WO2012035577A1

WO2012035577A1 - 室外ユニットの送風機、室外ユニット及び冷凍サイクル装置

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Publication number: WO2012035577A1
Application number: PCT/JP2010/005596
Authority: WO
Inventors: 宏樹岡澤
Original assignee: 三菱電機株式会社
Priority date: 2010-09-14
Filing date: 2010-09-14
Publication date: 2012-03-22
Also published as: HK1180758A1; JP5611360B2; EP2618066A1; EP2618066A4; EP2618066B1; JPWO2012035577A1; US20130125579A1; CN103097821B; CN103097821A

Abstract

　騒音、電力増加を抑制する送風機を有する冷凍サイクル装置の室外ユニット等を得る。鉛直方向に沿った回転軸を中心に回転するプロペラファン１と、プロペラファン１の羽根の回転方向に沿って、羽根の外周端より外側に壁面を形成し、気体を整流するためのベルマウス２とを備え、ベルマウス２は、吹出側の風路が拡大するように形成された、斜面となる壁面を有し、斜面の吸込側及び吹出側の終端間における回転軸方向の長さＨとプロペラファン１のファン径ＤとがＨ／Ｄ≧０．０４となる関係、斜面の両終端を結ぶ直線が回転軸となす角度θが０＜θ≦６０°となる関係、及び、吸込側の開口部分から斜面の吸込側終端部分までの回転軸方向における長さＬと　回転軸方向におけるプロペラファン１の羽根の長さＬ₀とがＬ／Ｌ₀≧０．５となる関係を条件として満たす形状である。

Description

室外ユニットの送風機、室外ユニット及び冷凍サイクル装置

　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を有する室外ユニット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。

　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、空気の吹き出し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（例えば特許文献１、２参照）。

特許３０８７８７６号公報特許３１９９９３１号公報

　例えば、上記のような送風機において、単に開口部分を拡げるだけでは、騒音となる音が大きくなり、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。

　そこで、本発明の目的は、さらに騒音、電力増加を抑制する送風機を有する冷凍サイクル装置の室外ユニット等を得ることにある。

　本発明に係る室外ユニットの送風機は、重力方向に沿うような回転軸を中心に回転し、重力方向と逆方向の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環状の壁面を形成し、気体を整流するためのベルマウスとを備え、ベルマウスは、吹出側の風路が拡大するように形成された、斜面となる壁面を有し、斜面の吸込側及び吹出側の終端間における回転軸方向の長さＨとプロペラファンのファン径ＤとがＨ／Ｄ≧０．０４となる関係、斜面の両終端を結ぶ直線が回転軸となす角度θが０＜θ≦６０°となる関係、及び、吸込側の開口部分から斜面の吸込側終端部分までの回転軸方向における長さＬと　回転軸方向におけるプロペラファンの羽根の長さＬ₀とがＬ／Ｌ₀≧０．５となる関係を条件として満たす形状である。

　本発明に係わる室外ユニットの送風機では、吹出側の風路が拡大するように形成された斜面を有し、さらにＬ／Ｌ₀≧０．５、０＜θ≦６０°、Ｈ／Ｄ≧０．０４の関係を満たす形状で、プロペラファンに対してベルマウスを形成した室外ユニットの送風機を構成するようにしたので、ファン径を大きくせずに、開放側における静圧と風量との関係を、サージング領域における静圧と風量の関係に近づけることができ、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Ｋ_s－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Ｋ_s－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の寸法パラメータの一例を表す図である。寸法パラメータにおけるＰ－Ｑ特性を示す図である。Ｌ／Ｌ₀を変化させたときのＰ－Ｑ特性を示す図である。風量Ｑ₂時の比騒音Ｋ_sとＬ／Ｌ₀の値との関係を表す図である。斜め部角度θを変化させたときの、Ｐ－Ｑ特性を示す図である。風量Ｑ₂のファン効率η、比騒音Ｋ_sと角度θの関係を表す図である。Ｈ／Ｄの値を変化させたときのＰ－Ｑ特性を表す図である。風量Ｑ₂のときの、静圧ＰとＨ／Ｄの値との関係を示す図である。風量Ｑ₂のファン効率η、比騒音Ｋ_sと角度θの関係を表す図である。ベルマウス２の別の形状を表す斜視図である。斜め部５ａの別形状例を表す図である。上吹きタイプの室外ユニットの構成を表す図である。横吹きタイプの室外ユニットの構成を表す図である。横吹きタイプのベルマウスの分解斜視図である。ベルマウス２の形状と空気の流れとの関係を表す図である。実施の形態２に係るベルマウス２の形状と空気の流れを表す図である。ベルマウス２及びファンガード１０の関係を表す図である。ファン入力、騒音と角度αとの関係を示す図である。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。ベルマウス２の吸込開口部３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。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。本実施の形態の送風機は、例えば空気調和装置等の冷凍サイクル装置の室外ユニットに搭載するものである。

