JP3918207B2

JP3918207B2 - Air conditioner

Info

Publication number: JP3918207B2
Application number: JP20446996A
Authority: JP
Inventors: 芳廣 ▲高▼田; 啓夫中村; 一也松尾; 砂穂舟越; 友通金子; 英範横山; 荘一小曽戸; 素生森本; 泰久安永; 勉井本; 俊一川邊
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1995-08-02
Filing date: 1996-08-02
Publication date: 2007-05-23
Anticipated expiration: 2016-08-02
Also published as: JPH09100795A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ルームエアコンやパッケージエアコンに係り、特に、室内ユニットに用いられる貫流ファンに関する。
【０００２】
【従来の技術】
近年、ルームエアコン（空気調和機）の省エネルギー化を図る気運が高まってきている。ルームエアコンの省エネルギー化を図るためには、同じ電気入力に対する能力（室内熱交換器の熱交換量）を増大させる必要があり、この能力増大の一要素として、室内機の流量を増大することが考えられる。このためには、室内ファンの風量の増大を図ることが必須である。この室内ファンの風量増大を図る手法として、室内ファンの回転数を上げること、または、室内ファンである貫流ファンの外径を大きくすることが考えられる。ところで、室内機動作時の乱流音（広帯域の周波数帯域に分布する音）はファン回転数の７乃至８乗に比例するので、前者の手法では風量を３０％増すと９ｄＢも増加してしまう。一方、乱流音は、ファン外径の４乃至５乗に比例するので、後者の手法では５ｄＢの増加に留まるので、騒音（乱流音）を増加させることなく風量を増大させるためには後者の手法が向いている。
【０００３】
しかしながら、ルームエアコンの奥行き寸法は限られており、貫流ファンの外径を大きくすると、貫流ファンとノーズ間の間隙が小さくなることにより際立ってくる異音（特異音）、及び、室内熱交換器と貫流ファンとの間の距離が近くなることによるウェークをファンの羽根が通過することにより発生する音の問題が生じてくる。
【０００４】
これらの羽根音を低減する従来技術として、特開平６−１２９３８７号公報（文献１）や特開平６−１７３８８６号公報（文献２）が知られている。文献１及び文献２には、貫流ファン（クロスフローファン）の羽根音を防止するため、羽根の周方向取付ピッチを不等間隔にして、各羽根の周方向の位相を異ならせることによってピーク音を低減させ全体的に騒音を低減させることが記載されている。
【０００５】
一方、実開昭５７−１４０８９号（文献３）では、羽根要素群すなわち羽根車全体が中央部で細く、両端部で太くなる弧状として、さらに、騒音の位相をずらして全体的に静寂性を得るために羽根を捻る（スキューする）ように配置している。羽根音低減を目的とするものではないが、文献３と似た形状を有するものとして、クロスフローファンの軸撓みを軽減するため、ファンの両端部の外径を中央部の外径よりも大きくすることが特開昭６０−２０９６９３号公報（文献４）に記載されている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
貫流ファンは、羽根車と吸い込み流路と吹き出し流路を分離するノーズとの隙間を小さくすることによって風量の増加が図れるが、羽根車とノーズ隙間が小さくなると前述の如く羽根音と呼ばれる異音が発生してしまう。この異音はファンの羽根数と回転数の積に等しい周波数及びその高次の周波数の騒音レベルをもち、周波数がばらついている乱流音（空気流が流路の壁面に当る際に発生する送風音）に比べてピーク値が高く、尖頭的なスペクトルを有しているので聴感上悪化するという問題がある。上記文献１及び文献２に記載の技術は、羽根を周方向にランダムに配置して位相変調を施すことにより羽根音周波数を分散させて聞こえにくくしている。このように単純に羽根配置を不等ピッチ化しても、一枚の羽根がノーズを通過する際、羽根先端が同時に通過するために羽根音の異音を防ぐことは難しい。このため、風量を増加させる目的でノーズと羽根の隙間を小さくしていくと異音が増加してしまい、また、熱交換器と羽根とを近接させると熱交換器のパイプのウェーク流入（熱交換器を通過してくる空気流の速度分布はパイプ下流が小さい。この速度分布のまま空気流がファンの羽根に到達すると異音が発生する）による羽根音が際立って来るとともに騒音もレベルも高くなるので、低騒音を実現しつつ風量を増加させることができないという問題がある。
【０００７】
また羽根を軸方向に回転、または、捻る（スキューさせる）ことが記載された文献３は、羽根の異音発生防止には比較的効果は大きい。しかしながら、ファン端部にいくに従って大きくなる外径のため、ファン端部側のファン内部圧力が低下し、熱交換器側から流入してきた空気流の大部分は端部側を流れるので、ファン中央部付近の空気流量が減少し結果的に総風量が増加しないという問題があった。さらに、端部における風量は増加するので、これに伴って乱流音が増加してしまうという問題があった。文献４に記載のものは、羽根についてはスキューなどが施されておらず、風量低下の問題や騒音（乱流音や異音）の問題がある。
【０００８】
本発明の目的は、異音の発生を抑制しつつ風量の増加を図る空気調和機を提供することにある。
【０００９】
また、異音の発生を抑制しつつ風量の増加を図る貫流ファンの形状を提供することにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
上記目的は、室内機の送風ファンとして貫流ファンを備えた空気調和機において、前記貫流ファンを円板で仕切られる複数のブロックに分割し、少なくとも一つのブロックの羽根外径をそのブロックの円板間において変化する部分を有し、前記少なくとも一つのブロックと隣接するブロックの隣接部での羽根外径が異なる構造とし、
前記貫流ファンの羽根の外径が小さくなる位置に対応する位置に縦風向板を配置することにより達成される。
【００１２】
上記手段によって得られる作用を簡単に説明する。複数のファンブロックにより構成される貫流ファンの少なくとも一つのファンブロックの羽根外径を変化させると、一枚一枚の羽根はファン回転方向に凹部を有する前向き羽根形状を有しているため、羽根外周部すなわち羽根後縁が回転軸線に対して傾斜する。このため、ノーズや熱交換器のパイプに対しても傾き、羽根後縁がこれらのウェークを同時に通過することがなくなる。従って、ウエークを羽根が通過することによって発生していた音のスペクトルが分散され異音が抑制される。また、羽根外径の大きい部分と小さい部分があるので、外径の大きい部分では風速が大きく、外径が小さい部分では風速が小さくでき羽根車の吸い込み側風速分布を局所的に積極的に変化させることができ、羽根音の発生原因であるノーズ、及び熱交換器パイプのウェークに軸方向分布がこれも局所的にできるため羽根音が抑制される。そして、羽根外径の大きい部分では従来より風量が増加し、ノーズと羽根の隙間を一層小さくできるので高風量化が実現できる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
本発明の一実施の形態を図１乃至図８、図１３及び図１４に基づいて説明する。図１にルームエアコンの正面断面図を示した。化粧枠２８の内部に熱交換器１６、モータ２３、貫流ファンである羽根車１０及びプレフィルター１２等の主構成部品が納められている。向かって右側に、モータ２３、モータ２３の振動を抑制する防振ゴム２１、その上部にモータ２３などを動作させる電気品２４、サイクル部品２５が配置されている。羽根６及び円板７を主構成要素とする羽根車１０は、モータ２３によって切り欠け部から見える側の周囲が下から上にいくように回転する。化粧枠２８の前面及び上部に設けられたグリル１３と上部グリル１４からプレフィルター１２、及び空清フィルター１５（図１に図示せず）を介して吸い込まれた空気は熱交換器１６で熱交換され、吸い込み流路と吹き出し流路を分離するノーズ１１、羽根車１０を通過して縦風向板１８、横風向板１９のある吹き出し口２６から吹き出す。羽根車１０は、羽根６の外径を円板７間で変化させており、このためノーズ１１上面に対して羽根の外周部分すなわち後縁が傾斜している。さらに、縦風向板１８は羽根車１０の外径の小さい部分に配置している。
【００１４】
図２は図１に記載のルームエアコンの縦断面である。羽根車１０の後部には空気流路を構成するケーシング１７が設けられ、その後部には冷媒の配管２０が通っている。３段で形成された熱交換器１６（除湿の場合は上２段が加熱器として働き、下１段が冷却器として働く）を介して流入した空気の大部分は、羽根車１０の回転によりケーシング１７に沿って吹き出し口から排風される。
【００１５】
貫流ファンによる送風の原理を説明する。円板７間の外周部分に配された羽根６が時計方向に回転すると、ノーズ１１より上流側の羽根６の群は、流体工学での翼理論に従った羽根翼間の風速変化を減速流となるような流れに転向させ（圧力が上がり）る。ノーズ１１とケーシング１７で囲まれた部分の羽根６群は、羽根翼間で流れを増速させながら（この部分の翼間流れが羽根が回転方向に凹となる前向き羽根のため増速される）圧力上昇して吹き出されものである。この際、貫流ファン（羽根車１０）自体が軸を中心に時計回りに回転しているのであるが、空気流は軸中心からノーズ１１側に寄った点を中心に時計回りに回転する。
【００１６】
これはノーズ１１から上流側の圧力が低いため、風向板１８のある吹き出し側の空気流の一部は羽根６とノーズ１１の隙間を通して吹き出し側からノーズ１１上流側に漏れ、また、ノーズ１１の上流側の羽根６群に吸い込まれてその部分で循環すなわち渦が発生するためである。そのノーズ１１の上、下流での漏れ量すなわち有効に吹き出されない量は、ノーズ１１の上、下流の圧力差と羽根６とノーズ隙間に比例することからその量は羽根６とノーズ１１との隙間が大きい場合にはルームエアコンの風量全体の２０％に及ぶ場合がある。従って、この間隙を狭くすることも風量を増大するためのファクターでもある。
【００１７】
この時、羽根６とノーズ１１の隙間からの高速の漏れ流れは羽根車１０と同じ方向に回転しながら熱交換器側のファン内に流入するのに対して、その上部では熱交換器からの低速の流れが羽根車の軸中心方向に向かって流入する。このため羽根６が回転してこの部分を通過する際に強い風速分布の歪（一般的にこのような流れを後流、または速度歪、またはウェークと呼ぶ）の中を通過する。このように、羽根がウェークの中を通過すると羽根に揚力変動が誘起される。羽根一枚は一回転の間に一回の強い揚力変動が誘起されるが、羽根車が一回転すると円板７の外周上には複数枚の羽根（例えばＺ枚）が配置されていることから、Ｚ回、すなわち回転数がＮ（ＲＰＳ）の場合Ｎ・Ｚの周波数の揚力変動が羽根車に誘起される。羽根が揚力変動を誘起するとカールの理論により音が発生する。これが羽根音発生のメカニズムであり、周期性があって甲高く耳障りな異音として認識される。
【００１８】
この音の音圧レベルは、（１）式の羽根一枚に誘起される揚力変動(ノイマンによる)をカールの音圧の式（２）式に代入し、さらに（３）式の音圧レベルの式に代入して求められる。
【００１９】
【数１】

