JPH09236276A - 空気調和機 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 （修正有） 【課題】 空調機内配設の羽根車から熱交換器のフィン
に対し迎角をもって流入する空気の干渉音の低減。 【解決手段】 フィンチューブ型熱交換器と羽根車との
最小隙間で送風機側の面上の点をＡ、羽根車周辺部と回
転軸Ｏと点Ａを結ぶ直線ＯＡとの交点をＰ、整流部材端
部４ａが、距離ＡＰの２５〜９０％の距離の熱交換器に
密着する点をＢ、整流部材端部４ｂが熱交換器に密着す
る点をＦとするとき、整流部材の上流側端部と下流側端
部を結ぶ長さが羽根車の直径φＤの２０〜５０％である
直線４ａ−４ｂ上から点４ａを中心に直線４ａ−４ｂの
長さ以下かつ５０％以上の長さを持つ直線を、角度β°
＝３−２０°回転させた直線４ａ−Ｅと、点Ｅ、４ｂを
結ぶ直線または直線４ａ−Ｅに接しかつ点Ｆにおいてフ
ィンとの角度が上流側に９０°以下の接線を有する円弧
Ｅ−４ｂにより形成された整流部を点Ｂ、Ｆで熱交換器
に密着するよう配設する。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、空気調和機内風路
に配設される送風機の例えば羽根車からフィンチューブ
型熱交換器へ送風される流れが、フィンチューブ型熱交
換器のフィンに対し、迎角をもって流入するために生じ
る熱交換器のフィンでの剥離渦により引き起こされる、
ヒュルヒュルと聞こえる干渉音を低減した空気調和機に
関するものである。

【０００２】

【従来の技術】 図６０、６１は、送風機の羽根車の吹
出し側に熱交換器を配設した空気調和機の例として代表
的な従来の空気調和機を示す図で、図６０は縦断面図、
図６１は、図６０のＸ−Ｘ平面で切断したときの水平断
面図を示す。図６０において、天井１４に埋設された本
体２の内部には、送風機の羽根車１と、この送風機の羽
根車１のまわりに立設されたフィンチューブ型熱交換器
３、熱交換器３の下方には、熱交換器表面から流れ出る
ドレン水を受け止めるドレンパン５、モータ６、制御基
盤を収納した電気品箱１２等が配設されている。この本
体２の下部には、化粧パネル１３が固定され、この中央
部付近に吸込み口２０が形成され、この吸込口２０の外
側の四方には、吹出口１０が形成されている。また、本
体は、本体固定フック２１で、屋根裏より吊り下げられ
た本体固定ボルト１８、固定ナット１９により吊り下げ
固定されている。運転時、モータ６により駆動された遠
心送風機の羽根車１により、太線矢印のように、室内空
気が吸込口２０から吸込グリル７、フィルタ９を通り、
ベルマウス８に案内され遠心送風機の羽根車１に吸込ま
れる。その後、遠心送風機の羽根車１から吹き出された
空気は、冷媒の循環している熱交換器３を通ることによ
り、加熱または冷却され吹出口１０から室内へ吹き出
し、空調される。

【０００３】図６２は、熱交換器３と送風機の羽根車１
との最小隙間点Ａ付近を拡大した要部拡大図で、送風機
の羽根車１から吹き出される流れ５０の様子と、熱交換
器のフィン３ａに対する空気の流れを示した図である。
図のように、前記送風機の羽根車１から吹き出される流
れ５０の前記最小隙間点Ａより上流側では、流れは熱交
換器のフィン３ａ方向に近く、下流側へ行くほどフィン
３ａに対して垂直に近くなり、フィン３ａと空気の流入
方向のなす角つまり迎角αが大きくなる。これにより、
フィン３ａで剥離渦２４が生じるとともに、この剥離渦
２４の圧力変動により、フィン３ａ間での干渉音が発生
する。図６３は、この従来の空気調和機の１／３ＯＣＴ
分析結果による音圧レベルと周波数の関係を示す。図中
周波数３．１５ｋＨｚ帯域で特に干渉音が大きいことが
わかる。

【０００４】

【発明が解決しようとする課題】上記従来の空気調和機
は、送風機の羽根車から吹き出された流れが、熱交換器
のフィンに対し迎角をもって流入するため、剥離渦を生
じ、フィン間で干渉音が発生する。この現象は、特に空
気調和機の小型化や送風機の羽根車外径の増加により、
熱交換器と送風機の羽根車が接近する際目立っていた。
また、このとき風切り音（ＮＺ音）も生じ、騒音悪化す
るという問題があった。この発明は騒音に問題のない空
気調和機を得るものである。またこの発明は空気調和機
を小型化していった場合でも信頼性の高い装置を得るも
のである。

【０００５】

【課題を解決するための手段】第１の発明にかかわる空
気調和機は、フィンを設けた熱交換器と、この熱交換器
のフィンに対し迎角をもって流入するような吹き出し流
を有する送風機とを備えた空気調和機において、熱交換
器と送風機との最小隙間付近に設けられ、熱交換器から
送風機方向に凸となるように形成され、この凸部分で熱
交換器から離れる板状部材であって、かつこの板状部材
に通風口を有する整流部材と、この整流部材の前記最小
隙間部分より送風機から吹き出された空気の上流側およ
び下流側に延長した部分であって、熱交換器に近接して
配置された整流部材の両側の端部と、を設けたものであ
る。

【０００６】第２の発明にかかわる空気調和機は、熱交
換器から送風機方向に凸となるように形成されたこの頂
上部分が送風機の羽根車から吹き出された空気の最小隙
間より下流側に突出したものである。

【０００７】第３の発明にかかわる空気調和機は、整流
部材の両側の端部の間の直線状の長さが送風機の羽根車
の直径の２０−５０％であることを特徴とする請求項１
記載の空気調和機

【０００８】第４の発明にかかわる空気調和機は、整流
部材の上流側の端部と最小隙間点との直線状の長さが、
最小隙間長さの２５−９０％である。

【０００９】第５の発明にかかわる空気調和機は、熱交
換器から送風機方向に凸となるように形成された凸部の
先端は整流部材の上流側の端部を中心にして両側端部を
結ぶ直線を３−２０度回転した範囲に設けたことを特徴
とする請求項１記載の空気調和機

【００１０】第６の発明に係る空気調和機は、本体内に
送風機の羽根車と、送風機の羽根車の吹出し口側にフィ
ンを設けた熱交換器を有し、送風機の羽根車の回転軸中
心を点Ｏ、熱交換器と送風機の羽根車との最小隙間で熱
交換器の送風機側の面上の点をＡ、送風機の羽根車外周
部と送風機の羽根車の回転軸Ｏと前記最小隙間点Ａを結
ぶ直線ＯＡとの交点をＰ、点Ａから送風機の羽根車から
吹き出された空気の上流側の整流部材の端部４ａが熱交
換器に近接する点をＢ、また下流側の整流部材の端部４
ｂが熱交換器に近接する点をＦとするとき、整流部材の
送風機の羽根車から吹き出された空気の上流側の整流部
材の端部と下流側の端部を結ぶ直線４ａ−４ｂ上で、点
４ａを中心に任意角度β°回転させた任意長さの直線状
４ａ−Ｅと、点Ｅ、４ｂを結ぶ直線状または直線４ａ−
Ｅに点Ｅで接しかつ点Ｆにおいて熱交換器のフィンとの
角度が上流側に９０°以下の接線を有する円弧状Ｅ−４
ｂにより形成された整流部材を前記熱交換器上の点Ｂ、
Ｆに熱交換器に近接するように配設したものである。

【００１１】第７の発明に係る空気調和機は、羽根車か
ら吹き出された空気の上流側の整流部材の端部と下流側
の端部を結ぶ長さが送風機の羽根車の直径φＤの２０〜
５０％である直線４ａ−４ｂ上から、点４ａを中心に直
線４ａ−４ｂの長さ以下でかつ５０％以上の直線を任意
角度β°回転させた直線状４ａ−Ｅと、点Ｅ、４ｂを結
ぶ直線状または直線４ａ−Ｅに接しかつ点Ｆにおいて熱
交換器のフィンとの角度が上流側に９０°以下の接線を
有する円弧状Ｅ−４ｂと、により形成された整流部材を
前記熱交換器上の点Ｂ、Ｆに熱交換器に近接するように
配設したものである。

【００１２】第８の発明に係る空気調和機は、点Ａから
送風機の羽根車から吹き出された空気の上流側の整流部
材の端部４ａが熱交換器に密着する点をＢ、また下流側
の整流部材の端部４ｂが熱交換器に密着する点をＦとす
るとき、整流部材の送風機の羽根車から吹き出された空
気の上流側の整流部材の端部と下流側の端部を結ぶ長さ
が送風機の羽根車の直径φＤの２０〜５０％である直線
４ａ−４ｂ上から、点４ａを中心に直線４ａ−４ｂの長
さ以下でかつ５０％以上の直線を任意角度β°回転させ
た直線状４ａ−Ｅと、点Ｅ、４ｂを結ぶ直線状または直
線４ａ−Ｅに接しかつ点Ｆにおいて熱交換器のフィンと
の角度が上流側に９０°以下の接線を有する円弧状Ｅ−
４ｂと、により形成された整流部材を前記熱交換器上の
点Ｂ、Ｆに熱交換器に近接するように配設したものであ
る。

【００１３】第９の発明に係る空気調和機は、整流部材
の送風機の羽根車から吹き出された空気の上流側の整流
部材の端部と下流側の端部を結ぶ直線４ａ−４ｂ上か
ら、点４ａを中心に角度β°＝３〜２０°回転させた任
意長さの直線状４ａ−Ｅと、点Ｅ、４ｂを結ぶ直線状ま
たは直線４ａ−Ｅに点Ｅで接しかつ点Ｆにおいて熱交換
器のフィンとの角度が上流側に９０°以下の接線を有す
る円弧状Ｅ−４ｂと、により形成された整流部材を前記
熱交換器上の点Ｂ、Ｆに熱交換器に近接するように配設
したものである。

【００１４】第１０の発明に係る空気調和機は、整流部
材の送風機の羽根車から吹き出された空気の上流側の整
流部材の端部と下流側の端部を結ぶ長さが送風機の羽根
車の直径φＤの２０〜５０％である直線４ａ−４ｂ上か
ら、点４ａを中心に直線４ａ−４ｂの長さ以下かつ５０
％以上の長さをもつ直線を角度β°＝３〜２０°回転さ
せた直線状４ａ−Ｅと、点Ｅ、４ｂを結ぶ直線状または
直線４ａ−Ｅに接しかつ点Ｆにおいて熱交換器のフィン
との角度が上流側に９０°以下の接線を有する円弧状Ｅ
−４ｂと、により形成された整流部材を熱交換器上の点
Ｂ、Ｆに熱交換器に近接するように配設したものであ
る。

【００１５】第１１の発明に係る空気調和機は、熱交換
器と送風機の最小隙間付近に設けられた整流部材に網状
部材を用い、線径が熱交換器フィンピッチの１〜２倍で
かつ開口率＝２０〜４０％であるものである。

【００１６】第１２の発明に係る空気調和機は、熱交換
器と送風機の最小隙間付近に設けられた整流部材に穴あ
き板材を用い、この穴径が熱交換器のフィンピッチの
０．３〜２倍でかつ開口率＝２５〜４０％であるもので
ある。