　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。また、回転軸がほぼ重力方向（鉛直方向。以下、送風機の高さ方向という場合もある）に沿うようにし、重力方向と逆方向に空気を吹き出す、上吹きの送風機となるように、室外ユニットにおいてプロペラファン１（送風機）を配置する。

　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の回転によってできる空気の流れについて整流をはかる。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。本実施の形態のベルマウス２では、プロペラファン１の回転軸と吸込開口部３の終端部分との間の距離（開口部分の径）が、回転軸と直管部４の面との間の距離（直管部４の径）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の吸込側終端部分から吸込開口部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。

　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。特に限定するものではないが、送風機の高さ方向における、直管部４における吹出側終端部分の位置とプロペラファン１の吹出側における羽根の位置との並びがほぼ同じとなるようにする。

　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。吹出開口部５についても、プロペラファン１の回転軸と吹出開口部５の終端部分との間の距離（開口部分の径）が、回転軸と直管部４の面との間の距離（直管部４の径）よりも長い。そして、直管部４の吹出側終端（吹出開口部５吸込側終端）から吹出開口部５吹出側終端にいたる内壁面が拡がりを有する斜面となっており、断面形状がテーパ状（ラッパ状）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を有しているが、斜め部５ａとＲ部３ａとにより内壁面を形成するようにしてもよい。

　図２はプロペラファン１単体のＰ－Ｑ特性及びＫ_s－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、Ｋ_sは比騒音［ｄＢ］、ηはファン効率（静圧効率）［％］を表す。また、比騒音Ｋ_s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。

　Ｋ_s＝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Ｋ_s、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との間は常に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Ｋ_s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Ｋ_s－Ｑ特性とプロペラファン１のファン径（ファン回転直径）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。また、ファン径を大きくすると、サージング領域よりも開放側の領域においてＰ－Ｑ特性の勾配が緩やかになり、逆にファン径を小さくすると、サージング領域よりも開放側の領域においてＰ－Ｑ特性の勾配が急になる。

　次に動作点について説明する。プロペラファン１（送風機）を備えた空気調和装置の室外ユニットにおいて、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。

　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Ｋ_s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Ｋ_s、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、ファン径を大きくできず、動作点がサージング領域よりも開放側にある場合に、動作点における比騒音Ｋ_s、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ようにして、開放側の静圧を大きくするとよい。この場合、Ｋ_s－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Ｋ_s、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、Ｋ_s－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Ｋ_s、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、最小比騒音、最大ファン効率はファン径が支配的である。ファン径が大きいほど、最小比騒音は小さくなり、最大ファン効率は大きくなり、ファン径が小さいほど、最小比騒音は大きくなり、最大ファン効率は小さくなる。そして、Ｐ－Ｑ特性の勾配はファン径が大きいほど緩やかになり、ファン径が小さいほど急になる、という特性がある。

　例えば、プロペラファン１を備えた空気調和機では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。ファン径を大きくできない場合、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くなる。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の寸法パラメータの一例を表す図である。図６に示すように、プロペラファン１の径（ファン径）をＤとする。また、吸込開口部３終端から直管部４の吹出側終端部分までのベルマウス２の回転軸方向における長さ（ベルマウス高さ）をＬとし、プロペラファン１の回転軸方向における羽根の長さ（ファン高さ）をＬ₀とする。また、吹出開口部５における斜め部５ａの、プロペラファン１の回転軸方向の長さ（高さ。以下、斜め部高さという）をＨとし、ファン径Ｄ方向の長さ（以下、斜め部長さという）をＷとする。そして、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斜め部角度θとする。

