JPH0642498A - 軸流送風機 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【目的】 ラジエータ等の熱交換器に対して軸流ファン
を偏心して配置した場合に回転騒音が高くなるのを防止
する。 【構成】 熱交換器１の中心から外れている下流側の位
置において熱交換器１と対向して軸流ファン２を設け、
熱交換器１と軸流ファン２とを滑らかにつなぐシュラウ
ド３によって空気通路を形成すると共に、シュラウド３
内の空気通路のうち軸流ファン２の中心線を境として熱
交換器１の比較的狭い面積に対応する側の領域Ａにおい
て、軸流ファン２よりも上流側のシュラウド３に開口６
を設けて大気を空気通路内に導入し、軸流ファン２の上
流側のＡ領域にできる低圧部分に流入させて圧力を高
め、圧力のアンバランスを解消することにより、１次及
び３次の回転騒音が低減する。更に、ファン２の上流側
のシュラウド３の内面から内側に向って突出する整流板
を設けると２次及び４次の回転騒音も低減する。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は、例えば、自動車のエン
ジン冷却用ラジエータや、車両用空調装置のコンデンサ
のような熱交換器の下流側において、シュラウドと共に
設置する軸流送風機に関する。

【０００２】

【従来の技術】自動車のエンジン冷却用ラジエータや、
車両用空調装置のコンデンサのような熱交換器には、そ
の背後にシュラウドと共に軸流送風機を設置して、熱交
換器を通して外部から空気を吸引し、その気流によって
熱交換器を冷却する構造をとるものが多い。そのような
熱交換器冷却用の軸流送風機の設置に当たって、エンジ
ンルーム内の過密化等の理由から、軸流送風機を熱交換
器の中心に合わせてその正面の背後に設けることが困難
となる場合がしばしばあり、やむを得ず図３に示すよう
に、熱交換器（ラジエータ１）の中心に対して横方向に
偏心した位置に軸流ファン２を設置することがある。こ
のような場合には、熱交換器とそれに対して横にずれた
位置に配置されている軸流ファンとを結ぶ空気通路を形
成するために、変形ダクト状のシュラウドを設けること
になる。

【０００３】

【発明が解決しようとする課題】図３に示すようにファ
ン２をラジエータ１に対して偏心して配置すると、ラジ
エータ１の中心に合わせて設置した場合よりも回転騒音
が増大するという問題があり、その原因は、後に詳しく
述べるように、軸流ファン２の上流側において圧力の分
布状態がアンバランスになっていること、及び部分的に
対向する流れが起こっているためであると考えられる。
そこで、本発明はこのような原因の解明に立脚して、ラ
ジエータ１に対して軸流ファン２が偏心して配置されて
いても、騒音を低レベルに抑えることができる新規な手
段を提供することを発明の解決課題とするものである。

【０００４】

【課題を解決するための手段】本発明は、前記の課題を
解決するための手段として、熱交換器の中心から外れて
いる下流側の位置において前記熱交換器と対向して軸流
ファンを設け、前記熱交換器と前記軸流ファンとを滑ら
かにつなぐシュラウドによって空気通路を形成すると共
に、前記シュラウド内の前記空気通路のうち前記軸流フ
ァンの中心線を境として前記熱交換器の比較的狭い面積
に対応する側の領域において、前記軸流ファンよりも上
流側の前記シュラウドに開口を設けて、大気を前記空気
通路内に導入するようにしたことを特徴とする軸流送風
機を提供する。

【０００５】また、本発明は、前記開口の面積の最適値
を選定するために、前記開口の通気抵抗を示すＰ／Ｖ_as
² の値（Ｐ：シュラウド内の圧力ａｑ，Ｖ_as：開口の流
入空気速度ｍ/sec）が０．１以下になるように、前記開
口の面積を設定したことを特徴とする前記軸流送風機を
提供する。

【０００６】更に、本発明は、他の原因による回転騒音
をも低減させるために、前述の手段に加えて、前記軸流
ファンよりも上流側の前記シュラウドの内面に半径方向
内側に向かって突出する整流板を設けたことを特徴とす
る軸流送風機を提供する。

