WO2011062062A1 - 遠心式送風機の多翼ファン - Google Patents

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    • F05D2250/00—Geometry
    • F05D2250/50—Inlet or outlet
    • F05D2250/52—Outlet

Definitions

  • the present invention relates to a multiblade fan of a centrifugal blower in which a large number of blades are arranged in an annular shape, and in particular, the multiblade fan can be optimally designed to achieve low noise while achieving high fan efficiency. Regarding technology.
  • a centrifugal blower having a multi-blade fan in which a large number of blades are arranged in a ring shape is suitably used as a blower of a vehicle air conditioner.
  • a centrifugal blower is required not only to have high fan efficiency, but also to suppress noise generated from the blower as low as possible.
  • Patent Document 1 proposes that the inner / outer diameter ratio of the blades and the number of blades be within a specific range. In reality, these design parameters are not sufficient, and it is difficult to say that noise is reliably and sufficiently reduced.
  • an object of the present invention is to find out what design elements (parameters) are particularly effective for noise reduction in order to reliably achieve low noise while maintaining high fan efficiency, and By finding an optimum range and combining these optimum ranges in combination, it is possible to design a multi-blade fan for a centrifugal blower that is actually optimum.
  • a multiblade fan of a centrifugal blower is a multiblade fan of a centrifugal blower in which a plurality of blades are arranged in an annular shape.
  • the inner / outer diameter ratio defined by the ratio D1 / D2 of the diameter D1 of the inscribed circle and the diameter D2 of the inscribed circle, the line connecting the inscribed circle position and the circumscribed circle position in each blade, and the inner inscribed circle position
  • the tongue defined by the ratio S / D2 of the blade inclination angle ⁇ (deg) defined by the angle between the center of the tangent circle and the line extending in the radial direction, and the tongue clearance S and the diameter D2 of the circumscribed circle All of the partial clearance ratios are within the following ranges. 30 ⁇ Z ⁇ 55 0.72 ⁇ D1 / D2 ⁇ 0.86 15 ⁇ ⁇ ⁇ 48 0.09 ⁇ S / D2 ⁇ 0.15
  • the number Z of blades of the blade is more preferably in the range of 33 ⁇ Z ⁇ 50, and further preferably in the range of 35 ⁇ Z ⁇ 45.
  • the inner / outer diameter ratio D1 / D2 is more preferably in the range of 0.76 ⁇ D1 / D2 ⁇ 0.85, and still more preferably in the range of 0.8 ⁇ D1 / D2 ⁇ 0.84.
  • the blade inclination angle ⁇ (deg) is more preferably in the range of 20 ⁇ ⁇ ⁇ 42, and further preferably in the range of 25 ⁇ ⁇ ⁇ 35.
  • the angle between the tangent of the circumscribed circle and the tangent of the blade is further determined at the circumscribed circle position of each blade.
  • the defined blade exit angle ⁇ 2 (deg) is preferably in the range of 148 ⁇ ⁇ 2 ⁇ 175. More preferably, it is in the range of 152 ⁇ ⁇ 2 ⁇ 170, and further preferably in the range of 155 ⁇ ⁇ 2 ⁇ 165.
  • the blade entrance angle ⁇ 1 (deg) defined by the angle between the tangent of the inscribed circle and the tangent of the blade at the position of the inscribed circle of each blade is It is preferably in the range of 50 ⁇ ⁇ 1 ⁇ 90. More preferably, it is in the range of 55 ⁇ ⁇ 1 ⁇ 85, and further preferably in the range of 60 ⁇ ⁇ 1 ⁇ 80. In this way, by taking into account the optimization of the inlet angle ⁇ 1 of the blade, as will be described later, the flow of air flowing between the blades can be more reliably controlled to the optimum state, and the noise can be more reliably reduced. Can be achieved.
  • the thickness of each blade is not particularly limited, but the blade thickness, weight reduction, resin molding accuracy, and cost are within the range of 0.6 to 1 mm. It is preferable in balancing low noise due to the flow velocity reduction between blades and aiming for mass production feasibility.
  • Such a structure of a multi-blade fan of a centrifugal blower according to the present invention is basically applicable to any multi-blade fan, but it is particularly suitable for a vehicle air conditioner that is small and low in noise while maintaining high efficiency. It is suitable for a blower used in the apparatus.