【００２０】
【数２】

【００２１】
【数３】

【００２２】
ここで、L(ω),ρ、Uは変動揚力（周波数ωの関数）、密度、代表平均速度（翼間風速で主音源がファンの吹き出し側にある貫流ファンでは風量に比例する）、Wpはノーズ１１近傍で循環する渦の回転する速度とその上で熱交換器を通過してくる空気の速度差（一般的にノーズと羽根の隙間が小さいほどWpは大きい）、c、bはそれぞれ羽根の翼弦長、羽根音を発生する原因である羽根が同時にウェークを通過（一般的にはノーズ部分を通過する）するときの羽根の軸方向長さでファン要素での最大長さは円板７間の羽根軸方向長さである。φはWpと翼弦方向のなす角度、f、αはそれぞれ羽根の翼弦長に対する最大高さ（通常翼のそり具合を示す）、αは流入空気と羽根のなす迎え角、Ff(ω)、Fα(ω)はそれぞれ羽根にそり、迎え角があるために発生する揚力変動項、S(ω)はWp成分によって発生する変動揚力項である。a₀、x、xi、sはそれぞれ音速、ファンから音の観測点までの距離、ファンと観測点の方向余弦、複数のファン要素全体の長さ、さらにp₀は騒音レベルの基準となる音圧レベルである。
【００２３】
これら（１）式、（２）式及び（３）式から揚力変動の時間微分が羽根音になることが分かる。（１）式の左辺において、揚力変動を小さくできるものはU、Wp、c、bであるが、Uは風量に比例することから同一外径では変えられない。また、Wpはノーズと羽根の隙間を小さくしていくと大きくなってしまうので、高風量化をしていくとこれは今後ますます大きくなる方向であり、この項を小さくすることはできない。従って、最も有効に羽根音低減可能な項は、c若しくはbを変える他ない。しかも、bはノーズ近傍を羽根が通過して羽根音が発生する最小長さであり、cはその最小長さの部分の羽根の翼弦長であるのでこの長さが軸方向に同時刻にならないように（ω項に位相差項がつくように）変化させる必要がある。この項を低減するための羽根車１０の外観を図３に示す。羽根車１０は、主にボス２、端面円板４、羽根６、円板７、端面板８、さらに軸９から構成される。円板間の羽根の取付け位置が変化していることが判る。これは後述するように、羽根６の形状が円板間において変化するためである。外観上ボス２がある端面円板７がある側から次の円板にかけて線形に外径が減少し、次の円板において増大し、これが繰返し表れて軸９の存在する円板に至るように見える。
【００２４】
円板間のブロック単位にした斜視図を図４に示す。羽根車１０の端面円板４部分でボス２、軸穴１、ビス穴３をもっている。ボス２を有する端面円板４側から円板７にかけて羽根の幅が小さくなっていることが判る。羽根１枚１枚は、図示の如く平板ではなく、長手方向全長に渡って幅方向に円弧状になっていることがわかる。また、羽根自体は長手方向には捻れていない。
【００２５】
このようなファンの製造は、奥にいくに従って細くなる複数の羽根の型にファン材料を流し込み、円板裏面に他のブロックの羽根が接着されるように凹部が形成されるような複数の凸部を有する型で押圧し、型から外すことにより同一構造の複数の羽根と一体成型された一枚の円板を複数製造し、必要個数接着または溶着することにより羽根車１０が製造される。同一形状のものを量産することが可能であること、及び、ファン形状をスキューのないものとすれば、型から外す際に捻じりながら外す必要がないのでコストを増大させずに異音の少ない風量を大きくしたファンを提供することができる。また、図示されていないが端面円板４と軸９の間には防振構造をもっている。
【００２６】
本実施の形態では、羽根車をプラスチックで製造する場合を示したが、この羽根車を鋼板、またはアルミ板を用いて作る場合には、羽根は長手方向に羽根車の全体長で作る。
【００２７】
次に、図５に示した羽根車１０の正面図の軸方向に切断した縦断面図を図３に示す。上下の羽根６は羽根の正射影であり、羽根の羽根車内面側は直線状に揃っており外周側が単調に変化していることが判る。また、端面円板４とボス２の間には防振ゴム５がついている。羽根６は一方の円板７から他方の円板７間で外径が単調に増加している。
【００２８】
以上説明したような構造形状を持った羽根車７が騒音の元となる異音を抑制しつつ風量増加を図ることができる作用について図６乃至図８、図１３乃至図１４を用いて詳細に説明する。図６（ａ）に円板７間に羽根が取り付けられた羽根車１０の１ブロックの断面図を示す。羽根外径Ｄ₂の小さいa-a断面（図６（ｂ）と羽根外径Ｄ２の大きいb-b断面図６（ｃ）では羽根の翼弦長ｃが異なる。このような形状を有するため、異音の低減にこれまで最も良好とされていたスキューに比べてさらに効果がある。
【００２９】
羽根６の外周部または後縁部がa-a断面からb-b断面方向に向かって回転方向に対してその位置がずれていくため、換言すると、ファンの軸線に対して羽根の長辺が傾いているため、ファンが回転するとまずb-b断面側の羽根部分が先にノーズ近傍を通過、a-a断面側は遅れて通過する（これは、羽根に捻じれがあるからではなくｂ−ｂ断面の羽根の翼弦長が長いため円板の円周方向に延びるからである）。この時、ノーズ近傍では図１３に示すように、回転している羽根６は、前述したノーズ１１と羽根との隙間から漏れてまた羽根に吸い込まれる流れと、熱交換器を通過してくる比較的遅い流れとをこの順番で横切る。この風速の差が存在する部分を速度歪が存在する部分という。もし、この速度歪が存在する部分をファン軸線に対して平行な羽根が横切ったとしたら、羽根先端部が同時にこの速度分布が不均一な個所を横切るので前述の如く羽根枚数と回転数の積で表される周波数の音及びその高次高調波が発生する。
【００３０】
ところが、本実施の形態による羽根形状では、軸方向に羽根６がこの速度歪を時間差をもって通過することから（１）式から羽根音が発生する最小長bが小さくなり、さらにその羽根音が発生する最小長bが次々と遅れて通過することでω項に時間遅れによる位相差が発生して揚力変動に位相変調が生じて尖頭的な周波数をもった羽根音が発生しにくくなる。この作用は、不等ピッチでは得ることはできないがスキューでは同様に得ることができる。
【００３１】
ところで、本実施の形態によれば、さらに羽根外径が軸方向に変化しているために、外径が大きい部分では風量が大きいので風速が早く、逆に、外径の小さい部分では風速が遅くなる。このため、図１３に示すように、ファン軸方向にも積極的に速度分布を作り出すことができるので、羽根に風が突入する時間が変化してすなわち位相差を積極的につけられることから上述と同様に羽根音低減の効果が顕著になる。この点が、上記スキューでは得ることができない効果である。
【００３２】
羽根音の他方の原因として挙げられる熱交換器のパイプからのウェークについても同様である。図１４に熱交換器下流の風速分布を示す。ファンの回転に伴って発生した熱交換器からの吸い込み空気流は、一様な速度分布を有するものではなく、フィン２９とパイプ３０からなる熱交換器１６の下流は特にパイプ下流に風速の遅いウェークができる。ファンの羽根が軸線方向に平行であると羽根の長辺先端が同時に速度分布が変化する個所を横切ってしまうため、異音が発生してしまう。さらにスキューでは、速度分布が変化する個所を同時に通過することはないが、ある程度以上の異音の発生を抑制することができない。
【００３３】
一方、本実施の形態による羽根形状では、流入空気流の全てが軸方向に変化するので、前述と同様な音のスペクトルを効果的に分散させることができるので羽根音の発生を抑制することができる。
【００３４】
一方風量については、貫流ファンでは外径が大きくなると風量が増えることは前述した通りである。また、風量を増やす場合にファン回転数を上げて増やす場合に比べて、外径を大きくして増やした方が乱流音による騒音増加を抑制できることも前述の通りである。本実施の形態では、外径が小さい部分の径を従来径と同じ径にすれば、その部分においては従来の風量が確保され、ブロック内の外径が大きい部分では風量が増加するので、全体では風量を増やすことができる。
【００３５】
そして、異音の発生を抑制できる羽根形状であることから、ノーズ１１と羽根車７との間を近接配置させることができるので羽根車の直径を大きくすることができ、従って、異音を抑制しつつ風量を増加させることができる。
【００３６】
さらに、図１に示した縦風向板１８を羽根車からの吹き出し風速の小さい部分に設置したので、羽根車の音と共に問題になる風向板から発生する音を低くすることができ、風向板に当たる風速による風向板圧力損失を低減する作用がある。図７に、上記した羽根車１０をルームエアコンに組み込んだ場合の実験結果を示す。実験条件は、羽根車の外径が一定で不等ピッチ（ランダムピッチと呼ぶこともある）の従来の羽根車（外径９０ｍｍ）と本実施の形態に係る羽根車１０の外径比が１.０３（小さい外径側９０ｍｍ、大きい外径側９３ｍｍ）、回転数を一定で、このときの風量に対する静圧特性及び騒音特性を、従来の羽根車の動作点を１００％として比較したものである。また騒音スペクトルはいずれも風量比１００％の場合である。なお、羽根外径とノーズとの隙間は従来羽根では９ｍｍ、本実施の形態では５ｍｍであり、異音発生メカニズムと照らし合わせると本実施の形態に対する実験条件を厳しくした。
【００３７】
外径比が１.０３の場合にはランダムピッチファンに比べて騒音特性（異音だけでなく乱流音を含む）は同じなのに対して風量・静圧が向上して、高風量化に適している。また、騒音スペクトルでは従来羽根車では羽根音の１次、２次成分が尖頭的に突出しているに対し、本実施の形態では羽根音の尖頭スペクトルがなくなり平坦化していることが判る。従って、聴感上気になる異音の低減効果が優れていることが分かる。
【００３８】
図８に両羽根車で羽根車で羽根とノーズとの隙間を変えた場合の風量一定時の騒音レベル、及び羽根音レベルを比較した図を示す。従来羽根では騒音レベル、羽根音レベルともに隙間を８ｍｍ以下にすると高くなり、かつ隙間が１０ｍｍ以上になると羽根音レベルは低いが隙間からの漏れ流れが大きくなることに起因して騒音レベルが高くなる傾向に対して、本実施の形態の羽根では羽根の最大外径部分とノーズとの隙間が４.５ｍｍまでは羽根音の発生は顕著ではなく騒音レベルも低い。また、隙間が大きいほうでは従来羽根と同様な傾向にある。本結果から本実施の形態でのルームエアコンでは羽根音の発生も少なく高風量化を実現する隙間の最適値は４.５〜６.５ｍｍであることが分かる。
【００３９】
ちなみに、図３では羽根６は回転軸に対して捻れて、または回転しているように見えるが前述の如く、羽根の翼弦長を変えたためである。
【００４０】
また、図３ではファン要素は７つで構成されているが何個でもよく、同一羽根車長さでは個数を増やすと羽根６外径の傾斜は急傾斜となる。また羽根６は不等ピッチに配置してもよい。
【００４１】
本実施の形態によれば、上記した異音を抑制しつつ高風量化を実現することができるという効果の他、ファン要素（ブロック）間で外径を変化させるという簡単な構成であるので、スキューに比べて製作が容易になり、この分高風量化を達成する上でコスト増加につながらず、羽根が直線上であるために貫流ファンの風量・圧力特性の予測、騒音予測がし易く、エアコン開発時の設計時間を短縮することができ、曲線状に比べ羽根ブロック全体の強度が向上する効果がある。
【００４２】
図９に本発明の他の実施の形態を示す。上記第１の実施の形態ではファン１ブロック（円板から円板までの要素）の羽根外径の変化は一方の円板から他方の円板まで単調に直線的に変化していた。図９（ａ）では局所的には従来の羽根車と同様に要素内で変化しない部分があってもよいが、特にノーズとの隙間が小さくなる羽根外径の大きい部分では要素内で外径を変化させるものである。このようにすると外径変化すなわち羽根後縁の傾斜を上述の実施の形態以上に大きくでき、より羽根音の発生を防止できる。同様の効果は、図９（ｂ）のようにファン１ブロック当りの外径の変化を回転軸に対して凹状にすることによっても得ることができる。なお、本実施の形態では凹状であるが、凸状でも同様の効果を得ることができる。
【００４３】
また、図９（ｃ）では要素内での外径変化にその変化が増加から減少の二つの状態を含むものであり、要素内での羽根の傾斜をより大きく取ることができ熱交換器、ノーズがさらにファンに近接した場合でも、音のスペクトル分散がよりなされるので、羽根音発生が抑制され、さらに高風量化が期待できる。
【００４４】
図１０に本発明の他の実施の形態を示す。図１０（ａ）に羽根車１０の軸方向断面を、図１０（ｂ）、図１０（ｃ）に図１０（ａ）のa-a,b-b断面図を示す。ファン１ブロック内で羽根６の翼弦長（ｃ）をすなわち羽根の外径及び内径を複数個所変化させている。量産には不向きではあるが、この様にすると、羽根音などの流体音の発生について、現在知られている翼面上の力の変動すなわち揚力変動の時間微分が音になるというカールの理論によれば、軸方向に羽根の負荷変動すなわち揚力変動を上述の実施の形態以上に時間的に変えることができ、軸方向にファン上流側風速分布を積極的に変えることができるので、羽根音の発生防止に効果がある。
【００４５】
図１１に本発明の他の実施の形態を示す。図１１（ａ）は翼弦長変化がファン１ブロック中央付近で軸に対して凸状となるもの、図１１（ｂ）は凹状になるもの、図１１（ｃ）は羽根外径部分に型の抜き勾配程度の平行さを許容して羽根外径部分に平行部分を設けたものである。その効果は、上記実施の形態と同様異音が低減される。
