WO2010113391A1 - 遠心式送風機及び自動車用シート - Google Patents

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impeller
centrifugal blower
centrifugal
rotation center
casing
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PCT/JP2010/001652
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English (en)
French (fr)
Inventor
黒河通広
小島正雄
久山浩二
日高将人
磯田峰明
Original Assignee
パナソニック株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D25/00—Pumping installations or systems
    • F04D25/02—Units comprising pumps and their driving means
    • F04D25/06—Units comprising pumps and their driving means the pump being electrically driven
    • F04D25/0606—Units comprising pumps and their driving means the pump being electrically driven the electric motor being specially adapted for integration in the pump
    • F04D25/0613—Units comprising pumps and their driving means the pump being electrically driven the electric motor being specially adapted for integration in the pump the electric motor being of the inside-out type, i.e. the rotor is arranged radially outside a central stator
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D17/00—Radial-flow pumps, e.g. centrifugal pumps; Helico-centrifugal pumps
    • F04D17/08—Centrifugal pumps
    • F04D17/16—Centrifugal pumps for displacing without appreciable compression

Definitions

  • the present invention relates to a centrifugal blower having a flat centrifugal multiblade impeller having a ratio H / D of an impeller height H to an impeller diameter D of 0.2 or less.
  • the present invention also relates to an automobile seat incorporating a centrifugal blower.
  • the centrifugal blower is configured such that a centrifugal multiblade impeller (hereinafter abbreviated as “impeller”) is housed in a spiral scroll casing (hereinafter abbreviated as “casing”).
  • the impeller blows out the sucked air radially outward along the rotation center axis.
  • the casing converts the dynamic pressure into a static pressure while collecting the air blown out from the impeller, and blows out air from the blowout port provided on the winding end side.
  • Patent Document 1 uses a low profile impeller in which the ratio H / D (aspect ratio) of the impeller height H in the rotation center axis direction to the impeller diameter D is 0.5 or less in such a centrifugal blower.
  • the minimum distance (nose gap) between the nose portion (also referred to as a tongue portion) of the casing and the impeller is 0.08 times or more and 0.2 times or less the impeller diameter D.
  • Patent Document 1 when a lower profile impeller having an aspect ratio H / D of 0.2 or less is used, there is a problem that the air blowing capacity per revolution of the impeller is remarkably reduced.
  • the centrifugal blower of the present invention includes a centrifugal multi-blade impeller that has a plurality of blades around a rotation center axis and blows out the air sucked along the rotation center axis outward in the radial direction, and the centrifugal multi-blade A spiral scroll casing that houses the impeller.
  • the ratio H / D of the height H of the centrifugal multiblade impeller in the direction of the rotation center axis to the diameter D of the centrifugal multiblade impeller is 0.2 or less, and the logarithmic spiral spread angle ⁇ of the scroll casing is 2 It is 0 degree or more.
  • the automobile seat of the present invention incorporates the above centrifugal blower of the present invention.
  • the logarithmic spiral spread angle ⁇ of the casing is appropriately set, in the centrifugal blower using the low-profile impeller having the ratio H / D of 0.2 or less, the movement generated by the impeller The pressure is efficiently converted into static pressure by the casing, and the air blowing performance (pressure-air volume characteristic) is improved.
  • centrifugal blower of the present invention it is possible to improve the blowing capacity per rotation speed and reduce the blowing noise.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of a centrifugal blower according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2A is a front view of a centrifugal multiblade impeller that constitutes the centrifugal blower shown in FIG. 1.
  • FIG. 2B is a top view of the centrifugal multiblade impeller constituting the centrifugal blower shown in FIG. 1.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of the scroll casing taken along line IV-IV in FIG.
  • FIG. 4 is a diagram showing a dimensionless blowing performance characteristic diagram of two centrifugal blowers in which the logarithmic spiral spread angle ⁇ of the casing is 2.9 degrees and 1.0 degree.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of a centrifugal blower according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2A is a front view of a centrifugal multiblade impeller that constitutes the centrifugal blower shown in FIG. 1.
  • FIG. 5 is a diagram showing the relationship between the noise level and the frequency of the centrifugal blower with the logarithmic spiral spread angle ⁇ shown in FIG. 4 being 2.9 degrees.
  • FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the logarithmic spiral spread angle ⁇ and the air blowing performance.
