JP7370220B2

JP7370220B2 - air conditioner

Info

Publication number: JP7370220B2
Application number: JP2019197903A
Authority: JP
Inventors: 聡中井
Original assignee: Daikin Industries Ltd
Current assignee: Daikin Industries Ltd
Priority date: 2017-09-27
Filing date: 2019-10-30
Publication date: 2023-10-27
Anticipated expiration: 2037-09-27
Also published as: JP2020023972A

Description

本開示は、空気調和機、特にクロスフローファンを備える空気調和機に関する。 TECHNICAL FIELD The present disclosure relates to an air conditioner, and particularly to an air conditioner including a cross-flow fan.

従来から、クロスフローファンでは、例えば、特許文献１（特許第３４６０３５０号公報）において説明されているように、１秒当たりの回転数Ｎと円周上に配列された翼の枚数Ｚとの積（Ｎ×Ｚ）の周波数を持つ騒音（以下、ＮＺ音という）が発生することが知られている。以下、Ｎ×Ｚの値をＮＺという。また、ＮＺの逓倍の周波数を持つ騒音、いわゆる２ＮＺ音から３ＮＺ音までの騒音も、クロスフローファンが発生する騒音の中ではできるだけ抑制したい音である。そして、クロスフローファンと熱交換器の距離が短くなることによって上述のＮＺ音や２ＮＺ音などが大きくなるという現象が知られている。 Conventionally, in cross-flow fans, for example, as explained in Patent Document 1 (Japanese Patent No. 3460350), the product of the number of rotations per second N and the number Z of blades arranged on the circumference It is known that noise having a frequency of (N×Z) (hereinafter referred to as NZ sound) is generated. Hereinafter, the value of N×Z will be referred to as NZ. Furthermore, noise with a frequency multiple of NZ, so-called 2NZ sound to 3NZ sound, is also a sound that should be suppressed as much as possible among the noises generated by the cross flow fan. It is also known that as the distance between the crossflow fan and the heat exchanger becomes shorter, the above-mentioned NZ sound and 2NZ sound become louder.

そこで、特許文献１に記載されているクロスフローファンでは、同一形状の羽根車を回転軸方向に例えば１０個配置し、互いに隣接する羽根車を周方向に位置ずれさせて羽根車間に位相差（スキュー角）を設けている。特許文献１のクロスフローファンでは、１つの位相差を他の位相差と異ならせることによってＮＺ音などの低減を図っている。 Therefore, in the cross-flow fan described in Patent Document 1, for example, 10 impellers of the same shape are arranged in the direction of the rotation axis, and the positions of adjacent impellers are shifted in the circumferential direction to create a phase difference between the impellers. skew angle). In the crossflow fan disclosed in Patent Document 1, one phase difference is made different from other phase differences to reduce NZ sound and the like.

しかしながら、特許文献１に記載されているクロスフローファンの発明でも、２ＮＺ音や３ＮＺ音の低減効果はあまり見られない。 However, even with the invention of the cross flow fan described in Patent Document 1, the effect of reducing 2NZ sound and 3NZ sound is not seen much.

本開示の課題は、２ＮＺ音から３ＮＺ音までの騒音が低減された静粛性の高い空気調和機を提供することである。 An object of the present disclosure is to provide a highly quiet air conditioner in which noise from 2NZ to 3NZ is reduced.

本開示の第１観点に係る空気調和機は、複数の翼を周方向に配列した羽根車を複数設けた円筒状のクロスフローファンと、羽根車の直径の２０％以下の寸法の隙間をあけてクロスフローファンの空気流れ上流側に配置されている熱交換器と、を備え、複数の羽根車は、互いに隣接する羽根車の複数の翼のうちの少なくとも1つが位置ずれして配列され、クロスフローファンは、回転軸に沿って並べられている複数の羽根車の個数が１４個以上３０個以下である、ものである。 An air conditioner according to a first aspect of the present disclosure includes a cylindrical cross-flow fan having a plurality of impellers each having a plurality of blades arranged in the circumferential direction, and a gap having a size of 20% or less of the diameter of the impeller. a heat exchanger disposed on the upstream side of the air flow of the cross-flow fan; the plurality of impellers are arranged such that at least one of the plurality of blades of the adjacent impellers is shifted from the position of the plurality of impellers; A cross flow fan is one in which the number of impellers arranged along the rotation axis is 14 or more and 30 or less.

第１観点に係る空気調和機によれば、各羽根車で発生する２ＮＺ音から３ＮＺ音までの騒音が互いに十分に打ち消される。 According to the air conditioner according to the first aspect, the noises from the 2NZ sound to the 3NZ sound generated by each impeller are sufficiently canceled out by each other.

本開示の第２観点に係る空気調和機は、第１観点に係る空気調和機において、クロスフローファンは、１７個以上２５個以下の羽根車を有する、ものである。 An air conditioner according to a second aspect of the present disclosure is the air conditioner according to the first aspect, in which the crossflow fan has 17 or more and 25 or less impellers.

第２観点に係る空気調和機によれば、羽根車の数が１７個以上であることから、位相ずれ（スキュー角）の公差などに起因する変動による２ＮＺ音から３ＮＺ音までを含む騒音の変化幅が小さくなる。また、羽根車の数が２５個以下であることから、仕切板による送風抵抗が大きくなり過ぎるのを抑制することができる。 According to the air conditioner according to the second aspect, since the number of impellers is 17 or more, noise changes including from 2NZ sound to 3NZ sound due to fluctuations due to phase shift (skew angle) tolerance etc. Width becomes smaller. Furthermore, since the number of impellers is 25 or less, it is possible to prevent the air blowing resistance caused by the partition plate from becoming too large.

本開示の第３観点に係る空気調和機は、第１観点または第２観点に係る空気調和機において、クロスフローファンは、複数の羽根車の回転軸方向の各々の長さ寸法が直径の４０％以下である、ものである。 An air conditioner according to a third aspect of the present disclosure is an air conditioner according to the first aspect or the second aspect, in which the cross flow fan has a length dimension of each of the plurality of impellers in the rotation axis direction of 40 mm of the diameter. % or less.

第３観点に係る空気調和機によれば、クロスフローファンの長さも短くできて、空気調和機の回転軸方向の長さを短くできる。 According to the air conditioner according to the third aspect, the length of the cross flow fan can be shortened, and the length of the air conditioner in the rotation axis direction can be shortened.

本開示の第４観点に係る空気調和機は、第１観点から第３観点のいずれかに係る空気調和機において、熱交換器は、隙間が直径の１０％以下になるように配置されている、ものである。 An air conditioner according to a fourth aspect of the present disclosure is the air conditioner according to any one of the first to third aspects, wherein the heat exchanger is arranged such that the gap is 10% or less of the diameter. , is a thing.

第４観点に係る空気調和機によれば、熱交換器とクロスフローファンの占有空間を小さくすることができる。 According to the air conditioner according to the fourth aspect, the space occupied by the heat exchanger and the cross flow fan can be reduced.

本開示の第５観点に係る空気調和機は、第１観点から第４観点のいずれかに係る空気調和機において、クロスフローファンは、羽根車の直径が９０ｍｍ以上１５０ｍｍ以下であり、回転数が７００ｒｐｍ以上２０００ｒｐｍ以下である、ものである。 An air conditioner according to a fifth aspect of the present disclosure is an air conditioner according to any one of the first to fourth aspects, in which the cross flow fan has an impeller diameter of 90 mm or more and 150 mm or less, and a rotation speed. The speed is 700 rpm or more and 2000 rpm or less.

第５観点に係る空気調和機によれば、羽根車によって十分な送風量を得ることができる。 According to the air conditioner according to the fifth aspect, a sufficient amount of air can be obtained by the impeller.

本開示の第１観点に係る空気調和機では、２ＮＺ音から３ＮＺ音までの騒音を抑制することができる。 In the air conditioner according to the first aspect of the present disclosure, noise from 2NZ to 3NZ can be suppressed.

本開示の第２観点に係る空気調和機では、良好な送風性能と高い静粛性を有する空気調和機を安定して供給できる。 In the air conditioner according to the second aspect of the present disclosure, it is possible to stably supply an air conditioner having good air blowing performance and high quietness.

本開示の第３観点または第４観点に係る空気調和機では、空気調和機のコンパクト化を図ることができる。 In the air conditioner according to the third or fourth aspect of the present disclosure, the air conditioner can be made more compact.

本開示の第５観点に係る空気調和機では、十分な送風性能を得ることができる。 In the air conditioner according to the fifth aspect of the present disclosure, sufficient air blowing performance can be obtained.

