、と定義される。

また、翼８ｃは、図７〜図９に示す各断面において、肉厚（すなわち、圧力面８ｊ及び負圧面８ｋに接する内接円の直径）が最大となる最大肉厚部ＴＭを有している。最大肉厚部ＴＭは、翼弦線Ｌｏの中点Ｌｏ２を通り翼弦線Ｌｏに垂直な直線Ｌｏ３よりも、内周側端部８ｈ側に位置している。また、最大肉厚部ＴＭは、内周側端部８ｈよりも外周側に位置している。図７〜図９に示す各断面において、翼８ｃの肉厚は、最大肉厚部ＴＭから内周側端部８ｈに向かって徐々に小さくなるとともに、最大肉厚部ＴＭから外周側端部８ｇに向かって徐々に小さくなる。第１端部８ｃａでの最大肉厚部ＴＭａの肉厚はｔｍａｘａであり、第２端部８ｃｂでの最大肉厚部ＴＭｂの肉厚はｔｍａｘｂであり、中間部８ｃｃでの最大肉厚部ＴＭｃの肉厚はｔｍａｘｃである。翼８ｃが先細り形状を有することから、最大肉厚部ＴＭの肉厚は、第１端部８ｃａから第２端部８ｃｂに向かって徐々に小さくなる（ｔｍａｘａ＞ｔｍａｘｃ＞ｔｍａｘｂ）。

例えば、第２端部８ｃｂにおいて、内周側端部８ｈｂの肉厚ｔ１ｂは０．６０ｍｍであり、外周側端部８ｇｂの肉厚ｔ２ｂは０．５０ｍｍであり、最大肉厚部ＴＭｂの肉厚ｔｍａｘｂは０．６２ｍｍである。

図７に示す断面において、外周側端部８ｇａ、圧力面８ｊａ及び負圧面８ｋａに接する内接円の中心を８ｇｍａとしたとき、中心８ｇｍａと回転軸Ｏとの距離はＲｇａである。図８に示す断面において、外周側端部８ｇｂ、圧力面８ｊｂ及び負圧面８ｋｂに接する内接円の中心を８ｇｍｂとしたとき、中心８ｇｍｂと回転軸Ｏとの距離はＲｇｂである。図９に示す断面において、外周側端部８ｇｃ、圧力面８ｊｃ及び負圧面８ｋｃに接する内接円の中心を８ｇｍｃとしたとき、中心８ｇｍｃと回転軸Ｏとの距離はＲｇｃである。距離Ｒｇａ、距離Ｒｇｂ及び距離Ｒｇｃは等しくなっている（Ｒｇａ＝Ｒｇｂ＝Ｒｇｃ）。距離Ｒｇａ、距離Ｒｇｂ及び距離Ｒｇｃをまとめて距離Ｒｇという場合がある（Ｒｇａ＝Ｒｇｂ＝Ｒｇｃ＝Ｒｇ）。

図７に示す断面において、内周側端部８ｈａ、圧力面８ｊａ及び負圧面８ｋａに接する内接円の中心を８ｈｍａとしたとき、中心８ｈｍａと回転軸Ｏとの距離はＲｈａである。図８に示す断面において、内周側端部８ｈｂ、圧力面８ｊｂ及び負圧面８ｋｂに接する内接円の中心を８ｈｍｂとしたとき、中心８ｈｍｂと回転軸Ｏとの距離はＲｈｂである。図９に示す断面において、内周側端部８ｈｃ、圧力面８ｊｃ及び負圧面８ｋｃに接する内接円の中心を８ｈｍｃとしたとき、中心８ｈｍｃと回転軸Ｏとの距離はＲｈｃである。距離Ｒｈａ、距離Ｒｈｂ及び距離Ｒｈｃは等しくなっている（Ｒｈａ＝Ｒｈｂ＝Ｒｈｃ）。距離Ｒｈａ、距離Ｒｈｂ及び距離Ｒｈｃをまとめて距離Ｒｈという場合がある（Ｒｈａ＝Ｒｈｂ＝Ｒｈｃ＝Ｒｈ）。また、図７に示す断面における中心８ｈｍａと中心８ｇｍａとの距離と、図８に示す断面における中心８ｈｍｂと中心８ｇｍｂとの距離と、図９に示す断面における中心８ｈｍｃと中心８ｇｍｃとの距離と、は等しくなっている。

図７に示す断面において、最大肉厚部ＴＭａで圧力面８ｊａ及び負圧面８ｋａに接する内接円の中心をＴＭｍａとしたとき、中心ＴＭｍａと回転軸Ｏとの距離はＲｍａである。距離Ｒｍａは、距離Ｒｈａよりも長く距離Ｒｇａよりも短い（Ｒｈａ＜Ｒｍａ＜Ｒｇａ）。図８に示す断面において、最大肉厚部ＴＭｂで圧力面８ｊｂ及び負圧面８ｋｂに接する内接円の中心をＴＭｍｂとしたとき、中心ＴＭｍｂと回転軸Ｏとの距離はＲｍｂである。距離Ｒｍｂは、距離Ｒｈｂよりも長く距離Ｒｇｂよりも短い（Ｒｈｂ＜Ｒｍｂ＜Ｒｇｂ）。図９に示す断面において、最大肉厚部ＴＭｃで圧力面８ｊｃ及び負圧面８ｋｃに接する内接円の中心をＴＭｍｃとしたとき、中心ＴＭｍｃと回転軸Ｏとの距離はＲｍｃである。距離Ｒｍｃは、距離Ｒｈｃよりも長く距離Ｒｇｃよりも短い（Ｒｈｃ＜Ｒｍｃ＜Ｒｇｃ）。距離Ｒｍａ、距離Ｒｍｂ及び距離Ｒｍｃは等しくなっている（Ｒｍａ＝Ｒｍｂ＝Ｒｍｃ）。距離Ｒｍａ、距離Ｒｍｂ及び距離Ｒｍｃをまとめて距離Ｒｍという場合がある（Ｒｍａ＝Ｒｍｂ＝Ｒｍｃ＝Ｒｍ）。また、図７に示す断面における中心８ｈｍａと中心ＴＭｍａとの距離と、図８に示す断面における中心８ｈｍｂと中心ＴＭｍｂとの距離と、図９に示す断面における中心８ｈｍｃと中心ＴＭｍｃとの距離と、は等しくなっている。さらに、図７に示す断面における中心８ｇｍａと中心ＴＭｍａとの距離と、図８に示す断面における中心８ｇｍｂと中心ＴＭｍｂとの距離と、図９に示す断面における中心８ｇｍｃと中心ＴＭｍｃとの距離と、は等しくなっている。

