WO2022107309A1 - 送風機およびこれを備えた空気調和装置 - Google Patents

送風機およびこれを備えた空気調和装置 Download PDF

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WO2022107309A1
WO2022107309A1 PCT/JP2020/043388 JP2020043388W WO2022107309A1 WO 2022107309 A1 WO2022107309 A1 WO 2022107309A1 JP 2020043388 W JP2020043388 W JP 2020043388W WO 2022107309 A1 WO2022107309 A1 WO 2022107309A1
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WO
WIPO (PCT)
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blade
blower
main plate
suction
impeller
Prior art date
Application number
PCT/JP2020/043388
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
皓亮 宮脇
智哉 福井
健一 迫田
美優 中野
Original Assignee
三菱電機株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 三菱電機株式会社 filed Critical 三菱電機株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/26—Rotors specially for elastic fluids
    • F04D29/28—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/30—Vanes

Definitions

  • the present disclosure relates to a blower arranged in a housing such as an air conditioner and an air conditioner equipped with the blower.
  • a centrifugal blower equipped with an impeller and a scroll casing for accommodating the impeller.
  • the impeller includes a disk-shaped rotating main plate, a plurality of blades, and a ring-shaped retaining ring.
  • one end of a plurality of blades is fixed to the outer peripheral portion of the rotating main plate, and the other ends of the plurality of blades are connected by a retaining ring.
  • this type of blower there is one in which a plurality of blades are composed of two types of blades, a first blade and a second blade having different chord lengths except for one end side connected to the rotating main plate. (See, for example, Patent Document 1).
  • the airflow flowing into the blower is affected by the position of the blower in the housing of the air conditioner.
  • a suction port for sucking air in the housing may be formed on the upper surface of the housing, and the blower may be arranged in the housing so that the suction port of the blower faces the right side surface or the left side surface of the housing. ..
  • the airflow flowing in from the suction port of the housing flows into the blower, the airflow does not uniformly flow from the entire surface of the suction port of the blower, but is on the upper side where the suction port of the housing is located. The airflow is biased.
  • Patent Document 1 the bias of the airflow flowing into the blower when the blower is arranged in the housing of the air conditioner is not examined, and there is a possibility of causing noise and a decrease in air volume.
  • the present disclosure is for solving the above-mentioned problems, and an object of the present invention is to provide a blower capable of reducing noise and increasing the air volume, and an air conditioner equipped with the blower.
  • the blower according to the present disclosure is a blower provided with an impeller, and the impeller has one end on one surface of a rotating main plate that rotates about a rotating shaft and one surface of the rotating main plate so as to extend in the radial direction of the rotating shaft.
  • the first blade is provided with a first blade to which the blade is fixed and a second blade to which one end is fixed to one surface of the rotation main plate so as to extend in the radial direction of the rotation shaft.
  • Inside the rotation axis of the blade in the radial direction there is a first inclined surface whose chord length increases from the end opposite to the rotation main plate toward the rotation main plate side, and the second blade has a second blade.
  • the blade has a second inclined surface whose chord length increases toward the rotation main plate side from the end opposite to the rotation main plate on the radial inside of the rotation axis of the blade, and the first of the first blades.
  • the suction downstream side of the second blade is defined.
  • the chord length is longer than the chord length on the suction downstream side of the first blade, and the first inclined surface of the first blade and the second inclined surface of the second blade are on the suction upstream side.
  • the first blade and the second blade are aligned with each other when viewed in the meridional cross section of the impeller.
  • the air conditioner according to the present disclosure includes the above-mentioned blower and a housing for accommodating the blower.
  • the second blade whose chord length on the downstream side of suction is longer than that of the first blade is provided, the generation of eddy current can be suppressed and noise reduction can be realized. Further, since the second inclined surface of the second blade and the first inclined surface of the first blade are along each other on the suction upstream side, it is possible to suppress the obstruction of the air flow flowing into the impeller and blow out. Therefore, it is possible to realize a high air volume.
  • FIG. 1 shows the refrigerant circuit structure of the air conditioner which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a schematic perspective view which shows the structure of the indoor unit of the air conditioner which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a perspective view of the blower which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a perspective view of the impeller 9 of the blower which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is sectional drawing which cut the impeller 9 of the blower which concerns on Embodiment 1 in the direction perpendicular to the rotation axis 20. It is sectional drawing which cut the impeller 9 of the blower which concerns on Embodiment 1 in the direction perpendicular to the rotation axis 20.
  • FIG. 6 is a schematic cross-sectional view taken along the line AA of FIG.
  • FIG. 6 is a schematic cross-sectional view taken along the line BB of FIG.
  • FIG. 7 is explanatory drawing of the air flow in the indoor unit of the air conditioner which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is explanatory drawing of the air flow in the blower which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a figure which shows the comparative example, and is the schematic cross-sectional view of the blower at the CC position of FIG. 11 which shows the air flow by a blower.
  • FIG. 5 is a schematic cross-sectional view of the blower at the CC position in FIG. 11, showing the airflow from the blower according to the first embodiment.
  • FIG. 3 is a schematic cross-sectional view of the inner wall of the blower at the CC position in FIG. 11 and the housing adjacent to the blower, showing the airflow generated by the blower according to the first embodiment. It is a figure which shows the test result which confirmed the flow rate improvement effect in the case of the arrangement configuration of FIG.
  • FIG. 1 is a diagram showing a refrigerant circuit configuration of the air conditioner 200 according to the first embodiment.
  • the white arrow indicates the flow of air
  • the solid arrow indicates the flow of the refrigerant.
  • the air conditioner 200 includes an indoor unit 201 arranged in the indoor space 300 and an outdoor unit 202 arranged in the outdoor space 301.
  • the indoor unit 201 and the outdoor unit 202 are connected by a refrigerant pipe 400 to form a refrigerant circuit in which the refrigerant circulates.
  • the outdoor unit 202 has a configuration including a compressor 100, a four-way valve 101, an outdoor heat exchanger 102, a decompression device 103, and a blower 104 in a housing 202a.
  • the indoor unit 201 has a configuration including an indoor heat exchanger 17 and a blower 10 in the housing 201a.
  • the indoor heat exchanger 17 is composed of a fin tube heat exchanger including a plurality of heat transfer tubes and a plurality of fins.
  • the heat transfer tube may have a circular cross-sectional shape or a flat cross-sectional shape.
  • the indoor heat exchanger 17 is not limited to the fin tube heat exchanger, but may be another type of heat exchanger.
  • the flow direction of the refrigerant in the indoor heat exchanger 17 may be a direction along the rotation axis 20 of the blower 10 or a direction orthogonal to the rotation axis 20.
  • the indoor unit 201 in FIG. 1 shows a wall-mounted type, the form is not limited, and the indoor unit 201 may be a floor-standing type, a ceiling-hung type, or a ceiling-embedded type.
  • the refrigerant that has become a high-temperature high-pressure gas in the compressor 100 flows to the outdoor heat exchanger 102 via the four-way valve 101, dissipates heat to the outdoor air from the blower 104, and becomes a liquid phase refrigerant or a liquid-based refrigerant.
  • the refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger 102 as a liquid phase refrigerant or a liquid-based refrigerant is decompressed by the decompression device 103 to become a low-temperature low-pressure two-phase refrigerant, and flows into the indoor heat exchanger 17 of the indoor unit 201.
  • the low-temperature low-pressure two-phase refrigerant flowing into the indoor heat exchanger 17 exchanges heat with the indoor air from the blower 10, and then returns to the compressor 100 via the four-way valve 101 again.
  • the cooling operation is performed by circulating the refrigerant in the refrigerant circuit.
  • FIG. 2 is a schematic perspective view showing the configuration of the indoor unit 201 of the air conditioner 200 according to the first embodiment.
  • Two blowers 10 are arranged in the housing 201a of the indoor unit 201.
  • the number of blowers 10 is limited to two here in order to improve the performance, but the number is not limited to two, and may be one or three or more.
  • a motor (FIG. 11 described later) for driving the blower 10 is arranged in the housing 201a.
  • a suction port 201aa is formed on the upper surface of the housing 201a, and an air outlet 201ab is formed on the front surface of the housing 201a.
  • Inside the housing 201a an air passage is formed in which the airflow AF that has flowed into the housing 201a from the suction port 201a is blown out of the housing 201a from the air outlet 201ab.
  • the indoor heat exchanger 17 is arranged upstream of the air in the air passage from the suction port 201aa to the air outlet 201ab.
  • a blower 10 is arranged downstream of the air in the air passage.
  • the blowers 10 are arranged side by side in the housing 201a in a direction orthogonal to the air flow. In FIG. 2, the blower 10 is arranged downstream of the air of the indoor heat exchanger 17, but may be arranged upstream of the air of the indoor heat exchanger 17.
  • Each blower 10 is connected to a rotary shaft 20 of a motor 13 and is driven by the motor 13.
  • FIG. 3 is a perspective view of the blower 10 according to the first embodiment.
  • FIG. 4 is a perspective view of the impeller 9 of the blower 10 according to the first embodiment.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view of the impeller 9 of the blower 10 according to the first embodiment cut in a direction perpendicular to the rotation axis 20.
  • the direction in which the rotating shaft 20 extends is referred to as an axial direction
  • the direction perpendicular to the axial direction is referred to as a radial direction
  • the direction around the rotating shaft 20 is referred to as a circumferential direction.
  • the blower 10 is a centrifugal blower having an impeller 9 for generating an air flow and a casing 8 for accommodating the impeller 9.
  • the impeller 9 includes a disk-shaped rotating main plate 1, a plurality of first blades 31 and second blades 32, and a ring-shaped retaining ring 71.
  • One end of the plurality of first blades 31 and the second blade 32 is fixed to the outer peripheral portion of one surface of the rotating main plate 1, and the other end is fixed to the holding ring 71.
  • the plurality of first blades 31 and the second blade 32 are formed, for example, in the shape of a curved rectangular plate, and are fixed to one surface of the rotating main plate 1 so as to extend in the radial direction of the rotating shaft 20. ing.
  • extending in the radial direction means that one end in the longitudinal direction of the fixed portion of the blade fixed to the rotating main plate 1 is located radially inward from the other end in the longitudinal direction.
  • the plurality of first blades 31 and the second blade 32 are arranged in an annular shape with the rotation shaft 20 as the center.
  • the second blades 32 are arranged at equal intervals in the circumferential direction about the rotation shaft 20 of the impeller 9.
  • One first blade 31 is arranged between the second blades 32.
  • the number of the first blades 31 arranged between the second blades 32 is not limited to one, and may be two or more.
  • the first blade 31 is arranged so that the distance from the adjacent first blade 31 or the second blade 32 is equal.
  • the impeller 9 has a plurality of first blades 31 and second blades 32 arranged and fixed not only on one surface side of the rotating main plate 1 but also on the other surface side (see FIG. 12 described later). ). Then, similarly to the above, the other ends of the first blade 31 and the second blade 32 on the opposite side of the rotating main plate 1 are fixed to the holding ring 71.
