WO2015166581A1

WO2015166581A1 - 送風機、室外ユニット及び冷凍サイクル装置

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Publication number: WO2015166581A1
Application number: PCT/JP2014/062163
Authority: WO
Inventors: 宏樹岡澤; 敬英田所
Original assignee: 三菱電機株式会社
Priority date: 2014-05-02
Filing date: 2014-05-02
Publication date: 2015-11-05

Abstract

　圧力面側に凸形状のウィングレット１ａを外周端に有し、重力方向と逆方向の気体の流れを発生させる複数の羽根を有するプロペラファン１と、プロペラファン１の羽根の外周端より外側に環状の壁面を形成するベルマウス２とを備え、プロペラファン１の動作点がサージング領域よりも開放側に位置する場合において、ベルマウス２は、吹出側の風路が拡大するように形成された、斜面となる斜め部５ａにおいて壁面を有し、斜面の吸込側及び吹出側の終端間における回転軸方向の長さＨとプロペラファンのファン径ＤとがＨ／Ｄ≧０．０４となる関係、斜面の両終端を結ぶ直線が回転軸となす角度θが１０°＜θ≦４５°となる関係、及び、吸込側の開口部分から斜面の吸込側終端部分までの回転軸方向における長さＬと回転軸方向におけるプロペラファン１の羽根の長さＬ_０とがＬ／Ｌ_０≧０．５となる関係を条件として満たす形状である。

Description

送風機、室外ユニット及び冷凍サイクル装置

　本発明は、プロペラファンとベルマウスとを有する送風機等に関するものである。

　羽根（プロペラ）を有するプロペラファンを回転させて空気の流れを発生させて、送風（冷却、排熱等）を行う送風機（ファンユニット）がある。このようなプロペラファンを有する送風機は、冷凍空気調和装置の室外機（室外ユニット）、冷蔵庫、換気扇、コンピュータ等の冷却装置等、幅広い分野で使われている。

　このような送風機において、例えばプロペラファンの回転方向に沿って壁面を形成するベルマウスを有するものがある。このようなベルマウスは、空気の吹き出しが円滑に行えるように開口部分を拡げていることが多い（例えば、特許文献１参照）。また、プロペラファンは外周端において圧力面と負圧面の静圧差に起因する翼端渦が発生し、ファン性能低下の原因となるが、これを抑制するため、外周端を圧力面側に凸形状を有するウィングレットにしたものがある（例えば、特許文献２参照）。

特許５３２２９００号公報特許４５９５１５４号公報

　例えば、上記のような送風機において、単にベルマウスの開口部分を拡げる、プロペラファンの外周端を圧力面側に凸形状を有するウィングレットにする等だけでは、騒音が大きくなり、また、ファン効率が小さくなる。例えば、上記のような送風機を空気調和装置の室外ユニットに搭載して用いる場合、プロペラファンの回転により室外ユニットから発生する騒音が近隣住民へ迷惑をかけることがある。このため、室外ユニットの低騒音化が求められている。一方で、近年、地球温暖化防止のために空気調和装置の省エネルギー化が求められている。省エネルギー化を図るためには室外ユニットにおける風量を多くすることが有効な手段である。しかしながら、基本的には風量に基づいて騒音も増加する。また、空気調和装置等では、運転を停止させない又は運転時間が長いことが多いので、送風機自体の低電力化も重要となる。

　そこで、本発明の目的は、さらに騒音、電力増加を抑制する送風機を有する冷凍サイクル装置の室外ユニット等を得ることにある。

　本発明に係る室外ユニットの送風機は、圧力面側に凸形状のウィングレットを外周端に有し、重力方向に沿うような回転軸を中心に回転し、重力方向と逆方向の気体の流れを発生させる複数の羽根を有するプロペラファンと、プロペラファンの羽根の回転方向に沿って、羽根の外周端より外側に環状の壁面を形成し、気体を整流するためのベルマウスとを備え、プロペラファンの動作点がサージング領域よりも開放側に位置する場合において、ベルマウスは、吹出側の風路が拡大するように形成された、斜面となる壁面を有し、斜面の吸込側及び吹出側の終端間における回転軸方向の長さＨとプロペラファンのファン径ＤとがＨ／Ｄ≧０．０４となる関係、斜面の両終端を結ぶ直線が回転軸となす角度θが１０°＜θ≦４５°となる関係、及び、吸込側の開口部分から斜面の吸込側終端部分までの回転軸方向における長さＬと回転軸方向におけるプロペラファンの羽根の長さＬ_０とがＬ／Ｌ_０≧０．５となる関係を条件として満たす形状である。

　本発明に係る室外ユニットの送風機では、吹出側の風路が拡大するように形成された斜面を有し、さらにＬ／Ｌ_０≧０．５、１０°＜θ≦４５°、Ｈ／Ｄ≧０．０４の関係を満たす形状で、外周端において圧力面側に凸形状のウィングレットを有するプロペラファンに対してベルマウスを形成した室外ユニットの送風機を構成するようにしたので、ファン径、動作点等に応じた最適な角度θを選定することにより、ファン入力及び騒音の低減をはかることができる。