【００４６】
図１２に本発明の他の実施の形態を示す。貫流ファンでは吸い込み流路と吹き出し流路を分離し圧力を上昇するためのノーズ１１が必要であるが、上記実施の形態では、ノーズは直線的で変化しない形状であったのに対して、本実施の形態では、羽根外径の小さい部分でノーズ１１との隙間を小さくした点が異なる。
【００４７】
上記種々説明した本発明に係る羽根車を使うと通常ではノーズ１１と羽根６の隙間が羽根外径の小さい部分では大きく外径の大きい部分では小さくなる。貫流ファンの主音源は、前記説明した通り、羽根外径の大きい部分（すなわち羽根後縁での相対吹き出し風速の大きい部分）であるので、音は羽根６の外径の大きい部分で発生している。そこで、羽根外径の小さい部分でノーズ１１との隙間を小さくしても音の増加をほとんどさせずに風量の増加が図れる点に着目して、羽根６外径の小さい部分のノーズ１１形状をファン軸方向に凸状とした。すなわち、ノーズと羽根の外径との間の間隙を、いずれの位置においてもほぼ一定となるようにノーズの形状を定めたものである。本実施の形態によれば騒音同等で風量を約３％程度増加できる効果がある。
【００４８】
本実施の形態では羽根外径の小さい部分のノ−ズ隙間を小さくして高風量化を図ったが、一層の高風量化を実現するために、羽根外径の小さい部分のノ−ズ高さを高くして、すなわち羽根後縁に対して逆傾斜がつくようにして一層隙間を小さくしてもよい。このようにすると羽根後縁がノ−ズ近傍を通る際に一層の位相差をつけることができ、羽根音発生を抑えながら一層の高風量化を実現できる。
【００４９】
ところで、上記の如く、ノーズを羽根外縁に沿った形状にすると漏れ流れには効果を発揮できるが、製品組立時にファンの軸方向位置にずれが生じた場合、羽根とノーズ隙間が急激に小さくなることがあり、製品によって羽根音が発生してしまうことから、音感上好ましくないという問題があった。次に説明する実施の形態では、製品組立時のファンの軸方向位置のずれがあった場合でも羽根音の発生を防止しつつ、高風量を静音で実現するものである。
【００５０】
即ち、貫流ファンの少なくとも一つのファンブロック内で、ノーズ外縁を構成する線または面に隙間を変化させる変曲点を有し、概羽根外径が小さくなる部分でノーズを流路側に凸とすると、空気調和機の組立時、ファンが軸方向にずれても、急激に隙間が小さくなることがなくなり、製品ごとに羽根音がばらつくことがなく音感上高品質を保った状態で高風量を静音で実現する空気調和機となる。
【００５１】
また、羽根外縁の傾斜と逆となるようにノーズ外縁を傾けることも、羽根に流入する熱交換機のパイプウェーク形状にファン軸方向に変化をつけることが可能となり、これも羽根音の発生防止が可能となる。
【００５２】
両者を組み合わせて用いることで、ファンとノーズの干渉によって発生する羽根音、さらに、熱交換機のパイプウェークと羽根の干渉によって発生する羽根音いずれの発生も防止できる。
【００５３】
以下、説明する。図１５に、羽根外縁とノーズの回転軸方向の変化状況を示す。概ね３つのファンブロックの軸方向変化状況とそれに隣接するノーズ形状が示されている。羽根車１０の羽根６は左から右へ比較的単調に羽根外径が大きくなっている。ノーズ１１の羽根外縁に隣接する部分の形状は羽根外径が小さい部分ではノーズ１１と羽根６の外縁との隙間が小さくなるように流路側に凸となっている。また、ノーズ形状は、上記実施の形態とは異なり、ファンブロック間で羽根６外縁形状に沿って変化するのではなく、特に、羽根６外径の小さい部分で流路側に凸となるようにファン回転軸方向に変曲点をもって変化している。
【００５４】
ノーズ１１の形状をこのようにすると、羽根６の外径が小さくノーズ１１との隙間の大きくなる部分での漏れ流れを防止して、高風量化を実現しつつ、空調機の組立時にファンの取り付け位置が多少ずれても、羽根６とノーズ１１の隙間が急激に狭まることがなくなる。このため、羽根音の発生が量産している製品毎に異なるということがなくなる（品質のばらつきをなくすことができる）。なお、変曲点を一カ所としたものを示したが、複数個でもよい。
【００５５】
羽根音の発生が十分防止できた場合の静音化の効果を図１６に示す。上記ノーズ１１を、概ねファンブロック長さの半分の長さに適用した場合について説明する。図示の如く、ファン外径は最小９０ｍｍ、最大９３ｍｍで、ファンブロック長さは６０ｍｍ、ノーズ隙間はファン最大外径位置で４.７ｍｍ、最小外径位置で４.5ｍｍで、ファン最大外径部分のノーズはファン回転軸に平行で途中からファン最小外径部に向かっては、隙間が急激に狭まる構造をもっている。
【００５６】
従来のノーズ形状を変化させない場合に比べて、同一風量では約１ｄＢの騒音低減効果があることが分かる。これは同一騒音では約０.３m3/minの高風量化を実現できることを意味する。
【００５７】
図１７は本発明の他の実施の形態である。貫流ファンの羽根車１０は、上記実施の形態と同様に、左から右に向かって外径が大きくなっていて、羽根６の外縁が回転軸に対して傾斜していて、かつノーズ１１の上部も羽根の傾斜方向と逆方向に傾いている。このような構造を採用すると、熱交換器６のパイプ２９からのウェークがノーズ高さの影響を受けて、ファンの回転軸方向に同相性が崩れて羽根音が発生しにくくなる効果がある。
【００５８】
図１８、本発明の他の実施に形態における室内ユニットで、特にノーズと羽根車が近接する部分の斜視図を示す。ノーズ１１を、羽根車１０と隣接する部分では図２に示すようにノーズ１１隙間が軸方向に変化するように、また、ノーズ１１の高さは熱交換器のパイプ２０からのウェークが軸方向に同相性を崩すようにしたもので、この実施の形態によれば、ほとんど全ての羽根音発生を防止出来る効果がある。
【００５９】
以上、これまで述べた種々の実施の形態によれば、聴感上問題のある羽根音の発生を防止しつつ、ルームエアコンの省電力を実現する高風量化を達成することができ、また、反対に、風量を変えないものとすれば、より一層の静音化を実現することができる。また、風量を変えないものとすれば、異音の発生が減少するので、貫流ファンの外径を変えることなしにノーズとファンとの間隙を小さくすることができるので、ルームエアコンを小型化することができるという効果の他、羽根音発生防止を羽根車の捻り無しに実現できることから低コストを実現でき、さらに貫流ファンの高圧化によって熱交換器の圧損が増える場合でもサージングのない低騒音の空調機器を実現でき、ユニットの小型化を実現できる効果がある。また、貫流ファンはルームエアコン、パッケージエアコン、さらにＯＨＰ,パソコンなどの空冷電子機器で幅広く使われていてこれらの小型、高風量、低騒音化にも効果がある。
【００６０】
【発明の効果】
本発明によれば、聴感上問題のある羽根音の発生を防止しつつ、ルームエアコンの省電力を実現する高風量化を達成することができる。また、反対に、風量を変えないものとすれば、より一層の静音化を実現することができる。また、風量を変えないものとすれば、異音の発生が減少するので、貫流ファンの外径を変えることなしにノーズとファンとの間隙を小さくすることができるので、ルームエアコンを小型化することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施の形態を示す正面縦断面図である。
【図２】上記実施の形態の縦断面図である。
【図３】上記実施の形態の羽根車外観図である。
【図４】上記実施の形態の羽根車の斜視図である。
【図５】上記実施の形態の羽根車の正面断面図である。
【図６】上記実施の形態の羽根車の縦断面図である。
【図７】上記実施の形態の効果を示す図である。
【図８】上記実施の形態の効果を示す図である。
【図９】本発明の他の実施の形態の羽根車の要素の正面断面と正面図である。
【図１０】本発明の他の実施の形態の羽根車正面断面図と縦断面図である。
【図１１】本発明の他の実施の形態の正面断面図と正面図である。
【図１２】本発明の他の実施の形態の平面断面図と縦断面図である。
【図１３】異音発生原理と抑制作用を示す図である。
【図１４】異音発生原理と抑制作用を示す図である。
【図１５】本発明の他の実施の形態の平面断面図である。
【図１６】図１５に示す実施の形態の効果を示す図である。
【図１７】本発明の他の実施の形態の正面図である。
【図１８】本発明の他の実施の形態の斜視図である。
【符号の説明】
１…軸穴、２…ボス、３…ビスネジ、４…端面円板、５…防振ゴム、６…羽根、７…円板、８…端面板、９…軸、１０…羽根車、１１…ノーズ、１２…プレフィルター、１３…グリル、１４…上部グリル、１５…フィルター、１６…熱交換器、１７…ケーシング、１８…縦風向板、１９…横風向板、２０…配管、２１…防振ゴム、２２…軸受、２３…モータ、２４…電気品、２５…サイクル部品、２６…吹き出し口、２７…前部吸い込み口、２８…化粧枠。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a room air conditioner and a packaged air conditioner, and more particularly to a cross-flow fan used for an indoor unit.
[0002]
[Prior art]
In recent years, there has been an increasing tendency to save energy in room air conditioners (air conditioners). In order to save energy in the room air conditioner, it is necessary to increase the capacity for the same electric input (heat exchange amount of the indoor heat exchanger). As one element of this capacity increase, the flow rate of the indoor unit may be increased. Conceivable. For this purpose, it is essential to increase the air volume of the indoor fan. As a method for increasing the air volume of the indoor fan, it is conceivable to increase the rotation speed of the indoor fan or increase the outer diameter of the cross-flow fan that is the indoor fan. By the way, turbulent sound during operation of the indoor unit (sound distributed in a wide frequency band) is proportional to the 7th to 8th power of the fan speed, and therefore the former method increases 9 dB when the air volume is increased by 30%. . On the other hand, since the turbulent sound is proportional to the fourth to fifth power of the fan outer diameter, the latter method only increases by 5 dB. Therefore, in order to increase the air volume without increasing the noise (turbulent sound), the latter The method is suitable.
[0003]
However, the depth dimension of room air conditioners is limited, and when the outside diameter of the cross-flow fan is increased, the noise (singular sound) that stands out due to the small gap between the cross-flow fan and the nose, and the indoor heat exchanger The problem of the sound generated by the fan blades passing through the wake caused by the close distance between the fan and the once-through fan occurs.
[0004]