  • FIG. 7 is a cutaway perspective view showing an embodiment of a vehicle seat incorporating the centrifugal blower of the present invention.
  • the centrifugal blower of the present invention includes an impeller having a plurality of blades and a spiral casing that houses the impeller.
  • a drive source for example, a motor
  • a drive source for rotating the impeller may be built in the casing or may be disposed outside the casing.
  • the shape of the blade provided in the impeller is not particularly limited, and may be any one of a forward-facing blade in which the air outlet portion (outer end) of the blade is directed in the rotation direction and a backward-facing blade in the direction opposite to the rotation direction.
  • the exit portion of the blade is a forward-facing blade facing in the rotation direction, and the exit angle ⁇ of the blade is 60 ° or more and 90 ° or less. This is because the energy for rotating the impeller can be efficiently converted into dynamic pressure.
  • an annular shroud is provided on the outer periphery of the air intake side of the impeller.
  • the rectification effect of the shroud can suppress the generation of vortices due to the air flow flowing outward in the radial direction of the impeller and the back flow to the impeller, and the blade passing frequency sound can be reduced.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of a centrifugal blower 1 according to an embodiment of the present invention.
  • 2A is a front view of an impeller (centrifugal multiblade impeller) 10, and
  • FIG. 2B is a top view thereof.
  • 3 is a cross-sectional view of the casing (scroll casing) 20 taken along the line IV-IV in FIG.
  • the centrifugal blower 1 includes an impeller 10 and a casing 20 that houses the impeller 10.
  • the impeller 10 is rotationally driven by the electric motor 30 in the direction of the rotation direction 10d around the rotation center axis 10a.
  • the impeller 10 has a large number of blades (blades) 11 around the rotation center shaft 10a, and blows out the air sucked along the rotation center shaft 10a radially outward.
  • a shroud 12 is provided on the side of the suction port 21 (see FIG. 1) of the impeller 10 so as to connect the outer peripheral side ends of the blades 11 in order.
  • the shroud 12 has an annular shape that is concentric with the impeller 10.
  • the casing 20 is a spiral scroll casing that collects air blown from the impeller 10 and converts the dynamic pressure into static pressure.
  • An air inlet 21 is provided on one side of the blower 1 in the direction of the rotation center shaft 10a (the side opposite to the electric motor 30), and an outlet 22 for blowing out air is provided on the winding end side.
  • the diameter of the impeller 10 (that is, the diameter of an imaginary circle passing through the outer end of the blade 11) is D, and the height of the impeller 10 in the direction of the rotation center axis 10a (that is, at the outlet portion).
  • the impeller 10 is a low-profile impeller having a ratio H / D (aspect ratio) of the height H to the diameter D of 0.2 or less.
  • the ratio D1 / D is preferably 0.7 or less.
  • the ratio D1 / D is larger than this, the air blowing performance is lowered.
  • the exit portion of the blade 11 of the impeller 10 is preferably oriented in the same direction as the rotation direction 10d of the impeller 10, and the exit angle ⁇ of the blade 11 is particularly preferably 60 ° or more and 90 ° or less.
  • the outlet angle ⁇ is a tangent along the blade 11 at the outer end of the blade 11 when the impeller 10 is viewed from the suction port 21 (see FIG. 1) side.
  • the exit angle ⁇ is measured from the forward side of the impeller 10 in the rotational direction 10d.
  • the logarithmic spiral spread angle ⁇ represented by the following formula is 2.0 degrees or more.
  • r r 0 ⁇ exp ( ⁇ ⁇ tan ( ⁇ )) here, r: distance from the rotation center shaft 10a to the outer inner wall surface of the casing 20 r 0 : the rotation center shaft 10a to the casing 20 along the reference line L 0 connecting the center of curvature Pn of the nose portion 23 and the rotation center shaft 10a the distance to the outer inner wall theta: the angle measured in the direction of rotation 10d of the reference line L 0 from the impeller 10 connecting the center of curvature Pn of the nose portion 23 the rotational center axis 10a.
  • FIG. 4 is a diagram showing the blowing performance of two centrifugal blowers having a logarithmic spiral spread angle ⁇ of the casing 20 of 2.9 degrees (“Example”) and 1.0 degree (“Comparative Example”).