　図７は図６の寸法パラメータにおけるＰ－Ｑ特性を示す図である。図６に示す送風機のパラメータにおいて、Ｄ＝７００ｍｍ、Ｌ／Ｌ₀＝０．１、Ｈ／Ｄ＝０．０１、θ＝４５°、ファン回転数をＮ_AとしたときのＰ－Ｑ特性を示している。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。

　次にサージング領域よりも開放側にある動作点における静圧Ｐが大きくなるようにし、Ｐ－Ｑ特性においてサージング領域よりも開放側における勾配を緩やかになるような構造を有する送風機について説明する。以下、開放側という場合には、サージング領域よりも開放側における動作点をいうものとする。

　図８はＬ／Ｌ₀を変化させたときのＰ－Ｑ特性を示す図である。ここでは、ファン高さＬ₀を一定とし、ベルマウス高さＬを変化させるようにしてＬ／Ｌ₀を変化させている。図８に示すように、風量Ｑ₁となるサージング領域付近ではＬ／Ｌ₀の値に依らず、静圧Ｐはほぼ同一となる。一方、Ｌ／Ｌ₀が大きいほど、風量Ｑ₁よりも開放側となる風量Ｑ₂の動作点においては、Ｌ／Ｌ₀＜０．５の場合は静圧Ｐは大きくなり、Ｌ／Ｌ₀≧０．５の場合は静圧Ｐがほぼ同一となる。

　図９はファン回転数Ｎ_A、風量Ｑ₂時の送風機における比騒音Ｋ_s［ｄＢ］とＬ／Ｌ₀の値との関係を表す図である。図９に示すように、Ｌ／Ｌ₀＜０．５では、Ｌ／Ｌ₀の値が大きいほど、開放側の比騒音Ｋ_sの低減を図ることができる。一方、Ｌ／Ｌ₀≧０．５になると開放側の比騒音Ｋ_sはほぼ変わらなくなる。

　この理由は、ベルマウス高さＬが短い場合、ベルマウス２により覆われていないプロペラファン１の羽根において、翼端渦が発生しやすく、翼端渦による騒音が発生するからである。一方、ベルマウス高さＬが長い場合、翼端渦にとって流路が狭まるため、翼端渦による騒音は低減するが、ベルマウス２の、ファン側の壁面において静圧変動が大きくなる。このため、Ｌ／Ｌ₀＜０．５の場合は、ベルマウス高さＬが長くなるほど、翼端渦による騒音が低減し、Ｌ／Ｌ₀≧０．５の場合は、両者の影響が同程度で変わらなくなるため、比騒音Ｋ_sが変わらなくなる。以上のことから、プロペラファン１とベルマウス２との高さ方向の関係においては、Ｌ／Ｌ₀≧０．５とすることが望ましい。

　次に図６に示すパラメータにおいて、Ｌ／Ｌ₀＝０．５、Ｗ／Ｄ＝０．１５とし、斜め部角度θを変化させた場合について説明する。この場合、Ｈ＝Ｗ／ｔａｎθとなる。Ｗ＝０、かつファン径Ｄが大きい場合と区別するために斜め部長さＷを一定とする。

　図１０はファン回転数をＮ_Aとし、斜め部角度θを変化させたときの、Ｐ－Ｑ特性を示す図である。サージング領域付近は斜め部角度θに依らず、静圧Ｐはほぼ同一である。一方、θ≧６０°の場合は、斜め部角度θが大きいほど、サージング領域より開放側における静圧Ｐは小さくなり、０＜θ≦６０°の場合は、開放側の静圧Ｐはほぼ同一となる。

　図１１はファン回転数Ｎ_A、風量Ｑ₂におけるファン効率η、比騒音Ｋ_sと角度θとの関係を表す図である。図１１において、サージング領域付近はθに依らず、ファン効率η、比騒音Ｋ_sはほぼ同一であるが、θ≧６０°の場合は、θが大きいほど、ファン効率ηは低下し、比騒音Ｋ_sは増大している。一方、０＜θ≦６０°の場合は、開放側のファン効率η、比騒音Ｋ_sは増加の変化率は小さくほぼ同じと考えられる（ただ、４５°と６０°との間では若干ではあるがファン効率η、比騒音Ｋ_sが増加しているため、より好ましくは０＜θ≦４５°にする方がよいと考えられる）。