本開示の実施形態に係る空気調和機の外観を示す斜視図。FIG. 1 is a perspective view showing the appearance of an air conditioner according to an embodiment of the present disclosure. 図１の空気調和機の断面図。FIG. 2 is a sectional view of the air conditioner shown in FIG. 1. クロスフローファンの羽根車を示す部分破断平面図。FIG. 3 is a partially cutaway plan view showing an impeller of a cross flow fan. 回転軸方向に見た１つの羽根車の模式図。A schematic diagram of one impeller seen in the direction of the rotation axis. 複数の羽根車についてのスキュー角を説明するための模式図。FIG. 3 is a schematic diagram for explaining skew angles of a plurality of impellers. 羽根車と熱交換器の隙間を説明するための羽根車周辺の部分拡大断面図。FIG. 3 is a partially enlarged cross-sectional view of the area around the impeller for explaining the gap between the impeller and the heat exchanger. スキュー角が２．４°の場合の周波数と相対デシベルとの関係の一例を示すグラフ。A graph showing an example of the relationship between frequency and relative decibel when the skew angle is 2.4°. スキュー角が３．０°の場合の周波数と相対デシベルとの関係の一例を示すグラフ。A graph showing an example of the relationship between frequency and relative decibel when the skew angle is 3.0°. スキュー角が４．５°の場合の周波数と相対デシベルとの関係の一例を示すグラフ。A graph showing an example of the relationship between frequency and relative decibel when the skew angle is 4.5°. 音圧レベルを比較する際のシミュレーションの方法を説明するための模式図。A schematic diagram for explaining a simulation method when comparing sound pressure levels. １ＮＺ周辺の騒音、２ＮＺ～３ＮＺの騒音及び低周波騒音の相対デシベルとスキュー角との関係の一例を示すグラフ。A graph showing an example of the relationship between relative decibels and skew angles of noise around 1NZ, noise between 2NZ and 3NZ, and low frequency noise. スキュー角と２．５ＮＺの音圧レベルとの関係の一例を示すグラフ。The graph which shows an example of the relationship between a skew angle and a 2.5NZ sound pressure level. スキュー角３．０°で２０個連結した羽根車が発生する騒音の周波数と音圧レベルとの関係の一例を示すグラフ。A graph showing an example of the relationship between the frequency of noise generated by 20 impellers connected at a skew angle of 3.0° and the sound pressure level. １１個の羽根車における周波数の異なる騒音の相対デシベルとスキュー角との関係の一例を示すグラフ。The graph which shows an example of the relationship between the relative decibel of noise of different frequencies and skew angle in 11 impellers. １７個の羽根車における周波数の異なる騒音の相対デシベルとスキュー角との関係の一例を示すグラフ。A graph showing an example of the relationship between relative decibels of noise of different frequencies and skew angle in 17 impellers. ２０個の羽根車における周波数の異なる騒音の相対デシベルとスキュー角との関係の一例を示すグラフ。A graph showing an example of the relationship between relative decibels of noise of different frequencies and skew angle in 20 impellers. ８個の羽根車における周波数の異なる騒音の相対デシベルとスキュー角との関係の一例を示すグラフ。The graph which shows an example of the relationship between the relative decibel of the noise of a different frequency, and a skew angle in eight impellers. １１個の羽根車における周波数の異なる騒音の相対デシベルとスキュー角との関係の一例を示すグラフ。The graph which shows an example of the relationship between the relative decibel of noise of different frequencies and skew angle in 11 impellers. １４個の羽根車における周波数の異なる騒音の相対デシベルとスキュー角との関係の一例を示すグラフ。A graph showing an example of the relationship between relative decibels of noise of different frequencies and skew angle in 14 impellers. １５個の羽根車における周波数の異なる騒音の相対デシベルとスキュー角との関係の一例を示すグラフ。The graph which shows an example of the relationship between the relative decibel of noise of different frequencies and skew angle in 15 impellers. １７個の羽根車における周波数の異なる騒音の相対デシベルとスキュー角との関係の一例を示すグラフ。A graph showing an example of the relationship between relative decibels of noise of different frequencies and skew angle in 17 impellers. ２０個の羽根車における周波数の異なる騒音の相対デシベルとスキュー角との関係の一例を示すグラフ。A graph showing an example of the relationship between relative decibels of noise of different frequencies and skew angle in 20 impellers. ２３個の羽根車における周波数の異なる騒音の相対デシベルとスキュー角との関係の一例を示すグラフ。The graph which shows an example of the relationship between the relative decibel of the noise of a different frequency, and a skew angle in 23 impellers. 個数の異なる羽根車について１ＮＺ周辺の騒音の相対デシベルとスキュー角との関係の一例を示すグラフ。The graph which shows an example of the relationship between the relative decibel of noise around 1 NZ and the skew angle for different numbers of impellers. 個数の異なる羽根車について２ＮＺ～３ＮＺの騒音の相対デシベルとスキュー角との関係の一例を示すグラフ。The graph which shows an example of the relationship between the relative decibel of noise of 2NZ to 3NZ and the skew angle for different numbers of impellers. 個数の異なる羽根車について低周波数騒音の相対デシベルとスキュー角との関係の一例を示すグラフ。The graph which shows an example of the relationship between the relative decibel of low frequency noise and the skew angle for impellers with different numbers. スキュー角が３．０°の場合の羽根車の個数と周波数の異なる騒音の相対デシベルとの関係の一例を示すグラフ。The graph which shows an example of the relationship between the number of impellers and the relative decibel of noise of different frequencies when the skew angle is 3.0°. スキュー角と騒音の音圧レベルの絶対値及びスキュー角と２．４ＮＺ音の突出量との関係の一例を示すグラフ。The graph which shows an example of the relationship between the skew angle and the absolute value of the sound pressure level of the noise, and the skew angle and the amount of protrusion of the 2.4NZ sound. 羽根車の個数と騒音の音圧レベルの絶対値及びスキュー角と２．４ＮＺ音の突出量との関係の一例を示すグラフ。The graph which shows an example of the relationship between the number of impellers, the absolute value of the sound pressure level of noise, the skew angle, and the amount of projection of 2.4NZ sound. １ＮＺ音及び２ＮＺ音についての羽根車の個数と音圧レベルの絶対値との関係の一例を示すグラフ。The graph which shows an example of the relationship between the number of impellers and the absolute value of the sound pressure level for 1NZ sound and 2NZ sound. 隙間の大きさと騒音の音圧レベルの絶対値及びスキュー角と２．４ＮＺ音の突出量との関係の一例を示すグラフ。A graph showing an example of the relationship between the size of the gap, the absolute value of the sound pressure level of the noise, the skew angle, and the amount of protrusion of the 2.4 NZ sound. 切欠きがある場合と切欠きが無い場合についての騒音に含まれる周波数と音圧レベルの絶対値との関係の一例を示すグラフ。A graph showing an example of the relationship between the frequency included in noise and the absolute value of the sound pressure level in the case where there is a notch and the case where there is no notch. 切欠きの無い１０個の不等ピッチの羽根車についての騒音の実測値の一例を示すグラフ。The graph which shows an example of the actual measurement value of the noise about 10 impellers of an uneven pitch without a notch. 切欠きを有する１０個の不等ピッチの羽根車についての騒音の実測値の一例を示すグラフ。The graph which shows an example of the actual measurement value of the noise about 10 impellers of an uneven pitch which have a notch. 切欠きの無い２０個の不等ピッチの羽根車についての騒音の実測値の一例を示すグラフ。The graph which shows an example of the actual measurement value of the noise about 20 uneven pitch impellers without notches.

（１）全体構成
図１には、壁ＷＡに取り付けられている、一実施形態に係る空気調和機１０の外観が示されている。以下においては、図１に矢印で示されている前後左右上下の方向を用いて、空気調和機１０の各部の位置関係を説明する。空気調和機１０の形状は、左右に長い直方体に基づいて概ね設定されている。従って、ケーシング２０も左右に長い形状を呈する。空気調和機１０には、ケーシング２０の底面２０ｂから前面２０ｃにかけて左右に長く延びる吹出口１１が形成されている。 (1) Overall Configuration FIG. 1 shows the external appearance of an air conditioner 10 according to an embodiment, which is attached to a wall WA. In the following, the positional relationship of each part of the air conditioner 10 will be explained using the front, back, left, right, top and bottom directions shown by arrows in FIG. The shape of the air conditioner 10 is generally set based on a rectangular parallelepiped that is long from side to side. Therefore, the casing 20 also has a shape that is long in the left and right directions. The air conditioner 10 is formed with an air outlet 11 that extends from the bottom surface 20b of the casing 20 to the front surface 20c in the left and right directions.

空気調和機１０が停止している状態では、吹出口１１が２枚の水平フラップ１３のうちの一方及び前面パネル１２によって塞がれる。空気調和機１０が暖房運転または冷房運転をするときに、一方の水平フラップ１３と前面パネル１２が移動して、空気調和機１０は、図１に示されているように吹出口１１が開いた状態になる。 When the air conditioner 10 is stopped, the air outlet 11 is blocked by one of the two horizontal flaps 13 and the front panel 12. When the air conditioner 10 performs heating or cooling operation, one of the horizontal flaps 13 and the front panel 12 move, and the air outlet 11 of the air conditioner 10 opens as shown in FIG. become a state.

図２には、吹出口１１を含む箇所において左右方向に垂直な平面で切断した空気調和機１０の断面構造が示されている。図２には、図１と同様に吹出口１１が開いた状態が示されている。吹出口１１が開いた状態の空気調和機１０は、天面２０ａだけでなく、前面２０ｃにも吸込口１５が開かれる。 FIG. 2 shows a cross-sectional structure of the air conditioner 10 taken along a plane perpendicular to the left-right direction at a location including the air outlet 11. FIG. 2 shows a state in which the air outlet 11 is open, similar to FIG. 1. In the air conditioner 10 with the outlet 11 open, the inlet 15 is opened not only on the top surface 20a but also on the front surface 20c.

吸込口１５の下流にはエアフィルタ１６が設置されている。吸込口１５から吸い込まれる室内空気の実質的に全てがエアフィルタ１６を通過するように構成されている。このエアフィルタ１６によって、室内空気から塵埃が除去される。このエアフィルタ１６の下流に熱交換器３０が設置されている。 An air filter 16 is installed downstream of the suction port 15. Substantially all of the indoor air sucked in through the suction port 15 is configured to pass through the air filter 16. This air filter 16 removes dust from the indoor air. A heat exchanger 30 is installed downstream of this air filter 16.

熱交換器３０は、薄い金属板からなる伝熱フィン３６と金属チューブからなる伝熱管３７とで構成されているフィンアンドチューブ式の熱交換器である。熱交換器３０には、空気調和機１０の左右方向に沿って複数並んだ伝熱フィン３６が含まれている。上下前後に延びる平面に含まれる伝熱フィン３６を左右方向に延びる複数の伝熱管３７が貫通している。複数の伝熱管３７は、熱交換器３０の冷媒入口から冷媒出口まで接続されていて、複数の伝熱管３７の中を冷媒が流れる。熱交換器３０においては、複数の伝熱管３７の中を流れる冷媒と、複数の伝熱フィン３６の間を通過する室内空気との間で熱交換が行われる。熱交換器３０は、Λ形に折れ曲がっている部分の前側にある第１熱交換部３１と、Λ形部分の後側にある第２熱交換部３２と、第１熱交換部３１の下に配置されている第３熱交換部３３と、第３熱交換部３３のさらに下に配置されている第４熱交換部３４に分けることができる。これら第１熱交換部３１、第２熱交換部３２、第３熱交換部及び第４熱交換部３４の左右方向の長さは、吹出口１１の左右方向の長さに相当する。運転中の前面パネル１２と第３熱交換部３３との間の距離は、例えば３０ｍｍ～６０ｍｍ程度である。 The heat exchanger 30 is a fin-and-tube type heat exchanger that includes heat transfer fins 36 made of thin metal plates and heat transfer tubes 37 made of metal tubes. The heat exchanger 30 includes a plurality of heat transfer fins 36 lined up along the left-right direction of the air conditioner 10. A plurality of heat transfer tubes 37 extending in the left-right direction pass through the heat transfer fins 36 included in a plane extending vertically and longitudinally. The plurality of heat exchanger tubes 37 are connected from the refrigerant inlet to the refrigerant outlet of the heat exchanger 30, and the refrigerant flows through the plurality of heat exchanger tubes 37. In the heat exchanger 30 , heat exchange is performed between the refrigerant flowing through the plurality of heat transfer tubes 37 and the indoor air passing between the plurality of heat transfer fins 36 . The heat exchanger 30 includes a first heat exchange section 31 on the front side of the Λ-shaped bent part, a second heat exchange part 32 on the rear side of the Λ-shaped part, and below the first heat exchange part 31. It can be divided into a third heat exchange section 33 arranged therein and a fourth heat exchange section 34 arranged further below the third heat exchange section 33 . The lengths of the first heat exchange section 31, the second heat exchange section 32, the third heat exchange section, and the fourth heat exchange section 34 in the left-right direction correspond to the length of the air outlet 11 in the left-right direction. The distance between the front panel 12 and the third heat exchange section 33 during operation is, for example, about 30 mm to 60 mm.