本発明の実施の形態１に係る送風機の概略を表す図である。本発明の実施の形態１に係るプロペラファン１のウィングレット１ａを表す図である。羽根の外周端にウィングレット１ａを有さないプロペラファンの翼端渦を表す図である。プロペラファン１単体のＰ－Ｑ特性及びＫ_ｓ－Ｑ特性を表す図である。プロペラファン１単体のＰ－Ｑ特性及びη－Ｑ特性を表す図である。Ｐ－Ｑ特性及びＫ_ｓ－Ｑ特性と径との関係を表す図である。Ｐ－Ｑ特性及びη－Ｑ特性と径との関係を表す図である。ベルマウス２の寸法パラメータの一例を表す図である。寸法パラメータにおけるＰ－Ｑ特性を示す図である。Ｌ／Ｌ_０を変化させたときのＰ－Ｑ特性を示す図である。風量Ｑ_２時の比騒音Ｋ_ｓとＬ／Ｌ_０の値との関係を表す図である。風量Ｑ_Ａ、Ｑ_Ｂ、Ｑ_Ｃ毎の最適な斜め部角度θを表す図である。風量Ｑ_Ａの主流７を表す図である。風量Ｑ_Ｂの主流７を表す図である。風量Ｑ_Ｃ毎の主流７を表す図である。Ｈ／Ｄの値を変化させたときのＰ－Ｑ特性を表す図である。風量Ｑ_２のときの、静圧とＨ／Ｄの値との関係を示す図である。風量Ｑ_２のファン効率η、比騒音Ｋ_ｓと角度θの関係を表す図である。実施の形態１に係るベルマウス２の別の形状を表す斜視図である。実施の形態１に係る送風機の斜め部５ａの別形状例を表す図（その１）である。実施の形態１に係る送風機の斜め部５ａの別形状例を表す図（その２）である。上吹きタイプの室外ユニットの構成を表す図（その１）である。上吹きタイプの室外ユニットの構成を表す図（その２）である。横吹きタイプの室外ユニットの構成を表す図（その１）である。横吹きタイプの室外ユニットの構成を表す図（その２）である。本発明の実施の形態２に係るベルマウス２の形状と空気の流れとの関係を表す図である。実施の形態２に係るベルマウス２の形状と空気の流れを表す図である。本発明の実施の形態３に係る送風機のベルマウス２及び送風機に設置するファンガード１１の関係を表す図である。本発明の実施の形態３に係る例えば室外ユニットから所定風量が吹き出されるようにしたときのファン入力、騒音と角度αとの関係を示す図である。本発明の実施の形態４に係るベルマウス２の吸込開口部３におけるＲ部３ａの曲率半径Ｒについて表す図である。Ｐ－Ｑ特性とＲ／Ｄとの関係を表す図である。風量Ｑ_２における比騒音Ｋ_ｓとＲ／Ｄ値の関係を表す図である。風量Ｑ_２におけるファン効率ηとＲ／Ｄ値の関係を表す図である。本発明の実施の形態６に係る冷凍空気調和装置の構成図である。

　以下、発明の実施の形態に係る冷凍サイクル装置について図面等を参照しながら説明する。ここで、図１を含め、以下の図面において、同一の符号を付したものは、同一又はこれに相当するものであり、以下に記載する実施の形態の全文において共通することとする。そして、明細書全文に表わされている構成要素の形態は、あくまでも例示であって、明細書に記載された形態に限定するものではない。特に構成要素の組み合わせは、各実施の形態における組み合わせのみに限定するものではなく、他の実施の形態に記載した構成要素を別の実施の形態に適用することができる。さらに、添字で区別等している複数の同種の機器等について、特に区別したり、特定したりする必要がない場合には、添字を省略して記載する場合がある。また、図における上方を「上側」とし、下方を「下側」として説明する。また、図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。そして、温度、圧力等の高低については、特に絶対的な値との関係で高低等が定まっているものではなく、システム、装置等における状態、動作等において相対的に定まるものとする。

実施の形態１．
　図１は本発明の実施の形態１に係る送風機の概略を表す図である。図１では、プロペラファン１とベルマウス２の断面図により表している。本実施の形態の送風機は、例えば空気調和装置等の冷凍サイクル装置の上吹きタイプの室外ユニットに搭載するものである。

　プロペラファン１は、電力を受けたモータ等（図示せず）の駆動により複数の羽根（プロペラ、翼）が回転軸を中心に回転して空気（流体）の流れを発生させる軸流ファンである。また、回転軸がほぼ重力方向（鉛直方向。以下、送風機の高さ方向という場合もある）に沿うようにし、重力方向と逆方向に空気を吹き出す、上吹きの送風機となるように、室外ユニットにおいてプロペラファン１（送風機）を配置する。

　図２は本発明の実施の形態１に係るプロペラファン１のウィングレット１ａを表す図である。図２において、羽根の上側が圧力面であり、下側が負圧面である。図２に示すように、ウィングレット１ａを有する羽根の外周端部分は圧力面側に凸形状を有している。

　図３は羽根の外周端にウィングレット１ａを有さないプロペラファンの翼端渦を表す図である。プロペラファンがウィングレット１ａを有さない場合、羽根の外周端において、圧力面と負圧面の静圧差に起因する翼端渦が発生し、ファン性能低下の原因となる。これを抑制するため、図２に示したように羽根の外周端部分に、圧力面側に凸形状を有するウィングレット１ａを形成する。ウィングレット１ａは翼端渦にとって流れの抵抗となるため、翼端渦の発生を低減することができる。

　ベルマウス２は、プロペラファン１の周方向（回転方向）に沿ってプロペラファン１を覆い（プロペラファン１の周囲を囲み）、プロペラファン１の回転によってできる空気の流れについて整流を図る。このため、プロペラファン１の周囲に、円管状に壁面が形成されることになる。本実施の形態のベルマウス２は、プロペラファン１の回転軸方向（高さ方向）の約５０％を覆っている（図１に示すように、プロペラファン１の回転軸方向（高さ方向）の長さ２Ｌに対し、吸込開口部３と直管部４の長さが約半分（長さ約Ｌ）となっている）。

　吸込開口部３はベルマウス２の上流側（吸込側）において、空気を吸い込むために開口している部分である。本実施の形態のベルマウス２では、プロペラファン１の回転軸と吸込開口部３の終端部分との間の距離（開口部分の径）が、回転軸と直管部４の面との間の距離（直管部４の径）よりも長い（吸込開口部３終端が拡がりを有している）。そして、直管部４の吸込側終端部分から吸込開口部３終端に到る内壁面（プロペラファン１との対向面）を湾曲面としている（断面形状は円弧状になる）。湾曲面は曲率半径Ｒを有しているものとし、吸込開口部３の湾曲面部分をＲ部３ａとする。

　直管部４は、ベルマウス２の内壁面が、プロペラファン１の回転軸と略平行になっている部分である。特に限定するものではないが、送風機の高さ方向における、直管部４における吹出側終端部分の位置とプロペラファン１の吹出側における羽根の位置との並びがほぼ同じとなるようにする。

　吹出開口部５はベルマウス２の下流側（吹出側）において、空気を吹き出すために開口している部分である。吹出開口部５についても、プロペラファン１の回転軸と吹出開口部５の終端部分との間の距離（開口部分の径）が、回転軸と直管部４の面との間の距離（直管部４の径）よりも長い。そして、直管部４の吹出側終端（吹出開口部５吸込側終端）から吹出開口部５吹出側終端にいたる内壁面が拡がりを有する斜面となっており、断面形状がテーパ状（ラッパ状）になるように形成している。このテーパ状の部分を斜め部５ａとする。ここで、本実施の形態のベルマウス２は直管部４を有しているが、斜め部５ａとＲ部３ａとにより内壁面全体を形成するようにしてもよい。