　θ≧６０°の場合に比べて、０＜θ≦６０°における開放側のファン効率η、比騒音Ｋ_sが改善した理由は、吹出開口部５における吹出し風路の面積が拡大したことにより、吹き出される空気の速度が低下し、静圧Ｐが上昇したためである。また、吹出開口部５が拡がりを有することで、吹出し風路がディフューザーの働きをすることとなる。このとき、０＜θ≦６０°では、斜め部５ａに近い空気は、斜め部５ａに沿うように流れて吹き出されることでディフューザーの機能が発揮されるためである。

　図１２は、ファン回転数をＮ_Aとし、Ｈ／Ｄの値を変化させたときのＰ－Ｑ特性を表す図である。また、図１３は、ファン回転数Ｎ_A、風量Ｑ₂のときの、静圧ＰとＨ／Ｄの値との関係を示す図である。ここで、図６に示す送風機のパラメータにおいて、Ｌ／Ｌ₀＝０．５、θ＝６０°としている。

　図１２より、サージング領域付近ではＨ／Ｄの値に依らず、静圧Ｐはほぼ同一である。一方、サージング領域よりも開放側において、Ｈ／Ｄ＜０．０４の場合は、Ｈ／Ｄの値が大きくなるほど、静圧Ｐは大きくなる。一方、Ｈ／Ｄ≧０．０４の場合は、開放側の静圧Ｐはほぼ同一となる。

　また、図１３に示すように、Ｈ／Ｄの値が大きいほど開放側の静圧Ｐは大きくなるが、Ｈ／Ｄ＜０．０４の場合に比べると、Ｈ／Ｄの値に対する静圧Ｐの増加は小さい。

　図１４はファン回転数Ｎ_A、風量Ｑ₂におけるファン効率η、比騒音Ｋ_sとＨ／Ｄとの関係を表す図である。図１４において、サージング領域付近はＨ／Ｄの値に依らず、ファン効率η、比騒音Ｋ_sはほぼ同一である。一方、Ｈ／Ｄ＜０．０４の場合は、Ｈ／Ｄの値が小さいほど、ファン効率ηは低下し、比騒音Ｋ_sは増大している。一方、Ｈ／Ｄ≧０．０４の場合は、Ｈ／Ｄの値の増加に対して、開放側のファン効率η、比騒音Ｋ_sの改善効果は相対的に小さくなる。

　Ｈ／Ｄ＜０．０４の場合に比べて、Ｈ／Ｄ≧０．０４の場合において、開放側のファン効率、比騒音が改善した理由は、吹出し風路の面積が拡大したことにより、吹き出される空気の速度が低下し、静圧Ｐが上昇したためであり、吹出開口部５が拡がりを有することで、吹き出し風路がディフューザーの働きをする。このとき、Ｈ／Ｄ≧０．０４ではディフューザーとしての機能が効率よく行われるためである。

　ここで、上述したように、ファン径Ｄが小さいと、前述したようにサージング領域が締切側に移動するため、ファン径Ｄについては所定の大きさを確保する必要がある（例えば室外ユニットにおいては６００ｍｍ以上となるようにすることが望ましい）。このため、Ｈ／Ｄの値を大きくしようとすると、斜め部高さＨを大きくすることになるが、ベルマウス２の下流側におけるサイズアップを伴うこととなる。

　図１４に示すように、例えばＨ／Ｄ≧０．０４の場合には、Ｈ／Ｄの値が増加しても開放側のファン効率η、比騒音Ｋ_sの改善効果は相対的に小さくなる。このため、Ｈ／Ｄ≧０．０４であれば、例えば熱源ユニットの筐体との関係において、ベルマウス２がとりうるサイズの範囲内において余裕がある場合は、Ｈ／Ｄの値を大きくするように形成する。逆に余裕がない場合は、少なくともＨ／Ｄ＝０．０４を確保するように形成すれば、開放側のファン効率η、比騒音Ｋ_sの改善を図ることができる。