As conventional techniques for reducing these blade noises, Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-129387 (Reference 1) and Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-173886 (Reference 2) are known. In Reference 1 and Reference 2, in order to prevent the blade sound of the cross-flow fan (cross flow fan), the peak sound is obtained by making the circumferential mounting pitches of the blades unequal and making the circumferential phase of each blade different. And reducing noise overall.
[0005]
On the other hand, in Japanese Utility Model Laid-Open No. 57-14089 (Reference 3), the blade element group, that is, the impeller as a whole is thin in the central portion and thickened at both ends, and further, the noise phase is shifted to provide overall quietness. In order to obtain, it arrange | positions so that a blade | wing may be twisted (skewed). Although not aimed at reducing the blade noise, the outer diameter of both ends of the fan is made larger than the outer diameter of the central portion in order to reduce the axial deflection of the cross flow fan as having a shape similar to that of Document 3. This is described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 60-209693 (reference 4).
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
The cross-flow fan can increase the air flow by reducing the gap between the impeller, the suction flow path, and the nose separating the blow-off flow path. Will occur. This abnormal noise has a noise level with a frequency equal to the product of the number of blades of the fan and the number of rotations and a higher-order frequency, and is a turbulent sound with different frequencies (generated when the airflow hits the wall of the flow path. There is a problem that the peak value is higher than that of the (sound) and has a pointed spectrum, which deteriorates the sense of hearing. The techniques described in Document 1 and Document 2 make it difficult to hear the sound by dispersing the blade sound frequency by randomly arranging the blades in the circumferential direction and performing phase modulation. Even if the blade arrangement is simply made to have an unequal pitch, it is difficult to prevent abnormal noise of the blade sound because the blade tip simultaneously passes when one blade passes through the nose. For this reason, if the gap between the nose and the blade is reduced for the purpose of increasing the air flow, abnormal noise will increase, and if the heat exchanger and the blade are brought close to each other, the wake inflow (heat The velocity distribution of the air flow passing through the exchanger is small at the downstream of the pipe.When the air flow reaches the fan blades with this velocity distribution, the noise of the blades becomes noticeable and the noise and level are also high. Since it becomes high, there is a problem that the air volume cannot be increased while realizing low noise.
[0007]
Further, Document 3, which describes rotating or twisting (skewing) the blade in the axial direction, is relatively effective in preventing the blade from generating abnormal noise. However, because the outer diameter increases toward the fan end, the fan internal pressure on the fan end side decreases, and most of the airflow that flows in from the heat exchanger side flows on the end side, so the center of the fan As a result, there was a problem that the total air volume did not increase because the air flow rate in the vicinity of the section decreased. Furthermore, since the air volume at the end increases, there is a problem that turbulent sound increases accordingly. The thing of literature 4 does not have skew etc. about the blade | wing, but there exists a problem of an air volume fall or a noise (turbulent flow sound or abnormal noise).
[0008]
The objective of this invention is providing the air conditioner which aims at the increase in an air volume, suppressing generation | occurrence | production of unusual noise.
[0009]
Another object of the present invention is to provide a cross-flow fan shape that increases the air flow while suppressing the generation of abnormal noise.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
An object of the present invention is to provide an air conditioner provided with a cross-flow fan as a blower fan for an indoor unit, wherein the cross-flow fan is divided into a plurality of blocks partitioned by a disk, and the blade outer diameter of at least one block is set to the disk of the block. A structure in which the blade outer diameter is different between adjacent portions of the adjacent block and the at least one block.And
A vertical wind direction plate is arranged at a position corresponding to a position where the outer diameter of the blade of the cross-flow fan is reduced.Is achieved.
[0012]
The operation obtained by the above means will be briefly described. When the blade outer diameter of at least one fan block of the cross-flow fan composed of a plurality of fan blocks is changed, each blade has a forward blade shape having a recess in the fan rotation direction. The outer periphery, that is, the blade trailing edge is inclined with respect to the rotation axis. For this reason, it also inclines with respect to the pipe of a nose or a heat exchanger, and a blade trailing edge does not pass these wakes simultaneously. Therefore, the spectrum of the sound generated by the blades passing through the wake is dispersed, and abnormal noise is suppressed. In addition, since there are a part with a large outer diameter and a part with a small outer diameter, the wind speed is large at a part with a large outer diameter, and the wind speed is small at a part with a small outer diameter. The nose, which is the cause of the generation of the blade noise, and the axial distribution in the wake of the heat exchanger pipe can also be locally produced, so that the blade noise is suppressed. In the portion where the outer diameter of the blade is large, the air volume is increased as compared with the conventional one, and the gap between the nose and the blade can be further reduced, so that a high air volume can be realized.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
An embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 1 to 8, FIG. 13 and FIG. FIG. 1 shows a front sectional view of the room air conditioner. Main components such as a heat exchanger 16, a motor 23, an impeller 10 that is a cross-flow fan, and a pre-filter 12 are housed inside the decorative frame 28. On the right side, a motor 23, an anti-vibration rubber 21 that suppresses vibrations of the motor 23, and an electrical component 24 and a cycle component 25 that operate the motor 23 and the like are disposed above the motor 23. The impeller 10 having the blades 6 and the disk 7 as main components is rotated by the motor 23 so that the periphery on the side seen from the cutout portion goes from the bottom to the top. The air sucked from the grill 13 and the upper grill 14 provided on the front and top of the decorative frame 28 through the pre-filter 12 and the air cleaning filter 15 (not shown in FIG. 1) is heat-exchanged by the heat exchanger 16. Then, it passes through the nose 11 that separates the suction flow path and the blowout flow path and the impeller 10 and blows out from the blowout port 26 with the vertical wind direction plate 18 and the horizontal wind direction plate 19. In the impeller 10, the outer diameter of the blade 6 is changed between the discs 7. Therefore, the outer peripheral portion of the blade, that is, the rear edge is inclined with respect to the upper surface of the nose 11. Further, the vertical wind direction plate 18 is disposed in a portion having a small outer diameter of the impeller 10.
[0014]
FIG. 2 is a longitudinal section of the room air conditioner shown in FIG. A casing 17 constituting an air flow path is provided at the rear part of the impeller 10, and a refrigerant pipe 20 passes through the casing 17. Most of the air flowing in through the heat exchanger 16 formed in three stages (in the case of dehumidification, the upper two stages serve as a heater and the lower one serves as a cooler) is caused by the rotation of the impeller 10. The air is exhausted from the outlet along the casing 17.
[0015]
The principle of ventilation by the once-through fan will be described. When the blades 6 arranged on the outer peripheral portion between the discs 7 rotate clockwise, the group of blades 6 upstream from the nose 11 decelerates the wind speed change between the blade blades according to the blade theory in fluid engineering. It turns to a flow that makes (pressure increases). The group of blades 6 surrounded by the nose 11 and the casing 17 accelerates the flow between the blade blades (the flow between the blades in this portion is accelerated because of the forward blades in which the blades are concave in the rotation direction. ) Increased pressure and blown out. At this time, although the once-through fan (the impeller 10) itself rotates clockwise around the axis, the airflow rotates clockwise around a point nearing the nose 11 from the axis center.
[0016]
Since the pressure on the upstream side from the nose 11 is low, a part of the air flow on the blowing side where the wind direction plate 18 is present leaks from the blowing side to the upstream side of the nose 11 through the gap between the blade 6 and the nose 11. This is because it is sucked into the upstream blade group 6 and a circulation, that is, a vortex is generated there. The amount of leakage at the upstream and downstream of the nose 11, that is, the amount that is not effectively blown out, is proportional to the pressure difference between the upstream and downstream of the nose 11 and the blade 6 and the nose gap, so the amount is the clearance between the blade 6 and the nose 11. If the airflow is large, it may reach 20% of the total air volume of the room air conditioner. Therefore, narrowing this gap is also a factor for increasing the air flow.
[0017]
At this time, the high-speed leakage flow from the gap between the blade 6 and the nose 11 flows into the fan on the heat exchanger side while rotating in the same direction as the impeller 10, whereas in the upper part, the flow from the heat exchanger A low-speed flow flows toward the axial center of the impeller. For this reason, when the blade 6 rotates and passes through this portion, it passes through a distortion of a strong wind speed distribution (generally, such a flow is called a wake or speed distortion or wake). In this way, when the blade passes through the wake, lift variation is induced in the blade. A single blade causes one strong fluctuation in lift during one rotation, but when the impeller makes one rotation, a plurality of blades (for example, Z) are arranged on the outer periphery of the disk 7. Therefore, when Z is rotated, that is, when the rotational speed is N (RPS), the lift fluctuation of the frequency of N · Z is induced in the impeller. When the blades induce lift fluctuations, sound is generated according to the curl theory. This is the mechanism of feather noise generation, and it is recognized as an unusual sound that has periodicity and is inconspicuous.
[0018]
The sound pressure level of this sound is obtained by substituting the lift fluctuation (by Neumann) induced by one blade of Equation (1) into Equation (2) of Carl's sound pressure, and then the sound pressure level of Equation (3) Is obtained by substituting
[0019]
[Expression 1]