  • the impeller 9 is not limited to a configuration in which a plurality of first blades 31 and second blades 32 are arranged on both sides of the rotating main plate 1, and as shown in FIG. 4, one surface side of the rotating main plate 1 A configuration in which a plurality of first blades 31 and second blades 32 are arranged only may be used.
  • the casing 8 rectifies the airflow blown out from the impeller 9.
  • the casing 8 includes a scroll portion 8a that spirally guides the airflow generated by the impeller 9, and a discharge portion 8b having a discharge port 8b1 that discharges the airflow.
  • the scroll portion 8a has two side walls 8aa that cover the impeller 9 from both sides in the rotation shaft 20 direction, and a peripheral wall 8ab that surrounds the impeller 9 from the radial direction of the rotation shaft 20.
  • a suction port 8a1 for sucking air is formed in each of the two side walls 8aa.
  • the peripheral wall 8ab constitutes a curved surface that smoothly curves along the circumferential direction of the impeller 9.
  • FIG. 6 is a cross-sectional view of the impeller 9 of the blower 10 according to the first embodiment cut in a direction perpendicular to the rotation axis 20.
  • FIG. 6 shows the cross-sectional positions AA and the cross-sectional positions BB.
  • FIG. 6 is a cross-sectional view of the impeller 9 cut at a position in the axial direction different from that of FIG. 5 in a direction perpendicular to the rotation axis 20.
  • FIG. 7 is a schematic cross-sectional view taken along the line AA of FIG.
  • FIG. 8 is a schematic cross-sectional view taken along the line BB of FIG.
  • FIG. 9 is a conceptual diagram in which FIGS. 7 and 8 are superimposed.
  • FIG. 9 corresponds to a meridional cross section in which the shapes of the first blade 31 and the second blade 32 are vertically projected along the rotation axis 20.
  • the first blade 31 has a chord length that increases in the radial direction of the rotating shaft 20 from the end opposite to the rotating main plate 1 toward the rotating main plate 1. It has one inclined surface 31a.
  • the radial inner surface 31b on the rotation main plate 1 side of the first inclined surface 31a is parallel to the rotation shaft 20 configured so that the chord length is constant. It is a flat surface.
  • the radial inner surface 31b is not limited to a flat surface, but may be an inclined surface configured so that the chord length changes.
  • the axial rotation main plate 1 side is defined as the suction downstream side, and the side opposite to the rotation main plate 1 is defined as the suction upstream side, with the end portion 31aa on the rotation main plate 1 side of the first inclined surface 31a of the first blade 31 as a boundary. do.
  • the second blade 32 has a structure in which the chord length on the suction downstream side is longer than the chord length on the suction downstream side of the first blade 31. Further, the chord length of the second blade 32 increases in the radial direction of the rotation shaft 20 of the second blade 32 from the end opposite to the rotation main plate 1 toward the rotation main plate 1. It has a second inclined surface 32a. Of the radial inner surfaces of the second blade 32, the radial inner surface 32b on the rotation main plate 1 side of the second inclined surface 32a is parallel to the rotation shaft 20 configured so that the chord length is constant. It is a flat surface. The radial inner surface 32b is not limited to a flat surface, but may be an inclined surface configured so that the chord length changes.
  • the second inclined surface 32a of the second blade 32 and the first inclined surface 31a of the first blade 31 are aligned with each other when viewed in the meridional cross section.
  • the blade height direction (axial direction) is the z direction and the position of the rotating main plate 1 in the z direction is the height 0, the inner diameter D1 described later and the inner diameter D2 described later at a certain blade height z
  • the difference, D2-D1 is within 5% of the inner diameter D1.
  • the inner diameter D1 is the inner diameter of the first virtual circle Ca in which the radially inner ends of the first blades 31 are connected at the same blade height position.
  • the first virtual circle Ca is a circle centered on the rotation axis 20 passing through the radial inner end of the first blade 31.
  • the inner diameter D2 is the inner diameter of the second virtual circle Cb in which the radially inner ends of the second blades 32 are connected at the same blade height position.
  • the second virtual circle Cb is a circle centered on the rotation axis 20 passing through the radial inner end of the second blade 32.
  • the rate of change in the inner diameter of the first virtual circle Ca on the first inclined surface 31a and the rate of change in the inner diameter of the second virtual circle Cb on the second inclined surface 32a are equal.
  • the inner diameter change rate is dD / dz when the blade height is dz and the change in the inner diameter at the blade height dz is dD as shown in FIG.
  • the number of blades, the height of the blades, the inlet angle of the blades, and the outlet angle of the blades, which are the specifications of the blades, are not limited and may be freely designed according to the operating point of the blower.
  • the surface shape of the blade it is desirable to form a concave surface in which the blade is recessed rearward in the rotation direction of the impeller 9. This is because the effect of increasing the air volume and the effect of reducing noise can be obtained in the operating range of low static pressure.
  • the motor 13 and the like are convex in the blade height direction in order to mount the motor 13 and the like in the housing 201a of the indoor unit 201 in a highly airtight manner.
  • a convex surface may or may not be formed.
  • the holding ring 71 may be provided on the outer peripheral side of the first blade 31 and the second blade 32 as long as it is on the other end side of the first blade 31 and the second blade 32, or the holding ring 71 may be provided on the outer peripheral side of the first blade 31 and the first blade 31. And may be provided on the end face of the second blade 32 on the side opposite to the rotating main plate 1 in the blade height direction.
  • FIG. 10 is an explanatory diagram of the air flow in the indoor unit 201 of the air conditioner 200 according to the first embodiment.
  • FIG. 11 is an explanatory diagram of the air flow in the blower 10 according to the first embodiment.
  • the cross-sectional positions CC of FIG. 11 are referred to later in FIGS. 12 and 13.
  • the airflow AF1 that flows into the housing 201a and passes through the indoor heat exchanger 17 flows into the space between the two blowers 10 and then separates in the opposite directions in the axial direction, and the suction port of each blower 10 It flows into each blower 10 from 8a1.
  • the airflow AF2 passing through both ends in the axial direction in the housing 201a flows along the inner walls of both ends in the axial direction of the housing 201a. , It flows into the blower 10 from the suction port 8a1 of each blower 10.
  • the airflow flowing into the blower 10 is accelerated by the impeller 9 and blown out toward the radial outside of the impeller 9 as shown in FIG.
  • the airflow blown out from the impeller 9 flows in the scroll portion 8a along the peripheral wall 8ab, and is discharged from the discharge port 8b1 of the discharge portion 8b.
  • the airflow blown out from the impeller 9 toward the outside in the radial direction becomes a speed-increasing airflow 111 and a pressure-increasing airflow 112, and is discharged from the discharge port 8b1.
  • the speed-increasing airflow 111 is an airflow accelerated by the impeller 9 and directly directed to the discharge port 8b1.
  • the pressure-increasing airflow 112 is an airflow in which the velocity component is converted from dynamic pressure to static pressure by the scroll portion 8a and heads toward the discharge port 8b1.
  • the airflow discharged from the discharge port 8b1 of the blower 10 is discharged from the outlet 201ab of the housing 201a to the interior space 300.
  • the airflow discharged from each blower 10 may be discharged from the interior space 300 after merging in the housing 201a.
  • the airflow flowing into the blower 10 is the airflow from the suction port 201aa formed on the upper surface of the housing 201a as shown in FIG. Therefore, the airflow flowing into the blower 10 does not flow in a uniform state from the entire surface of the suction port 8a1 formed in the casing 8, but flows in a biased state from the upper region in the suction port 8a1. That is, the air flow is not uniform in the circumferential direction of the suction port 8a1 and flows into the casing 8 from the suction port 8a1 in a state of being biased to a part of the circumferential direction.
  • Such an airflow bias is caused by the positional relationship between the suction port 201aa of the housing 201a and the suction port 8a1 of the blower 10, and also occurs in the following cases. That is, when a plurality of blowers 10 are arranged adjacent to each other in the housing 201a and there is not enough space around the suction port 8a1, the airflow flowing into the blower 10 is biased. Similarly, when the distance between the suction port 8a1 of the blower 10 and the inner wall of the housing 201a is short and there is not enough space around the suction port 8a1 of the blower 10, the airflow flowing into the blower 10 is biased. ..
  • the blower 10 of the first embodiment adopts the above-mentioned configuration in order to reduce noise and increase the air volume even if the blower 10 is arranged under such an arrangement condition that the air flow is biased.
  • FIG. 12 is a diagram showing a comparative example, and is a schematic cross-sectional view of the blower 1010 at the CC position of FIG. 11 showing the air flow by the blower 1010.
  • FIG. 12 is an explanatory diagram of an air flow in a case where a plurality of blowers 1010 are arranged adjacent to each other in the housing 201a and there is no sufficient space around the suction port 80a1 of the blowers 1010.
  • the plurality of blowers 1010 are arranged side by side in the axial direction so that the suction ports 80a1 face each other.
  • the distance L in the axial direction between the side walls 80a1 on which the suction ports 80a1 of the adjacent blower 1010 are formed is arranged to be within 2Din when the opening diameter of the suction port 80a1 is Din. ..
  • the airflow 110 from the suction port 201aa (see FIG. 2) of the housing 201a does not uniformly flow in from the entire suction port 80a1, but as shown in FIG.
  • the inflow is biased toward a part of the direction (here, the upper side).
  • the shape and size of the blades 310 are the same for all the blades 310. Therefore, when the airflow is viewed in the meridional direction as shown in FIG. 12, the pressure-increasing airflow 112 that flows unevenly into the impeller 90 and blows out from the impeller 90 in the bias direction (upward) is from the rotating main plate 1001. The peeling becomes large.
  • the vortex flow 113 generated between the rotating main plate 1 and the side wall 80aa of the scroll portion 8a becomes large, and the noise value becomes large.
  • the chord length of the entire blades of all the blades 310 is uniformly extended, the vortex flow 113 can be reduced due to the development of the airflow between the blades, but on the other hand, the ventilation of the accelerated airflow 111 is hindered. , The air volume decreases.
  • FIG. 13 is a schematic cross-sectional view of the blower 10 at the CC position of FIG. 11 showing the airflow by the blower 10 according to the first embodiment.
  • FIG. 13 is an explanatory view of the air flow in the case where a plurality of blowers 10 are arranged adjacent to each other in the housing 201a and there is no sufficient space around the suction port 8a1 of the blower 10, as in FIG. Is.
  • the plurality of blowers 10 are arranged side by side in the axial direction so that the suction ports 8a1 face each other.
  • the distance L in the axial direction between the side walls 8aa on which the suction ports 8a1 of the adjacent blower 10 are formed is arranged to be within 2Din when the opening diameter of the suction port 8a1 is Din. ..
