JP5293684B2 - 空気調和機の室内機 - Google Patents

Description

この発明は、空気調和機の室内機に関するものであり、特に遠心ファンの１種であるターボファンを用いて空気流を生成する空気調和機の室内機に関するものである。

空気調和機の室内機は、空気調和を行う屋内（家屋や事務所等の室内）に設置され、吸い込み口から吸い込んだ室内空気を熱交換器にて冷凍サイクルを循環する冷媒と熱交換させ、暖房運転であればその室内空気を暖め、冷房運転であればその室内空気を冷やして、吹き出し口より再び室内へと送風するものであり、そのために室内機本体内部に、ファン（送風ファン）と熱交換器を収納している。

空気調和機の室内機には、壁掛け形、床置き形、天吊り形、天井埋め込み形など多様な形態が存在するが、天井埋め込み形の室内機では、遠心ファンの１種である円形のターボファンの周囲を熱交換器が取り囲む配置構成であり、ターボファンは、室内空気をその回転軸線方向に吸い込んで、ファン外周から遠心方向（径方向外側）に３６０度に亘って排出する。ターボファンを通った室内空気は、ファンを取り囲む熱交換器を通過する際に、冷媒と熱交換して、温められもしくは冷やされて、吹き出し口から室内に吹き出される。

空気調和機の室内機は、主として人が存在する空間に対して設置されるものであることから、低騒音化の要求が高い。このような要求に応えるべく、従来の送風手段としてターボファンを使用した空気調和機の室内機では、円形のターボファンを取り囲む略矩形状の熱交換器が、ターボファンに対して遠距離となる角部の領域において、ファンと熱交換器との間に整流ガイドを設けたものがある。この整流ガイドの設置により、ターボファンと熱交換器との距離の不均一性に基づくターボファン外周における周方向の排出空気圧の不均一化を是正して、送風音の低減と排出空気圧の圧力損失の低減を図ろうとするものである。（例えば、特許文献１参照）。

また、ターボファンのシュラウドの吸込み口に空気を導く吸込み胴（ベルマウス）とシュラウドとが全周一定の所定隙間を介して径方向に重なり合う部分にて、内周側に位置するベルマウスの下流端を、外周側に位置するシュラウドの湾曲形状に合わせて遠心方向に湾曲させ、ターボファンから流出した空気の一部がベルマウスとシュラウドとの径方向隙間から再びターボファンへ流れ込むことで発生する循環流れが吹き出る方向を遠心方向に向けるようにしたものがある。循環流れが隙間から吹き出る方向を、ベルマウス内周を通ってターボファンに流入して遠心方向に流れるターボファンの主流に沿わせることにより、主流に循環流れが衝突することで生じる遠心方向流れの乱れを抑制して、流れの乱れに起因する騒音の低減と送風性能の向上を図るのである。（例えば、特許文献２参照）。

特開２００３−８３５９９号公報（０００５〜００１０欄、図１等） 特開２００８−１３８５３６号公報（００８８〜０１０５欄、図３、図５等）

特許文献１に示される整流ガイドの設置では、熱交換器とターボファンとの距離の差による通風抵抗の不均一性を緩和できるが、整流ガイドの下流側に位置する熱交換器角部に空気が流れ難くなって、熱交換器の熱交換性能が低下する。この低下を補うためにはターボファンの回転数増加が必要となり、回転数増加に伴う騒音の増加が生じることとなって、低騒音化に有効とは言えない。また、ターボファンから排出された空気流が整流ガイドに衝突することで騒音が発生したり、整流ガイドを通過した空気流が整流ガイドの下流側で渦を発生させ、騒音の発生を招いたりする懸念がある。

また、特許文献２に示されるターボファンを、ファンの周囲を略矩形状の熱交換器が取り囲む配置構成である天井埋め込み形の空気調和機の室内機に用いた場合、熱交換器とターボファンとの距離の不均一性に対する考慮がなされていないため、主流に循環流れ加えたファン外周における周方向の排出空気圧の不均一化が是正されず、排出空気圧の不均一による送風音が生じる。そもそも循環流れは、ファン吹き出し空間とシュラウドの吸い込み口の圧力差に起因して生成される流れであり、熱交換器とターボファンとの距離の差によって周方向でファン吹き出し空間の静圧が異なるので、循環流れの流量も周方向で差異が生じることになり、ファン外周における排出空気圧の不均一化が是正されることなく、排出空気圧の不均一による騒音の増大が懸念される。

この発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、ターボファンの送風性能を低下させることなく、熱交換器とターボファンとの距離の不均一性に起因する騒音を低減することができる低騒音な空気調和機の室内機を提供することを目的とする。

この発明に係る空気調和機の室内機は、吸い込み口と、この吸い込み口の周辺に形成される複数の吹き出し口とを有する意匠パネルが開口面を覆うように取り付けられた筐体、主板と、この主板と同心で主板と所定の間隔をあけて対向し中央部分に吸い込み口の方向に伸びる円筒部が形成されたドーナツ状のシュラウドと、主板とシュラウドとの間に挟まれて主板とシュラウドのそれぞれに連結固定される複数の翼とから成り、筐体内に収納されて、吸い込み口から吹き出し口へ至る空気流を生成するターボファン、吸い込み口とターボファンの間に位置し、ターボファンの方向に伸びるダクト部を有して吸い込み口から吸い込まれた室内空気をターボファンへ導くベルマウス、所定の間隔をあけて並列する複数の薄板状のフィンと、これらフィンを貫通しながら複数段を成して挿入される金属製の配管とで構成されるとともに、多角形状を成してターボファンの周りを取り囲むようにして筐体内に収納され、吸い込み口から吸い込まれターボファンから排出された室内空気と熱交換する熱交換器、を備え、ベルマウスのダクト部の空気流における下流側端部が、シュラウドの円筒部の内周側に位置して、円筒部の空気流における上流側端部とダクト部の下流側端部とが、ターボファンの回転軸線方向に所定の距離だけ、間隙を介して径方向に重なり合うとともに、円筒部とダクト部との間の間隙の大きさが、周方向に一定量ではなく、ターボファンと熱交換器との距離が近距離の部分よりも遠距離の部分の方が大きく設定されているものであって、熱交換器は、フィンの並列する方向が吹き出し口の長手方向に直線状に伸びるとともに、所定の角度差を有してそれぞれ隣り合う複数の直線部と、隣り合う直線部の間に位置する折り曲げ部とを有し、筐体内が、ターボファンの回転中心Ｏと熱交換器の直線部の長手方向端点とを結ぶ直線間で直線部を挟む領域を直線領域、前記回転中心Ｏと前記長手方向端点とを結ぶ直線間で折り曲げ部を挟む領域を角領域として、複数の領域に区画された場合に、直線領域には、ターボファンと熱交換器との距離が最も近距離となる位置が存在し、角領域における前記間隙の大きさが、当該角領域内のいずれの周方向位置においても、直線領域のターボファンと熱交換器との距離が最も近距離となる位置における前記間隙の大きさよりも大きく設定されているものである。

この発明によれば、ターボファンの周りを多角形状の熱交換器が取り囲む空気調和機の室内機において、ターボファンと熱交換器との距離の不均一性に起因するターボファン外周における周方向の排出空気圧分布の不均一を是正して、排出空気圧の不均一により生じていた送風音を低減することができ、低騒音な空気調和機の室内機が得られる。

この発明の実施の形態１における空気調和機の室内機を室内から見た外観図である。 この発明の実施の形態１における空気調和機の室内機の縦断面図である。 この発明の実施の形態１における空気調和機の室内機の横断面図である。 この発明の実施の形態１における空気調和機の室内機に収納されるターボファンの斜視図である。 この発明の実施の形態１における空気調和機の室内機に収納される熱交換器の斜視図である。 この発明の実施の形態１における吹き出し空間の空気流の状態を室内機の横断面を基にして説明する図である。 この発明の実施の形態１における吹き出し空間の空気流の状態を室内機の縦断面を基にして説明する図である。 この発明の実施の形態１における間隙を室内機の横断面を基にして説明する図である。 この発明の実施の形態１における間隙付近の要部縦断面図であり、（ａ）は角領域Ｒにおける間隙付近を示し、（ｂ）は直線領域Ｑの最近距離箇所における間隙付近を示している。 この発明の実施の形態１におけるベルマウスの斜視図である。 この発明の実施の形態１における変形例のベルマウスの斜視図である。 この発明の実施の形態１における間隙の大きさを周方向に変化させる変形例を室内機の横断面を基にして説明する図である。 この発明の実施の形態２における間隙付近の要部縦断面図であり、（ａ）は角領域Ｒにおける間隙付近を示し、（ｂ）は直線領域Ｑの最近距離箇所における間隙付近を示している。 この発明の実施の形態３におけるベルマウスを説明する図である。 この発明の実施の形態４におけるベルマウスを説明する図である。

実施の形態１．
図１乃至図１２は、この発明に係わる実施の形態１を示す図で、図１は、実施の形態１に示す空気調和機の室内機１を室内から見た外観図、図２はその室内機１の縦断面図、図３はその室内機１の横断面図で、図２におけるＸ１−Ｘ２−Ｘ３−Ｘ４−Ｘ５−Ｘ６線で切断される断面図である。なお、図２は、図３におけるＹ２−Ｏ−Ｙ１線で切断される断面図となっている。図４は、上記の室内機１に送風手段として収納され、空気流を生成する遠心ファンの１種であるターボファン１０を、一部を切り欠いて示す斜視図である。図５は、室内機１に収納され、ターボファン１０の周囲を取り囲む熱交換器６０の斜視図である。図６は、室内機１のファン吹き出し空間４１における空気流の状態を説明する図で、図３の横断面図をベースとしている。図７も、ファン吹き出し空間４１の空気流を説明する図で、こちらは図２の縦断面図の片側（０−Ｙ１断面）をベースとしている。図８は、室内機１の間隙２０を図３の横断面図をベースとして説明する図である。図９は、室内機１の間隙２０付近の要部縦断面図であって、（ａ）は角領域Ｒにおける間隙２０の付近を、（ｂ）は直線領域Ｑの最近距離箇所における間隙２０付近を示している。図１０は、室内機１に用いられるベルマウス７０の斜視図で、図１１は、ベルマウス７０の変形例である。また、図１２は、間隙２０の大きさを周方向に変化させる変形例を、横断面図をベースとして説明する図である。

