JP2014077437A - プロペラファンおよび空気調和機の室外ユニット - Google Patents

Abstract

【課題】後流渦の発生周期をずらし、翼ピッチ音による送風騒音を確実に低減するプロペラファンおよびこれを用いた空気調和機の室外ユニットを提供する。
【解決手段】プロペラファンは、円筒状のハブの周面に沿って複数枚のブレードを設けてなり回転にともなって軸方向へ送風する。ブレードは、空気の流出側に翼後縁部、空気の導入側に翼前縁部、外周に翼外周部を形成するとともに、翼後縁部に空気の流出方向とは逆方向に凹陥形成した凹部を設けている。翼後縁部を形成する翼後縁内周側輪郭線α１と凹部を形成する凹部輪郭線α２との交点Ｐ１と、翼後縁外周側輪郭線α３とハブの中心点Ｏから翼後縁部を形成する翼後縁外周側輪郭線α３へ引いた接線との交点Ｐ２とを結ぶ線分Ｐ１−Ｐ２の長さを凹部の幅寸法ａとしたとき、それぞれのブレードにおける凹部の幅寸法ａを互いに異なるように設定する。
【選択図】図３

Description

本発明の実施態様は、プロペラファンおよび、このプロペラファンを用いた空気調和機の室外ユニットに関する。

一般的な空気調和機は室内ユニットと室外ユニットから構成されていて、送風機としては、室内ユニットに横流ファンが多用され、室外ユニットにプロペラファンが多用される。このプロペラファンを用いることで、室外ユニットの薄型化が図られ、熱交換器に対する熱交換効率の向上を図ることができる。

プロペラファンとして、たとえば特許文献１のものが知られている。ここでのブレード（翼）は、回転時の空気流出部にあたる翼後縁部一部の輪郭線が、空気流出方向とは逆方向に略円弧状に凹陥する、凹部に形成される。凹部を備えたことにより、プロペラファン回転時の後流渦の発生を抑制し、よって送風騒音の低減を図ることができる。

特開２００２−２５７０８８号公報

しかしながら、従来構造のプロペラファンでは、複数枚あるブレードに形成される凹部が全て同じ形状と大きさとなっている。そのため、プロペラファンの回転時に各ブレードの後流側で周期的に渦が発生し、翼ピッチ音周波数の音圧レベルが増大してしまい、送風騒音の低減効果は期待したほどではないことが判明した。

また、プロペラファンのブレードを、室外ユニットのユニット筐体に設けられるベルマウスで囲み、プロペラファンの回転により導かれる空気流を効率よく案内している。ただし、ベルマウスの幅方向（プロペラファンの軸方向長さ）に対するブレードの凹部との関係については何らの配慮もなされていない。

このような事情から、各ブレードの後流側で発生する後流渦の発生周期をずらし、翼ピッチ音による送風騒音を確実に低減するプロペラファンおよびこれを用いた空気調和機用室外ユニットが望まれていた。

本実施形態のプロペラファンは、筒状のハブの周面に沿って複数枚のブレードを設けてなり、回転にともなって軸方向へ送風する。
前記ブレードは、空気の流出側に翼後縁部、空気の導入側に翼前縁部、外周に翼外周部を形成するとともに、翼後縁部に空気の流出方向とは逆方向に凹陥形成した凹部を設けている。
前記翼後縁部は、翼後縁内周側輪郭線α１と、凹部を形成する凹部輪郭線α２、および翼後縁外周側輪郭線α３を連設してなる。

前記翼後縁内周側輪郭線α１と凹部輪郭線α２との交点Ｐ１と、翼後縁外周側輪郭線α３とハブの中心点Ｏから翼後縁外周側輪郭線α３へ引いた接線との交点Ｐ２とを結ぶ線分Ｐ１−Ｐ２の長さを凹部の幅寸法ａとしたとき、それぞれのブレードにおける凹部の幅寸法ａが互いに異なるように設定する。

