WO2014141417A1 - 羽根車及びこれを用いた軸流送風機 - Google Patents

羽根車及びこれを用いた軸流送風機 Download PDF

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distribution
impeller
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peripheral edge
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新井　俊勝
菊地　仁
一輝 岡本
和幸 下村
矢部　大輔
一也 岡山
馨 中谷
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三菱電機株式会社
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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
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/26—Rotors specially for elastic fluids
    • F04D29/32—Rotors specially for elastic fluids for axial flow pumps
    • F04D29/38—Blades
    • F04D29/384—Blades characterised by form

Definitions

  • the present invention relates to an impeller used for a ventilation fan or an air conditioner, and an axial fan using the impeller.
  • an axial blower used for a ventilation fan, an air conditioner, or the like has a configuration in which an opening having a bell mouth shape at the periphery is formed in a casing, and an impeller having a rotating blade is disposed in the opening.
  • a part of the rotor blade is disposed so as to protrude to a position higher than the height of the bell mouth mainly for noise reduction.
  • noise reduction is achieved by forming a large curvature on the suction side of the bell mouth.
  • Patent Documents 1-3 disclose the shape of the impeller rotor blades into a predetermined three-dimensional curved surface shape.
  • Patent Document 1 discloses that the blades are formed at a predetermined angle with a straight line connecting the connection position with the boss portion and the peripheral edge portion, and noise is suppressed by being formed at a predetermined stagger angle.
  • Patent Document 2 discloses that noise is suppressed by reducing the forward tilt angle in the suction direction and increasing the forward rotation angle.
  • the first forward tilt angle of the first region from the boss portion to a predetermined position is made constant, and the second forward tilt angle of the second region on the outer peripheral side from the first region is set to be greater than the first forward tilt angle.
  • an axial blower having blades formed to be larger.
  • the blade shape is reduced to a predetermined three-dimensional shape to reduce noise and increase efficiency.
  • sufficient consideration has not been given.
  • the present invention has been made to solve the above-described problems, and it is an object of the present invention to provide an axial blower that can achieve low noise and high efficiency in consideration of lateral suction. .
  • the rotary blade of the present invention includes a boss portion having a cylindrical outer shape, and a plurality of rotary blades attached radially to the boss portion, and the rotary blade has a predetermined radial position from an inner peripheral edge connected to the boss portion.
  • the second stagger angle distribution has a distribution in which the stagger angle decreases from the maximum radius position where the stagger angle becomes a maximum in the second region toward the outer periphery.
  • the stagger angle of the second region of the rotor blade having the lateral suction is changed to the second stagger angle distribution so as to have an angle adapted to the increase in the flow rate of the lateral suction. Since separation of the flow near the outer periphery can be prevented, it is possible to achieve a reduction in noise caused by side suction and an increase in efficiency.
  • FIG. 3 is a cylindrical cross-sectional development view at a predetermined radial position of a rotary blade in the impeller of FIG. 2. It is a graph which shows stagger angle distribution of the rotary blade of FIG.
  • FIG. 3 is a cylindrical cross-sectional development view at a radial position R1 of a first region of the rotor blade of FIG. 2.
  • FIG. 3 is a cylindrical cross-sectional development view at a radial position R2 in a second region of the rotor blade of FIG. 2.
  • It is a side surface schematic diagram which shows an example of the impeller of a comparative example.
  • It is a schematic diagram which shows the relative velocity vector when not considering lateral suction.
  • It is a schematic diagram which shows the relative velocity vector at the time of considering lateral suction.
  • It is a schematic diagram which shows the relationship between the relative velocity vector and airflow in the impeller of FIG.