【００１７】

【発明の実施の形態】

発明の実施の形態１．以下、一実施の形態の例を図に基
づいて説明する。図１は、第１の発明おける空気調和機
の一実施例における空気調和機の断面図である。図中、
天井１４に埋設された本体２の内部には、送風機である
遠心送風機の羽根車１、この遠心送風機の羽根車１のま
わりに立設されたフィンチューブ型熱交換器３、網状の
整流部材４、熱交換器の下方には、熱交換器表面から流
れ出るドレン水を受け止めるドレンパン５、モータ６、
制御基盤を収納した電気品箱１２等が配設されている。
この本体２の下部には、化粧パネル１３が固定され、こ
の中央部付近に吸込み口２０が形成され、この吸込口２
０の外側の四方には、吹出口１０が形成されている。ま
た、本体は、本体固定フック２１で、屋根裏より吊り下
げられた本体固定ボルト１８、固定ナット１９により吊
り下げ固定されている。運転時、モータ６により駆動さ
れた送風機の羽根車１により、太線矢印のように、室内
空気が吸込口２０から吸込グリル７、フィルタ９を通
り、ベルマウス８に案内され送風機の羽根車１に吸込ま
れる。その後、送風機の羽根車１から吹き出された空気
は、冷媒の循環している熱交換器３を通ることにより、
加熱または冷却され吹出口１０から室内へ吹き出し、空
調される。

【００１８】図２は、図１の送風機の羽根車１の回転軸
に直交する平面で切断したときの断面図を示す。１６
は、ドレンパンに溜まったドレン水を外部へ排水するた
めに用いるドレンポンプ、１７は熱交換器の高さ方向の
各銅パイプに冷媒を分配するヘッダ、１５は室外機と接
続するための配管を示す。また２３は、送風機の羽根車
１の回転方向、点Ａは熱交換器３と送風機の羽根車１と
の最小隙間、４は、送風機の羽根車１と熱交換器３の最
小隙間点Ａ付近に、熱交換器３から送風機の羽根車方向
に凸となるように形成された整流部材、また、４ａは、
整流部材４の前記最小隙間点Ａより、送風機の羽根車１
から吹き出される空気の上流側の端面、４ｂは前記整流
部材４の前記最小隙間点Ａより送風機の羽根車から吹き
出される空気の下流側の端面を示し、この２点で整流部
材４は熱交換器に近接、例えば密着している。

【００１９】図３は、図１、２における熱交換器３と送
風機の羽根車１との最小隙間点Ａ付近を送風機側から見
た斜視図である。送風機の羽根車１と熱交換器３との最
小隙間点Ａ付近に、熱交換器３から送風機方向に凸とな
るように形成された整流部材４のハンガー状の前記整流
部材の端部４ａ、４ｂで熱交換器３の銅パイプ２２に掛
け固定され、熱交換器３に密着されている。図４は、図
３の整流部材４のみ取り出した図である。図中４ａ、４
ｂは、整流部材４を熱交換器３と密着させる際の整流部
材４の端部を示す。図５は、図２の要部の部分拡大図で
ある。

【００２０】このように構成された空気調和機におい
て、図５のように送風機の羽根車１と熱交換器３の最小
隙間点Ａより送風機の羽根車１から吹き出された空気５
０の上流側、下流側の整流部材の端部４ａ、４ｂが熱交
換器３に密着し、かつ熱交換器３整流部材４との間に空
間があるため、送風機の羽根車１から吹き出された流れ
５０の熱交換器のフィン３ａと垂直方向成分５０ｘが整
流部材４により減速され、熱交換器のフィン３ａ方向へ
偏向され通過するとともに、整流部材４を通過しなかっ
た流れ５０ｂは、整流部材４でのコアンダー効果によっ
て、熱交換器のフィン３ａ方向に偏向され、熱交換器３
を通過する。これにより、図６２の整流部材が無い時の
熱交換器のフィン３ａに対し、吹出し流れ５０が迎角を
もって流入することによる剥離渦２４や、図６の前記整
流部材４の最小隙間点Ａから上流側の端部４ａが熱交換
器３に密着していない時のように、送風機の羽根車１か
ら吹き出された流れ５０が整流部材４を通過せず熱交換
器のフィン３ａと迎角をもっていることに生じる剥離渦
２４、また図７の整流部材４の前記最小隙間点Ａの下流
側の端部４ｂが熱交換器３に密着していない時のよう
に、送風機の羽根車１を吹き出された流れ５０が、整流
部材４通過後、整流部材４の前記最小隙間点Ａより下流
側の端部４ｂ付近で発生する放出渦２５の圧力が周囲よ
り低いため、この放出渦２５の方向へ流れが誘導される
ことにより、熱交換器のフィン３ａと迎角を持ち生じる
剥離渦２４を無くせると同時に、この剥離渦２４の圧力
変動により誘発される熱交換器のフィン３ａ間の干渉騒
音を無くすことができるため、本体から発生する耳障り
な騒音を低減できる。

【００２１】図８は、本体の同一吹出し風量における、
１／３オクターブ分析結果による音圧レベルと周波数と
の関係を示したものである。破線で示す本発明のもの
は、実線で示す整流部材なしのものに対し、２〜５ｋＨ
ｚの騒音が大幅に低減している。なお上述の説明で、整
流部材４は熱交換器に密着している構成を説明したが、
この密着とは熱交換機のフィンの上端面が並ぶ線上に整
流部材が存在することが望ましいということであり、こ
の整流部材の端部がフィンに接触していても、フィンの
間にあってもよい。 更にフィンの上端面が並ぶ線上に
整流部材の端部が存在せず、例えば整流部材の厚み程度
の隙間があっても異常音を抑える効果が存在するし、更
に上流側と下流側のこの隙間が同一である必要もない。
要は異常音を抑えるのに必要なだけ、端部をフィン列に
近接すれば良い。 また熱交換器から送風機方向に凸と
なるように形成されたこの頂上部分が送風機の羽根車か
ら吹き出された空気の最小隙間より下流側に突出した構
成を説明したが、もし回転方向がどちらでも起こり得る
構造の空気調和機であれば、点Ｅは線ＯＡ上に設ければ
良いといえる。整流部材４は、樹脂や金属部材などで製
造することができる。またこの整流部材のの幅は必ずし
も熱交換器の幅と同じ必要はなく風の流れの強い箇所に
設置すれば耳障りな騒音を低減できる。

【００２２】発明の実施の形態２．図９は、この発明の
別の実施の形態の例における空気調和機の発明実施の形
態１の図１に相当する図である。対応する符号は、同一
のものを示す。図１０は、第１の発明の別の実施例にお
ける空気調和機の発明実施の形態１の図２に相当する図
である。対応する符号は、同一のものを示す。図９、１
０のように、熱交換器３が直線状であっても、最小隙間
付近に整流部材４を配設することにより、発明実施の形
態１と同様の効果を得ることができる。

【００２３】発明の実施の形態３．図１１は、この発明
に係る空気調和機の他の実施の形態の例における空気調
和機の発明実施の形態１の図５に相当する要部の部分拡
大図である。送風機である遠心送風機の羽根車１の回転
軸中心を点Ｏ、フィンチューブ型熱交換器３と送風機の
羽根車１との最小隙間を点Ａ、送風機の羽根車１外周部
と送風機の羽根車１の回転軸Ｏと前記最小隙間点Ａを結
ぶ直線ＯＡとの交点をＰ、点Ａから送風機の羽根車１か
ら吹き出された空気５０の上流側の整流部材の端部４ａ
が熱交換器３に密着する点をＢ、また下流側の整流部材
の端部４ｂが熱交換器３に密着する点をＦとするとき、
前記整流部材の送風機の羽根車から吹き出された空気の
上流側の整流部材の端部と下流側の端部を結ぶ直線４ａ
−４ｂ上から、点４ａを中心に任意角度β°回転させた
任意長さの直線４ａ−Ｅと点Ｅ、４ｂを結ぶ直線Ｅ−４
ｂにより形成された整流部材４を示す。この整流部材４
を点Ｂ、Ｆで熱交換器３に密着させて配設している。ま
た図中、送風機の回転軸中心を点Ｏ、送風機の回転方向
を２３、熱交換器３のアルミフィンを３ａ、熱交換器３
の銅パイプを２２を示す。

【００２４】このよう構成された空気調和機おいて、図
１１のように送風機の羽根車１と熱交換器３の最小隙間
点Ａより送風機の羽根車１から吹き出された空気５０の
上流側、下流側の整流部材の端部４ａ、４ｂが熱交換器
３に密着し、かつ熱交換器３整流部材４との間に空間が
あるため、送風機の羽根車１から吹き出された流れ５０
の熱交換器のフィン３ａと垂直方向成分５０ｘが整流部
材４の直線４ａ−Ｅ部分により減速され、熱交換器のフ
ィン３ａ方向へ偏向され通過するとともに、整流部材４
を通過しなかった流れ５０ｂは、整流部材４の下流側の
直線Ｅ−Ｆでのコアンダー効果によって、熱交換器のフ
ィン３ａ方向に偏向され、熱交換器３を通過する。これ
により、図６２の整流部材が無い時の熱交換器のフィン
３ａに対し、吹出し流れ５０が迎角をもって流入するこ
とによる剥離渦２４を無くせると同時に、この剥離渦２
４の圧力変動により誘発される熱交換器のフィン３ａ間
の干渉騒音を無くすことができるため、本体から発生す
る耳障りな騒音を低減できる。図１２は、本体の同一吹
出し風量における、１／３オクターブ分析結果による音
圧レベルと周波数との関係を示したものである。破線で
示す本発明のものは、実線で示す整流部材なしのものに
対し、２〜５ｋＨｚの騒音が大幅に低減している。

【００２５】なお、整流部材４の直線状４ａ−Ｅ部分と
はほぼ直線状の板材を使用するということで合って、凸
または凹の円弧形状を使用すると、風の流れがこの整流
板に沿ってしまうので、風の流れが沿わない範囲で直線
状であれば良いものである。

【００２６】発明の実施の形態４．図１３は、この発明
に係る空気調和機の別の実施の形態の例における空気調
和機の発明実施の形態１の図５に相当する要部の部分拡
大図である。送風機である遠心送風機の羽根車１の回転
軸中心を点Ｏ、フィンチューブ型熱交換器３と送風機の
羽根車１との最小隙間を点Ａ、送風機の羽根車１外周部
と送風機の羽根車１の回転軸Ｏと前記最小隙間点Ａを結
ぶ直線ＯＡとの交点をＰ、点Ａから送風機の羽根車１か
ら吹き出された空気５０の上流側の整流部材の端部４ａ
が熱交換器３に密着する点をＢ、また下流側の整流部材
の端部４ｂが熱交換器３に密着する点をＦとするとき、
前記整流部材の送風機の羽根車から吹き出された空気の
熱交換器と送風機の羽根車との最小隙間点Ａより上流側
の整流部材の端部と下流側の端部を結ぶ直線４ａ−４ｂ
上から、点４ａを中心にβ°回転させた任意長さの直線
４ａ−Ｅと、直線４ａ−Ｅに点Ｅで接しかつ点Ｆにおい
て熱交換器のフィン３ａとの角度γが上流側に９０°以
下の接線を有する円弧Ｅ−４ｂにより形成された整流部
材４を示す。この整流部材４を点Ｂ、Ｆで熱交換器３に
密着させて配設している。このように構成された空気調
和機において、発明実施の形態３．と同様の効果が得ら
れる。

