JP2002266796A - 冷蔵庫の凝縮機用軸流ファン - Google Patents
冷蔵庫の凝縮機用軸流ファンInfo
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Abstract
発生する空気流動の剥離区間が大きいこと、スイーブ角
と最大キャンバー量の特性から生じる流動騒音を低減さ
せること。 【解決手段】冷蔵庫の凝縮機用軸流ファンにおいて、效
率を高めて騒音を減少させるためにブレード202の個
数は3個であり、ハブ201の直径と軸流ファンの外径
との比率が百分率で23.3±5%で、ブレードの幅と
外径との比率が百分率で36.6±3%となるようにし
た。
Description
流動騒音を減少した冷蔵庫の凝縮機用軸流ファンに関す
る。
蔵保管するために用いられ、その内部に冷凍室及び冷蔵
室で分離した収納空間を形成するケース及び前記ケース
の一つの側に装着されて冷凍室及び冷蔵室を開閉する上
下ドアと、圧縮機の凝縮機及び蒸発機などのように冷凍
サイクルを成して冷凍室及び冷蔵室の温度を低めるため
の器機等を含んで構成されている。
低圧の気相冷媒が高温高圧に圧縮されて、圧縮された高
温高圧の気相冷媒が凝縮機を通過する過程で冷却され凝
縮して高圧の液相に変化する。そして、高圧の液体状態
に変化した冷媒は毛細管を通過する際、その温度及び圧
力が低くなった後、続いて蒸発機で低温低圧の気体状態
に変わる間、周囲から熱を奪ってその周囲の空気を冷却
する。蒸発機を通過して冷却された空気は送風ファンの
作動で冷凍室及び冷蔵室で流入循環されることで冷凍室
及び冷蔵室の温度が低くなるようになる。
0)と圧縮機(12)はケース外部下端のいわゆる機械
室に設置されて、一つの側には凝縮機(10)に流入さ
れた冷媒の熱を效果的に冷やすために機械室で外部空気
を吸いこんで凝縮機(10)側で流動させる送風ファン
集成体が具備されている。
0)及び軸流ファン(20)を駆動するためのモーター
(22)を具備して成り、軸流ファン(20)はモータ
ー(22)の回転軸にれけつされるハブ(201)及び
前記ハブ(201)の外周面に具備された複数のブレー
ド(202)を具備して構成されている(図2参照)。
ン(20)がモーター(22)の作動によって回転し
て、これに従ってブレード(202)の前後面に圧力差
が発生し、この圧力差によって外部の空気が機械室に流
入された後、凝縮機(10)側に流動される。
を決める特性因子はスイープ角(sweep angle)、最大キ
ャンバー量、ブレード(202)などがあるが、ここ
に、スイープ角は、図2(a)に示すようにブレードの
(202)の内側縁部の中心、すなわちブレード(20
2)がハブ(201)と接する部分の中心と、ブレード
(202)の外側縁部の(チップ)中心点を連結する直
線が、前記ブレード(202)の内側団の中心点及びハ
ブ(201)の中心点を通過する線(Y軸)と成す角
(a)と定義する。
ンバー量(p)はブレード(202)の前縁(leading e
dge)(L.E)と後縁(Trailing edge)(T.E)を結ぶ
線(chord)と最大キャンバー位置(P)との間の直線長
さを意味する。
流動騒音を決める因子であって、スイープ角(a)が大
きい場合にはハブ(201)とブレード(202)のチ
ップとの間での空気流動位相差が大きくなって、スイー
プ角(a)が小さな場合には空気流動位相差が小さくな
る。
しい2つの軸流ファンを比較すると、図3(a)に示す
スイープ角が30゜のブレードでは約23゜回転する間
に空気流動がブレードを通過し、図3bに示すようにス
イープ角(a)が60゜のブレードでは約49゜回転す
る間に空気流動がブレードを通過することができる。す
なわち、ブレードの外側縁部(チップ)を通過する空気
流動とブレードの内側縁部を通過する空気流動との位相
差はスイープ角(a)に従って各々23゜、49゜とす
ることができる。
な機械室の構造上、送風ファン集成体に適用される軸流
ファン(20)は、送風圧力が高い構造よりは送風圧力
が低くとも騒音が小さな構造であることが有利である。
しかし、従来の送風ファン集成体に適用される軸流ファ