【０００７】

【作用】熱交換器の中心から外れている下流側の位置に
おいて、熱交換器と対向して軸流ファンを設けた場合に
は、一般に軸流ファンの回転騒音が大きくなるが、その
原因は、軸流ファンの上流側において、部分的な圧力の
アンバランス状態が発生するためである。そこで、軸流
ファンの上流側の空気流の中でも圧力が低く負圧になる
部分のシュラウド上に開口を設け、そこに大気を導入す
ることによって、その部分の圧力を高めると、圧力がバ
ランスして主として回転騒音の１次及び３次成分が低減
する。

【０００８】更に、これに加えて軸流ファンの上流側の
シュラウドの内面に内側に向かって突出する整流板を設
ける場合には、軸流ファンの上流側で部分的に生じてい
た流れの対向が少なくなり、空気の流れが半径方向内側
に向かって案内されて、円滑に軸流ファンに吸い込まれ
ることによって、回転騒音の２次及び４次の成分も低減
し、周波数の略全域にわたって騒音レベルが低下する。

【０００９】

【実施例】熱交換器であるエンジン冷却用のラジエータ
１に対して、軸流ファン２を偏心して配置した一般的な
例が図３に示されている。図３の例において、ファン２
はラジエータ１に対向してはいるが、ラジエータ１の中
心に対して横方向に偏心した位置において、それに近接
して配置されている。ラジエータ１は、その全面のどの
点においても、単位面積当たりほぼ等しい大きさの流路
抵抗を有するものとする。シュラウド３は、ラジエータ
１と、それに対して偏心して配置されたファン２とを滑
らかに接続するように、変形した空気通路としてのダク
トを形成しており、ファン２はシュラウド３が縮小した
後に大気に開放する空気通路の出口開口部に配置され
る。そしてファン２は図示しないモータによって直接、
或いはエンジンからベルトのような伝動手段によって回
転駆動され、ファン２が回転することによって、シュラ
ウド３内の空気が吸引排出されて、ラジエータ１を通過
してファン２に向かう空気流が発生する。

【００１０】ところで、図３に示すように、ファン２を
ラジエータ１に対して偏心して配置すると、ファン２と
ラジエータ１の中心を合わせて配置した場合よりも回転
騒音が増大するが、その理由としては次のようなものが
考えられる。まず、図３において、ラジエータ１、軸流
ファン２、及びシュラウド３内の空間を２つの領域に分
けて、ファン２の中心線Ｃよりも図中上方をＡ領域、下
方をＢ領域と呼ぶことにする。そしてＡ領域およびＢ領
域において、それぞれファン２の上流側及び下流側にお
ける空気の仕事量を考えてみる。

【００１１】ラジエータ１とファン２との中間にあるＡ
領域の点Ａ１、及びＢ領域の点Ｂ１における仕事量Ｌ_A1
及びＬ_B1は、それぞれ次式によって示される。 Ｌ_A1＝Ｖ_A1・（Ｐ_O −Ｐ_A1）・ΔＳ …(1) Ｌ_B1＝Ｖ_B1・（Ｐ_O −Ｐ_B1）・ΔＳ …(2) ここでＶ_A1は点Ａ１における流速、Ｐ_A1は点Ａ１におけ
る絶対圧、Ｖ_B1は点Ｂ１における流速、Ｐ_B1は点Ｂ１に
おける絶対圧、Ｐ_O はファン２下流の絶対圧、ΔＳは単
位面積である。

【００１２】Ａ領域及びＢ領域の空気の流量が等しいと
すると、点Ａ１における流路断面積Ｓ_A1は点Ｂ１におけ
る流路断面積Ｓ_B1より小さいために、狭い側の流速は広
い側の流速よりも大きくなることから、 Ｖ_A1＞Ｖ_B1 …(3) そして、Ａ領域におけるラジエータ１を流れる空気の流
速も、Ｂ領域におけるラジエータ１を流れる空気の流速
より大きいために、Ａ領域におけるラジエータ１の流路
抵抗はＢ領域におけるラジエータ１の流路抵抗よりも大
きくなるので、点Ａ１における圧力Ｐ_A1と点Ｂ１におけ
る圧力Ｐ_B1とを比べてみると、 Ｐ_A1＜Ｐ_B1 …(4) となる。従って、Ａ，Ｂ領域毎の軸流ファン２の前後の
圧力差も、 （Ｐ_O −Ｐ_A1）＞（Ｐ_O −Ｐ_B1） …(5) となり、前記式(1) 及び(2) から、 Ｌ_A1＞Ｌ_B1 …(6) となるので、点Ａ１における仕事量は、点Ｂ１における
仕事量よりも大きいことが判る。