熱交換器３０の下流には、クロスフローファン４０の複数の羽根車４１が配置されている。クロスフローファン４０は、複数の羽根車４１を駆動するモータ（図示せず）を備えている。この空気調和機１０においては、左右方向に沿って、２０個の羽根車４１が連結されている。図３には、２０個の羽根車４１の全体構成が示されている。図３においては、回転軸を境におよそ半分が破断されており、羽根車４１の断面も示されている。２０個の羽根車４１の全長Ｌ１は、吹出口１１の左右方向の長さに相当する。羽根車４１の全長Ｌ１は、例えば、５００ｍｍから１０００ｍｍ程度である。互いに隣接する羽根車４１の翼４２と仕切板４３との境界部分４６が超音波溶着によって接合されて、２０個の羽根車４１が一体化されている。 A plurality of impellers 41 of a cross flow fan 40 are arranged downstream of the heat exchanger 30. The crossflow fan 40 includes a motor (not shown) that drives a plurality of impellers 41. In this air conditioner 10, 20 impellers 41 are connected along the left-right direction. FIG. 3 shows the overall configuration of 20 impellers 41. In FIG. 3, approximately half of the impeller 41 is cut away at the axis of rotation, and a cross section of the impeller 41 is also shown. The total length L1 of the 20 impellers 41 corresponds to the length of the air outlet 11 in the left-right direction. The total length L1 of the impeller 41 is, for example, about 500 mm to 1000 mm. Boundary portions 46 between blades 42 of adjacent impellers 41 and partition plates 43 are joined by ultrasonic welding, so that 20 impellers 41 are integrated.

各羽根車４１は、図４に示されているように、３５枚の翼４２が円周上に並べて配列されている。図４において、仕切板４３の中心から放射状に延びる一点鎖線が、ピッチ角Ｐｔ１～Ｐｔ３５を決めるための基準線ＢＬを示している。基準線ＢＬは、平面視において、仕切板４３の外周の中心点（回転軸）を通り、翼４２のそれぞれの翼外周側と接する接線である。互いに隣接する翼４２のピッチ角Ｐｔ１～Ｐｔ３５は、全てが同じではなく、異なるものもある。例えば、ピッチ角Ｐｔ３５はピッチ角Ｐｔ１よりも大きい。なお、以下の説明では、全てのピッチ角Ｐｔ１～Ｐｔ３５が同じ羽根車を等ピッチの羽根車と呼び、等ピッチではない羽根車（ピッチの異なる箇所がある羽根車）を不等ピッチの羽根車と呼ぶ。これら３５枚の翼４２は、仕切板４３に固定されている。ただし、一方端の羽根車４１は、エンドプレート４４に翼４２が固定されている。エンドプレート４４には、回転軸に沿って延びるシャフト４５が取り付けられている。各羽根車４１の長さは、５０ｍｍ以下が好ましく、全長Ｌ１が６００ｍｍで２０個連結できるので３０ｍｍ以下がさらに好ましい。 As shown in FIG. 4, each impeller 41 has 35 blades 42 arranged side by side on the circumference. In FIG. 4, dashed lines extending radially from the center of the partition plate 43 indicate the reference line BL for determining the pitch angles Pt1 to Pt35. The reference line BL is a tangent line that passes through the center point (rotation axis) of the outer periphery of the partition plate 43 and touches the outer periphery side of each blade 42 in plan view. The pitch angles Pt1 to Pt35 of the adjacent blades 42 are not all the same, and some are different. For example, pitch angle Pt35 is larger than pitch angle Pt1. In the following explanation, impellers with all pitch angles Pt1 to Pt35 that are the same will be referred to as uniform pitch impellers, and impellers that are not uniform pitches (impellers with different pitches) will be referred to as unequal pitch impellers. It is called. These 35 wings 42 are fixed to a partition plate 43. However, the impeller 41 at one end has wings 42 fixed to an end plate 44 . A shaft 45 extending along the rotation axis is attached to the end plate 44 . The length of each impeller 41 is preferably 50 mm or less, and more preferably 30 mm or less since 20 impellers can be connected with a total length L1 of 600 mm.

ここでは、回転軸を円の中心として、複数の翼４２の外周端を通る円のうちの最も大きな円の直径をクロスフローファン４０の直径Ｄ１（図４参照）とする。翼４２には、外周端側の辺に３つの切欠き４２ａが形成されている。この切欠き４２ａの中の最も回転軸に近いところを通る円の直径が最も小さくなる。つまり、クロスフローファン４０の直径Ｄ１は、翼４２の外周端側の辺のうちの切欠き４２ａが形成されていない箇所を通る円の直径である。クロスフローファン４０は、例えば、羽根車４１の直径Ｄ１が９０ｍｍ以上１５０ｍｍ以下であるとき、回転数が７００ｒｐｍ以上２０００ｒｐｍ以下であると、十分な送風性能を得ることができる。 Here, the diameter of the largest circle among the circles passing through the outer peripheral ends of the plurality of blades 42 with the rotation axis as the center of the circle is defined as the diameter D1 of the cross-flow fan 40 (see FIG. 4). Three notches 42a are formed in the blade 42 on the outer peripheral edge side. The diameter of the circle passing through the notch 42a closest to the rotation axis is the smallest. That is, the diameter D1 of the cross-flow fan 40 is the diameter of a circle passing through a portion of the outer peripheral edge side of the blade 42 where the notch 42a is not formed. For example, when the diameter D1 of the impeller 41 is 90 mm or more and 150 mm or less, the cross flow fan 40 can obtain sufficient air blowing performance when the rotation speed is 700 rpm or more and 2000 rpm or less.

仕切板４３またはエンドプレート４４に固定されている翼４２は、回転軸に沿って延びている。各羽根車４１は、例えば射出成形で形成され、３５枚の翼４２と仕切板４３またはエンドプレート４４とが一体的に成形されている。これら２０個の羽根車４１は、いずれも同じピッチ角Ｐｔ１～Ｐｔ３５で配置されている。つまり、回転軸方向に見て、もし、互いに隣接する羽根車４１の３５枚の翼４２の位置を一致させようとすれば、互いに隣接する４１の翼４２の位置を一致させることができる。 The blades 42 fixed to the partition plate 43 or the end plate 44 extend along the rotation axis. Each impeller 41 is formed, for example, by injection molding, and 35 blades 42 and a partition plate 43 or an end plate 44 are integrally molded. These 20 impellers 41 are all arranged at the same pitch angles Pt1 to Pt35. In other words, if the positions of the 35 blades 42 of the impellers 41 adjacent to each other are to be matched, the positions of the 41 blades 42 adjacent to each other can be matched.

しかしながら、図５に示されているように、クロスフローファン４０には、スキュー角θが設定されている。スキュー角θは、互いに隣接する羽根車４１の翼４２が位置ずれしている角度である。この場合、互いに隣接する羽根車４１について互いに対応する３５枚ずつの翼４２がそれぞれθ度だけずれて接合されることになる。 However, as shown in FIG. 5, the crossflow fan 40 has a skew angle θ set therein. The skew angle θ is the angle at which the blades 42 of the impellers 41 adjacent to each other are deviated from each other. In this case, 35 corresponding blades 42 of adjacent impellers 41 are joined to each other with a difference of θ degree.

羽根車４１で騒音が発生し易い箇所の１つに、羽根車４１と熱交換器３０とが近い箇所がある。図６に、熱交換器３０と羽根車４１とが最も近い部分が拡大して示されている。図６に示されている隙間Ｉｎが小さくなるほど、騒音が大きくなる傾向がある。この隙間Ｉｎは、クロスフローファン４０の直径Ｄ１を与える円から熱交換器３０の伝熱フィン３６までの距離である。騒音を小さく抑えたいために隙間Ｉｎを大きくすることが考えられるが、隙間Ｉｎを大きくすると空気調和機１０の前後方向の奥行きｄｐが大きくなってしまう。空気調和機１０の奥行きｄｐは、例えば１５０ｍｍから２００ｍｍであり、直径Ｄ１に熱交換器３０の厚みなどが加わった大きさになる。 One of the locations where noise is likely to occur in the impeller 41 is a location where the impeller 41 and the heat exchanger 30 are close. FIG. 6 shows an enlarged view of the portion where the heat exchanger 30 and the impeller 41 are closest. There is a tendency that the smaller the gap In shown in FIG. 6, the greater the noise. This gap In is the distance from the circle giving the diameter D1 of the cross flow fan 40 to the heat transfer fins 36 of the heat exchanger 30. It is conceivable to increase the gap In in order to suppress the noise, but if the gap In is increased, the depth dp of the air conditioner 10 in the front-rear direction increases. The depth dp of the air conditioner 10 is, for example, from 150 mm to 200 mm, which is the sum of the diameter D1 and the thickness of the heat exchanger 30.