ン(20)はブレード(202)の間の空間が狭く、ス
イープ角(a)が小さいく、キャンバー量が大きい3つ
のブレード(202)を有した構造となっている。
位相差によってブレード(202)の外側縁部で発生す
る騒音と内側縁部で発生する騒音にも位相差が発生し、
このような位相差が大きいほどブレードの通過周波数が
減少される。
2)の上面及び下面の圧力差を決める因子として、最大
キャンバー量(p)が大きくなると、上面及び下面の圧
力差が増加することで、結果的にブレードの通過周波数
が増加する。
うことは、結局、ブレード(202)の大きさが大きい
というのなので、ブレード(202)の表面で発生する
空気流動の剥離区間と圧力変動区間が大きく、このよう
な空気流動の薄利区間形成と圧力変動は流動騒音を増加
させる原因になる。また、スイープ角(a)が小さく
て、最大キャンバー量(p)が大きさのため前記に説明
したスイープ角(a)及び最大キャンバー量の特性によ
って流動騒音が大きくなる。よって、従来技術の冷蔵庫
の凝縮機用軸流ファンによれば、流動騒音の大きさのた
め冷蔵庫の商品性が低下する問題がある。
技術の問題点を解決するために、3つのブレードを有
し、ハブの直径と軸流ファンの外径との比率が百分率で
23.3±5%で、ブレードの幅と外径との比率を百分
率で36.6±3%にする冷蔵庫の凝縮機用軸流ファン
を提供する。
ドを有し、軸流ファンの内径と外径との比率が23.0
±5%で、最大キャンバー位置は0.65としてハブか
らチップまで一定するように分布されて、最大キャンバ
ーはハブから前記最大キャンバー位置まで4.0%〜5.
0%、前記最大キャンバー位置からチップまで5.0〜
6.0%の曲線分布を成す冷蔵庫の凝縮機用軸流ファン
が提供される。
を詳細に説明する。前記目的を果たすために提供される
冷蔵庫の凝縮機用軸流ファンは、ブレードの個数は3個
であり、ハブの直径と軸流ファンの外径との比率が百分
率で23.3±5%で、ブレードの幅と外径との比率が
百分率で36.6±3%となっている。ここで、前記軸
流ファンは外径は150±1mmで、ハブの直径は35
±1mmで、ブレードの幅は55±1mmとすることが
できる。
は0.65としてハブからチップまで一定するように分
布されて、最大キャンバーはハブから最大キャンバー位
置まで4.0〜5.0%、最大キャンバー位置からチップ
まで5.0〜6.0%の曲線分布を成して、ブレードのピ
ッチ角はハブからチップまで36.0゜〜26.0゜に線
形分布を成して、スイープ角はチップで67.0゜±5
%とすることができる。
図7を参照して詳細に説明する。本発明の内容の中で従
来構成と同様の構成要素には同じ参照符号を付与する。
庫の凝縮機用送風ファンに適用される軸流ファンは、図
4に示すようにブレード(202)が3個であり、図4
(b)に示すようにハブの直径(d)とファンの外径
(D)との比率が百分率で23.3±5%で、ブレード
の幅(b)とファンの外径(D)との比率が百分率で3
6.6±3%となっている。
ハブの直径(d)及び、ブレードの幅(b)は、前記比
率を満足することができる寸法として機械室の容積を考
慮して各々150±1mm、35±1mm、55±1m
mとすることが望ましい。
して、ブレードの個数による流動騒音を比べるために各
々3、5、7、9個のブレードが具備された軸流ファン
に実験した結果、図5に示すようにブレードの個数が3
個及び7個にする軸流ファンの流動騒音が一番小さいこ
とが分かる。
と、7個のファンとを比較すると、作動騒音の増加率
(グラフの傾斜)はブレードの個数が3個のファンがも
っと緩くて製作便利性も高いので、ブレードの個数が3
個のファンが技能及び製作条件上最も優秀だということ
が分かる。
械室の軸流ファンの軸方向に密閉された流路で流動騒音
を決める重要な因子として、実験結果である図6に示す
ように軸流ファンの外径(D)に対するブレードの幅
(b)の比率が36.6%である場合に流動騒音が一番
小さいことが分かる。
流ファンはブレード(202)の最大キャンバー位置
(P)が0.65としてハブ(201)からチップまで
一定するように分布されて、最大キャンバー(MC)は
ハブ(201)から最大キャンバー位置(P)まで4.