  • the multiblade fan of the centrifugal blower at least all of the blade number Z, the inner / outer diameter ratio D1 / D2, the blade inclination angle ⁇ , and the tongue clearance ratio S / D2 are defined in the present invention.
  • the blade outlet angle ⁇ 2, the inlet angle ⁇ 1, and the blade thickness are preferably set within the specific ranges defined in the present invention, so that the multiblade fan is optimally designed.
  • the desired low noise can be achieved while maintaining high fan efficiency.
  • FIG. 6 is a relationship diagram between the number of blades, specific noise, and fan efficiency. It is explanatory drawing which illustrated the state of the airflow when the blade number of blades exists in each state.
  • FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the inner / outer diameter ratio of a blade, specific noise, and fan efficiency. It is explanatory drawing which illustrated the state of the airflow when an inner-outer diameter ratio exists in each state.
  • FIG. 6 is a relationship diagram of blade inclination angle, specific noise, and fan efficiency.
  • FIG. 6 is a relationship diagram between the exit angle of a blade, specific noise, and fan efficiency. It is explanatory drawing which illustrated the state of the airflow when an exit angle exists in each state.
  • FIG. 6 is a relationship diagram of blade inlet angle, specific noise, and fan efficiency. It is explanatory drawing which illustrated the state of the airflow when an entrance angle exists in each state.
  • FIG. 1 shows a multiblade fan of a centrifugal blower according to an embodiment of the present invention, in which (A) is a schematic front view showing a blade portion, and (B) is a schematic front view of a casing that houses the blade portion. It is.
  • the multiblade fan 1 includes a plurality of (many) blades 2 arranged in an annular shape, and is accommodated in a casing 11.
  • D1 indicates the diameter of the inscribed circle 3 of the large number of blades 2
  • D2 indicates the diameter of the circumscribed circle 4 of the large number of blades 2.
  • S indicates a clearance between the circumscribed circle 4 and the casing 11 in the tongue portion 12.
  • the inner / outer diameter ratio of the present invention is defined as a ratio D1 / D2 of the diameter D1 (mm) of the inscribed circle 3 of the blade 2 and the diameter D2 (mm) of the circumscribed circle 4.
  • the inclination angle ⁇ (deg) of the blade is defined by a line 5 connecting the position of the inscribed circle 3 and the position of the circumscribed circle 4 in each blade 2, and a line 6 extending in the radial direction from the center of the inscribed circle at the inscribed circle position. Is defined as the angle between.
  • the exit angle ⁇ 2 (deg) of the blade 2 is defined as an angle between the tangent line 7 of the circumscribed circle 4 and the tangent line 8 of the blade 2 at the position of the circumscribed circle 4 of each blade 2.
  • the entrance angle ⁇ 1 (deg) of the blade 2 is defined as the angle between the tangent line 9 of the inscribed circle 3 and the tangent line 10 of the blade 2 at the position of the inscribed circle 3 of each blade 2.
  • the thickness of each blade 2 is not particularly limited, but the thickness of the blade 2 is preferably in the range of 0.6 to 1 mm.
  • the results of analyzing the relationship between specific noise [dB (A)] and fan efficiency [%] for the number Z of blades of the blade 2 are shown in FIG.
  • the specific noise [dB (A)] can be calculated by the following equation.
  • Specific noise L A -10 log (QP 2 ) +20
  • L A noise level [dB (A)]
  • Q Air volume (m 3 / h)
  • P Fan total pressure (Pa) It is.
  • experimental data on the high air volume side and the low air volume side were collected using a multiblade fan equipped with a blade having a circumscribed circle diameter D2 of 130 mm. As will be described later, almost the same parameter characteristics were obtained on the high air volume side and the low air volume side. Further, in the confirmation experiment in which D2 was appropriately changed within the range of 130 to 150 mm, almost the same tendency was observed.
  • the number of blades Z of the blade (blade) 2 is set within an appropriate range of 30 to 55 with respect to specific noise. More preferably, it is set within the range of 33 ⁇ Z ⁇ 50, and further preferably within the range of 35 ⁇ Z ⁇ 45.