【００２７】発明実施の形態５．図１４は、この発明に
係る空気調和機の他の実施の形態の例における発明実施
の形態１の図５に相当する要部の部分拡大図である。送
風機である遠心送風機の羽根車１の回転軸中心を点Ｏ、
フィンチューブ型熱交換器３と送風機の羽根車１との最
小隙間を点Ａ、送風機の羽根車１外周部と送風機の羽根
車１の回転軸Ｏと前記最小隙間点Ａを結ぶ直線ＯＡとの
交点をＰ、点Ａから送風機の羽根車１から吹き出された
空気５０の上流側の整流部材の端部４ａが熱交換器３に
密着する点をＢ、また下流側の整流部材の端部４ｂが熱
交換器３に密着する点をＦとするとき、前記整流部材の
送風機の羽根車から吹き出された空気の上流側の整流部
材の端部と下流側の端部を結ぶ直線４ａ−４ｂ上から、
点４ａを中心に任意角度β°回転させた任意長さ直線４
ａ−Ｅと点Ｅ、４ｂを結ぶ直線Ｅ−４ｂにより形成され
た整流部材４を示す。この整流部材４を点Ｂ、Ｆで熱交
換器３に密着させて配設している。また図中、送風機の
回転軸中心を点Ｏ、送風機の回転方向を２３、熱交換器
３のアルミフィンを３ａ、熱交換器３の銅パイプを２２
を示す。

【００２８】このよう構成された空気調和機おいて、図
１４のように送風機の羽根車１と熱交換器３の最小隙間
点Ａより送風機の羽根車１から吹き出された空気５０の
上流側、下流側の整流部材の端部４ａ、４ｂが熱交換器
３に密着し、かつ熱交換器３整流部材４との間に空間が
あるため、送風機の羽根車１から吹き出された流れ５０
の熱交換器のフィン３ａと垂直方向成分５０ｘが整流部
材４の直線４ａ−Ｅ部分により減速され、熱交換器のフ
ィン３ａ方向へ偏向され通過するとともに、整流部材４
を通過しなかった流れ５０ｂは、整流部材４の下流側の
直線であるＥ−Ｆでのコアンダー効果によって、熱交換
器のフィン３ａ方向に偏向され、熱交換器３を通過す
る。これにより、図６２の整流部材が無い時の熱交換器
のフィン３ａに対し、吹出し流れ５０が迎角をもって流
入することによる剥離渦２４を無くせると同時に、この
剥離渦２４の圧力変動により誘発される熱交換器のフィ
ン３ａ間の干渉騒音を無くすことができるため、本体か
ら発生する耳障りな騒音を低減できる。図１５は、本体
の同一吹出し風量における、１／３オクターブ分析結果
による音圧レベルと周波数との関係を示したものであ
る。破線で示す本発明のものは、実線で示す整流部材な
しのものに対し、２〜５ｋＨｚの騒音が大幅に低減して
いる。

【００２９】しかし、このように構成された空気調和機
において整流部材の形状を決定する際、前記整流部材４
の送風機の羽根車１から吹き出された空気５０の前記最
小隙間点Ａより上流側の整流部材の端部４ａと下流側の
端部４ｂを結ぶ直線４ａ−４ｂの長さが、短すぎると効
果が無くなり、長すぎてもそれ以上効果が出なくなり、
逆に図１６のように、送風機の羽根車１から吹き出され
る流れ５０の圧力損失となる。また、前記整流部材４の
送風機の羽根車から吹き出された空気５０の上流側の整
流部材の端部４ａと下流側の端部４ｂを結ぶ直線４ａ−
４ｂ上から、点４ａを中心に任意角度β°回転させた直
線４ａ−Ｅの長さが長すぎて送風機の羽根車１から吹き
出される流れ５０の圧力損失となり騒音悪化したり、短
すぎて熱交換器のフィン３ａでの干渉音に効果が無くな
る。このため最適範囲が存在する。

【００３０】図１７は、整流部材４の上流側端部４ａと
下流側の端部４ｂを結ぶ直線４ａ−４ｂの長さＬと送風
機の羽根車の直径φＤとの比Ｌ／Ｄを変更したときの、
図１５の騒音値の１／３ＯＣＴ分析結果における熱交換
器のフィン３ａ間の干渉騒音の発生周波数帯域である２
〜５ｋＨｚ帯域の音圧レベルのうち、最も高い数値を示
す３．１５ｋＨｚ帯域での整流部材４あり、なしでの音
圧レベルの騒音低減量△ＳＰＬ３．１５ｋ( 図中×印）
と、騒音値Ｏ．Ａ．の比較△ＳＰＬＯＡ( 図中○印）で
示している。図中Ｌ／Ｄ＝０における△ＳＰＬ３．１５
ｋは整流部材なしのときの値である。

【００３１】また、図１８は、前記整流部材４の上流側
直線部４ａ−Ｅの長さＬＭと直線４ａ−４ｂの長さＬと
の比ＬＭ／Ｌを変更したときの図１７に相当する１／３
ＯＣＴ分析結果における熱交換器のフィン３ａ間の干渉
騒音の発生周波数帯域である２〜５ｋＨｚ帯域の音圧レ
ベルのうち、最も高い数値を示す３．１５ｋＨｚ帯域で
の整流部材４あり、なしでの音圧レベルの騒音低減量△
ＳＰＬ３．１５ｋ( 図中×印）と、騒音値Ｏ．Ａ．の比
較△ＳＰＬＯＡ( 図中○印）で示している。図中ＬＭ／
Ｌ＝０における△ＳＰＬ３．１５ｋは整流部材なしのと
きの値である。図からわかるように、整流部材４の上流
側端部４ａと下流側の端部４ｂを結ぶ直線４ａ−４ｂの
長さと送風機の羽根車１の直径φＤとの比Ｌ／Ｄ＝２０
〜５０％の間で、かつ直線４ａ−Ｅの長さが、直線４ａ
−４ｂの長さ以下、５０％以上であれば、騒音値を悪化
させることなく熱交換器のフィン３ａ間での干渉騒音が
低減でき、かつ耳障りな音のしない空気調和機を得られ
る。

【００３２】発明実施の形態６．図１９は、この発明に
係る空気調和機の別の実施の形態の例における空気調和
機の発明実施の形態１の図５に相当する要部の部分拡大
図である。送風機である遠心送風機の羽根車１の回転軸
中心を点Ｏ、フィンチューブ型熱交換器３と送風機の羽
根車１との最小隙間を点Ａ、送風機の羽根車１外周部と
送風機の羽根車１の回転軸Ｏと前記最小隙間点Ａを結ぶ
直線ＯＡとの交点をＰ、点Ａから送風機の羽根車１から
吹き出された空気５０の上流側の整流部材の端部４ａが
熱交換器３に密着する点をＢ、また下流側の整流部材の
端部４ｂが熱交換器３に密着する点をＦとするとき、前
記整流部材４の送風機の羽根車１から吹き出された空気
５０の熱交換器３と送風機の羽根車１との最小隙間点Ａ
より上流側の整流部材の端部４ａと下流側の端部４ｂを
結ぶ直線４ａ−４ｂ上から、点４ａを中心に任意角度β
°回転させた任意長さの直線４ａ−Ｅと、直線４ａ−Ｅ
に点Ｅで接しかつ点Ｆにおいて熱交換器のフィン３ａと
の角度γが上流側に９０°以下の接線を有する円弧Ｅ−
４ｂにより形成された整流部材４を示す。この整流部材
４を点Ｂ、Ｆで熱交換器３に密着させて配設している。

【００３３】このように構成された空気調和機におい
て、発明実施の形態５．と同様の効果が得られる。しか
し、このように構成された空気調和機において整流部材
４の形状を決定する際、前記整流部材４の送風機の羽根
車１から吹き出された空気５０の前記最小隙間点Ａより
上流側の整流部材の端部４ａと下流側の端部４ｂを結ぶ
直線４ａ−４ｂの長さが、短すぎると図２０のように、
上流側で熱交換器のフィン３ａでの剥離渦２４が発生
し、効果が無くなり、長すぎてもそれ以上効果が出なく
なり、図２１のように、送風機の羽根車１から吹き出さ
れる流れ５０の圧力損失となり、騒音値が悪化する。ま
た、前記整流部材４の送風機の羽根車から吹き出された
空気５０の上流側の整流部材の端部４ａと下流側の端部
４ｂを結ぶ直線４ａ−４ｂ上から、点４ａを中心に任意
角度β°回転させた直線４ａ−Ｅの長さが長すぎて送風
機の羽根車１から吹き出される流れ５０の圧力損失とな
り騒音悪化したり、短すぎて熱交換器のフィン３ａでの
干渉音に効果が無くなる。そこで、最適範囲が存在す
る。

【００３４】図２２は、整流部材４の上流側端部４ａと
下流側の端部４ｂを結ぶ直線４ａ−４ｂの長さＬと送風
機の羽根車の直径φＤとの比Ｌ／Ｄを変更したときの、
図１５のような騒音値の１／３ＯＣＴ分析結果における
熱交換器フィン３ａ間の干渉騒音の発生周波数帯域であ
る２〜５ｋＨｚ帯域の音圧レベルのうち、最も高い数値
を示す３．１５ｋＨｚ帯域での整流部材４あり、なしで
の音圧レベルの騒音低減量△ＳＰＬ３．１５ｋ( 図中×
印）と、騒音値Ｏ．Ａ．の比較△ＳＰＬＯＡ(図中○
印）で示している。また、図２３は、前記整流部材４の
上流側直線部４ａ−Ｅの長さＬＭと直線４ａ−４ｂの長
さＬとの比ＬＭ／Ｌを変更したときの図１７に相当する
１／３ＯＣＴ分析結果における熱交換器のフィン３ａ間
の干渉騒音の発生周波数帯域である２〜５ｋＨｚ帯域の
音圧レベルのうち最も数値の高い３．１５ｋＨＺ帯域で
の整流部材４あり、なしでの音圧レベルの騒音低減量△
ＳＰＬ３．１５ｋ( 図中×印）と、騒音値Ｏ．Ａ．の比
較△ＳＰＬＯＡ( 図中○印）で示している。図中ＬＭ／
Ｌ＝０における△ＳＰＬ３．１５ｋは整流部材なしのと
きの値である。図からわかるように、整流部材４の上流
側端部４ａと下流側の端部４ｂを結ぶ直線４ａ−４ｂの
長さと送風機の羽根車１の直径φＤとの比Ｌ／Ｄ＝２０
〜５０％の間で、かつ直線４ａ−Ｅの長さが、直線４ａ
−４ｂの長さ以下、５０％以上であれば、騒音値を悪化
させることなく熱交換器のフィン３ａ間での干渉騒音が
低減でき、かつ耳障りな音のしない空気調和機を得られ
る。