  • the two centrifugal fans have the same specifications except that the logarithmic spiral spread angle ⁇ is different.
  • the aspect ratio H / D of the impeller 10 was set to 0.12.
  • the maximum outer diameter W (see FIG. 3) of the logarithmic spiral portion of the casing 20 (the portion having the outer inner wall surface changing in a logarithmic spiral) in the direction orthogonal to the rotation center axis 10a was 95 mm.
  • the horizontal axis is the air volume ⁇
  • the vertical axis is the static pressure ⁇
  • both the horizontal axis and the vertical axis are dimensionless.
  • the distance between the nose portion 23 of the casing 20 and the impeller 10 is narrower in the embodiment.
  • noise generated by the air blown radially outward from the impeller against the nose part (blade passing frequency sound, hereinafter referred to as “NZ noise”). )
  • NZ noise blade passing frequency sound
  • FIG. 5 is a diagram showing the results of measuring the noise during operation of the centrifugal blower according to the embodiment shown in FIG.
  • the horizontal axis represents frequency
  • the vertical axis represents sound pressure.
  • a peak at a specific frequency is not recognized, and no harmful NZ noise is generated.
  • the range (especially the lower limit value) of the logarithmic spiral spread angle ⁇ of the casing 20 is set appropriately, so that the low-profile impeller with a small aspect ratio H / D.
  • the dynamic pressure generated by the impeller 10 is converted into a static pressure by the casing 20, and the blowing performance (pressure-air volume characteristic) is improved.
  • the air blowing performance is improved, harmful NZ noise is hardly generated.
  • the blowing performance is improved by increasing the rotation speed of the impeller. Since the centrifugal blower of the present invention has an excellent blowing performance, an equivalent static pressure can be obtained at a lower rotational speed of the impeller than a conventional centrifugal blower. Therefore, according to the centrifugal blower of the present invention, the rotation speed of the impeller can be lowered, and as a result, noise reduction can be realized.
  • FIG. 6 is a diagram showing a change in air blowing performance when the logarithmic spiral spread angle ⁇ is changed.
  • the horizontal axis represents the logarithmic spiral spread angle ⁇ , and the specifications of the other centrifugal fans are the same.
  • the vertical axis represents the static pressure of the centrifugal blower. It can be seen that higher static pressure is obtained as the logarithmic spiral spread angle ⁇ increases. In particular, in the range where the logarithmic spiral spread angle ⁇ is 2.0 degrees or more, the slope of the curve is large, and it can be seen that increasing the logarithmic spiral spread angle ⁇ is effective in improving the static pressure. Therefore, in the present invention, the logarithmic spiral spread angle ⁇ is set to 2.0 degrees or more.
  • the static pressure required for the centrifugal blower is 120 Pa or more, preferably 190 Pa or more. Therefore, from FIG. 6, the logarithmic spiral spread angle ⁇ is preferably 2.5 degrees or more.
  • the upper limit value of the logarithmic spiral spread angle ⁇ is not particularly limited. However, when the logarithmic spiral spread angle ⁇ is increased, the nose gap is reduced as described above, and NZ noise may become remarkable. Therefore, in general, the logarithmic spiral spread angle ⁇ is preferably 4.0 degrees or less.
  • FIG. 7 is a cutaway perspective view showing an embodiment of an automotive seat 100 incorporating the centrifugal blower 1 of the present invention.
  • Centrifugal blower 1 is built in seating portion 101 of seat 100. Air generated by an air conditioner (not shown) arranged outside the seat 100 and having an appropriately adjusted temperature and humidity is introduced into the suction port of the centrifugal blower 1 through a duct (not shown). The air blown out from the outlet of the centrifugal blower 1 is blown from the seat portion 101 and the seat back 102 toward the occupant.
  • the centrifugal blower 1 is built only in the seating portion 101, but may be built in the seat back 102.
  • the centrifugal blower 1 of the present invention includes the low-profile impeller 10 having an aspect ratio H / D of 0.2 or less, the thickness of the centrifugal blower 1 is thin. Therefore, the increase in the thickness of the seat portion 101 and the seat back 102 due to the incorporation of the centrifugal blower 1 is negligible. Therefore, it is possible to avoid a narrow interior space. Moreover, since the centrifugal blower 1 of the present invention has low noise, even if the centrifugal blower 1 is built in the seat 100, the passenger hardly feels unpleasant noise.