  • the number Z of blades of the blade 2 is smaller than the above appropriate range, as shown in FIG. 4A, the air flow between the blades cannot be reattached, and the turbulence increases due to the shear flow, and the noise increases.
  • the number of blades Z of the blade 2 is larger than the appropriate range, as shown in FIG.
  • the air flow between the blades can be reattached, but the outflow speed increases and the noise increases because the blade interval is small. Become. If the number of blades Z of the blade 2 is within the above optimal range, as shown in FIG. 4 (B), the air flow can be reattached and the flow velocity between the blades can be appropriately suppressed, thereby achieving a low noise state. it can. Also, the fan efficiency is a value within a preferable range.
  • the inner / outer diameter ratio defined by D1 / D2 is set within an appropriate range of 0.72 to 0.86. More preferably, it is set within a range of 0.76 ⁇ D1 / D2 ⁇ 0.85, and further preferably within a range of 0.8 ⁇ D1 / D2 ⁇ 0.84. Further, the inner / outer diameter ratio D1 / D2 is set within an appropriate range of 0.72 to 0.86 from the relationship with the fan efficiency.
  • the inner / outer diameter ratio D1 / D2 is larger than the appropriate range, as shown in FIG. 6A, the air flow between the blades cannot be reattached, the turbulence is increased by the shear flow, and the noise is increased.
  • the blade is defined by an angle between a line connecting the inscribed circle position and the circumscribed circle position in each blade and a line extending in the radial direction at the inscribed circle position. Is set within an appropriate range of 15 to 48 deg. More preferably, it is set within the range of 20 ⁇ ⁇ ⁇ 42, and further preferably within the range of 25 ⁇ ⁇ ⁇ 35.
  • the inclination angle ⁇ is larger than the above appropriate range, as shown in FIG. 8A, the air flow between the blades (blades) can be reattached, but the outflow speed increases due to the small blade interval, thereby causing noise. Becomes larger.
  • the tongue clearance ratio defined by the ratio S / D2 between the clearance S between the circumscribed circle 4 and the casing 11 in the tongue 12 and the diameter D2 of the circumscribed circle 4. Is set within an appropriate range of 0.09 to 0.15.
  • the tongue clearance ratio is smaller than the appropriate range, the annoying NZ sound generated when the flow flowing out from the blade interferes with the tongue is significantly increased.
  • the tongue clearance ratio is larger than the appropriate range, the size of the casing outer shape becomes excessive as in the casing 11a of FIG. If the tongue clearance ratio S / D2 is within the appropriate range, generation of NZ noise can be suppressed with a casing having an appropriate size, so that a low noise state can be achieved.
  • the number of blades Z, the inner / outer diameter ratio D1 / D2, the blade inclination angle ⁇ (deg), and the tongue clearance ratio S / D2 are all the above-mentioned values. Therefore, noise reduction can be achieved accurately with a casing of an appropriate size, and the fan efficiency at that time can be kept high.
  • the entrance angle ⁇ 1 (deg) is preferably set within an appropriate range, whereby noise reduction can be achieved more reliably.
  • the blade exit angle ⁇ 2 (deg) is preferably within the range of 148 ⁇ ⁇ 2 ⁇ 175, more preferably within the range of 152 ⁇ ⁇ 2 ⁇ 170, and even more preferably 155 ⁇ ⁇ 2 as shown in FIG. It is preferable to be within the range of ⁇ 165.
  • the exit angle ⁇ 2 is larger than the above appropriate range, as shown in FIG. 12A, the air flow between the blades (blades) can be reattached, but the outflow speed is increased due to the small blade interval, thereby causing noise. Becomes larger.
  • the exit angle ⁇ 2 is smaller than the appropriate range, as shown in FIG.
  • the blade inlet angle ⁇ 1 (deg) is preferably in the range of 50 ⁇ ⁇ 1 ⁇ 90, more preferably in the range of 55 ⁇ ⁇ 1 ⁇ 85, and still more preferably 60. It is preferable to be within the range of ⁇ ⁇ 1 ⁇ 80.
  • the entrance angle ⁇ 1 is larger than the appropriate range, as shown in FIG. 14A, the leading edge separation of the blade becomes large due to the large difference between the inflow angle and the entrance angle, thereby increasing the noise.