【００３５】発明実施の形態７．図２４は、この発明に
係る空気調和機の他の実施の形態の例における空気調和
機の発明実施の形態１の図５に相当する要部の部分拡大
図である。送風機である遠心送風機の羽根車１の回転軸
中心を点Ｏ、フィンチューブ型熱交換器３と送風機の羽
根車１との最小隙間を点Ａ、送風機の羽根車１外周部と
送風機の羽根車１の回転軸Ｏと前記最小隙間点Ａを結ぶ
直線ＯＡとの交点をＰ、点Ａから送風機の羽根車１から
吹き出された空気５０の上流側の整流部材の端部４ａが
熱交換器３に密着する点をＢ、また下流側の整流部材の
端部４ｂが熱交換器３に密着する点をＦとするとき、前
記整流部材の送風機の羽根車から吹き出された空気の上
流側の整流部材の端部と下流側の端部を結ぶ直線４ａ−
４ｂ上から、点４ａを中心に任意角度β°回転させた任
意長さの直線４ａ−Ｅと点Ｅ、４ｂを結ぶ直線Ｅ−４ｂ
により形成された整流部材４を示す。この整流部材４を
点Ｂ、Ｆで熱交換器３に密着させて配設している。また
図中、送風機の回転軸中心を点Ｏ、送風機の回転方向を
２３、熱交換器３のアルミフィンを３ａ、熱交換器３の
銅パイプを２２を示す。このよう構成された空気調和機
おいて、図２４のように送風機の羽根車１と熱交換器３
の最小隙間点Ａより送風機の羽根車１から吹き出された
空気５０の上流側、下流側の整流部材の端部４ａ、４ｂ
が熱交換器３に密着し、かつ熱交換器３整流部材４との
間に空間があるため、送風機の羽根車１から吹き出され
た流れ５０の熱交換器のフィン３ａと垂直方向成分５０
ｘが整流部材４の直線４ａ−Ｅ部分により減速され、熱
交換器のフィン３ａ方向へ偏向され通過するとともに、
整流部材４を通過しなかった流れ５０ｂは、整流部材４
の下流側の直線Ｅ−Ｆでのコアンダー効果によって、熱
交換器のフィン３ａ方向に偏向され、熱交換器３を通過
する。これにより、図６２の整流部材が無い時の熱交換
器のフィン３ａに対し、吹出し流れ５０が迎角をもって
流入することによる剥離渦２４を無くせると同時に、こ
の剥離渦２４の圧力変動により誘発される熱交換器のフ
ィン３ａ間の干渉騒音を無くすことができるため、本体
から発生する耳障りな騒音を低減できる。図２５は、本
体の同一吹出し風量における、１／３オクターブ分析結
果による音圧レベルと周波数との関係を示したものであ
る。破線で示す本発明のものは、実線で示す整流部材な
しのものに対し、２〜５ｋＨｚの騒音が大幅に低減して
いる。しかし、このように構成された空気調和機におい
て、整流部材４の送風機の羽根車１から吹き出された空
気５０の上流側の整流部材の端部４ａが熱交換器に密着
する点Ｂの位置が上流側すぎると、圧力損失になり、点
Ａ上では、干渉音が低減しきれない。

【００３６】また、整流部材４の送風機の羽根車１から
吹き出された空気５０の前記最小隙間点Ａより上流側の
整流部材の端部４ａと下流側の端部４ｂを結ぶ直線４ａ
−４ｂの長さが、短すぎると効果が無くなり、長すぎて
もそれ以上効果が出なくなり、逆に送風機の羽根車１か
ら吹き出される流れ５０の圧力損失となる。そして、前
記整流部材４の送風機の羽根車から吹き出された空気５
０の上流側の整流部材の端部４ａと下流側の端部４ｂを
結ぶ直線４ａ−４ｂ上から、点４ａを中心に任意角度β
°回転させた直線４ａ−Ｅの長さが長すぎて送風機の羽
根車１から吹き出される流れ５０の圧力損失となり騒音
悪化したり、短すぎて熱交換器のフィン３ａでの干渉音
に効果が無くなる。このため、点Ｂの位置を決めるＡＢ
の距離、整流部材の上、下流端部を結ぶ直線４ａ−４ｂ
の距離、および整流部材直線部４ａ−Ｅの長さに最適範
囲が存在する。図２６は、前記点Ｂと最小隙間点Ａの距
離ＡＢの長さ範囲を、送風機の羽根車１と熱交換器の最
小隙間長さＡＰに対するＡＢの長さの比率ＡＢ／ＡＰを
変更したときの、図２５の騒音値の１／３ＯＣＴ分析結
果における熱交換器フィン３ａ間の干渉騒音の発生周波
数帯域である２〜５ｋＨｚ帯域の音圧レベルのうち最も
数値の高い３．１５ｋＨｚ帯域での整流部材４あり、な
しでの音圧レベルの騒音低減量△ＳＰＬ３．１５ｋ( 図
中×印）、騒音値Ｏ．Ａの騒音低減量△ＳＰＬＯ．Ａ(
図中○印) で示している。図中●における△ＳＰＬ３．
１５ｋは整流部材なしのときの値である。

【００３７】図２７は、整流部材４の上流側端部４ａと
下流側の端部４ｂを結ぶ直線４ａ−４ｂの長さＬと送風
機の羽根車の直径φＤとの比Ｌ／Ｄを変更したときの、
図２５の騒音値の１／３ＯＣＴ分析結果における熱交換
器のフィン３ａ間の干渉騒音の発生周波数帯域である２
〜５ｋＨｚ帯域の音圧レベルのうち、最も高い数値を示
す３．１５ｋＨｚ帯域での整流部材４あり、なしでの音
圧レベルの騒音低減量△ＳＰＬ３．１５ｋ( 図中×印）
と、騒音値Ｏ．Ａ．の比較△ＳＰＬＯＡ( 図中○印）で
示している。図中Ｌ／Ｄ＝０における△ＳＰＬ３．１５
ｋは整流部材なしのときの値である。また、図２８は、
前記整流部材４の上流側直線部４ａ−Ｅの長さＬＭと直
線４ａ−４ｂの長さＬとの比ＬＭ／Ｌを変更したときの
１／３ＯＣＴ分析結果における熱交換器のフィン３ａ間
の干渉騒音の発生周波数帯域である２〜５ｋＨｚ帯域の
音圧レべルのうち、最も高い数値を示す３．１５ｋＨｚ
帯域での整流部材４あり、なしでの音圧レベルの騒音低
減量△ＳＰＬ３．１５ｋ( 図中×印）と、騒音値Ｏ．
Ａ．の比較△ＳＰＬＯＡ( 図中○印）で示している。図
中ＬＭ／Ｌ＝０における△ＳＰＬ３．１５ｋは整流部材
なしのときの値である。図からわかるように、整流部材
上流部端部が、最小隙間より上流側に送風機の羽根車と
熱交換器の最小隙間長さの２５〜９０％で、かつ整流部
材４の上流側端部４ａと下流側の端部４ｂを結ぶ直線４
ａ−４ｂの長さと送風機の羽根車１の直径φＤとの比Ｌ
／Ｄ＝２０〜５０％の間で、さらに直線４ａ−Ｅの長さ
が、直線４ａ−４ｂの長さ以下、５０％以上であれば、
騒音値を悪化させることなく熱交換器のフィン３ａ間で
の干渉騒音が低減でき、かつ耳障りな音のしない空気調
和機を得られる。

【００３８】発明実施の形態８．図２９は、この発明に
係る空気調和機における発明実施の形態１の図５に相当
する要部の部分拡大図である。送風機の羽根車１の回転
軸中心を点Ｏ、フィンチューブ型熱交換器３と送風機の
羽根車１との最小隙間を点Ａ、送風機の羽根車１外周部
と送風機の羽根車１の回転軸Ｏと前記最小隙間点Ａを結
ぶ直線ＯＡとの交点をＰ、点Ａから送風機の羽根車１か
ら吹き出された空気５０の上流側の整流部材の端部４ａ
が熱交換器３に密着する点をＢ、また下流側の整流部材
の端部４ｂが熱交換器３に密着する点をＦとするとき、
前記整流部材の送風機の羽根車から吹き出された空気の
上流側の整流部材の端部と下流側の端部を結ぶ直線４ａ
−４ｂ上から、点４ａを中心に任意角度β°回転させた
任意長さの直線４ａ−Ｅと点Ｅ、４ｂを結ぶ直線Ｅ−４
ｂにより形成された整流部材４を示す。この整流部材４
を点Ｂ、Ｆで熱交換器３に密着させて配設している。ま
た図中、送風機の回転軸中心を点Ｏ、送風機の回転方向
を２３、熱交換器３のアルミフィンを３ａ、熱交換器３
の銅パイプを２２を示す。

【００３９】このよう構成された空気調和機おいて、図
２９のように送風機の羽根車１と熱交換器３の最小隙間
点Ａより送風機の羽根車１から吹き出された空気５０の
上流側、下流側の整流部材の端部４ａ、４ｂが熱交換器
３に密着し、かつ熱交換器３整流部材４との間に空間が
あるため、送風機の羽根車１から吹き出された流れ５０
の熱交換器のフィン３ａと垂直方向成分５０ｘが整流部
材４の直線４ａ−Ｅ部分により減速され、熱交換器のフ
ィン３ａ方向へ偏向され通過するとともに、整流部材４
を通過しなかった流れ５０ｂは、整流部材４の下流側の
直線Ｅ−Ｆでのコアンダー効果によって、熱交換器のフ
ィン３ａ方向に偏向され、熱交換器３を通過する。これ
により、図６２の整流部材が無い時の熱交換器のフィン
３ａに対し、吹出し流れ５０が迎角をもって流入するこ
とによる剥離渦２４を無くせると同時に、この剥離渦２
４の圧力変動により誘発される熱交換器のフィン３ａ間
の干渉騒音を無くすことができるため、本体から発生す
る耳障りな騒音を低減できる。図３０は、本体の同一吹
出し風量における、１／３オクターブ分析結果による音
圧レベルと周波数との関係を示したものである。破線で
示す本発明のものは、実線で示す整流部材なしのものに
対し、２〜５ｋＨｚの騒音が大幅に低減している。しか
し、このように構成された空気調和機において、整流部
材４の形状を決定する際の整流部材４の送風機の羽根車
１から吹き出された空気５０の上流側の整流部材の端部
４ａと下流側の端部４ｂを結ぶ直線４ａ−４ｂ上から、
点４ａを中心に直線４ａ−４ｂの長さ以下の直線４ａ−
Ｅを回転させるときの角度β°が、大きすぎると、図３
１のように送風機の羽根車の吹出し流れ５０の圧力損失
を招くとともに、送風機の羽根車１に整流部材４表面で
の流れが圧力変動を与え、図３２のようにＮｚ音および
騒音値が悪化する。また小さすぎると、図３３のように
整流部材４と熱交換器３の間に空間ができないため、送
風機の羽根車１から吹き出された流れ５０を偏向でき
ず、熱交換器のフィン３ａでの剥離渦２４が生じ、干渉
音が発生してしまう。そのため、角度β°の最適範囲が
存在する。