　図４はプロペラファン１単体のＰ－Ｑ特性及びＫ_ｓ－Ｑ特性を表す図である。また、図５はプロペラファン１単体のＰ－Ｑ特性及びη－Ｑ特性を表す図である。ここで、Ｐは静圧、Ｑは風量、Ｋ_ｓは比騒音［ｄＢ］、ηはファン効率（静圧効率）［％］を表す。また、比騒音Ｋ_ｓ及びファン効率ηは、静圧及び風量と次式（１）、（２）を満たす関係となる。ここで、ＳＰＬはプロペラファン１から所定の距離離れた位置での騒音［ｄＢ］、Ｔはトルク［Ｎｍ］、ωは角速度［ｒａｄ／ｓ］を表す。また、（１）式における静圧の単位は［ｍｍＡｑ］、風量の単位は［ｍ^３／ｍｉｎ］である。

　図４及び図５に基づいて、静圧、風量、比騒音Ｋ_ｓ、ファン効率ηの関係について説明する。Ｐ－Ｑ特性はプロペラファン１のファン回転数を一定として、通風抵抗である静圧Ｐと風量Ｑとの関係を表したものである。ここで、低風量、高静圧側を締切側、高風量、低静圧側を開放側と呼ぶ。一般的に、通風抵抗が小さいほど風は流れやすくなり（静圧が低いほど風量は多くなり）、通風抵抗が大きいほど風は流れにくくなる（静圧が高いほど風量は少なくなる）。

　しかし、風量と静圧との間は常にこの関係を有しているわけではなく、風量に対して静圧の変化が小さくなる領域がある。この領域よりも締切側をサージング領域と呼び、外周端にウィングレット１ａを有したプロペラファン１は、サージング領域より少し開放側で比騒音Ｋ_ｓが最小となり、ファン効率ηが最大となる。なお、最小比騒音点、最大ファン効率点の風量は略一致する。

　図６はＰ－Ｑ特性及びＫ_ｓ－Ｑ特性とプロペラファン１のファン径との関係を表す図である。また、図７はＰ－Ｑ特性及びη－Ｑ特性とプロペラファン１の径との関係を表す図である。図６及び図７に示すように、最小比騒音点、最大ファン効率点はファン径を大きくすると開放側へ移動する。また、ファン径を大きくすると、最小比騒音点、最大ファン効率点よりも開放側の領域においてＰ－Ｑ特性の勾配が緩やかになり、逆にファン径を小さくすると、サージング領域よりも開放側の領域においてＰ－Ｑ特性の勾配が急になる。また、ファン径を大きくすると最小比騒音は小さく、最大ファン効率は大きくなり、ファン径を小さくすると最小比騒音は大きく、最大ファン効率は小さくなる。最小比騒音、最大ファン効率の値は主にファン径に依存する。

　次に動作点について説明する。プロペラファン１（送風機）をＭ個備えた空気調和装置等の室外ユニットにおいて、室外ユニットの所定風量Ｑ_０のときの、プロペラファン１のファン回転数をＮ_０とする。そして、ファン回転数Ｎ_０のときのプロペラファン１単体のＰ－Ｑ特性から、風量Ｑ_０／Ｍのときの静圧Ｐ_０を求め、（Ｑ_０／Ｍ，Ｐ_０）を動作点とする。

　送風機において、動作点が最小比騒音点、最大ファン効率点よりも開放側にある場合、動作点における比騒音Ｋ_ｓは最小比騒音点における比騒音よりも大きく、ファン効率ηは最大ファン効率点におけるファン効率よりも小さくなる。この場合、ファン径を大きくすれば、前述したように最小比騒音点、最大ファン効率点が開放側へ移動し、最小比騒音点、最大ファン効率点が動作点に近づくため、動作点における比騒音Ｋ_ｓ、ファン効率ηは、最小比騒音点における比騒音、最大ファン効率点におけるファン効率に近づき、騒音、ファン入力を抑えることができる。

　しかし、ファン径を大きくすると送風機のサイズが大きくなる。ひいては送風機を搭載する機器のサイズを大きくしなければならなくなる。このため、サイズアップによるコスト増加、意匠性の低下、設置スペース増大等の問題が生じる。

　そこで、ファン径を大きくできず、動作点が最小比騒音点、最大ファン効率点よりも開放側にある場合に、動作点における比騒音Ｋ_ｓ、ファン効率ηを最小比騒音、最大ファン効率に近づけるためには、最小比騒音点、最大ファン効率点よりも開放側の領域においてＰ－Ｑ特性の勾配を緩やかにするようにして、開放側の静圧を大きくするとよい。静圧を大きくすると、式（１）、（２）より、Ｋ_ｓが小さくなり、ηが大きくなるため、騒音、ファン入力を低減することができる。

　ファン径を大きくせず、動作点における比騒音Ｋ_ｓ、ファン効率ηを最小比騒音、最大ファン効率に近づけるためには、サージング領域よりも開放側の領域においてＰ－Ｑ特性の勾配を緩やかにするのがよい。この場合、Ｋ_ｓ－Ｑ特性、η－Ｑ特性の勾配も緩やかになり、勾配が急な場合に比べて、動作点における比騒音Ｋ_ｓ、ファン効率ηと、最小比騒音点の比騒音、最大ファン効率点のファン効率との乖離が少なくなるため、騒音、ファン入力を抑えることができる。また、Ｋ_ｓ－Ｑ特性、η－Ｑ特性の勾配が緩やか場合、例えば、送風機の風量設定を変更等して動作点が変化した場合でも、比騒音Ｋ_ｓ、ファン効率ηの変化を小さくすることができるため、効率的な運転をすることができる。

　例えば、プロペラファン１を備えた空気調和機では風量を複数段階に変化するような設定がある場合がある。ファン径を大きくできない場合、Ｋ_ｓ－Ｑ特性、η－Ｑ特性において、最大風量運転時の動作点と、最小比騒音点、最大ファン効率点とが乖離し、騒音、ファン入力が増加しやすくなる。これは上述のようにファン径を十分大きくできない場合、最小比騒音点、最大ファン効率点は締切側にあり、最大風量運転時の動作点は開放側にあるためである。