  • the entrance angle ⁇ 1 is smaller than the appropriate range, as shown in FIG. 14C, the turning from the blade inflow to the outflow is increased, and the noise is also increased.
  • the entrance angle ⁇ 1 is within the above optimal range, as shown in FIG. 14 (B), the transition to the inflow and outflow to the blades is performed smoothly, so that a low noise state can be achieved. Also, the fan efficiency is a value within a preferable range.
  • the structure of the multi-blade fan of the centrifugal blower according to the present invention is particularly suitable for a blower used in a vehicle air conditioner that is strongly required to reduce noise.

Abstract

複数のブレードが環状に配列された遠心式送風機の多翼ファンにおいて、少なくとも、ブレードの羽根枚数Ｚと、ブレードの内接円の直径Ｄ１と外接円の直径Ｄ２との比Ｄ１／Ｄ２で規定される内外径比と、各ブレードにおける内接円位置と外接円位置とを結ぶ線と該内接円位置において内接円中心から径方向に延びる線との間の角度で規定されるブレードの傾斜角α（ｄｅｇ）と、舌部すきまＳと前記外接円の直径Ｄ２との比Ｓ／Ｄ２で規定される舌部すきま比が、すべて、最適な範囲内（３０≦Ｚ≦５５、０．７２≦Ｄ１／Ｄ２≦０．８６、１５≦α≦４８、０．０９≦Ｓ／Ｄ２≦０．１５）にあることを特徴とする多翼ファン。有効であると見出したパラメータの最適な範囲を求め、それら最適な範囲を複合的に組み合わせることにより、現実に低騒音の遠心式送風機の多翼ファンの設計が可能となる。

Description

遠心式送風機の多翼ファン
　本発明は、多数のブレードが環状に配列された遠心式送風機の多翼ファンに関し、とくに、該多翼ファンを、高いファン効率を達成しつつ低騒音化を達成するために最適に設計可能な技術に関する。
　例えば、車両用空調装置の送風機として、多数のブレードが環状に配列された多翼ファンを有する遠心式送風機が好適に用いられる。このような遠心式送風機には、高いファン効率が要求されるのは勿論のこと、送風機から発生する騒音を極力低く抑えることが望まれる。
　遠心式送風機の多翼ファンから発生する騒音を低く抑えるためには、とくにブレード間を通過する気流による騒音を抑えることが有効であることが知られており、そのためにはブレードの配設構造を最適化することが必要であるが、多翼ファンの最適設計の技術は必ずしも確立されているとは言いがたい。例えば、遠心式送風機の多翼ファンの低騒音化のために、特許文献１には、ブレードの内外径比とブレードの数とを特定の範囲内に納めるようにした提案がなされているが、現実的には、これらの設計パラメータだけでは不十分であり、騒音が確実にかつ十分に低減されているとは言いがたい。
特開２００９－６２９５３号公報
生井武文、井上雅弘著「ターボ送風機と圧縮機」、コロナ社、１９８８年、ｐ２９２～２９７
　そこで本発明の課題は、ファン効率を高く維持しつつ低騒音化を確実に達成するために、どのような設計要素（パラメータ）がとくに低騒音化にとって有効なのかを見出すとともに、見出した要素の最適な範囲を求め、それら最適な範囲を複合的に組み合わせることにより、現実に最適な遠心式送風機の多翼ファンの設計を可能にすることにある。