  • the maximum outer diameter W (see FIG. 3) of the casing 20 described above is 100 mm or less from the viewpoint of effectively using the space. Is desirable.
  • the automobile seat is only one of the application fields of the centrifugal blower of the present invention, and the centrifugal blower of the present invention can of course be used for other purposes.
  • the centrifugal blower of the present invention can be particularly preferably used as a blower installed in a limited space (for example, a passenger compartment) because it is a small and low profile type and has high blowing ability and low noise.

Abstract

　回転中心軸（１０ａ）の周りに複数枚のブレード（１１）を有し回転中心軸に沿って吸入した空気を半径方向外向きに吹き出す遠心式多翼インペラ（１０）が渦巻状のスクロールケーシング（２０）に収納されている。遠心式多翼インペラの直径Ｄに対する回転中心軸方向における遠心式多翼インペラの高さＨの比Ｈ／Ｄは０．２以下である。スクロールケーシングの対数螺旋拡がり角度γは２．０度以上である。これにより、小型低背で、送風性能が高く、低騒音の遠心式送風機を提供することができる。

Description

遠心式送風機及び自動車用シート
　本発明は、インペラ直径Ｄに対するインペラ高さＨの比Ｈ／Ｄが０．２以下の扁平状の遠心式多翼インペラを有する遠心式送風機に関する。また、本発明は、遠心式送風機を内蔵した自動車用シートに関する。
　遠心式送風機は、遠心式多翼インペラ（以下、「インペラ」と略す）が渦巻き状のスクロールケーシング（以下、「ケーシング」と略す）内に収納されて構成されている。インペラは、回転中心軸に沿って吸入した空気を半径方向外向きに吹き出す。ケーシングは、インペラから吹き出された空気を集合させながらその動圧を静圧に変換して、その巻き終わり側に設けられた吹出口から空気を吹き出す。
　特許文献１には、このような遠心式送風機において、インペラ直径Ｄに対する回転中心軸方向におけるインペラ高さＨの比Ｈ／Ｄ（アスペクト比）が０．５以下である低背タイプのインペラを用い、ケーシングのノーズ部（舌部ということもある）とインペラとの最小間隔（ノーズギャップ）をインペラ直径Ｄの０．０８倍以上０．２倍以下にすることが記載されている。
特開２００２－３７１９９７号公報
　近年、遠心式送風機を内蔵した自動車等の車両シートが提案されている。この用途において、更に、シートに複数の遠心式送風機を内蔵したり、車室空間を増大したりすることへの要求があり、これに応えるためにインペラをさらに小型化、低背化することが求められている。
　しかしながら、特許文献１の構成において、アスペクト比Ｈ／Ｄが０．２以下である更に低背タイプのインペラを用いると、インペラの回転数当たりの送風能力が著しく低下するという課題がある。
　また、送風能力を向上させるためにインペラの回転数を増加させると、騒音が大きくなるという課題がある。
　本発明は、上記の従来の課題を解決するものであり、送風性能の向上と騒音の低減とが両立した遠心式送風機を提供することを目的とする。また、本発明は、このような遠心式送風機を内蔵した自動車用シートを提供することを目的とする。
