JP4513200B2 - Centrifugal multi-blade fan - Google Patents
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Description
【0001】
【発明の属する技術分野】
本発明は、回転軸周りに多数枚のブレードが配設された遠心式多翼ファン(以下、ファンと略す。)に関するもので、車両用空調装置の送風機に適用して有効である。
【0002】
【従来の技術及び発明が解決しようとする課題】
車両用空調装置では、周知のごとく、乗員の上半身に向けて空気を吹き出すフェイスモード、乗員の下半身に向けて空気を吹き出すフットモード、及び車両窓ガラスに向けて空気を吹き出すデフモードの3つの吹出モードを有しているが、一般的に、フェイスモードにおける通風系の圧力損失に比べて、フットモード及びデフモードにおける通風系の圧力損失が大きい。
【0003】
このため、フットモードやデフモード時等の高圧損時には、空気がブレードの背面から剥離したまま吹き出され易いので、高圧損時には、ブレードの背面からの剥離に伴う抵抗及び損失の増大により、低周波(約50Hz〜300Hz)の異音が発生し易い。
【0004】
ここで、ブレードの背面とは、ブレードの翼面のうち、回転の向きと反対側の面を言う。
【0005】
そこで、従来は、図10(a)に示すように、ブレードの入口角β1を比較的大きくする(β1>80°)ことにより、ブレードの前縁(ファンの内径縁側)でブレードから剥離した空気をブレードの後縁側(ファンの外径縁縁側)で再付着させて、ブレードから剥離したまま空気が吹き出されることを防止していた。
【0006】
しかし、高圧損時において、低周波異音が発生しない程度まで入口角β1を大きくすると、フェイスモード時等の低圧損時に、ブレードの前縁側から再付着点までの間に発生する剥離泡によりブレード間に流入する空気流れが阻害されるので、吸入抵抗が大きくなり、送風能力が低下してしまう。
【0007】
逆に、低圧損時において、剥離泡が発生しない程度まで入口角β1を小さくすると、高圧損時に、図10(b)に示すように、ブレードの後縁側で剥離が発生してしまうので、剥離した空気がブレードに再付着することなく、剥離したまま吹き出されてしまい、低周波騒音が発生してしまう。
【0008】
なお、入口角β1とは、図10に示すように、ブレードとファンの内径縁との交差角度であって、ファンの回転の向き側から測定した角度を言う。また、出口角β2とは、ブレードとファンの外径縁との交差角度であって、ファンの回転の向き側から測定した角度を言う。
【0009】
因みに、ブレードを回転の向きに向けて凸となるように湾曲させれば(図10の逆向きに湾曲させれば)、ブレード間に流入する空気がブレードの背面から剥離することを抑制することができるものの、ブレードを回転の向きに向けて凸となるように湾曲させる(後ろ向き羽根とする)と、ブレードを回転の向きと反対側に向けて凸となるように湾曲させる(前向き羽根とする)場合に比べて、ファンによる全圧上昇分が小さくなるので、ファンの大型化を招いてしまう。
【0010】
本発明は、上記点に鑑み、通風系の圧力損失(通風抵抗)の大きさによらず、低周波異音を低減することを目的とする。
【0011】
【課題を解決するための手段】
本発明は、上記目的を達成するために、請求項1ないし4に記載の発明では、回転軸周りに配設された多数枚のブレード(72)、及び多数枚のブレード(72)を保持する保持プレート(73)を有し、吸入した空気を外径縁側に吹き出す遠心式多翼ファン(71)であって、ブレード(72)は、回転の向きと反対側に向けて凸となるように湾曲しているとともに、ブレード(72)の背面(72a)のうち内径縁側端部には、回転の向きと反対側に向けて突出する突起部(72b)が設けられている。
【0012】
これにより、内径縁側からブレード(72)間に流入した空気の流れが突起部(72b)により乱されるので、ブレード(72)の前縁側で発生した速度境界層(剥離泡)が大きく成長してしまうことを防止できる。
【0013】
このため、ブレード(72)の背面(72a)から剥離した空気を早期にブレード(72)の背面(72a)に再付着させることができるので、入口角(β1)を小さくしても、ブレード(72)の後縁側(外径縁側)で空気がブレード(72)の背面(72a)から剥離していしまうことを防止でき、剥離したまま空気が吹き出されてしまうことを防止できる。
【0014】
したがって、入口角(β1)を小さくすることができるので、高圧損時は勿論、低圧損時においても低周波異音を低減することができる。延いては、通風系の圧力損失(通風抵抗)の大きさによらず、低周波異音を低減することができいる。
【0015】
因みに、ブレードの内径縁側端部に突起部を設けた発明として、実開平7−8593号公報に記載のものがあるが、この発明では、ブレードの背面と反対側(ブレードの翼面のうち回転の向き側)に突起部を設けているので、ブレード(72)の背面(72a)で発生する剥離に起因する異音を低減することができない。
【0016】
なお、ブレード(72)の入口角(β1)は、請求項1ないし4に記載の発明のごとく、20°以上、75°以下とすることが望ましい。
【0017】
また、内径縁側におけるブレード(72)間のピッチ寸法(Ho)に対する突起部(72b)の突出寸法の比(H/Ho)は、請求項1に記載の発明の発明のごとく、0.03以上、0.18以下とすることが望ましい。
【0018】
また、請求項2に記載の発明の発明のごとく、ブレード(72)の翼弦長(Lo)に対するブレード(72)の翼面に沿うように測った突起部(72b)の長さ(L)の比(L/Lo)を0.02以上、0.68以下とし、内径縁側におけるブレード(72)間のピッチ寸法(Ho)に対する突起部(72b)の突出寸法の比(H/Ho)を0.03以上、0.18以下とすることが望ましい。