　上記課題を解決するために、本発明に係る遠心式送風機の多翼ファンは、複数のブレードが環状に配列された遠心式送風機の多翼ファンにおいて、少なくとも、ブレードの羽根枚数Ｚと、ブレードの内接円の直径Ｄ１と外接円の直径Ｄ２との比Ｄ１／Ｄ２で規定される内外径比と、各ブレードにおける内接円位置と外接円位置とを結ぶ線と該内接円位置において内接円中心から径方向に延びる線との間の角度で規定されるブレードの傾斜角α（ｄｅｇ）と、舌部すきまＳと前記外接円の直径Ｄ２との比Ｓ／Ｄ２で規定される舌部すきま比が、すべて、以下の範囲内にあることを特徴とするものからなる。
　３０≦Ｚ≦５５
　０．７２≦Ｄ１／Ｄ２≦０．８６
　１５≦α≦４８
　０．０９≦Ｓ／Ｄ２≦０．１５
　ここで、ブレードの羽根枚数Ｚに関しては、より好ましくは３３≦Ｚ≦５０の範囲内であり、さらに好ましくは３５≦Ｚ≦４５の範囲内である。内外径比Ｄ１／Ｄ２に関しては、より好ましくは０．７６≦Ｄ１／Ｄ２≦０．８５の範囲内であり、さらに好ましくは０．８≦Ｄ１／Ｄ２≦０．８４の範囲内である。ブレードの傾斜角α（ｄｅｇ）に関しては、より好ましくは２０≦α≦４２の範囲内であり、さらに好ましくは２５≦α≦３５の範囲内である。
　このように、ブレードの羽根枚数Ｚと内外径比Ｄ１／Ｄ２とブレードの傾斜角αと舌部すきま比Ｓ／Ｄ２のすべてを上記のような範囲内とすることにより、後述の如く、ブレード間を通過する空気の流れの流速を最適な範囲に制御しつつ、該空気流のせん断乱れを小さく抑えることができ、騒音を低く抑えることが現実に可能となる。その結果、ファン効率を高く維持しつつ、望ましい低騒音化を達成することができ、多翼ファンの最適な設計が可能となる。
　このような本発明に係る遠心式送風機の多翼ファンにおいて、より最適な設計を目指すためには、さらに、各ブレードの外接円位置における、外接円の接線とブレードの接線との間の角度で規定されるブレードの出口角β２（ｄｅｇ）が、１４８≦β２≦１７５の範囲内にあることが好ましい。より好ましくは１５２≦β２≦１７０の範囲内であり、さらに好ましくは１５５≦β２≦１６５の範囲内である。このようにブレードの出口角β２の最適化を加味することにより、後述の如く、より確実にブレード間における空気流の流出速度を最適な範囲に制御しつつ、該空気流のせん断乱れを小さく抑えることができ、より確実に低騒音化を達成することができる。
　また、より最適な設計を目指すために、さらに、各ブレードの内接円位置における、内接円の接線とブレードの接線との間の角度で規定されるブレードの入口角β１（ｄｅｇ）が、５０≦β１≦９０の範囲内にあることが好ましい。より好ましくは５５≦β１≦８５の範囲内であり、さらに好ましくは６０≦β１≦８０の範囲内である。このようにブレードの入口角β１の最適化を加味することにより、後述の如く、より確実にブレード間に流入した空気の流れを最適な状態に制御することができ、より確実に低騒音化を達成することができる。
　また、本発明に係る遠心式送風機の多翼ファンにおいては、各ブレードの厚みは特に限定されないが、０．６～１ｍｍの範囲内にあることが、ブレード強度、軽量化、樹脂成型精度、コスト、翼間流速抑制による低騒音をバランスさせ、量産実現性を狙う上で、好ましい。
　このような本発明に係る遠心式送風機の多翼ファンの構造は、基本的にはあらゆる多翼ファンに適用可能であるが、とくに高効率を維持しつつ小型で低騒音が望まれる車両用空調装置に用いられる送風機に好適なものである。
　本発明に係る遠心式送風機の多翼ファンによれば、少なくとも、ブレードの羽根枚数Ｚと内外径比Ｄ１／Ｄ２とブレードの傾斜角αと舌部すきま比Ｓ／Ｄ２のすべてを本発明で規定した特定の範囲内に設定することにより、好ましくは、ブレードの出口角β２や入口角β１、ブレードの厚みも本発明で規定した特定の範囲内に設定することにより、多翼ファンを最適に設計し、ファン効率を高く維持しつつ、望ましい低騒音化を達成することができる。