【００４０】図３４は、前記角度β°を変更したとき
の、図３０の騒音値の１／３ＯＣＴ分析結果における熱
交換器フィン３ａ間の干渉騒音の発生周波数帯域である
２〜５ｋＨｚ帯域の音圧レベルのうち最も数値の高い
３．１５ｋＨｚ帯域での整流部材４あり、なしでの音圧
レベルの騒音低減量△ＳＰＬ３．１５ｋ( 図中×印）
と、騒音値Ｏ．Ａ．の比較△ＳＰＬＯＡ( 図中○印）で
示している。図中●は、β°＝０における△ＳＰＬ３．
１５ｋは整流部材なしのときの値である。図から分かる
ように、β°＝３〜２０°の間であれば、Ｎｚ音および
騒音値を悪化させることなく、熱交換器のフィン３ａ間
での干渉騒音が低減でき、かつ耳障りな音のしない空気
調和機を得られる。

【００４１】発明実施の形態９．図３５は、この発明に
係る空気調和機における発明実施の形態１の図５に相当
する要部の部分拡大図である。送風機である遠心送風機
の羽根車１の回転軸中心を点Ｏ、この回転方向を２３、
フィンチューブ型熱交換器３と送風機の羽根車１との最
小隙間を点Ａ、熱交換器３の銅パイプを２２、送風機の
羽根車１外周部と送風機の羽根車１の回転軸Ｏと前記最
小隙間点Ａを結ぶ直線ＯＡとの交点をＰ、点Ａから送風
機の羽根車１から吹き出された空気５０の上流側の整流
部材の端部４ａが熱交換器３に密着する点をＢ、また下
流側の整流部材の端部４ｂが熱交換器３に密着する点を
Ｆとするとき、前記整流部材の送風機の羽根車から吹き
出された空気の上流側の整流部材の端部と下流側の端部
を結ぶ直線４ａ−４ｂ上から、点４ａを中心に直線４ａ
−４ｂの長さ以下の直線を角度β°回転させた直線４ａ
−Ｅと直線４ａ−Ｅに点Ｅで接しかつ点Ｆにおいて熱交
換器のフィン３ａとの角度γが上流側に９０°以下の接
線を有する円弧Ｅ−４ｂにより形成された整流部材４を
示す。この整流部材４を点Ｂ、Ｆで熱交換器３に密着さ
せて配設している。このよう構成された空気調和機おい
て、図３５のように送風機の羽根車１と熱交換器３の最
小隙間点Ａより送風機の羽根車１から吹き出された空気
５０の上流側、下流側の整流部材の端部４ａ、４ｂが熱
交換器３に密着し、かつ熱交換器３整流部材４との間に
空間があるため、送風機の羽根車１から吹き出された流
れ５０の熱交換器のフィン３ａと垂直方向成分５０ｘが
整流部材４の直線４ａ−Ｅ部分により減速され、熱交換
器のフィン３ａ方向へ偏向され通過するとともに、整流
部材４を通過しなかった流れ５０ｂは、整流部材４の下
流側の円弧Ｅ−４ｂでのコアンダー効果によって、熱交
換器のフィン３ａ方向に偏向され、熱交換器３を通過す
る。これにより、図６２の整流部材が無い時の熱交換器
のフィン３ａに対し、吹出し流れ５０が迎角をもって流
入することによる剥離渦２４を無くせると同時に、この
剥離渦２４の圧力変動により誘発される熱交換器のフィ
ン３ａ間の干渉騒音を無くすことができるため、空気調
和機の本体２から聞こえる耳障りな騒音を低減できる。

【００４２】図３６は、本体の同一吹出し風量におけ
る、１／３オクターブ分析結果による音圧レベルと周波
数との関係を示したものである。破線で示す本発明のも
のは、実線で示す整流部材なしのものに対し、２〜５ｋ
Ｈｚの騒音が大幅に低減している。しかし、このように
構成された空気調和機において、整流部材４の形状を決
定する際の整流部材４の送風機の羽根車１から吹き出さ
れた空気５０の上流側の整流部材の端部４ａと下流側の
端部４ｂを結ぶ直線４ａ−４ｂ上から、点４ａを中心に
直線４ａ−４ｂの長さ以下の直線４ａ−Ｅを回転させる
ときの角度β°が大きすぎると、送風機の羽根車１の吹
出し流れ５０の圧力損失を招くとともに、送風機の羽根
車１に整流部材４表面での流れが圧力変動を与え、Ｎｚ
音および騒音値が悪化する。また小さすぎると、整流部
材４と熱交換器３の間に空間ができないため、送風機の
羽根車１から吹き出された流れ５０を偏向できず、熱交
換器のフィン３ａでの剥離渦２４が生じ、干渉音が発生
してしまう。そのため、角度β°の最適範囲が存在す
る。図３７は、前記角度β°を変更したときの、図３５
の騒音値の１／３ＯＣＴ分析結果における熱交換器フィ
ン３ａ間の干渉騒音の発生周波数帯域である２〜５ｋＨ
ｚ帯域の音圧レベルのうち最も数値の高い３．１５ｋＨ
ｚ帯域での整流部材４あり、なしでの音圧レベルの騒音
低減量△ＳＰＬ３．１５ｋ( 図中×印）と、騒音値Ｏ．
Ａ．の比較△ＳＰＬＯＡ( 図中○印）で示している。図
中●は、β°＝０における△ＳＰＬ３．１５ｋは整流部
材なしのときの値である。図から分かるように、β°＝
３〜２０°の間であれば、Ｎｚ音および騒音値を悪化さ
せることなく、熱交換器のフィン３ａ間での干渉騒音が
低減でき、かつ耳障りな音のしない空気調和機を得られ
る。

【００４３】発明実施の形態１０．図３８は、この発明
に係る空気調和機における発明実施の形態１の図５に相
当する要部の部分拡大図である。送風機である遠心送風
機の羽根車１の回転軸中心を点Ｏ、この回転方向を２
３、フィンチューブ型熱交換器３と送風機の羽根車１と
の最小隙間を点Ａ、熱交換器３の銅パイプを２２、送風
機の羽根車１外周部と送風機の羽根車１の回転軸Ｏと前
記最小隙間点Ａを結ぶ直線ＯＡとの交点をＰ、点Ａから
送風機の羽根車１から吹き出された空気５０の上流側の
整流部材の端部４ａが熱交換器３に密着する点をＢ、ま
た下流側の整流部材の端部４ｂが熱交換器３に密着する
点をＦとするとき、前記整流部材の送風機の羽根車から
吹き出された空気の上流側の整流部材の端部と下流側の
端部を結ぶ直線４ａ−４ｂ上から、点４ａを中心に直線
４ａ−４ｂの長さ以下の直線を角度β°回転させた直線
４ａ−Ｅと直線４ａ−Ｅに点Ｅで接しかつ点Ｆにおいて
熱交換器のフィン３ａとの角度γが上流側に９０°以下
の接線を有する円弧Ｅ−４ｂにより形成された整流部材
４を示す。この整流部材４を点Ｂ、Ｆで熱交換器３に密
着させて配設している。このよう構成された空気調和機
おいて、図３８のように送風機の羽根車１と熱交換器３
の最小隙間点Ａより送風機の羽根車１から吹き出された
空気５０の上流側、下流側の整流部材の端部４ａ、４ｂ
が熱交換器３に密着し、かつ熱交換器３整流部材４との
間に空間があるため、送風機の羽根車１から吹き出され
た流れ５０の熱交換器のフィン３ａと垂直方向成分５０
ｘが整流部材４の直線４ａ−Ｅ部分により減速され、熱
交換器のフィン３ａ方向へ偏向され通過するとともに、
整流部材４を通過しなかった流れ５０ｂは、整流部材４
の下流側の円弧Ｅ−４ｂでのコアンダー効果によって、
熱交換器のフィン３ａ方向に偏向され、熱交換器３を通
過する。これにより、図６２の整流部材が無い時の熱交
換器のフィン３ａに対し、吹出し流れ５０が迎角をもっ
て流入することによる剥離渦２４を無くせると同時に、
この剥離渦２４の圧力変動により誘発される熱交換器の
フィン３ａ間の干渉騒音を無くすことができるため、空
気調和機の本体２から聞こえる耳障りな騒音を低減でき
る。

【００４４】図３９は、本体の同一吹出し風量におけ
る、１／３ＯＣＴ分析結果による音圧レベルと周波数と
の関係を示したものである。破線で示す本発明のもの
は、実線で示す整流部材なしのものに対し、２〜５ｋＨ
ｚの騒音が大幅に低減している。しかし、このように構
成された空気調和機において、整流部材４の形状を決定
する際の前記直線４ａ−４ｂの長さが短すぎると、上流
側で熱交換器のフィン３ａでの剥離渦２４が発生し、効
果が無くなり、長すぎてもそれ以上効果が出なくなり、
送風機の羽根車１から吹き出される流れ５０の圧力損失
となり、騒音値が悪化する。そして、直線４ａ−Ｅの長
さが長すぎて送風機の羽根車１から吹き出される流れ５
０の圧力損失となり騒音悪化したり、短すぎて熱交換器
のフィン３ａでの干渉音に効果が無くなる。また角度β
°が大きすぎると、送風機の羽根車の吹出し流れ５０の
圧力損失を招くとともに、送風機の羽根車１に整流部材
４表面での流れが圧力変動を与え、Ｎｚ音および騒音値
が悪化する。また小さすぎると、整流部材４と熱交換器
３の間に空間ができないため、送風機の羽根車１から吹
き出された流れ５０を偏向できず、熱交換器のフィン３
ａでの剥離渦２４が生じ、干渉音が発生してしまう。さ
らに整流部材４の送風機の羽根車１から吹き出された空
気５０の上流側の整流部材の端部４ａが熱交換器に密着
する点Ｂの位置が上流側すぎると、圧力損失になり、点
Ａ上では、干渉音が低減しきれない。そこで、各最適範
囲が存在する。図４０は、整流部材４の上流側端部４ａ
と下流側の端部４ｂを結ぶ直線４ａ−４ｂの長さＬと送
風機の羽根車の直径φＤとの比Ｌ／Ｄを変更したとき
の、騒音値の１／３ＯＣＴ分析結果における熱交換器の
フィン３ａ間の干渉騒音の発生周波数帯域である２〜５
ｋＨｚ帯域の音圧レベルのうち最も数値の高い３．１５
ｋＨｚ帯域での整流部材４あり、なしでの音圧レベルの
騒音低減量△ＳＰＬ３．１５ｋ( 図中×印）と、騒音値
Ｏ．Ａ．の比較△ＳＰＬＯＡ( 図中○印）で示してい
る。図中Ｌ／Ｄ＝０における△ＳＰＬ３．１５ｋは整流
部材なしのときの値である。また、図４１は、前記整流
部材４の上流側直線部４ａ−Ｅの長さＬＭと直線４ａ−
４ｂの長さＬとの比ＬＭ／Ｌを変更したときの１／３Ｏ
ＣＴ分析結果における熱交換器のフィン３ａ間の干渉騒
音の発生周波数帯域である２〜５ｋＨｚ帯域の音圧レベ
ルのうち最も数値の高い３．１５ｋＨｚ帯域での整流部
材４あり、なしでの音圧レベルの騒音低減量△ＳＰＬ
３．１５ｋ( 図中×印）と、騒音値Ｏ．Ａ．の比較△Ｓ
ＰＬＯＡ( 図中○印）で示している。図中Ｌ／Ｄ＝０に
おける△ＳＰＬ３．１５ｋは整流部材なしのときの値で
ある。