【0019】
また、内径縁側におけるブレード(72)間のピッチ寸法(Ho)に対する突起部(72b)の突出寸法の比(H/Ho)は、請求項3に記載の発明のごとく、0.06以上、0.16以下としてもよい。
【0020】
さらに、請求項4に記載の発明のごとく、ブレード(72)の翼弦長(Lo)に対するブレード(72)の翼面に沿うように測った突起部(72b)の長さ(L)の比(L/Lo)を0.05以上、0.45以下とし、かつ、内径縁側におけるブレード(72)間のピッチ寸法(Ho)に対する突起部(72b)の突出寸法の比(H/Ho)を0.06以上、0.16以下としてもよい。
【0021】
請求項5に記載の発明では、乗員の上半身に向けて空気を吹き出すフェイスモード、乗員の下半身に向けて空気を吹き出すフットモード、及び車両窓ガラスに向けて空気を吹き出すデフモードを有する車両用空調装置において、請求項1ないし4のいずれか1つに記載の遠心式多翼ファン(71)を備えている。
【0022】
これにより、請求項1ないし4に記載の発明のごとく、入口角(β1)を小さくしても、ブレード(72)の後縁側(外径縁側)で空気がブレード(72)の背面(72a)から剥離していしまうことを防止できるので、剥離したまま空気が吹き出されてしまうことを防止できる。
【0023】
したがって、入口角(β1)を小さくすることができるので、高圧損時は勿論、低圧損時においても低周波異音を低減することができる。延いては、通風系の圧力損失(通風抵抗)の大きさによらず、低周波異音の小さい空調装置を得ることができる。
【0024】
因みに、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示す一例である。
【0025】
【発明の実施の形態】
本実施形態は、本発明に係る遠心式多翼ファンを有する送風機を車両用空調装置に適用したものであって、図1は、水冷エンジン搭載車両の車両用空調装置1の模式図である。
【0026】
空気流路をなす空調ケーシング2の空気上流側部位には、車室内気を吸入するための内気吸入口3と外気を吸入するための外気吸入口4とが形成されるとともに、これらの吸入口3、4を選択的に開閉する吸入口切換ドア5が設けられている。
【0027】
また、吸入口切換ドア5の下流側部位には、空気中の塵埃を取り除く、フィルタ(図示せず)及び本実施形態に係る送風機7が配設されており、この送風機7により両吸入口3、4から吸入された空気が、後述する各吹出口14、15、17に向けて送風される。
【0028】
また、送風機7の空気下流側には、空気冷却手段をなす蒸発器9が配設されており、送風機7により送風された空気は全てこの蒸発器9を通過する。そして、蒸発器9の空気下流側には、空気加熱手段をなすヒータコア10が配設されており、このヒータコア10は、エンジン11の冷却水を熱源として空気を加熱している。なお、図1に示された送風機は、模式図であり、詳細は後述する。
【0029】
また、空調ケーシング2には、ヒータコア10を迂回するバイパス通路12が形成されており、ヒータコア10の空気上流側には、ヒータコア10を通る風量とバイパス通路12を通る風量との風量割合を調節することにより、車室内に吹き出す空気の温度を調節するエアミックスドア13が配設されている。
【0030】
また、空調ケーシング2の最下流側部位には、車室内乗員の上半身に空調空気を吹き出すためのフェイス吹出口14と、車室内乗員の足元に空気を吹き出すためのフット吹出口15と、フロントガラス16の内面に向かって空気を吹き出すためのデフロスタ吹出口17とが形成されている。
【0031】
そして、上記各吹出口14、15、17の空気上流側部位には、それぞれ吹出モード切換ドア18、19、20が配設されており、これら吹出モード切換ドア18、19、20を切替開閉することにより、乗員の上半身に向けて空気を吹き出すフェイスモード、乗員の下半身に向けて空気を吹き出すフットモード、及び車両窓ガラスに向けて空気を吹き出すデフモードを切り替える。
【0032】
なお、図1に示される空調装置の通風系は模式的なものであり、実際は、フェイスモードにおける通風系の圧力損失に比べて、フットモード及びデフモードにおける通風系の圧力損失が大きくなるような通風系路となっている。
【0033】
次に、送風機7について詳述する。
【0034】
図2は送風機7の軸方向の断面を示し、図3は送風機7の正面図である。そして、図2中、71は回転軸70周りに多数枚のブレード(翼)72、及びこれらブレード71を保持する保持プレート73等からなる遠心式多翼ファン(以下、ファンと略す。)であり、このファン71は、回転軸70方向一端側からファン71内に流入してブレード72間に吸入された空気を遠心力により外径縁Lo側に吹き飛ばすことにより、図3に示すように、吸入した空気をファン71の径外方側に向けて吹き出すものである。
【0035】
また、ブレード72は、図4に示すように、回転の向きと反対側に向けて凸となるように湾曲しているとともに、ブレード72の背面72aのうち内径縁Li側端部には、回転の向きと反対側(隣り合うブレード72)側に向けて突出する突起部(バックステップ)72bが設けられている。
【0036】
なお、本実施形態では、ブレード72、突起部72b及び保持プレート73は、樹脂にて一体成形されている。
【0037】
ところで、図2中、Moはファン71を回転駆動する電動モータ(駆動手段)であり、74はファン71を収納するとともに、ファン71から吹き出す空気を集合させる流路74aを形成する渦巻き状に形成された樹脂製のスロールケーシング(以下、ケーシングと略す。)である(図3参照)。
【0038】
また、ケーシング74には、回転軸70方向一端側に向けて開口した空気の吸入口75が形成されており、この吸入口75の外縁部には、ファン71の内径縁D1側に向けて空気を延びて吸入空気を吸入口75に導くベルマウス76がケーシング74に一体成形されている。