  • the side walls 8aa of the adjacent blowers 10 are parallel to each other and extend in a direction orthogonal to the rotation axis 20.
  • the distance L refers to the distance between the suction port 8a1 forming portions in each side wall 8aa.
  • chord lengths of all the blades of all the blades 310 are uniformly extended, the vortex flow 113 can be reduced, but the air volume is reduced. Therefore, in the first embodiment, the chord length is extended for some of the blades to reduce the eddy current and improve the air volume.
  • the chord length of the second blade 32 is made longer than the chord length of the first blade 31.
  • the chord length on the suction downstream side of the second blade 32 is made longer than the chord length on the suction downstream side of the first blade 31.
  • the generation of the eddy current 113 can be suppressed without significantly obstructing the ventilation of the accelerated airflow 111 on the downstream side of the suction, as compared with the case where the chord length of the entire blades of all the blades 310 is uniformly extended.
  • the pressure-increasing airflow 112 that flows into the impeller 9 in a biased direction and blows out from the impeller 9 in the biased direction (upward direction) is the second.
  • the chord length on the suction downstream side of the blade 32 is longer than the chord length on the suction downstream side of the first blade 31, and the peeling from the rotating main plate 1 is reduced.
  • the vortex flow 113 becomes smaller and the noise level is reduced. That is, even if the blower 10 is arranged under the arrangement condition that causes the bias of the air flow, the noise value can be reduced by the action of the second blade 32.
  • the first inclined surface 31a of the first blade 31 and the second inclined surface 32a of the second blade 32 are along each other with respect to the suction upstream side, so that the air flow can be flown. Even if the blower 10 is arranged under the arrangement condition that causes bias, the air volume can be increased. This point will be described below.
  • the accelerated airflow 111 is a flow having a large velocity component among the velocity component and the pressure component of the airflow, and the energy loss due to the contraction when the flow path is narrowed is large. Specifically, the energy loss is proportional to the square of the flow velocity.
  • the energy dissipation becomes large as described below.
  • the second inclined surface 32a of the second blade 32 and the first inclined surface 31a of the first blade 31 are aligned with each other, so that the energy loss of the air flow can be suppressed. That is, it is possible to suppress the obstruction of the airflow flowing into the impeller 9 and blow it out, and it is possible to achieve both low noise and high air volume.
  • FIG. 14 is a diagram showing test results confirming the noise reduction effect of the blower 10 according to the first embodiment.
  • the horizontal axis of FIG. 14 is the flow coefficient ⁇
  • the vertical axis is the specific noise [dBA].
  • FIG. 15 is a diagram showing test results confirming the effect of increasing the air volume by the blower 10 according to the first embodiment.
  • the horizontal axis of FIG. 15 is the flow coefficient ⁇
  • the vertical axis is the pressure coefficient ⁇ . From FIG. 14, it can be seen that in the first embodiment, the noise reduction is realized as compared with the configuration of the comparative example. Further, from FIG. 15, it can be seen that in the first embodiment, a higher air volume is realized as compared with the configuration of the comparative example.
  • the specific distance is calculated by (L / Din) ⁇ 100. See FIG. 13 for L and Din.
  • FIG. 16 is a diagram showing test results confirming the flow rate improvement effect of the blower 10 according to the first embodiment.
  • the horizontal axis of FIG. 16 is the specific distance.
  • the vertical axis of FIG. 16 is the flow rate improvement effect [%], which is the ratio of the flow rate improvement effect of the configuration of the first embodiment to the maximum flow rate improvement effect of the configuration of the comparative example at a certain pressure.
  • the flow rate improvement effect [%] is specifically calculated using the flow rate blown out from the blower 10. When the flow rate improvement effect is 0%, it is shown that the flow rate improvement effect of the configuration of the first embodiment is the same as the maximum performance improvement effect of the configuration of the comparative example.
  • the specific distance When the specific distance is relatively large, the eddy current caused by the drift of the airflow becomes small even in the configuration of the comparative example. Therefore, the effect of reducing the eddy current in the configuration of the embodiment with respect to the comparative example is reduced. Therefore, when the specific distance exceeds 200%, the flow rate improving effect is less than 30%. Further, when the specific distance is relatively small, the blowout flow rate from the blower 10 decreases. Therefore, as the specific distance becomes smaller, the flow rate improving effect decreases and gradually approaches 0%. When the specific distance is less than 75%, the flow rate improvement effect is less than 30%.
  • FIGS. 13 to 16 a plurality of (here, two) blowers 10 are arranged adjacent to each other in the housing 201a, and the flow rate is improved when there is not enough space around the suction port 8a1 of the blowers 10.
  • the effect was explained.
  • FIGS. 17 and 18 when the distance between the suction port 8a1 of the blower 10 and the inner wall of the housing 201a is short and there is not sufficient space around the suction port 8a1 of the blower 10, a sufficient flow rate improvement effect can be obtained. Consider the specific distance to be achieved.
  • FIG. 17 is a schematic cross-sectional view of the blower 10 at the CC position of FIG. 11 and the inner wall 24 of the housing 201a adjacent to the blower 10, showing the airflow by the blower 10 according to the first embodiment.
  • FIG. 17 is an explanatory diagram of an air flow when the distance between the suction port of the blower 10 and the inner wall of the housing 201a is short and there is not enough space around the suction port 8a1 of the blower 10.
  • FIG. 18 is a diagram showing test results confirming the flow rate improvement effect in the case of the arrangement configuration of FIG. The horizontal axis of FIG. 18 shows the specific distance L0 / Din ⁇ 100.
  • L0 is the axial distance between the side wall 8aa on which the suction port 8a1 of the blower 10 is formed and the inner wall 24 of the housing 201a.
  • Din is the opening diameter of the suction port 8a1.
  • the vertical axis of FIG. 18 is the flow rate improvement effect [%], which is the ratio of the flow rate improvement effect of the configuration of the first embodiment to the maximum flow rate improvement effect of the configuration of the comparative example at a certain pressure. When the flow rate improvement effect is 0%, it is shown that the flow rate improvement effect of the configuration of the first embodiment is the same as the maximum performance improvement effect of the configuration of the comparative example.
  • the blower 10 of the first embodiment includes an impeller 9.
  • the impeller 9 rotates with a rotating main plate 1 that rotates about a rotating shaft 20 and a first blade 31 whose one end is fixed to one surface of the rotating main plate 1 so as to extend in the radial direction of the rotating shaft 20.
  • One surface of the main plate 1 is provided with a second blade 32 having one end fixed so as to extend in the radial direction of the rotating shaft 20.
  • the chord length of the first blade 31 becomes longer in the radial direction of the rotation shaft 20 of the first blade 31 from the end portion 31aa on the opposite side of the rotation main plate 1 toward the rotation main plate 1 side. It has one inclined surface 31a.
  • the second blade 32 has a chord length that increases in the radial direction of the rotation shaft 20 of the second blade 32 from the end 31aa on the side opposite to the rotation main plate 1 toward the rotation main plate 1. It has two inclined surfaces 32a.
  • the end portion 31aa on the rotation main plate 1 side of the first inclined surface 31a of the first blade 31 as a boundary, the rotation main plate 1 side in the axial direction of the rotation shaft 20 is sucked downstream, and the side opposite to the rotation main plate 1 is set.
  • the suction upstream side defined as the suction upstream side.
  • the chord length on the suction downstream side of the second blade 32 is longer than the chord length on the suction downstream side of the first blade 31.
  • the first inclined surface 31a of the first blade 31 and the second inclined surface 32a of the second blade 32 see the first blade 31 and the second blade 32 in a meridional cross section. Along each other.
  • the second blade 32 having a chord length on the downstream side of suction longer than that of the first blade 31 is provided, the airflow on the downstream side of suction is not significantly obstructed and the airflow is developed to generate a vortex. It can be suppressed and noise reduction can be realized. Further, on the suction upstream side, the second inclined surface 32a of the second blade 32 and the first inclined surface 31a of the first blade 31 are along each other, so that the obstruction of the air flow flowing into the impeller 9 is suppressed. It is possible to blow out, and it is possible to realize a high air volume.
  • the air conditioner 200 of the first embodiment includes a plurality of blowers 10.
  • the plurality of blowers 10 are arranged side by side so as to face each other so that the suction ports 8a1 of the blowers 10 face each other and are separated from each other in the axial direction.
  • the opening diameter of the suction port 8a1 of the blower 10 is Din and the axial distance between the side walls 8aa on which the suction ports 8a1 of the adjacent blower 10 are formed is L, 0.75Din ⁇ L ⁇ 2Din is established.
  • Embodiment 2 refers to the first blade 31 and the second blade 32 of the first embodiment. Other configurations are the same as those in the first embodiment. Hereinafter, the configuration in which the second embodiment is different from the first embodiment will be mainly described, and the configurations not described in the second embodiment are the same as those in the first embodiment.
  • FIG. 19 is a cross-sectional view of the impeller 9A according to the second embodiment cut in a direction perpendicular to the rotation axis 20.
  • FIG. 20 shows a meridional cross section in which the shapes of the first blades 31 and the second blades 32 of the impeller 9A according to the second embodiment are rotated and projected along the rotation axis 20. It is a figure.
  • the impeller 9A according to the second embodiment has the following configurations (1) and (2).
  • Inner / outer diameter ratio (D1 / D0) ⁇ 100 which is the ratio of the inner diameter D1 of the first virtual circle Ca to the outer diameter D0 of the impeller 9A, and the inner diameter of the second virtual circle Cb with respect to the outer diameter D0 of the impeller 9.
  • the inner / outer diameter ratio (D2 / D0) ⁇ 100 which is the ratio of D2, is both larger than 65%.
  • the configuration of (1) means that the first virtual circle Ca and the second virtual circle Cb are located radially outside the dotted line circle of "0.65D0", which will be described with reference to FIG. do. Further, the configuration of (1) will be described with reference to FIG. 20 in the radial direction of the first blade 31 and the second blade 32 on the side away from the rotation axis 20 from the dotted line of "0.65D0". It means that the inner surface is located.
  • the inner / outer diameter ratio (D2 / D0) ⁇ 100 of the second virtual circle Cb is smaller than 80% on the suction downstream side.
  • the radial inner side surface 32b on the suction downstream side of the second blade 32 is located closer to the rotation shaft 20 than the dotted line of "0.8D0". means.
  • FIG. 21 is a diagram showing test results confirming the performance improvement effect of the blower 10 provided with the impeller 9A according to the second embodiment.
  • FIG. 21 shows the performance improvement effect organized under the condition of D2 ⁇ D1 and the inner / outer diameter ratio (D1 / D0) ⁇ 100> 65% of the first virtual circle Ca. The performance improvement effect is shown in the graph of the fan efficiency ratio.