　図８はベルマウス２の寸法パラメータの一例を表す図である。図８に示すように、プロペラファン１のファン径をＤとする。また、図１と同様に、吸込開口部３終端から直管部４の吹出側終端部分までのベルマウス２の回転軸方向における長さ（ベルマウス高さ）をＬとし、プロペラファン１の回転軸方向における羽根の長さ（ファン高さ）をＬ_０とする。また、吹出開口部５における斜め部５ａの、プロペラファン１の回転軸方向の長さ（高さ。以下、斜め部高さという）をＨとし、ファン径Ｄ方向の長さ（以下、斜め部長さという）をＷとする。そして、斜め部５ａのテーパ形状をなす方向が、プロペラファン１の回転軸方向との間でなす角度を斜め部角度θとする。

　図９は図８の寸法パラメータにおけるＰ－Ｑ特性を示す図である。図８に示す送風機のパラメータにおいて、Ｄ＝７００ｍｍ、Ｌ／Ｌ_０＝０．１、Ｈ／Ｄ＝０．０１、θ＝４５°、ファン回転数をＮ_ＡとしたときのＰ－Ｑ特性を示している。図９において、風量Ｑ_１は最小比騒音点、最大ファン効率点付近における風量を表し、風量Ｑ_２はサージング領域よりも十分開放側にある動作点における風量を表す。

　次にサージング領域よりも開放側にある動作点における静圧が大きくなるようにし、Ｐ－Ｑ特性においてサージング領域よりも開放側における勾配を緩やかになるような構造を有する送風機について説明する。以下、開放側という場合には、サージング領域よりも開放側における動作点を表すものとする。

　図１０はＬ／Ｌ_０を変化させたときのＰ－Ｑ特性を示す図である。ここでは、ファン高さＬ_０を一定とし、ベルマウス高さＬを変化させるようにしてＬ／Ｌ_０を変化させている。図１０に示すように、風量Ｑ_１となるサージング領域付近ではＬ／Ｌ_０の値に依らず、静圧はほぼ同一となる。一方、Ｌ／Ｌ_０が大きいほど、風量Ｑ_１よりも開放側となる風量Ｑ_２の動作点においては、Ｌ／Ｌ_０＜０．５の場合は静圧は大きくなり、Ｌ／Ｌ_０≧０．５の場合は静圧がほぼ同一となる。

　図１１はファン回転数Ｎ_Ａ、風量Ｑ_２時の送風機における比騒音Ｋ_ｓ［ｄＢ］とＬ／Ｌ_０の値との関係を表す図である。図１１に示すように、Ｌ／Ｌ_０＜０．５では、Ｌ／Ｌ_０の値が大きいほど、開放側の比騒音Ｋ_ｓの低減を図ることができる。一方、Ｌ／Ｌ_０≧０．５になると開放側の比騒音Ｋ_ｓはほぼ変わらなくなる。

　この理由は、ベルマウス高さＬが短い場合、ベルマウス２により覆われていないプロペラファン１の羽根において、翼端渦が発生しやすく、翼端渦による騒音が発生するからである。一方、ベルマウス高さＬが長い場合、翼端渦にとって流路が狭まるため、翼端渦による騒音は低減するが、ベルマウス２の、ファン側の壁面において静圧変動が大きくなる。このため、Ｌ／Ｌ_０＜０．５の場合は、ベルマウス高さＬが長くなるほど、翼端渦による騒音が低減し、Ｌ／Ｌ_０≧０．５の場合は、両者の影響が同程度で変わらなくなるため、比騒音Ｋ_ｓが変わらなくなる。以上のことから、プロペラファン１とベルマウス２との高さ方向の関係においては、Ｌ／Ｌ_０≧０．５とすることが望ましい。

　次に図８に示すパラメータにおいて、Ｌ／Ｌ_０＝０．５、Ｗ／Ｄ＝０．１５とし、斜め部角度θを変化させた場合について説明する。この場合、Ｈ＝Ｗ／ｔａｎθとなる。Ｗ＝０、かつファン径Ｄが大きい場合と区別するために斜め部長さＷを一定とする。

　図１２はファン回転数をＮ_０とし、風量Ｑ_Ａ、Ｑ_Ｂ、Ｑ_Ｃ毎に斜め部角度θを変化させ、Ｋ_ｓが最小、ηが最大となる最適な斜め部角度θを表す図である。風量Ｑ_Ａは最小比騒音点、最大ファン効率点付近の風量、風量Ｑ_Ｃは静圧＝０となる風量、風量Ｑ_Ｂは風量Ｑ_Ａと風量Ｑ_Ｃの中間の風量である。図１２より、騒音、ファン入力が最小となるθは動作点毎に異なる。次にこの理由を説明する。

　図１３、図１４及び図１５は斜め部角度θを固定し、風量Ｑ_Ａ、Ｑ_Ｂ、Ｑ_Ｃ毎の主流７を表す図である。ベルマウス壁面付近の主流７と回転軸とのなす角度βは締切側ほど大きく、開放側ほど小さい。ベルマウス壁面と主流７とに囲まれた領域は負圧となるため、ベルマウス２外部の外部空気８を吸い込み、渦９が発生する。渦９は主流７から運動量を供給されることにより存続するが、この場合、主流７の動圧が下がるため、風量が低下する。よって、θ＝βの場合、ベルマウス壁面と主流７に囲まれた領域がなく、渦９も発生しないため、主流７の動圧低下、風量低下が生じない。すなわち、図１２に示した最適な斜め部角度θは、θ＝βを表している。

　ここで、回転数、風量を固定した場合、ベルマウス壁面と主流７とに囲まれた領域に渦９が発生すると、静圧低下が生じる。この場合も、比騒音増大、ファン効率低下が生じる。室外ユニットには熱交換器が搭載されており、風路抵抗もあるため、Ｐ＞０となるから、１０°＜θ≦４５°の範囲にθの最適値が存在する。そして、最適値は、ファン径と動作点に依存する。

　図１６はファン回転数をＮ_Ａとし、Ｈ／Ｄの値を変化させたときのＰ－Ｑ特性を表す図である。また、図１７は、ファン回転数Ｎ_Ａ、風量Ｑ_２のときの、静圧とＨ／Ｄの値との関係を示す図である。ここで、図８に示す送風機のパラメータにおいて、Ｌ／Ｌ_０＝０．５、θは図１２に示した最適値としている。