0〜5.0%、最大キャンバー位置(P)からチップま
で5.0〜6.0%の曲線分布を成して、ピッチ角(β)
はハブ(201)からブレード(202)のチップまで
36.0゜〜26.0゜に線形分布を成して、スイープ角
(a)はチップで67.0゜±5%となっている。
従来軸流ファンと等しい風量を発生する条件下で、ファ
ンの回転速度が50rpm程度増加したが、騒音は2d
B程度減少された。
の凝縮機用送風ファンによれば、軸流ファンを構成する
ブレードの個数、ブレードの最大キャンバー、軸流ファ
ンの外径に対するブレードの幅の比率などのような因子
特性上、流動騒音及びブレード通過周波数が減少されて
冷蔵庫の商品性向上に役に立つ利点がある。
の他の実施形態による冷蔵庫用軸流ファンを詳細に説明
する。図5に示すように、軸流ファンで発生する騒音は
同一風量でブレードの個数に反比例することを分かる。
これは、流路抵抗を乗り越えるのに一番重要な因子とな
るブレードの個数の増加が送風騒音の増加に重要な因子
となることを意味している。
は、ブレードの個数が少ない軸流ファンを適用すること
が騒音を低減する側面から望ましい。図8はピッチ角の
変化による軸流ファンの騒音変化を示したグラフであ
り、縦軸は音圧、横軸はピッチ角(pitch angle)を各
々示しており、図5の結果を基にブレードの個数が3個
の軸流ファンに対して実験した結果である。
で、ピッチ角の増加と共に騒音が減少し、前記ピッチ角
が一定範囲を逸脱して増加する場合、騒音がまた増加す
る傾向を呈している。この時、騒音が一番小さくなるピ
ッチ角の包囲は20゜〜25゜である。
の騒音変化を示したグラフであり、縦軸は音圧を、横軸
はブレードチップでのスイープ角(sweep angle)を示し
ている。
いた程度を示し、ハブからブレードまでの重点とチップ
からブレードまでの重点とを連結した仮想の線が回転軸
と垂直である線と成す角を意味する。このようなスイー
プ角はファンの低騒音化のためのことで、ハブでは0
で、チップでは一定関数によって所定の値を持つ。
プで69゜〜72゜である場合に騒音が最小となる。一
方、上述したブレードの個数、ピッチ角及びスイープ角
に対する騒音の変化に基づいて騒音を最小化することが
できる。
用軸流ファンを説明する。本発明の他の実施形態による
冷蔵庫用軸流ファン(20)は、図4(a)及び図4
(b)の実施形態と同様に、モーターの回転軸に結合さ
れるハブ(201)と、前記ハブの外周面に放射方向に
形成され、ファンの回転により空気を送風させる3個の
ブレード(202)を具備している。
す要素として、ブレードの3次元的な形状は、軸流ファ
ンの流動特性を決める様々な因子に依存している。本発
明の他の実施形態による軸流ファンのハブの直径(d)
とファンの外径(D)との比率は23.0±5%であ
り、一例としてで前記軸流ファンの外径(D)は110
±1mmで、ハブの直径(d)は25±1mmで、軸流
ファンのブレードの幅(b)は36.0±1mmとする
ことができる。
(20)の最大キャンバー位置(P)は0.65でハブ
(21)からチップまで一定するように分布されて、最
大キャンバー(MC)はハブ(21)から前記最大キャ
ンバー位置(P)まで4.0〜5.0%、前記最大キャン
バー位置(P)からチップまで5.0〜6.0%の曲線分
布を成す。
はハブ(201)からチップまで35.0゜〜24.0゜
の線形的な分布を成す。この時、前記チップのピッチ角
(β)は図4の結果によって騒音が最小化される20゜
〜25゜の包囲の中で最適の値が選択されている。
スイープ角(α)はチップで72.0゜±10%の値を
持つ。これは図5の結果によって騒音が最小化になる6
9゜〜72゜の範囲を満足させるように設定した。すな
わち、前記軸流ファン(20)は従来の軸流ファンのス
イープ角よりずっと大きいスイープ角(α)を持つによ
って、前記軸流ファン(20)の後方に位置する凝縮機
を含めて他の部品との流動干渉を最小化することができ
て、これによる騒音を著しく減少させることができる。
は、時計方向または反時計方向の回転方向を持つことが
できる。一方、前記軸流ファンを構成するブレード(2
02)の境界値(boundary data)を図面及び表を参照し
て説明する。
で分けて説明するための本発明による冷蔵庫用軸流ファ
ンの断面図として、前記ブレード(202)の境界を1
60個の領域で分けた後、角領域の位置をX、Y及びZ
の3個の座標で表示して3次元的な形状を示したのであ
る。
はハブ側の前(1)からハブ側の後(41)、チップ側