実施の形態１における空気調和機の室内機１は、室内機本体の筐体３０（図２参照）が天井裏に設置される天井埋め込み形であり、筐体３０の下端開口面を平面視で略矩形状の意匠パネル３１が覆っており、図１に示すように、この意匠パネル３１が天井９から室内に臨んでいる。意匠パネル３１の中央には、室内機１本体（筐体３０）内へ室内空気を吸い込む吸い込み口３２が設けられ、この吸い込み口３２には複数の桟から成る吸い込みグリル３３が取り付けられている。そして、吸い込み口３２内で吸い込みグリル３３の下流側には、吸い込んだ室内空気に含まれる塵埃を捕捉するエアフィルター３４（図２参照）が設置されている。

エアフィルター３４は、吸い込みグリル３３の内側に（図２において上側に）着脱自在に固定されていて、平面視で矩形な吸い込みグリル３３は、特定の一辺を支点に回動して吸い込み口３２に対して開閉可能に構成されているので、吸い込みグリル３３を下方に回動させて開くことで、エアフィルター３４の着脱が可能となって、エアフィルター３４の清掃や交換などのメンテナンス作業が実施できる。なお、エアフィルター３４を内側に着脱自在に固定する吸い込みグリル３３が、水平方向の姿勢を維持したまま電動で上下に移動して吸い込み口３２を開閉することで、エアフィルター３４のメンテナンスを実施できるように構成してもよい。

意匠パネル３１の吸い込みグリル３３（吸い込み口３２）の周辺には、略矩形な意匠パネル３１の四辺の各辺に沿って、複数の細長い四角形状の吹き出し口３５が形成されている。各々の吹き出し口３５には、吹き出される空気流の方向を調整する風向ベーン３６が設置されている。図１においては、各辺に１つずつで計４つの吹き出し口３５が形成されているが、１つの辺に沿う吹き出し口３５を複数、例えば２つに分けて形成してもよい。なお、図１において、白抜き矢印は、空気流を表している。

室内機１の筐体３０は、図２に示すように下方が開口した箱状体であり、上方を閉ざす天板３７と、周囲を取り囲む複数枚の側板３８から構成される。筐体３０は、平面視で略矩形であるが、四角形の４つの角部のうち３つに傾斜面を設けている（図３参照）ので、詳細には略八角形となる。筐体３０の内部には筐体３０の内面に沿って、同じく下方が開口した箱状の断熱体３９が固定配置される。天板３７と側板３８は金属板から成り、断熱体３９は発泡スチロールにて成形されたものである。

筐体３０は、部屋や事務所の天井９の裏側に埋め込まれる。筐体３０に取り付け固定される意匠パネル３１が天井９より室内に突出し室内に露出される。天井９と天板３７、意匠パネル３１は、それぞれ平行である。筐体３０内には、空気流を生成するターボファン１０や吸い込んだ室内空気と冷凍サイクルを循環する冷媒とを熱交換させる熱交換器６０が収納される。ターボファン１０は吸い込み口３２から室内空気を吸い込んで吸い込み口３２から吹き出し口３５へ至る空気流を生成する送風手段であり、平面視で筐体３０の略中央に配置され、熱交換器６０は、そのターボファン１０の外周を取り囲むように配置される（図３参照）。ターボファン１０の背面側（図２においては上方）には、ターボファン１０を回転駆動するファンモータ７が設置される。

図２において熱交換器６０の下方には、冷房や除湿運転時に熱交換器６０の表面に付着し、重力によって熱交換器６０から滴下される結露水を受け、屋外へ排出させるように導くドレンパン８が配置されている。ドレンパン８は、筐体３０の側板３８にねじ止めで固定される。そして、吸い込みグリル３３（吸い込み口３２）の下流側で、ターボファン１０の上流側には、吸い込まれた室内空気をターボファン１０へと滑らかに導くベルマウス７０が設置されている。ベルマウス７０は、吸い込み口３２とターボファン１０の間に位置し、ドレンパン８にねじ止めによって固定される。また、熱交換器６０の外側には、断熱体３９との間に、意匠パネル３１の吹き出し口３５に通じる吹き出し風路３が形成される。

ターボファン１０は、図４に示すように、全体で略円筒形状を成し、主板１１と、この主板１１と所定の間隔を空けて対向するように配設されるドーナツ状のシュラウド１２と、主板１１とシュラウド１２との間に挟まれて、主板１１とシュラウド１２のそれぞれに連結固定される複数枚の翼１３から構成されている。このターボファン１０は７枚の翼１３を有している。翼１３は、主板１１の内周寄り位置する前縁１３ａから径方向に広がりつつ回転方向Ｆに対して後退して（反回転方向に進んで）後縁１３ｂが配置される。翼１３の内部は軽量化のため中空構造になっている。なお、図４は、説明のために、シュラウド１２の一部と翼１３の一部を切り欠いた状態となっている。

シュラウド１２の中央部分には、ファン吸い込み口となる円筒部１４が形成されている。円筒部１４は、その端面が意匠パネル３１の吸い込み口３２を向いて、吸い込み口３２の方向に伸びている。主板１１の中央は、シュラウド１２側へと球面状に盛り上がる隆起部１１ａとなっていて、図２に示すように、隆起部１１ａの背面に形成されるお椀状の空間にファンモータ７が収納される。すなわち、主板１１中央の隆起部１１ａの背面がモータ収納空間１５となっている。ファンモータ７は、筐体３０を構成する天板３７にねじ止めで固定（ボルト固定）されている。また、図２に示すように、シュラウド１２は、中央の円筒部１４の下流端から主板１１の方向へ円弧状に内径が拡大している。

ファンモータ７は、その中央にモータ回転軸６を有している。モータ回転軸６は、ファンモータ７からターボファン１０側へと突出しており、ファンモータ７が通電されることにより回転する。室内機１が天井９に設置された状態では、モータ回転軸６は突端が下方を向くように突出している。そして主板１１の隆起部１１ａの頂上には、モータ回転軸６と連結する円筒状のボス部１６が固定されており、モータ回転軸６の回転力がボス部１６に伝達され、ターボファン１０が回転する。ターボファン１０の回転中心は、モータ回転軸６の中心であり、円筒状のボス部１６の中心である。ボス部１６もターボファン１０の構成要素の１つである。

図４における回転軸線方向Ｈは、モータ回転軸６の中心線方向である。なお、モータ回転軸６の中心線の延長線をターボファン１０の回転軸線５とする。主板１１とシュラウド１２も回転軸線５に同心であり、複数の翼１３も、回転軸線５に対して同心円状に配置される。ここで、ターボファン１０の外周１０ａは、ターボファン１０の機能上、送風出口である翼１３の後縁１３ｂが回転したときの軌跡によって描かれる円とするのが一般的であるが、ここでは、熱交換器６０との距離に用いるものであるから、シュラウド１２の外径、もしくは主板１１の外径であってもよい。なお、翼１３の後縁１３ｂの軌跡によって描かれる円は、後縁１３ｂが傾斜していたり凹凸が形成されていたりする場合には、後縁１３ｂの軌跡によって描かれる最大径の円とする。図４に示すターボファン１０では、主板１１の外径と、シュラウド１２の外径と、翼１３が回転したときの後縁１３ｂの軌跡によって描かれる円の直径とが略同一であり、この直径の円をターボファン外周１０ａとしている。

次に図５により熱交換器６０を説明する。熱交換器６０は、所定の間隔をあけて並列する複数の薄板状のフィン６７と、それらのフィン６７を貫通しながら複数段を成して挿入される金属製の配管（ここでは銅管）６８とにより構成され、冷凍サイクルを循環する冷媒が配管６８内を流れる。なお、配管６８が段を成す方向は回転軸線方向Ｈである。図５に示すように、熱交換器６０は、細長く平坦に製作されたものを略矩形状に折り曲げて形成され、両端部６１が、一点鎖線で囲まれたエリアＡにて、互いに所定の角度と距離をあけて位置する。なお、両端部６１は、フィン６７が並列する方向のそれぞれの端（２ヶ所）であり、端に位置するフィン６７の外側に端板が取り付けられていればその端板の位置であり、端板がなければ端のフィン６７の位置である。空気流がこの熱交換器６０を通過することによって、室内空気と配管６８を流れる冷媒と熱交換するものである。図３に示すように、両端部６１の間は連結板６２で径方向に塞がれる。連結板６２は、両端部６１間の最短距離を結ぶ線上に配置される。連結板６２の径方向外側に、室内機１の外部に位置する冷凍サイクル（例えば室外機へとつながる延長配管）に接続する配管接続部６６が配置される。

図５に示すように、熱交換器６０は略矩形状に形成されているので、両端部６１がそれぞれ所定の間隔を空けて位置するエリアＡを除いて、３つの角部が存在する。それぞれの角部は円弧状に折り曲げられた折り曲げ部６３となっている。３つの角部のうち１つの角部では、図３に示すように、その角部の径方向外側に、ドレンパン８に溜まった結露水を屋外に吐き出すためのドレンポンプ４を設置するために、図５にてエリアＢで示すように、直線状をなす傾斜部６９を構成しその傾斜部６９の両側を円弧状に折り曲げて、外側に略三角形状の設置スペースを確保するようにしている。しかし、このエリアＢで示す角部についても、他の２つの角部と同様に、１つの折り曲げ部６３として取り扱うものとする。なお、ドレンポンプ４の設置スペースを確保するために、エリアＢの角部において傾斜部６９を設けずに、折り曲げ半径を他の２つの折り曲げ部６３よりも大きくした折り曲げ部で構成してもよい。

熱交換器６０は、隣り合う折り曲げ部６３の間、および両端部６１と折り曲げ部６３の間が直線状に構成されており、この部分を直線部６４とする。熱交換器６０は、略矩形状であるので、各辺に沿った４つの直線部６４が存在する。図５に示すように、フィン６７が並列する方向に約９０°の角度差を有してそれぞれ隣り合う４つの直線部６４の間に、３つの折り曲げ部６３と、両端部６１が位置する箇所（エリアＡ）が存在する。両端部６１を除いて、直線部６４と折り曲げ部６３との交点、すなわち直線部６４の長手方向の端点であり、かつ折り曲げ部６３の曲げ開始点を、直線端６５とする。両端部６１も直線部６４の長手方向の端点であり、直線部６４の端点は、直線端６５か両端部６１のどちらかとなっている。なお、熱交換器６０の直線部６４の長手方向は、室内機１において、吹き出し口３５の長手方向とほぼ一致する。ここで、直線部６４の長手方向は熱交換器６０のフィン６７が並列する方向でもあり、室内機１においては、回転軸線方向Ｈと直交する。