  • the horizontal axis of FIG. 21 is the inner / outer diameter ratio (D2 / D0) ⁇ 100 of the second virtual circle Cb, and the vertical axis is the ratio of the fan efficiency of the configuration of the second embodiment to the maximum fan efficiency of the configuration of the comparative example. When the vertical axis is 0%, it is shown that the fan efficiency of the configuration of the second embodiment is the same as the maximum fan efficiency of the configuration of the comparative example.
  • the graph showing the performance improvement effect is an upward convex graph, and a high performance improvement effect can be obtained in the range where the inner / outer diameter ratio of the second virtual circle Cb is larger than 65% and smaller than 80%. ing.
  • the inner-outer diameter ratio of the second virtual circle Cb which is the peak in the graph of FIG. 21, is larger than 65% and less than 80%, although it changes due to the change of the operating point of the air volume-static pressure of the blower 10.
  • the fan efficiency ratio decreases as the inner / outer diameter ratio of the second virtual circle Cb approaches from 65% to 50%. This is because the chord length of the second blade 32 is longer than the proper chord length, which causes a performance loss due to a decrease in the air volume of the accelerated airflow 111. Further, as the inner / outer diameter ratio of the second virtual circle Cb approaches 90% to 90%, the fan efficiency ratio decreases. This is because the chord length of the second blade 32 is too short than the proper chord length, which causes a performance loss due to the vortex flow 113 of the boosted airflow 112.
  • the same effect as that of the first embodiment can be obtained, and the following effects can be obtained. That is, by having the above configurations (1) and (2), the performance of the blower 10 is improved, and the air volume per equivalent input is improved.
  • Embodiment 3 refers to the second blade 32 of the first embodiment and the second embodiment. Other configurations are the same as those of the first embodiment and the second embodiment.
  • the configuration in which the third embodiment is different from the first and second embodiments will be mainly described, and the configurations not described in the third embodiment are the same as those in the first and second embodiments. be.
  • FIG. 22 is a cross-sectional view of the impeller 9B according to the third embodiment cut in a direction perpendicular to the rotation axis 20, and is a view showing the cross-sectional positions DD and the cross-sectional positions EE.
  • FIG. 23 is a conceptual diagram showing an air flow between the first blade 31 and the second blade 32 of the impeller 9B according to the third embodiment.
  • FIG. 24 is a diagram showing a comparison of the shapes of the first blade 31 and the second blade 32 of the impeller 9B according to the third embodiment, and is a cross-sectional view taken along the line DD and EE of FIG. 22. It is a conceptual diagram which shows the airflow by superimposing.
  • the impeller 9B according to the third embodiment has the following relationship. As shown in FIG. 23, (D1-D2) / 2, which is half the difference between the inner diameter D1 of the first virtual circle Ca and the inner diameter D2 of the second virtual circle Cb, is the second between the adjacent second blades 32. It is shorter than the distance ⁇ (D2) / (n2) on the virtual circle Cb. n2 is the number of the second blades 32. It should be noted that ⁇ (D2) / (n2) is calculated here ignoring the thickness of the blade.
  • the inner diameter D1 of the first virtual circle Ca and the inner diameter D2 of the second virtual circle Cb differ depending on the blade height position, but the above relationship is that the chord length of the second blade 32 is the first as well as the suction upstream side. It is established at the blade height position on the downstream side of suction, which is longer than the chord length of the blade 31.
  • FIG. 23 shows that the development of the turbulent boundary layer 50 on the blade surface 42 of the second blade 32 is suppressed by the blade surface 41 of the first blade 31.
  • Reference numeral 51 in FIG. 23 indicates a portion where the development of the turbulent boundary layer 50 is suppressed.
  • (D1-D2) / 2 is shorter than ⁇ (D2) / (n2), but this relationship can be expressed as 0 ⁇ (D1-D2) ⁇ 2 ⁇ (D2) / (n2). .. That is, when 0 ⁇ (D1-D2) ⁇ 2 ⁇ (D2) / (n2) holds, noise reduction becomes possible.
  • the airflow 62 passing through the suction upstream side of the second blade has a larger axial velocity component in the meridional cross section, which is a cross section passing through the rotation axis 20, than the airflow 61 passing through the suction downstream side. .. Therefore, the airflow 62 has a longer reach than the airflow 61 from flowing in between the blade surfaces of the adjacent second blades 32 to reaching the blade surface 41 of the first blade 31.
  • the length of the portion shown by the thick line in FIG. 24 indicates the reach of each air flow. The longer this reach is relative to the distance between the blades, the more the development of the turbulent boundary layer 50 is promoted and noise is caused.