【0039】
そして、ファン71のうち吸入口75側には、ケーシング74の内壁74bと第1の隙間δ1を有して対向した対向面77aが形成されたシュラウド77が、ブレード72と共に樹脂にて一体成形されている。なお、このシュラウド77の断面形状は、ファン内径側から外径側に向かうほど空気流路の断面積が縮小するように、ブレード72を流通する主流の流線に沿うような形状(略円弧状)に形成されている。
【0040】
また、シュラウド77は、ファン71(ブレード72)の吸入口75側端部から回転軸70方向一端側(紙面上方側)に延びて突出する延出部77bが形成されており、ベルマウス76からケーシング74の上面(吸入口75側の壁面)に至る部位は、延出部77bとの間に、第1の隙間δ1から連なる第2の隙間δ2が介在するように形成されている。
【0041】
次に、本実施形態の特徴を述べる。
【0042】
本実施形態によれば、ブレード72の背面72aのうち内径縁Li側端部には、回転の向きと反対側側に向けて突出する突起部72bが設けられているので、ファン71の内径縁Li側からブレー72間に流入した空気の流れが突起部72bにより乱される。このため、ブレー72の前縁側で発生した速度境界層(剥離泡)が大きく成長してしまうことを防止できるので、図5に示すように、ブレード72の背面72aから剥離した空気を早期にブレード72の背面72aに再付着させることができる。
【0043】
このため、入口角β1を小さくしても、ブレード72の後縁側(外径縁Lo側)で空気がブレード72の背面72aから剥離していしまうことを防止できるので、剥離したまま空気が吹き出されてしまうことを防止できる。
【0044】
したがって、入口角β1を小さくすることができるので、高圧損時は勿論、低圧損時においても低周波異音を低減することができる。延いては、通風系の圧力損失(通風抵抗)の大きさによらず、低周波異音を低減することができいる。
【0045】
ところで、本実施形態は、突起部72bによりブレー72の前縁発生した速度境界層(剥離泡)が大きく成長してしまうことを防止してブレード72の背面72aから剥離した空気を早期にブレード72の背面72aに再付着させるものであるので、突起部72bの突出寸法H(図4参照)が過度に小さいと、内径縁Li側からブレー72間に流入した空気の流れを十分に乱すことができない。逆に、突起部72bの突出寸法H(図4参照)が過度に大きいと、突起部72bが吸入抵抗となるので、送風能力の低下を招くおそれがある。
【0046】
そこで、発明者等は、内径縁Li側におけるブレード72間のピッチ寸法Ho(図4参照)に対する突起部72bの突出寸法の比(=H/Ho)をパラメータ(以下、このパラメータを突出寸法と呼ぶ。)として送風機7の比騒音Ksを測定したところ、図6に示すような結論を得た。
【0047】
また、突起部72aを設けてブレード72の前縁にて剥離した空気を早期に再付着させると言えども、剥離泡は発生してしまうので、突起部72bのうちブレード72の背面72a(翼面)に沿うように測った突起部72bの長さL(図4参照)が過度に長くなると、剥離した空気を再付着させることができなくなるおそれがある。
【0048】
そこで、発明者等は、ブレード72の翼弦長Loに対する突起部72bの長さLの比(=L/Lo)をパラメータ(以下、このパラメータを突出部長さと呼ぶ。)として送風機7の比騒音Ksを測定したところ、図7に示すような結論を得た。
【0049】
なお、図6、7においては、突起部72bを有していない従来のファンの比騒音ksを基準(0)として比騒音Ksの大きさを示している。また、比騒音Ksのの定義は、JIS B 0132によるものであり、その試験方法はJIS B 8340に準拠したものである。
【0050】
そして、図6、7から明らかなように、突出部長さ(=L/Lo)を0.02以上、0.68以下とし、かつ、突出寸法(=H/Ho)を0.03以上、0.18以下とすれば、実用上十分なレベルまで低周波異音を低減することができる。
【0051】
また、突出部長さ(=L/Lo)を0.05以上、0.45以下とし、かつ、突出寸法(=H/Ho)を0.06以上、0.16以下とすれば、突起部72bを有していない従来のファンに比べて、低周波異音を1dBA以上(最大1.4dBA)低減することができる。
【0052】
ところで、図8は突出部長さ(=L/Lo)を0.17とし、突出寸法(=H/Ho)を0.13としたときの入口角β1と比騒音Ksとの関係を示すもので、図8から明らかなように、突起部72bがない従来のファン71では、入口角β1が75°を越えると比騒音Ksが却って大きくなる。以下、この比騒音Ksが最小となる入口角β1を極小入口角β1と呼ぶ。
【0053】
ここで、本実施形態に係るファン71では、突起部72bを設けてブレード72の前縁側で剥離した空気の流れを乱して再付着を促しているので、突起部72bを有している本実施形態に係るファン71の極小入口角β1は、75°より大きい所定角度となる。
【0054】
したがって、本実施形態に係るファン71における入口角β1の最大値は、本実施形態に係るファン71の極小入口角β1より小さい所定の角度、具体的に75°が適当である。
【0055】
一方、ブレード72間に流入する空気の流入角度θは、概ね20°以上であるので、入口角β1の最小値を20°以上とすれば、流入空気を滑らかにブレード72間に導くことができる。ここで、流入角度θとは、流入空気の主流方向とファンの内径縁との交差角度であって、ファンの回転の向き側から測定した角度を言う。
【0056】
以上に述べたように、ブレード72の背面72aのうち内径縁Li側端部には、回転の向きと反対側側に向けて突出する突起部72bを設けた場合には、入口角β1は、20°以上、75°以下(特に、45°)とすることが望ましい。なお、出口角β2は25°以上、80°以下とすることが望ましい。