本発明の一実施態様に係る遠心式送風機の多翼ファンを示す概略正面図である。 本発明における各パラメータを説明するための図１の多翼ファンの部分拡大断面図である。 ブレードの羽根枚数と比騒音、ファン効率との関係図である。 ブレードの羽根枚数が各状態にあるときの空気流の状態を例示した説明図である。 ブレードの内外径比と比騒音、ファン効率との関係図である。 内外径比が各状態にあるときの空気流の状態を例示した説明図である。 ブレードの傾斜角と比騒音、ファン効率との関係図である。 傾斜角が各状態にあるときの空気流の状態を例示した説明図である。 舌部すきま比とＮＺ音との関係図である。 舌部すきま比を大きくした場合のケーシングを例示した説明図である。 ブレードの出口角と比騒音、ファン効率との関係図である。 出口角が各状態にあるときの空気流の状態を例示した説明図である。 ブレードの入口角と比騒音、ファン効率との関係図である。 入口角が各状態にあるときの空気流の状態を例示した説明図である。
　以下に、図面を参照して、本発明についてより具体的かつより詳細に説明する。
　図１は、本発明の一実施態様に係る遠心式送風機の多翼ファンを示しており、（Ａ）はブレード部を示す概略正面図、（Ｂ）はブレード部を収容するケーシングの概略正面図である。多翼ファン１は、複数の（多数の）ブレード２が環状に配列されたものからなり、ケーシング１１に収容されている。図１（Ａ）において、Ｄ１は、多数のブレード２の内接円３の直径を示しており、Ｄ２は、多数のブレード２の外接円４の直径を示している。図１（Ｂ）において、Ｓは舌部１２における外接円４とケーシング１１の間のすきまを示している。
　図２に示すように、本発明の内外径比は、ブレード２の内接円３の直径Ｄ１（ｍｍ）と外接円４の直径Ｄ２（ｍｍ）との比Ｄ１／Ｄ２として規定される。ブレードの傾斜角α（ｄｅｇ）は、各ブレード２における内接円３の位置と外接円４の位置とを結ぶ線５と該内接円位置において内接円中心から径方向に延びる線６との間の角度として規定される。ブレード２の出口角β２（ｄｅｇ）は、各ブレード２の外接円４の位置における、外接円４の接線７とブレード２の接線８との間の角度として規定される。ブレード２の入口角β１（ｄｅｇ）は、各ブレード２の内接円３の位置における、内接円３の接線９とブレード２の接線１０との間の角度として規定される。前述したように、各ブレード２の厚みは特に限定されないが、ブレード２の厚みとしては０．６～１ｍｍの範囲内にあることが好ましい。
　上記ブレード２の羽根枚数Ｚについて、比騒音〔ｄＢ（Ａ）〕とファン効率〔％〕の関係を分析した結果を、図３、表１に示す。比騒音〔ｄＢ（Ａ）〕は、以下の式により計算できる。
　比騒音＝ＬＡ －１０ｌｏｇ（ＱＰ２）＋２０
ここで、ＬＡ ：騒音レベル〔ｄＢ（Ａ）〕、
　　　　　Ｑ：風量（ｍ３／ｈ）、
　　　　　Ｐ：ファン全圧（Ｐａ）、
である。
　分析にあたっては、外接円の直径Ｄ２が１３０ｍｍのブレードを備えた多翼ファンを用いて、高風量側および低風量側における実験データを採取した。後述するように、高風量側と低風量側とでは、ほぼ同様のパラメータ特性が得られた。さらに、Ｄ２を１３０～１５０ｍｍの範囲で適宜変更した確認実験においても、ほぼ同様の傾向が見られた。
　図３に示すように、本発明では、ブレード（翼）２の羽根枚数Ｚは、比騒音に関して３０～５５の適正範囲内に設定される。より好ましくは３３≦Ｚ≦５０の範囲内に、さらに好ましくは３５≦Ｚ≦４５の範囲内に設定される。ブレード２の羽根枚数Ｚが上記適正範囲よりも小さい場合、図４（Ａ）に示すように、ブレード間の空気流が再付着できず、せん断流により乱れが大きくなり、騒音が大きくなる。ブレード２の羽根枚数Ｚが上記適正範囲よりも大きい場合、図４（Ｃ）に示すように、ブレード間の空気流は再付着できるものの、ブレード間隔が小さいため流出速度が大きくなり、騒音が大きくなる。ブレード２の羽根枚数Ｚが上記最適な適正範囲内にあれば、図４（Ｂ）に示すように、空気流が再付着でき、ブレード間の流速も適切に抑えられるため、低騒音状態を達成できる。また、ファン効率も好ましい範囲内の値となる。これらの現象を表１にまとめた。