【００１３】一方、ファン２の下流側の点Ａ２及び点Ｂ
２における仕事量Ｌ_A2及びＬ_B2は、それぞれ次式によっ
て示される。 Ｌ_A2＝Ｖ_A2・Ｐ_O ・ΔＳ …(7) Ｌ_B2＝Ｖ_B2・Ｐ_O ・ΔＳ …(8) ここで、Ｖ_A2は点Ａ２における流速、Ｖ_B2は点Ｂ２にお
ける流速をそれぞれ示しているが、Ａ領域とＢ領域の流
路抵抗が異なるため、流速については、 Ｖ_A2＜Ｖ_B2 …(9) となり、その結果、仕事量については、 Ｌ_A2＜Ｌ_B2 …(10) となる。

【００１４】以上(6) 及び(10)として示したように、フ
ァン２の上流側では、Ｌ_A1＞Ｌ_B1であるのに対し、ファ
ン２の下流側では、Ｌ_A2＜Ｌ_B2となる。この事実は、Ａ
領域においては、ファン２の上流側と下流側の間におけ
る仕事量の減少が、Ｂ領域のそれに比べて非常に大きい
ことを示している。このように圧力のアンバランスが強
い２つの領域をファン２の各ブレード５が一定間隔で通
過することにより、回転騒音の次数成分が増大するの
で、これが騒音の主たる要因になっているものと考えら
れる。

【００１５】ラジエータ１に対して軸流ファン２を偏心
して配置すると、主としてこのような理由によって騒音
が増大するものと考えられるので、本発明では、まずそ
れに対する対策を立てることになる。図１は本発明の第
１実施例を示すもので、図１（ａ）は車両のラジエータ
１に取付けられた軸流ファン２の後方側の正面図を、図
１（ｂ）はシュラウド３を切断した平面図を、図１
（ｃ）は右側面図を、それぞれ示している。図１に見ら
れるように、本発明の第１実施例においても図３の場合
と同様に、ファン２はラジエータ１の中心に対して一方
に偏心して取付けられている。これは、エンジンルーム
内の過密化等の理由によるもので、ラジエータ１の中心
に軸流ファン２を設けることができない場合に行われる
配置である。ファン２はボス４の周りの均等位置におい
て放射状に、同じ方向に捩じれた複数枚のファンブレー
ド５を有する。

【００１６】図１に示した本発明の第１実施例の車両用
軸流送風機について具体的な数値を例示すると、シュラ
ウド３の上流側開口部の横寸法ｘ及び縦寸法ｙが共に４
００ｍｍ、シュラウド３の奥行きｚが８０ｍｍ、その下
流側の開口径ｒが３０６ｍｍである。その他、図１
（ｃ）に示す各部分の寸法は、それぞれｄが５ｍｍ、ｅ
が４０ｍｍ、ｆが２０ｍｍとなっている。図３に示した
一般例におけるＡ領域及びＢ領域と同様に、図１の第１
実施例の場合についても、シュラウド３内を軸流ファン
２の中心線を境にして２つの領域に分けて、ラジエータ
１の方に向かう開口面積の狭い方をＡ領域、広い方をＢ
領域と呼ぶことにする。

【００１７】本発明の一つの特徴に対応して、図１に示
す第１実施例においては、軸流ファン２の各ファンブレ
ード５よりも上流側でラジエータ１よりも下流側の、特
にＡ領域にあたる開口面積の狭い方のシュラウド３に、
図示のようなスリット状の開口６を設けて、シュラウド
３内を大気に連通させている。開口６の大きさ及び軸方
向位置については、例えば、開口幅ｗを５ｍｍ、周方向
長さｓを６０ｍｍ（図１では開口６の大きさを誇張して
示している）、ラジエータ１からの軸方向距離ｐを７ｍ
ｍとする。なお、開口６には０．５ｍｍのメッシュを張
るが、このメッシュは、塵埃の侵入を阻止するフィルタ
となり、或いは危険防止の意味もあるばかりでなく、開
口６から流入する空気の量を調整する働きがあり、開口
６の絞り効果は、開口６の大きさと共に、メッシュの目
の細かさにも依存する。