  • the chord length on the suction upstream side is the same as the chord length on the suction downstream side without providing the inclined surface.
  • the reach distance from the inflow of the airflow between the blade surfaces of the second blade 32 to the arrival at the blade surface 41 of the first blade 31 is shortened.
  • the impeller 9B of the third embodiment has the relationship described below.
  • ⁇ 1 (D1-D2) / (2 ⁇ (D2) / (n2))
  • ⁇ 2 is the blade height position on the upstream side of suction.
  • ⁇ 1> ⁇ 2 By having this relationship, the development of the boundary layer on the upstream side of suction is further suppressed, and a high noise reduction effect can be obtained.
  • the speed-increasing airflow 111 by the second blade 32 is particularly high. It is possible to suppress the reduction of the air flow amount and increase the air volume.
  • the left side of this inequality corresponds to the distance on the second virtual circle Cb between the adjacent second blades 32.
  • the right side of this inequality corresponds to a value obtained by averaging the distances of adjacent blades in the circumferential direction without distinguishing between the first blade 31 and the second blade 32.
  • the airflow flows between the blade surfaces 42 of the second blade 32 and blows out outward in the radial direction.
  • the cross-sectional area of the flow path on the upstream side which is the inlet of the air flow, can be secured wider than the cross-sectional area of the flow path on the downstream side.
  • the impeller has the first blade 31 and the second blade 32.
  • a third blade 33 having a different chord length from the first blade 31 may be provided.
  • the blower 10 is described as being mounted on the indoor unit 201, but it may be mounted on the outdoor unit 202. The same effect can be obtained in this case as well.

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Abstract

送風機の羽根車は、回転主板と、第１の羽根と、第２の羽根と、を備える。第１の羽根は、第１の羽根の回転軸の径方向内側に、回転主板とは反対側の端部から回転主板側に向かうに連れて翼弦長が長くなる第１傾斜面を有する。第２の羽根は、第２の羽根の回転軸の径方向内側に、回転主板とは反対側の端部から回転主板側に向かうに連れて翼弦長が長くなる第２傾斜面を有する。第２の羽根の吸込下流側の翼弦長は、第１の羽根の吸込下流側の翼弦長よりも長く、かつ、吸込上流側において第１の羽根の第１傾斜面と第２の羽根の第２傾斜面とが、第１の羽根および第２の羽根を羽根車の子午面断面で見て互いに沿っている。

Description

送風機およびこれを備えた空気調和装置
　本開示は、空気調和装置等の筐体内に配置される送風機およびこれを備えた空気調和装置に関する。
　空気調和装置等の筐体内に配置される送風機として、羽根車と、羽根車を収納するスクロールケーシングと、を備えた遠心送風機がある。羽根車は、円板状の回転主板と、複数の羽根と、リング状の保持リングと、を備えている。羽根車は、回転主板の外周部に複数の羽根の一端が固定され、複数の羽根の他端が保持リングで連結されている。この種の送風機において、複数の羽根を、回転主板と繋がっている一端側を除いて翼弦長を異ならせた第１の羽根と第２の羽根との２種類の羽根から構成したものがある（例えば、特許文献１参照）。
特開２００２－１５５８９５号公報
　送風機に流入する気流は、空気調和装置の筐体内における送風機の配置位置の影響を受ける。例えば、筐体内に空気を吸入する吸入口が筐体の上面に形成され、送風機の吸込口が筐体の右側面または左側面に対向する向きで送風機が筐体内に配置されている場合がある。この場合、筐体の吸入口から流入した気流は、送風機内に流入する際、送風機の吸込口の面全体から一様に気流が流入するのではなく、筐体の吸入口が位置する上側に偏って気流が流入する。
　特許文献１では、送風機を空気調和装置の筐体内に配置した場合の送風機に流入する気流の偏りについて検討されておらず、騒音および風量低下を招く可能性があった。
　本開示は、上記課題を解決するためのものであり、低騒音化および高風量化を図ることが可能な送風機およびこれを備えた空気調和装置を提供することを目的とする。
　本開示に係る送風機は、羽根車を備えた送風機であって、羽根車は、回転軸を中心として回転する回転主板と、回転主板の一方の面に、回転軸の径方向に延びるように一端が固定された第１の羽根と、回転主板の一方の面に、回転軸の径方向に延びるように一端が固定された第２の羽根と、を備え、第１の羽根は、第１の羽根の回転軸の径方向内側に、回転主板とは反対側の端部から回転主板側に向かうに連れて翼弦長が長くなる第１傾斜面を有し、第２の羽根は、第２の羽根の回転軸の径方向内側に、回転主板とは反対側の端部から回転主板側に向かうに連れて翼弦長が長くなる第２傾斜面を有し、第１の羽根の第１傾斜面の回転主板側の端部を境に、回転軸の軸方向の回転主板側を吸込下流側、回転主板と反対側を吸込上流側と定義するとき、第２の羽根の吸込下流側の翼弦長は、第１の羽根の吸込下流側の翼弦長よりも長く、かつ、吸込上流側において第１の羽根の第１傾斜面と第２の羽根の第２傾斜面とが、第１の羽根および第２の羽根を羽根車の子午面断面で見て互いに沿っているものである。
　本開示に係る空気調和装置は、上記の送風機と、送風機を収容する筐体と、を備えたものである。
　本開示によれば、吸込下流側の翼弦長が第１の羽根よりも長い第２の羽根を備えたので、渦流の発生を抑制でき、低騒音化を実現できる。また、吸込上流側において、第２の羽根の第２傾斜面と第１の羽根の第１傾斜面とが互いに沿っているので、羽根車に流入した気流の阻害を抑制して吹き出すことが可能であり、高風量化を実現できる。
実施の形態１に係る空気調和装置の冷媒回路構成を示す図である。 実施の形態１に係る空気調和装置の室内機の構成を示す概略斜視図である。 実施の形態１に係る送風機の斜視図である。 実施の形態１に係る送風機の羽根車９の斜視図である。 実施の形態１に係る送風機の羽根車９を回転軸２０に垂直な方向で切断した断面図である。 実施の形態１に係る送風機の羽根車９を回転軸２０に垂直な方向で切断した断面図である。 図６のＡ－Ａ概略断面図である。 図６のＢ－Ｂ概略断面図である。 図７と図８とを重ねた概念図である。 実施の形態１に係る空気調和装置の室内機における気流の説明図である。 実施の形態１に係る送風機内の気流の説明図である。 比較例を示す図であって、送風機による気流を示す、図１１のＣ－Ｃ位置での送風機の概略断面図である。 実施の形態１に係る送風機による気流を示す、図１１のＣ－Ｃ位置での送風機の概略断面図である。 実施の形態１に係る送風機による低騒音化効果を確認した試験結果を示す図である。 実施の形態１に係る送風機による高風量化効果を確認した試験結果を示す図である。 実施の形態１に係る送風機による流量改善効果を確認した試験結果を示す図である。 実施の形態１に係る送風機による気流を示す、図１１のＣ－Ｃ位置での送風機および送風機に隣接する筐体の内壁の概略断面図である。 図１７の配置構成の場合における流量改善効果を確認した試験結果を示す図である。 実施の形態２に係る羽根車を回転軸に垂直な方向で切断した断面図である。 実施の形態２に係る羽根車の第１の羽根および重ね合わせた子午面断面を示す図である。 実施の形態２に係る羽根車を備えた送風機の性能改善効果を確認した試験結果を示す図である。 実施の形態３に係る羽根車を回転軸に垂直な方向で切断した断面図である。 実施の形態３に係る羽根車の第１の羽根と第２の羽根との間の気流を示す概念図である。 実施の形態３に係る羽根車の第１の羽根および第２の羽根の形状を比較して示す図である。
　以下に、本開示に係る空気調和装置の実施の形態について説明する。なお、図面の形態は一例であり、本開示を限定するものではない。また、各図において同一の符号を付したものは、同一のまたはこれに相当するものであり、これは明細書の全文において共通している。さらに、以下の図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。
実施の形態１．
　図１は、実施の形態１に係る空気調和装置２００の冷媒回路構成を示す図である。図１において、白抜き矢印は空気の流れ、実線矢印は冷媒の流れを示している。
　空気調和装置２００は、室内空間３００に配置される室内機２０１と、屋外空間３０１に配置される室外機２０２とを備えている。室内機２０１と室外機２０２とは、冷媒配管４００によって繋がれて、冷媒が循環する冷媒回路を構成している。
　室外機２０２は、筐体２０２ａ内に、圧縮機１００と、四方弁１０１と、室外熱交換器１０２と、減圧装置１０３と、送風機１０４と、を備えた構成を有する。
　室内機２０１は、筐体２０１ａ内に、室内熱交換器１７と、送風機１０と、を備えた構成を有する。室内熱交換器１７は、複数の伝熱管と複数のフィンとを備えたフィンチューブ熱交換器で構成されている。伝熱管は、断面形状が円形状のものでもよいし、扁平形状のものでもよい。室内熱交換器１７は、フィンチューブ熱交換器に限られたものではなく、他の形式の熱交換器でもよい。室内熱交換器１７における冷媒の流れ方向は、送風機１０の回転軸２０に沿う方向でもよいし、回転軸２０に直交する方向でもよい。また、図１中の室内機２０１は、壁掛け型を示しているが、形態を限定するものではなく、床置き型、天井吊り下げ型または天井埋め込み型でもよい。