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　また、本発明では、図５に示すように、Ｄ１／Ｄ２で規定される内外径比が０．７２～０．８６の適正範囲内に設定される。より好ましくは０．７６≦Ｄ１／Ｄ２≦０．８５の範囲内、さらに好ましくは０．８≦Ｄ１／Ｄ２≦０．８４の範囲内に設定される。また、この内外径比Ｄ１／Ｄ２は、ファン効率との関係からも、０．７２～０．８６の適正範囲内に設定される。内外径比Ｄ１／Ｄ２が上記適正範囲よりも大きい場合、図６（Ａ）に示すように、ブレード間の空気流が再付着できず、せん断流により乱れが大きくなり、騒音が大きくなる。内外径比Ｄ１／Ｄ２が上記適正範囲よりも小さい場合、図６（Ｃ）に示すように、ブレード（翼）間の空気流は再付着できるものの、Ｄ１が小さくなることで流入速度が増加し、それによって騒音が大きくなる。また、ブレード（翼）長さが長くなることで摩擦損失が大きくなり、ファン効率が低下する。内外径比Ｄ１／Ｄ２が上記最適な適正範囲内にあれば、図６（Ｂ）に示すように、空気流が再付着でき、ブレード（翼）間の流速も適切に抑えられるため、低騒音状態を達成できる。また、ファン効率も好ましい範囲内の値となる。これらの現象を表２にまとめた。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
　また、本発明では、図７に示すように、各ブレードにおける内接円位置と外接円位置とを結ぶ線と該内接円位置において径方向に延びる線との間の角度で規定されるブレードの傾斜角α（ｄｅｇ）が、１５～４８ｄｅｇの適正範囲内に設定される。より好ましくは２０≦α≦４２の範囲内、さらに好ましくは２５≦α≦３５の範囲内に設定される。傾斜角αが上記適正範囲よりも大きい場合、図８（Ａ）に示すように、ブレード（翼）間の空気流は再付着できるものの、ブレード間隔が小さいため流出速度が増加し、それによって騒音が大きくなる。傾斜角αが上記適正範囲よりも小さい場合、図８（Ｃ）に示すように、ブレード（翼）間の空気流は再付着できず、せん断流により乱れが大きくなって騒音が大きくなる。傾斜角αが上記最適な適正範囲内にあれば、図８（Ｂ）に示すように、空気流が再付着でき、ブレード（翼）間の流速も適切に抑えられるため、低騒音状態を達成できる。また、ファン効率も好ましい範囲内の値となる。これらの現象を表３にまとめた。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000003
　また、本発明では、図９に示すように、舌部１２における外接円４とケーシング１１の間のすきまＳと、外接円４の直径Ｄ２との比Ｓ／Ｄ２で規定される舌部すきま比が、０．０９～０．１５の適正範囲内に設定される。舌部すきま比が適正範囲よりも小さい場合、ブレードから流出した流れが舌部にて干渉した際に発生する耳障りなＮＺ音が顕著に大きくなる。舌部すきま比が適正範囲よりも大きい場合、図１０のケーシング１１ａのように、ケーシング外形のサイズが過大となる。舌部すきま比Ｓ／Ｄ２が上記適正範囲内にあれば、適切なサイズのケーシングにてＮＺ音の発生を抑制することができるため、低騒音状態を達成できる。
　このように、本発明では、上記の如く、ブレードの羽根枚数Ｚと、内外径比Ｄ１／Ｄ２と、ブレードの傾斜角α（ｄｅｇ）と、舌部すきま比Ｓ／Ｄ２が、すべて、上記の様な適正な範囲内に設定されるので、適切なサイズのケーシングにて的確に低騒音化が達成されることになり、その際のファン効率も高く保たれる。
　さらに本発明では、ブレードの羽根枚数Ｚ、内外径比Ｄ１／Ｄ２と、傾斜角α（ｄｅｇ）と、舌部すきま比Ｓ／Ｄ２以外のパラメータ、とくに、ブレードの出口角β２（ｄｅｇ）、ブレードの入口角β１（ｄｅｇ）についても適正範囲内に設定することが好ましく、それによって、より確実に低騒音化が達成される。