回転軸Ｏと第１端部８ｃａの外周側端部８ｇａとの距離Ｒｔａ、回転軸Ｏと第２端部８ｃｂの外周側端部８ｇｂとの距離Ｒｔｂ、回転軸Ｏと第１端部８ｃａの内周側端部８ｈａとの距離Ｒｉａ、回転軸Ｏと第２端部８ｃｂの内周側端部８ｈｂとの距離Ｒｉｂ、及び、回転軸Ｏに沿う方向での第１端部８ｃａと第２端部８ｃｂとの距離Ｐは、以下の関係を満たしている。
（Ｒｔａ−Ｒｔｂ）／Ｐ＝（Ｒｉｂ−Ｒｉａ）／Ｐ

図１０は、本実施の形態に係る空気調和機の室内機１００の羽根車単体８ｄにおいて、第１端部８ｃａ、第２端部８ｃｂ及び中間部８ｃｃの各断面を、中心８ｇｍａ、８ｇｍｂ及び８ｇｍｃが一致し、かつ中心８ｈｍａ、８ｈｍｂ及び８ｈｍｃが一致するように同一平面上で重ね合わせた仮想の状態を示す図である。図１０は、作図上、図７に示す第１端部８ｃａの断面、図８に示す第２端部８ｃｂの断面、及び図９に示す中間部８ｃｃの断面を、それぞれ回転軸Ｏを中心として相対的に回転させて重ね合わせることによって得られる。図１０では、各断面の最大肉厚部ＴＭの中心ＴＭｍａ、ＴＭｍｂ及びＴＭｍｃも一致している。

図１０に示すように、第１端部８ｃａの断面の輪郭線と第２端部８ｃｂの断面の輪郭線との距離ΔＬｅは、翼８ｃの全周に亘って一定である。また、第１端部８ｃａの断面の輪郭線と中間部８ｃｃの断面の輪郭線との距離ΔＬｅａｃは、翼８ｃの全周に亘って一定であり、中間部８ｃｃの断面の輪郭線と第２端部８ｃｂの断面の輪郭線との距離ΔＬｅｂｃは、翼８ｃの全周に亘って一定である。距離ΔＬｅａｃ及び距離ΔＬｅｂｃは、いずれも距離ΔＬｅの半分に等しい（ΔＬｅａｃ＝ΔＬｅｂｃ＝ΔＬｅ／２）。

各断面における圧力面８ｊは、内周側端部８ｈに隣接した第１直線部８Ｌｊを有している。また、各断面における負圧面８ｋは、内周側端部８ｈに隣接した第２直線部８Ｌｋを有している。

具体的には、図７に示す断面における圧力面８ｊａは、圧力面８ｊａ側が凹となる曲線で構成された第１曲線部８Ｃｊａと、直線で構成された第１直線部８Ｌｊａと、を有している。第１曲線部８Ｃｊａの一端は、外周側端部８ｇａの輪郭を構成する円弧の圧力面側端部に接続されている。第１曲線部８Ｃｊａの他端は、第１直線部８Ｌｊａの一端に接続されている。第１直線部８Ｌｊａの他端は、内周側端部８ｈａの輪郭を構成する円弧の圧力面側端部に接続されている。第１曲線部８Ｃｊａは、半径の異なる２つ以上の円弧で構成された多重円弧曲線である。外周側端部８ｇａ側の円弧の半径Ｒｊａ１は、内周側端部８ｈａ側の円弧の半径Ｒｊａ２よりも大きくなっている。

負圧面８ｋａは、負圧面８ｋａ側が凸となる曲線で構成された第２曲線部８Ｃｋａと、直線で構成された第２直線部８Ｌｋａと、を有している。第２曲線部８Ｃｋａの一端は、外周側端部８ｇａの輪郭を構成する円弧の負圧面側端部に接続されている。第２曲線部８Ｃｋａの他端は、第２直線部８Ｌｋａの一端に接続されている。第２直線部８Ｌｋａの他端は、内周側端部８ｈａの輪郭を構成する円弧の負圧面側端部に接続されている。第２直線部８Ｌｋａは、第１直線部８Ｌｊａと平行になっている。第２曲線部８Ｃｋａは、半径の異なる２つ以上の円弧で構成された多重円弧曲線である。外周側端部８ｇａ側の円弧の半径Ｒｋａ１は、内周側端部８ｈａ側の円弧の半径Ｒｋａ２よりも大きくなっている。

図８に示す断面における圧力面８ｊｂは、圧力面８ｊｂ側が凹となる曲線で構成された第１曲線部８Ｃｊｂと、直線で構成された第１直線部８Ｌｊｂと、を有している。第１曲線部８Ｃｊｂの一端は、外周側端部８ｇｂの輪郭を構成する円弧の圧力面側端部に接続されている。第１曲線部８Ｃｊｂの他端は、第１直線部８Ｌｊｂの一端に接続されている。第１直線部８Ｌｊｂの他端は、内周側端部８ｈｂの輪郭を構成する円弧の圧力面側端部に接続されている。第１曲線部８Ｃｊｂは、半径の異なる２つ以上の円弧で構成された多重円弧曲線である。外周側端部８ｇｂ側の円弧の半径Ｒｊｂ１は、内周側端部８ｈｂ側の円弧の半径Ｒｊｂ２よりも大きくなっている。