　室外ユニットに搭載する本実施の形態の送風機においては、以上のように、Ｈ／Ｄ≧０．０４、０＜θ≦６０°、Ｌ／Ｌ₀≧０．５の関係となる設定条件（パラメータ）を満たすように、プロペラファン１、ベルマウス２を形成している。ただ、上述の各結果が示すように、各関係からなる設定条件に基づいて送風機を形成すれば、騒音、電力（ファン入力）増加に対する抑制効果をそれぞれ奏することができる。ここで、例えば、各条件中、騒音、電力増加に対する抑制効果が最も高いのは、Ｈ／Ｄ≧０．０４を満す場合である。そして、０＜θ≦６０°、Ｌ／Ｌ₀≧０．５の順になる。このため、すべての設定条件を満たせない場合であっても、各設定条件を１つ又は組み合わせて満たすことで、本発明に係る効果を奏することができる。

　図１５はベルマウス２の別の形状を表す斜視図である。例えば、ここで、ベルマウス２（特に吹出開口部５）の径が、室外ユニットの筐体の幅、奥行き部分の少なくとも一方よりも長いと、ベルマウス２がはみ出して、他の室外ユニットとのベルマウス同士が接触し、複数の室外ユニットを近接させて設置させることが困難となる場合がある。そこで、ベルマウス２の径の長さが室外ユニットの筐体の幅及び奥行き部分よりも短くなるように、部分的に形状を変更するようにしてもよい。例えば、図１６のベルマウス２では、斜め部角度θを全周一定にせず、一部を異ならせている。これにより、ベルマウス２がはみ出さないようにしつつ、上記の設定条件を満たすようにしている。

　図１６は斜め部５ａの別形状例を表す図である。例えば図１等では、斜め部５ａを断面形状で直線となるように形成している。ただ、製造、意匠、寸法制約等の理由により、直線にできない場合もある。このような場合でも斜め部５ａの両端を結んだ直線がなす角度が約０＜θ≦６０°であれば、斜め部５ａが直線となっている場合と同様の効果を発揮することができる。例えば図１６（ａ）に示す凹状の略円弧形状、図１６（ｂ）に示す凸状の略円弧形状等にすることができる。

　図１７は上吹きタイプの室外ユニットの構成を表す図である。図１７（ａ）は、筐体内において冷媒と空気との熱交換を行う室外側熱交換器をコ字に配置した室外ユニットを表す。また、図１７（ｂ）は、室外側熱交換器をＶ字、Ｗ字に配置した室外ユニットを表す。図１７に示すように、上吹きタイプの室外ユニットにおいては、コ字、Ｖ字、Ｗ字のような多段曲げの配置となる。そして、送風機は重力方向と反対の方向（上吹き方向）に空気を吹き出す。

　図１８は横吹きタイプの室外ユニットの構成を表す図である。図１８に示すように、横吹き室外ユニットの送風機は、重力方向に対して垂直方向に空気を吹き出す。横吹きタイプの室外ユニットにおいては、室外側熱交換器はＬ字配置となる。

　ここで、図１７（ａ）に示す上吹きタイプのコ字配置の熱交換器と横吹きタイプのＬ字配置の熱交換器とを比較すると、コ字配置が３面で空気を吸込むこととなり、Ｌ字配置が２面で吸込むこととなる。このため、コ字配置の方がＬ字配置よりも熱交換器の搭載容積を確保しやすくなる。

　また、図１７（ｂ）に示した上吹きタイプの多段曲げの配置の場合、プロペラファン（送風機）１台当たりで考えると、熱交換器はＶ字配置となる。このとき、Ｌ字配置と同じ２面で吸い込むことになる。また、２つの熱交換器は同じ長さになる。一方、横吹きタイプの室外ユニットのようなＬ字配置では、片方の吸込み面の熱交換器の長さが短くなる。このため、上吹きタイプの室外ユニットにおけるＶ字配置の方がＬ字配置よりも熱交換器の搭載容積を確保しやすくなる。したがって、熱交換器の前面面積が大きくなり、熱交換器を通過する前面速度が低下するため、熱交換器の通風抵抗が小さくなり、室外ユニット全体の通風抵抗も小さくすることができる。

　また、動作点が締切側、開放側のどちらにあるかを表す指標として損失係数ξを用いて説明する。動作点の静圧をＰ、風量をＱとすると、損失係数ξは、ξ＝Ｐ／Ｑ²で表される。ここで、動作点はξが小さいほど開放側、ξが大きいほど締切側になる。