　次に、空気調和装置２００の動作を冷房運転を例に説明する。圧縮機１００にて高温高圧ガスとなった冷媒は、四方弁１０１を介して室外熱交換器１０２に流れ、送風機１０４からの室外の空気へ放熱して液相冷媒または液主体冷媒となる。液相冷媒または液主体冷媒となって室外熱交換器１０２から流出した冷媒は、減圧装置１０３にて減圧されて低温低圧の二相冷媒となり、室内機２０１の室内熱交換器１７に流入する。室内熱交換器１７へ流入した低温低圧の二相冷媒は、送風機１０からの室内の空気と熱交換を行った後、再度四方弁１０１を介して圧縮機１００へ戻る。以上のように冷媒が冷媒回路を循環することにより冷房運転を行う。
　図２は、実施の形態１に係る空気調和装置２００の室内機２０１の構成を示す概略斜視図である。
［室内機の全体構成］
　室内機２０１の筐体２０１ａ内には、送風機１０が２台配置されている。送風機１０の台数は、ここでは高性能化のため２台としたが、２台に限定されるものではなく１台でもよいし、３台以上でもよい。また、筐体２０１ａ内には、送風機１０を駆動するモータ（後述の図１１）が配置されている。
　筐体２０１ａの上面には吸入口２０１ａａが形成され、筐体２０１ａの前面には吹出口２０１ａｂが形成されている。筐体２０１ａ内には、吸入口２０１ａａから筐体２０１ａ内に流入した気流ＡＦが、吹出口２０１ａｂから筐体２０１ａ外に吹き出される風路が形成されている。室内熱交換器１７は、吸入口２０１ａａから吹出口２０１ａｂに至る風路内の空気上流に配置されている。風路内の空気下流には送風機１０が配置されている。各送風機１０は、筐体２０１ａ内における気流に直交する方向に並んで配置されている。図２では、送風機１０が室内熱交換器１７の空気下流に配置されているが、室内熱交換器１７の空気上流に配置されてもよい。各送風機１０は、モータ１３の回転軸２０に接続され、モータ１３により駆動される。
［送風機］
　図３は、実施の形態１に係る送風機１０の斜視図である。図４は、実施の形態１に係る送風機１０の羽根車９の斜視図である。図５は、実施の形態１に係る送風機１０の羽根車９を回転軸２０に垂直な方向で切断した断面図である。なお、以下の説明において、回転軸２０が延びる方向を軸方向、軸方向に垂直な方向を径方向、回転軸２０周りの方向を周方向という。
　送風機１０は、気流を発生させる羽根車９と、羽根車９を収容するケーシング８と、を有する遠心送風機である。羽根車９は、図４に示すように円板状の回転主板１と、複数の第１の羽根３１および第２の羽根３２と、リング状の保持リング７１と、を備えている。複数の第１の羽根３１および第２の羽根３２は、回転主板１の一方の面の外周部に一端が固定され、他端が保持リング７１に固定されている。複数の第１の羽根３１および第２の羽根３２は、例えば湾曲した長方形の板状に構成されており、回転主板１の一方の面に、回転軸２０の径方向に延びるようにして固定されている。ここで、径方向に延びるとは、回転主板１に固定された羽根の固定部分の長手方向の一端が、長手方向の他端よりも径方向内側に位置することを指す。また、複数の第１の羽根３１および第２の羽根３２は、回転軸２０を中心として環状に配置されている。
　図４および図５に示すように、第２の羽根３２は、羽根車９の回転軸２０を中心とする周方向に等間隔に配置されている。第１の羽根３１は、第２の羽根３２同士の間に１枚配置されている。第２の羽根３２同士の間に配置される第１の羽根３１の枚数は１枚に限られず２枚以上でも良い。第１の羽根３１は、隣接する第１の羽根３１または第２の羽根３２との間隔が等しくなるように配置されている。
　羽根車９は、回転主板１の一方の面側だけでなく、他方の面側にも複数の第１の羽根３１および第２の羽根３２が配置されて固定されている（後述の図１２参照）。そして、上記と同様に、第１の羽根３１および第２の羽根３２の回転主板１と反対側の他端が保持リング７１に固定されている。なお、羽根車９は、回転主板１の両面に複数の第１の羽根３１および第２の羽根３２が配置された構成に限らず、図４に示したように回転主板１の一方の面側のみに複数の第１の羽根３１および第２の羽根３２が配置された構成でもよい。
　ケーシング８は、羽根車９から吹き出された気流を整流するものである。ケーシング８は、図３に示すように羽根車９が発生させた気流を渦巻状に導くスクロール部８ａと、気流を吐出する吐出口８ｂ１を有する吐出部８ｂと、を備える。スクロール部８ａは、回転軸２０方向の両側から羽根車９を覆う２つの側壁８ａａと、回転軸２０の径方向から羽根車９を囲む周壁８ａｂと、を有する。２つの側壁８ａａのそれぞれには、空気を吸い込むための吸込口８ａ１が形成されている。周壁８ａｂは、羽根車９の周方向に沿って滑らかに湾曲する曲面を構成している。
　次に、羽根車９の詳細について説明する。
　図６は、実施の形態１に係る送風機１０の羽根車９を回転軸２０に垂直な方向で切断した断面図である。図６には、断面位置Ａ－Ａおよび断面位置Ｂ－Ｂを示している。なお、図６は図５とは異なる軸方向位置で羽根車９を回転軸２０に垂直な方向で切断した断面図である。図７は、図６のＡ－Ａ概略断面図である。図８は、図６のＢ－Ｂ概略断面図である。図９は、図７と図８とを重ねた概念図である。図９は、第１の羽根３１および第２の羽根３２のそれぞれの羽根形状を回転軸２０に沿って回転投影した形状を重ね合わせた子午面断面に相当する。
　第１の羽根３１は、図７に示すように、回転軸２０の径方向内側に、回転主板１とは反対側の端部から回転主板１側に向かうに連れて翼弦長が長くなる第１傾斜面３１ａを有する。第１の羽根３１の径方向内側面のうち第１傾斜面３１ａよりも回転主板１側の径方向内側面３１ｂは、翼弦長が一定になるように構成された、回転軸２０に平行な平面となっている。なお、径方向内側面３１ｂは、平面に限られたものではなく、翼弦長が変化するように構成された傾斜面でもよい。以下、第１の羽根３１の第１傾斜面３１ａの回転主板１側の端部３１ａａを境に、軸方向の回転主板１側を吸込下流側、回転主板１と反対側を吸込上流側と定義する。
　第２の羽根３２は、図８および図９に示すように吸込下流側の翼弦長が、第１の羽根３１の吸込下流側の翼弦長よりも長い構成を有する。また、第２の羽根３２は、第２の羽根３２の回転軸２０の径方向内側に、回転主板１とは反対側の端部から回転主板１側に向かうに連れて翼弦長が長くなる第２傾斜面３２ａを有する。第２の羽根３２の径方向内側面のうち第２傾斜面３２ａよりも回転主板１側の径方向内側面３２ｂは、翼弦長が一定になるように構成された、回転軸２０に平行な平面となっている。なお、径方向内側面３２ｂは、平面に限られたものではなく、翼弦長が変化するように構成された傾斜面でもよい。
　そして、図９に示すように第２の羽根３２の第２傾斜面３２ａと第１の羽根３１の第１傾斜面３１ａとは、子午面断面で見て互いに沿っている。
　ここで、「沿っている」についてさらに詳しく説明すると、以下の（１）および（２）の両方を満足する状態を指す。
（１）羽根高さ方向（軸方向）をｚ方向とし、回転主板１のｚ方向の位置を高さ０とするとき、ある羽根高さｚにおける、後述の内径Ｄ１と後述の内径Ｄ２との差であるＤ２－Ｄ１が、内径Ｄ１に対し５％以内である。なお、内径Ｄ１とは、図６に示すように、各第１の羽根３１の径方向内側の端部を同じ羽根高さ位置で繋いだ第１仮想円Ｃａの内径である。第１仮想円Ｃａは、第１の羽根３１の径方向内側の端部を通る回転軸２０を中心とした円である。内径Ｄ２とは、図６に示すように、各第２の羽根３２の径方向内側の端部を同じ羽根高さ位置で繋いだ第２仮想円Ｃｂの内径である。第２仮想円Ｃｂは、第２の羽根３２の径方向内側の端部を通る回転軸２０を中心とした円である。
（２）第１傾斜面３１ａにおける第１仮想円Ｃａの内径変化率と第２傾斜面３２ａにおける第２仮想円Ｃｂの内径変化率とが等しい。なお、内径変化率とは、図９に示すようにある羽根高さをｄｚ、その羽根高さｄｚにおける内径の変化分をｄＤとしたとき、ｄＤ／ｄｚである。
　羽根の諸元である羽根枚数、羽根高さ、羽根の入口角および羽根の出口角は、限定するものではなく、送風機の動作点に合わせて自由に設計すればよい。羽根の面形状は、羽根を羽根車９の回転方向後方に凹む凹面を形成することが望ましい。これは、低静圧の動作域における高風量化効果および低騒音化効果が得られるためである。また、回転主板１の回転軸２０近傍、つまり回転主板１の径方向内側には、モータ１３等を室内機２０１の筐体２０１ａ内に高気密に実装するために、羽根高さ方向に凸の凸面を形成してもよいし、しなくてもよい。保持リング７１は、第１の羽根３１および第２の羽根３２の他端側であれば、第１の羽根３１および第２の羽根３２の外周側に設けてもよいし、第１の羽根３１および第２の羽根３２の羽根高さ方向の回転主板１と反対側の端面に設けてもよい。
　図１０は、実施の形態１に係る空気調和装置２００の室内機２０１における気流の説明図である。図１１は、実施の形態１に係る送風機１０内の気流の説明図である。図１１の断面位置Ｃ－Ｃは、後述の図１２および図１３にて参照される。
　筐体２０１ａ内に流入して室内熱交換器１７を通過した気流ＡＦ１は、２台の送風機１０の間の空間に流入した後、軸方向に互いに逆方向に分離し、各送風機１０の吸込口８ａ１から各送風機１０内に流入する。また、筐体２０１ａ内に流入して室内熱交換器１７を通過後、筐体２０１ａ内の軸方向両端部を通過した気流ＡＦ２は、筐体２０１ａの軸方向両端の内壁に沿って流れた後、各送風機１０の吸込口８ａ１から送風機１０内に流入する。
　送風機１０内に流入した気流は、羽根車９にて加速されて、図１１に示すように羽根車９の径方向外側に向かって吹き出される。羽根車９から吹き出された気流は、スクロール部８ａ内を周壁８ａｂに沿って流れ、吐出部８ｂの吐出口８ｂ１から吐出される。ここで、羽根車９から径方向外側に向かって吹き出された気流は、増速気流１１１および増圧気流１１２となって吐出口８ｂ１から吐出される。増速気流１１１とは、羽根車９で加速されて直接吐出口８ｂ１に向かう気流である。増圧気流１１２とは、スクロール部８ａにて速度成分が動圧から静圧に変換されて吐出口８ｂ１に向かう気流である。
　図１０に戻り、送風機１０の吐出口８ｂ１から吐出された気流は、筐体２０１ａの吹出口２０１ａｂから室内空間３００へ吐出される。各送風機１０から吐出された気流は、筐体２０１ａ内にて合流後に室内空間３００から吐出されるようにしてもよい。
　ここで、送風機１０内に流入する気流は、図１に示すように筐体２０１ａの上面に形成された吸入口２０１ａａからの気流である。このため、送風機１０内に流入する気流は、ケーシング８に形成された吸込口８ａ１の面全体から均一な状態で流入するのではなく、吸込口８ａ１内の上側領域から偏った状態で流入する。つまり、気流は、吸込口８ａ１の周方向に一様ではなく、周方向の一部に偏った状態で吸込口８ａ１からケーシング８内に流入する。このような気流の偏りは、筐体２０１ａの吸入口２０１ａａと送風機１０の吸込口８ａ１との位置関係に起因して生じる他、以下の場合に生じる。すなわち、筐体２０１ａ内に複数の送風機１０が隣接して配置されていて、吸込口８ａ１周囲に十分な空間が無い場合に送風機１０内に流入する気流に偏りが生じる。また、送風機１０の吸込口８ａ１と筐体２０１ａの内壁との距離が近く、送風機１０の吸込口８ａ１周囲に十分な空間が無い場合なども同様に、送風機１０内に流入する気流に偏りが生じる。
　実施の形態１の送風機１０は、このような気流の偏りが生じるような配置条件下に配置されても、低騒音化および高風量化を図るために、上記した構成を採用している。
　次に、上記した構成の送風機１０における性能改善効果について説明する。
　まず、比較例の送風機を、図１の室内機２０１の筐体２０１ａ内に配置した例について説明する。
　図１２は、比較例を示す図であって、送風機１０１０による気流を示す、図１１のＣ－Ｃ位置での送風機１０１０の概略断面図である。図１２は特に、筐体２０１ａ内に複数台の送風機１０１０が隣接して配置されていて、送風機１０１０の吸込口８０ａ１周囲に十分な空間が無い配置構成の場合の気流の説明図である。複数台の送風機１０１０は、吸込口８０ａ１同士が対向するようにして軸方向に並んで配置されている。具体的には、隣接する送風機１０１０の吸込口８０ａ１が形成された側壁８０ａａ同士の軸方向の距離Ｌが、吸込口８０ａ１の開口径をＤｉｎとしたとき、２Ｄｉｎ以内となるように配置されている。