　本発明の遠心式送風機は、回転中心軸の周りに複数枚のブレードを有し前記回転中心軸に沿って吸入した空気を半径方向外向きに吹き出す遠心式多翼インペラと、前記遠心式多翼インペラを収納する渦巻状のスクロールケーシングとを備える。前記遠心式多翼インペラの直径Ｄに対する前記回転中心軸方向における前記遠心式多翼インペラの高さＨの比Ｈ／Ｄが０．２以下であり、前記スクロールケーシングの対数螺旋拡がり角度γが２．０度以上であることを特徴とする。
　本発明の自動車用シートは、上記の本発明の遠心式送風機を内蔵する。
　本発明によれば、ケーシングの対数螺旋拡がり角度γが適正に設定されているので、比Ｈ／Ｄが０．２以下の低背タイプのインペラを用いた遠心式送風機において、インペラによって発生した動圧がケーシングによって効率的に静圧に変換され、送風性能（圧力―風量特性）が向上する。
　また、送風性能が向上した結果、回転数を低減することが可能となるので、騒音を低減することができる。
　したがって、本発明の遠心式送風機によれば、回転数当たりの送風能力を向上させ、かつ送風騒音を低減することができる。
図１は、本発明の一実施形態に係る遠心式送風機の断面図である。 図２Ａは、図１に示した遠心式送風機を構成する遠心式多翼インペラの正面図である。 図２Ｂは、図１に示した遠心式送風機を構成する遠心式多翼インペラの上面図である。 図３は、図１のIV－IV線におけるスクロールケーシングの矢視断面図である。 図４は、ケーシングの対数螺旋拡がり角度γが２．９度及び１．０度の２つの遠心式送風機の無次元送風性能特性図を示した図である。 図５は、図４に示した対数螺旋拡がり角度γが２．９度である遠心式送風機の騒音レベルと周波数との関係を示した図である。 図６は、対数螺旋拡がり角度γと送風性能との関係を示した図である。 図７は、本発明の遠心式送風機を内蔵した自動車用シートの一実施形態を示した切り欠き斜視図である。
　本発明の遠心式送風機は、複数枚のブレードを有するインペラと、インペラを収納する渦巻状のケーシングとを備える。インペラを回転させる駆動源（例えばモータ）は、ケーシングに内蔵されていてもよく、あるいはケーシング外に配置されていてもよい。
　インペラが備えるブレードの形状に特に制限はなく、ブレードの空気出口部（外側端）が回転方向に向いた前向き羽根、回転方向と逆方向に向いた後ろ向き羽根などのいずれであってもよい。但し、ブレードの出口部が回転方向に向いた前向き羽根であって、ブレードの出口角βが６０°以上９０°以下であることが好ましい。インペラを回転させるエネルギーを効率よく動圧に変換することができるからである。
　インペラに設けられるブレードの数にも特に制限はない。
　インペラの空気吸入側の外周に円環状のシュラウドが設けられていることが好ましい。これにより、シュラウドの整流効果により、インペラの半径方向外向きに流出した空気流による渦の発生とインペラへの逆流を抑制することができ、翼通過周波数音を低減できる。
　以下に本発明を好適な実施形態を用いて詳細に説明する。但し、本発明は以下に示す実施形態に限定されないことはいうまでもない。
　図１は、本発明の一実施形態に係る遠心式送風機１の断面図である。図２Ａはインペラ（遠心式多翼インペラ）１０の正面図、図２Ｂはその上面図である。図３は図１のIV－IV線におけるケーシング（スクロールケーシング）２０の矢視断面図である。
　遠心式送風機１は、インペラ１０と、インペラ１０を収納するケーシング２０とを備える。
　インペラ１０は、電動モータ３０により回転中心軸１０ａを中心として回転方向１０ｄの向きに回転駆動される。インペラ１０は、回転中心軸１０ａの周りに多数枚のブレード（翼）１１を有し、回転中心軸１０ａに沿って吸入した空気を半径方向外向きに吹き出す。インペラ１０の吸入口２１（図１参照）側に、ブレード１１の外周側端を順に繋ぐシュラウド１２が設けられている。シュラウド１２は、インペラ１０と同芯の円環状である。
　ケーシング２０は、インペラ１０から吹き出された空気を集合させながらその動圧を静圧に変換する渦巻き状のスクロールケーシングである。送風機１の回転中心軸１０ａ方向の一方の側（電動モータ３０とは反対側）には空気の吸入口２１が設けられ、巻き終わり側には空気を吹き出す吹出口２２が設けられている。
　図２Ａに示されているように、インペラ１０の直径（即ち、ブレード１１の外側端を通る仮想円の直径）をＤ、回転中心軸１０ａ方向におけるインペラ１０の高さ（即ち、出口部でのブレード１１の高さ）をＨとしたとき、インペラ１０は、直径Ｄに対する高さＨの比Ｈ／Ｄ（アスペクト比）が０．２以下である低背タイプのインペラである。