（２）詳細構成
（２－１）スキュー角と羽根車の騒音の関係
図７、図８及び図９に、２０個の羽根車４１を有するクロスフローファン４０について、スキュー角が異なる場合（スキュー角が２．４°、３．０°及び４．５°の場合）の周波数と相対デシベルとの関係が示されている。図７、図８及び図９に示されているグラフは、シミュレーションによるものである。このシミュレーションは、図１０に示されているように、各羽根車４１の中心に点音源を仮定して、これら点音源で発生した音を観測点ＭＰで合成して騒音を求め、求められた騒音のフーリエ解析を行って各次数の周波数の相対デシベルを計算している。各羽根車４１の点音源から発生する音にはスキュー角に相当する位相差が付けられている。また、観測点ＭＰは、回転軸方向における全ての羽根車４１の中心を通る垂線上にあって、羽根車４１まで所定距離Ｌ２だけ離れた点である。これらのシミュレーションが周波数毎の音圧レベルの傾向を調べるためのものであって音圧レベルの比較ができればよいので、図７、図８及び図９のグラフの縦軸には、相対的な音圧レベル（相対デシベル）が示されている。相対デシベルは、切欠きが無い翼からなる等ピッチの羽根車をスキュー角が０°となるように１０個連結した場合の音圧レベルを６０ｄＢとして、相対的に表したものである。例えば、相対デシベルが２０ｄＢということは、４０ｄＢだけ音圧レベルが小さくなっているということである。 (2) Detailed configuration (2-1) Relationship between skew angle and impeller noise FIGS. 7, 8, and 9 show cases where the skew angle is different (skew The relationship between frequency and relative decibels for angles of 2.4°, 3.0° and 4.5° is shown. The graphs shown in FIGS. 7, 8, and 9 are based on simulations. As shown in FIG. 10, this simulation assumes a point sound source at the center of each impeller 41, synthesizes the sounds generated by these point sources at observation point MP, and calculates the noise. Fourier analysis of the noise is performed to calculate the relative decibels of the frequencies of each order. The sound generated from the point sound source of each impeller 41 is given a phase difference corresponding to the skew angle. Moreover, the observation point MP is on a perpendicular line passing through the centers of all the impellers 41 in the direction of the rotation axis, and is a point away from the impeller 41 by a predetermined distance L2. Since these simulations are intended to examine trends in sound pressure levels for each frequency, and it is sufficient to be able to compare sound pressure levels, the vertical axes of the graphs in Figures 7, 8, and 9 indicate relative sound pressure levels. Pressure levels (relative decibels) are shown. The relative decibel is expressed relative to the sound pressure level of 60 dB when 10 equally pitched impellers made of blades without notches are connected so that the skew angle is 0°. For example, a relative decibel of 20 dB means that the sound pressure level is reduced by 40 dB.

図７、図８及び図９では周波数が回転次数で表記されており、回転次数が１次と表記された周波数は、クロスフローファン４０の回転数に一致し、例えばクロスフローファン４０の回転数が９００ｒｐｍとすると１５Ｈｚ（＝９００ｒｐｍ／６０sec）になる。従って、上述の場合、回転次数が２次と表記された周波数は、３０Ｈｚ（＝１５×２）になる。また、各羽根車４１が３５枚の翼４２を有しているので、３５次の周波数が１ＮＺになる。例えば上述の場合には、１ＮＺは、５２５Ｈｚ（＝３５×９００÷６０）になる。 In FIG. 7, FIG. 8, and FIG. 9, the frequency is expressed as a rotational order, and the frequency whose rotational order is expressed as 1st corresponds to the rotational speed of the crossflow fan 40, for example, the rotational speed of the crossflow fan 40. If it is 900 rpm, then it becomes 15 Hz (=900 rpm/60 sec). Therefore, in the above case, the frequency where the rotation order is expressed as second order is 30 Hz (=15×2). Furthermore, since each impeller 41 has 35 blades 42, the 35th order frequency is 1NZ. For example, in the above case, 1 NZ is 525 Hz (=35×900÷60).

各羽根車４１が不等ピッチの羽根車であるため、１ＮＺの周波数（３５次の周波数）を持つ音が大きくなるだけでなく、その前後の周波数（例えば３３次、３４次、３６次及び３７次などの周波数）を持つ音が大きくなる傾向がある。そこで、不等ピッチの羽根車４１の騒音を分析するには、１ＮＺの周波数の近傍の周波数まで含めた１ＮＺ周辺の所定範囲の周波数を持つ音を観測する方が適切と考えられる。図７乃至図９に示されているグラフでは、３２次から４０次までの範囲の周波数を持つ騒音を１ＮＺ周辺の騒音としている。 Since each impeller 41 is an impeller with an unequal pitch, not only does the sound with a frequency of 1 NZ (35th frequency) become louder, but also the sound with the frequency before and after it (for example, the 33rd, 34th, 36th, and 37th) becomes louder. Sounds with frequencies such as the following tend to become louder. Therefore, in order to analyze the noise of the unequal pitch impeller 41, it is considered more appropriate to observe sounds having frequencies within a predetermined range around 1NZ, including frequencies near the 1NZ frequency. In the graphs shown in FIGS. 7 to 9, noise having frequencies in the range from the 32nd order to the 40th order is considered to be noise around 1NZ.

また、図７乃至図９については、１ＮＺ周辺の騒音よりも低い周波数を持つ音を低周波数騒音と呼ぶ。図７乃至図９に示されているグラフでは、低周波数騒音は、２８次以下の周波数を持つ音からなる騒音とする。さらに、２ＮＺ～３ＮＺの騒音は、７０次から１１０次までの周波数を持つ音からなる騒音とする。 Further, in FIGS. 7 to 9, sounds having a frequency lower than the noise around 1NZ are referred to as low frequency noise. In the graphs shown in FIGS. 7 to 9, low frequency noise is noise consisting of sounds having frequencies of the 28th order or lower. Further, the noise of 2NZ to 3NZ is noise consisting of sounds having frequencies from the 70th order to the 110th order.

図１１には、羽根車４１を２０個連結した場合の１ＮＺ周辺の騒音（グラフＧ１）、２ＮＺ～３ＮＺの騒音（グラフＧ２）及び低周波騒音（グラフＧ３）の相対デシベルとスキュー角との関係の一例が示されている。図１１に示されているグラフは、図７乃至図９に示されているグラフに基づいて作成されたものである。図１１のグラフＧ２から、スキュー角を小さくすると２ＮＺ～３ＮＺの騒音を小さくできることがわかる。特に、スキュー角が３．０°と２．４°のときに、２ＮＺ～３ＮＺの騒音が小さくなっている。それに対して、図１１のグラフＧ３を見ると、低周波数騒音の改善のためにはスキュー角を大きくする方が好ましいことが分かる。つまり、２ＮＺ～３ＮＺの騒音の改善のためにスキュー角を小さくしようとすると低周波騒音が大きくなり、低周波騒音を小さくしようとしてスキュー角を大きくしようとすると２ＮＺ～３ＮＺの騒音が大きくなるというトレードオフの関係が図１１から見て取れる。 FIG. 11 shows the relationship between relative decibel and skew angle of noise around 1NZ (graph G1), noise between 2NZ and 3NZ (graph G2), and low frequency noise (graph G3) when 20 impellers 41 are connected. An example is shown. The graph shown in FIG. 11 was created based on the graphs shown in FIGS. 7 to 9. From the graph G2 in FIG. 11, it can be seen that the noise of 2NZ to 3NZ can be reduced by reducing the skew angle. Particularly, when the skew angle is 3.0° and 2.4°, the noise from 2NZ to 3NZ becomes smaller. On the other hand, looking at graph G3 in FIG. 11, it can be seen that it is preferable to increase the skew angle in order to improve low frequency noise. In other words, if you try to reduce the skew angle to improve noise from 2NZ to 3NZ, low frequency noise will increase, and if you try to increase the skew angle to reduce low frequency noise, the noise from 2NZ to 3NZ will increase. The off relationship can be seen from FIG.

図１２には、２０個の羽根車４１を有するクロスフローファン４０の回転数が９００ｒｐｍの場合について、スキュー角を変化させたときの２．５ＮＺ音の実測値の一例が示されている。図１１のグラフＧ２と図１２のグラフとは、スキュー角が２．５°から３．０°までは変化が小さく、且つ３．０°と３．５°の間からグラフの傾きが大きくなる傾向が一致している。 FIG. 12 shows an example of actually measured values of 2.5 NZ sound when the skew angle is changed when the rotation speed of the cross flow fan 40 having 20 impellers 41 is 900 rpm. Graph G2 in Fig. 11 and the graph in Fig. 12 show that the change is small when the skew angle is from 2.5° to 3.0°, and the slope of the graph becomes large from between 3.0° and 3.5°. The trends are consistent.

図１３のグラフＧ１１、Ｇ１２，Ｇ１３，Ｇ１４，Ｇ１５，Ｇ１６，Ｇ１７は、２０個の羽根車４１を有し且つスキュー角が３．０°であるクロスフローファン４０を用いて、クロスフローファン４０の回転数を１６５０ｒｐｍ、１５００ｒｐｍ、１３００ｒｐｍ、１１００ｒｐｍ、１０００ｒｐｍ、９００ｒｐｍ、８００ｒｐｍのように変更して実測した場合について周波数と音圧レベルの絶対値との関係とを示している。図１３からは、回転数が小さくなると各周波数の音の音圧レベルは小さくなることが分かる。いずれの回転数のグラフＧ１１～Ｇ１７を見ても、音圧レベルが周波数に伴って変化する傾向が類似していることが分かる。 Graphs G11, G12, G13, G14, G15, G16, and G17 in FIG. The relationship between the frequency and the absolute value of the sound pressure level is shown in the case where actual measurements were performed while changing the rotation speed of 1650 rpm, 1500 rpm, 1300 rpm, 1100 rpm, 1000 rpm, 900 rpm, and 800 rpm. From FIG. 13, it can be seen that as the rotation speed decreases, the sound pressure level of the sound of each frequency decreases. Looking at graphs G11 to G17 for any of the rotational speeds, it can be seen that the tendency of the sound pressure level to change with frequency is similar.