本実施形態に係る、空気調和機の室外ユニットの横断平面図。 同実施形態に係る、プロペラファンの斜視図。 同実施形態に係る、プロペラファンの正面図。 同実施形態に係る、プロペラファンの一部を拡大図。 同実施形態に係る、プロペラファンと、従来構造のプロペラファンの、風量に対する送風騒音の特性図。 同実施形態に係る、プロペラファンと、従来構造のプロペラファンの、同一風量における、翼後縁凹部幅の変更率と対従来ファン騒音値の特性図。 同実施形態に係る、プロペラファンの各翼間で凹部幅の変化割合を一定にしたものと一定でないものの、風量に対する騒音値の特性図。 同実施形態に係る、プロペラファンとベルマウスからなる送風装置の一部断面図と、比較例として示す送風装置の一部断面図。 同実施の形態に係る、ブレード凹部の軸方向幅寸法Ｈに対するベルマウスの幅寸法Ｂを種々変更した場合の騒音低減値を表す特性図。 同実施の形態に係る、ベルマウスの空気流出側先端Ｂ２と、ブレードの翼後縁外周側輪郭線α３とハブの中心点Ｏから翼後縁外周側輪郭線α３へ引いた接線との交点Ｐ２との距離ｈに対するブレード凹部の軸方向幅寸法Ｈを種々変更した場合の騒音低減値を表す特性図。

以下、本実施形態を図面にもとづいて説明する。
図１は、空気調和機の室外ユニットＵの概略的な平面図である。
この空気調和機の室外ユニットＵは、ユニット筐体１００内に、平面形状が略Ｌ字状に形成される室外熱交換器Ｎと、回転軸に後述するプロペラファンＦを嵌着したファンモータＭからなる送風機Ｓと、圧縮機Ｋと、四方弁Ｖおよびインバータ等の制御器Ｗなどを収容してなる。

ユニット筐体１００内に仕切り板１０１が設けられ、ユニット筐体１００内を、室外熱交換器Ｎと送風機Ｓを収容する熱交換室１０２と、圧縮機Ｋ、四方弁Ｖ、制御器Ｗなどを収容する機械室１０３とに区分している。熱交換室１０２を形成するユニット筐体１００の背面と側面には図示しない吸込み口が設けられる。

熱交換室１０２に配置される送風機Ｓと対向するユニット筐体１００の前面にはベルマウス１０５が設けられ、この内部に吹出し口１０４が形成される。なお説明すれば、送風機Ｓを構成するプロペラファンＦは、軸方向に沿って所定長さを有するベルマウス１０５によって囲まれ、ベルマウス１０５内が吹出し口１０４となる。筐体１００の前面には、この吹出し口１０４全体を覆う図示しないファンガードが設けられていて、安全性を確保していることは言うまでもない。

このような室外ユニットＵは、冷媒配管等を介して図示しない室内ユニットと連通されて、空気調和機が構成される。冷凍サイクル運転の開始信号が入ると圧縮機Ｋが駆動され、冷媒配管に冷媒が導通されて室外熱交換器Ｎに導かれる。同時に送風機Ｓに運転開始信号が入り、ファンモータＭはプロペラファンＦを回転駆動する。

外気はユニット筐体１００の背面と側面に設けられる図示しない吸込み口から熱交換室１０２に入り、室外熱交換器Ｎを流通して、ここに導かれる冷媒と熱交換する。そして、送風機Ｓを介してユニット筐体１００前面に設けられるベルマウス１０５に案内され、吹出し口１０４から外部へ排出される。

図２は、プロペラファンＦを翼正圧面側から見た斜視図であり、図３はプロペラファンＦを翼正圧面側から見た正面図である。
プロペラファンＦの基本構成として、中心部に円筒状のハブ１が設けられ、ハブ１の周面に複数枚（ここでは３枚）の翼であるブレード２が所定間隔を存して一体に設けられてなる。プロペラファンＦが回転駆動されると、それにともなって翼負圧面側から翼正圧面側へ、軸方向に沿って送風する。

前記ブレード２のハブ１と一体に連設される部分を根元部２ａと呼び、プロペラファンＦの回転方向前側を翼前縁部２ｂと呼び、回転方向後側を翼後縁部２ｃと呼び、これら翼前縁部２ｂ外周端と翼後縁部２ｃ外周端を結ぶ端部を翼外周部２ｄと呼ぶ。

プロペラファンＦの回転にともなうブレード２上の空気の流れを基準にすると、翼前縁部２ｂが空気の導入側であり、翼後縁部２ｃが空気の流出側となる。なお、翼前縁部２ｂの先端が根元部２ａの回転側端部よりも回転方向側へ大きく突出することは、従来構造と変りがない。