【００４５】図４２は、前記角度β°を変更したとき
の、騒音値の１／３ＯＣＴ分析結果における熱交換器フ
ィン３ａ間の干渉騒音の発生周波数帯域である２〜５ｋ
Ｈｚ帯域の音圧レベルのうち最も数値の高い３．１５ｋ
Ｈｚ帯域での整流部材４あり、なしでの音圧レベルの騒
音低減量△ＳＰＬ３．１５ｋ（図中×印）と、騒音値
Ｏ．Ａ．の比較△ＳＰＬＯＡ( 図中○印）で示してい
る。図中●は、β°＝０における△ＳＰＬ３．１５ｋは
整流部材なしのときの値である。図４３は、前記点Ｂと
最小隙間点Ａの距離ＡＢの長さ範囲を、送風機の羽根車
１と熱交換器の最小隙間長さＡＰに対するＡＢの長さの
比率ＡＢ／ＡＰを変更したときの、図３９の騒音値の１
／３ＯＣＴ分析結果における熱交換器フィン３ａ間の干
渉騒音の発生周波数帯域である２〜５ｋＨｚ帯域の音圧
レベルのうち最も数値の高い３．１５ｋＨｚ帯域での整
流部材４あり、なしでの音圧レベルの騒音低減量△ＳＰ
Ｌ３．１５ｋ( 図中×印）、騒音値の低減量△ＳＰＬ
Ｏ．Ａ( 図中○印）で示している。図中●における△Ｓ
ＰＬ３．１５ｋ= ０は整流部材なしのときの値である。
図から分かるように、直線４ａ−４ｂの長さが送風機の
羽根車の直径の２０〜５０％、直線４ａ−Ｅの長さが直
線４ａ−４ｂの５０％から１００％、さらに角度β°が
３〜２０°の間、かつ点Ｂの位置が最小隙間点Ａより送
風機の羽根車の吹出し流れに対し上流側に、送風機の羽
根車と熱交換器の最小隙間距離ＡＰの２５〜９０％の間
の距離であれば、Ｎｚ音および騒音値を悪化させること
なく、熱交換器のフィン３ａ間での干渉騒音が低減で
き、かつ耳障りな音のしない空気調和機を得られる。

【００４６】発明実施の形態１１．図４４はこの発明に
係る空気調和機における送風機の羽根車１と熱交換器３
の最小隙間点Ａ付近に配設された網状部材でできている
整流部材の一実施例を示す。図のようにステンレスや亜
鉛等で錆防止を施された針金を格子状に張り合わせ、ま
たは編み込まれている。また、図４５は、図４４と異な
り編み込み型の網状部材の材質を示す。整流部材４がこ
のようなものであるため、図４６のように、送風機の羽
根車１から吹き出された流れ５０はの熱交換器のフィン
３ａと垂直方向の流れ５０ｘがこの整流部材で減速され
るとともに、熱交換器のフィン３ａの方向へ偏向され
る。これにより、図４７のように、熱交換器のフィン３
ａで起きる干渉騒音が低減できる。 しかし、整流部材
の線径が太すぎると、図４８の熱交換器と整流部材４の
間の拡大図のように、針金の後流渦２６により、図４９
のように２ｋＨｚ付近の音が増大し、ジージーというよ
うな干渉音が発生する。逆に線径が細すぎると、整流部
材４の強度がなく、送風機の羽根車１から吹き出された
流れにたなびいてしまう。また、整流部材の開口率（＝
（開口部ありでの全面積／開口部なしでの全面積）が大
きすぎると干渉音が消し切らず、小さすぎると整流部材
により送風機の羽根車の吹出し流れ５０の圧力損失にな
る。そこで、整流部材の線径おいび開口率に最適範囲が
存在する。

【００４７】図５０は、網状の整流部材４の線径φｄＭ
を変更したときの１／３ＯＣＴ分析結果における熱交換
器のフィン３ａ間の干渉騒音の発生周波数帯域である２
〜５ｋＨｚ帯域の音圧レベルのうち最も数値の高い３．
１５ｋＨｚ帯域での整流部材４あり、なしでの音圧レベ
ルの騒音低減量△ＳＰＬ３．１５ｋ( 図中×印）と、図
５０の２ｋＨｚ帯域の干渉音の比較△ＳＰＬ２ｋ( 図中
○印）で示している。図５１は、開口率Ｔを変更したと
きの１／３ＯＣＴ分析結果における熱交換器のフィン３
ａ間の干渉騒音の発生周波数帯域である２〜５ｋＨｚ帯
域の音圧レベルのうち最も数値の高い３．１５ｋＨｚ帯
域での整流部材４あり、なしでの音圧レベルの騒音低減
量△ＳＰＬ３．１５ｋ( 図中×印）と、騒音値Ｏ．Ａ．
の比較△ＳＰＬＯＡ( 図中○印）で示している。図５
０、５１から分かるように、線径φｄＭが熱交換器のフ
ィンピッチの１〜２倍で、かつ開口率が２０〜４０％で
あれば、騒音値を低減させ、熱交換器のフィン３ａ間で
の干渉騒音が低減でき、かつ耳障りな音のしない空気調
和機を得られる。

【００４８】発明実施の形態１２．図５２はこの発明に
係る空気調和機における送風機の羽根車１と熱交換器３
の最小隙間点Ａ付近に配設された網状部材でできている
整流部材の別実施例を示す。図のように、直線４ａ−Ｅ
の面について、網のピッチが異なっても線径φｄＭと開
口率Ｔが前記範囲φｄＭ= フィンピッチの１〜２倍、Ｔ
＝２０〜４０％の範囲であれば、同様な効果が得られ
る。

【００４９】発明実施の形態１３．図５３は、この発明
に係る空気調和機における送風機の羽根車１と熱交換器
３の最小隙間点Ａ付近に配設された穴あき板材でできて
いる整流部材の一実施例を示す。これは、板金または樹
脂性でできている。このような整流部材４により、図５
４のように、送風機の羽根車１から吹き出された流れ５
０はの熱交換器のフィン３ａと垂直方向の流れ５０ｘが
減速されるとともに、熱交換器のフィン３ａの方向へ偏
向される。これにより、図５５のように、熱交換器のフ
ィン３ａで起きる２〜５ｋＨｚ帯域での干渉騒音が低減
できる。 しかし、穴あき板材の穴径φｄｔが大きすぎ
ると、図５６の熱交換器３と整流部材４の間の拡大図の
ように、穴により発生する噴流２７により、２ｋＨｚ帯
域で熱交換器のフィン３ａから干渉騒音が発生する。ま
た、この整流部材の開口率（＝（開口部ありでの全面積
／開口部なしでの全面積）が大きすぎると干渉音が消し
切らず、小さすぎると整流部材により送風機の羽根車の
吹出し流れ５０の圧力損失となる。そのため、最適範囲
が存在する。

【００５０】図５７は、熱交換器３のフィンピッチＦ．
Ｐと穴径φｄｔとの比Ｆ．Ｐ／φｄｔを変更したとき
の、図５５における１／３ＯＣＴ分析結果における熱交
換器のフィン３ａ間の干渉騒音の発生周波数帯域である
２〜５ｋＨｚ帯域の音圧レベルのうち最も数値の高い
３．１５ｋＨｚ帯域での整流部材４あり、なしでの音圧
レベルの騒音低減量△ＳＰＬ３．１５ｋ( 図中×印）
と、図５５の２ｋＨｚ帯域の干渉音の比較△ＳＰＬ２ｋ
( 図中▲印）、騒音値Ｏ．Ａ．の比較△ＳＰＬＯＡ(図
中○）で示している。図５８は、開口率Ｔを変更したと
きの１／３ＯＣＴ分析結果における熱交換器のフィン３
ａ間の干渉騒音の発生周波数帯域である２〜５ｋＨｚ帯
域の音圧レベルのうち最も数値の高い３．１５ｋＨｚ帯
域での整流部材４あり、なしでの音圧レベルの騒音低減
量△ＳＰＬ（図中×印）と、騒音値Ｏ．Ａ．の比較△Ｓ
ＰＬＯＡ( 図中○印）で示している。図５７、５８から
分かるように、穴径φｄｔが熱交換器のフィンピッチの
０．３〜２倍で、かつ開口率が２５〜４０％であれば、
騒音値を低減させ、熱交換器のフィン３ａ間での干渉騒
音が低減でき、かつ耳障りな音のしない空気調和機を得
られる。

【００５１】発明実施の形態１４．図５９は、この発明
に係る空気調和機における送風機の羽根車１と熱交換器
３の最小隙間点Ａ付近に配設された穴あき板材でできて
いる整流部材の別の実施例を示す。図中、穴空き部材を
用いた整流部材について、穴径が全て等しくなくても、
前記発明実施の形態１３．の穴径の範囲である熱交換器
のフィンピッチＦ．Ｐの０．３〜２倍の範囲で、開口率
も前記範囲の２５〜４０％であれば、騒音値を低減さ
せ、熱交換器のフィン３ａ間での干渉騒音が低減でき、
かつ耳障りな音のしない空気調和機が得られる。

【００５２】

【発明の効果】第一の発明により、熱交換器と送風機と
の最小隙間付近に設けられた整流部材により、送風機か
らの吹出流が熱交換器のフィンに対し、迎角をもって流
入するために生じる干渉騒音を低減し、耳障りな音のし
ない空気調和機を得ることができる。

【００５３】第二の発明により、特に最小隙間から下流
側の熱交換機のフィンに対し大きな迎角を持つ送風機か
らの吹出流が熱交換器のフィンに対し効率よく流れると
共に熱交換器への送風が、迎角をもって流入するために
生じる干渉騒音を低減し、耳障りな音のしない空気調和
機を得ることができる。

【００５４】第三の発明により、整流部材を干渉騒音が
発生している領域をカバ−するように最適な配置が可能
となり効果的に熱交換器のフィンに対し、迎角をもって
流入するために生じる干渉騒音を低減し、耳障りな音の
しない空気調和機を得ることができる。

【００５５】第四の発明により、整流部材の最適な配置
が可能となり風量、風圧を急激に変動することなく効果
的に熱交換器のフィンに対し、迎角をもって流入するた
めに生じる干渉騒音を低減し、耳障りな音のしない空気
調和機を得ることができる。

【００５６】第五の発明により、風圧を大幅に増やさず
にかつ急激に変動することなく効率の良い、耳障りな音
のしない空気調和機を得ることができる。

【００５７】第六の発明により、送風機の風切り音(NZ
音) を上昇、かつ騒音値を悪化させることなく空気調和
機内風路に配設される送風機の羽根車から熱交換器へ送
風される空気が、熱交換器のフィンに対し、迎角をもっ
て流入するために生じる干渉騒音を低減し、耳障りな音
のしない空気調和機を得ることができる。

【００５８】第七の発明により、整流部材を最適位置に
設けることにより、空気調和機を小型化でき、かつ、迎
角をもって流入するために生じる熱交換器のフインでの
干渉騒音を低減し、耳障りな音のしない空気調和機を得
ることができる。

【００５９】第八の発明により、整流部材を最適位置に
設けることにより、空気調和機を小型化でき、かつ、迎
角をもって流入するために生じる熱交換器のフインでの
干渉騒音を低減し、耳障りな音のしない空気調和機を得
ることができる。