負圧面８ｋｂは、負圧面８ｋｂ側が凸となる曲線で構成された第２曲線部８Ｃｋｂと、直線で構成された第２直線部８Ｌｋｂと、を有している。第２曲線部８Ｃｋｂの一端は、外周側端部８ｇｂの輪郭を構成する円弧の負圧面側端部に接続されている。第２曲線部８Ｃｋｂの他端は、第２直線部８Ｌｋｂの一端に接続されている。第２直線部８Ｌｋｂの他端は、内周側端部８ｈｂの輪郭を構成する円弧の負圧面側端部に接続されている。第２直線部８Ｌｋｂは、第１直線部８Ｌｊｂと平行になっている。第２曲線部８Ｃｋｂは、半径の異なる２つ以上の円弧で構成された多重円弧曲線である。外周側端部８ｇｂ側の円弧の半径Ｒｋｂ１は、内周側端部８ｈｂ側の円弧の半径Ｒｋｂ２よりも大きくなっている。

図９に示す断面における圧力面８ｊｃは、圧力面８ｊｃ側が凹となる曲線で構成された第１曲線部８Ｃｊｃと、直線で構成された第１直線部８Ｌｊｃと、を有している。第１曲線部８Ｃｊｃの一端は、外周側端部８ｇｃの輪郭を構成する円弧の圧力面側端部に接続されている。第１曲線部８Ｃｊｃの他端は、第１直線部８Ｌｊｃの一端に接続されている。第１直線部８Ｌｊｃの他端は、内周側端部８ｈｃの輪郭を構成する円弧の圧力面側端部に接続されている。第１曲線部８Ｃｊｃは、半径の異なる２つ以上の円弧で構成された多重円弧曲線である。外周側端部８ｇｃ側の円弧の半径Ｒｊｃ１は、内周側端部８ｈｃ側の円弧の半径Ｒｊｃ２よりも大きくなっている。

負圧面８ｋｃは、負圧面８ｋｃ側が凸となる曲線で構成された第２曲線部８Ｃｋｃと、直線で構成された第２直線部８Ｌｋｃと、を有している。第２曲線部８Ｃｋｃの一端は、外周側端部８ｇｃの輪郭を構成する円弧の負圧面側端部に接続されている。第２曲線部８Ｃｋｃの他端は、第２直線部８Ｌｋｃの一端に接続されている。第２直線部８Ｌｋｃの他端は、内周側端部８ｈｃの輪郭を構成する円弧の負圧面側端部に接続されている。第２直線部８Ｌｋｃは、第１直線部８Ｌｊｃと平行になっている。第２曲線部８Ｃｋｃは、半径の異なる２つ以上の円弧で構成された多重円弧曲線である。外周側端部８ｇｃ側の円弧の半径Ｒｋｃ１は、内周側端部８ｈｃ側の円弧の半径Ｒｋｃ２よりも大きくなっている。

第２直線部８Ｌｋａ、８Ｌｋｂ及び８Ｌｋｃがそれぞれ第１直線部８Ｌｊａ、８Ｌｊｂ及び８Ｌｊｃと平行になっているため、翼８ｃの内周側端部８ｈ側には、平板状の平板部が形成されている。この平板部は、回転軸Ｏに垂直な断面では一定の厚さを有する。

図７〜図９に示す各断面において、翼８ｃは、直線Ｌｏ３よりも内周側端部８ｈ側に、それぞれ最大反り高さｈｓａ、ｈｓｂ及びｈｓｃをとる最大反り部を有している。ここで、最大反り高さは、翼弦線Ｌｏから負圧面８ｋまでの距離のうちの最大値、と定義される。翼弦線Ｌｏに沿う方向での内周側端部８ｈから最大反り部までの距離Ｌｓは、翼弦長Ｌの半分よりも短くなっている（Ｌｓ＜Ｌ／２）。

図１１は、本実施の形態に係る空気調和機の室内機１００のクロスフローファン８において、翼８ｃの回転変位角度比Ａとモータ入力比との関係を示すグラフである。グラフの横軸は翼８ｃの回転変位角度比Ａ［ｄｅｇ／ｍｍ］を表しており、縦軸はクロスフローファン８のモータ入力比（％）を表している。ここで、回転変位角度比Ａは、θ２／Ｐ［ｄｅｇ／ｍｍ］で表される。θ２［ｄｅｇ］は、回転軸Ｏを中心とする第２端部８ｃｂの第１端部８ｃａに対する回転変位角度である（図６参照）。Ｐ［ｍｍ］は、回転軸Ｏに沿う方向での第１端部８ｃａと第２端部８ｃｂとの距離である（図３参照）。

図１１に示すように、翼８ｃの回転変位角度比Ａが０．０２［ｄｅｇ／ｍｍ］≦Ａ≦０．０５［ｄｅｇ／ｍｍ］の関係を満たす場合、それ以外の場合と比較してモータ入力比を低減できることが分かる。

図１２は、本実施の形態に係る空気調和機の室内機１００のクロスフローファン８において、ｔｍａｘ／Ｌとモータ入力比との関係を示すグラフである。グラフの横軸はｔｍａｘ／Ｌを表しており、縦軸はクロスフローファン８のモータ入力比（％）を表している。ここで、ｔｍａｘ［ｍｍ］は、回転軸Ｏに垂直な断面における翼８ｃの最大肉厚部ＴＭの肉厚である（図７〜図９参照）。Ｌ［ｍｍ］は、同断面における翼８ｃの翼弦長である（図７〜図９参照）。

図１２に示すように、モータ入力比を低減できるのは、ｔｍａｘ／Ｌが０．０４５≦ｔｍａｘ／Ｌ≦０．０８０の関係を満たす場合であることが分かる。ただし、ｔｍａｘ／Ｌが０．０４５≦ｔｍａｘ／Ｌ≦０．０８０の関係を満たす場合であっても、モータ入力比の高い低減効果が得られる場合（グラフ中の四角で表す点）と、モータ入力比の高い低減効果が得られない場合（グラフ中の丸で表す点）とがある。