　従って、上述したように、一般に上吹きタイプの室外ユニットの方が横吹きタイプの室外ユニットよりも、熱交換器の通風抵抗が小さいため、損失係数ξが小さくなり、動作点が開放側に位置する。このため、サージング領域を動作点に近づけるためには、上吹きタイプの方が横吹きタイプよりも大きなファン径Ｄが必要となる。設置面積等により、室外ユニットサイズの設計上の制約があって、ファン径Ｄを大きくできない場合は、動作点がサージング領域よりも開放側に位置して比騒音Ｋ_sが大きくなり、ファン効率ηが低下してしまう。

　このことから、ファン径Ｄを大きくせずにサージング領域に近づけるための本発明の構成は、横吹きタイプの室外ユニットに比べて、上吹きタイプの室外ユニットに対して、より必要となる構成であり、その効果をさらに発揮させることができる。

　次に上吹きタイプに係るベルマウスと横吹きタイプに係るベルマウスとの違いについて説明する。上吹きタイプに係るベルマウスについて、例えば図１５のような形状のベルマウス２は、樹脂製で一体成型することができ、図１のＬ／Ｌ₀に依らず一体成型可能である。

　図１９は横吹きタイプのベルマウスの分解斜視図である。横吹きタイプの室外ユニットでは、一般的に、図１９に示すようなベルマウス板金１０を一体成型して、ベルマウスを作製することとなる。この場合、ベルマウス２のＬ／Ｌ₀を長くする（例えばＬ／Ｌ₀＝１）ことができず、長くするためには別部品が必要となる。

　従って、横吹きタイプの室外ユニットにおいて、本発明の構成を有するベルマウス形状を適用することは、上吹きタイプの室外ユニットに適用する場合よりも比較的適用し難く、実用的とはいえない。

　以上のように、実施の形態１の送風機によれば、Ｌ／Ｌ₀≧０．５、０＜θ≦６０°、Ｈ／Ｄ≧０．０４を設定条件として、室外ユニットの送風機を構成するようにしたので、ファン径Ｄを大きくせずに、開放側における静圧Ｐと風量Ｑとの関係を、サージング領域における静圧Ｐと風量Ｑの関係に近づけることができ、ファン効率η、比騒音Ｋ_sの改善を図ることができる。このため、ファン入力の低減及び騒音の抑制を図ることができる。

実施の形態２．
　図２０はベルマウス２の形状と空気の流れとの関係を表す図である。図２０では空気の流れを流線により表している。ベルマウス下流側において吹出開口部５から吹き出す空気は、斜め部５ａの壁面に近いほど斜め部５ａに沿って斜め方向に流れる。このとき、空気調和装置の室外ユニットが、例えばビルの屋上に複数台設置されているような場合、隣接する室外ユニットのプロペラファン１の吸引力や、外風の影響により、斜め方向に吹出された風が隣接する室外ユニットに吸い込まれる、ショートサイクルが生じるおそれがある。例えば、筐体内において凝縮器として機能している室外側熱交換器を有する室外ユニットから吹き出された高温の空気を吸い込んだ室外ユニットでは、冷媒と空気との温度差が縮まり、熱交換の効率が悪くなってＣＯＰが低下する恐れがある。

　図２１は実施の形態２に係るベルマウス２の形状と空気の流れを表す図である。図２１に示す本実施の形態におけるベルマウス２は、吹出開口部５の下流側出口部分（終端部分）を直管部５ｂとしたものである。ここで、斜め部５ａにおいては、実施の形態１における設定条件（パラメータ）を満たしているものとする。

　その上で、ベルマウス２の下流側においては、外周部分の空気は、斜め部５ａ、直管部５ｂに沿って流れ、上方（重力方向とは逆の方向に吹き出されるため、隣接する室外ユニットへのショートサイクルを抑制することができる。

　また、例えば、吹出開口部５に異物が入り込まないようにしてプロペラファン１等を保護するため、吹出開口部５を覆う格子状のファンガードを設ける場合がある。このような場合に、ベルマウス下流側の終端部分を直管部５ｂとすることにより、ファンガードを固定しやすくなる。

　このように実施の形態２の送風機を有する室外ユニットによれば、吹出開口部５の下流側出口（終端部分）に直管部５ｂを形成するようにしたので、隣接する室外ユニットへの影響がない上方に空気を送り出すことができるため、ショートサイクルを抑制することができる。また、格子状のファンガードを固定しやすくすることができる。