【００６０】第九の発明により、小型化した空気調和機
に対し、風圧を増やさずに熱交換器のフインでの干渉騒
音を低減し、耳障りな音のしない空気調和機を得ること
ができる。

【００６１】第十の発明により、整流部材を最適位置に
設けることにより、空気調和機を小型化でき、かつ効率
よく熱交換器のフインでの干渉騒音を低減し、耳障りな
音のしない空気調和機を得ることができる。

【００６２】第十一の発明により、簡単な構造で熱交換
器のフインでの干渉騒音を低減し、耳障りな音のしない
空気調和機を得ることができる。

【００６３】第十二の発明により、効果的に熱交換器の
フインでの干渉騒音を低減し、耳障りな音のしない空気
調和機を得ることができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】 この発明に係る空気調和機の第一の実施の形
態の例における空気調和機の断面図。

【図２】 図１の空気調和機の送風機の羽根車の回転軸
に直交する平面で切断したときの断面図。

【図３】 図１、２における熱交換器と送風機の羽根車
との最小隙間点付近を送風機側から見た斜視図。

【図４】 図３の整流部材のみを取り出した図。

【図５】 図２の要部の部分拡大図。

【図６】 整流部材の前記最小隙間より送風機の羽根車
の吹出し流れの上流側の端部４ａが熱交換器に密着して
いないときの流れの様子を示す説明図。

【図７】 整流部材の前記最小隙間より送風機の羽根車
の吹出し流れの下流側の端部４ｂが熱交換器に密着して
いないときの流れの様子を示す説明図。

【図８】 この発明に係る空気調和機における、本体の
同一吹出し風量における１／３ＯＣＴ分析結果による音
圧レベルと周波数の関係を示した図。

【図９】 この発明に係る空気調和機の第二の実施の形
態の例における空気調和機の断面図。

【図１０】 図９の空気調和機の送風機の羽根車の回転
軸に直交する平面で切断したときの断面図。

【図１１】 この発明に係る空気調和機の第三の実施の
形態の例における図５に相当する要部の部分拡大図。

【図１２】 この発明に係る空気調和機における、本体
の同一吹出し風量における１／３ＯＣＴ分析結果による
音圧レベルと周波数の関係を示した図。

【図１３】 この発明に係る空気調和機の第四の実施の
形態の例における空気調和機の要部の部分拡大図。

【図１４】 この発明に係る空気調和機の第五の実施の
形態の例における空気調和機の要部の部分拡大図。

【図１５】 この発明に係る空気調和機における、本体
の同一吹出し風量における１／３ＯＣＴ分析結果による
音圧レベルと周波数の関係を示した図。

【図１６】 この発明に係る空気調和機の要部の部分拡
大図。

【図１７】 この発明に係る空気調和機の整流部材の上
流側端部４ａと下流側端部４ｂを結ぶ直線４ａ−４ｂの
長さＬと送風機の羽根車の直径φＤとの比率Ｌ／φＤに
対する最も大きな数値を示す３．１５ｋＨｚ帯域での騒
音低減量 ＳＰＬ３．１５ｋおよび騒音値Ｏ．Ａの低減
量△ＳＰＬＯＡの関係を示した図。

【図１８】 整流部材の上流側直線部４ａ−Ｅの長さＬ
Ｍと整流部材上流、下流端部を結ぶ直線４ａ−４ｂの長
さＬとの比ＬＭ／Ｌに対する最も大きな数値を示す３．
１５ｋＨｚ帯域での騒音低減量△ＳＰＬ３．１５ｋおよ
び騒音値Ｏ．Ａの低減量△ＳＰＬＯＡの関係を示した
図。

【図１９】 この発明に係る空気調和機の第六の実施の
形態の例における要部の部分拡大図。

【図２０】 整流部材の上流端部、下流端部を結ぶ直線
４ａ−４ｂの長さが短すぎるときの流れの様子を示す要
部の部分拡大図。

【図２１】 整流部材の上流端部、下流端部を結ぶ直線
４ａ−４ｂの長さが長すぎるときの流れの様子を示す要
部の部分拡大図。

【図２２】 この発明に係る空気調和機における整流部
材の上流側端部４ａと下流側端部４ｂを結ぶ直線４ａ−
４ｂの長さＬと送風機の羽根車の直径φＤとの比率Ｌ／
φＤに対する最も大きな数値を示す３．１５ｋＨｚ帯域
での騒音低減量△ＳＰＬ３．１５ｋおよび騒音値Ｏ．Ａ
の低減量△ＳＰＬＯＡの関係を示した図

【図２３】 整流部材の上流側直線部４ａ−Ｅの長さＬ
Ｍと整流部材の上流側、下流側端部を結ぶ直線４ａ−４
ｂの長さＬとの比ＬＭ／Ｌに対する１／３ＯＣＴ分析の
３．１５ｋＨｚ帯域での騒音低減量△ＳＰＬ３．１５ｋ
および騒音値Ｏ．Ａ．の低減量△ＳＰＬＯ．Ａとの関係
を示した図。

【図２４】 第４の発明に係る空気調和機の一実施例に
おける空気調和機の図５に相当する要部の部分拡大図。

【図２５】 この発明に係る空気調和機の第七の実施の
形態の例における、本体の同一吹出し風量における１／
３ＯＣＴ分析結果による音圧レベルと周波数の関係を示
した図。

【図２６】 送風機の羽根車と熱交換器の最小隙間距離
ＡＰに対する、整流部材の上流側端部４ａの熱交換器に
密着する点Ｂと最小隙間点Ａ間の距離ＡＢとの比を示す
ＡＢ／ＡＰに対する１／３ＯＣＴ分析の３．１５ｋＨｚ
帯域での騒音低減量△ＳＰＬ３．１５ｋおよび騒音値
Ｏ．Ａ．の低減量△ＳＰＬＯ．Ａとの関係を示した図。

【図２７】 この発明に係る空気調和機における整流部
材の上流側端部４ａと下流側端部４ｂを結ぶ直線４ａ−
４ｂの長さＬと送風機の羽根車の直径φＤとの比率Ｌ／
φＤに対する最も大きな数値を示す３．１５ｋＨｚ帯域
での騒音低減量△ＳＰＬ３．１５ｋおよび騒音値Ｏ．Ａ
の低減量△ＳＰＬＯＡの関係を示した図。

【図２８】 整流部材の上流側直線部４ａ−Ｅの長さＬ
Ｍと整流部材上流、下流端部を結ぶ直線４ａ−４ｂの長
さＬとの比ＬＭ／Ｌに対する最も大きな数値を示す３．
１５ｋＨｚ帯域での騒音低減量△ＳＰＬ３．１５ｋおよ
び騒音値Ｏ．Ａの低減量△ＳＰＬＯＡの関係を示した
図。

【図２９】 この発明に係る空気調和機の第八の実施の
形態の例における空気調和機の要部の部分拡大図を示
す。

【図３０】 この発明に係る空気調和機における、本体
の同一吹出し風量における１／３ＯＣＴ分析結果による
音圧レベルと周波数の関係を示した図。

【図３１】 回転角度β°が大きすぎる場合の流れの様
子を示した要部の部分拡大図。

【図３２】 回転角度β°が大きすぎる場合の周波数と
音圧レベルの関係を示した図。

【図３３】 回転角度β°が小さすぎる場合の流れの様
子を示した要部の部分拡大図。

【図３４】 この発明に係る空気調和機における整流部
材の上流側直線部４ａ−Ｅの回転角度β°に対する最も
大きな数値を示す３．１５ｋＨｚ帯域での騒音低減量△
ＳＰＬ３．１５ｋおよび騒音値Ｏ．Ａの低減量△ＳＰＬ
ＯＡの関係を示した図。

【図３５】 この発明に係る空気調和機の第九の実施の
形態の例における空気調和機の要部の部分拡大図を示
す。

【図３６】 この発明に係る空気調和機における、本体
の同一吹出し風量における１／３ＯＣＴ分析結果による
音圧レベルと周波数の関係を示した図。

【図３７】 整流部材の上流側直線部４ａ−Ｅを整流部
材の上流、下流側端部４ａ−４ｂ上から、上流側端部４
ａを中心に回転させるときの角度β°に対する１／３Ｏ
ＣＴ分析の３．１５ｋＨｚ帯域での騒音低減量△ＳＰＬ
３．１５ｋおよび騒音値Ｏ．Ａ．の低減量△ＳＰＬＯ．
Ａとの関係を示した図。

【図３８】 この発明に係る空気調和機の第十の実施の
形態の例における空気調和機の要部の部分拡大図。

【図３９】 この発明に係る空気調和機における、本体
の同一吹出し風量における１／３ＯＣＴ分析結果による
音圧レベルと周波数の関係を示した図。

【図４０】 この発明に係る空気調和機における整流部
材の上流側端部４ａと下流側端部４ｂを結ぶ直線４ａ−
４ｂの長さＬと送風機の羽根車の直径φＤとの比率Ｌ／
φＤに対する最も大きな数値を示す３．１５ｋＨｚ帯域
での騒音低減量△ＳＰＬ３．１５ｋおよび騒音値Ｏ．Ａ
の低減量△ＳＰＬＯＡの関係を示した図。

【図４１】 整流部材の上流側直線部４ａ−Ｅの長さＬ
Ｍと整流部材の上流側、下流側端部を結ぶ直線４ａ−４
ｂの長さＬとの比ＬＭ／Ｌに対する１／３ＯＣＴ分析の
３．１５ｋＨｚ帯域での騒音低減量△ＳＰＬ３．１５ｋ
および騒音値Ｏ．Ａ．の低減量△ＳＰＬＯ．Ａとの関係
を示した図。

【図４２】 この発明に係る空気調和機における整流部
材の上流側直線部４ａ−Ｅの回転角度β°に対する最も
大きな数値を示す３．１５ｋＨｚ帯域での騒音低減量△
ＳＰＬ３．１５ｋおよび騒音値Ｏ．Ａの低減量△ＳＰＬ
ＯＡの関係を示した図。

【図４３】 送風機の羽根車と熱交換器の最小隙間距離
ＡＰに対する、整流部材の上流側端部４ａの熱交換器に
密着する点Ｂと最小隙間点Ａ間の距離ＡＢとの比を示す
ＡＢ／ＡＰに対する１／３ＯＣＴ分析の３．１５ｋＨｚ
帯域での騒 音低減量△ＳＰＬ３．１５ｋおよび騒音値
Ｏ．Ａ．の低減量△ＳＰＬＯ．Ａとの関係を示した図。

【図４４】 この発明に係る空気調和機の第十一の実施
の形態の例における空気調和機に配設される整流部材の
例を示す図。

【図４５】 この発明に係る空気調和機における空気調
和機に配設される整流部材の別の例を示す図。

【図４６】 この発明に係る空気調和機における空気調
和機の要部の部分拡大図。

【図４７】 この発明に係る空気調和機における、本体
の同一吹出し風量における１／３ＯＣＴ分析結果による
音圧レベルと周波数の関係を示した図。

【図４８】 整流部材の線径が太すぎるときの熱交換器
と整流部材の間の拡大図。

【図４９】 整流部材の線径が太すぎるときの騒音のス
ペクトルを示す。

【図５０】 この発明に係る空気調和機における整流部
材の、熱交換器のフィンピッチＦ．Ｐと整流部材の線径
φｄＭの比率Ｆ．Ｐ／φｄＭに対する最も大きな数値を
示す３．１５ｋＨｚ帯域での騒音低減量△ＳＰＬ３．１
５Ｋおよび２ｋＨｚ帯域での騒音低減量△ＳＰＬ２ｋの
関係を示した図 。