図１３は、０．０４５≦ｔｍａｘ／Ｌ≦０．０８０の関係を満たすクロスフローファン８において、ｔｍａｘ／ｔ２とモータ入力比との関係を示すグラフである。グラフの横軸はｔｍａｘ／ｔ２を表しており、縦軸はクロスフローファン８のモータ入力比（％）を表している。ここで、ｔｍａｘ［ｍｍ］は、回転軸Ｏに垂直な断面における翼８ｃの最大肉厚部ＴＭの肉厚である（図７〜図９参照）。ｔ２［ｍｍ］は、同断面における翼８ｃの外周側端部８ｇの肉厚である（図７〜図９参照）。

図１３に示すように、ｔｍａｘ／ｔ２が１．１≦ｔｍａｘ／ｔ２≦２．０の関係を満たす場合、それ以外の場合と比較してモータ入力比を低減できることが分かる。すなわち、図１２及び図１３によれば、ｔｍａｘ／Ｌが０．０４５≦ｔｍａｘ／Ｌ≦０．０８０の関係を満たし、かつ、ｔｍａｘ／ｔ２が１．１≦ｔｍａｘ／ｔ２≦２．０の関係を満たす場合には、モータ入力比の高い低減効果が得られることが分かる。上記の関係は、第１端部８ｃａの断面及び第２端部８ｃｂの断面の両方で満たされるのが望ましい。

図１４は、本実施の形態に係る空気調和機の室内機１００のクロスフローファン８において、Ｐ／（２×Ｒｔ）とモータ入力比との関係を示すグラフである。グラフの横軸はＰ／（２×Ｒｔ）を表しており、縦軸はクロスフローファン８のモータ入力比（％）を表している。ここで、Ｐ［ｍｍ］は、回転軸Ｏに沿う方向での第１端部８ｃａと第２端部８ｃｂとの距離である（図３参照）。Ｒｔ［ｍｍ］は、回転軸Ｏに垂直な断面において回転軸Ｏと外周側端部８ｇとの距離である（図７〜図９参照）。上述の通り、距離Ｒｔは、回転軸Ｏに垂直な断面において回転軸Ｏを中心として外周側端部８ｇに接する外接円の半径と定義されるため、（２×Ｒｔ）は、回転軸Ｏに垂直な断面において回転軸Ｏを中心として外周側端部８ｇに接する外接円の直径に等しい。

図１４に示すように、Ｐ／（２×Ｒｔ）が０．４５≦Ｐ／（２×Ｒｔ）≦０．８０の関係を満たす場合、それ以外の場合と比較してモータ入力比を低減できることが分かる。上記の関係は、第１端部８ｃａの断面及び第２端部８ｃｂの断面の両方で満たされるのが望ましい。

以上説明したように、本実施の形態に係る空気調和機の室内機１００は、開口２ａ及び吹出口３が形成されたケーシング１と、ケーシング１に収容されたクロスフローファン８と、を備えている。クロスフローファン８は、ケーシング１内に形成された風路に配置された羽根車８ａと、風路を吸込側風路Ｅ１と吹出側風路Ｅ２とに区画するスタビライザー９と、羽根車８ａから吹出側風路Ｅ２に吹き出された空気を吹出口３に導くガイドウォール１０と、を有している。羽根車８ａは、羽根車８ａの回転軸Ｏを中心とする円周上にそれぞれ配置され、回転軸Ｏに沿う方向の端部として第１端部８ｃａ及び第２端部８ｃｂをそれぞれ有する複数の翼８ｃと、複数の翼８ｃのそれぞれの第１端部８ｃａを支持する支持板８ｂと、を有している。第２端部８ｃｂは、第１端部８ｃａよりも羽根車８ａの回転方向ＲＯで前方に配置されている。複数の翼８ｃのそれぞれは、回転軸Ｏを中心とする半径方向の端部として内周側端部８ｈ及び外周側端部８ｇを有している。第２端部８ｃｂの回転軸Ｏと垂直な断面での断面積は、第１端部８ｃａの回転軸Ｏと垂直な断面での断面積よりも小さくなっている。回転軸Ｏと第２端部８ｃｂでの外周側端部８ｇとの距離Ｒｔｂは、回転軸Ｏと第１端部８ｃａでの外周側端部８ｇとの距離Ｒｔａよりも短くなっている。回転軸Ｏと第２端部８ｃｂでの内周側端部８ｈとの距離Ｒｉｂは、回転軸Ｏと第１端部８ｃａでの内周側端部８ｈとの距離Ｒｉａよりも長くなっている。回転軸Ｏと垂直な断面において、内周側端部８ｈの肉厚ｔ１は、外周側端部８ｇの肉厚ｔ２よりも大きくなっている。回転軸Ｏと垂直な断面において、複数の翼８ｃのそれぞれは、複数の翼８ｃのそれぞれの翼弦線Ｌｏの中点Ｌｏ２を通り翼弦線Ｌｏに垂直な直線Ｌｏ３よりも内周側端部８ｈ側に、肉厚が最大となる最大肉厚部ＴＭを有している。ここで、開口２ａは吸込口の一例である。

翼８ｃの外周側端部８ｇとスタビライザー９の舌部９ａとの間の最小隙間をファンギャップＧ１とし、翼８ｃの外周側端部８ｇとガイドウォール１０との間の最小隙間をファンギャップＧ２とする（図２参照）。本実施の形態では、ファンギャップＧ１及びＧ２はいずれも、翼８ｃの第１端部８ｃａから第２端部８ｃｂに向かって徐々に拡大している。第１端部８ｃａでは、ファンギャップＧ１及びＧ２が相対的に狭いため、吸込側風路Ｅ１から吹出側風路Ｅ２で空気の流れが急激に変動する。しかしながら、本実施の形態では、第１端部８ｃａが第２端部８ｃｂと比較して相対的に厚肉となるため、空気の流れの変動による角度変化が生じても、剥離が生じにくくなる。一方、第２端部８ｃｂでは、ファンギャップＧ１及びＧ２が相対的に広くなる。このため、第２端部８ｃｂは相対的に薄肉となるものの、第２端部８ｃｂでは、吸込側風路Ｅ１から吹出側風路Ｅ２での空気の流れの変動が相対的に小さくなるため、剥離が生じにくくなる。したがって、本実施の形態によれば、剥離による渦の生成を抑制することができるため、隣り合う翼８ｃ間を空気が通過する際の有効通過面積を拡大することができ、クロスフローファン８の効率を向上させることができる。