特に、翼前縁部２ｂを形成する輪郭線をγ、翼後縁部２ｃを形成する輪郭線をα、翼外周部２ｄを形成する輪郭線をβと呼ぶ。ここでの特徴として、翼後縁部２ｃを形成する輪郭線α一部が、後述するように空気の流出方向とは反対の導入方向に凹陥して、逆円弧状の凹部３に形成されることである。

図４は、プロペラファンＦのブレード２一部を拡大した図であり、翼後縁部２ｃの輪郭線αをさらに詳述するための図である。
ブレード２において、プロペラファンＦの回転時に空気流出部にあたる翼後縁部２ｃの輪郭線αは、根元部２ａから形成される直状の翼後縁内周側輪郭線α１と、逆円弧状曲線である凹部輪郭線α２と、翼外周部２ｄの輪郭線βと接する円弧状の翼後縁外周側輪郭線α３とが、連なって形成される。

そして、このブレード２において、翼後縁内周側輪郭線α１と凹部輪郭線α２との交点Ｐ１と、翼後縁外周側輪郭線α３とハブ１の中心点Ｏから翼後縁外周側輪郭線α３へ引いた接線との交点Ｐ２を結ぶ線分Ｐ１−Ｐ２の長さを、前記凹部３の幅寸法ａとする。

そして、３枚備えられた、それぞれのブレード２における翼後縁部２ｃに形成される凹部３は、互いのブレード２において深さ寸法は変えずに、幅寸法ａが互いに異なる寸法に設定した。
このことにより、プロペラファンＦの回転時に生じる後流渦に起因する翼ピッチ音の発生周期をずらして、翼ピッチ音による送風騒音が低減する。

その理由を、以下に述べる。
図３に示すように、プロペラファンＦが時計回り方向に回転すると、空気はプロペラファンＦの回転方向とは逆方向に流れる。すなわち、それぞれのブレード２の翼前縁部２ｂから空気が入って、それぞれブレード２の表面（正圧面）と裏面（負圧面）に沿って流れ、翼後縁部２ｃから出る。

各ブレード２が、回転軸の軸芯方向に対して斜めに捩られて形成されているので、ブレード２に沿って流れる空気は、ブレード２面に沿ってすくい上げられるようにして流れる。ブレード２面を通過した空気は翼後縁部２ｃで剥離して、ブレード２から離間する。

そして、一方のブレード２を通過した空気と、そのブレード２と他方のブレード２との間を通過した空気とが、互いに衝突し干渉し合って渦が発生する。いわゆる、後流渦であり、翼ピッチ音に影響する。

ところが、翼後縁部２ｃに凹部３を設けることで、後流渦の発生がある程度抑制され、翼ピッチ音が減少することが知られている。
しかしながら、凹部３を、それぞれのブレード２において全て同じ形状と大きさに設定しているので、各ブレード２における翼ピッチ音の発生周期が同一となってしまい、音の合成により音圧レベルが増大する。すなわち、翼ピッチ音の減少は極くわずかでしかない。

また、それぞれのブレード２において、凹部３の幅寸法を互いに同一にして、深さ寸法のみを変えることで翼ピッチ音の発生周期をずらことができるが、深さ寸法を大に（より深く）するほど、ブレード２の翼面積が深く抉られる状態となって、翼面積が縮小し送風量が低下する可能性がある。

ただし、凹部３の深さ寸法をある程度小に規制し、その代りに凹部３の幅寸法ａを変えることで、ブレード２の翼面積の減少がほとんど影響せず、後流渦の発生をブレード２毎に異ならせることができる。したがって、翼ピッチ音の発生周期が異なり、音圧レベル増大を抑制でき、送風量を確保することが分った。
そこで、上述のようにブレード２の翼後縁部２ｃに設けた凹部３の、幅寸法ａをブレード２毎に互いに異なる寸法に形成する。

図５は、本実施形態のプロペラファンと、従来構造のプロペラファンの、風量に対する送風騒音の特性図である。
図中実線変化が本実施形態のプロペラファンＦであり、破線変化が従来構造のプロペラファンである。互いに３枚羽根（ブレード）であって、ブレード半径（回転軸中心Ｏから翼外周部２ｄ迄の距離ｒ）を２５０ｍｍに設定した。