【図５１】 この発明に係る空気調和機における整流部
材の、開口率Ｔに対する最も大きな数値を示す３．１５
ｋＨｚ帯域での騒音低減量△ＳＰＬ３．１５ｋおよび騒
音値Ｏ．Ａ．の騒音低減量△ＳＰＬＯＡの関係を示した
図。

【図５２】 この発明に係る空気調和機に配設された網
状の整流部材の別の実施の形態の例を示す図。

【図５３】 この発明に係る空気調和機の第十三の実施
の形態の例に配設された穴あき板材を用いた整流部材の
一実施例を示す図。

【図５４】 この発明に係る空気調和機の図５３の整流
部材による送風機の羽根車と熱交換器の最小隙間付近の
要部の部分拡大図。

【図５５】 この発明に係る空気調和機における、本体
の同一吹出し風量における１／３ＯＣＴ分析結果による
音圧レベルと周波数の関係を示した図。

【図５６】 穴空き部材を用いた整流部材の穴径が大き
すぎる場合の、整流部材と熱交換器の間の拡大図。

【図５７】 この発明に係る空気調和機における穴あき
部材を用いた整流部材において、熱交換器のフィンピッ
チＦ．Ｐと穴空き部材の穴径φｄｔとの比Ｆ．Ｐ／φｄ
ｔ に対する最も大きな数値を示す３．１５ｋＨｚ帯域
での騒音低減量△ＳＰＬ３．１５ｋおよび２ｋＨｚ帯域
の騒音低減量△ＳＰＬ２ｋの関係を示した図。

【図５８】 この発明に係る空気調和機における整流部
材の、開口率Ｔに対する最も大きな数値を示す３．１５
ｋＨｚ帯域での騒音低減量△ＳＰＬ３．１５ｋおよび騒
音値Ｏ．Ａ．の騒音低減量△ＳＰＬＯＡの関係を示した
図。

【図５９】 この発明に係る空気調和機における整流部
材の別の実施例を示す図。

【図６０】 従来の空気調和機の断面図。

【図６１】 従来の空気調和機の送風機の羽根車の回転
軸に直交する平面で切断した断面図。

【図６２】 従来の空気調和機の要部の部分拡大図。

【図６３】 従来の空気調和機における１／３ＯＣＴ分
析結果による音圧レベルと周波数の関係を示した図。

【符号の説明】

１ 送風機の羽根車、２ 本体、３ フィンチューブ型
熱交換器、３ａ フィンチューブ熱交換器のアルミフィ
ン、４ 整流部材、４ａ 送風機の羽根車１と熱交換器
３の最小隙間より送風機の羽根車から吹き出された流れ
より上流側の整流部材の端部、４ｂ 送風機の羽根車１
と熱交換器３の最小隙間より送風機の羽根車から吹き出
された流れより下流側の整流部材の端部、５ ドレンパ
ン、６モータ、７ 吸込みグリル、８ ベルマウス、９
フィルタ、１０ 本体吹出口、１１ 風向偏向ベー
ン、１２ 電気品箱、１３ 化粧パネル、１４ 天井、
１５ 配管、１６ ドレン水排水用ポンプ、１７ ヘッ
ダ、１８ 本体固定ボルト、１９ 本体固定ナット、２
０ 本体吸込口、２１ 本体固定フック、２２銅パイ
プ、２３ 送風機の羽根車の回転方向、２４ 熱交換器
のフィン３ａで生じる剥離渦、２５ 整流部材４の送風
機の羽根車と熱交換器の最小隙間より下流側の端部４ｂ
付近で生じる放出渦、２６ 整流部材の針金の後流渦、
２７ 整流部材の穴で生じる噴流、５０ 送風機の羽根
車から吹き出される空気

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 朝比奈 学 東京都千代田区大手町二丁目６番２号 三 菱電機エンジニアリング株式会社内

Claims (12)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 フィンを設けた熱交換器と、この熱交換
   器のフィンに対し迎角をもって流入するような吹き出し
   流を有する送風機とを備えた空気調和機において、熱交
   換器と送風機との最小隙間付近に設けられ、前記熱交換
   器から送風機方向に凸となるように形成され、この凸部
   分で前記熱交換器から離れる板状部材であって、かつこ
   の板状部材に通風口を有する整流部材と、この整流部材
   の前記最小隙間部分より送風機から吹き出された空気の
   上流側および下流側に延長した部分であって、前記熱交
   換器に近接して配置された整流部材の両側の端部と、を
   設けたことを特徴とする空気調和機
2. 【請求項２】 熱交換器から送風機方向に凸となるよう
   に形成されたこの頂上部分が送風機の羽根車から吹き出
   された空気の最小隙間より下流側に突出したことを特徴
   とする請求項１記載の空気調和機
3. 【請求項３】 整流部材の両側の端部の間の直線状の長
   さが送風機の羽根車の直径の２０−５０％であることを
   特徴とする請求項１記載の空気調和機
4. 【請求項４】 整流部材の上流側の端部と最小隙間点と
   の直線状の長さが、最小隙間長さの２５−９０％である
   ことを特徴とする請求項１記載の空気調和機
5. 【請求項５】 熱交換器から送風機方向に凸となるよう
   に形成された凸部の上端は整流部材の上流側の端部を中
   心にして両側端部を結ぶ直線を３−２０度回転した範囲
   に設けたことを特徴とする請求項１記載の空気調和機
6. 【請求項６】 本体内に送風機の羽根車と送風機の羽根
   車の吹出し口側にフィンを設けた熱交換器を有する空気
   調和機において、送風機の羽根車の回転軸中心を点Ｏ、
   前記熱交換器と送風機の羽根車との最小隙間で前記熱交
   換器の送風機側の面上の点をＡ、送風機の羽根車外周部
   と送風機の羽根車の回転軸Ｏと前記最小隙間点Ａを結ぶ
   直線ＯＡとの交点をＰ、点Ａから送風機の羽根車から吹
   き出された空気の上流側の整流部材の端部４ａが熱交換
   器に近接する点をＢ、また下流側の整流部材の端部４ｂ
   が熱交換器に近接する点をＦとするとき、前記整流部材
   の送風機の羽根車から吹き出された空気の上流側の整流
   部材の端部と下流側の端部を結ぶ直線４ａ−４ｂ上か
   ら、点４ａを中心に任意角度β°回転させた任意長さの
   直線状４ａ−Ｅと、点Ｅと４ｂを結ぶ直線状または直線
   ４ａ−Ｅに点Ｅで接しかつ点Ｆにおいて熱交換器のフィ
   ンとの角度が上流側に９０°以下の接線を有する円弧状
   Ｅ−４ｂと、により形成された整流部材を前記熱交換器
   上の点Ｂ、Ｆに熱交換器に近接するように配設したこと
   を特徴とする空気調和機
7. 【請求項７】 羽根車から吹き出された空気の上流側の
   整流部材の端部と下流側の端部を結ぶ長さが送風機の羽
   根車の直径φＤの２０〜５０％である直線４ａ−４ｂ上
   から、点４ａを中心に直線４ａ−４ｂの長さ以下でかつ
   ５０％以上の直線を任意角度β°回転させた直線状４ａ
   −Ｅと、点Ｅ、４ｂを結ぶ直線状または直線４ａ−Ｅに
   接しかつ点Ｆにおいて熱交換器のフィンとの角度が上流
   側に９０°以下の接線を有する円弧状Ｅ−４ｂと、によ
   り形成された整流部材を前記熱交換器上の点Ｂ、Ｆに熱
   交換器に近接するように配設したことを特徴とする請求
   項６記載の空気調和機
8. 【請求項８】 点Ａから送風機の羽根車から吹き出され
   た空気の上流側の整流部材の端部４ａが前記最小隙間点
   Ａより上流側に送風機の羽根車と熱交換器の最小隙間距
   離ＡＰの２５〜９０％の距離の熱交換器に密着する点を
   Ｂ、また下流側の整流部材の端部４ｂが熱交換器に密着
   する点をＦとするとき、前記整流部材の送風機の羽根車
   から吹き出された空気の上流側の整流部材の端部と下流
   側の端部を結ぶ長さが送風機の羽根車の直径φＤの２０
   〜５０％である直線４ａ−４ｂ上から、点４ａを中心に
   直線４ａ−４ｂの長さ以下でかつ５０％以上の直線を任
   意角度β°回転させた直線状４ａ−Ｅと、点Ｅ、４ｂを
   結ぶ直線状または直線４ａ−Ｅに接しかつ点Ｆにおいて
   熱交換器のフィンとの角度が上流側に９０°以下の接線
   を有する円弧状Ｅ−４ｂと、により形成された整流部材
   を前記熱交換器上の点Ｂ、Ｆに熱交換器に近接するよう
   に配設したことを特徴とする請求項６記載の空気調和機
9. 【請求項９】 整流部材の送風機の羽根車から吹き出さ
   れた空気の上流側の整流部材の端部と下流側の端部を結
   ぶ直線４ａ−４ｂ上から、点４ａを中心に角度β°＝３
   〜２０°回転させた任意長さの直線状４ａ−Ｅと、点
   Ｅ、４ｂを結ぶ直線状または直線４ａ−Ｅに点Ｅで接し
   かつ点Ｆにおいて熱交換器のフィンとの角度が上流側に
   ９０°以下の接線を有する円弧状Ｅ−４ｂと、により形
   成された整流部材を前記熱交換器上の点Ｂ、Ｆに熱交換
   器に近接するように配設したことを特徴とする請求項６
   または７または８記載の空気調和機
10. 【請求項１０】 整流部材の送風機の羽根車から吹き出
    された空気の上流側の整流部材の端部と下流側の端部を
    結ぶ長さが送風機の羽根車の直径φＤの２０〜５０％で
    ある直線４ａ−４ｂ上から、点４ａを中心に直線４ａ−
    ４ｂの長さ以下かつ５０％以上の長さをもつ直線を角度
    β°＝３〜２０°回転させた直線状４ａ−Ｅと、点Ｅ、
    ４ｂを結ぶ直線状または直線４ａ−Ｅに接しかつ点Ｆに
    おいて熱交換器のフィンとの角度が上流側に９０°以下
    の接線を有する円弧状Ｅ−４ｂにより形成された整流部
    材を前記熱交換器上の点Ｂ、Ｆに熱交換器に近接するよ
    うに配設したことを特徴とする請求項６または７または
    ８または９記載の空気調和機
11. 【請求項１１】 熱交換器と送風機の最小隙間付近に設
    けられた整流部材に網状部材を用い、線径が熱交換器フ
    ィンピッチの１〜２倍でかつ開口率＝２０〜４０％であ
    ることを特徴とする請求項１〜１０記載の空気調和機
12. 【請求項１２】 熱交換器と送風機の最小隙間付近に設
    けられた整流部材に穴あき板材を用い、この穴径が熱交
    換器のフィンピッチの０．３〜２倍でかつ開口率＝２５
    〜４０％であることを特徴とする請求項１〜１０記載の
    空気調和機