隣り合う翼８ｃ間の翼間距離は、厚肉である第１端部８ｃａ側の方が、薄肉である第２端部８ｃｂ側よりも小さい。第１端部８ｃａの翼弦長Ｌａは、第２端部８ｃｂの翼弦長Ｌｂよりも長い。これにより、翼間距離は、第１端部８ｃａから第２端部８ｃｂに向かって徐々に大きくなる。また、翼間通過風速は、第１端部８ｃａから第２端部８ｃｂに向かって徐々に遅くなる。このため、第１端部８ｃａから第２端部８ｃｂに向かう方向で、圧力勾配を生成することができる。したがって、本実施の形態によれば、第１端部８ｃａ側で空気の流れが不安定になりかけたとしても圧力勾配によって流れが抑えられるため、流れの安定を維持できる。

羽根車８ａの吸込側では、翼８ｃの外周側端部８ｇから内周側端部８ｈに向かって空気が流れる。本実施の形態では、最大肉厚部ＴＭが翼８ｃの内周側に形成されているため、翼８ｃの外周側で空気の流れが翼面から剥離しそうになっても、翼間距離が小さくなる翼８ｃの最大肉厚部ＴＭで剥離を抑えることができる。一方、羽根車８ａの吹出側では、翼８ｃの内周側端部８ｈから外周側端部８ｇに向かって空気が流れる。羽根車８ａの吹出側では、流れの変動によって翼８ｃに対する空気の流入角度が羽根車８ａの吸込側よりも変化しやすい。本実施の形態では、前縁となる内周側端部８ｈの肉厚ｔ１が外周側端部８ｇの肉厚ｔ２よりも大きくなっているため、空気の流入角度が変化しても、剥離が生じるのを抑えることができる。したがって、本実施の形態によれば、剥離による渦の生成を抑制することができるため、隣り合う翼８ｃ間での有効通過面積を拡大することができ、クロスフローファン８の効率を向上させることができる。

また、本実施の形態では、翼８ｃの内周側端部８ｈが相対的に厚肉であり、かつ翼８ｃが回転軸Ｏに対して傾斜している。このため、羽根車８ａの吹出側において、空気の流れと翼８ｃの翼面との角度差により翼面の一部領域で流れが剥離しそうになったとしても、その流れと、ずれたタイミングで当該一部領域に流入してくる別の流れとが混合されることによって剥離が抑制される。したがって、クロスフローファン８の回転音を低減することができる。また、隣り合う翼８ｃ間での有効通過面積を拡大することができるため、クロスフローファン８の効率を向上させることができる。

さらに、本実施の形態では翼８ｃが回転軸Ｏに対して傾斜しているため、羽根車８ａの吸込側において舌部９ａ通過後の外周側端部８ｇで流れの剥離が生じたとしても、剥離によって生成された渦の一部は、翼８ｃの傾斜に従って下流側すなわち第１端部８ｃａ側に移行する。これにより、渦の形状を翼８ｃの翼面に沿って偏平化することができるため、翼面上での渦の厚さを薄くできる。したがって、隣り合う翼８ｃ間での有効通過面積を拡大することができるため、クロスフローファン８の効率を向上させることができる。

以上のように、本実施の形態によれば、クロスフローファン８の効率を向上させることができるとともにクロスフローファン８の回転音を低減できる。したがって、省エネルギー性に優れかつ高品質な空気調和機の室内機１００が得られる。

また、本実施の形態に係る空気調和機の室内機１００において、第１端部８ｃａにおける回転軸Ｏと垂直な断面を複数の翼８ｃのそれぞれの第１断面とし、第２端部８ｃｂにおける回転軸Ｏと垂直な断面を複数の翼８ｃのそれぞれの第２断面とする。第１断面において、外周側端部８ｇａ、圧力面８ｊａ及び負圧面８ｋａに接する内接円を第１内接円とし、第２断面において、外周側端部８ｇｂ、圧力面８ｊｂ及び負圧面８ｋｂに接する内接円を第２内接円とする。第１断面において、内周側端部８ｈａ、圧力面８ｊａ及び負圧面８ｋａに接する内接円を第３内接円とし、第２断面において、内周側端部８ｈｂ、圧力面８ｊｂ及び負圧面８ｋｂに接する内接円を第４内接円とする。このとき、回転軸Ｏと第１内接円の中心８ｇｍａとの距離Ｒｇａと、回転軸Ｏと第２内接円の中心８ｇｍｂとの距離Ｒｇｂとは等しい。また、回転軸Ｏと第３内接円の中心８ｈｍａとの距離Ｒｈａと、回転軸Ｏと第４内接円の中心８ｈｍｂとの距離Ｒｈｂとは等しい。

この構成によれば、翼８ｃの形状に大きな歪みが存在しないため、回転軸Ｏに垂直な各断面間での流れの差異が小さくなる。したがって、翼８ｃの回転軸Ｏ方向の各位置において部分的な剥離又は乱れが生じにくくなるため、クロスフローファン８の効率を向上させることができる。

特許文献１に記載のクロスフローファンでは、翼の断面中心が付け根部から先端部に向かって羽根車の径方向外側に変位している。このようなクロスフローファンでは、翼の先端部にかかる遠心力は、翼の付け根部にかかる遠心力と比較して大きくなる。これにより、負荷変動によって翼の変形が生じやすくなるため、クロスフローファンの騒音が増大するとともに効率が低下してしまう場合があった。これに対し、本実施の形態では、回転軸Ｏと外周側端部８ｇの中心８ｇｍとの距離、及び回転軸Ｏと内周側端部８ｈの中心８ｈｍとの距離がいずれも、第１端部８ｃａと第２端部８ｃｂとの間で一定となっている。したがって、負荷変動による翼８ｃの変形を抑制できるため、クロスフローファン８の低騒音化及び高効率化を実現できる。