　このような配置構成では、上述したように、筐体２０１ａの吸入口２０１ａａ（図２参照）からの気流１１０は、吸込口８０ａ１の全体から均一に流入せずに、図１２に示すように周方向の一部（ここでは上側）に偏って流入する。また、比較例の送風機１０１０では、羽根３１０の形状および大きさが全ての羽根３１０で同じ構成を有する。このため、図１２示すように子午面方向に気流を見たとき、羽根車９０内に偏って流入して羽根車９０から偏り方向（上方向）に吹き出す増圧気流１１２は、回転主板１００１からの剥離が大きくなる。したがって、回転主板１とスクロール部８ａの側壁８０ａａとの間に発生する渦流１１３が大きくなり、騒音値が大きくなる。ここで、全ての羽根３１０の羽根全体の翼弦長を一様に延伸すると、翼間の気流の発達により渦流１１３の縮小を図ることはできるが、一方で増速気流１１１の通風を阻害し、風量が低下する。
　図１３は、実施の形態１に係る送風機１０による気流を示す、図１１のＣ－Ｃ位置での送風機１０の概略断面図である。図１３は、図１２と同様に、筐体２０１ａ内に複数の送風機１０が隣接して配置されていて、送風機１０の吸込口８ａ１周囲に十分な空間が無い配置構成の場合の気流の説明図である。複数台の送風機１０は、吸込口８ａ１同士が対向するようにして軸方向に並んで配置されている。具体的には、隣接する送風機１０の吸込口８ａ１が形成された側壁８ａａ同士の軸方向の距離Ｌが、吸込口８ａ１の開口径をＤｉｎとしたとき、２Ｄｉｎ以内となるように配置されている。ここで、隣接する送風機１０の各側壁８ａａは、互いに平行で、かつ回転軸２０に直交する方向に延びているものとする。しかし、隣接する送風機１０の各側壁８ａａが互いに平行でない場合等の構造の場合、距離Ｌは、各側壁８ａａにおける吸込口８ａ１形成部分同士の距離を指すものとする。
　上述したように、全ての羽根３１０の羽根全体の翼弦長を一様に延伸すると、渦流１１３の縮小を図ることができる一方で風量が低下する。そこで、実施の形態１では、一部の羽根について翼弦長を延伸し、渦流の縮小と風量の向上を図っている。具体的には、第２の羽根３２の翼弦長を、第１の羽根３１の翼弦長よりも長くしている。特に、第２の羽根３２の吸込下流側の翼弦長を、第１の羽根３１の吸込下流側の翼弦長よりも長くしている。これにより、全ての羽根３１０の羽根全体の翼弦長を一様に延伸した場合に比べて、吸込下流側の増速気流１１１の通風を大きく阻害することなく、渦流１１３の発生を抑制できる。
　図１３に示すように気流を子午面方向に見たとき、羽根車９内に偏って流入した気流であって、羽根車９から偏り方向（上方向）に吹き出す増圧気流１１２は、第２の羽根３２の吸込下流側の翼弦長が第１の羽根３１の吸込下流側の翼弦長より長いことで発達し、回転主板１からの剥離が小さくなる。増圧気流１１２の回転主板１からの剥離が小さくなることで、渦流１１３が小さくなり、騒音値が低減される。つまり、気流の偏りが生じるような配置条件下に送風機１０が配置されても、第２の羽根３２の作用により、騒音値を低減できる。
　また、実施の形態１の構成においては、吸込上流側に関し、第１の羽根３１の第１傾斜面３１ａと第２の羽根３２の第２傾斜面３２ａとが互いに沿っていることで、気流の偏りが生じるような配置条件下に送風機１０が配置されても、高風量化が可能となる。この点について以下に説明する。
　ここで、増速気流１１１は、気流の速度成分と圧力成分のうち、速度成分が大きい流れであり、流路が狭くなる時の縮流によるエネルギー損失が大きい。具体的には、エネルギー損失は、流速の２乗に比例する。第１の羽根３１の第１傾斜面３１ａと第２の羽根３２の第２傾斜面３２ａとが互いに沿っていない場合、以下に説明するようにエネルギーの散逸が大きくなる。
　２つの羽根の傾斜面同士が沿っていないということは、ある羽根高さ位置における一方の羽根の翼弦長と他方の羽根の翼弦長とに、長短があるということである。よって、羽根車９に流入した気流は、翼弦長が長い方の羽根の傾斜面で第１回の縮流を発生させ、続いて翼弦長が短い方の羽根の傾斜面で第２回の縮流を発生させ、エネルギーの散逸が大きくなる。一方、２つの羽根の傾斜面同士が沿っている場合には、羽根車９に流入した気流により縮流が発生するのは１回のみとなり、エネルギーの散逸を小さくできる。このように第２の羽根３２の第２傾斜面３２ａと第１の羽根３１の第１傾斜面３１ａとが沿っていることで、気流のエネルギー損失を抑えることができる。つまり、羽根車９に流入した気流の阻害を抑制して吹き出すことが可能であり、低騒音化と高風量化の両立が可能である。
　図１４は、実施の形態１に係る送風機１０による低騒音化効果を確認した試験結果を示す図である。図１４の横軸は流量係数φ、縦軸は比騒音［ｄＢＡ］である。図１５は、実施の形態１に係る送風機１０による高風量化効果を確認した試験結果を示す図である。図１５の横軸は流量係数φ、縦軸は圧力係数ψである。
　図１４より、実施の形態１は、比較例の構成に比べて低騒音化が実現されていることが分かる。また、図１５より、実施の形態１は、比較例の構成に比べて高風量化が実現されていることが分かる。
　次に、比距離と流量改善効果との関係について検討する。比距離は、（Ｌ／Ｄｉｎ）×１００により算出される。ＬおよびＤｉｎについては図１３を参照されたい。
　図１６は、実施の形態１に係る送風機１０による流量改善効果を確認した試験結果を示す図である。図１６の横軸は比距離である。図１６の縦軸は流量改善効果［％］であって、ある圧力における比較例の構成の最大流量改善効果に対する、実施の形態１の構成の流量改善効果の比率である。流量改善効果［％］は、具体的には送風機１０からの吹出流量を用いて算出している。流量改善効果が０％のとき、実施の形態１の構成の流量改善効果が、比較例の構成における最大性能改善効果と同じであることを示す。
　図１６に示すように、比距離を７５％から２００％とすることで、言い換えれば、０．７５Ｄｉｎ＜Ｌ＜２Ｄｉｎとすることで、比較例よりも３０％以上増の十分な流量改善効果を得ることができる。
　なお、比距離が比較的大きい場合には、比較例の構成においても、気流の偏流に起因する渦流が小さくなる。このため、比較例に対する実施の形態の構成の渦流低減効果は低下する。よって、比距離が２００％を超えると、流量改善効果が３０％を切った結果となっている。また、比距離が比較的小さい場合には、送風機１０からの吹出流量が低下する。このため、比距離が小さくなるに連れて流量改善効果は低下し、０％に漸近する。比距離が７５％未満となると、流量改善効果が３０％を切った結果となっている。
　なお、図１３～図１６では、筐体２０１ａ内に複数（ここでは２台）の送風機１０が隣接して配置されていて、送風機１０の吸込口８ａ１周囲に十分な空間が無い場合の流量改善効果について説明した。次の図１７および図１８では、送風機１０の吸込口８ａ１と筐体２０１ａの内壁との距離が近く、送風機１０の吸込口８ａ１周囲に十分な空間が無い場合に、十分な流量改善効果が得られる比距離について検討する。
　図１７は、実施の形態１に係る送風機１０による気流を示す、図１１のＣ－Ｃ位置での送風機１０および送風機１０に隣接する筐体２０１ａの内壁２４の概略断面図である。図１７は特に、送風機１０の吸込口と筐体２０１ａの内壁との距離が近く、送風機１０の吸込口８ａ１周囲に十分な空間が無い場合の気流の説明図である。図１８は、図１７の配置構成の場合における流量改善効果を確認した試験結果を示す図である。図１８の横軸は比距離Ｌ０／Ｄｉｎ×１００を示している。Ｌ０は、送風機１０の吸込口８ａ１が形成された側壁８ａａと筐体２０１ａの内壁２４との軸方向の距離である。Ｄｉｎは、吸込口８ａ１の開口径である。図１８の縦軸は流量改善効果［％］であって、ある圧力における比較例の構成の最大流量改善効果に対する、実施の形態１の構成の流量改善効果の比率である。流量改善効果が０％のとき、実施の形態１の構成の流量改善効果が、比較例の構成における最大性能改善効果と同じであることを示す。
　この構成では、比距離を３７％から１００％とすることで、言い換えれば、０．３７Ｄｉｎ＜Ｌ＜Ｄｉｎとすることで、比較例よりも３０％以上増の十分な流量改善効果を得ることができる。
　以上説明したように実施の形態１の送風機１０は、羽根車９を備えている。羽根車９は、回転軸２０を中心として回転する回転主板１と、回転主板１の一方の面に、回転軸２０の径方向に延びるように一端が固定された第１の羽根３１と、回転主板１の一方の面に、回転軸２０の径方向に延びるように一端が固定された第２の羽根３２と、を備える。第１の羽根３１は、第１の羽根３１の回転軸２０の径方向内側に、回転主板１とは反対側の端部３１ａａから回転主板１側に向かうに連れて翼弦長が長くなる第１傾斜面３１ａを有する。第２の羽根３２は、第２の羽根３２の回転軸２０の径方向内側に、回転主板１とは反対側の端部３１ａａから回転主板１側に向かうに連れて翼弦長が長くなる第２傾斜面３２ａを有する。ここで、第１の羽根３１の第１傾斜面３１ａの回転主板１側の端部３１ａａを境に、回転軸２０の軸方向の回転主板１側を吸込下流側、回転主板１と反対側を吸込上流側と定義する。この定義を用いると、第２の羽根３２の吸込下流側の翼弦長は、第１の羽根３１の吸込下流側の翼弦長よりも長い。かつ、吸込上流側において第１の羽根３１の第１傾斜面３１ａと第２の羽根３２の第２傾斜面３２ａとが、第１の羽根３１および第２の羽根３２を子午面断面で見て互いに沿っている。
　このように、吸込下流側の翼弦長が第１の羽根３１よりも長い第２の羽根３２を備えたので、吸込下流側の気流を大きく阻害することなく気流を発達させて渦流の発生を抑制でき、低騒音化を実現できる。また、吸込上流側において、第２の羽根３２の第２傾斜面３２ａと第１の羽根３１の第１傾斜面３１ａとが互いに沿っているので、羽根車９に流入した気流の阻害を抑制して吹き出すことが可能であり、高風量化を実現できる。
　実施の形態１の空気調和装置２００は、送風機１０を複数台備える。複数台の送風機１０は、送風機１０の吸込口８ａ１同士が対向するようにして軸方向に離間して並んで配置されている。送風機１０の吸込口８ａ１の開口径をＤｉｎ、隣接する送風機１０の吸込口８ａ１が形成された側壁８ａａ同士の軸方向の距離をＬとしたとき、０．７５Ｄｉｎ＜Ｌ＜２Ｄｉｎが成り立つ。
　また、実施の形態１の空気調和装置２００は、送風機１０の吸込口８ａ１が形成された側壁８ａａと吸込口８ａ１に対向する筐体２０１ａの内壁２４との軸方向の距離をＬ０としたとき、０．３７Ｄｉｎ＜Ｌ０＜Ｄｉｎが成り立つ。
　これにより、十分な流量改善効果を得ることができる。
実施の形態２．
　実施の形態２は、実施の形態１の第１の羽根３１および第２の羽根３２に関して言及したものである。その他の構成は実施の形態１と同様である。以下、実施の形態２が実施の形態１と異なる構成を中心に説明するものとし、実施の形態２で説明されていない構成は実施の形態１と同様である。
　図１９は、実施の形態２に係る羽根車９Ａを回転軸２０に垂直な方向で切断した断面図である。図２０は、実施の形態２に係る羽根車９Ａの第１の羽根３１および第２の羽根３２のそれぞれの羽根形状を回転軸２０に沿って回転投影した形状を重ね合わせた子午面断面を示す図である。
　実施の形態２に係る羽根車９Ａは、以下の（１）および（２）の構成を有する。
（１）羽根車９Ａの外径Ｄ０に対する第１仮想円Ｃａの内径Ｄ１の比率である内外径比率（Ｄ１／Ｄ０）×１００と、羽根車９の外径Ｄ０に対する第２仮想円Ｃｂの内径Ｄ２の比率である内外径比率（Ｄ２／Ｄ０）×１００とが、共に６５％より大きい。（１）の構成は、図１９を用いて説明すると、第１仮想円Ｃａおよび第２仮想円Ｃｂが、「０．６５Ｄ０」の点線円よりも径方向外側に位置する構成であることを意味する。また、（１）の構成は、図２０を用いて説明すると、「０．６５Ｄ０」の点線よりも回転軸２０から離れる側に、第１の羽根３１および第２の羽根３２のそれぞれの径方向内側面が位置することを意味する。