互いのブレード２において、翼後縁部２ｃに形成される凹部３の深さ寸法は変えずに、幅寸法ａを互いに異ならせた本実施形態のプロペラファンＦと、凹部を全て同一形状と大きさにした従来構造のプロペラファンとを比較する。全ての風量において、従来構造のプロペラファンよりも、本実施形態のプロペラファンＦの方が、騒音値が低減した。

ここで、ハブ１に前記ブレード２を３枚取付けた、３枚羽根を適用する。前記ブレード２の翼後縁部２ｃに設けられる凹部３の深さ寸法を一定にして、幅寸法ａが互いのブレード２で異なるよう、各ブレード２の凹部３の幅寸法をａ１、ａ２、ａ３とし、かつ ａ１＜ａ２＜ａ３ とする。

そして、凹部３の幅寸法ａが最も長い、「ａ３」を基準にして、ａ３＝０．３ｒと、ａ３＝０．４ｒと、ａ３＝０．５ｒとした場合の、ａ１とａ２、ａ２とａ３の変更率Ψと、騒音値との関係を、図６に示す。

なお、凹部幅寸法ａの変化の割合である変更率Ψは、ファン半径ｒとした場合、
ａ１とａ２の変更率Ψ＝［（ａ２−ａ１）／ｒ×１００］％
ａ２とａ３の変更率Ψ＝［（ａ３−ａ２）／ｒ×１００］％ で表される。

図６は、ａ１とａ２の変更率Ψと、ａ２とａ３の変更率Ψを同一にしている。凹部の形状および大きさを全てのブレードで同一にした従来構造のプロペラファンと、凹部３の深さ寸法は変えずに、幅寸法をそれぞれのブレード２で互いに異なるように設定した本実施形態のプロペラファンＦを、互いに同一風量４０００ｍ３／ｈにして比較した。

従来構造のプロペラファンにおける凹部の幅寸法ａは、０．４５ｒであって、破線で示す騒音値であった。
本実施形態のプロペラファンＦにおいて、ａ３＝０．３ｒとした場合の対従来構造ファン騒音値の変化を実線で示し、ａ３＝０．４ｒとした場合の対従来構造ファン騒音値の変化を一点鎖線で示し、ａ３＝０．５ｒとした場合の対従来構造ファン騒音値の変化を二点鎖線で示す。

本実施形態のプロペラファンＦでは、翼後縁部２に設けられる凹部３を、いずれの幅寸法に設定しても、変更率Ψが略２％〜６％の範囲内で、対従来構造ファン騒音値が１ｄＢ以上低下することが分った。

この種のプロペラファンにおいて、普通、騒音値が１ｄＢ低下すれば、騒音低減の効果が分ることは周知である。これに対して上述の範囲では、全て１ｄＢよりも大きい騒音低下であるので、極めて明確に騒音低減を認識できることとなる。

さらに、上述の変更率Ψ２％〜６％の範囲内で、対従来構造ファン騒音値が最も低下し騒音低減が最も顕著になるのは、一点鎖線で示すａ３＝０．４ｒの変化であり、しかも変更率Ψを４％に設定したときであることも分った。
ａ３＝０．４ｒを基準にして、ａ２はａ３から凹部３の幅寸法をファン半径ｒの４％減じ、ａ１はさらに４％減じることとなる。すなわち、ａ１＝０．３２ｒ、ａ２＝０．３６ｒ、ａ＝０．４ｒと設定すればよい。

実際の数値に当て嵌めると、プロペラファンＦの半径ｒが２５０ｍｍである場合、１枚目のブレード２では凹部３の幅寸法ａ＝１を、０．３２×２５０ｍｍ＝８０ｍｍに設定する。２枚目のブレード２では、凹部３の幅寸法ａ＝２を、０．３６×２５０ｍｍ＝９０ｍｍに設定する。３枚目のブレード２では、凹部３の幅寸法ａ＝３を、０．４×２５０ｍｍ＝１００ｍｍに設定することとなる。

このように、プロペラファンＦの半径が２５０ｍｍである場合は、各ブレード２において凹部３の幅寸法ａを、８０ｍｍ、９０ｍｍ、１００ｍｍと、４％ずつ異なるように設定すれば、最も送風騒音の低減が顕著になる。

なお、上述の実施形態においては、各ブレード２における凹部３の幅寸法ａを、順次変更するようにしたが、これに限定されるものではなく、順次変更せず、配置の順を異ならせてもよい。
たとえば、ブレード２毎の配置に規則性が無くても、プロペラファンＦの運転時に生じる後流渦に起因する翼ピッチ音の発生周期をずらせることができ、騒音低減が確実に得られる。