の後(81)、チップ側の前(121)、またハブ側の
前(161)まで、時計方向で回りながら160個の領
域に分割されて、各領域の座標は下表のようになってい
る。X座標とY座標は各々横軸及び縦軸を示し、Z座標
は回転軸を示しており、各領域の境界値はmm単位であ
る。
従来の軸流ファンとを等しい風量で騒音の発生程度を比
較する。図11は本発明の他の実施形態による軸流ファ
ン及び従来の軸流ファンのモデル別騒音変化を示したグ
ラフであり、縦軸は音圧、横軸は流動度を示している。
本発明の他の実施形態による軸流ファン及び従来の軸流
ファンは140リットル、360リットル、420リッ
トル、500リットルの各容量別で比べることができ
る。
の場合同一風量で本発明の他の実施形態による軸流ファ
ンの騒音より約4.14dB程度に底さが分かる。そし
て、360リットルの場合には同一風量で本発明の他の
実施形態による軸流ファンの騒音が従来の軸流ファンの
騒音より約2.35dB程度低く、420リットルの場
合には約2.54dB程度低くて、500リットルの場
合には約2.55dB程度低い。
従来の軸流ファンよりモデル別で少しの差はあるが、等
しい風量を得るのにあって平均的に2.5dB以上の騒
音を減らすことができる。この時、本発明の他の実施形
態による軸流ファンの回転数は従来の軸流ファンの回転
数より約100rpm程度低くなって、これは等しい風
量を低速回転で果たすことができて、結局效率が向上す
ることができる。
ンの特性因子を示した図であり、(a)は平面図、
(b)は側面図である。
空気流動の位相差を示したグラフである。
示した図であり、(a)は平面図、(b)は側面図であ
る。
ードの個数による騒音変化を示したグラフである。
ードの幅による騒音変化を示したグラフである。
ァンの騒音スペクトラムを示したグラフである。
示したグラフである。
を示したグラフである。
明した本発明による冷蔵庫用軸流ファンの断面図であ
る。
ンのモデル別騒音変化を示したグラフである。
Claims (9)
- 【請求項1】 3つのブレードを有し、ハブの直径と軸
流ファンの外径との比率が百分率で23.3±5%で、
ブレードの幅と外径との比率が百分率で36.6±3%
にすることを特徴とした冷蔵庫の凝縮機用軸流ファン。 - 【請求項2】 前記軸流ファンの外径が150±1mm
で、ハブの直径が35±1mmで、ブレードの幅が55
±1mmであることを特徴とした請求項1記載の冷蔵庫
の凝縮機用軸流ファン。 - 【請求項3】 前記ブレードの最大キャンバー位置は
0.65としてハブからチップまで一定するように分布
されて、最大キャンバーはハブから最大キャンバー位置
まで4.0〜5.0%、最大キャンバー位置からチップま
で5.0〜6.0%の曲線分布を成すことを特徴とした請
求項1記載の冷蔵庫の凝縮機用軸流ファン。 - 【請求項4】 前記ブレードのピッチ角はハブからチッ
プまで36.0゜〜26.0゜に線形分布を成して、スイ
ープ角はチップで67.0゜±5%にすることを特徴と
した請求項1記載の冷蔵庫の凝縮機用軸流ファン。 - 【請求項5】 3つのブレードを有し、軸流ファンの内
径と外径との比率は23.0±5%で、最大キャンバー
位置は0.65でハブからチップまで一定するように分
布されて、最大キャンバーはハブから前記最大キャンバ
ー位置まで4.0%〜5.0%、前記最大キャンバー位置
からチップまで5.0〜6.0%の曲線分布を成すことを
特徴とした冷蔵庫の凝縮機用軸流ファン。 - 【請求項6】 ピッチ角はハブからチップまで35.0
゜〜24.0゜の線形的な分布を成して、スイープ角は
前記チップで72.0゜±10%を成すことを特徴とし
た請求項5記載の冷蔵庫の凝縮機用軸流ファン。 - 【請求項7】 外径は110±1mmで、ハブの直径は
25±1mmで、ブレードの幅は36.0±1mmであ
ることを特徴とした請求項5記載の冷蔵庫の凝縮機用軸
流ファン。 - 【請求項8】 前記軸流ファンの回転方向は前面で見た
時時計方向または反時計方向であることを特徴とした請
求項5記載の冷蔵庫の凝縮機用軸流ファン。 - 【請求項9】 前記軸流ファンの回転軸をZ軸に定義し
て、前記Z軸を経つ横軸及び縦軸を各々X軸及びY軸に
定義する時、前記ブレードの境界をハブ側の前から時計
方向で回りながら160個の領域で分けて、前記各領域
のX、Y、Z座標は下表の値となることを特徴とした請
求項7記載の冷蔵庫用軸流ファン。 【表1】 【表2】 【表3】
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