ファンモータ７の回転によってモータ回転軸６を介して回転力が伝達されたターボファン１０は、図４に示す矢印Ｆの方向に、回転軸線５を中心に回転し、シュラウド１２の中央の円筒部（ファン吸い込み口）１４から回転軸線方向Ｈに空気（室内空気）を吸い込む。そして、その空気流の向きを径方向（遠心方向）に変え、翼１３と翼１３の間を通過させる。吸い込まれた空気は、翼１３間を通過する際に圧力上昇してターボファン１０の外周１０ａから周囲に（３６０度の方向に）排出される。排出された空気流は、熱交換器６０を通過し、その通過する過程で空気と冷媒とが熱交換する。

図３で示すように、室内機１は、筐体３０の内部で、円形のターボファン１０の径方向に外側の周囲を略矩形の熱交換器６０が取り囲む構成であるため、ターボファン外周１０ａと熱交換器６０との径方向の距離が、熱交換器６０の位置によって異なる。熱交換器６０の直線部６４では近距離となり、折り曲げ部６３では遠距離となる。すなわち、ターボファン外周１０ａと熱交換器６０の直線部６４との径方向距離の方が、ターボファン外周１０ａと熱交換器６０の折り曲げ部６３との径方向距離よりも小さい。なお、熱交換器６０を円形とせず略矩形状としているのは、室内機１にてターボファン１０の周りを取り囲むにあたって、円形とするよりも、空気流が通過できる熱交換器の有効長さを大きくでき、熱交換面積をより多く確保できるからである。

ここで、図３に示すように、室内機１の筐体３０内を、仮想的な複数の領域に区画する。ターボファン１０の回転中心Ｏ（回転軸線５）と熱交換器６０のそれぞれの両端部６１とを結ぶ２つの直線で連結板６２を挟む領域を連結板領域Ｐとする。そして、回転中心Ｏと両端部６１とを結ぶ直線と、回転中心Ｏと直線端６５とを結ぶ直線とで直線部６４を挟む２つの領域をそれぞれ直線領域Ｑ１、Ｑ２とし、回転中心Ｏと直線端６５とを結ぶ直線間で直線部６４を挟む２つの領域をそれぞれ直線領域Ｑ３、Ｑ４とする。直線端６５も両端部６１も、ともに直線部６４の長手方向の端点であるから、回転中心Ｏと直線部６４の端点とを結ぶ直線間で直線部６４を挟む領域が直線領域Ｑ（Ｑ１〜Ｑ４）である。また、回転中心Ｏと直線端６５とを結ぶ直線間で折り曲げ部６３を挟む３つの領域をそれぞれ角領域Ｒ１、Ｒ２、Ｒ３とする。このように４つの直線領域Ｑと、３つの角部領域Ｒと、１つの連結板領域Ｐを定義する。配管部６３は連結板領域Ｐに位置し、ドレンポンプ４は角領域Ｒ３に位置する。

図４にて熱交換器６０のエリアＢで示す角部の折り曲げ部６３は、図３にて角領域Ｒ３に位置するが、先に述べたように角領域Ｒ３に位置する折り曲げ部６３は、直線部６４に比べれば（フィン並列方向の長さが）短いながらも直線状をなしている傾斜部６９を有しているが、筐体３０の隅で、直線部６４に比べてターボファン外周１０ａから遠距離に位置しているので、角領域Ｒ３についても、他の２つの角領域Ｒ１、Ｒ２と同様に取り扱うものとする。

ターボファン外周１０ａと熱交換器６０の径方向距離は、直線領域Ｑでは、その領域の周方向全域に亘って、ターボファン外周１０ａと直線部６４との距離が一定となるわけではない。例えば直線領域Ｑ３では、領域Ｑ３の周方向中央（図３にてＹ３−Ｏ３線で示す）で、両者間の径方向距離が最も小さく、その最も小さい位置から直線端６５に向かうほど両者間の径方向距離は大きくなる。ここで周方向とは、ターボファン１０の回転方向もしくは反回転方向と同じ方向である。

どの直線領域Ｑにおいても、ターボファン外周１０ａと直線部６４が最も近距離となる位置があって、その位置が両者間の径方向距離が最も小さく、その位置から直線端６５もしくは両端部６１に向かうほど、両者間の径方向距離が大きくなっていく。ただし、両端部６１や直線端６５の位置がすべて回転中心Ｏに対して周方向に９０度の位相差で対称に位置しているわけではないので、すべての直線領域Ｑで、ターボファン外周１０ａと直線部６４が最も近距離となる位置が、直線領域Ｑ３のように直線領域Ｑの周方向中央となるわけではない。

図３に示すように、各直線領域Ｑ１〜Ｑ４におけるターボファン外周１０ａと直線部６４が最も近距離となる位置は、順に９０°の角度差をなしている。図３において、直線領域Ｑ１では、距離Ｌ１で示す位置が最も近距離となる位置であり、同様に、直線領域Ｑ２では距離Ｌ２で示す位置、直線領域Ｑ３では距離Ｌ３で示す位置、直線領域Ｑ４では距離Ｌ４で示す位置が、最も近距離となる位置となる。ここでは、ターボファン１０と熱交換器６０の中心が同心であるので、Ｌ１＝Ｌ２＝Ｌ３＝Ｌ４となっている。直線領域Ｑ３だけ、最も近距離となる位置が直線領域Ｑの周方向中央となっている。

ベルマウス７０は、図２に示すように、空気流の下流側（図２においては上方）に位置し、端面がターボファン１０を向いてターボファン１０の方向に伸びるダクト部７１と、このダクト部７１の上流端から空気流の上流側に向かって内径が拡大する曲面部７２と、この曲面部７２と滑らかにつながり室内機１において意匠パネル３１と略平行に、曲面部７２の外周へと広がる風路壁７３とを有している。風路壁７３をドレンパン８にねじ止めすることで、ベルマウス７０はドレンパン８を介して筐体３１に固定される。風路壁７３は、吸い込みグリル３３とベルマウス７０との間に形成されるファン吸い込み空間４０と、ターボファン外周１０ａと熱交換器６０との間に形成されるファン吹き出し空間４１とを仕切る機能を有している。

ベルマウス７０のダクト部７１の下流側端部（先端を含む）は、シュラウド１２の円筒部１４の内周側に位置し、ダクト部７１の下流側端部と円筒部１４の上流側端部は、回転軸線方向Ｈに所定の距離Ｇｈ（図９参照）だけ径方向に重なり合っている。両者の重なり合い部分には、径方向に間隙２０が介在している。間隙２０は、シュラウド円筒部１４とベルマウスダクト部７１との間に設けられるもので、円筒部１４の内径φＤｓが、ダクト部７１の外周寸法よりも大きいことによる径方向すきまである。ターボファン１０の回転の心ぶれやベルマウス７０の組み付け時の位置ずれなどを考慮して、ターボファン１０の回転中に、ターボファン１０とベルマウス７０との接触が生じないようにするために、この間隙２０は必要不可欠なものである。なお、ダクト部７１と円筒部１４とが径方向に間隙２０を介して径方向に重なり合う部分の回転軸線方向Ｈの距離Ｇｈ（間隙２０の回転軸線方向Ｈの長さ）は、この室内機１では、約１０ｍｍに設定されている。

室内機１にて、ファンモータ７が通電されると、ターボファン１０が回転し、ターボファン１０の吸い込み作用により、室内空気が吸い込みグリル３３とエアフィルター３４を通過してファン吸い込み空間４０へと到達し、ベルマウス７０のダクト部７１の下流側がファン吸い込み口であるシュラウド１２の円筒部１４の内側に入り込んでいるので、ファン吸い込み空間４０の室内空気はベルマウス７０を通過して確実にターボファン１０へと吸い込まれていく。なお、ベルマウス７０のダクト部７１の下流端部を先端（下流端）に向けて先細り形状することで、ダクト部７１の先端付近における空気流の渦発生を防止することができる。

室内空気は、ターボファン１０の内部で回転軸線方向Ｈから径方向外側（遠心方向）へと流れの向きを変え、翼１３間で昇圧されて、ターボファン外周１０ａからファン吹き出し空間４１へ３６０°方向に排出される。ファン吹き出し空間４１に排出された室内空気は、熱交換器６０を通過し、その通過の際に熱交換器６０の配管６８を流れる冷媒と熱交換して冷やされる、もしくは温められて、吹き出し風路３を通って、吹き出し口３５から風向ベーン３６に方向を案内されながら、室内へと吹き出される。

ターボファン外周１０ａからファン吹き出し空間４１に排出された空気の流れは、図６にて実線矢印で示すように、ターボファン１０の回転により、ターボファン１０の回転方向Ｆ（図６においては時計回り）へと進む成分を有しているので、排出された空気はファン吹き出し空間４１から熱交換器６０に斜めに衝突する。そのため、ターボファン外周１０ａから排出された空気の全量が熱交換器６０を通過するわけではなく、一部の空気は熱交換器６０を通過しないで、ファン吹き出し空間４１内を旋回し、ここでファン吹き出し空間４１の静圧の方がファン吸い込み口であるシュラウド１２の円筒部１４内側の静圧よりも高いこと、すなわち両空間に圧力差があることによって、シュラウド１２の円筒部１４とベルマウス７０のダクト部７１との間に形成される間隙２０から再びターボファン１０内部へと流れ込む。

このような一部の空気の流れを循環流れＪと称する。なお、循環流れではない、ターボファン外周１０ａからファン吹き出し空間４１を経て熱交換器６０を通過する空気の流れを主流Ｋと称することとする。図６にて、点線矢印で示す流れが循環流れＪであり、実線矢印で示す流れが主流Ｋである。また、図７で符号Ｓが付された実線矢印が、ターボファン１０内部へファン吸い込み空間４０からベルマウス７０の内周側を通過して流れ込む有効吸い込み流れＳである。ターボファン外周１０ａから排出される空気には、この有効吸い込み流れＳの空気と、循環流れＪによって間隙２０を通過して再度ターボファン１０へ流れ込む空気とが含まれることになる。なお、図７に示す循環流れＪや主流Ｋは、説明を容易にするために回転方向Ｆに進む成分を除外して描いている。