実施の形態３．
　図２２は送風機のベルマウス２及び送風機に設置するファンガード１０の関係を表す図である。図２２において、ファンガード１０は、格子状の網目で吹出開口部５を覆い、プロペラファン１、室外ユニット筐体内の機器等を保護するものである。ここで、格子においては、高さ方向にも長さを有している。このため、角度によっては吹き出す空気が側面に当たる。ここで、ファンガード１０の格子とファン回転軸とがなす角度をαとする。

　図２３は例えば室外ユニットから所定風量が吹き出されるようにしたときのファン入力、騒音と角度αとの関係を示す図である。図２３に示すように、α＝０°のとき、ファン入力、騒音とも最小になる。これは、α＝０°の場合に、ファンガード１０の格子の通風抵抗が最も小さくなるためである。以上のことから、ファンガード１０の格子は、ファン回転軸となす角度をできる限り０°に近づけるとよい。

　以上のように、実施の形態３の送風機を有する室外ユニットによれば、ファンガード１０の格子とファン回転軸とのなす角度が０°となるようにすることで、空気抵抗を最小にすることができるため、室外ユニットから所定風量、吹出されるときのファン入力、騒音を最小にし、運転効率、省エネルギーの室外ユニットを得ることができる。

実施の形態４．
　図２４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との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。

　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（３）及び（４）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２５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２６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２６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、実施の形態４の室外ユニットにおける送風機によれば、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２７は実施の形態５に係るベルマウス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２７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２８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２８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２８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Ｋ_s、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２９は風量Ｑ₂における比騒音Ｋ_sとＲ／Ｄの関係を表す図である。また、図３０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。図２８～図３０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Ｋ_sは小さくなる。また、Ｐ－Ｑ特性、Ｋ_s－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Ｋ_s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。

　このように、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Ｋ_sは小さくなる。しかし、例えば室外ユニットの寸法制約等により、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、室外ユニットの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、吸込開口部３の全周にわたるＲ部３ａの曲率半径Ｒの積算値が最大になるようにするとよい。

実施の形態６．
　図３１は本発明の実施の形態６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３１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。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、重力方向と逆向きに空気を吹き出すようにすることで、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。

　１　プロペラファン、２　ベルマウス、３　吸込開口部、３ａ　Ｒ部、４　直管部、５　吹出開口部、５ａ　斜め部、５ｂ　直管部、６　リブ、１０　ベルマウス板金、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

　重力方向に沿うような回転軸を中心に回転し、前記重力方向と逆方向の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環状の壁面を形成し、前記気体を整流するためのベルマウスとを備え、
前記プロペラファンの動作点がサージング領域よりも開放側に位置する場合において、
　該ベルマウスは、
　吹出側の風路が拡大するように形成された、斜面となる壁面を有し、
　前記斜面の吸込側及び吹出側の終端間における回転軸方向の長さＨと前記プロペラファンのファン径ＤとがＨ／Ｄ≧０．０４となる関係、
　前記斜面の両終端を結ぶ直線が前記回転軸となす角度θが０＜θ≦６０°となる関係、及び、
　吸込側の開口部分から前記斜面の吸込側終端部分までの前記回転軸方向における長さＬと　前記回転軸方向における前記プロペラファンの羽根の長さＬ₀とがＬ／Ｌ₀≧０．５となる関係
を条件として満たす形状であることを特徴とする室外ユニットの送風機。
　前記ベルマウスは、前記斜面の吹出側終端部分から前記回転軸方向に延びる壁面を、前記吹出側の開口部分に有することを特徴とする請求項１記載の室外ユニットの送風機。
　前記吹出側の開口部分を覆う格子を有するファンガードをさらに備え、
　前記回転軸方向における格子の向きが前記回転軸と並行となるようにすることを特徴とする請求項１又は２記載の室外ユニットの送風機。
　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室外ユニットの送風機。
　室外ユニットの筐体の寸法により規定される範囲に合わせて、前記ベルマウスの前記吹出側の開口部分の一部を変形させることを特徴とする請求項１～４のいずれかに記載の室外ユニットの送風機。
　前記ベルマウスは、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前記湾曲面を有することを特徴とする請求項１～５のいずれかに記載の室外ユニットの送風機。
　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１～６のいずれかに記載の送風機と
を備え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７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。