図１４、図１５及び図１６には、スキュー角と各周波数の相対デシベルとの関係が示されている。図１４、図１５及び図１６には、羽根車４１の個数が１１個、１７個及び２０個の場合のグラフがそれぞれ示されているが、羽根車４１の個数以外の条件は同じになるように設定されている。グラフＧ２１，Ｇ２２，Ｇ２３は、回転次数が３０次から４０次の範囲の１ＮＺ周辺の騒音の相対デシベルを示しており、グラフＧ２４，Ｇ２５，Ｇ２６は、回転次数が７５次から１００次の範囲の２ＮＺ～３ＮＺの騒音の相対デシベルを示しており、グラフＧ２７，Ｇ２８，Ｇ２９は、回転次数が５次から２５次の範囲の低周波数騒音の相対デシベルを示している。図１４、図１５及び図１６に示されているグラフＧ２７～Ｇ２９を比較すると、羽根車４１の個数が変化しても、スキュー角が小さく方が低周波数騒音の相対デシベルを小さくできるポイントが見つけ難くなるという傾向があることが分かる。それに対して、図１４、図１５及び図１６に示されているグラフＧ２４～Ｇ２６を比較すると、スキュー角を大きくしていくときに音が急に大きくなるスキュー角のポイントは、羽根車４１の個数が多くなる程スキュー角の大きい方にずれることが分かる。例えば、羽根車４１が１１個のグラフＧ２４では、スキュー角が２．７°を越えると２ＮＺ～３ＮＺの騒音が急に大きくなる。羽根車４１が１７個のグラフＧ２５では、スキュー角が２．７°～３．０°の間のある角度を越えると２ＮＺ～３ＮＺの騒音が急に大きくなる。羽根車４１が２０個のグラフＧ２６では、スキュー角が３．０°～３．３°の間のある角度を越えると２ＮＺ～３ＮＺの騒音が急に大きくなる。 14, 15, and 16 show the relationship between the skew angle and the relative decibel of each frequency. 14, 15, and 16 show graphs when the number of impellers 41 is 11, 17, and 20, respectively, but the conditions other than the number of impellers 41 are the same. is set to . Graphs G21, G22, and G23 show the relative decibels of noise around 1NZ when the rotational order ranges from the 30th to the 40th order, and graphs G24, G25, and G26 show the relative decibels of noise around 1NZ when the rotational order ranges from the 75th to the 100th order. Graphs G27, G28, and G29 show relative decibels of low-frequency noise in the range of 5th to 25th rotation order. Comparing graphs G27 to G29 shown in FIGS. 14, 15, and 16, we found that even if the number of impellers 41 changes, the smaller the skew angle, the smaller the relative decibel of low-frequency noise. It can be seen that there is a tendency for it to become more difficult. On the other hand, when graphs G24 to G26 shown in FIGS. 14, 15, and 16 are compared, the point of the skew angle where the sound suddenly increases as the skew angle is increased is the point of the impeller 41. It can be seen that the larger the number, the greater the skew angle. For example, in graph G24 where there are 11 impellers 41, when the skew angle exceeds 2.7°, the noise from 2NZ to 3NZ suddenly increases. In graph G25 with 17 impellers 41, when the skew angle exceeds a certain angle between 2.7° and 3.0°, the noise between 2NZ and 3NZ suddenly increases. In graph G26 where there are 20 impellers 41, when the skew angle exceeds a certain angle between 3.0° and 3.3°, the noise between 2NZ and 3NZ suddenly increases.

（２－２）スキュー角の適当な範囲
図１７、図１８、図１９、図２０、図２１、図２２及び図２３には、羽根車４１の個数が８個、１１個、１４個、１５個、１７個、２０個及び２３個の場合のグラフがそれぞれ示されており、これらのグラフの相対デシベルの値は、図１４乃至図１６と同様に、図１０を用いて説明した方法によって計算されたものである。羽根車４１の個数を変えても複数の羽根車４１の全長が同じになるように各羽根車４１の長さを調整しており、このように調整する点は羽根車４１の個数の影響を比較するための他のグラフでも同様である。図１７乃至図２３には、１ＮＺ周辺の騒音及び２ＮＺ～３ＮＺの騒音が、不等ピッチの羽根車とスキュー角によって、２５ｄＢ程度以上の低下が見込めるスキュー角の設定範囲を検討した結果が示されている。 (2-2) Appropriate range of skew angle In FIGS. 17, 18, 19, 20, 21, 22, and 23, the numbers of impellers 41 are 8, 11, 14, and 15. 17, 20, and 23 are shown, and the relative decibel values of these graphs are calculated by the method explained using FIG. 10, similar to FIGS. 14 to 16. It is what was done. The length of each impeller 41 is adjusted so that the total length of the plurality of impellers 41 is the same even if the number of impellers 41 is changed. The same applies to other graphs for comparison. Figures 17 to 23 show the results of examining the skew angle setting range in which the noise around 1 NZ and the noise from 2 NZ to 3 NZ can be expected to be reduced by about 25 dB or more by using unequal pitch impellers and skew angles. ing.

グラフＧ３１，Ｇ３２，Ｇ３３，Ｇ３４，Ｇ３５，Ｇ３６，Ｇ３７は、羽根車４１の個数が８個、１１個、１４個、１５個、１７個、２０個及び２３個の場合の回転次数が３０次から４０次の範囲の周波数を持つ１ＮＺ周辺の騒音の相対デシベルを示している。グラフＧ４１，Ｇ４２，Ｇ４３，Ｇ４４，Ｇ４５，Ｇ４６，Ｇ４７は、羽根車４１の個数が８個、１１個、１４個、１５個、１７個、２０個及び２３個の場合の回転次数が７０次から１１０次の範囲の周波数を持つ２ＮＺ～３ＮＺの騒音の相対デシベルを示している。グラフＧ５１，Ｇ５２，Ｇ５３，Ｇ５４，Ｇ５５，Ｇ５６，Ｇ５７は、羽根車４１の個数が８個、１１個、１４個、１５個、１７個、２０個及び２３個の場合の回転次数が１次から２０次の範囲の周波数を持つ低周波騒音の相対デシベルを示している。また、グラフＧ６１，Ｇ６２，Ｇ６３，Ｇ６４，Ｇ６５，Ｇ６６，Ｇ６７は、羽根車４１の個数が８個、１１個、１４個、１５個、１７個、２０個及び２３個の場合の回転次数が１次から３０次の範囲の周波数を持つ低周波騒音の相対デシベルを示している。 Graphs G31, G32, G33, G34, G35, G36, and G37 indicate that the rotation order is 30 when the number of impellers 41 is 8, 11, 14, 15, 17, 20, and 23. It shows the relative decibels of noise around 1NZ with frequencies ranging from the 40th order. Graphs G41, G42, G43, G44, G45, G46, and G47 indicate that the rotation order is 70 when the number of impellers 41 is 8, 11, 14, 15, 17, 20, and 23. It shows the relative decibels of noise from 2NZ to 3NZ with frequencies in the range of 110th order. Graphs G51, G52, G53, G54, G55, G56, and G57 indicate that the rotation order is first order when the number of impellers 41 is 8, 11, 14, 15, 17, 20, and 23. It shows the relative decibels of low-frequency noise with frequencies ranging from the 20th order to . In addition, graphs G61, G62, G63, G64, G65, G66, and G67 show the rotation orders when the number of impellers 41 is 8, 11, 14, 15, 17, 20, and 23. It shows the relative decibels of low frequency noise with frequencies ranging from the 1st to the 30th order.

図１７から図２３において、四角形の枠で囲まれた範囲が、グラフＧ３１～Ｇ３７、グラフＧ４１～Ｇ４７、グラフＧ５１～Ｇ５７及びグラフＧ６１～Ｇ６７の相対デシベルが３５ｄＢ以下となっている範囲である。複数の羽根車４１を超音波溶着する際には、例えば±０．３°程度のばらつきが生じる場合がある。その様な場合には、スキュー角についての公差を例えば０．６°とすることが好ましく、１７個、２０個または２３個の羽根車４１を用いると、公差を０．６°にできる可能性があることが示されている。 In FIGS. 17 to 23, the range surrounded by rectangular frames is the range in which the relative decibels of graphs G31 to G37, graphs G41 to G47, graphs G51 to G57, and graphs G61 to G67 are 35 dB or less. When a plurality of impellers 41 are ultrasonically welded, a variation of about ±0.3° may occur, for example. In such a case, it is preferable to set the tolerance for the skew angle to, for example, 0.6°, and if 17, 20, or 23 impellers 41 are used, it is possible to reduce the tolerance to 0.6°. It has been shown that there is.

図２４には、図１７から図２３に示されているグラフＧ３１～Ｇ３７が示され、図２５には、図１７から図２３に示されているグラフＧ４１～Ｇ４７が示され、図２６には、図１７から図２３に示されているグラフＧ５１～Ｇ５７が示されている。図２４を見ると、スキュー角が小さい場合から大きく方向に変化する場合に、１ＮＺ周辺の騒音を示すグラフＧ３１～Ｇ３７のいずれの相対デシベルも変動している。しかし、羽根車４１の個数が少ない場合には変動の周期が大きく且つ振幅も大きいが、羽根車４１の個数が多くなるに従って変動の周期が小さく且つ振幅も小さくなっている。また、グラフＧ３１～Ｇ３７は、全体的に（各グラフの平均値を考えると）、個数が多くなるほど相対デシベルが小さくなる方向にシフトする傾向がある。例えば、羽根車４１の個数が８個の場合を示すグラフＧ３１を見ると、周期が１．３°程度（例えば、頂点がスキュー角３．２°，４．７°に認められる。）であり、振幅が１０ｄＢ程度（例えば、スキュー角３．２°で相対デシベルが４０ｄＢ、スキュー角３．８°～３．９°で相対デシベルが３０ｄＢ程度と認められる。）である。それに対して、羽根車４１の個数が２３個の場合を示すグラフＧ３７を見ると、周期が０．４°程度（例えば、頂点がスキュー角３．４°，３．８°に認められる。）であり、振幅が５ｄＢ程度（例えば、スキュー角３．２°で相対デシベルが２９ｄＢ程度、スキュー角３．６°で相対デシベルが２４ｄＢ程度と認められる。）である。このように羽根車４１の個数が多くなることによって、１ＮＺ周辺の騒音が抑制し易くなっている。 24 shows graphs G31 to G37 shown in FIGS. 17 to 23, FIG. 25 shows graphs G41 to G47 shown in FIGS. 17 to 23, and FIG. , graphs G51 to G57 shown in FIGS. 17 to 23 are shown. Looking at FIG. 24, when the skew angle changes from a small direction to a large direction, the relative decibels of all of the graphs G31 to G37 representing noise around 1NZ fluctuate. However, when the number of impellers 41 is small, the period of fluctuation is large and the amplitude is large, but as the number of impellers 41 increases, the period of fluctuation is small and the amplitude is also small. Furthermore, as a whole (considering the average value of each graph), the graphs G31 to G37 tend to shift in a direction in which the relative decibel decreases as the number increases. For example, when looking at graph G31 showing the case where the number of impellers 41 is 8, the period is about 1.3° (for example, the apex is observed at skew angles of 3.2° and 4.7°). , the amplitude is about 10 dB (for example, at a skew angle of 3.2°, the relative decibel is 40 dB, and at a skew angle of 3.8° to 3.9°, the relative decibel is about 30 dB). On the other hand, when looking at graph G37 showing the case where the number of impellers 41 is 23, the period is about 0.4° (for example, the apex is observed at skew angles of 3.4° and 3.8°). and the amplitude is about 5 dB (for example, at a skew angle of 3.2 degrees, the relative decibel is about 29 dB, and at a skew angle of 3.6 degrees, the relative decibel is about 24 dB). By increasing the number of impellers 41 in this way, it becomes easier to suppress noise around 1NZ.