　図１６より、風量Ｑ_１では、Ｈ／Ｄの値に依らず、静圧はほぼ同一である。一方、風量Ｑ_２において、Ｈ／Ｄ＜０．０４の場合は、Ｈ／Ｄの値が大きくなると、静圧は大きくなる。一方、Ｈ／Ｄ≧０．０４の場合は、開放側の静圧はほぼ同一となる。

　また、図１７に示すように、Ｈ／Ｄの値が大きいと開放側の静圧は大きくなるが、Ｈ／Ｄ＜０．０４の場合に比べると、Ｈ／Ｄの値に対する静圧の増加は小さい。

　図１８は、ファン回転数Ｎ_Ａ、風量Ｑ_２におけるファン効率η、比騒音Ｋ_ｓとＨ／Ｄとの関係を表す図である。図１８において、サージング領域付近はＨ／Ｄの値に依らず、ファン効率η、比騒音Ｋ_ｓはほぼ同一である。一方、Ｈ／Ｄ＜０．０４の場合は、Ｈ／Ｄの値が小さいと、ファン効率ηは低下し、比騒音Ｋ_ｓは増大している。また、Ｈ／Ｄ≧０．０４の場合は、Ｈ／Ｄの値の増加に対して、開放側のファン効率η、比騒音Ｋ_ｓの改善効果は相対的に小さくなる。

　Ｈ／Ｄ≧０．０４の場合において、Ｈ／Ｄ＜０．０４の場合に比べて開放側のファン効率及び比騒音が改善した理由は、吹出風路の面積が拡大したことにより、吹き出される空気の速度が低下し、静圧が上昇したためである。吹出開口部５が拡がりを有することで、吹出風路がディフューザーの働きをする。このとき、Ｈ／Ｄ≧０．０４ではディフューザーとしての機能が効率よく行われる。

　ここで、上述したように、ファン径Ｄが小さいと、前述したように、最小比騒音点及び最大ファン効率点が締切側に移動するため、ファン径Ｄについては所定の大きさを確保する必要がある（例えば室外ユニットにおいては６００ｍｍ以上となるようにすることが望ましい）。このため、Ｈ／Ｄの値を大きくしようとすると、斜め部高さＨを大きくすることになるが、ベルマウス２の下流側におけるサイズアップを伴うこととなる。

　図１８に示すように、例えばＨ／Ｄ≧０．０４の場合には、Ｈ／Ｄの値が増加しても開放側のファン効率η、比騒音Ｋ_ｓの改善効果は相対的に小さくなる。このため、Ｈ／Ｄ≧０．０４であれば、例えば熱源ユニットの筐体との関係において、ベルマウス２がとりうるサイズの範囲内において余裕がある場合は、Ｈ／Ｄの値を大きくするように形成する。逆に余裕がない場合は、少なくともＨ／Ｄ＝０．０４を確保するように形成すれば、開放側のファン効率η、比騒音Ｋ_ｓの改善をはかることができる。ここで、上述したように、θの最適値は動作点により変化するが、Ｌ／Ｌ_０、Ｈ／Ｄは動作点によって最適値は変化しない。

　室外ユニットに搭載する本実施の形態の送風機においては、以上のように、Ｈ／Ｄ≧０．０４、１０°＜θ≦４５°、Ｌ／Ｌ_０≧０．５の関係となる設定条件（パラメータ）を満たすように、プロペラファン１、ベルマウス２を形成している。ただし、上述の各結果が示すように、各関係からなる設定条件に基づいて送風機を形成すれば、騒音、電力（ファン入力）増加に対する抑制効果をそれぞれ奏することができる。ここで、例えば、各条件中、騒音、電力増加に対する抑制効果が最も高いのは、Ｈ／Ｄ≧０．０４を満たす場合である。そして、１０°＜θ≦４５°、Ｌ／Ｌ_０≧０．５の順になる。このため、すべての設定条件を満たせない場合であっても、各設定条件を１つ又は複数組み合わせて満たすことで、本発明に係る効果を奏することができる。

　図１９は実施の形態１に係るベルマウス２の別の形状を表す斜視図である。例えば、ここで、ベルマウス２（特に吹出開口部５）の径が、室外ユニットの筐体の幅、奥行き部分の少なくとも一方よりも長いと、ベルマウス２がはみ出して、他の室外ユニットとのベルマウス２同士が接触し、複数の室外ユニットを近接させて設置させることが困難となる場合がある。そこで、ベルマウス２の径の長さが室外ユニットの筐体の幅及び奥行き部分よりも短くなるように、部分的に形状を変更するようにしてもよい。例えば、図１９のベルマウス２では、斜め部角度θを全周一定にせず、一部を異ならせている。これにより、ベルマウス２がはみ出さないようにしつつ、上記の設定条件を満たすようにしている。

　図２０及び図２１は実施の形態１に係る送風機の斜め部５ａの別形状例を表す図である。例えば図１等では、斜め部５ａを断面形状で直線となるように形成している。ただ、製造、意匠、寸法制約等の理由により、直線にできない場合もある。このような場合でも斜め部５ａの両端を結んだ直線がなす角度が約１０°＜θ≦４５°であれば、斜め部５ａが直線となっている場合と同様の効果を発揮することができる。例えば図２０に示す凹状の略円弧形状、図２１に示す凸状の略円弧形状等にすることができる。

　図２２及び図２３は上吹きタイプの室外ユニットの構成を表す図である。図２２は、筐体内において冷媒と空気との熱交換を行う室外側熱交換器１０４をコ字に配置した室外ユニットを表す。また、図２３は、室外側熱交換器１０４をＶ字、Ｗ字に配置した室外ユニットを表す。図２２及び図２３に示すように、上吹きタイプの室外ユニットにおいては、コ字、Ｖ字、Ｗ字のような多段曲げの配置となる。そして、送風機は重力方向と反対の方向（上吹き方向）に空気を吹き出す。

　図２４及び図２５は横吹きタイプの室外ユニットの構成を表す図である。図２４及び図２５に示すように、横吹き室外ユニットの送風機は、重力方向に対して垂直方向に空気を吹き出す。図２５に示すように、横吹きタイプの室外ユニットにおいては、室外側熱交換器１０４はＬ字配置となる。