【0057】
(その他の実施形態)
上述の実施形態では、突起部72bは略矩形状であったが、本発明はこれに限定されるものではなく、例えば図9に示すように、略球状の突起部72bとしてもよい。
【0058】
また、上述の実施形態では、突出部長さ(=L/Lo)を0.02以上、0.68以下とし、かつ、突出寸法(=H/Ho)を0.03以上、0.18以下としたが、本発明はこれに限定されるものではなく、少なくとも突出部長さ(=L/Lo)を0.02以上、0.68以下とする、又は突出部長さ(=L/Lo)を0.05以上、0.45以下とすればよい。
【0059】
また、上述の実施形態では、内径縁Li側におけるブレード72間のピッチ寸法Hoに対する突起部72bの突出寸法の比(=H/Ho)を突出寸法をとして定義したが、内径縁Li側におけるブレード72間の距離ho(内径縁Li側における翼面間の距離(図4参照))に対する突起部72bの突出寸法の比(=H/ho)として突出寸法を規定してもよい。ただし、この場合は、0.04以上、0.22以下、さらに、望ましくは、0.07以上、0.19以下とすべきである。
【0060】
また、上述の実施形態では、突起部72bの長さLは、ブレード72の背面72a(翼面)に沿うように測った長さとして規定したが、突起部72bの内径縁Li側端部からその反対側端部までの距離を突起部72bの長さLとしても実用上問題ない。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明の実施形態に係る空調装置の通風系を示す模式図である。
【図2】本発明の実施形態に係る送風機の断面図である。
【図3】本発明の実施形態に係る送風機の正面図である。
【図4】本発明の実施形態に係る送風機(遠心式多翼ファン)のブレード部分の拡大図である。
【図5】本発明の実施形態に係る送風機(遠心式多翼ファン)のブレード部分の空気流れを示す模式図である。
【図6】本発明の実施形態に係る送風機(遠心式多翼ファン)におけるブレードの突出寸法と比騒音との関係を示すグラフである。
【図7】本発明の実施形態に係る送風機(遠心式多翼ファン)におけるブレードの突出部長さと比騒音との関係を示すグラフである。
【図8】本発明の実施形態に係る送風機(遠心式多翼ファン)における入口角との関係を示すグラフである。
【図9】本発明の実施形態に係る送風機(遠心式多翼ファン)のブレード部分の拡大図である。
【図10】従来の技術に係る送風機(遠心式多翼ファン)のブレード部分の空気流れを示す模式図である。
【符号の説明】
72…ブレード、72b…突起部(バックステップ)。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a centrifugal multiblade fan (hereinafter abbreviated as a fan) in which a large number of blades are arranged around a rotation shaft, and is effective when applied to a blower of a vehicle air conditioner.
[0002]
[Prior art and problems to be solved by the invention]
In a vehicle air conditioner, as is well known, there are three blowing modes: a face mode that blows air toward the upper body of the occupant, a foot mode that blows air toward the lower body of the occupant, and a differential mode that blows air toward the vehicle window glass. However, in general, the pressure loss of the ventilation system in the foot mode and the differential mode is larger than the pressure loss of the ventilation system in the face mode.
[0003]
For this reason, when high pressure loss such as in foot mode or differential mode, air is likely to be blown away from the back of the blade, and at high pressure loss, low frequency ( An abnormal noise of about 50 Hz to 300 Hz is likely to occur.
[0004]
Here, the back surface of the blade refers to a surface on the opposite side to the direction of rotation among the blade surfaces of the blade.
[0005]