　ブレードの出口角β２（ｄｅｇ）については、図１１に示すように、１４８≦β２≦１７５の範囲内にあることが好ましく、より好ましくは１５２≦β２≦１７０の範囲内、さらに好ましくは１５５≦β２≦１６５の範囲内にあることが好ましい。出口角β２が上記適正範囲よりも大きい場合、図１２（Ａ）に示すように、ブレード（翼）間の空気流は再付着できるものの、ブレード間隔が小さいため流出速度が増加し、それによって騒音が大きくなる。出口角β２が上記適正範囲よりも小さい場合、図１２（Ｃ）に示すように、ブレード（翼）間の空気流は再付着できず、せん断流により乱れが大きくなって騒音が大きくなる。出口角β２が上記最適な適正範囲内にあれば、図１２（Ｂ）に示すように、空気流が再付着でき、ブレード（翼）間の流速も適切に抑えられるため、低騒音状態を達成できる。また、ファン効率も好ましい範囲内の値となる。これらの現象を表４にまとめた。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000004
　また、ブレードの入口角β１（ｄｅｇ）については、図１３に示すように、５０≦β１≦９０の範囲内にあることが好ましく、より好ましくは５５≦β１≦８５の範囲内、さらに好ましくは６０≦β１≦８０の範囲内にあることが好ましい。入口角β１が上記適正範囲よりも大きい場合、図１４（Ａ）に示すように、流入角と入口角の差が大きいためブレードの前縁剥離が大きくなり、それによって騒音が大きくなる。入口角β１が上記適正範囲よりも小さい場合、図１４（Ｃ）に示すように、翼流入から流出までの転向が大きくなり、やはり騒音が大きくなる。入口角β１が上記最適な適正範囲内にあれば、図１４（Ｂ）に示すように、翼への流入と流出までの転向がスムーズに行われるため、低騒音状態を達成できる。また、ファン効率も好ましい範囲内の値となる。これらの現象を表５にまとめた。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000005
　このようにブレードの出口角β２や入口角β１までを最適化することにより、より確実にブレード間における空気流の状態を最適な状態に制御することができ、より確実に望ましい低騒音化を達成することができる。
　本発明に係る遠心式送風機の多翼ファンの構造は、とくに、低騒音化の要求の強い車両用空調装置に用いられる送風機に好適なものである。
１　多翼ファン
２　ブレード
３　ブレードの内接円
４　ブレードの外接円
５、６　傾斜角を規定する線
７　外接円の接線
８　ブレードの接線
９　内接円の接線
１０　ブレードの接線
１１、１１ａ　ケーシング
１２　舌部
Ｓ　舌部すきま
α　傾斜角
β１　入口角
β２　出口角

Claims (5)

  1. 　複数のブレードが環状に配列された遠心式送風機の多翼ファンにおいて、少なくとも、ブレードの羽根枚数Ｚと、ブレードの内接円の直径Ｄ１と外接円の直径Ｄ２との比Ｄ１／Ｄ２で規定される内外径比と、各ブレードにおける内接円位置と外接円位置とを結ぶ線と該内接円位置において内接円中心から径方向に延びる線との間の角度で規定されるブレードの傾斜角α（ｄｅｇ）と、舌部すきまＳと前記外接円の直径Ｄ２との比Ｓ／Ｄ２で規定される舌部すきま比が、すべて、以下の範囲内にあることを特徴とする遠心式送風機の多翼ファン。
    　３０≦Ｚ≦５５
    　０．７２≦Ｄ１／Ｄ２≦０．８６
    　１５≦α≦４８
    　０．０９≦Ｓ／Ｄ２≦０．１５
  2. 　さらに、各ブレードの外接円位置における、外接円の接線とブレードの接線との間の角度で規定されるブレードの出口角β２（ｄｅｇ）が、
    　１４８≦β２≦１７５
    の範囲内にある、請求項１に記載の遠心式送風機の多翼ファン。
  3. 　さらに、各ブレードの内接円位置における、内接円の接線とブレードの接線との間の角度で規定されるブレードの入口角β１（ｄｅｇ）が、
    　５０≦β１≦９０
    の範囲内にある、請求項１に記載の遠心式送風機の多翼ファン。
  4. 　さらに、各ブレードの厚みが、０．６～１ｍｍの範囲内にある、請求項１に記載の遠心式送風機の多翼ファン。
  5. 　前記遠心式送風機が車両用空調装置に用いられる送風機からなる、請求項１に記載の遠心式送風機の多翼ファン。
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