　ここで、図２２に示す上吹きタイプのコ字配置の室外側熱交換器１０４と横吹きタイプのＬ字配置の室外側熱交換器１０４とを比較すると、コ字配置が３面で空気を吸い込むこととなり、Ｌ字配置が２面で吸い込むこととなる。このため、コ字配置の方がＬ字配置よりも熱交換器の搭載容積を確保しやすくなる。

　また、図２３に示すような上吹きタイプの多段曲げによって室外側熱交換器１０４の配置を行った場合、プロペラファン１（送風機）１台当たりで考えると、熱交換器はＶ字配置となる。このとき、Ｌ字配置と同じ２面で吸い込むことになる。また、２つの熱交換器は同じ長さになる。一方、横吹きタイプの室外ユニットのように熱交換器をＬ字配置とすると、片方の吸込面の熱交換器の長さが短くなる。このため、上吹きタイプの室外ユニットにおけるＶ字配置の方がＬ字配置よりも熱交換器の搭載容積を確保しやすくなる。したがって、熱交換器の前面面積が大きくなり、熱交換器を通過する前面速度が低下するため、熱交換器の通風抵抗が小さくなり、室外ユニット全体の通風抵抗も小さくすることができる。また、上吹きタイプは横吹きタイプのようにプロペラファン１の近くに不均一に流れ、大きな通風抵抗の原因となる、圧縮機周辺を覆う板金６がないため、室外ユニットのファン特性は、ファン単体特性と略一致する。

　また、動作点が締切側又は開放側のどちらにあるかを表す指標として損失係数ξを用いて説明する。動作点の静圧をＰ、風量をＱとすると、損失係数ξは、ξ＝Ｐ／Ｑ_２で表される。ここで、動作点はξが小さいほど開放側、ξが大きいほど締切側になる。

　したがって、上述したように、一般に上吹きタイプの室外ユニットの方が横吹きタイプの室外ユニットよりも、熱交換器の通風抵抗が小さいため、損失係数ξが小さくなり、動作点が開放側に位置する。このため、最小比騒音点、最大ファン効率点を動作点に近づけるためには、上吹きタイプの方が横吹きタイプよりも大きなファン径Ｄが必要となる。設置面積等により、室外ユニットサイズの設計上の制約があって、ファン径Ｄを大きくできない場合は、動作点が最小比騒音点、最大ファン効率点よりも開放側に位置して比騒音Ｋ_ｓが大きくなり、ファン効率ηも低下する。

　このことから、ファン径Ｄを大きくせずに動作点を最小比騒音点、最大ファン効率点に近づけるための本発明の構成は、横吹きタイプの室外ユニットに比べて、上吹きタイプの室外ユニットに対して、より必要となる構成であり、その効果をさらに発揮させることができる。

　次に上吹きタイプに係るベルマウスと横吹きタイプに係るベルマウスとの違いについて説明する。上吹きタイプに係るベルマウスについて、例えば図２３のような形状のベルマウスは、樹脂製で一体成型することができ、図８のＬ／Ｌ_０によらず一体成型可能である。

　横吹きタイプの室外ユニットでは、一般的に、図２５に示すようなベルマウス板金１０を一体成型して、ベルマウスを作製することとなる。この場合、ベルマウスのＬ／Ｌ_０を長くする（例えばＬ／Ｌ_０＝１）ことができず、長くするためには別部品が必要となる。

　したがって、横吹きタイプの室外ユニットにおいて、本発明の構成を有するベルマウス形状を適用することは、上吹きタイプの室外ユニットに適用する場合よりも比較的適用し難く、実用的とはいえない。

　以上のように、実施の形態１の送風機によれば、Ｌ／Ｌ_０≧０．５、１０°＜θ≦４５°、Ｈ／Ｄ≧０．０４を設定条件として、室外ユニットの送風機を構成するようにしたので、ファン径Ｄを大きくせずに、開放側における比騒音、ファン効率を、最小比騒音、最大ファン効率に近づけることができ、ファン効率η、比騒音Ｋ_ｓの改善を図ることができる。このため、ファン入力の低減及び騒音の抑制をはかることができる。

実施の形態２．
　図２６は本発明の実施の形態２に係るベルマウス２の形状と空気の流れとの関係を表す図である。図２６では空気の流れを流線により表している。ベルマウス２下流側において吹出開口部５から吹き出す空気は、斜め部５ａの壁面に近いほど斜め部５ａに沿って斜め方向に流れる。ここで、空気調和装置等の室外ユニットが、例えばビルの屋上に複数台設置されているような場合、隣接する室外ユニットのプロペラファン１の吸引力や、外風の影響により、斜め方向に吹き出された風が隣接する室外ユニットに吸い込まれる、ショートサイクルが生じるおそれがある。例えば、筐体内において凝縮器として機能している室外側熱交換器を有する室外ユニットから吹き出された高温の空気を吸い込んだ室外ユニットでは、冷媒と空気との温度差が縮まり、熱交換の効率が悪くなってＣＯＰが低下するおそれがある。

　図２７は実施の形態２に係るベルマウス２の形状と空気の流れを表す図である。図２７に示す本実施の形態におけるベルマウス２は、吹出開口部５の下流側出口部分（終端部分）を直管部５ｂとしたものである。ここで、斜め部５ａにおいては、実施の形態１における設定条件（パラメータ）を満たしているものとする。

　その上で、ベルマウス２の下流側においては、外周部分の空気は、斜め部５ａ、直管部５ｂに沿って流れ、上方（重力方向とは逆の方向に吹き出されるため、隣接する室外ユニットへのショートサイクルを抑制することができる。

　また、例えば、吹出開口部５に異物が入り込まないようにしてプロペラファン１等を保護するため、吹出開口部５を覆う格子状のファンガードを設ける場合がある。このような場合に、ベルマウス２下流側の終端部分を直管部５ｂとすることにより、ファンガードを固定しやすくなる。

　このように、実施の形態２の送風機を有する室外ユニットでは、吹出開口部５の下流側出口（終端部分）に直管部５ｂを形成することで、隣接する室外ユニットへの影響がない上方に空気を送り出すことができるため、ショートサイクルを抑制することができる。また、格子状のファンガードを固定しやすくすることができる。

実施の形態３．
　図２８は本発明の実施の形態３に係る送風機のベルマウス２及び送風機に設置するファンガード１１の関係を表す図である。図２８において、ファンガード１１は、格子状の網目で吹出開口部５を覆い、プロペラファン１、室外ユニット筐体内の機器等を保護するものである。ここで、格子においては、高さ方向にも長さを有している。このため、角度によっては吹き出す空気が側面に当たる。ここで、ファンガード１１の格子とファン回転軸とがなす角度をαとする。