ここで、ファン吹き出し空間４１の静圧はターボファン１０の周方向に亘って均一ではない。ターボファン外周１０ａと熱交換器６０との距離によって静圧が異なる。両者間の距離が小さい、すなわちファン吹き出し空間４１の幅が狭い箇所の方が、空気流の排出口となるターボファン外周１０ａに対して通風抵抗となる熱交換器６０の位置が近く、そのために流速が速くなるので、静圧が高くなる。直線部６４に臨む、例えば直線領域Ｑ３内に位置するファン吹き出し口４１では、ターボファン外周１０ａと熱交換器６０との距離が最も小さい周方向の中央（図３にてＹ３−Ｏ線で示す）付近で最も静圧が高く、そこから直線端６５に向かって両者間の距離が大きくなるにつれ、静圧は中央付近の静圧よりも低くなっていく。

また、ターボファン外周１０ａに対する熱交換器６０の距離（径方向距離）は、角領域Ｒの方が直線領域Ｑよりも相対的に大きい。角領域Ｒでの両者間の周方向に亘る平均的な距離の方が、直線領域Ｑでの両者間の周方向に亘る平均的な距離よりも大きい。ここで平均的な距離とは、それぞれの領域内で同数の周方向に等間隔な複数箇所、例えばそれぞれの領域内で等間隔な１０箇所、における距離の平均値である。それぞれの領域の周方向角度範囲は同じではないので、同数とするために等間隔の角度幅は領域によって異なる。そのため、直線領域Ｑと角領域Ｒという区画で相対的に比較すると、ファン吹き出し空間４１の静圧は、直線領域Ｑの方が角領域Ｒよりも高い。前述したとおり、直線領域Ｑのファン吹き出し空間４１にも周方向の静圧分布が存在しているが、各領域内におけるファン吹き出し空間４１の静圧の平均は、ターボファン外周１０ａに対する熱交換器６０の距離が遠距離な角領域Ｒよりも、距離Ｌ１〜Ｌ４となる位置をそれぞれ含んでいて近距離である直線領域Ｑの方が高いということである。

循環流れＪは、ファン吹き出し空間４１の静圧の方がファン吸い込み口であるシュラウド１２の円筒部１４内側の静圧よりも高いことによる両空間の圧力差によって生じるものであるから、循環流れＪの風路となる間隙２０が周方向全域で一定量であるとしたならば、ある１つの直線領域Ｑを取ってみれば、その直線領域Ｑにおけるターボファン外周１０ａに対する熱交換器６０の距離が最も近距離となる位置（図３にて距離Ｌ１〜Ｌ４で示す位置で、以降、最近距離箇所と称することにする）での圧力差が最も大きくなって、この付近での循環流れＪの流量が他の部分よりも大きくなる。間隙２０が一定量であれば圧力差が大きい箇所の方が循環流れＪが間隙２０に流入し易くなる。

また、直線領域Ｑと角領域Ｒにおける旋回流れＪの流量とを比較してみれば、ファン吹き出し空間４１の静圧の平均が高い直線領域Ｑの方が、角領域Ｒよりも流量の平均値が大きい。ここで流量の平均値とは、各領域における周方向単位角度あたりの平均流量を指し、領域内の流量をその領域の周方向角度幅で除した値とする。例えば、直線領域Ｑ３では、Ｙ３−Ｏ線を含む単位角度範囲の流量が、その範囲以外での単位角度あたりの流量よりも大きいが、そのような領域内の単位角度あたりの流量分布を平均化したものである。

このように、略矩形状の熱交換器６０が円形のターボファン１０の周囲を取り囲むことにより生じるターボファン外周１０ａと熱交換器６０の距離の不均一によって、間隙２０が周方向全域で一定量であれば、間隙２０を通過してターボファン１０に流れ込む循環流れＪの流量も周方向で不均一となる。周方向における循環流れＪの流量が不均一であれば、ターボファン外周１０ａから排出される空気の流量も周方向で不均一となり、ファン外周１０ａにおける排出空気圧が不均一となって送風音が生じる。ターボファン１０が１回転する間に、ターボファン外周１０ａと熱交換器６０との距離の違いによって、ファン外周１０ａにおける排出空気圧が変化し、その排出空気圧の変動に誘発される送風音が生じるのである。

従来の遠心送風機では、例えば特許文献２に記載されるように、循環流れＪが通過する間隙２０は、周方向全域に一定量であった。空気調和機の室内機に搭載される場合でも同様で、間隙２０の大きさは周方向に亘って一定であった。その間隙２０の大きさは、空気調和機の室内機の大きさ（家庭用の小形サイズからビル用の大形サイズまで）に応じて、一般的に３〜７ｍｍのいずれかの寸法で全周一定に設定されていた。そのため前述したような、ファン外周１０ａにおける排出空気圧が不均一となって送風音が生じていた。

間隙２０が周方向全域に一定量である場合に、ターボファン外周１０ａと熱交換器６０の距離の不均一に起因して循環流れＪの流量が周方向に不均一となるが、有効吸い込み流れＳの流量は周方向にほぼ均一であるので、有効吸い込み流れＳの流量と循環流れＪの流量との合計となるターボファン外周１０ａから排出される空気の流量は、主にその循環流れＪの流量の不均一によって周方向に不均一となる。循環流れＪの流量は、一般的にターボファン外周１０ａから排出される空気の流量の１０％未満であるから、ターボファン外周１０ａから排出される空気の流量の３６０°方向における変動幅はさほど大きくはない。しかし、排出流量としての変動は大きくなくても、これがターボファン外周１０ａにおける周方向の排出空気圧の不均一となって、その周方向における排出空気圧の変動（１回転中の変動）に起因して送風音が生じるとなれば、その騒音は無視できず、低減対策が必要となってくるのである。

図８は、この実施の形態１における空気調和機の室内機１のシュラウド円筒部１４とベルマウスダクト部７１とが径方向に重なり合う部分における両者間の径方向のすきまである間隙２０を説明するための図であり、この室内機１では、前述のターボファン外周１０ａにおける周方向の排出空気圧の不均一に起因して生じる送風音を低減するために、間隙２０の大きさを周方向に一定量とせず、角領域Ｒにおける間隙２０の大きさが、最近距離箇所、すなわち直線領域Ｑにおいてターボファン外周１０ａと熱交換器６０との距離が最も近距離となる位置（図３にて距離Ｌ１〜Ｌ４で示す位置）における間隙２０の大きさよりも大きくなるように設定している。角領域Ｒにおける間隙２０の大きさは、その領域内のいずれの周方向位置においても、直線領域Ｑの最近距離箇所における間隙２０の大きさよりも大きくなっている。

また、角領域Ｒにおける間隙２０の平均的な大きさが、直線領域Ｑにおける間隙２０の平均的な大きさよりも大きくなっている。ここで平均的な大きさとは、それぞれの領域内で同数の周方向に等間隔な複数箇所、例えばそれぞれの領域内で等間隔な１０箇所、における間隙２０の大きさの平均値である。それぞれの領域の周方向角度範囲は同じではないので、同数とするために等間隔の角度幅は領域によって異なる。

さらには、直線領域Ｑにおいては、最近距離箇所での間隙２０の大きさが最も小さく、その領域の周方向の端となる回転中心Ｏと直線端６５を結ぶ直線上の間隙２０の大きさが最も大きくなっている。すなわち、直線領域Ｑにおいては、最近距離箇所の間隙２０の大きさよりも、その直線領域Ｑ内の周方向外側部分（角領域Ｒに近接する部分）の間隙２０の大きさの方が大きくなっている。図８に示すδｑ１〜δｑ４が、それぞれ直線領域Ｑ１〜Ｑ４における最近距離箇所での間隙２０の大きさで、それぞれの直線領域Ｑで最も小さな間隙２０の大きさである。そして、その最近距離箇所から、回転中心Ｏと直線端６５を結ぶ直線上の箇所へ、すなわち角領域Ｒへと周方向に向かうにしたがって、間隙２０の大きさがそれぞれδｑ１〜δｑ４よりも大きくなっていくのがよい。

直線領域Ｑの最近距離箇所での間隙２０の大きさ（図８に示すδｑ１〜δｑ４）、すなわち周方向で最小となる間隙２０の大きさが、ターボファン１０の回転の心ぶれやベルマウス７０の組み付け時の位置ずれなどを考慮して、ターボファン１０の回転中に、シュラウドターボファン１０とベルマウス７０との接触が生じないようにするために必要な大きさであって、従来の周方向全域に一定量であったときの間隙の大きさである。このような間隙２０の大きさを以降、標準間隙量と呼ぶこととする。図８に示すδｑ１〜δｑ４はいずれも等しい大きさ（設計的に等しいという意味であって、寸法公差や組み立て公差による差異は等しい大きさに含まれるものとする）であり、この大きさが標準間隙量である。

、
図９は、間隙２０付近の要部縦断面図であり（ａ）は角領域Ｒ１における間隙２０周辺を表し、（ｂ）は直線領域Ｑ３の最近距離箇所における間隙２０周辺を表している。図９（ｂ）に示す間隙２０の大ききδｑ３は標準間隙量である。この標準間隙量を形成する箇所におけるベルマウス７０のダクト部７１の外径（直径）をφＤｂとする。横断面が円形であるシュラウド１２の円筒部の内径（直径）をφＤｓとすれば、標準間隙量であるδｑ３は、（φＤｓ−φＤｂ）／２なる大きさである。δｑ１、δｑ２、δｑ４についても同様である。標準間隙量は、この実施の形態１において間隙２０の大きさの最小値であり、直線領域Ｑの最近距離箇所における間隙２０の大きさである。

そして、図８にてδｒ１〜δｒ３で示す角領域Ｒ１〜Ｒ３の間隙２０の大きさが、領域内のいずれの周方向位置においても、この標準間隙量（δｑ１〜δｑ４）よりも大きくなるように構成されている。また、直線領域Ｑ１〜Ｑ４はそれぞれ、間隙２０の大きさが標準間隙量の部分とそれよりも大きい部分から構成されている。なお、連結板領域Ｐでは、間隙２０の大きさδｐを標準間隙量で一定としている。これについての詳細は後述する。