【００１８】図１に示した本発明の第１実施例は、この
ような構造によって、図３の例において前記(4) として
示したＰ_A1＜Ｐ_B1の関係を改善し、 Ｐ_A1＝Ｐ_B1 …(11) の状態に近づけようとするものである。つまり、開口６
を設けた位置では、Ａ領域の圧力がＢ領域の圧力よりも
低くなるので、開口６を通じて若干量の大気を流入させ
ることにより、ファンブレード５の上流側におけるＡ領
域とＢ領域との圧力差を減少させ、軸流ファン２の上流
部における圧力のアンバランスをできるだけなくすこと
によって、Ａ領域とＢ領域の仕事量の差を減少させて、
回転騒音の原因を取り除くようにしている。

【００１９】図２は、図３のようにファン２をラジエー
タ１に対して偏心して配置した従来のシュラウド３を用
いた場合（破線）と、同様な偏心配置であっても、図１
のように開口６を有する改良された本発明の第１実施例
のシュラウド３を用いた場合（実線）について、同じ条
件（回転数は２０００ｒｐｍ）で騒音レベルを測定した
結果を示したものである。図２から明らかなように、軸
流ファン２の前方の圧力のアンバランスによって生じる
回転騒音の１次成分及び３次成分を、本発明の第１実施
例に従ってシュラウド３に開口６を設けることにより、
大幅に低減することができる。

【００２０】次に、本発明の第１実施例について、最適
条件を見出すために行った種々の実験、或いは計算等の
結果を示す。まず、ファンの流量が１２００ｍ³/ｈの軸
流送風機を使用し、スリット状の空気流入口である開口
６の幅ｗを一定値５ｍｍとすると共に、その長さｓを２
０〜１００ｍｍの範囲で５段階に変化させて、それぞれ
の大きさの開口６における空気の流速分布を調べた。図
４はその結果を示すコンタ図であって、開口６の長さｓ
が（ａ）１００ｍｍ，（ｂ）８０ｍｍ，（ｃ）６０ｍ
ｍ，（ｄ）４０ｍｍ，（ｅ）２０ｍｍの各場合につい
て、幅方向の中心位置における流速分布をそれぞれ示し
ている。

【００２１】図４に示した結果から判明したことは、ど
の場合についても流速が略２．２〜２．６ｍ/secの範囲
に収まっており、また、それらの開口６において流入す
る空気の流速はどの位置でも略一定値であると見てよ
く、それらの開口６の長さｓ方向において流速分布の異
なる部分が見られないという事実である。

【００２２】また図５には、軸流送風機の上流側にエン
ジン冷却用のラジエータだけを設けて、１２００ｍ³/ｈ
の空気流量に対し圧力損失を６．５ａｑとした低通風抵
抗の場合と、軸流送風機の上流側にエンジン冷却用のラ
ジエータに加えて空調装置のコンデンサをも直列に設け
て、９２０ｍ³/ｈの空気流量に対し圧力損失を９．２ａ
ｑとした高通風抵抗との各場合について、それぞれ開口
６の長さｓの大きさを色々に変化させて、総風量に対す
る開口６への流入流量の比を計測した結果を示してい
る。即ち、図５では横軸に開口６の長さｓをとり、縦軸
には総風量に対するスリット状の開口６への流入流量の
比として、平均流速Ｖ_a と開口６への流入流速Ｖ_asとの
比Ｖ_a ／Ｖ_asをとって示している。

【００２３】図５から判ることは、流量比（流速比）Ｖ
_a ／Ｖ_asの変化が開口６の長さｓの大きさ（従って開口
の面積）の変化に比例して直線的であって、全体的な通
風抵抗の大きさによってその直線の勾配が変化するとい
う事実である。この事実は、図４に示したように、開口
６の長さｓ（従って開口の面積）の大小によっては開口
６からの流入流速に変化が生じないということを裏付け
ている。