　図２９は本発明の実施の形態３に係る例えば室外ユニットから所定風量が吹き出されるようにしたときのファン入力、騒音と、図２８で示した角度αとの関係を示す図である。図２９に示すように、α＝０°のとき、ファン入力、騒音とも最小になる。これは、α＝０°の場合に、ファンガード１１の格子の通風抵抗が最も小さくなるためである。以上のことから、ファンガード１１の格子は、ファン回転軸となす角度をできる限り０°に近づけるとよい。

　以上のように、実施の形態３の送風機を有する室外ユニットによれば、ファンガード１１の格子とファン回転軸とのなす角度αが０°となるようにし、回転軸と平行となるようにすることで、空気抵抗を最小にすることができるため、室外ユニットから所定風量、吹き出されるときのファン入力、騒音を最小にし、運転効率、省エネルギーの室外ユニットを得ることができる。

　実施の形態４．
　図３０は本発明の実施の形態４に係るベルマウス２の吸込開口部３におけるＲ部３ａの曲率半径Ｒについて表す図である。図３０では曲率半径Ｒが異なる２つの吸込開口部３の形状について示している。

　図３１はＰ－Ｑ特性とＲ／Ｄとの関係を表す図である。ここではファン径Ｄ、ファン回転数Ｎ_０を一定とし、ベルマウス２の吸込開口部３の終端位置を固定した状態で、Ｒ部３ａの曲率半径Ｒの大きさを変えていったときのＲ／Ｄの値（以下、Ｒ／Ｄという）に基づくものとする。図８では、Ｐ－Ｑ特性については、風量Ｑ_１、Ｑ_２におけるＲ／Ｄを表す。

　図３１に示すように、風量Ｑ_１においては、Ｒ／Ｄに依らず静圧Ｐは大差がない。また、特に図示しないものの、Ｑ_１における比騒音Ｋｓ、ファン効率ηについても、Ｒ／Ｄが変化してもあまり差がない。

　図３２は風量Ｑ_２における比騒音Ｋ_ｓとＲ／Ｄの関係を表す図である。また、図３３は風量Ｑ_２におけるファン効率ηとＲ／Ｄの関係を表す図である。

　しかし、図３１～図３３に示すように、風量Ｑ_２においては、Ｒ／Ｄを大きくするほど、静圧Ｐ、ファン効率ηは高くなり、比騒音Ｋ_ｓは小さくなる。また、Ｐ－Ｑ特性、Ｋ_ｓ－Ｑ特性、η－Ｑ特性の開放側における勾配が緩やかになる。したがって、ベルマウス２において、Ｒ部３ａの曲率半径Ｒが大きいほど、開放側の動作点における静圧Ｐ、ファン効率ηは向上し、比騒音Ｋ_ｓは小さくなるため、回転数、ファン入力、騒音の低減をはかることができる。

実施の形態５．
　ここで、前述したように、吸込開口部３のＲ部３ａにおける曲率半径Ｒが大きいほど、ファン効率ηは向上し、比騒音Ｋ_ｓは小さくなる。しかし、プロペラファン１、ベルマウス２を備えた送風機について、例えば室外ユニットの寸法制約等により、ベルマウス２の吸込開口部３において無制限にＲ部３ａの曲率半径Ｒを大きくすることはできない。また、例えば、室外ユニットの例えば幅と奥行き（縦横）の長さ（サイズ）が異なる筐体では、全周均一にＲ部３ａの曲率半径Ｒを定めようとすると、全体的に曲率半径Ｒが小さくなってしまう。

　そこで、本実施の形態では、ファン中心を点Ｏ、ベルマウス２の外径上の２点を点Ａ、Ｂとし、点Ａを固定し、ＯＡとＯＢとのなす角度をδとしたとき、次式（３）に基づく値が最大となるように、全周にわたって曲率半径Ｒを定める。ここで、（３）式は吸込開口部３の全周にわたるＲ部３ａの曲率半径Ｒにおける積算値を表している。

実施の形態６．
　図３４は本発明の実施の形態６に係る冷凍空気調和装置の構成図である。本実施の形態では、上述した送風機を有する冷凍サイクル装置の一例として冷凍空気調和装置について説明する。図３４の冷凍空気調和装置は、実施の形態１～５で説明した室外ユニット（室外機）１００と負荷ユニット（室内機）２００とを備え、これらが冷媒配管で連結され、主となる冷媒回路（以下、主冷媒回路という）を構成して冷媒を循環させている。冷媒配管のうち、気体の冷媒（ガス冷媒）が流れる配管をガス配管３００とし、液体の冷媒（液冷媒。気液二相冷媒の場合もある）が流れる配管を液配管４００とする。

　室外ユニット１００は、本実施の形態においては、圧縮機１０１、油分離器１０２、四方弁１０３、室外側熱交換器１０４、室外側送風機１０５、アキュムレータ（気液分離器）１０６、室外側絞り装置（膨張弁）１０７、冷媒間熱交換器１０８、バイパス絞り装置１０９及び室外側制御装置１１０の各装置（手段）で構成する。

　圧縮機１０１は、吸入した冷媒を圧縮して吐出する。ここで、圧縮機１０１は、インバータ装置等を備え、運転周波数を任意に変化させることにより、圧縮機１０１の容量（単位時間あたりの冷媒を送り出す量）を細かく変化させることができるものとする。

　油分離器１０２は、冷媒に混じって圧縮機１０１から吐出された潤滑油を分離させるものである。分離された潤滑油は圧縮機１０１に戻される。四方弁１０３は、室外側制御装置１１０からの指示に基づいて冷房運転時と暖房運転時とによって冷媒の流れを切り換える。また、室外側熱交換器１０４は、冷媒と空気（室外の空気）との熱交換を行う。例えば、暖房運転時においては蒸発器として機能し、室外側絞り装置１０７を介して流入した低圧の冷媒と空気との熱交換を行い、冷媒を蒸発させ、気化させる。また、冷房運転時においては凝縮器として機能し、四方弁１０３側から流入した圧縮機１０１において圧縮された冷媒と空気との熱交換を行い、冷媒を凝縮して液化させる。室外側熱交換器１０４には、冷媒と空気との熱交換を効率よく行うため、上述の実施の形態１～５で説明した送風機となる室外側送風機１０５が設けられている。室外側送風機１０５についても、インバータ装置によりファンモータの運転周波数を任意に変化させてプロペラファン１の回転速度を細かく変化させるようにしてもよい。