また、本実施の形態に係る空気調和機の室内機１００において、第１断面の最大肉厚部ＴＭａで圧力面８ｊａ及び負圧面８ｋａに接する内接円を第５内接円とし、第２断面の最大肉厚部ＴＭｂで圧力面８ｊｂ及び負圧面８ｋｂに接する内接円を第６内接円とする。このとき、回転軸Ｏと第５内接円の中心ＴＭｍａとの距離Ｒｍａと、回転軸Ｏと第６内接円の中心ＴＭｍｂとの距離Ｒｍｂとは等しい。

この構成によれば、複数の羽根車単体８ｄを回転軸Ｏ方向に連結する際に翼８ｃのねじれが生じにくくなるため、羽根車８ａの組立作業性が向上する。

また、本実施の形態に係る空気調和機の室内機１００において、第１内接円の中心８ｇｍａと第２内接円の中心８ｇｍｂとが一致し、かつ第３内接円の中心８ｈｍａと第４内接円の中心８ｈｍｂとが一致するように第１断面と第２断面とを同一平面上で重ね合わせたとき、第１断面の輪郭線と第２断面の輪郭線との距離ΔＬｅは、複数の翼のそれぞれの全周で一定である。

また、本実施の形態に係る空気調和機の室内機１００において、回転軸Ｏと第１端部８ｃａでの外周側端部８ｇａとの距離をＲｔａとし、回転軸Ｏと第２端部８ｃｂでの外周側端部８ｇｂとの距離をＲｔｂとし、回転軸Ｏと第１端部８ｃａでの内周側端部８ｈａとの距離をＲｉａとし、回転軸Ｏと第２端部８ｃｂでの内周側端部８ｈｂとの距離をＲｉｂとし、回転軸Ｏに沿う方向での第１端部８ｃａと第２端部８ｃｂとの距離をＰとしたとき、
（Ｒｔａ−Ｒｔｂ）／Ｐ＝（Ｒｉｂ−Ｒｉａ）／Ｐ
の関係が満たされる。

これらの構成によれば、距離ΔＬｅを翼８ｃの全周で一定にすることができるとともに、回転軸Ｏと外周側端部８ｇとの距離の回転軸Ｏ方向での変化率と、回転軸Ｏと内周側端部８ｈとの距離の回転軸Ｏ方向での変化率とをそれぞれ一定にすることができる。したがって、翼８ｃの回転軸Ｏ方向の各位置において流れが不安定にならず、剥離又は乱れが生じにくくなるため、クロスフローファン８の効率を向上させることができる。これにより、省エネルギー性に優れた空気調和機の室内機１００が得られる。

また、本実施の形態に係る空気調和機の室内機１００において、回転軸Ｏを中心とする第２端部８ｃｂの第１端部８ｃａに対する回転変位角度をθ２［ｄｅｇ］とし、回転軸Ｏに沿う方向での第１端部８ｃａと第２端部８ｃｂとの距離をＰ［ｍｍ］としたとき、
０．０２［ｄｅｇ／ｍｍ］≦θ２／Ｐ≦０．０５［ｄｅｇ／ｍｍ］
の関係が満たされる。

θ２／Ｐが小さすぎると、スキュー型の翼としての効果が小さくなる。一方、θ２／Ｐが大きすぎると、翼８ｃのそれぞれにおいて、回転方向で前方に位置する第２端部８ｃｂから後方に位置する第１端部８ｃａに向かって、翼８ｃの前縁を伝う流れが生じる。これにより、第１端部８ｃａ側に流れが集中し、回転軸Ｏに沿う方向で風速分布ができてしまうため、騒音の悪化及び剥離が生じてしまう。

θ２／Ｐが上記の関係を満たしていれば、吹出方向が回転軸Ｏにほぼ直交する方向になる。このため、負荷変動が生じても、室内機１００の吹出口３における回転軸Ｏ方向の端部で風速が局所的に遅くなるような風速分布が形成されにくくなる。したがって、負荷変動による送風特性の変動を抑えられるため、クロスフローファン８の騒音を低減できるとともに、クロスフローファン８の効率を向上させることができる。したがって、品質が高く省エネルギー性に優れた空気調和機の室内機１００が得られる。

また、本実施の形態に係る空気調和機の室内機１００では、回転軸Ｏに垂直な断面において、複数の翼８ｃのそれぞれの翼弦長をＬとし、外周側端部８ｇの肉厚をｔ２とし、最大肉厚部ＴＭの肉厚をｔｍａｘとしたとき、
０．０４５≦ｔｍａｘ／Ｌ≦０．０８０、かつ
１．１≦ｔｍａｘ／ｔ２≦２．０
の関係が満たされる。

０．０４５≦ｔｍａｘ／Ｌ≦０．０８０の関係を満たすような薄肉の翼８ｃにおいて、ｔｍａｘ／ｔ２が１．１よりも小さい場合には、外周側端部８ｇから最大肉厚部ＴＭまでの間で翼間距離の変化が小さくなる。これにより、空気の流れに一旦剥離が生じてしまうと再付着しにくくなってしまう。一方、ｔｍａｘ／ｔ２が２．０よりも大きい場合には、外周側端部８ｇから最大肉厚部ＴＭまでの間で翼間距離の変化が大きくなる。これにより、最大肉厚部ＴＭでの翼間の流路幅が狭くなるため、摩擦損失が増大してしまう。０．０４５≦ｔｍａｘ／Ｌ≦０．０８０の関係を満たすような薄肉の翼８ｃにおいて、ｔｍａｘ／ｔ２が上記の関係を満たしていれば、剥離を抑制しつつ摩擦損失を低減できるため、クロスフローファン８の効率を向上させることができる。したがって、省エネルギー性に優れた空気調和機の室内機１００が得られる。