このような周方向に大きさが一定量でない間隙２０を実現するために、図３や図８に示すように、この実施の形態１で用いるベルマウス７０は、ダクト部７１を円筒状、すなわち横断面形状（図２におけるＸ３−Ｘ４で切断される断面形状）を円形とはせずに、角領域Ｒ部分が、４つ直線領域Ｑの最近距離箇所の位置を結ぶ円（図９（ｂ）にてφＤｂで表される円）よりも内側に（回転軸線５寄りに）位置するように形成する。すなわち、ダクト部７１は、標準間隙量δｑ１〜δｑ４を形成する部分よりも角領域Ｒ部分の方が径方向に回転軸線５に近くづいているように形成されている。この実施の形態１のベルマウス７０は樹脂製で一体成形されており、横断面形状が非円形のダクト部７１も容易に形成できる。

ただし、ダクト部７１を角領域Ｒ部分だけ直線領域Ｑ部分よりも内側に位置するように窪ませると、角領域Ｒと直線領域Ｑとの境界、すなわち、回転中心Ｏと直線端６５を結ぶ直線上のダクト部７１に段差が形成されてしまうことになる。前述したが、循環流れＪは、ターボファン１０の回転方向Ｆに進む成分を有しており、これは間隙２０内においても同様であるため、そのような段差が形成されてしまうと、循環流れＪが間隙２０内でその段差に衝突して、その衝突に伴う新たな騒音が発生することが危惧される。なお、ここで「窪ませる」とは、標準間隙量を形成する箇所におけるベルマウス７０のダクト部７１の外径φＤｂとする円形（図９参照）に対して、その円形よりも内側に位置させる、すなわち部分的に回転軸線５方向に凹ませることである。

そこで、このベルマウス７０では、図３や図８に示すように、ダクト部７１の角領域Ｒ部分を直線領域Ｑ部分の標準間隙量δｑ１〜δｑ４を形成する位置よりも内側に位置させるために、ダクト部７１を、その角領域Ｒ部分の両側に位置する直線領域Ｑ部分の周方向途中から内側に窪ませるように形成している。このように、ダクト部７１を直線領域Ｑ部分の途中から内側に連続的に窪ませ、窪ませる周方向の角度範囲を角領域Ｒの角度範囲よりも大きくしてダクト部７１の角領域Ｒ部分を形成することで、ダクト部７１に周方向に凹凸する段差が生じず、循環流れＪがダクト部７１に周方向に（回転方向Ｆに）衝突して騒音が発生する危惧を払拭することができる。

そして、直線領域Ｑの途中から角領域Ｒに向かって間隙２０の大きさが徐々に広がる（大きくなる）ように、すなわち、ダクト部７１の内側への窪ませ量が直線領域Ｑ部分の途中から角領域Ｒ部分に向かって徐々に大きくなるように連続的に窪ませて角領域Ｒ部分の間隙２０が最も大きくなるようにダクト部７１を形成することにより、直線領域Ｑにおいても、最近距離箇所における間隙２０が最小値（標準間隙量）となって、周方向に外側となる部分の間隙２０の大きさが、その標準間隙量よりも大きくなるように構成させることができる。

また、ダクト部７１の直線領域Ｑ部分において、最近距離箇所の位置を含んで、その周方向左右両側の内側への窪ませが開始する位置（例えば図８の直線領域Ｑ４にて点Ｅで示す２つの位置）間の範囲では、間隙２０の大きさは標準間隙量で一定（例えば図８の直線領域Ｑ４ではδｑ４で一定）であり、内側への窪ませが開始する位置から隣接する角領域Ｒに向かって徐々に間隙２０の大きさが大きくなって、回転中心Ｏと直線端６５を結ぶ直線上にて角領域Ｒの間隙２０の大きさになるように構成している。すなわち、最近距離箇所の位置を含んだ周方向に所定の範囲で間隙２０の大きさが標準間隙量となっている。

なお、直線領域Ｑにおいて、間隙２０の大きさが標準間隙量となる範囲が極力狭く、そこから回転中心Ｏと直線端６５を結ぶ直線上に、すなわち角領域Ｒに向かって徐々に間隙２０の大きさが大きくなっていくように構成するのが望ましい。また、直線領域Ｑで、徐々に間隙２０の大きさが大きくなる場合には、連続的になめらかに大きなっていくのがよく、極力周方向に段差が形成されないようにするのが望ましい。

また、図３や図８では、角領域Ｒの間隙２０の大きさ（δｒ１〜δｒ３）は、間隙２０の周方向の最大値であり、角領域Ｒ内周方向にほぼ一定であるが、周方向の中央で最大値となって、その位置から回転中心Ｏと直線端６５を結ぶ直線上に向かって、すなわち隣接する直線領域Ｑに向かって、徐々に小さくなっていくように構成してもよい。すなわち、角領域Ｒ内においても、間隙２０の大きさを一定としなくてもよい。

図１０は、この実施の形態におけるベルマウス７０のターボファン１０が位置する側から見た斜視図であり、図において点線で示す円が、標準間隙量を形成する箇所のダクト部７１の外径φＤｂがなす円である。角領域Ｒに位置するダクト部７１は図示されるように点線で示す円よりも内側に（中心側に）位置しており、そのためにダクト部７１の一部を点線で示す円よりも内側へ窪ませるにあたって、ダクト部７１の周方向に段差が生じないように、なめらかに内側に窪ませている。

ベルマウス７０には、風路壁７３の２ヶ所の角部が略三角形状に欠けた切欠き部７４、７５が形成されている。切欠き部７４は連結板領域Ｐに位置し、その切欠き部７４の外側に連結板６２が配置される。また、切欠き部７５は角領域Ｒ３に位置し、その切欠き部７５の外側に熱交換器６０の傾斜部６９（図５参照）が配置される。なお、このベルマウス７０は、ここでは樹脂にて成形しているが、板金により一体成形してもよい。

図９に示すように、この実施の形態１では、角領域Ｒ（図９では角領域Ｒ１）の間隙２０の大きさ（図９ではδｒ１）を、標準間隙量（図９ではδｑ３）の約２倍の大きさとなるように構成している。この角領域Ｒの間隙２０の大きさを、標準間隙量と比べてどれくらい大きくするかは、ターボファン外周１０ａと熱交換器６０との距離の不均一具合によって適宜設定されるものである。

以上のように周方向に大きさが変化する間隙２０が構成された室内機１では、ファン吹き出し空間４１の静圧が直線領域Ｑに比べて低い角領域Ｒにおける間隙２０の平均的な大きさが、直線領域Ｑにおける間隙２０の平均的な大きさよりも大きいので、循環流れＪが間隙２０を通過する際の通風抵抗が直線領域Ｑよりも小さい。そのため、従来の角領域Ｒも直線領域Ｑ同様に標準間隙量で一定であった場合に比べ、角領域Ｒにおける間隙２０を通過する循環流れＪの通風量が増加する。通風抵抗が相対的に小さいので、静圧が相対的に小さく、ファン吹き出し空間４１とファン吸い込み口（シュラウド１２の円筒部１４内側）との圧力差が小さい角領域Ｒにおいても、循環流れＪの間隙２０への流入、間隙２０の通過が容易になるのである。

角領域Ｒにおける循環流れＪの通風量が増加したということは、直線領域Ｑにおける循環流れＪの通風量が減少したことになるので、周方向における循環流れＪの流量の不均一が是正される。

また、ファン吹き出し空間４１の静圧が最も高い位置（最近距離箇所）での間隙２０の大きさ（標準間隙量）よりも角領域Ｒにおける間隙２０の大きさを大きくし、従来の周方向に間隙２０の大きさが標準間隙量で一定であり、間隙２０の通風抵抗が周方向に同等であった場合に比べて、角領域Ｒにおける間隙２０の通風抵抗を最近距離箇所での間隙２０の通風抵抗よりも小さくなるようにしたので、従来、圧力差が大であることによって循環流れＪの通風量が周方向に相対的に多かった最近距離箇所の位置近傍における間隙２０への循環流れＪの通風量を減じて、相対的に少なかった角領域Ｒにおける循環流れＪの通風量を増加させることができるので、周方向における循環流れＪの流量の不均一が是正される。

また、直線領域Ｑにおいても、間隙２０の大きさが最近距離箇所の位置よりも周方向に外側で角領域Ｒに近い側の方が大きいので、直線領域Ｑ内でのファン吹き出し空間４１の静圧分布（最近距離箇所で高く直線端６５に向かうにつれ低くなる）により、従来の周方向に間隙２０の大きさが標準間隙量で一定であった場合に生じていた直線領域Ｑ内における循環流れＪの流量の不均一（最近距離箇所の位置近傍の流量が多く、周方向に外側に位置する部分の流量が少ない）も是正され、角領域Ｒも含めた周方向全域における循環流れＪの流量の不均一がより是正されることとなる。

さらに、直線領域Ｑにおける間隙２０の大きさを、直線領域Ｑの途中から角領域Ｒに向かって徐々に大きくなるようにしているので、ターボファン外周１０ａと熱交換器６０との距離が大きくなるのに応じて間隙２０の大きさが大きくなり、ファン吹き出し空間４１の静圧が両者の距離に対応して低くなるにつれて、間隙２０の通風抵抗も小さくなるので、直線領域Ｑから角領域Ｒへと周方向における循環流れＪの流量が均一に近づくように是正される。

以上のように、この実施の形態の室内機１が有する間隙２０の構成により、循環流れＪの流量の周方向における不均一が是正されることによって、ターボファン外周１０ａにおける周方向の排出空気圧の不均一が是正され、排出空気圧の１回転中の変動が小さくなって、その変動に起因して発生していた送風音を低減することができる。このように、ターボファン外周１０ａと熱交換器６０との距離の不均一性に起因して生じていた騒音（上記の送風音）を低減することが可能となる。このため、従来の間隙２０の大きさが標準間隙量で周方向に一定であった場合に比べて、室内機１は低騒音とすることができる。

室内機１では、ファン吹き出し空間４１の静圧が相対的に低い部分、すなわち、ターボファン外周１０ａと熱交換器６０との距離が遠距離の部分における間隙２０の大きさを、ファン吹き出し空間４１の静圧が相対的に高い部分、すなわち、ターボファン外周１０ａと熱交換器６０との距離が近距離の部分における間隙２０の大きさよりも大きく設定することで、ターボファン外周１０ａと熱交換器６０との距離の不均一性に起因するファン吹き出し空間４１の静圧分布に対応して、間隙２０の通風抵抗を周方向に変化させる（ファン吹き出し空間４１の静圧が相対的に低い部分における間隙２０の通風抵抗を小さくする）ので、循環流れＪの流量の周方向における不均一が是正され、それにより、ターボファン外周１０ａにおける周方向の排出空気圧の不均一が是正されて、１回転中の排出空気圧の変動に起因して発生していた送風音を低減することができるのである。