【００２４】図６に、シュラウド３の内部の圧力Ｐと開
口６への流入流速Ｖ_asとによって、Ｐ／Ｖ_as ² である開
口６の通気抵抗ζを求めた結果を示す。図６から、開口
６の長さｓが５０〜６０ｍｍ以上の領域では、開口６の
通気抵抗ζの値が殆ど一定になっていることが判る。

【００２５】そこで、開口６の幅ｗと長さｓを種々変化
させて、開口６の面積と騒音の大きさ（代表として回転
１次成分）との関係を調べた結果を図７に示す。その結
果、騒音は開口６の面積が３００ｍｍ² 程度のときに最
低になり、開口６の面積がそれよりも小さくても、また
大きくても騒音は増大するということが判った。

【００２６】開口６の面積が３００ｍｍ² 以下のときに
騒音が大きいのは、開口６の面積が小さいために流入空
気量が少なく、開口６が十分な効果をあげていないため
であることは明らかであるが、開口６の面積が３００ｍ
ｍ² 以上のときにも騒音が増大する理由は、開口６の面
積が過大となったため、開口６からの流入空気量が過大
となって、上述のＡ領域とＢ領域との流量のアンバラン
スが再び発生してしまったためであると考えられる。ま
た、この場合は、ラジエータ１やコンデンサを通過しな
い空気の流量が増加して、軸流送風機の総合的な性能や
冷却効率が低下するという好ましくない問題も生じる。

【００２７】以上のことから、前述の通気抵抗の範囲で
は、開口６の面積を３００ｍｍ² 程度にとれば、開口の
形状には左右されずに低騒音化が可能であるということ
が判明した。また、前述の範囲以外の通気抵抗の範囲で
は、通気抵抗ζ、即ちＰ／Ｖ_as ² の値が０．１以下にな
るように開口６の面積を設定すれば、騒音低減が可能で
あるということも判明した。

【００２８】以上説明したように、図１に示した本発明
の第１実施例の軸流ファンは、シュラウド３の一部に開
口６を設けることによって、図２に示したように回転騒
音の１次及び３次の成分を低減させることができるが、
それによっては２次及び４次の成分を殆ど低減させるこ
とができない。そこで軸流ファン２の上流側におけるシ
ュラウド３内の空気の流れを調べてみると、図１１に示
したような状態になっていて、ファン２の先端のＣ領
域、Ｄ領域、及びＥ領域においては、矢印で示した空気
の流線（矢印の長さは流速を示す）が対向していること
が判った。そして回転騒音の２次及び４次の成分は、こ
のような空気の対向流れがファンブレードと干渉するこ
とによって起こっているものと考えられる

【００２９】本発明の第２実施例においては、回転騒音
の２次及び４次成分の発生原因に関するこのような考え
方に基づき、第１実施例と同様にシュラウド３の一部に
開口６を設けるだけでなく、更にそれに加えて、図８に
示すように、ファン２の上流側で且つラジエータ１の下
流側において、シュラウド３の内面から半径方向内側に
向かって突出する３枚の整流板７，８，及び９を設けて
いる。

【００３０】更に具体的に説明すると、整流板７，８，
９は厚さが３ｍｍで、それらの半径方向の内端面とファ
ン２の外周におけるシュラウド３の円筒部の内面との半
径方向の距離Ａが５ｍｍ，また、それらの整流板の軸方
向端面とラジエータ１との軸方向の距離Ｂが１ｍｍに設
定されている。更に、開口６が設けられる位置、即ちフ
ァン２の外周のシュラウド３の円形部分がラジエータ１
の縁部に対して最も近くなる部位の中心と、ファンボス
４の中心とを結ぶ半径方向の直線Ｏ−Ｘに対して、整流
板７のなす角度θ₁ は４５度、同じ直線Ｏ−Ｘに対して
整流板８及び９のなす角度θ₂ 及びθ₃ はいずれも９０
度に設定してある。従って、整流板８及び９は共にファ
ンボス４の中心を通る半径方向の直線Ｉ−Ｉ上に位置
し、それらはまた、前述のＡ領域とＢ領域との境界線と
も一致している。この構成から、整流板８及び９はファ
ンブレード５の先端部分においてＡ領域とＢ領域とを区
画していることにもなる。