　ブレード１１の内側端を通る仮想円の直径をＤ１としたとき（図２Ｂ参照）、比Ｄ１／Ｄは０．７以下であることが好ましい。比Ｄ１／Ｄがこれより大きくなると、送風性能が低下する。
　インペラ１０のブレード１１の出口部は、インペラ１０の回転方向１０ｄと同方向に向いていることが好ましく、特にブレード１１の出口角βは６０°以上９０°以下であることが好ましい。ここで、出口角βとは、図２Ｂに示されているように、インペラ１０を吸入口２１（図１参照）側から見たときの、ブレード１１の外側端でのブレード１１に沿った接線とインペラ１０の外周縁に沿った接線とがなす角度をいう。出口角βは、インペラ１０の回転方向１０ｄの前進側から測定される。出口角βが上記の数値範囲内であると、インペラ１０から吹き出される空気の動圧を高くすることができる。
　図３に示されているように、ケーシング２０の外側内壁面は対数螺旋的に変化している。そして、次式で表される対数螺旋拡がり角度γが２．０度以上である。
　　ｒ＝ｒ0・ｅｘｐ（θ・ｔａｎ（γ））
ここで、
　　ｒ：回転中心軸１０ａからケーシング２０の外側内壁面までの距離
　　ｒ0：ノーズ部２３の曲率中心Ｐｎと回転中心軸１０ａとを結ぶ基準線Ｌ0に沿った、回転中心軸１０ａからケーシング２０の外側内壁面までの距離
　　θ：ノーズ部２３の曲率中心Ｐｎと回転中心軸１０ａとを結ぶ基準線Ｌ0からインペラ１０の回転方向１０ｄに測った角度
である。
　対数螺旋拡がり角度γを２．０度以上とすることの技術的意義について説明する。
　図４は、ケーシング２０の対数螺旋拡がり角度γが２．９度（「実施例」）及び１．０度（「比較例」）の２つの遠心式送風機の送風性能を示した図である。２つの遠心式送風機は、対数螺旋拡がり角度γが異なる以外は同一仕様である。インペラ１０のアスペクト比Ｈ／Ｄは０．１２とした。ケーシング２０の対数螺旋部（対数螺旋的に変化する外側内壁面を有する部分）の回転中心軸１０ａと直交する方向における最大外径Ｗ（図３参照）は９５ｍｍとした。図４において、横軸は風量φ、縦軸は静圧ψであり、横軸及び縦軸はいずれも無次元化されている。
　対数螺旋拡がり角度γが２．９度である実施例と１．０度である比較例とを比較すると、同一流量（φ＝０．１４）において比較例より実施例の方がより高い静圧が得られており、送風能力が高いことが分かる。
　上記の実施例と比較例とは、対数螺旋拡がり角度γのみが異なるため、ケーシング２０のノーズ部２３とインペラ１０との間隔（ノーズギャップ）は、実施例の方が狭い。遠心式送風機において、ノーズギャップを小さくして送風性能を向上させると、インペラから半径方向外向きに吹き出される空気がノーズ部に衝突することにより発生する騒音（翼通過周波数音、以下「ＮＺ騒音」という）は一般に増大することが多い。
　図５は、図４に示した実施例に係る遠心式送風機の運転時の騒音を測定した結果を示した図である。運転条件は、図４のφ＝０．１４のときのものと同じである。図５の横軸は周波数、縦軸は音圧である。図５から分かるように、特定周波数でのピークが認められず、有害なＮＺ騒音が発生していないことが分かる。
　以上の説明から理解できるように、本発明では、ケーシング２０の対数螺旋拡がり角度γの範囲（特にその下限値）が適正に設定されているので、アスペクト比Ｈ／Ｄが小さな低背タイプのインペラを用いた遠心式送風機において、インペラ１０によって発生した動圧がケーシング２０で静圧に変換され、送風性能（圧力－風量特性）が向上する。しかも、送風性能が向上しても、有害なＮＺ騒音はほとんど発生しない。
　一般に、遠心式送風機では、インペラの回転数を増大させれば送風性能は向上する。本発明の遠心式送風機は、優れた送風性能を有しているので、従来の遠心式送風機と比べてインペラのより低い回転数で同等の静圧が得られる。したがって、本発明の遠心式送風機によれば、インペラの回転数を低くすることができ、その結果、低騒音化を実現することができる。