この実施の形態の室内機１は、循環流れＪの周方向における流量分布をなるべく均一化しようとしているものであって、全体的な循環流量Ｊの流量が、従来の間隙２０が標準循環量で周方向に一定量であった場合に比べて増加するわけではないので、ターボファン１０の送風性能が低下することはない。

また、この室内機１では、循環流れＪの流量の周方向における不均一が是正されることによって、ターボファン外周１０ａから排出される空気の流量も３６０°方向に変動が小さく安定するようになるため、ファン吹き出し空間４１の静圧分布も均一化の方向へと是正される。すなわち、従来の間隙２０が標準循環量で周方向に一定量であった場合に比べて、直線領域Ｑの最近距離箇所と角領域Ｒのファン吹き出し空間４１の静圧の差（角領域Ｒの方が小さい）も小さくなる。これにより、ターボファン１０の１回転中の負荷変動が
小さくなって、ファンモータ７の入力を低減することができ、ターボファン１０の効率を高めることができる。これは、１回転中の平均的負荷が同じであっても、１回転中の負荷変動が小さい方がファンモータ７の入力を抑えることができるためである。この結果、室内機１は、低騒音で高効率な省エネ性に優れた空気調和機となる。

ここで、連結板領域Ｐについて説明する。連結板領域Ｐには、熱交換器６０の両端部６１を結ぶ連結板６２が存在するが、連結板６２は、所定の間隔を空けて位置している熱交換器６０の両端部６１間のフィン６７が存在をしない部分を塞いで、熱交換器６０で熱交換していない空気流（ターボファン１０から排出された空気流）が吹き出し風路３へと流出してしまうことを防いでいる。そのため、連結板６２を内側から外側へと通過する空気流は存在しない。このように連結板６２は、ファン吹き出し空間４１から吹き出し風路３への空気の流通を阻むものであるため、ここでの通風抵抗は大きく、ターボファン外周６０ａと連結板６２との径方向の距離が直線領域Ｑの最近距離Ｌ１〜Ｌ４よりも長くても、直線領域Ｑの最近距離箇所と同様に、連結板領域Ｐにおけるファン吹き出し空間４１の静圧は、角領域Ｒにおけるファン吹き出し空間４１の静圧よりも高い。

よって、連結板領域Ｐにおけるファン吹き出し空間４１は、周方向でみて相対的に静圧が高い部分となるので、角領域Ｒの間隙２０の大きさは、連結板領域Ｐにおける間隙２０の大きさよりも大きくなるように設定する必要がある。ここでは、連結板領域Ｐの間隙２０の大きさδｐは、標準間隙量よりも大きくすることなく、最近距離箇所における間隙２０の大きさと同じく標準間隙量で一定とし、間隙２０の通風抵抗が大きい状態を維持するようにしている。角領域Ｒの間隙２０を標準間隙量よりも大きくしてこの部分の通風抵抗を小さくすることと相まって、従来、圧力差が大であることに基づいて循環流れＪの通風量が相対的に多かった連結板領域Ｐにおける間隙２０への循環流れＪの通風量を減じて、角領域Ｒにおける循環流れＪの通風量を増加させることができる。これにより、連結板領域Ｐを含めて周方向における循環流れＪの流量の不均一が是正されることとなって、ターボファン外周１０ａにおける周方向の排出空気圧の不均一が是正され、１回転中の排出空気圧の変動に起因して発生していた騒音を低減することができる。

図８に示すように、連結板領域Ｐに周方向に隣接する直線領域Ｑ１の距離Ｌ１で示す最近距離箇所から、直線領域Ｑ１とは逆側で連結板領域Ｐに隣接する直線領域Ｑ２の距離Ｌ２で示す最近距離箇所まで、連結板領域Ｐを挟んで、少なくとも周方向に９０°の範囲で、間隙２０の大きさは標準間隙量δｑ１（＝δｑ２＝δｐ）で一定となっている。なお、連結板領域Ｐにおける間隙２０の大きさは、必ずしも標準間隙量とする必要はなく、ターボファン外周１０ａと連結板６２との距離に応じて、標準間隙量と同等以上で、かつ角領域Ｒにおける間隙２０の大きさとよりも小さくすればよい。ただし、角領域Ｒの間隙２０の大きさは、いずれの周方向位置においても、連結板領域Ｐのいずれの周方向位置における間隙２０の大きさよりも大きく設定される。

ダクト部７１の非円形な横断面形状は、ターボファン１０と熱交換器６０の相対的な位置関係や熱交換器６０の構成や形態によって決定されるものである。そのためターボファン１０が共通であったとしても、それらの要素が変化すればダクト部７１の横断面形状もそれに対応して変化させる必要がある。例えば、ターボファン外周１０ａと熱交換器６０との距離の不均一の度合がより大きければ、角領域Ｒの間隙２０の大きさを標準間隙量の２倍を超える大きさまで広げる必要性が生じることもあり得る。

そこで、ベルマウス７０を一体成形せず、図１１に示すように、ダクト部７１を別体として、この別体のダクト部７１を曲面部７２に固定するように構成すれば、ターボファン１０と熱交換器６０の相対的な位置関係や熱交換器６０の構成や形態の変化に対応して、ベルマウス７０全体を個別に製作することなく、ダクト部７１のみを個々に製作して部品の共通化を図ることができる。

また、ここまでの説明では、間隙２０の大きさを標準間隙量より大きくしたい部分のベルマウス７０のダクト部７１を、間隙２０の大きさが標準間隙量となる外径φＤｂを有する円形よりも内側に位置させる、すなわち回転軸線５寄りに窪ますことで、周方向に間隙２０の大きさを変化（最小が標準間隙量δｑ１〜δｑ４およびδｐで、最大が角領域Ｒの間隙２０のδｒ１〜δｒ３）させてきた。

しかし、ダクト部７１を非円形にすることなく周方向に間隙２０の大きさを変化させてもよい。その一例を図１２に示す。この変形例では、ベルマウスダクト部７１を横断面円形に構成する。ただしこの円形の外径φＤｃは、角領域Ｒの間隙２０の大きさδｒ１〜δｒ３を確保できる寸法とする。すなわち、シュラウド円筒部１４の内径φＤｓを用いて、φＤｃ＝φＤｓ−（δｒ１＊２）となる寸法とする。ここで、δｒ１は、δｒ２もしくはδｒ３に置き換えてもよい。

そして、間隙２０の大きさを小さくしたい箇所のダクト部７１（外径φＤｃ）外周面に間隙調整部材７６を取り付け、周方向に間隙２０の大きさを変化させるのである。間隙調整部材７６は、直線領域Ｑおよび連結板領域Ｐに取り付けられるもので、樹脂成形品である。間隙調整部材７６はダクト部７１と同等な高さ（回転軸線方向Ｈの長さ）を有し、回転軸線方向Ｈの両端面は平坦である。そしてその内側面は、ダクト部７１の外周面形状に沿った曲面形状をなす。また外側面は、間隙２０の大きさを標準間隙量とする部分を頂上とする山型で、外側面の周方向端部が角領域Ｒに向けてなめらかに下っていく形状である。このような山型形状にすることで、直線領域Ｑにおいても、間隙２０の大きさを、最近距離箇所（標準間隙量である）から角領域Ｒに向かって周方向に徐々に大きくなるように変化させることができる。

間隙調整部材７６は、図１２に示すように、ダクト部７１の外周面の必要箇所に個別に接着や溶着で取り付けてもよい（図１２では３つの間隙調整部材７６を設置している）が、各々の間隙調整部材７６をリング部材で環状に連結して、そのリング部材をダクト部７１の外周面に接着や溶着したり、リング部材をダクト部７１外周面に嵌め合わせたりして取り付けてもよい。この場合は、ダクト部７１は、外径φＤｃをリング部材の厚みの２倍分だけ小さくしなければならない。

なお、ここまで、略矩形状を成した熱交換器６０が円形のターボファン１０の外周を取り囲む形態で説明してきたが、熱交換器は、矩形状に限定されるものではなく、四角形以外の多角形状であっても、同様な効果が得られる。円形のターボファン１０の周りを取り囲む熱交換器が、三角形や六角形に折り曲げられたものであってもよい。その場合には、折り曲げ部６３を挟んで隣り合う直線部６４の角度差は、実施の形態１の熱交換器６０の約９０°ではなく、三角形状であれば約６０°に、六角形状であれば、約１２０°となる。

実施の形態２．
上記の実施の形態１では、循環流れＪが通過する間隙２０の大きさを周方向に変化させて通風抵抗を周方向に変化させることで、ターボファン外周１０ａと熱交換器６０との距離の不均一によってもたらされる循環流れＪの周方向における流量の不均一をなるべく均一化するように是正するものであるが、循環流れＪの流量そのものは少ない方が、有効吸い込み流れＳの流量が増加することになるので、ターボファン１０の送風効率が向上することは言うまでもない。循環流れＪは、一度ターボファン１０から排出された空気流を再度そのターボファン１０で送風するものであるから、その流量をできる限り減少させ、その分有効吸い込み流れＳの流量を増すようにするのが効率面で望ましいのである。

そこで、この実施の形態２では、前述のように循環流れＪの周方向における流量の不均一を是正した実施の形態１の室内機１に、さらに循環流れＪの流量を減少させる手段を具備させた室内機について説明する。

図１３は、実施の形態２における室内機の間隙２０周辺の要部断面図であり、（ａ）は、図３のＹ１−Ｏ線で切断した断面図に相当し、角領域Ｒの間隙２０周辺を示しており、（ｂ）は、図３のＹ３−Ｏ線で切断した断面図に相当し、直線領域Ｑの最近距離箇所における間隙２０の周辺を示している。なお、この実施の形態２において、実施の形態１と同等もしくは相当するものについては、同一符号を付して説明は省略する。