[0020]
[Expression 2]

[0021]
[Equation 3]

[0022]
Where L (ω), ρ and U are fluctuating lift (function of frequency ω), density, representative average speed (proportional to the air volume for cross-flow fans with the wind speed between the blades and the main sound source on the blowout side of the fan), Wp Is the difference between the rotational speed of the vortex circulating near the nose 11 and the speed of the air passing through the heat exchanger (generally, the smaller the gap between the nose and the blade, the larger the Wp), and c and b are respectively The maximum length of the fan element is the length of the blade in the axial direction when the blade chord length and the blade that causes blade noise are simultaneously passing through the wake (generally through the nose portion). It is the blade axial direction length between the plates 7. φ is the angle between Wp and the chord direction, f and α are the maximum height of the blade chord length (indicating the normal blade sledge), α is the angle of attack between the incoming air and the blade, Ff (ω) , Fα (ω) is a lift variation term generated due to the slant and the angle of attack, and S (ω) is a variation lift term generated by the Wp component. a₀, X, xi, and s are the speed of sound, the distance from the fan to the observation point of the sound, the direction cosine of the fan and the observation point, the length of the entire fan element, and p₀Is a sound pressure level that serves as a reference for the noise level.
[0023]
From these equations (1), (2), and (3), it can be seen that the time derivative of the lift fluctuation becomes a blade sound. In the left side of the equation (1), U, Wp, c, and b can reduce the lift fluctuation, but U is proportional to the air volume and cannot be changed with the same outer diameter. In addition, Wp increases as the gap between the nose and the blades is reduced. Therefore, as the air flow is increased, this will increase in the future, and this term cannot be reduced. Therefore, the term that can reduce the blade noise most effectively is to change c or b. Moreover, b is the minimum length at which the blades pass through the vicinity of the nose and the blade noise is generated, and c is the chord length of the blade of the minimum length part, so this length is the same time in the axial direction. It is necessary to change so that the phase difference term is added to the ω term. The external appearance of the impeller 10 for reducing this term is shown in FIG. The impeller 10 mainly includes a boss 2, an end face disk 4, a blade 6, a disk 7, an end face board 8, and a shaft 9. It can be seen that the mounting position of the blades between the disks has changed. This is because the shape of the blade 6 changes between the disks as will be described later. In appearance, the outer diameter decreases linearly from the end disk 7 where the boss 2 is present to the next disk, increases in the next disk, and this appears repeatedly to reach the disk where the shaft 9 exists. appear.
[0024]
FIG. 4 is a perspective view of the blocks between the disks. The end disk 4 of the impeller 10 has a boss 2, a shaft hole 1, and a screw hole 3. It can be seen that the width of the blades decreases from the end face disk 4 side having the boss 2 to the disk 7. It can be seen that each blade is not a flat plate as shown in the figure, but has an arc shape in the width direction over the entire length in the longitudinal direction. Further, the blade itself is not twisted in the longitudinal direction.
[0025]
Such a fan is manufactured by pouring the fan material into a plurality of blade molds that become thinner toward the back, and forming a plurality of protrusions such that recesses are formed so that the blades of other blocks are bonded to the back of the disk. The impeller 10 is manufactured by producing a plurality of one disk integrally molded with a plurality of blades of the same structure by pressing with a mold having a portion and removing from the mold, and bonding or welding a required number of the disks. If the same shape can be mass-produced, and if the fan shape has no skew, it is not necessary to twist and remove it when removing it from the mold, so there is little noise without increasing the cost. A fan with a large air volume can be provided. Although not shown, a vibration isolating structure is provided between the end face disk 4 and the shaft 9.
[0026]
In the present embodiment, the case where the impeller is made of plastic is shown. However, when the impeller is made of a steel plate or an aluminum plate, the blade is made of the entire length of the impeller in the longitudinal direction.
[0027]
Next, FIG. 3 shows a longitudinal sectional view cut in the axial direction of the front view of the impeller 10 shown in FIG. It can be seen that the upper and lower blades 6 are orthogonal projections of the blades, and the impeller inner surface side of the blades is aligned linearly and the outer peripheral side changes monotonously. Further, an anti-vibration rubber 5 is provided between the end face disk 4 and the boss 2. The outer diameter of the blade 6 monotonously increases from one disk 7 to the other disk 7.
[0028]
The effect that the impeller 7 having the structure as described above can increase the air volume while suppressing the abnormal noise that is the source of noise will be described in detail with reference to FIGS. 6 to 8 and FIGS. 13 to 14. explain. FIG. 6A shows a cross-sectional view of one block of the impeller 10 in which blades are attached between the discs 7. Blade outer diameter D₂The blade a chord length c is different between the small aa cross section of FIG. 6 (b) and the bb cross sectional view 6c of the large blade outer diameter D2 (FIG. 6c). This is more effective than the skew that was considered good.
[0029]
Since the position of the outer peripheral part or the rear edge part of the blade 6 is shifted from the aa cross section toward the bb cross section direction with respect to the rotation direction, in other words, the long side of the blade is inclined with respect to the fan axis. When the fan rotates, the blade portion on the bb cross-section side first passes near the nose, and the aa cross-section side passes with a delay (this is not because the blade is twisted, but the blade chord of the bb cross-section blade) This is because it is long and extends in the circumferential direction of the disk). At this time, as shown in FIG. 13, in the vicinity of the nose, the rotating blade 6 is leaked from the gap between the nose 11 and the blade and the flow sucked into the blade is compared with the flow passing through the heat exchanger. Cross the slow flow in this order. The part where the difference in wind speed exists is called the part where the speed distortion exists. If a blade parallel to the fan axis crosses the part where this speed distortion exists, the blade tip crosses the part where the speed distribution is uneven at the same time. Sounds of the frequencies represented and their higher harmonics are generated.
[0030]
However, in the blade shape according to the present embodiment, since the blade 6 passes through this speed distortion with a time difference in the axial direction, the minimum length b in which the blade sound is generated from Equation (1) is reduced, and the blade sound is further generated. As the minimum length b passes through one after another, a phase difference due to a time delay occurs in the ω term, phase modulation occurs in the lift fluctuation, and it becomes difficult to generate a blade sound having a sharp frequency. This effect cannot be obtained with unequal pitches, but can be obtained with skew as well.
[0031]
By the way, according to the present embodiment, since the outer diameter of the blade further changes in the axial direction, the wind speed is high because the air volume is large at the portion where the outer diameter is large, and conversely, the wind speed is high at the portion where the outer diameter is small. Become slow. For this reason, as shown in FIG. 13, since the speed distribution can be positively created also in the fan axial direction, the time for the wind to enter the blades changes, that is, the phase difference can be positively added. Similarly, the effect of blade noise reduction becomes significant. This is an effect that cannot be obtained with the above skew.
[0032]
The same applies to the wake from the pipe of the heat exchanger, which is cited as the other cause of the blade noise. FIG. 14 shows the wind speed distribution downstream of the heat exchanger. The air flow sucked from the heat exchanger generated with the rotation of the fan does not have a uniform velocity distribution, and the downstream of the heat exchanger 16 composed of the fins 29 and the pipes 30 has a slow wind speed especially downstream of the pipes. You can wake. If the fan blades are parallel to the axial direction, the long-side tips of the blades cross the point where the speed distribution changes at the same time, so that abnormal noise is generated. Further, in the skew, although the portions where the velocity distribution changes are not simultaneously passed, the generation of abnormal noise exceeding a certain level cannot be suppressed.
[0033]
On the other hand, in the blade shape according to the present embodiment, since all of the inflowing air flow changes in the axial direction, it is possible to effectively disperse the sound spectrum similar to that described above, thereby suppressing the generation of blade noise. it can.
[0034]
On the other hand, as described above, the flow rate of the cross-flow fan increases as the outer diameter increases. Further, as described above, when the air volume is increased, the increase in the outer diameter can be suppressed as compared with the case where the fan rotational speed is increased to increase the noise, and the noise increase due to the turbulent sound can be suppressed. In the present embodiment, if the diameter of the portion with a small outer diameter is the same as the conventional diameter, the conventional air volume is secured in that portion, and the air volume increases in the portion with the large outer diameter in the block. Then you can increase the air volume.
[0035]
And since it is the blade | wing shape which can suppress generation | occurrence | production of abnormal noise, since the nose 11 and the impeller 7 can be arrange | positioned closely, the diameter of an impeller can be enlarged, Therefore, abnormal noise is suppressed. However, the air volume can be increased.
[0036]
Further, since the vertical wind direction plate 18 shown in FIG. 1 is installed in a portion where the blowout wind speed from the impeller is low, the sound generated from the wind direction plate which becomes a problem together with the sound of the impeller can be lowered and hit the wind direction plate. It has the effect of reducing wind direction plate pressure loss due to wind speed. FIG. 7 shows the experimental results when the impeller 10 described above is incorporated into a room air conditioner. The experimental condition is that the outer diameter ratio of the conventional impeller (outer diameter 90 mm) having a constant outer diameter of the impeller and unequal pitch (sometimes referred to as random pitch) and the impeller 10 according to the present embodiment is 1. 0.03 (small outer diameter side 90mm, larger outer diameter side 93mm), with constant rotation speed, static pressure characteristics and noise characteristics for the air volume at this time, compared with the operating point of a conventional impeller as 100%. is there. In addition, the noise spectrum is when the air volume ratio is 100%. Note that the gap between the outer diameter of the blade and the nose is 9 mm for the conventional blade and 5 mm for the present embodiment, and the experimental conditions for the present embodiment are made stricter in light of the abnormal noise generation mechanism.
[0037]
When the outer diameter ratio is 1.03, the noise characteristics (including not only abnormal noise but also turbulent sound) are the same as those of the random pitch fan, but the air volume and static pressure are improved, making it suitable for higher air volume. ing. In addition, in the noise spectrum, it can be seen that in the conventional impeller, the primary and secondary components of the blade sound protrude sharply, whereas in the present embodiment, the peak spectrum of the blade sound disappears and is flattened. Therefore, it can be seen that the effect of reducing abnormal noise that is annoying to hearing is excellent.
[0038]
FIG. 8 shows a comparison of the noise level and the blade sound level when the air volume is constant when both impellers change the gap between the blade and the nose with the impeller. With conventional blades, both the noise level and the blade sound level increase when the gap is 8 mm or less, and when the gap is 10 mm or more, the blade sound level is low, but the noise level increases due to the increased leakage flow from the gap. In contrast, in the blade of the present embodiment, the generation of blade noise is not significant and the noise level is low until the gap between the maximum outer diameter portion of the blade and the nose is 4.5 mm. Moreover, in the one where a clearance gap is large, it exists in the same tendency as the conventional blade | wing. From this result, it can be seen that in the room air conditioner according to the present embodiment, the optimum value of the gap for realizing a high air volume with little generation of blade noise is 4.5 to 6.5 mm.
[0039]
Incidentally, in FIG. 3, although the blade 6 appears to be twisted or rotated with respect to the rotation axis, it is because the blade chord length of the blade is changed as described above.
[0040]
In FIG. 3, the number of fan elements is seven, but any number may be used. If the number is increased with the same impeller length, the inclination of the outer diameter of the blade 6 becomes steep. The blades 6 may be arranged at unequal pitches.
[0041]
According to the present embodiment, in addition to the effect that it is possible to achieve a high air volume while suppressing the above-described abnormal noise, it is a simple configuration in which the outer diameter is changed between fan elements (blocks). Manufacture is easier compared to skew, which does not lead to an increase in cost for achieving higher airflow, and because the blades are straight, it is easier to predict the airflow and pressure characteristics of the cross-flow fan and noise. The design time at the time of air conditioner development can be shortened, and there is an effect that the strength of the entire blade block is improved as compared with the curved shape.