　図６は、対数螺旋拡がり角度γを変えたときの送風性能の変化を示した図である。横軸は対数螺旋拡がり角度γであり、これ以外の遠心式送風機の仕様は同一である。縦軸は遠心式送風機の静圧である。対数螺旋拡がり角度γが大きくなるにしたがって、より高い静圧が得られることが分かる。特に対数螺旋拡がり角度γが２．０度以上の範囲では、曲線の傾きが大きく、静圧の向上に対数螺旋拡がり角度γの増大が効果的であることが分かる。したがって、本発明では、対数螺旋拡がり角度γを２．０度以上とする。
　また、遠心式送風機を自動車用シート（後述する図７参照）に内蔵して送風機として使用する場合、遠心式送風機に求められる静圧は１２０Ｐａ以上であり、好ましくは１９０Ｐａ以上である。したがって、図６より、対数螺旋拡がり角度γは、２．５度以上であることが好ましい。
　本発明において、対数螺旋拡がり角度γの上限値に特に制限はない。但し、対数螺旋拡がり角度γが大きくなると、上述したようにノーズギャップが小さくなり、ＮＺ騒音が顕著になる可能性がある。したがって、一般には、対数螺旋拡がり角度γは４．０度以下とするのが好ましい。
　図７は、本発明の遠心式送風機１を内蔵した自動車用シート１００の一実施形態を示した切り欠き斜視図である。遠心式送風機１がシート１００の着座部１０１に内蔵されている。シート１００外に配置された空気調和装置（図示せず）で生成された、温度や湿度が適切に調整された空気がダクト（図示せず）を通じて遠心式送風機１の吸入口に導入される。遠心式送風機１の吹出口から吹き出された空気は、着座部１０１及びシートバック１０２から乗員に向けて送風される。図７では、遠心式送風機１が着座部１０１にのみ内蔵されているが、シートバック１０２にも内蔵されていてもよい。
　上述したように、本発明の遠心式送風機１は、アスペクト比Ｈ／Ｄが０．２以下の低背タイプのインペラ１０を備えるので、遠心式送風機１の厚みは薄い。したがって、遠心式送風機１を内蔵することによる座部１０１やシートバック１０２の厚みの増加は、あってもごく僅かである。したがって、車内空間が狭小するのを回避できる。また、本発明の遠心式送風機１は低騒音であるので、シート１００に遠心式送風機１を内蔵しても乗員が不快音を感じることはほとんどない。
　遠心式送風機１をシート１００のような限られた空間に内蔵する場合には、上述したケーシング２０の最大外径Ｗ（図３参照）は、空間を有効利用する観点から、１００ｍｍ以下であることが望ましい。
　自動車用シートは、本発明の遠心式送風機の適用分野の一つに過ぎず、本発明の遠心式送風機をこれ以外の用途に使用することはもちろん可能である。
　本発明の遠心送風機は、小型低背タイプでありながら、送風能力が高く、低騒音であるため、限られた空間（例えば車室）に設置される送風機として特に好ましく利用することができる。
１　遠心式送風機
１０　インペラ（遠心式多翼インペラ）
１０ａ　インペラの回転中心軸
１０ｄ　インペラの回転方向
１１　ブレード（翼）
１２　シュラウド
２０　ケーシング（スクロールケーシング）
２１　吸入口
２２　吹出口
２３　ノーズ部
３０　電動モータ
１００　自動車用シート
１０１　着座部
１０２　シートバック

Claims (5)

  1. 　回転中心軸の周りに複数枚のブレードを有し前記回転中心軸に沿って吸入した空気を半径方向外向きに吹き出す遠心式多翼インペラと、前記遠心式多翼インペラを収納する渦巻状のスクロールケーシングとを備える遠心式送風機であって、
    　前記遠心式多翼インペラの直径Ｄに対する前記回転中心軸方向における前記遠心式多翼インペラの高さＨの比Ｈ／Ｄが０．２以下であり、
    　前記スクロールケーシングの対数螺旋拡がり角度γが２．０度以上であることを特徴とする遠心式送風機。
  2. 　前記スクロールケーシングの対数螺旋拡がり角度γが２．５度以上である請求項１に記載の遠心式送風機。
  3. 　前記遠心式多翼インペラの前記ブレードの出口角βは６０°以上９０°以下である請求項１又は２に記載の遠心式送風機。
  4. 　前記遠心式多翼インペラの空気吸入側の外周に円環状のシュラウドが設けられている請求項１～３のいずれかに記載の遠心式送風機。
  5. 　請求項１～４のいずれかに記載の遠心式送風機を内蔵した自動車用シート。
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