実施の形態２の室内機は、実施の形態１の室内機１とは、ベルマウスの形状が異なっており、詳細には、ダクト部７１の先端部分、すなわち空気流において下流側となる端部の形状が異なっている。図１３に示すように、実施の形態２に示すベルマウス８０は、ダクト部７１の下流側端部（先端部分）に、ダクト先端拡径部７７を有しており、このダクト先端拡径部７７は、回転軸線方向Ｈに空気流（有効吸い込み流れＳ）の上流から下流に向かって徐々に薄肉となる先細り形状であるとともに、回転軸線方向Ｈに空気流（有効吸い込み流れＳ）の上流から下流に向かって径方向外側に（遠心方向に）徐々に径が拡大していくような湾曲形状となっている。先端に向かって細くなりながらシュラウド円筒部１４に向かってなめらかに反っていくような形状である。ダクト先端拡径部７７は、ダクト部７１の直線状部分から連続して形成されている。

このとき、間隙２０の大きさは、ダクト先端拡径部７７の末端、すなわち空気流の下流端とシュラウド円筒部１４の内周面との径方向距離を指すものとする。そのため、直線領域Ｑの最近距離箇所では、ダクト先端拡径部７７の末端とシュラウド円筒部１４の内周面との距離が、標準間隙量となる。図１３（ｂ）は、直線領域Ｑ３の最近距離箇所における断面を示しているので、間隙２０の大きさは、δｑ３であって標準間隙量である。同様に、図１３（ａ）では、角領域Ｒ１の間隙２０が図示されているのであるから、ダクト先端拡径部７７の末端とシュラウド円筒部１４の内周面との距離で表されるこの間隙２０の大きさはδｒ１となる。周方向に間隙２０の大きさが変化する態様は、実施の形態１と同様である。

ベルマウス８０のダクト部７１の下流側端部に、上記したような形状のダクト先端拡径部７７を構成することにより、周方向における流量の不均一を是正されて間隙２０を通過する循環流れＪは、間隙２０を通過する際に、間隙２０内をターボファン回転方向Ｆに進みながらも、ダクト先端拡径部７７によって、シュラウド１２の内周面（円筒部１４の内周面を含む）に向かう流れに変化する。すなわち、ダクト先端拡径部７７が、循環流れＪの回転軸線方向Ｈに進む成分を径方向へ変化させている。

このため、ファン吸い込み空間４０（図７参照）からベルマウス８０のダクト部７１内周側を通ってターボファン１０へ流入する有効吸い込み流れＳが、循環流れＪによって回転軸線方向Ｈに押し退けられなくなる。そうであれば、有効吸い込み流れＳは、循環流れＪに影響されず、スムーズにその流れを径方向へと変化することができる。これにより、径方向に向きを変えた有効吸い込み流れＳが妨げとなって、循環流れＪが間隙２０へと流入し難くなるとともに、有効吸い込み流れＳが、循環流れＪにより妨げられなくなる（押し退けられなくなる）ので、相対的に有効吸い込み流れＳの流量が増加して、循環流れＪの流量を減少させることができる。

以上のように、この実施の形態２では、実施の形態１に加えて、ベルマウス８０のダクト部７１の下流側端部に、回転軸線方向Ｈに空気流の上流から下流に向かって、徐々に薄肉となる先細り形状でありつつ、径方向外側に徐々に径が拡大していくような湾曲形状となるダクト先端拡径部７７を形成したので、循環流れＪの流量の周方向における不均一が是正されて、ターボファン外周１０ａにおける周方向の排出空気圧の不均一が是正されるとともに、循環流れＪの流量を減少させ、有効吸い込み流れＳの流量を増加させることができる。これにより、ターボファン１０の送風性能を高めることができる。この結果、実施の形態２の室内機は、低騒音化しつつ、実施の形態１の室内機１よりもさらに高効率で省エネ性に優れた空気調和機とすることができる。

実施の形態３．
この実施の形態３では、上記した実施の形態２とは異なる形態で、循環流れＪの周方向における流量の不均一を是正した実施の形態１の室内機１に加えて、循環流れＪの流量を減少させる手段を具備させた室内機について説明する。図１４は、実施の形態３における室内機に使用されるベルマウス８１の説明図であり、右半分は縦断面図、左半分は、側面図を示している。この実施の形態３において、実施の形態１および実施の形態２と同等もしくは相当するものについては、同一符号を付して説明は省略する。

実施の形態３の室内機は、実施の形態１の室内機１とは、ベルマウスの構成が異なっており、詳細には、ダクト部７１を厚肉に形成し、その厚肉状のダクト部７１の外周面７９に、回転軸線方向Ｈに沿った複数の溝７８ａを周方向に並列するように設けて、外周面７９に凹凸形状を形成している。溝７８ａは、厚肉のダクト部７１の外周面７９をそぐようにして設けられた凹状溝で、内周側に連通してはいない。溝７８ａは周方向に所定の間隔を空けて、外周面７９の全面に形成されている。溝７８ａの深さは１．５ｍｍ程度であり、厚肉状のダクト部７１の厚さに対して、最大でも２／３程度に留める。複数の溝７８ａは周方向に等間隔で、周方向の幅はすべて同じになっている。

このベルマウス８１では、ダクト部７１の下流側端部（先端部分）に、実施の形態２で示したダクト先端拡径部７７が構成されているため、溝７８ａは、ダクト部７１の先端（ダクト先端拡径部７７の末端でもある）から曲面部７２にかけて、回転軸線方向Ｈの断面形状が略弓形になっている。ここで、ダクト先端拡径部７７は、必ずしも設けなくてはならないものではなく省いてもよい。すなわち、ダクト部７１が曲面部７２との接点から下流端（先端）まで直線状であってもよい。この場合には、溝７８ａは、ダクト部７１の下流端側が開口した凹溝となる。このとき直線状の先端に向かって先細り形状であってもよい。

この実施の形態３に示すダクト部７１の外周面７９に周方向に並んで、回転軸線方向Ｈに沿った複数の溝７８ａが形成されたベルマウス８１を用いた空気調和機の室内機においては、間隙２０の大きさは、厚肉状のダクト部７１の外周面７９とシュラウド円筒部１４の内周面との径方向距離で示される。実施の形態３の室内機においても、周方向に間隙２０の大きさが変化する態様は、実施の形態１と同様である。

上記したような複数の溝７８ａをベルマウス８１のダクト部７１の外周面７９に形成することにより、周方向における流量の不均一を是正されて間隙２０を通過する循環流れＪは、ターボファン回転方向Ｆに進む成分を有しながら間隙２０を通過する際に、回転方向Ｆへ進みながらダクト部７１の外周面７９に沿う流れ、すなわち間隙２０内でダクト部７１の外周面７９に近い側の流れが、複数の溝７８ａにより凹凸状となっている外周面７９によって乱されて圧力変動が生じ、それがシュラウド円筒部１４の内周面側に近い流れにも伝播するので、間隙２０の通風抵抗が全体的に増加することになる。

このため、循環流れＪが間隙２０を流れ難くなって、相対的に循環流れＪの流量が減少するので、有効吸い込み流れＳの流量を増加させることができる。また、図１４に示すように、ダクト部７１の下流側端部にダクト先端拡径部７７を形成しておけば、実施の形態２にて説明した効果も合わせて発揮されるので、有効吸い込み流れＳの流量が増加して循環流れＪの流量を減少させることができる効果がより顕著となる。

溝７８ａの深さが深いと、間隙２０を流れる循環流れＪの乱れがひどくなり圧力変動が大となって、それに伴う新たな騒音（空気調和機のユーザが不快感を感じる音）が発生したり、溝７８ａの回転方向Ｆに対して下流側に位置する側壁に循環流れＪが衝突してそれに伴う新たな騒音が発生したりしてしまうことが危惧されるので、溝７８ａの深さは、標準間隙量の半分以下とするのが望ましい。この程度の深さで生じる圧力変動や流れの衝突であれば、空気調和機のユーザが不快感を感じてしまうレベルの騒音は生じない。

なお、溝７８ａは、外周面７９付近の循環流れＪのファン回転方向Ｆへの流れ成分を乱すために形成しているのであるから、回転方向Ｆに上流側では側壁を必ずしも要するものではない。溝７８ａの周方向断面形状が略矩形ではなく、周方向に対して回転方向Ｆに下流側となる位置にのみ側壁が形成されるような略直角三角形状であってもよい。また同様に、外周面７９付近の循環流れＪのファン回転方向Ｆへの流れ成分を乱すためには、複数の溝７８ａは周方向に等間隔でなくてもよいし、溝７８ａの周方向の幅がすべて同じである必要もない。

以上のように、この実施の形態３では、実施の形態１に加えて、ベルマウス８１のダクト部７１の外周面７９に、周方向に並列する複数の回転軸線方向Ｈに沿った溝７８ａを設けて、ダクト部７１の外周面７９に凹凸形状を形成したので、循環流れＪの流量の周方向における不均一が是正されて、ターボファン外周１０ａにおける周方向の排出空気圧の不均一が是正されるとともに、循環流れＪの流量を減少させ、有効吸い込み流れＳの流量を増加させることができる。これにより、ターボファン１０の送風性能を高めることができる。この結果、実施の形態３の室内機は、低騒音化しつつ、実施の形態１の室内機１よりもさらに高効率で省エネ性に優れた空気調和機とすることができる。

実施の形態４．
この実施の形態４に示す室内機は、上記した実施の形態３とはベルマウスのダクト部外周面に形成される溝の形態が異なるものであり、実施の形態３と同様に循環流れＪの周方向における流量の不均一を是正した実施の形態１の室内機１に加えて、循環流れＪの流量を減少させる手段を具備させた室内機である。図１５は、実施の形態４における室内機に使用されるベルマウス８２の説明図であり、図１４の左半分に示す側面図に対比させて、
左側面図のみを示している。この実施の形態４において、実施の形態１〜３と同等もしくは相当するものについては、同一符号を付して説明は省略する。また、実施の形態４に示すベルマウス８２は、実施の形態３で説明したベルマウス８１と以下に示すダクト部７１の外周面７９に形成される複数の溝の形態が異なるのみで、それ以外は実施の形態３と同じであり、ここでの説明は省略する。