また、上述の実施形態は翼後縁凹部の幅寸法ａを、２％〜６％の範囲内で、一定の割合で変化させた例を説明したが、これに限定されるものではなく、２％〜６％の範囲内で、同じ割合、もしくは異なる割合で設定してもよい。このような条件は、以下の図７から判明した。

図７は、本実施形態のプロペラファンの各ブレード間で凹部幅の変化割合（変更率）を一定にしたものと、一定でない場合、および従来構造のプロペラファンの、同一風量における翼後縁凹部幅の変更率と対従来ファン騒音値の特性図である。

図に示す破線変化は、従来構造のプロペラファンであって、各ブレードにおいて凹部の幅寸法と深さ寸法を全て同一としたもの。それ以外は、全て本実施形態構造のプロペラファンであって、太い実線変化は、１枚目のブレード（ａ１：以下、同様）と２枚目のブレード（ａ２：以下、同様）との間で４％、２枚目のブレードと３枚目のブレード（ａ３：以下、同様）との間で４％の、凹部幅寸法ａの変更率ΨがあるプロペラファンＦの場合である。

細線変化は、１枚目のブレードと２枚目のブレードとの間で２％、２枚目のブレードと３枚目のブレードとの間で４％の、凹部幅寸法ａの変更率Ψがあるプロペラファンの場合である。
一点鎖線変化は、１枚目のブレードと２枚目のブレードとの間で４％、２枚目のブレードと３枚目のブレードとの間で６％の、凹部幅寸法ａの変更率Ψがあるプロペラファンの場合である。
二点鎖線変化は、１枚目のブレードと２枚目のブレードとの間で４％、２枚目のブレードと３枚目のブレードとの間で８％の、凹部幅寸法ａの変更率Ψがあるプロペラファンの場合である。

図から分るように、１枚目と２枚目との間と、２枚目と３枚目との間が、互いに４％の凹部幅寸法ａの変更率ΨがあるプロペラファンＦ、すなわち、変更率Ψの割合を一定にしたものが最も送風騒音の低減が顕著であった。
ただし、必ずしも変更率Ψの割合を一定にせず、互いに異なる変更率Ψの割合のものであっても、従来構造のプロペラファンよりも送風騒音の低減を得られることが分った。

また、凹部３を形成する逆円弧状の曲線α２は、図において１つの曲線から形成されているが、これに限定されるものではなく、２つの曲率半径が異なる曲線の組合せ、もしくは２つの直線を組合せて略Ｖ字状に形成した凹部であってもよい。

また、翼後縁内周側輪郭線α１を直状に形成したが、曲線であってもよい。ただし、翼後縁外周側輪郭線α３の長さ、すなわち接点Ｐ２の位置が一定なので、翼後縁内周側輪郭線α１の長さである、接点Ｐ１の位置を変化させるためには、この翼後縁内周側輪郭線α１の長さがゼロ（０）であってはならない。

つぎに、プロペラファンＦと、このプロペラファンＦを囲み、内部に吹出し口１０４を形成するベルマウス１０５との関係について説明する。
図８（Ａ）は、同実施形態におけるプロペラファンＦとベルマウス１０５の一部断面図であり、図８（Ｂ）は、比較例として示すプロペラファンＦＸとベルマウス１０５の一部断面図である。

いずれの場合においても、プロペラファンＦ、ＦＸを構成するブレード２、２Ｘの周囲を、室外ユニットＵに設けられるベルマウス１０５で囲むとともに、ベルマウス１０５の空気流入側端部Ｂ１が断面略半円状に形成され、この空気流入側端部Ｂ１から空気流出側先端Ｂ２に至る幅寸法Ｂは同一に設定される。

同実施形態におけるプロペラファンＦ回転時のブレード２空気流出側にあたる翼後縁部２ｃに、空気の流出方向とは逆方向に凹陥形成した凹部３が設けられる。上述したように、凹部３の幅寸法はそれぞれのブレード２毎に異なるよう設定されていることは変わりがない。

そして、同実施形態においては、ブレード２に設けられる凹部３の軸方向幅寸法Ｈの全てが、ベルマウス１０５の空気流入側端部Ｂ１から空気流出側先端Ｂ２に至る幅寸法Ｂに対向している。換言すれば、ブレード２の凹部３は部分的にもベルマウス１０５からはみ出ることなく、全てベルマウス１０５に対向して設けられることになる。