図２５を見ると、２ＮＺ～３ＮＺの騒音については、スキュー角が３．４°～５．０°の範囲では、相対デシベルが、４０ｄＢから５０ｄＢの範囲にあって比較的大きな値を中心に変動していることが分かる。それに対して、スキュー角が２．０°～３．０°の範囲では、相対デシベルが、２０ｄＢから４０ｄＢの範囲にあって、スキュー角が大きくなるに従って増加するする傾向にある。それらのグラフＧ４１～Ｇ４７の中でも、羽根車４１の個数が１４個～２３個の場合を示すグラフＧ４３～Ｇ４７は、スキュー角が２．０°～３．０°の範囲では、相対デシベルが、２０ｄＢから３５ｄＢの範囲の中に収まっている。それらの中でも特に、羽根車４１の個数が１７個、２０個及び２３個の場合を示すグラフＧ４５，Ｇ４６，Ｇ４７は、スキュー角が２．０°～３．０°の範囲では、相対デシベルが、２０ｄＢから３０ｄＢの範囲の中に収まっている。 Looking at Figure 25, for 2NZ to 3NZ noise, when the skew angle is in the range of 3.4° to 5.0°, the relative decibels fluctuate around relatively large values in the range of 40 dB to 50 dB. I know what you're doing. On the other hand, when the skew angle is in the range of 2.0° to 3.0°, the relative decibel is in the range of 20 dB to 40 dB, and tends to increase as the skew angle increases. Among these graphs G41 to G47, graphs G43 to G47 showing cases where the number of impellers 41 is 14 to 23 indicate that when the skew angle is in the range of 2.0° to 3.0°, the relative decibel is It falls within the range of 20dB to 35dB. Among them, graphs G45, G46, and G47 showing cases in which the number of impellers 41 is 17, 20, and 23 show that when the skew angle is in the range of 2.0° to 3.0°, the relative decibel , within the range of 20 dB to 30 dB.

図２６を見ると、回転次数が１次から２０次までの低周波騒音は、羽根車４１の個数に拘わらず、スキュー角が大きくなるに従って相対デシベルが小さくなる傾向がある。また、羽根車４１の個数が多くなるに従って、グラフＧ５１～Ｇ５７は、全体的に（各グラフの平均値を考えると）、相対デシベルが小さくなる方向にシフトする傾向がある。 Looking at FIG. 26, the relative decibels of low-frequency noise from the 1st to the 20th rotation order tend to decrease as the skew angle increases, regardless of the number of impellers 41. Furthermore, as the number of impellers 41 increases, the graphs G51 to G57 tend to shift in the direction of decreasing relative decibels overall (considering the average value of each graph).

図２７には、スキュー角を３．０°に固定して、羽根車４１の個数を変化させたときの相対デシベルの変化が示されている。図２７において、グラフＧ７１は、回転次数が３０次から４０次の範囲の周波数を持つ１ＮＺ周辺の騒音の相対デシベルを示しており、グラフＧ７２は、回転次数が７５次から１００次の範囲の周波数を持つ２ＮＺ～３ＮＺの騒音の相対デシベルの変化を示しており、グラフＧ７３は、回転次数が７５次から９０次の範囲の周波数を持つ２．５ＮＺ周辺の騒音の相対デシベルの変化を示しており、グラフＧ７４は、回転次数が５次から２５次の範囲の周波数を持つ低周波騒音の相対デシベルの変化を示している。図２７からグラフＧ７１～Ｇ７４を見ると、羽根車４１の個数が多くなるほど相対デシベルを低く設定し易いことが分かる。 FIG. 27 shows changes in relative decibels when the number of impellers 41 is changed with the skew angle fixed at 3.0°. In FIG. 27, graph G71 shows the relative decibels of noise around 1NZ having frequencies in the 30th to 40th order of rotation, and graph G72 shows the relative decibels of noise in the range of 75th to 100th rotational orders. Graph G73 shows the change in relative decibels of noise around 2.5NZ with frequencies in the 75th to 90th order of rotation. , graph G74 shows changes in relative decibels of low-frequency noise having frequencies in the range of rotation orders from 5th to 25th. Looking at graphs G71 to G74 from FIG. 27, it can be seen that the greater the number of impellers 41, the easier it is to set the relative decibel lower.

図２５と図２６とを合わせて考えると、羽根車４１の個数が同じであれば、低周波数騒音の改善にはスキュー角を大きくすることが好ましくが、逆に２ＮＺ～３ＮＺの騒音の改善にはスキュー角を３．２°以下、さらに好ましくは３．０°以下に抑えることが好ましいことが分かる。このことは、図１７乃至図２３を用いて説明した四角形の枠で示した範囲とも一致する。例えば、羽根車４１の個数が１４個ではスキュー角が２．７°～３．１°の範囲、羽根車４１の個数が１５個ではスキュー角が２．５°～３．０°の範囲、羽根車４１の個数が１７個ではスキュー角が２．２°～３．２°の範囲、羽根車４１の個数が２０個ではスキュー角が２．０°～３．２°の範囲、及び羽根車４１の個数が２３個ではスキュー角が２．０°～３．２°の範囲が好ましい。つまり、上述のグラフを見る限り、羽根車４１の個数が１４個以上の場合には、スキュー角が２．７°～３．０°の範囲が好ましく、羽根車４１の個数が１７個以上の場合には、スキュー角が２．２°～３．２°の範囲が好ましい。 Considering FIG. 25 and FIG. 26 together, if the number of impellers 41 is the same, it is preferable to increase the skew angle to improve low frequency noise, but conversely, it is preferable to increase the skew angle to improve the noise of 2NZ to 3NZ. It can be seen that it is preferable to suppress the skew angle to 3.2° or less, more preferably 3.0° or less. This also coincides with the range shown by the rectangular frame explained using FIGS. 17 to 23. For example, when the number of impellers 41 is 14, the skew angle is in the range of 2.7° to 3.1°, and when the number of impellers 41 is 15, the skew angle is in the range of 2.5° to 3.0°. When the number of impellers 41 is 17, the skew angle is in the range of 2.2° to 3.2°, and when the number of impellers 41 is 20, the skew angle is in the range of 2.0° to 3.2°; When the number of wheels 41 is 23, the skew angle is preferably in the range of 2.0° to 3.2°. In other words, as far as the above graph is concerned, when the number of impellers 41 is 14 or more, the skew angle is preferably in the range of 2.7° to 3.0°; In this case, the skew angle is preferably in the range of 2.2° to 3.2°.

図２８には、羽根車４１の回転数が１１００ｒｐｍの場合について、スキュー角と騒音の音圧レベルの絶対値及び２．４ＮＺ音の突出量との関係が示されている。上述の羽根車４１を複数連結する態様において、２．４ＮＺ音の突出量は、その周辺の周波数を持つ音から異音として突出している音圧レベルである。図２８に示されているグラフＧ７５は、２０個の羽根車４１を連結したものの騒音の音圧レベルの変化を示しており、グラフＧ７６は、１１個の羽根車４１を連結したものの騒音の音圧レベルの変化を示している。また、グラフＧ７７は、２０個の羽根車４１を連結したものの２．４ＮＺ音の突出量であり、グラフＧ７８は、１１個の羽根車４１を連結したものの２．４ＮＺ音の突出量である。図２８を見ると、２．４ＮＺ音は、２０個の羽根車４１を持つものではスキュー角２．４°～３．０°の範囲までにおいて、また２０個の羽根車４１を持つものではスキュー角３．０°～４．５°の範囲までにおいて、スキュー角を小さくすることによって低減できている。騒音の音圧レベルは、羽根車４１を空気調和機１０の中に取り付けて空気調和機１０で発生する騒音を実測した結果である。この騒音についても、２０個の羽根車４１を持つものではスキュー角２．４°～３．０°の範囲までにおいて、また２０個の羽根車４１を持つものではスキュー角３．０°～４．５°の範囲までにおいて、スキュー角を小さくすることによって低減できている。 FIG. 28 shows the relationship between the skew angle, the absolute value of the sound pressure level of the noise, and the amount of projection of the 2.4 NZ sound when the rotation speed of the impeller 41 is 1100 rpm. In the embodiment in which a plurality of the impellers 41 described above are connected, the amount of protrusion of the 2.4 NZ sound is the sound pressure level that protrudes as an abnormal sound from sounds having frequencies around the 2.4 NZ sound. Graph G75 shown in FIG. 28 shows the change in the sound pressure level of the noise when 20 impellers 41 are connected, and graph G76 shows the change in the sound pressure level of the noise when 11 impellers 41 are connected. Showing changes in pressure level. Further, graph G77 shows the amount of projection of 2.4 NZ sound when 20 impellers 41 are connected, and graph G78 shows the amount of projection of 2.4 NZ sound when 11 impellers 41 are connected. Looking at FIG. 28, the 2.4NZ sound is produced within the skew angle range of 2.4° to 3.0° in the case with 20 impellers 41, and in the skew angle range of 2.4° to 3.0° in the case with 20 impellers 41. The skew angle can be reduced by reducing the skew angle in the range of 3.0° to 4.5°. The sound pressure level of the noise is the result of actually measuring the noise generated by the air conditioner 10 with the impeller 41 installed in the air conditioner 10. Regarding this noise as well, the type with 20 impellers 41 has a skew angle of 2.4° to 3.0°, and the type with 20 impellers 41 has a skew angle of 3.0° to 4°. It can be reduced by reducing the skew angle up to a range of .5°.

（２－３）羽根車４１の個数の影響
既に、図２７では、羽根車４１の個数を変化させたときの相対デシベルの変化について説明している。ここではさらに、図２９を用いて、回転数が１１００ｒｐｍの場合について、羽根車４１の個数と騒音の音圧レベルの絶対値との関係の一例及び羽根車４１の個数と２．４ＮＺ音の突出量との関係の一例を示している。図２９に示されているグラフＧ８１には騒音の音圧レベルの絶対値の変化が示されており、グラフＧ８２には２．４ＮＺ音の突出量の変化が示されている。グラフＧ８１，Ｇ８２のいずれにおいても、羽根車４１の個数が増加するに従って、音圧レベル及び突出量のいずれも減少する傾向が見られる。しかしながら、羽根車４１の個数が１７個以上ではこれらの減少幅が小さくなる傾向が見られる。 (2-3) Influence of the number of impellers 41 In FIG. 27, the change in relative decibel when the number of impellers 41 is changed has already been explained. Here, further, using FIG. 29, an example of the relationship between the number of impellers 41 and the absolute value of the sound pressure level of the noise and the number of impellers 41 and the prominence of 2.4NZ sound when the rotation speed is 1100 rpm. An example of the relationship with quantity is shown. A graph G81 shown in FIG. 29 shows a change in the absolute value of the sound pressure level of the noise, and a graph G82 shows a change in the protrusion amount of the 2.4NZ sound. In both graphs G81 and G82, as the number of impellers 41 increases, both the sound pressure level and the amount of protrusion tend to decrease. However, when the number of impellers 41 is 17 or more, there is a tendency for these decreases to become smaller.