　冷媒間熱交換器１０８は、冷媒回路の主となる流路を流れる冷媒と、その流路から分岐してバイパス絞り装置１０９（膨張弁）により流量調整された冷媒との間で熱交換を行う。特に冷房運転時において冷媒を過冷却する必要がある場合に、冷媒を過冷却して負荷ユニット２００に供給するものである。バイパス絞り装置１０９を介して流れる液体は、バイパス配管を介してアキュムレータ１０６に戻される。アキュムレータ１０６は例えば液体の余剰冷媒を溜めておく手段である。室外側制御装置１１０は、例えばマイクロコンピュータ等からなる。負荷側制御装置２０４と有線又は無線通信することができ、例えば、冷凍空気調和装置内の各種検知手段（センサ）の検知に係るデータに基づいて、インバータ回路制御による圧縮機１０１の運転周波数制御等、冷凍空気調和装置に係る各手段を制御して冷凍空気調和装置全体の動作制御を行う。

　一方、負荷ユニット２００は、負荷側熱交換器２０１、負荷側絞り装置（膨張弁）２０２、負荷側送風機２０３及び負荷側制御装置２０４で構成される。負荷側熱交換器２０１は冷媒と空気との熱交換を行う。例えば、暖房運転時においては凝縮器として機能し、ガス配管３００から流入した冷媒と空気との熱交換を行い、冷媒を凝縮させて液化（又は気液二相化）させ、液配管４００側に流出させる。一方、冷房運転時においては蒸発器として機能し、負荷側絞り装置２０２により低圧状態にされた冷媒と空気との熱交換を行い、冷媒に空気の熱を奪わせて蒸発させて気化させ、ガス配管３００側に流出させる。また、負荷ユニット２００には、熱交換を行う空気の流れを調整するための負荷側送風機２０３が設けられている。この負荷側送風機２０３の運転速度は、例えば利用者の設定により決定される。負荷側絞り装置２０２は、開度を変化させることで、負荷側熱交換器２０１内における冷媒の圧力を調整するために設ける。

　また、負荷側制御装置２０４もマイクロコンピュータ等からなり、例えば室外側制御装置１１０と有線又は無線通信することができる。室外側制御装置１１０からの指示、居住者等からの指示に基づいて、例えば室内が所定の温度となるように、負荷ユニット２００の各装置（手段）を制御する。また、負荷ユニット２００に設けられた検知手段の検知に係るデータを含む信号を送信する。

　以上のように実施の形態６の冷凍空気調和装置では、実施の形態１～５において説明した送風機である室外側送風機１０５を室外ユニット１００に用い、重力方向と逆向きに空気を吹き出すようにすることで、低騒音を実現しつつ、風量を多くすることができ、冷凍空気調和装置（冷凍サイクル装置）の省エネルギー化をはかることができる。

　１　プロペラファン、１ａ　ウィングレット、２　ベルマウス、３　吸込開口部、３ａ　Ｒ部、４　直管部、５　吹出開口部、５ａ　斜め部、５ｂ　直管部、６　板金、７　主流、８　外部空気、９　渦、１０　ベルマウス板金、１１　ファンガード、１００　室外ユニット、１０１　圧縮機、１０２　油分離器、１０３　四方弁、１０４　室外側熱交換器、１０５　室外側送風機、１０６　アキュムレータ、１０７　室外側絞り装置、１０８　冷媒間熱交換器、１０９　バイパス絞り装置、１１０　室外側制御装置、２００　負荷ユニット、２０１　負荷側熱交換器、２０２　負荷側絞り装置、２０３　負荷側送風機、２０４　負荷側制御装置、３００　ガス配管、４００　液配管。

Claims

　圧力面側に凸形状のウィングレットを外周端に有し、重力方向に沿うような回転軸を中心に回転し、前記重力方向と逆方向の気体の流れを発生させる複数の羽根を有するプロペラファンと、
　該プロペラファンの羽根の回転方向に沿って、前記羽根の外周端より外側に環状の壁面を形成し、前記気体を整流するためのベルマウスとを備え、
前記プロペラファンの動作点がサージング領域よりも開放側に位置する場合において、
　該ベルマウスは、
　吹出側の風路が拡大するように形成された、斜面となる壁面を有し、
　前記斜面の吸込側及び吹出側の終端間における回転軸方向の長さＨと前記プロペラファンのファン径ＤとがＨ／Ｄ≧０．０４となる関係、
　前記斜面の両終端を結ぶ直線が前記回転軸となす角度θが１０°＜θ≦４５°となる関係、及び、
　吸込側の開口部分から前記斜面の吸込側終端部分までの前記回転軸方向における長さＬと前記回転軸方向における前記プロペラファンの羽根の長さＬ_０とがＬ／Ｌ_０≧０．５となる関係
を条件として満たす形状である送風機。
　前記ベルマウスは、前記斜面の吹出側終端部分から前記回転軸方向に延びる壁面を、前記吹出側の開口部分に有する請求項１記載の送風機。
　前記吹出側の開口部分を覆う格子を有するファンガードをさらに備え、
　前記回転軸方向における格子の向きが前記回転軸と平行となるようにする請求項１又は２記載の送風機。
　室外ユニットの筐体の寸法により規定される範囲に合わせて、前記ベルマウスの前記吹出側の開口部分の一部を変形させる請求項１～３のいずれかに記載の送風機。
　前記ベルマウスは、吸込側の開口部分に形成された湾曲面における曲率半径を全周にわたって積算した値が、搭載又は設置に係る条件の範囲内において最大となるような前記湾曲面を有する請求項１～４のいずれかに記載の送風機。
　冷媒を圧縮する圧縮機と、
　冷媒と空気との熱交換を行う室外熱交換器と、
　該室外側熱交換器に前記空気を通過させるための、請求項１～５のいずれかに記載の送風機と
を備える室外ユニット。
　熱交換対象と冷媒とを熱交換する複数の負荷側熱交換器及び該負荷側熱交換器に流入させる冷媒の流量を調整するための流量調整手段を有する負荷ユニットと、
　請求項６に記載の室外ユニットと
を配管接続して冷媒回路を構成する冷凍サイクル装置。