[0042]
FIG. 9 shows another embodiment of the present invention. In the first embodiment, the change in the outer diameter of the blade of the fan 1 block (the element from the disk to the disk) changes monotonously and linearly from one disk to the other disk. In FIG. 9 (a), there may be a portion that does not change locally in the element as in the case of the conventional impeller, but in particular, in the portion where the blade outer diameter is small where the gap with the nose is small, the outer diameter is within the element. Is something that changes. In this way, the change in outer diameter, that is, the inclination of the trailing edge of the blade can be made larger than that of the above-described embodiment, and the generation of blade noise can be further prevented. A similar effect can also be obtained by making the change in the outer diameter per fan block concave with respect to the rotation axis as shown in FIG. 9B. In addition, although it is concave in this Embodiment, the same effect can be acquired even if it is convex.
[0043]
Further, in FIG. 9 (c), the change in the outer diameter within the element includes two states in which the change increases and decreases, and the heat exchanger that can take a larger blade inclination within the element, Even when the nose is closer to the fan, the sound is more spectrally dispersed, so that the generation of blade noise is suppressed and a higher air volume can be expected.
[0044]
FIG. 10 shows another embodiment of the present invention. FIG. 10A shows an axial section of the impeller 10, and FIG. 10B and FIG. 10C show aa and bb sectional views of FIG. Within the fan 1 block, the chord length (c) of the blade 6, that is, the outer diameter and inner diameter of the blade are changed at a plurality of locations. Although it is not suitable for mass production, in this way, for the generation of fluid sounds such as blade noise, the current known variation in force on the wing surface, that is, the time derivative of the variation in lift becomes sound. According to the present invention, the blade load fluctuation, that is, the lift fluctuation in the axial direction can be temporally changed as compared with the above-described embodiment, and the fan upstream wind speed distribution can be positively changed in the axial direction. Effective in preventing occurrence.
[0045]
FIG. 11 shows another embodiment of the present invention. FIG. 11A shows a case where the chord length change is convex with respect to the shaft near the center of the fan 1 block, FIG. 11B shows a concave shape, and FIG. A parallel portion is provided on the outer diameter portion of the blade while allowing parallelism of about a draft angle. The effect is that abnormal noise is reduced as in the above embodiment.
[0046]
FIG. 12 shows another embodiment of the present invention. In the cross-flow fan, a nose 11 for separating the suction flow channel and the blow flow channel and increasing the pressure is necessary. In the above embodiment, the nose is linear and does not change. The embodiment is different in that the gap with the nose 11 is reduced at a portion where the blade outer diameter is small.
[0047]
When the impeller according to the present invention described above is used, the gap between the nose 11 and the blade 6 is normally large in a portion where the blade outer diameter is small and small in a portion where the outer diameter is large. As described above, the main sound source of the once-through fan is a portion having a large blade outer diameter (that is, a portion having a large relative blown air velocity at the blade trailing edge), so that sound is generated in a portion having a large outer diameter of the blade 6. Yes. Therefore, paying attention to the fact that the air volume can be increased without increasing the sound even if the gap with the nose 11 is reduced at a portion where the blade outer diameter is small, the shape of the nose 11 at the portion where the blade 6 outer diameter is small. It was convex in the fan axis direction. That is, the shape of the nose is determined so that the gap between the nose and the outer diameter of the blade is substantially constant at any position. According to this embodiment, there is an effect that the air volume can be increased by about 3% with the same noise level.
[0048]
In this embodiment, the noise gap in the portion with the small outer diameter of the blade is reduced to increase the air volume. However, in order to further increase the air volume, the height of the noise in the portion with the small outer diameter of the blade is increased. The gap may be further reduced by increasing the height, that is, by making a reverse inclination with respect to the trailing edge of the blade. In this way, a further phase difference can be given when the trailing edge of the blade passes near the noise, and a higher air volume can be achieved while suppressing the generation of blade noise.
[0049]
By the way, as described above, if the nose is shaped along the outer edge of the blade, it can exert an effect on the leakage flow. However, if a deviation occurs in the axial position of the fan during product assembly, the blade and the nose gap are rapidly reduced. In some cases, the noise of the blades is generated depending on the product. In the embodiment described below, a high air volume is achieved silently while preventing the generation of blade noise even when there is a deviation in the axial position of the fan during product assembly.
[0050]
That is, in at least one fan block of the once-through fan, if there is an inflection point that changes the gap on the line or surface that constitutes the outer edge of the nose, and the nose protrudes toward the flow path at the portion where the outer diameter of the blade becomes smaller When assembling an air conditioner, even if the fan is displaced in the axial direction, the gap does not decrease suddenly, and the noise of the blades does not vary from product to product. It becomes an air conditioner realized by
[0051]
In addition, tilting the outer edge of the nose so that it is opposite to the tilt of the outer edge of the blade also makes it possible to change the pipe wake shape of the heat exchanger flowing into the blade in the fan axial direction, which also prevents the generation of blade noise. It becomes possible.
[0052]
By using both in combination, it is possible to prevent generation of any blade noise generated by interference between the fan and the nose, and further, blade noise generated by interference between the pipe wake and the blade of the heat exchanger.
[0053]
This will be described below. FIG. 15 shows a change state of the blade outer edge and the nose in the rotation axis direction. The change state of the axial direction of three fan blocks and the nose shape adjacent to them are shown. The blade 6 of the impeller 10 has a blade outer diameter that increases relatively monotonously from left to right. The shape of the portion adjacent to the outer edge of the blade of the nose 11 is convex toward the flow path so that the gap between the nose 11 and the outer edge of the blade 6 becomes smaller at the portion where the outer diameter of the blade is small. In addition, unlike the above embodiment, the nose shape does not change along the outer edge shape of the blade 6 between the fan blocks. In particular, the fan has a convex shape toward the flow path side at a portion where the outer diameter of the blade 6 is small. It changes with an inflection point in the direction of the rotation axis.
[0054]
If the shape of the nose 11 is made in this way, the outer diameter of the blade 6 is small and the leakage flow at the portion where the gap with the nose 11 is large is prevented, and a high air volume is achieved while the fan is not assembled. Even if the mounting position is slightly deviated, the gap between the blade 6 and the nose 11 is not suddenly narrowed. For this reason, generation | occurrence | production of a blade sound does not differ for every product mass-produced (the dispersion | variation in quality can be eliminated). In addition, although what showed the inflection point as one place was shown, two or more may be sufficient.
[0055]
FIG. 16 shows the effect of noise reduction when the generation of blade noise can be sufficiently prevented. A case will be described in which the nose 11 is applied to approximately half the length of the fan block. As shown in the figure, the minimum fan outer diameter is 90 mm and maximum 93 mm, the fan block length is 60 mm, the nose gap is 4.7 mm at the maximum fan outer diameter position, and 4.5 mm at the minimum outer diameter position. The nose is parallel to the fan rotation axis and has a structure in which the gap is sharply narrowed from the middle toward the fan minimum outer diameter portion.
[0056]
It can be seen that there is a noise reduction effect of about 1 dB at the same air volume compared to the case where the conventional nose shape is not changed. This means that a high air volume of about 0.3 m3 / min can be achieved with the same noise.
[0057]
FIG. 17 shows another embodiment of the present invention. The impeller 10 of the cross-flow fan has an outer diameter that increases from the left to the right, the outer edge of the blade 6 is inclined with respect to the rotation axis, and the upper portion of the nose 11, as in the above embodiment. Is also inclined in the direction opposite to the direction of inclination of the blades. If such a structure is adopted, the wake from the pipe 29 of the heat exchanger 6 is affected by the nose height, and the in-phase property is lost in the direction of the rotation axis of the fan, thereby making it difficult to generate blade noise.
[0058]
FIG. 18 shows a perspective view of an indoor unit according to another embodiment of the present invention, particularly a portion where a nose and an impeller are close to each other. As shown in FIG. 2, the nose 11 is adjacent to the impeller 10 so that the gap of the nose 11 changes in the axial direction, and the height of the nose 11 is the wake from the pipe 20 of the heat exchanger in the axial direction. In this embodiment, almost all the blade sounds can be prevented from being generated.
[0059]
As described above, according to the various embodiments described so far, it is possible to achieve an increase in air volume that realizes power saving of the room air conditioner while preventing generation of impulsive sound that is problematic in hearing. In addition, if the air volume is not changed, further silence can be realized. In addition, if the air flow is not changed, the generation of abnormal noise is reduced, so that the gap between the nose and the fan can be reduced without changing the outer diameter of the cross-flow fan, thereby reducing the size of the room air conditioner. In addition to the effect that can prevent impellers from being generated without twisting the impeller, it is possible to realize low cost, and even if the pressure loss of the heat exchanger increases due to high pressure of the once-through fan, low noise without surging Air conditioning equipment can be realized, and the unit can be downsized. Cross-flow fans are widely used in room air conditioners, packaged air conditioners, and air-cooled electronic devices such as OHP and personal computers, and are effective in reducing their size, air flow, and noise.
[0060]
【The invention's effect】
ADVANTAGE OF THE INVENTION According to this invention, the high air volume which implement | achieves the power saving of a room air conditioner can be achieved, preventing generation | occurrence | production of the blade sound which has a problem on hearing. On the other hand, if the air volume is not changed, further noise reduction can be realized. In addition, if the air flow is not changed, the generation of abnormal noise is reduced, so that the gap between the nose and the fan can be reduced without changing the outer diameter of the cross-flow fan, thereby reducing the size of the room air conditioner. be able to.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a front longitudinal sectional view showing an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a longitudinal sectional view of the embodiment.
FIG. 3 is an external view of an impeller according to the embodiment.
FIG. 4 is a perspective view of the impeller according to the embodiment.
FIG. 5 is a front sectional view of the impeller according to the embodiment.
FIG. 6 is a longitudinal sectional view of the impeller according to the embodiment.
FIG. 7 is a diagram showing the effect of the embodiment.
FIG. 8 is a diagram showing an effect of the embodiment.
FIG. 9 is a front cross-sectional view and a front view of an element of an impeller according to another embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a front sectional view and a longitudinal sectional view of an impeller according to another embodiment of the present invention.
FIG. 11 is a front sectional view and a front view of another embodiment of the present invention.
FIG. 12 is a plan sectional view and a longitudinal sectional view of another embodiment of the present invention.
FIG. 13 is a diagram illustrating an abnormal sound generation principle and a suppressing action.
FIG. 14 is a diagram illustrating an abnormal sound generation principle and a suppressing action.
FIG. 15 is a plan sectional view of another embodiment of the present invention.
16 is a diagram showing the effect of the embodiment shown in FIG.
FIG. 17 is a front view of another embodiment of the present invention.
FIG. 18 is a perspective view of another embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Shaft hole, 2 ... Boss, 3 ... Screw screw, 4 ... End face disk, 5 ... Anti-vibration rubber, 6 ... Blade, 7 ... Disc, 8 ... End face plate, 9 ... Shaft, 10 ... Impeller, 11 ... Nose, 12 ... Pre-filter, 13 ... Grill, 14 ... Upper grill, 15 ... Filter, 16 ... Heat exchanger, 17 ... Casing, 18 ... Vertical wind direction plate, 19 ... Horizontal wind direction plate, 20 ... Piping, 21 ... Anti-vibration Rubber, 22 ... Bearing, 23 ... Motor, 24 ... Electrical, 25 ... Cycle parts, 26 ... Outlet, 27 ... Front suction port, 28 ... Cosmetic frame