これに対して、比較例おいては、ブレード２Ｘに設けられる凹部３Ｘの軸方向幅寸法ＨＸの一部のみが、ベルマウス１０５の空気流入側端部Ｂ１から空気流出側先端Ｂ２に至る幅寸法Ｂに対向しただけで、残り一部はベルマウスの幅寸法ＢからＸ分だけ、はみ出している。

同実施形態の構成では、凹部３の流量がそのままプロペラファンＦ全体の流量となり、送風量の向上を得られる。しかしながら、比較例の構成では、凹部３Ｘでの流量が、凹部３Ｘ以外の流量よりも低下して、プロペラファンＦＸ全体の流量も低下する要因となる。したがって、ブレード２の凹部３は、全てベルマウス１０５に対向して設けられることが望ましい。

図９は、図８（Ａ）に示す同実施形態の構成を採用することを前提にして、送風抵抗等から定められる最適なベルマウス１０５の幅寸法Ｂに対し、ブレード凹部３の軸方向幅寸法Ｈを種々変更して、そのときの送風騒音の低減値を計測した特性図である。破線で示す基準値は、図８（Ｂ）に示す比較例の構成を採用して計測した送風騒音である。

いずれも、プロペラファンＦ、ＦＸの外周径をφ５２０ｍｍにとり、互いに同一風量４０００ｍ３／ｈに設定した。そして、同実施形態の構成において、ベルマウス１０５の空気流出側先端Ｂ２と、詳細は先に図４で説明したブレード翼後縁外周側輪郭線α３とハブ１の中心点Ｏから翼後縁外周側輪郭線α３へ引いた接線との交点Ｐ２に至る距離ｈは、１．４５Ｈ（Ｈ：ブレード凹部３の軸方向幅寸法）である。

上述したように、プロペラファンＦにおいて、普通、送風騒音値が１ｄＢ低下すれば、騒音低減の効果が分かることは周知である。同図から、ベルマウス１０５の幅寸法Ｂに対するブレード凹部３の軸方向幅Ｈを、 ０．１５Ｂ〜０．４Ｂ の範囲で設定すれば、比較例の構成（基準値）よりも１ｄＢ以上の顕著な送風騒音低減が得られることとなる。

図１０は、図８（Ａ）に示す同実施形態の構成を採用することを前提にして、凹部Ｈの軸方向幅寸法Ｈに対するベルマウス１０５の空気流出側先端Ｂ２と、詳細は先に図４で説明したブレード翼後縁外周側輪郭線α３とハブ１の中心点Ｏから翼後縁外周側輪郭線α３へ引いた接線との交点Ｐ２に至る距離ｈの比が変化するようにプロペラファンＦのベルマウス１０５の軸方向に対する位置を種々変更して、そのときの送風騒音の低減値を計測した特性図である。

プロペラファンＦの外周径をφ５２０ｍｍにとり、風量４０００ｍ３／ｈに設定した。そして、ベルマウス１０５の幅寸法Ｂに対するブレード凹部３の軸方向幅寸法Ｈを、 ０．３Ｂとした。

この種のプロペラファンＦにおいて、普通、送風騒音値が１ｄＢ低下すれば、騒音低減の効果が分かることは周知であり、ベルマウス１０５の空気流出側先端Ｂ２と交点Ｐ２との距離ｈを、 １．１５Ｈ ≦ ｈ ≦ １．４Ｈ の範囲で設定すれば、より顕著な送風騒音低減が得られることとなる。

なお、以上の構成は、各ブレード２における凹部３の幅寸法が同一で、凹部３の深さ寸法を異ならせたプロペラファンを備えた空気調和機の室外ユニットにおいても適用可能である。

以上、本実施形態を説明したが、上述の実施形態は、例として提示したものであり、実施形態の範囲を限定することは意図していない。この新規な実施形態は、その他の様々な形態で実施されることが可能であり、要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置換え、変更を行うことができる。これら実施形態やその変形は、発明の範囲や要旨に含まれるとともに、特許請求の範囲に記載された発明とその均等の範囲に含まれる。