Therefore, conventionally, as shown in FIG. 10 (a), by relatively increasing the blade inlet angle β1 (β1> 80 °), the air separated from the blade at the leading edge of the blade (inner diameter side of the fan). Was reattached on the rear edge side of the blade (on the outer edge edge side of the fan) to prevent air from being blown out while being peeled off from the blade.
[0006]
However, if the entrance angle β1 is increased to the extent that low frequency noise does not occur at the time of high pressure loss, the blade is caused by peeling bubbles generated between the leading edge side of the blade and the reattachment point at low pressure loss such as in face mode. Since the air flow flowing in between is hindered, the suction resistance is increased, and the blowing capacity is reduced.
[0007]
Conversely, if the inlet angle β1 is reduced to such an extent that no peeling bubbles are generated at the time of low pressure loss, peeling occurs at the trailing edge side of the blade as shown in FIG. 10 (b) at the time of high pressure loss. The air that has been peeled off is blown off without being attached again to the blade, and low-frequency noise is generated.
[0008]
As shown in FIG. 10, the entrance angle β1 is an intersection angle between the blade and the inner diameter edge of the fan, and is an angle measured from the direction of rotation of the fan. Further, the exit angle β2 is an intersection angle between the blade and the outer diameter edge of the fan, and is an angle measured from the direction of rotation of the fan.
[0009]
By the way, if the blade is curved so as to be convex toward the direction of rotation (if it is curved in the reverse direction of FIG. 10), the air flowing between the blades is prevented from peeling off from the back of the blade. However, if the blade is curved to be convex toward the direction of rotation (backward blade), the blade is curved to be convex toward the side opposite to the direction of rotation (forward blade). ) Compared with the case, the increase in the total pressure by the fan is reduced, resulting in an increase in the size of the fan.
[0010]
In view of the above points, an object of the present invention is to reduce low-frequency noise regardless of the pressure loss (ventilation resistance) of the ventilation system.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
The present invention, in order to achieve the above object, the invention described in
[0012]
As a result, the flow of air flowing between the blades (72) from the inner diameter edge side is disturbed by the protrusions (72b), so that the velocity boundary layer (peeling bubbles) generated on the front edge side of the blade (72) grows greatly. Can be prevented.