Claims

In an air conditioner equipped with a cross-flow fan as a blower fan for indoor units,
The cross-flow fan is divided into a plurality of blocks partitioned by a disk, and has a portion in which the blade outer diameter of at least one block varies between the disks of the block, and adjacent to the block adjacent to the at least one block With a different blade outer diameter at the
An air conditioner in which a vertical wind direction plate is disposed at a position corresponding to a position where the outer diameter of the blade of the cross-flow fan is reduced.

In an air conditioner equipped with a cross-flow fan as a blower fan for indoor units,
The cross-flow fan is divided into a plurality of blocks partitioned by a disk, and has a portion in which the blade outer diameter of at least one block varies between the disks of the block, and adjacent to the block adjacent to the at least one block With a different blade outer diameter at the
The air conditioner has a nose that separates the suction flow path and the blow-out flow path, and the shape of the nose is changed. An air conditioner that is a change in which the inclination of the part corresponding to is increased.

In an air conditioner equipped with a cross-flow fan as a blower fan for indoor units,
The cross-flow fan is divided into a plurality of blocks partitioned by a disk, and the blade chord length of the blades of at least one block is changed. A structure with different diameters,
An air conditioner in which a vertical wind direction plate is disposed at a position corresponding to a position where a chord length of a blade of the cross-flow fan becomes small.

In an air conditioner equipped with a cross-flow fan as a blower fan for indoor units,
A plurality of fan blocks having blades whose outer diameters change on a disc are connected so that the outer diameters of the blades are different at adjacent blocks, and the cross-flow fan is configured.
An air conditioner in which a vertical wind direction plate is disposed at a position corresponding to a position where the outer diameter of the blade of the cross-flow fan is reduced.

In an air conditioner including an indoor unit that blows air through a cross-flow fan, the cross-flow fan is composed of a plurality of blocks having the same shape partitioned by a circular plate, and each of these blocks has a blade outer diameter that is a circle of the block. An air conditioner that changes monotonically between the plates and includes a plurality of vertical wind direction plates at a location corresponding to a portion where the blade outer diameter of the cross-flow fan is small.