また、本実施の形態に係る空気調和機の室内機１００では、回転軸Ｏに垂直な断面において、複数の翼８ｃのそれぞれの圧力面８ｊは、圧力面８ｊ側が凹となる第１曲線部（例えば、第１曲線部８Ｃｊａ、８Ｃｊｂ又は８Ｃｊｃ）と、一端が第１曲線部に接続され他端が内周側端部８ｈに接続された第１直線部（例えば、第１直線部８Ｌｊａ、８Ｌｊｂ又は８Ｌｊｃ）と、を有している。回転軸Ｏに垂直な断面において、複数の翼８ｃのそれぞれの負圧面８ｋは、負圧面８ｋ側が凸となる第２曲線部（例えば、第２曲線部８Ｃｋａ、８Ｃｋｂ又は８Ｃｋｃ）と、一端が第２曲線部に接続され他端が内周側端部８ｈに接続された第２直線部（例えば、第２直線部８Ｌｋａ、８Ｌｋｂ又は８Ｌｋｃ）と、を有している。

この構成によれば、羽根車８ａの吸込側では、上流側の第１曲線部又は第２曲線部で剥離しそうになった流れを下流側の第１直線部又は第２直線部で再付着させることができる。したがって、局所的な剥離による流体異常音を抑制できる。これにより、流体異常音が抑制された高品質な空気調和機の室内機が得られる。

また、本実施の形態に係る空気調和機の室内機１００において、回転軸Ｏと第１端部８ｃａでの外周側端部８ｇとの距離をＲｔａとし、回転軸Ｏに沿う方向での第１端部８ｃａと第２端部８ｃｂとの距離をＰとしたとき、
０．４５≦Ｐ／（２×Ｒｔａ）≦０．８０
の関係が満たされる。

この構成によれば、支持板８ｂが適切な間隔で配置されるため、羽根車８ａの吸込側における翼８ｃの第２端部８ｃｂで剥離が生じたとしても、支持板８ｂによって流れの不安定化を抑制することができる。これにより、フィルタ５に塵埃が堆積しても空気の流れが失速しにくく、かつ低負荷時の効率が高いクロスフローファン８が得られる。

また、薄肉の翼８ｃを備えた羽根車８ａにおいて支持板８ｂ間の間隔が広すぎると、羽根車８ａを組み立てる際に翼８ｃが変形してしまい、クロスフローファン８の効率が低下してしまう場合がある。これに対し、上記構成によれば、翼８ｃの変形による送風特性の変化を防ぐことができるため、高品質な空気調和機の室内機１００が得られる。

また、本実施の形態に係る空気調和機の室内機１００では、回転軸Ｏに垂直な断面において、複数の翼８ｃのそれぞれの圧力面８ｊは、半径の異なる複数の円弧を有している。さらに、回転軸Ｏに垂直な断面において、複数の翼８ｃのそれぞれの負圧面８ｋは、半径の異なる複数の円弧を有している。

負圧面８ｋが半径の異なる複数の円弧を有することにより、負圧面８ｋの一部で流れが剥離しかけたとしても、半径の異なる別の円弧部分で流れを再付着させることができるため、クロスフローファン８の損失を低減できる。また、圧力面８ｊが半径の異なる複数の円弧を有することにより、圧力面８ｊ側で圧力を徐々に上昇させることができるため、摩擦損失を低減できる。これにより、クロスフローファン８の効率を高めつつ翼８ｃを薄肉化できるため、羽根車８ａを軽量化できる。したがって、省エネルギー性に優れかつ軽量な空気調和機の室内機１００が得られる。

１ ケーシング、１ａ ケーシング本体、１ｂ 前面パネル、１ｃ 天面部、２ 吸込グリル、２ａ 開口、３ 吹出口、４ａ 上下風向ベーン、４ｂ 左右風向ベーン、５ フィルタ、７ 熱交換器、８ クロスフローファン、８ａ 羽根車、８ｂ 支持板、８ｃ 翼、８ｃａ 第１端部、８ｃｂ 第２端部、８ｃｃ 中間部、８ｄ 羽根車単体、８ｅ ファンボス、８ｆ 端板、８ｆａ ファンシャフト、８ｇ 外周側端部、８ｇｍ 中心、８ｈ 内周側端部、８ｈｍ 中心、８ｊ 圧力面、８ｋ 負圧面、８Ｌｊ 第１直線部、８Ｌｋ 第２直線部、９ スタビライザー、９ａ 舌部、９ｂ 上部壁、９ｃ ドレンパン、１０ ガイドウォール、１１ 部屋、１１ａ 壁、１２ モータ、１２ａ モータシャフト、１００ 室内機、Ａ 回転変位角度比、Ｅ１ 吸込側風路、Ｅ２ 吹出側風路、Ｇ１、Ｇ２ ファンギャップ、Ｌ 翼弦長、Ｌｏ 翼弦線、Ｌｏ２ 中点、Ｌｏ３ 直線、Ｏ 回転軸、Ｐ、Ｒｇ、Ｒｈ、Ｒｉ、Ｒｍ、Ｒｔ 距離、ＲＯ 回転方向、ｔ１、ｔ２、ｔｍａｘ 肉厚、ＴＭ 最大肉厚部、ＴＭｍ 中心、ΔＬｅ、ΔＬｅａｃ、ΔＬｅｂｃ 距離、α１、α２ ピッチ角度、δ 角度、θ１、θ２ 回転変位角度。

Claims (10)