[0013]
For this reason, air peeled off from the back surface (72a) of the blade (72) can be reattached to the back surface (72a) of the blade (72) at an early stage, so that even if the inlet angle (β1) is reduced, the blade ( 72) It is possible to prevent air from being peeled off from the back surface (72a) of the blade (72) on the rear edge side (outer diameter edge side), and to prevent air from being blown out while being peeled.
[0014]
Therefore, since the entrance angle (β1) can be reduced, low frequency abnormal noise can be reduced not only at high pressure loss but also at low pressure loss. As a result, low-frequency noise can be reduced regardless of the pressure loss (ventilation resistance) of the ventilation system.
[0015]
Incidentally, there is an invention described in Japanese Utility Model Laid-Open No. 7-8593 as an invention in which a protrusion is provided on the inner edge side end portion of the blade. Since the protrusion is provided on the opposite side), it is not possible to reduce the noise caused by the peeling that occurs on the back surface (72a) of the blade (72).
[0016]
The inlet angle (β1) of the blade (72) is preferably 20 ° or more and 75 ° or less, as in the first to fourth aspects of the invention.
[0017]
Further, the ratio (H / Ho) of the protrusion dimension of the protrusion (72b) to the pitch dimension (Ho) between the blades (72) on the inner edge side is 0.03 or more as in the invention of
[0018]
Further, as in the invention of the second aspect, the length (L) of the protrusion (72b) measured along the blade surface of the blade (72) with respect to the chord length (Lo) of the blade (72). The ratio (L / Lo) of the projection (72b) to the pitch dimension (Ho) between the blades (72) on the inner diameter edge side (H / Ho) is 0.02 or more and 0.68 or less. It is desirable to set it to 0.03 or more and 0.18 or less.
[0019]
Further, the ratio (H / Ho) of the protrusion dimension of the protrusion (72b) to the pitch dimension (Ho) between the blades (72) on the inner edge side is 0.06 or more, 0 as in the invention described in
[0020]
Further, as in the invention described in
[0021]
In the invention according to
[0022]
As a result, even if the entrance angle (β1) is reduced as in the first to fourth aspects of the invention, the air flows on the rear edge side (outer diameter edge side) of the blade (72) on the back surface (72a) of the blade (72). Therefore, air can be prevented from being blown out while being peeled off.
[0023]
Therefore, since the entrance angle (β1) can be reduced, low frequency abnormal noise can be reduced not only at high pressure loss but also at low pressure loss. As a result, an air conditioner with low low-frequency noise can be obtained regardless of the pressure loss (ventilation resistance) of the ventilation system.
[0024]
Incidentally, the reference numerals in parentheses of each means described above are an example showing the correspondence with the specific means described in the embodiments described later.
[0025]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
In this embodiment, a blower having a centrifugal multiblade fan according to the present invention is applied to a vehicle air conditioner. FIG. 1 is a schematic diagram of a
[0026]
An air upstream side portion of the
[0027]
Further, a filter (not shown) for removing dust in the air and a
[0028]
Further, an
[0029]
The
[0030]
Further, at the most downstream part of the
[0031]
And the blowing
[0032]
Note that the ventilation system of the air conditioner shown in FIG. 1 is a schematic one. Actually, the ventilation system is such that the pressure loss of the ventilation system in the foot mode and the differential mode is larger than the pressure loss of the ventilation system in the face mode. It has become a system.
[0033]
Next, the
[0034]
FIG. 2 shows an axial cross section of the
[0035]
Further, as shown in FIG. 4, the
[0036]
In the present embodiment, the
[0037]
Incidentally, in FIG. 2, Mo is an electric motor (driving means) that rotationally drives the
[0038]
The
[0039]
A
[0040]
Further, the
[0041]
Next, features of the present embodiment will be described.
[0042]
According to the present embodiment, the inner edge of the
[0043]
For this reason, even if the entrance angle β1 is reduced, it is possible to prevent air from being separated from the
[0044]
Therefore, since the entrance angle β1 can be reduced, low frequency abnormal noise can be reduced not only at the time of high pressure loss but also at the time of low pressure loss. As a result, low-frequency noise can be reduced regardless of the pressure loss (ventilation resistance) of the ventilation system.