【００３１】第２実施例においては、シュラウド３の内
面に半径方向の整流板７，８，９を備えているので、図
１０に示すようにファン２の上流側の空気の流れは円滑
に整流板７，８，９によって半径方向の内側に向かうよ
うに案内され、図１１に示したように流線が対向するよ
うなことが少なくなる。

【００３２】図９は、図３のようにファン２をラジエー
タ１に対して偏心して配置した従来のシュラウド３を用
いた場合（破線）と、同様な偏心配置であっても、図８
のように、開口６に加えて、整流板７，８，９を備えた
本発明の第２実施例のシュラウド３を用いた場合（実
線）について、同じ条件（回転数は２０００ｒｐｍ）で
騒音の音圧レベルを測定した結果を示したものである。
この図から、流れの対向の減少によって回転騒音の２次
及び４次成分が減少していることが判る。

【００３３】

【発明の効果】本発明によれば、軸流ファンを熱交換器
に対して偏心して設けた軸流送風機において大きくなり
やすい回転騒音を、単にシュラウドの一部に開口を設け
るか、或いはそれに加えて、シュラウドの内面に半径方
向の整流板を設けるという簡単な手段によって、広い周
波数範囲にわたって著しく低減させることができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明を車両用軸流送風機に適用した第１実施
例を示し、（ａ）は車両の熱交換器に取付けられた軸流
ファンの後方側の正面図、（ｂ）はシュラウドを切断し
た平面図、（ｃ）は右側面図である。

【図２】本発明の第１実施例の効果を確認するために騒
音レベルを測定した結果を示す線図である。

【図３】回転騒音の原因の一つを説明するために、この
種の熱交換器用軸流送風機の一般例を示す概念図であ
る。

【図４】スリット状の開口の幅を一定とすると共に長さ
を２０〜１００ｍｍの範囲で５段階に変化させたとき
の、開口における空気の流速分布を示す線図である。

【図５】スリット状の開口の幅を一定とすると共に長さ
を変化させたときの、総風量に対する開口への流入空気
流量の比を、全体の通風抵抗の大小の各場合について測
定した結果を示す線図である。

【図６】スリット状の開口の幅を一定とすると共に長さ
を変化させたときの、開口の通気抵抗の値を求めた結果
を示す線図である。

【図７】開口の面積と騒音の大きさとの関係を示す線図
である。

【図８】本発明の第２実施例を示すもので、（ａ）は車
両の熱交換器に取付けられた軸流ファンの横断正面図、
（ｂ）はシュラウドを断面Ｉ−Ｉにおいて切断して示す
側面図、（ｃ）は同じく断面II−IIにおいて切断して示
す側面図である。

【図９】本発明の第２実施例の効果を確認するために騒
音の音圧レベルを測定した結果を示す線図である。

【図１０】本発明の第２実施例の作用を示す軸流ファン
の横断正面図である。

【図１１】従来の軸流ファンにおける空気の流れを示す
横断正面図である。

【符号の説明】

１…ラジエータ（熱交換器） ２…軸流ファン ３…シュラウド ４…ファンボス ５…ファンブレード ６…開口 ７，８，９…整流板 ｓ…スリット状の開口の長さ ｗ…スリット状の開口の幅

Claims (3)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 熱交換器の中心から外れている下流側の
   位置において前記熱交換器と対向して軸流ファンを設
   け、前記熱交換器と前記軸流ファンとを滑らかにつなぐ
   シュラウドによって空気通路を形成すると共に、前記シ
   ュラウド内の前記空気通路のうち前記軸流ファンの中心
   線を境として前記熱交換器の比較的狭い面積に対応する
   側の領域において、前記軸流ファンよりも上流側の前記
   シュラウドに開口を設けて、大気を前記空気通路内に導
   入するようにしたことを特徴とする軸流送風機。
2. 【請求項２】 前記開口の面積を、前記開口の通気抵抗
   を示すＰ／Ｖ_as ² の値（Ｐ：シュラウド内の圧力ａｑ，
   Ｖ_as：開口の流入空気速度ｍ/sec）が０．１以下になる
   ように設定したことを特徴とする請求項１記載の軸流送
   風機。
3. 【請求項３】 前記軸流ファンよりも上流側の前記シュ
   ラウドの内面に内側に向かって突出する整流板を設けた
   ことを特徴とする請求項１記載の軸流送風機。