１…ハブ、２…ブレード、Ｆ…プロペラファン、２ｃ…翼後縁部、２ｂ…翼前縁部、２ｄ…翼外周部、３…凹部、１００…ユニット筐体、１０５…ベルマウス、Ｕ…送風機、Ｎ…熱交換器、Ｕ…室外ユニット。

Claims (7)

1. 筒状のハブの周面に沿って複数枚のブレードを設けてなり、回転にともなって軸方向へ送風するプロペラファンにおいて、
   前記ブレードは、空気の流出側に翼後縁部、空気の導入側に翼前縁部、外周に翼外周部を形成するとともに、翼後縁部に空気の流出方向とは逆方向に凹陥形成した凹部を設け、
   前記翼後縁部は、翼後縁内周側輪郭線α１と、前記凹部を形成する凹部輪郭線α２、および翼後縁外周側輪郭線α３とを連設してなり、
   前記翼後縁内周側輪郭線α１と前記凹部輪郭線α２との交点Ｐ１と、前記翼後縁外周側輪郭線α３と前記ハブの中心点Ｏから前記翼後縁外周側輪郭線α３へ引いた接線との交点Ｐ２とを結ぶ線分Ｐ１−Ｐ２の長さを前記凹部の幅寸法ａとしたとき、それぞれのブレードにおける凹部の幅寸法ａは互いに異なるように設定する
   ことを特徴とするプロペラファン。
2. 前記ブレードを３枚備え、
   前記ブレードの翼後縁部に設けられる凹部の幅寸法ａが互いのブレードで異なるよう、各ブレードの凹部の幅寸法をそれぞれａ１、ａ２、ａ３としたとき、 ａ１＜ａ２＜ａ３ とするとともに、
   ファン半径ｒに対する前記各ブレードの凹部の幅寸法ａ１、ａ２、ａ３の割合を所定の範囲の割合で変化させ、
   ファン半径ｒに対する凹部の幅寸法変化の割合である翼変更率Ψは、
   ２％ ≦ Ψ ≦ ６％ に設定する
   ことを特徴とする請求項１記載のプロペラファン。
3. 前記凹部の幅寸法ａ１とａ２の変化の割合（翼変更率）Ψと、ａ２とａ３の変化の割合（翼変更率）Ψを、同一値とする
   ことを特徴とする請求項２記載のプロペラファン。
4. 前記凹部輪郭線曲線α２と前記ハブの中心点Ｏから前記翼後縁外周側輪郭線α３へ引いた接線との前記交点Ｐ２の位置は変えず、前記翼後縁内周側輪郭線α１と前記凹部輪郭線α２との前記交点Ｐ１の位置を変えることで、前記凹部の幅寸法ａを変化させる
   ことを特徴とする請求項１記載のプロペラファン。
5. ユニット筐体内に、前記請求項１ないし請求項４記載のプロペラファンと、冷凍サイクルの一部を構成する熱交換器を備えた
   ことを特徴とする空気調和機の室外ユニット。
6. 前記プロペラファンを構成するブレードの周囲を、前記ユニット筐体に設けたベルマウスで囲んだ室外ユニットであり、
   前記ブレードの前記翼後縁部に設けられる前記凹部の軸方向幅寸法Ｈの全てが、前記ベルマウスの空気流入側端部Ｂ１から空気流出側先端Ｂ２に至る幅寸法Ｂと対向するとともに、
   Ｈ ＝ （０．１５〜０．４）×Ｂ とした
   ことを特徴とする請求項５記載の空気調和機の室外ユニット。
7. 前記プロペラファンを構成するブレードの周囲を、前記ユニット筐体に設けたベルマウスで囲んだ室外ユニットであり、
   前記ブレードの前記翼後縁部に設けられる前記凹部の軸方向幅寸法Ｈの全てが、前記ベルマウスの空気流入側端部Ｂ１から空気流出側先端Ｂ２に至る幅寸法Ｂと対向するとともに、
   前記凹部の軸方向幅寸法Ｈに対して、前記ベルマウスの空気流出側先端Ｂ２と、前記ブレードの前記翼後縁外周側輪郭線α３と前記ハブの中心点Ｏから前記翼後縁外周側輪郭線α３へ引いた接線との交点Ｐ２に至る距離ｈ、を、
   １．１５Ｈ ≦ ｈ ≦ １．４Ｈ とした
   ことを特徴とする請求項５および請求項６のいずれか一項に記載の空気調和機の室外ユニット。

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