[0045]
By the way, in the present embodiment, the velocity boundary layer (peeling bubbles) generated at the leading edge of the
[0046]
Accordingly, the inventors set the ratio of the protrusion dimension of the
[0047]
Further, even if the
[0048]
Therefore, the inventors set the ratio (= L / Lo) of the length L of the
[0049]
6 and 7, the magnitude of the specific noise Ks is shown with the specific noise ks of the conventional fan having no
[0050]
6 and 7, the protrusion length (= L / Lo) is 0.02 or more and 0.68 or less, and the protrusion dimension (= H / Ho) is 0.03 or more, 0. If it is .18 or less, low frequency abnormal noise can be reduced to a practically sufficient level.
[0051]
Further, if the protrusion length (= L / Lo) is 0.05 or more and 0.45 or less and the protrusion dimension (= H / Ho) is 0.06 or more and 0.16 or less, the
[0052]
FIG. 8 shows the relationship between the inlet angle β1 and the specific noise Ks when the protrusion length (= L / Lo) is 0.17 and the protrusion dimension (= H / Ho) is 0.13. As is apparent from FIG. 8, in the
[0053]
Here, in the
[0054]
Therefore, the maximum value of the inlet angle β1 in the
[0055]
On the other hand, since the inflow angle θ of the air flowing between the
[0056]
As described above, when the
[0057]
(Other embodiments)
In the above-described embodiment, the
[0058]
In the above-described embodiment, the protrusion length (= L / Lo) is 0.02 or more and 0.68 or less, and the protrusion dimension (= H / Ho) is 0.03 or more and 0.18 or less. However, the present invention is not limited to this, and at least the protrusion length (= L / Lo) is 0.02 or more and 0.68 or less, or the protrusion length (= L / Lo) is 0. .05 or more and 0.45 or less.
[0059]
In the above-described embodiment, the ratio of the protrusion dimension of the
[0060]
Further, in the above-described embodiment, the length L of the
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram showing a ventilation system of an air conditioner according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view of a blower according to an embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a front view of the blower according to the embodiment of the present invention.
FIG. 4 is an enlarged view of a blade portion of a blower (centrifugal multiblade fan) according to an embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a schematic diagram showing an air flow in a blade portion of a blower (centrifugal multiblade fan) according to an embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a graph showing the relationship between the protrusion size of the blade and the specific noise in the blower (centrifugal multiblade fan) according to the embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a graph showing the relationship between the protrusion length of the blade and the specific noise in the blower (centrifugal multiblade fan) according to the embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a graph showing a relationship with an inlet angle in a blower (centrifugal multiblade fan) according to an embodiment of the present invention.
FIG. 9 is an enlarged view of a blade portion of a blower (centrifugal multiblade fan) according to an embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a schematic view showing an air flow of a blade portion of a blower (centrifugal multiblade fan) according to a conventional technique.
[Explanation of symbols]
72 ... Blade, 72b ... Protrusion (back step).
Claims (5)
前記ブレード(72)は、回転の向きと反対側に向けて凸となるように湾曲しているとともに、前記ブレード(72)の背面(72a)のうち内径縁側端部には、回転の向きと反対側に向けて突出する突起部(72b)が設けられ、
前記ブレード(72)の入口角(β1)は、20°以上、75°以下であり、
内径縁側における前記ブレード(72)間のピッチ寸法(Ho)に対する前記突起部(72b)の突出寸法の比(H/Ho)は、0.03以上、0.18以下であることを特徴とする遠心式多翼ファン。A centrifugal multiblade having a large number of blades (72) disposed around the rotation shaft and a holding plate (73) for holding the large number of blades (72) and blowing out the sucked air to the outer diameter edge side A fan (71),
The blade (72) is curved so as to be convex toward the opposite side of the direction of rotation, and at the inner edge side end portion of the back surface (72a) of the blade (72), Protrusions (72b) projecting toward the opposite side are provided,
The inlet angle (β1) of the blade (72) is 20 ° or more and 75 ° or less,
The ratio (H / Ho) of the protrusion dimension of the protrusion (72b) to the pitch dimension (Ho) between the blades (72) on the inner diameter edge side is 0.03 or more and 0.18 or less. Centrifugal multi-blade fan.