（２）第２仮想円Ｃｂの内外径比率（Ｄ２／Ｄ０）×１００が、吸込下流側において８０％より小さい。（２）の構成は、図２０を用いて説明すると、第２の羽根３２の吸込下流側の径方向内側面３２ｂが、「０．８Ｄ０」の点線よりも回転軸２０側に位置することを意味する。
　図２１は、実施の形態２に係る羽根車９Ａを備えた送風機１０の性能改善効果を確認した試験結果を示す図である。図２１には、Ｄ２＜Ｄ１かつ第１仮想円Ｃａの内外径比率（Ｄ１／Ｄ０）×１００＞６５％の条件で整理した性能改善効果を示している。性能改善効果は、ファン効率比のグラフで示している。図２１の横軸は第２仮想円Ｃｂの内外径比率（Ｄ２／Ｄ０）×１００、縦軸は比較例の構成の最大ファン効率に対する実施の形態２の構成のファン効率の比である。縦軸が０％のとき、実施の形態２の構成のファン効率が、比較例の構成における最大ファン効率と同じであることを示す。
　図２１に示すように、性能改善効果を示すグラフは上に凸のグラフとなり、第２仮想円Ｃｂの内外径比率が６５％より大きく、８０％より小さい範囲で、高い性能改善効果が得られている。なお、図２１のグラフにおいてピークとなる第２仮想円Ｃｂの内外径比率は、送風機１０の風量－静圧の動作点変更により変化するものの、６５％より大きく、８０％より小さい範囲に収まる。
　なお、図２１において、第２仮想円Ｃｂの内外径比率が６５％から５０％に近づくに連れ、ファン効率比が低下している。これは、第２の羽根３２の翼弦長が適正な翼弦長よりも長すぎることで、増速気流１１１の風量低下による性能ロスが生じることに因る。また、第２仮想円Ｃｂの内外径比率が８０％から９０％に近づくに連れ、ファン効率比が低下している。これは、第２の羽根３２の翼弦長が適正な翼弦長よりも短かすぎることで、増圧気流１１２の渦流１１３による性能ロスが生じることに因る。
　以上、実施の形態２によれば、実施の形態１と同様の効果が得られるとともに、以下の効果が得られる。すなわち、上記（１）および（２）の構成を有することで、送風機１０の性能が向上し、同等入力当たりの風量が向上する。
実施の形態３．
　実施の形態３は、実施の形態１および実施の形態２の第２の羽根３２について言及したものである。その他の構成は実施の形態１および実施の形態２と同様である。以下、実施の形態３が実施の形態１および実施の形態２と異なる構成を中心に説明するものとし、実施の形態３で説明されていない構成は実施の形態１および実施の形態２と同様である。
　図２２は、実施の形態３に係る羽根車９Ｂを回転軸２０に垂直な方向で切断した断面図であって、断面位置Ｄ－Ｄおよび断面位置Ｅ－Ｅを表す図である。図２３は、実施の形態３に係る羽根車９Ｂの第１の羽根３１と第２の羽根３２との間の気流を示す概念図である。図２４は、実施の形態３に係る羽根車９Ｂの第１の羽根３１および第２の羽根３２の形状を比較して示す図で、図２２のＤ－Ｄ断面図とＥ－Ｅ断面図とを重ねて気流を示した概念図である。
実施の形態３に係る羽根車９Ｂは、以下の関係を有する。図２３に示すように第１仮想円Ｃａの内径Ｄ１と第２仮想円Ｃｂの内径Ｄ２との差の半分である（Ｄ１－Ｄ２）／２が、隣接する第２の羽根３２間の第２仮想円Ｃｂ上の距離π（Ｄ２）／（ｎ２）よりも短い。ｎ２は、第２の羽根３２の枚数である。なお、π（Ｄ２）／（ｎ２）は、ここでは羽根の厚みは無視して算出されたものである。第１仮想円Ｃａの内径Ｄ１および第２仮想円Ｃｂの内径Ｄ２は羽根高さ位置によって異なるが、上記の関係は、吸込上流側はもとより、第２の羽根３２の翼弦長を第１の羽根３１の翼弦長よりも長くした、吸込下流側の羽根高さ位置において成り立つ。
　ここで、配管内に流体が流れる状態を想定すると、配管の長さが長くなるに連れて、配管の内周面に流れる乱流の境界層の発達が促進され、騒音を招く。この関係を、π（Ｄ２）／（ｎ２）と（Ｄ１－Ｄ２）／２とを用いた関係に置き換えて想定する。この場合、直径がπ（Ｄ２）／（ｎ２）、配管の長さが（Ｄ１－Ｄ２）／２の配管が想定され、（Ｄ１－Ｄ２）／２の長さが長くなるに連れ、第２の羽根３２の翼面４２における乱流の境界層の発達が促進されることになる。
　そこで、実施の形態３では、（Ｄ１－Ｄ２）／２をπ（Ｄ２）／（ｎ２）よりも短くすることで、第２の羽根３２の翼面４２における乱流の境界層５０の発達を抑制する。図２３には、第２の羽根３２の翼面４２における乱流の境界層５０の発達が、第１の羽根３１の翼面４１によって抑制されていることが示されている。図２３の符号５１は、乱流の境界層５０の発達が抑制された部分を示している。乱流の境界層５０の発達が抑制されることで、低騒音化が可能となる。なお、上記では、（Ｄ１－Ｄ２）／２がπ（Ｄ２）／（ｎ２）よりも短いとしたが、この関係は０＜（Ｄ１－Ｄ２）＜２π（Ｄ２）／（ｎ２）と表現できる。つまり、０＜（Ｄ１－Ｄ２）＜２π（Ｄ２）／（ｎ２）が成り立つことで、低騒音化が可能となる。
　図２４において第２の羽根の吸込上流側を通過する気流６２は、吸込下流側を通過する気流６１に比べて、回転軸２０を通る断面である子午面断面でみて軸方向の速度成分が大きい。このため、気流６２は、気流６１に比べて、隣接する各第２の羽根３２の翼面間に流入してから第１の羽根３１の翼面４１に到達するまでの到達距離が長い。図２４において太線で示した部分の長さが、各気流の到達距離を示している。この到達距離が羽根間距離に対して長くなるほど、乱流の境界層５０の発達が促進されて騒音を招く。
　しかし、第２の羽根３２は、吸込上流側に第２傾斜面３２ａを有しているので、傾斜面を備えずに吸込上流側の翼弦長を吸込下流側の翼弦長と同じ長さとした場合と比較して、気流が第２の羽根３２の翼面間に流入してから第１の羽根３１の翼面４１に到達するまでの到達距離の短尺化が図られている。さらに、本実施の形態３の羽根車９Ｂは、以下に説明する関係を有する。
　Δ＝（Ｄ１－Ｄ２）／（２π（Ｄ２）／（ｎ２））と定義すると、吸込下流側の羽根高さ位置のΔであるΔ１と、吸込上流側の羽根高さ位置のΔであるΔ２とが、Δ１＞Δ２の関係を有する。この関係を有することで、吸込上流側の境界層の発達がより抑制され、高い低騒音化効果を得ることができる。
　なお、第１の羽根３１の枚数をｎ１として、特にπ（Ｄ２）／（ｎ２）＞π（Ｄ１＋Ｄ２）／｛２（ｎ１＋ｎ２）｝とすることで、第２の羽根３２による特に増速気流１１１の送風量の低減を抑制でき、高風量化が可能となる。この不等式の左辺は、隣接する第２の羽根３２間の第２仮想円Ｃｂ上の距離に相当する。この不等式の右辺は、第１の羽根３１と第２の羽根３２を区別せずに、隣接する羽根同士の周方向の各距離の平均を取った値に相当する。
　つまり、π（Ｄ２）／（ｎ２）＞π（Ｄ１＋Ｄ２）／｛２（ｎ１＋ｎ２）｝とすることで、気流が第２の羽根３２の翼面４２間に流入して径方向外側に向かって吹き出される流れにおいて、いわば気流の流入口となる上流側の流路断面積を、下流側の流路断面積よりも広く確保できる。これにより、上流側の流路断面積を下流側の流路断面積よりも狭くした逆の構成の場合に生じる気流流入時の圧力損失を避けることができ、増速気流１１１の送風量の低減を抑制できて高風量化が可能となる。
　なお、上記実施の形態１～３では、羽根車が第１の羽根３１と第２の羽根３２とを有する構成を説明したが、第２の羽根３２よりも全体的に翼弦長が小さければ、第１の羽根３１と翼弦長が異なる第３の羽根３３を設けてもよい。
　また、上記実施の形態１～３では、送風機１０が室内機２０１に搭載されるものとして説明したが、室外機２０２に搭載されてもよい。この場合も同様の効果が得られる。
　１　回転主板、８　ケーシング、８ａ　スクロール部、８ａ１　吸込口、８ａａ　側壁、８ａｂ　周壁、８ｂ　吐出部、８ｂ１　吐出口、９　羽根車、９Ａ　羽根車、９Ｂ　羽根車、１０　送風機、１３　モータ、１７　室内熱交換器、２０　回転軸、２４　内壁、３１　第１の羽根、３１ａ　第１傾斜面、３１ａａ　端部、３１ｂ　径方向内側面、３２　第２の羽根、３２ａ　第２傾斜面、３２ｂ　径方向内側面、３３　第３の羽根、４１　翼面、４２　翼面、５０　境界層、６１　気流、６２　気流、７１　保持リング、８０ａ１　吸込口、８０ａａ　側壁、９０　羽根車、１００　圧縮機、１０１　四方弁、１０２　室外熱交換器、１０３　減圧装置、１０４　送風機、１１０　気流、１１１　増速気流、１１２　増圧気流、１１３　渦流、２００　空気調和装置、２０１　室内機、２０１ａ　筐体、２０１ａａ　吸入口、２０１ａｂ　吹出口、２０２　室外機、２０２ａ　筐体、３００　室内空間、３０１　屋外空間、３１０　羽根、４００　冷媒配管、１００１　回転主板、１０１０　送風機。

Claims (8)

  1. 　羽根車を備えた送風機であって、
    　前記羽根車は、
    　回転軸を中心として回転する回転主板と、
    　前記回転主板の一方の面に、前記回転軸の径方向に延びるように一端が固定された第１の羽根と、
    　前記回転主板の一方の面に、前記回転軸の径方向に延びるように一端が固定された第２の羽根と、を備え、
    　前記第１の羽根は、前記第１の羽根の前記回転軸の径方向内側に、前記回転主板とは反対側の端部から前記回転主板側に向かうに連れて翼弦長が長くなる第１傾斜面を有し、
    　前記第２の羽根は、前記第２の羽根の前記回転軸の径方向内側に、前記回転主板とは反対側の端部から前記回転主板側に向かうに連れて翼弦長が長くなる第２傾斜面を有し、
    　前記第１の羽根の前記第１傾斜面の前記回転主板側の端部を境に、前記回転軸の軸方向の前記回転主板側を吸込下流側、前記回転主板と反対側を吸込上流側と定義するとき、
    　前記第２の羽根の前記吸込下流側の翼弦長は、前記第１の羽根の前記吸込下流側の翼弦長よりも長く、かつ、前記吸込上流側において前記第１の羽根の前記第１傾斜面と前記第２の羽根の前記第２傾斜面とが、前記第１の羽根および前記第２の羽根を前記羽根車の子午面断面で見て互いに沿っている送風機。
  2. 　前記羽根車は、前記羽根車の外径をＤ０、前記第１の羽根の前記径方向内側の端部を通る前記回転軸を中心とした仮想円の内径をＤ１、前記第２の羽根の前記径方向内側の端部を通る前記回転軸を中心とした仮想円の内径をＤ２としたとき、
    　（Ｄ１／Ｄ０）×１００および（Ｄ２／Ｄ０）×１００が共に６５％より大きく、かつ、前記吸込下流側において（Ｄ２／Ｄ０）×１００が８０％より小さい請求項１記載の送風機。
  3. 　前記第１の羽根の前記径方向内側の端部を通る前記回転軸を中心とした仮想円の内径をＤ１、前記第２の羽根の前記径方向内側の端部を通る前記回転軸を中心とした仮想円の内径をＤ２、前記第２の羽根の枚数をｎ２としたとき、前記吸込下流側において、
    　０＜（Ｄ１－Ｄ２）＜２π（Ｄ２）／（ｎ２）が成り立つ請求項１または請求項２記載の送風機。
  4. 　（Ｄ１－Ｄ２）／（２π（Ｄ２）／（ｎ２））とΔと定義したとき、前記吸込下流側の羽根高さ位置のΔであるΔ１と、前記吸込上流側の羽根高さ位置のΔであるΔ２とが、Δ１＞Δ２の関係を有する請求項３記載の送風機。
  5. 　前記第１の羽根の枚数をｎ１としたとき、
    　（Ｄ２）／（ｎ２）＞（Ｄ１＋Ｄ２）／｛２（ｎ１＋ｎ２）｝が成り立つ請求項３または請求項４記載の送風機。
  6. 　請求項１～請求項５のいずれか一項に記載の送風機と、
    　前記送風機を収容する筐体と、を備えた空気調和装置。
  7. 　前記送風機を複数台備え、
    　複数台の前記送風機は、前記送風機の吸込口同士が対向するようにして前記軸方向に離間して並んで配置されており、
    　前記送風機の前記吸込口の開口径をＤｉｎとし、隣接する前記送風機の前記吸込口が形成された側壁同士の前記軸方向の距離をＬとしたとき、
    　０．７５Ｄｉｎ＜Ｌ＜２Ｄｉｎが成り立つ請求項６記載の空気調和装置。
  8. 　前記送風機の吸込口が形成された側壁と前記吸込口に対向する前記筐体の内壁との前記軸方向の距離をＬ０としたとき、
    　０．３７Ｄｉｎ＜Ｌ０＜Ｄｉｎが成り立つ請求項６記載の空気調和装置。
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