図３０には、ＮＺ音の音圧レベルの絶対値と羽根車の個数の関係の一例が示されている。グラフＧ８６は、１ＮＺ音に関するグラフであり、グラフＧ８７は、２ＮＺ音に関するグラフである。１ＮＺ音も２ＮＺ音も、羽根車４１の個数の増加に伴って音圧レベルが減少している。特に、２ＮＺの音圧レベルは、羽根車４１の個数が１７個以上では減少幅が小さくなる傾向が見られる。 FIG. 30 shows an example of the relationship between the absolute value of the sound pressure level of the NZ sound and the number of impellers. Graph G86 is a graph related to 1NZ sound, and graph G87 is a graph related to 2NZ sound. The sound pressure level of both the 1NZ sound and the 2NZ sound decreases as the number of impellers 41 increases. In particular, the sound pressure level of 2NZ tends to decrease less when the number of impellers 41 is 17 or more.

（２－４）羽根車４１の個数の影響
図３１には、スキュー角が３．０°であって回転数が１１００ｒｐｍの場合について、隙間Ｉｎと騒音の音圧レベルの絶対値及び隙間Ｉｎと２．４ＮＺ音の突出量との関係の一例が示されている。隙間Ｉｎは、羽根車４１から伝熱フィン３６までの距離であり、図３１では、５ｍｍ～２０ｍｍの範囲で変化している。ここに示されているデータは、羽根車４１の直径Ｄ１が１０５ｍｍの場合のものである。従って、隙間Ｉｎが直径Ｄ１の約５％から約１９％の範囲についてのデータが図３１に示されている。 (2-4) Effect of the number of impellers 41 Figure 31 shows the gap In, the absolute value of the sound pressure level of the noise, and the gap In when the skew angle is 3.0° and the rotation speed is 1100 rpm. An example of the relationship with the protrusion amount of the 2.4NZ sound is shown. The gap In is the distance from the impeller 41 to the heat transfer fin 36, and in FIG. 31, it varies from 5 mm to 20 mm. The data shown here is for a case where the diameter D1 of the impeller 41 is 105 mm. Therefore, data for the gap In in the range of about 5% to about 19% of the diameter D1 is shown in FIG.

図３１に示されているグラフＧ９１は、２０個の羽根車４１を連結したものの騒音の音圧レベルの変化を示しており、グラフＧ９２は、１１個の羽根車４１を連結したものの騒音の音圧レベルの変化を示している。また、グラフＧ９３は、２０個の羽根車４１を連結したものの２．４ＮＺ音の突出量の変化を示しており、グラフＧ９４は、１１個の羽根車４１を連結したものの２．４ＮＺ音の突出量の変化を示している。グラフＧ９２，Ｇ９４を見ると、１１個の羽根車４１では、隙間Ｉｎが小さくなると、騒音の音圧レベルも２．４ＮＺ音の突出量も大きくなる傾向があり、また隙間Ｉｎの大きさによって騒音の音圧レベルも２．４ＮＺ音の突出量も大きく変動する傾向があることが分かる。それに対して、グラフＧ９１，Ｇ９３を見ると、２０個の羽根車４１では、隙間Ｉｎが小さくなっても、騒音の音圧レベルも２．４ＮＺ音の突出量もあまり変わりがなく、また騒音の音圧レベルと２．４ＮＺ音の突出量の隙間Ｉｎの大きさによる変動の幅も小さいことが分かる。 Graph G91 shown in FIG. 31 shows the change in the sound pressure level of the noise when 20 impellers 41 are connected, and graph G92 shows the change in the sound pressure level of the noise when 11 impellers 41 are connected. Showing changes in pressure level. Graph G93 shows the change in the protrusion of 2.4NZ sound when 20 impellers 41 are connected, and graph G94 shows the change in the protrusion of 2.4NZ sound when 11 impellers 41 are connected. It shows a change in quantity. Looking at graphs G92 and G94, with the 11 impellers 41, as the gap In becomes smaller, the sound pressure level of the noise and the amount of projection of the 2.4NZ sound tend to increase, and the noise level also increases depending on the size of the gap In. It can be seen that both the sound pressure level of 2.4NZ and the amount of projection of the 2.4NZ sound tend to fluctuate greatly. On the other hand, looking at graphs G91 and G93, with 20 impellers 41, even if the gap In becomes smaller, the sound pressure level of the noise and the amount of projection of the 2.4NZ sound do not change much, and the noise It can be seen that the range of variation in the sound pressure level and the projection amount of the 2.4 NZ sound depending on the size of the gap In is also small.

（２－５）翼４２の切欠き４２ａの影響
図３２には、２０個の羽根車４１を持ち、隙間Ｉｎが５ｍｍ、スキュー角が３．０°であって回転数が１４００ｒｐｍの場合について、騒音に含まれる周波数と音圧レベルの絶対値との関係の一例が示されている。図３２において、グラフＧ１０１は、切欠き４２ａを有する羽根車４１を用いて実測した結果を示しており、グラフＧ１０２は、切欠き４２ａの無い羽根車４１を用いて実測した結果を示している。グラフＧ１０１とグラフ１０２で大きく異なるところは、２．４ＮＺ音の突出量であり、図３２において楕円で囲まれている部分である。２．４ＮＺ音の突出量は、切欠き４２ａを有する羽根車４１を用いることで、切欠き４２ａの無い羽根車４１を用いた場合に比べて３ｄＢ程度低減させることができている。 (2-5) Influence of the notch 42a of the blade 42 FIG. 32 shows the case where there are 20 impellers 41, the gap In is 5 mm, the skew angle is 3.0°, and the rotation speed is 1400 rpm. An example of the relationship between the frequency included in noise and the absolute value of the sound pressure level is shown. In FIG. 32, a graph G101 shows the result of actual measurement using the impeller 41 having the notch 42a, and a graph G102 shows the result of actual measurement using the impeller 41 without the notch 42a. The major difference between graph G101 and graph 102 is the amount of protrusion of the 2.4NZ sound, which is the portion surrounded by an ellipse in FIG. 32. By using the impeller 41 having the notch 42a, the amount of protrusion of the 2.4NZ sound can be reduced by about 3 dB compared to the case where the impeller 41 without the notch 42a is used.

（２－６）ＮＺ音の低減効果
図３３には、スキュー角４．５°で連結した、切欠き４２ａの無い１０個の不等ピッチの羽根車４１についての騒音の実測値の分析結果が示されている。図３４には、スキュー角を適宜調節して連結した、切欠き４２ａを有する１０個の不等ピッチの羽根車４１についての騒音の実測値の分析結果が示されている。図３５には、スキュー角を適宜調節して連結した、切欠き４２ａの無い２０個の不等ピッチの羽根車４１についての騒音の実測値の分析結果が示されている。図３３、図３４及び図３５において、グラフＧ１１１～Ｇ１１８、グラフＧ１２１～Ｇ１２８及びグラフＧ１３１～Ｇ１３８は、それぞれ、回転数が１４００ｒｐｍ、１３００ｒｐｍ、１２００ｒｐｍ、１１００ｒｐｍ、１０００ｒｐｍ、９００ｒｐｍ、８００ｒｐｍ及び７００ｒｐｍの場合の分析結果を示している。図３３、図３４及び図３５に楕円で囲まれた部分を比較すると、ＮＺに関連する周波数を持つ音が切欠き４２ａ及び羽根車４１の個数を２倍にしたことによって低減されていることが分かる。 (2-6) Effect of reducing NZ noise Figure 33 shows the analysis results of actual noise measurements for 10 unequal pitch impellers 41 without notches 42a connected at a skew angle of 4.5°. It is shown. FIG. 34 shows the results of analysis of actual measured values of noise for ten impellers 41 having unequal pitches and having notches 42a, which are connected by adjusting the skew angle as appropriate. FIG. 35 shows the results of analysis of actual measured values of noise for 20 impellers 41 with unequal pitches and no notches 42a, which are connected while adjusting the skew angle as appropriate. In FIGS. 33, 34, and 35, graphs G111 to G118, graphs G121 to G128, and graphs G131 to G138 are analyzes when the rotation speed is 1400 rpm, 1300 rpm, 1200 rpm, 1100 rpm, 1000 rpm, 900 rpm, 800 rpm, and 700 rpm, respectively. Showing results. Comparing the parts surrounded by ellipses in FIGS. 33, 34, and 35, it can be seen that the sound having frequencies related to NZ is reduced by doubling the number of notches 42a and impellers 41. I understand.

（３）変形例
（３－１）変形例１Ａ
上記実施形態では、スキュー角を設定することで、互いに隣接する羽根車４１の３５枚の翼４２について、対応する全ての翼４２をずらしている。互いに隣接する羽根車４１の不等ピッチの配列を同じにしなくてもよく、例えばピッチが異なる不等ピッチの羽根車４１を用いてもよく、隣接する羽根車４１の翼４２が同じ位置に配列される場合もある。このように、互いに隣接する羽根車４１の対応する全ての翼４２が全て位置ずれしていなくてもよく、少なくとも１つの翼４２が隣接する羽根車４１について位置ずれしていればよい。 (3) Modification (3-1) Modification 1A
In the above embodiment, by setting the skew angle, all the corresponding blades 42 of the 35 blades 42 of the impellers 41 that are adjacent to each other are shifted. It is not necessary that the arrangement of the unequal pitches of the impellers 41 adjacent to each other is the same; for example, impellers 41 of unequal pitches with different pitches may be used, and the blades 42 of the adjoining impellers 41 may be arranged at the same position. In some cases, it may be done. In this way, all the corresponding blades 42 of adjacent impellers 41 do not need to be misaligned, and it is sufficient that at least one blade 42 is misaligned with respect to the adjacent impellers 41 .