1. 吸込口及び吹出口が形成されたケーシングと、
   前記ケーシングに収容されたクロスフローファンと、を備えた空気調和機の室内機であって、
   前記クロスフローファンは、
   前記ケーシング内に形成された風路に配置された羽根車と、
   前記風路を吸込側風路と吹出側風路とに区画するスタビライザーと、
   前記羽根車から前記吹出側風路に吹き出された空気を前記吹出口に導くガイドウォールと、
   を有しており、
   前記羽根車は、
   前記羽根車の回転軸を中心とする円周上にそれぞれ配置され、前記回転軸に沿う方向の端部として第１端部及び第２端部をそれぞれ有する複数の翼と、
   前記複数の翼のそれぞれの前記第１端部を支持する支持板と、
   を有しており、
   前記第２端部は、前記第１端部よりも前記羽根車の回転方向で前方に配置されており、
   前記複数の翼のそれぞれは、前記回転軸を中心とする半径方向の端部として内周側端部及び外周側端部を有しており、
   前記第２端部の前記回転軸と垂直な断面での断面積は、前記第１端部の前記回転軸と垂直な断面での断面積よりも小さくなっており、
   前記回転軸と前記第２端部での前記外周側端部との距離は、前記回転軸と前記第１端部での前記外周側端部との距離よりも短くなっており、
   前記回転軸と前記第２端部での前記内周側端部との距離は、前記回転軸と前記第１端部での前記内周側端部との距離よりも長くなっており、
   前記回転軸と垂直な断面において、前記内周側端部の肉厚は、前記外周側端部の肉厚よりも大きくなっており、
   前記回転軸と垂直な断面において、前記複数の翼のそれぞれは、前記複数の翼のそれぞれの翼弦線の中点を通り前記翼弦線に垂直な直線よりも前記内周側端部側に、肉厚が最大となる最大肉厚部を有している空気調和機の室内機。
2. 前記第１端部における前記回転軸と垂直な断面を前記複数の翼のそれぞれの第１断面とし、
   前記第２端部における前記回転軸と垂直な断面を前記複数の翼のそれぞれの第２断面とし、
   前記第１断面において、前記外周側端部、前記複数の翼のそれぞれの圧力面及び前記複数の翼のそれぞれの負圧面に接する内接円を第１内接円とし、
   前記第２断面において、前記外周側端部、前記圧力面及び前記負圧面に接する内接円を第２内接円とし、
   前記第１断面において、前記内周側端部、前記圧力面及び前記負圧面に接する内接円を第３内接円とし、
   前記第２断面において、前記内周側端部、前記圧力面及び前記負圧面に接する内接円を第４内接円としたとき、
   前記回転軸と前記第１内接円の中心との距離と、前記回転軸と前記第２内接円の中心との距離とは等しく、
   前記回転軸と前記第３内接円の中心との距離と、前記回転軸と前記第４内接円の中心との距離とは等しい請求項１に記載の空気調和機の室内機。
3. 前記第１断面の前記最大肉厚部で前記圧力面及び前記負圧面に接する内接円を第５内接円とし、
   前記第２断面の前記最大肉厚部で前記圧力面及び前記負圧面に接する内接円を第６内接円としたとき、
   前記回転軸と前記第５内接円の中心との距離と、前記回転軸と前記第６内接円の中心との距離とは等しい請求項２に記載の空気調和機の室内機。
4. 前記第１内接円の中心と前記第２内接円の中心とが一致し、かつ前記第３内接円の中心と前記第４内接円の中心とが一致するように前記第１断面と前記第２断面とを同一平面上で重ね合わせたとき、
   前記第１断面の輪郭線と前記第２断面の輪郭線との距離は、前記複数の翼のそれぞれの全周で一定である請求項２又は請求項３に記載の空気調和機の室内機。
5. 前記回転軸と前記第１端部での前記外周側端部との距離をＲｔａとし、
   前記回転軸と前記第２端部での前記外周側端部との距離をＲｔｂとし、
   前記回転軸と前記第１端部での前記内周側端部との距離をＲｉａとし、
   前記回転軸と前記第２端部での前記内周側端部との距離をＲｉｂとし、
   前記回転軸に沿う方向での前記第１端部と前記第２端部との距離をＰとしたとき、
   （Ｒｔａ−Ｒｔｂ）／Ｐ＝（Ｒｉｂ−Ｒｉａ）／Ｐ
   の関係が満たされる請求項１〜請求項４のいずれか一項に記載の空気調和機の室内機。
6. 前記回転軸を中心とする前記第２端部の前記第１端部に対する回転変位角度をθ２［ｄｅｇ］とし、
   前記回転軸に沿う方向での前記第１端部と前記第２端部との距離をＰ［ｍｍ］としたとき、
   ０．０２［ｄｅｇ／ｍｍ］≦θ２／Ｐ≦０．０５［ｄｅｇ／ｍｍ］
   の関係が満たされる請求項１〜請求項５のいずれか一項に記載の空気調和機の室内機。
7. 前記回転軸に垂直な断面において、前記複数の翼のそれぞれの翼弦長をＬとし、前記外周側端部の肉厚をｔ２とし、前記最大肉厚部の肉厚をｔｍａｘとしたとき、
   ０．０４５≦ｔｍａｘ／Ｌ≦０．０８０、かつ
   １．１≦ｔｍａｘ／ｔ２≦２．０
   の関係が満たされる請求項１〜請求項６のいずれか一項に記載の空気調和機の室内機。
8. 前記回転軸に垂直な断面において、前記複数の翼のそれぞれの圧力面は、前記圧力面側が凹となる第１曲線部と、一端が前記第１曲線部に接続され他端が前記内周側端部に接続された第１直線部と、を有しており、
   前記回転軸に垂直な断面において、前記複数の翼のそれぞれの負圧面は、前記負圧面側が凸となる第２曲線部と、一端が前記第２曲線部に接続され他端が前記内周側端部に接続された第２直線部と、を有している請求項１〜請求項７のいずれか一項に記載の空気調和機の室内機。
9. 前記回転軸と前記第１端部での前記外周側端部との距離をＲｔａとし、
   前記回転軸に沿う方向での前記第１端部と前記第２端部との距離をＰとしたとき、
   ０．４５≦Ｐ／（２×Ｒｔａ）≦０．８０
   の関係が満たされる請求項１〜請求項８のいずれか一項に記載の空気調和機の室内機。
10. 前記回転軸に垂直な断面において、前記複数の翼のそれぞれの圧力面は、半径の異なる複数の円弧を有しており、
    前記回転軸に垂直な断面において、前記複数の翼のそれぞれの負圧面は、半径の異なる複数の円弧を有している請求項１〜請求項９のいずれか一項に記載の空気調和機の室内機。

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