この実施の形態４に示すベルマウス８２のダクト部７１の外周面７９には、回転軸線方向Ｈに空気流の下流側となる部分が上流側の部分よりもターボファン回転方向Ｆとは反対方向に傾斜した複数の傾斜溝７８ｂが、周方向に並列して形成されている。図１５に示すように、傾斜溝７８ｂは、回転軸線方向Ｈに対して周方向に回転方向Ｆとは反対の方向に下流側が角度θだけ傾斜している。実施の形態３で示した溝７８ａは、回転軸線方向Ｈに伸びるものであってθ＝０°であるが、この傾斜溝７８ｂではθが０°より大きい。実施の形態４の傾斜溝７８ｂと実施の形態３の溝７８ａとは、この角度θが異なっている。傾斜溝７８ｂも溝７８ａと同様に、ダクト部７１の外周面７９をそぐようにして設けられた凹状溝で、内周側に連通してはいない。

実施の形態４では、ベルマウス８２のダクト部７１の外周面７９に複数の傾斜溝７８ｂを形成することにより、ターボファン回転方向Ｆに下流側となる位置の溝側壁が、回転方向Ｆの上流側へと傾斜していることになるので、実施の形態３に示すθ＝０°である溝７８ａと比べて、溝深さが同一であれば、外周面７９の凹凸形状による循環流れＪの乱れを大きくすることができ、間隙２０の通風抵抗をより高められる。

換言すれば、外周面７９の凹凸形状による循環流れＪの乱れレベルを同等、すなわち、間隙２０の通風抵抗の増加を同等レベルとすればよいのであれば、実施の形態３に示すθ＝０°である溝７８ａと比べて、溝深さを小さくすることができる。すなわち、同等の効果を得るために、ベルマウス８２の傾斜溝７８ｂは、実施の形態３に示すベルマウス８１の溝７８ａよりも溝深さを浅くすることができるのである。上記した実施の形態３にて述べたように、溝深さが深すぎると、新たな騒音が発生してしまう危惧があるが、傾斜溝７８ｂとすることで、実施の形態３の溝７８ａよりも溝深さを浅くすることができるので、この危惧が払拭される。

溝深さを浅くすることができるとういことは、溝を形成するために厚肉状としていたダクト部７１の厚さ（径方向の幅）を薄くすることもできることになり、このベルマウス８２は、実施の形態３のベルマウス８１よりも材料を削減でき省資源化される。

傾斜溝７８ｂの角度θが大きすぎると、溝深さを深くした時と同様に、間隙２０を流れる循環流れＪの乱れがひどくなり圧力変動が大となって、それに伴う新たな騒音が顕著となるので、傾斜溝７８ｂの角度θは６０°以下がよく、また、実施の形態３に示すθ＝０°である溝７８ａよりも溝深さを浅くして溝７８ａと同等の効果を得ようした場合には、θは３０°以上がよく、３０°≦θ≦４５°が望ましい。図１５に示す傾斜溝７８ｂは、θ＝３０°である。なお、複数の傾斜溝７８ｂがすべて同じ角度θでなくてもよい。

以上のように、この実施の形態４では、実施の形態１に加えて、ベルマウス８２のダクト部７１の外周面７９に、回転軸線方向Ｈに対して周方向に回転方向Ｆとは反対の方向に下流側が角度θだけ傾斜した傾斜溝７８ｂを複数設けて、ダクト部７１の外周面７９に凹凸形状を形成したので、循環流れＪの流量の周方向における不均一が是正されて、ターボファン外周１０ａにおける周方向の排出空気圧の不均一が是正されるとともに、循環流れＪの流量を減少させ、有効吸い込み流れＳの流量を増加させることができる。これにより、ターボファン１０の送風性能を高めることができる。この結果、実施の形態２の室内機は、低騒音化しつつ、実施の形態１の室内機１よりもさらに高効率で省エネ性に優れた空気調和機とすることができる。

１ 空気調和機の室内機、３ 吹き出し風路、４ ドレンポンプ、５ 回転軸線、６ モータ回転軸、７ ファンモータ、８ ドレンパン、９ 天井、１０ ターボファン、１０ａ ターボファン外周、１１ 主板、１１ａ 隆起部、１２ シュラウド、１３ 翼、１３ａ 前縁、１３ｂ 後縁、１４ 円筒部、１５ モータ収納空間、１６ ボス部、２０ 間隙、３０ 筐体、３１ 意匠パネル、３２ 吸い込み口、３３ 吸い込みグリル、３４ エアフィルター、３５ 吹き出し口、３６ 風向ベーン、３７ 天板、３８ 側板、３９ 断熱体、４０ ファン吸い込み空間、４１ ファン吹き出し空間、６０ 熱交換器、６１ 両端部、６２ 連結板 ６３ 折り曲げ部、６４ 直線部、６５ 直線端、６６ 配管接続部、６７ フィン、６８ 配管、６９ 傾斜部、７０ ベルマウス、７１ ダクト部、７２ 曲面部、７３ 風路壁、７４、７５ 切欠き部、 ７６ 間隙調整材、７７ ダクト先端拡径部、７８ａ 溝、７８ｂ 傾斜溝、７９ 外周面、８０、８１、８２ ベルマウス、Ｆ ターボファン回転方向、Ｈ 回転軸線方向、Ｊ 循環流れ、Ｋ 主流、Ｏ 回転中心、Ｐ 連結板領域、Ｑ、Ｑ１〜Ｑ４ 直線領域、Ｒ、Ｒ１〜Ｒ３ 角領域、Ｓ 有効吸い込み流れ。

Claims (9)

1. 吸い込み口と、この吸い込み口の周辺に形成される複数の吹き出し口とを有する意匠パネルが開口面を覆うように取り付けられた筐体、
   主板と、この主板と同心で前記主板と所定の間隔をあけて対向し中央部分に前記吸い込み口の方向に伸びる円筒部が形成されたドーナツ状のシュラウドと、前記主板と前記シュラウドとの間に挟まれて前記主板と前記シュラウドのそれぞれに連結固定される複数の翼とから成り、前記筐体内に収納されて、前記吸い込み口から前記吹き出し口へ至る空気流を生成するターボファン、
   前記吸い込み口と前記ターボファンの間に位置し、前記ターボファンの方向に伸びるダクト部を有して前記吸い込み口から吸い込まれた室内空気を前記ターボファンへ導くベルマウス、
   所定の間隔をあけて並列する複数の薄板状のフィンと、これらフィンを貫通しながら複数段を成して挿入される金属製の配管とで構成されるとともに、多角形状を成して前記ターボファンの周りを取り囲むようにして前記筐体内に収納され、前記吸い込み口から吸い込まれ前記ターボファンから排出された室内空気と熱交換する熱交換器、を備え、
   前記ベルマウスのダクト部の前記空気流における下流側端部が、前記シュラウドの円筒部の内周側に位置して、前記円筒部の前記空気流における上流側端部と前記ダクト部の下流側端部とが、前記ターボファンの回転軸線方向に所定の距離だけ、径方向に間隙を介して重なり合うとともに、
   前記円筒部と前記ダクト部との間の前記間隙の大きさが、周方向に一定量ではなく、前記ターボファンと前記熱交換器との距離が近距離の部分よりも遠距離の部分の方が大きく設定されているものであって、
   前記熱交換器は、前記フィンの並列する方向が前記吹き出し口の長手方向に直線状に伸びるとともに、所定の角度差を有してそれぞれ隣り合う複数の直線部と、隣り合う前記直線部の間に位置する折り曲げ部とを有し、
   前記筐体内が、前記ターボファンの回転中心Ｏと前記熱交換器の直線部の長手方向端点とを結ぶ直線間で前記直線部を挟む領域を直線領域、前記回転中心Ｏと前記長手方向端点とを結ぶ直線間で前記折り曲げ部を挟む領域を角領域として、複数の領域に区画された場合に、
   前記直線領域には、前記ターボファンと前記熱交換器との距離が最も近距離となる位置が存在し、
   前記角領域における前記間隙の大きさが、当該角領域内のいずれの周方向位置においても、前記直線領域の前記ターボファンと前記熱交換器との距離が最も近距離となる位置における前記間隙の大きさよりも大きく設定されていることを特徴とする空気調和機の室内機。
2. 前記角領域における前記間隙の平均的な大きさが、前記直線領域における前記間隙の平均的な大きさよりも大きいことを特徴とする請求項１に記載の空気調和機の室内機。
3. 前記直線領域において、当該直線領域内の前記角領域に近接する部分における前記間隙の大きさが、前記ターボファンと前記熱交換器との距離が最も近距離となる位置における前記間隙の大きさよりも大きいことを特徴とする請求項１または請求項２に記載の空気調和機の室内機。
4. 前記熱交換器は、前記フィンの並列する方向の端であり互いが所定の間隔を空けて位置する両端部と、これら両端部間の前記フィンが存在をしない部分を塞ぐ連結板とを有し、
   前記筐体内で、前記ターボファンの回転中心Ｏと前記熱交換器の前記両端部とを結ぶ直線間で前記連結板を挟む領域が連結板領域と区画された場合に、
   前記角領域における前記間隙の大きさが、当該角領域内のいずれの周方向位置においても、前記連結板領域のいずれの周方向位置における前記間隙の大きさよりも大きく設定されていることを特徴とする請求項１乃至３のいずれかに記載の空気調和機の室内機。
5. 前記連結板領域における前記間隙の大きさが、前記直線領域の前記ターボファンと前記熱交換器との距離が最も近距離となる位置における前記間隙の大きさと同じであることを特徴とする請求項４に記載の空気調和機の室内機。
6. 前記ベルマウスのダクト部の横断面形状が非円形であることを特徴とする請求項１乃至５のいずれかに記載の空気調和機の室内機。
7. 前記ダクト部の前記空気流において下流側となる端部が、前記ターボファンの回転軸線方向に前記空気流の上流から下流に向かって、徐々に薄肉となる先細り形状であるとともに、遠心方向に徐々に径が拡大していく湾曲形状となっていることを特徴とする請求項１乃至６のいずれかに記載の空気調和機の室内機。
8. 前記ダクト部の外周面に、前記ターボファンの回転軸線方向に沿った複数の凹状の溝が周方向に並列して形成されていることを特徴とする請求項１乃至７のいずれかに記載の空気調和機の室内機。
9. 前記ダクト部の外周面に、前記ターボファンの回転軸線方向に前記空気流の下流側となる部分が上流側の部分よりも前記ターボファンの回転方向とは反対方向に傾斜した複数の凹状の傾斜溝が周方向に並列して形成されていることを特徴とする請求項１乃至７のいずれかに記載の空気調和機の室内機。

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