（３－２）変形例１Ｂ
上記実施形態では、例えば２０個の羽根車４１が全て連結されて１本の連結体として一体化されている。しかし、一体化するときに１本の連結体になっていなくてもよく、例えば１０個ずつ連結されて一体化され、２本の連結体になっていてもよい。その場合には、それら２本の連結体が連動して回転するように構成される。 (3-2) Modification 1B
In the above embodiment, for example, all 20 impellers 41 are connected and integrated as one connected body. However, when they are integrated, they do not have to be a single connected body; for example, 10 pieces may be connected and integrated to form two connected bodies. In that case, the two connecting bodies are configured to rotate in conjunction with each other.

（３－３）変形例１Ｃ
上記実施形態では、空気調和機１０が壁ＷＡに取り付けられる壁掛け型である場合について説明したが、空気調和機１０は壁掛け型に限られるものではない。例えば、空気調和機１０は、天井から吊り下げられるタイプの空気調和機であってもよい。 (3-3) Modification example 1C
In the above embodiment, a case has been described in which the air conditioner 10 is a wall-mounted type that is attached to the wall WA, but the air conditioner 10 is not limited to the wall-mounted type. For example, the air conditioner 10 may be a type of air conditioner suspended from the ceiling.

（４）特徴
（４－１）
以上説明したように、複数の羽根車４１は、互いに隣接する羽根車４１の複数の翼４２のうちの少なくとも1つが位置ずれして配列されている。上記実施形態では、羽根車４１の個数が２０個である場合を中心に説明したが、クロスフローファン４０は、回転軸に沿って並べられている複数の羽根車４１の個数が１４個以上３０個以下であれば、各羽根車４１で発生する２ＮＺ音から３ＮＺ音までの騒音が互いに十分に打ち消すことができる。その結果、クロスフローファン４０の２ＮＺ音から３ＮＺ音までの騒音を十分に抑制することができる。上述のように、２ＮＺから３ＮＺまでの間の特定の範囲（例えば上述の７０次から１１０次までの周波数を持つ音（２ＮＺ～３ＮＺの騒音））の音圧レベルが低下したことで、２ＮＺ音から３ＮＺ音までの騒音を抑制できたと判断してもよいし、２ＮＺ音から３ＮＺ音までの中で低下させたい特定の周波数を持つ音（例えば上述の２．４ＮＺ音、２．５ＮＺ音）に着目して、２ＮＺ音から３ＮＺ音までの中の着目した周波数を持つ音の音圧レベルが低下したことで２ＮＺ音から３ＮＺ音までの騒音を抑制できたと判断してもよい。２ＮＺから３ＮＺまでの間の特定の範囲の音圧レベルの低下で２ＮＺ音から３ＮＺ音までの騒音の抑制を判断する場合、その範囲の設定は、状況に応じて適宜行えばよく、上述の例に限られるものではない。また、特定の周波数を持つ音に着目する場合も、どの周波数の音に着目するかは状況に応じて適宜決めればよく、上述の例に限られるものではない。 (4) Features (4-1)
As explained above, the plurality of impellers 41 are arranged such that at least one of the plurality of blades 42 of the adjacent impellers 41 is shifted in position. In the above embodiment, the case where the number of impellers 41 is 20 has been mainly described, but the cross flow fan 40 has a plurality of impellers 41 arranged along the rotation axis with a number of 14 or more and 30 or more. If the noise is less than 1, the noises from 2NZ to 3NZ generated by each impeller 41 can sufficiently cancel each other out. As a result, the noise from the cross flow fan 40 ranging from 2NZ sound to 3NZ sound can be sufficiently suppressed. As mentioned above, the sound pressure level in a specific range from 2NZ to 3NZ (for example, the sound with frequencies from the 70th to the 110th order (noise from 2NZ to 3NZ)) has decreased, and the 2NZ sound You may judge that you have suppressed the noise from 2NZ to 3NZ, or you may decide that you have suppressed the noise from 2NZ to 3NZ with a specific frequency you want to reduce (for example, the 2.4NZ and 2.5NZ sounds mentioned above). Focusing on this, it may be determined that the noise from the 2NZ sound to the 3NZ sound has been suppressed because the sound pressure level of the sound having the focused frequency from the 2NZ sound to the 3NZ sound has decreased. When determining whether to suppress noise from 2NZ sound to 3NZ sound by reducing the sound pressure level in a specific range from 2NZ to 3NZ, the range can be set as appropriate depending on the situation, and the above example is used. It is not limited to. Furthermore, when focusing on a sound with a specific frequency, the frequency to be focused on may be determined as appropriate depending on the situation, and is not limited to the above-mentioned example.

（４－２）
羽根車４１の数が１７個以上であると、図２５を用いて説明したように、位相ずれ（スキュー角）の公差などに起因する変動による２ＮＺ音から３ＮＺ音までを含む騒音の変化幅が小さくなる。また、羽根車４１の数が２５個以下であることから、仕切板４３による送風抵抗が大きくなり過ぎるのを抑制することができる。その結果、良好な送風性能と高い静粛性を有する空気調和機１０を安定して供給できる。 (4-2)
When the number of impellers 41 is 17 or more, as explained using FIG. 25, the range of change in noise including from 2NZ sound to 3NZ sound due to fluctuations due to phase shift (skew angle) tolerance etc. becomes smaller. Moreover, since the number of impellers 41 is 25 or less, it is possible to suppress the air blowing resistance caused by the partition plate 43 from becoming too large. As a result, an air conditioner 10 having good air blowing performance and high quietness can be stably supplied.

（４－３）
複数の羽根車４１の回転軸方向の各々の長さ寸法が直径Ｄ１の４０％以下であると、クロスフローファン４０の長さもみじかくできて、空気調和機１０の回転軸方向の長さ（左右方向の長さ）を短くできる。このような構造によって、空気調和機１０は、コンパクト化が図られている。 (4-3)
When the length dimension of each of the plurality of impellers 41 in the direction of the rotation axis is 40% or less of the diameter D1, the length of the cross flow fan 40 can be made small, and the length of the air conditioner 10 in the direction of the rotation axis (left and right) can be made small. (length in direction) can be shortened. With such a structure, the air conditioner 10 is made more compact.

（４－４）
熱交換器３０は、隙間Ｉｎが羽根車４１の直径Ｄ１の１０％以下になるように配置されている。このような構造によって、熱交換器３０とクロスフローファン４０の占有空間を小さくできるので、空気調和機１０の前後方向の奥行きｄｐを短くできて空気調和機１０のコンパクト化が図れる。 (4-4)
The heat exchanger 30 is arranged such that the gap In is 10% or less of the diameter D1 of the impeller 41. With such a structure, the space occupied by the heat exchanger 30 and the cross-flow fan 40 can be reduced, so the depth dp of the air conditioner 10 in the front-rear direction can be shortened, and the air conditioner 10 can be made more compact.

（４－５）
上記実施形態では、羽根車４１の直径Ｄ１が１０５ｍｍである場合について説明しているが、クロスフローファン４０は、羽根車４１の直径Ｄ１が９０ｍｍ以上１５０ｍｍ以下であり、回転数が７００ｒｐｍ以上２０００ｒｐｍ以下であると、十分な送風性能を得ることができる。 (4-5)
In the above embodiment, the case is explained in which the diameter D1 of the impeller 41 is 105 mm, but in the cross flow fan 40, the diameter D1 of the impeller 41 is 90 mm or more and 150 mm or less, and the rotation speed is 700 rpm or more and 2000 rpm or less. If so, sufficient air blowing performance can be obtained.

１０空気調和機
２０ケーシング
３０熱交換器
３６伝熱フィン
３７伝熱管
４０クロスフローファン
４１羽根車
４２翼
４３仕切板 10 Air conditioner 20 Casing 30 Heat exchanger 36 Heat transfer fin 37 Heat transfer tube 40 Cross flow fan 41 Impeller 42 Blade 43 Partition plate

特許第３４６０３５０号公報Patent No. 3460350

Claims

仕切板（４３）に固定されている複数の翼（４２）を周方向に配列した羽根車（４１）を複数設けた円筒状のクロスフローファン（４０）と、
前記羽根車の直径の２０％以下の寸法の隙間をあけて前記クロスフローファンの空気流れ上流側に配置されている熱交換器（３０）と、
を備え、
前記複数の羽根車は、互いに隣接する羽根車について互いに対応する全ての前記複数の翼がそれぞれ位置ずれして配列され、
前記クロスフローファンは、回転軸に沿って並べられている前記複数の羽根車の個数が１７個以上２５個以下であり、
前記クロスフローファンは、全長が５００ｍｍ以上１０００ｍｍ以下であって且つ前記各羽根車の長さが５０ｍｍ以下である、空気調和機。 a cylindrical cross-flow fan (40) provided with a plurality of impellers (41) each having a plurality of blades (42) arranged in the circumferential direction and fixed to a partition plate (43);
a heat exchanger (30) disposed on the upstream side of the air flow of the cross flow fan with a gap having a size of 20% or less of the impeller diameter;
Equipped with
The plurality of impellers are arranged such that all the plurality of blades corresponding to each other for adjacent impellers are shifted from each other, and
In the cross flow fan, the number of the plurality of impellers arranged along the rotation axis is 17 or more and 25 or less,
The cross flow fan is an air conditioner, wherein the total length is 500 mm or more and 1000 mm or less, and each impeller has a length of 50 mm or less.

前記クロスフローファンは、２０００ｒｐｍ以下の回転数で送風する、
請求項１に記載の空気調和機。 The cross flow fan blows air at a rotation speed of 2000 rpm or less.
The air conditioner according to claim 1.

前記クロスフローファンは、前記複数の羽根車の回転軸方向の各々の長さ寸法が前記直径の４０％以下である、
請求項１または請求項２に記載の空気調和機。 In the cross flow fan, each of the plurality of impellers has a length dimension in the rotation axis direction that is 40% or less of the diameter.
The air conditioner according to claim 1 or claim 2 .

前記熱交換器は、前記隙間が前記直径の１０％以下になるように配置されている、
請求項１から３のいずれか一項に記載の空気調和機。 The heat exchanger is arranged such that the gap is 10% or less of the diameter.
The air conditioner according to any one of claims 1 to 3 .

前記クロスフローファンは、前記直径が９０ｍｍ以上１５０ｍｍ以下であり、回転数が７００ｒｐｍ以上２０００ｒｐｍ以下である、
請求項１から４のいずれか一項に記載の空気調和機。 The cross flow fan has a diameter of 90 mm or more and 150 mm or less, and a rotation speed of 700 rpm or more and 2000 rpm or less.
The air conditioner according to any one of claims 1 to 4 .