前記ブレード(72)は、回転の向きと反対側に向けて凸となるように湾曲しているとともに、前記ブレード(72)の背面(72a)のうち内径縁側端部には、回転の向きと反対側に向けて突出する突起部(72b)が設けられ、
前記ブレード(72)の入口角(β1)は、20°以上、75°以下であり、
前記ブレード(72)の翼弦長(Lo)に対する前記ブレード(72)の翼面に沿うように測った前記突起部(72b)の長さ(L)の比(L/Lo)は、0.02以上、0.68以下であり、かつ、内径縁側における前記ブレード(72)間のピッチ寸法(Ho)に対する前記突起部(72b)の突出寸法の比(H/Ho)は、0.03以上、0.18以下であることを特徴とする遠心式多翼ファン。A centrifugal multiblade having a large number of blades (72) disposed around the rotation shaft and a holding plate (73) for holding the large number of blades (72) and blowing out the sucked air to the outer diameter edge side A fan (71),
The blade (72) is curved so as to be convex toward the opposite side of the direction of rotation, and at the inner edge side end portion of the back surface (72a) of the blade (72), Protrusions (72b) projecting toward the opposite side are provided,
The inlet angle (β1) of the blade (72) is 20 ° or more and 75 ° or less,
The ratio (L / Lo) of the length (L) of the protrusion (72b) measured along the blade surface of the blade (72) to the chord length (Lo) of the blade (72) is 0. The ratio (H / Ho) of the projecting dimension of the protrusion (72b) to the pitch dimension (Ho) between the blades (72) on the inner diameter edge side is 0.03 or more. The centrifugal multiblade fan is characterized by being 0.18 or less .
前記ブレード(72)は、回転の向きと反対側に向けて凸となるように湾曲しているとともに、前記ブレード(72)の背面(72a)のうち内径縁側端部には、回転の向きと反対側に向けて突出する突起部(72b)が設けられ、
前記ブレード(72)の入口角(β1)は、20°以上、75°以下であり、
内径縁側における前記ブレード(72)間のピッチ寸法(Ho)に対する前記突起部(72b)の突出寸法の比(H/Ho)は、0.06以上、0.16以下であることを特徴とする遠心式多翼ファン。A centrifugal multiblade having a large number of blades (72) disposed around the rotation shaft and a holding plate (73) for holding the large number of blades (72) and blowing out the sucked air to the outer diameter edge side A fan (71),
The blade (72) is curved so as to be convex toward the opposite side of the direction of rotation, and at the inner edge side end portion of the back surface (72a) of the blade (72), Protrusions (72b) projecting toward the opposite side are provided,
The inlet angle (β1) of the blade (72) is 20 ° or more and 75 ° or less,
The ratio (H / Ho) of the protrusion dimension of the protrusion (72b) to the pitch dimension (Ho) between the blades (72) on the inner diameter edge side is 0.06 or more and 0.16 or less. Centrifugal multi-blade fan.
前記ブレード(72)は、回転の向きと反対側に向けて凸となるように湾曲しているとともに、前記ブレード(72)の背面(72a)のうち内径縁側端部には、回転の向きと反対側に向けて突出する突起部(72b)が設けられ、
前記ブレード(72)の入口角(β1)は、20°以上、75°以下であり、
前記ブレード(72)の翼弦長(Lo)に対する前記ブレード(72)の翼面に沿うように測った前記突起部(72b)の長さ(L)の比(L/Lo)は、0.05以上、0.45以下であり、かつ、内径縁側における前記ブレード(72)間のピッチ寸法(Ho)に対する前記突起部(72b)の突出寸法の比(H/Ho)は、0.06以上、0.16以下であることを特徴とする遠心式多翼ファン。A centrifugal multiblade having a large number of blades (72) disposed around the rotation shaft and a holding plate (73) for holding the large number of blades (72) and blowing out the sucked air to the outer diameter edge side A fan (71),
The blade (72) is curved so as to be convex toward the opposite side of the direction of rotation, and at the inner edge side end portion of the back surface (72a) of the blade (72), Protrusions (72b) projecting toward the opposite side are provided,
The inlet angle (β1) of the blade (72) is 20 ° or more and 75 ° or less,
The ratio (L / Lo) of the length (L) of the protrusion (72b) measured along the blade surface of the blade (72) to the chord length (Lo) of the blade (72) is 0. The ratio (H / Ho) of the protrusion dimension of the protrusion (72b) to the pitch dimension (Ho) between the blades (72) on the inner diameter edge side is not less than 05 and not more than 0.45, and is not less than 0.06. The centrifugal multiblade fan is characterized by being 0.16 or less .
請求項1ないし4のいずれか1つに記載の遠心式多翼ファン(71)を備えていることを特徴とする車両用空調装置。In a vehicle air conditioner having a face mode that blows air toward the upper body of the occupant, a foot mode that blows air toward the lower body of the occupant, and a differential mode that blows air toward the vehicle window glass,
A vehicle air conditioner comprising the centrifugal multiblade fan (71) according to any one of claims 1 to 4 .
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