  • It is a schematic diagram which shows the relationship between the relative velocity vector and airflow in the impeller of the comparative example of FIG.
  • It is a graph which shows the specific noise characteristic at the time of using the impeller of FIG. 2, and the impeller of the comparative example of FIG.
  • FIG. 19 is a cylindrical cross-sectional development view at a radial position R1 of the first region of the rotor blade of FIG. It is a graph which shows the fan efficiency characteristic at the time of using the impeller of FIG. 2, the impeller of the comparative example of FIG. 8, and the impeller of FIG. It is a graph which shows the fan efficiency characteristic at the time of using the impeller of FIG. 2, the impeller of the comparative example of FIG. 8, and the impeller of FIG.
  • FIG. 1 is a perspective view showing Embodiment 1 of the axial blower of the present invention.
  • the axial blower 1 will be described with reference to FIG. 1A is a perspective view of the axial fan as viewed from the front, and FIG. 1B is a perspective view of the axial fan as viewed from the back.
  • the axial blower 1 in FIG. 1 includes a housing 2, an impeller 10 that is rotatably disposed at a suction port, and a motor M that rotationally drives the impeller.
  • the housing 2 is configured such that an opening 3 which is an air passage through which an impeller 10 is rotatably housed and an air flow generated by the impeller passes is formed, and an edge of the opening 3 is located upstream of the air flow.
  • a bell mouth 4 is formed so that its diameter increases.
  • the impeller 10 includes a boss portion 11 having a substantially cylindrical outer shape, and a plurality of rotary blades 12 provided radially attached to the outer periphery of the boss portion 11.
  • the boss portion 11 is connected to the motor M held by the housing 2 on the rotation axis CL.
  • the boss portion 11 rotates about the rotation axis CL in the direction of the arrow RR. Airflow in the A direction (see FIG. 3) is generated.
  • the impeller 10 of FIG. 1 has illustrated about the case where it has five rotary blades 12, the number of the rotary blades 12 may be three or other plural numbers.
  • FIG. 2 is a schematic plan view showing the first embodiment of the impeller of the present invention
  • FIG. 3 is a schematic side view showing the first embodiment of the impeller of the present invention.
  • the rotor blades 12 will be described. 2 and 3 exemplify one rotor blade 12, other rotor blades 12 attached to the boss portion 11 have the same shape.
  • 2 has a predetermined three-dimensional solid shape, and includes a front edge 12a located on the forward direction side of the rotation direction RR, and a rear edge 12b located on the opposite side of the rotation direction RR.
  • the four sides of the inner peripheral edge 12c connected to the boss portion 11 and the outer peripheral edge 12d located on the housing 2 side are formed.
  • the rotary blade 12 includes a first region AR1 having a first stagger angle distribution D ⁇ 1 from the boss portion 11 to a predetermined radial position (boundary position) Rd, and a first stagger angle distribution from the boundary position Rd to the outer peripheral edge 12d.
  • the second region AR2 has a second stagger angle distribution D ⁇ 2 different from D ⁇ 1.
  • the stagger angle ⁇ is formed by a chord line SL connecting the leading edge 12a and the trailing edge 12b and a perpendicular line HL extending from the leading edge 12a of the rotating blade 12 in parallel with the rotation axis CL. It means the angle ⁇ .
  • FIG. 5 is a graph showing an example of stagger angle distribution in the rotor blade 12 of FIG.
  • the left end of the line segment is the stagger angle ⁇ b at the radial position Rb of the inner peripheral edge 12c connected to the boss portion 11, and the right end is the outer peripheral edge 12d.
  • the stagger angle ⁇ t at the radial position Rt is represented.
  • the first stagger angle distribution D ⁇ 1 in the first region AR1 has a distribution that gradually increases so that the stagger angle ⁇ is smoothly continuous, and in particular, the first stagger angle distribution.
  • D ⁇ 1 has a distribution in which the stagger angle ⁇ increases linearly (linearly) at a constant increase rate.
  • the stagger angle ⁇ increases so that the increase rate of the stagger angle ⁇ gradually decreases from the boundary position Rd, and the maximum stagger angle ⁇ 2max at the maximum radius position R2max.
  • the stagger angle ⁇ gradually decreases from the maximum radius position Rmax toward the outer peripheral edge 12d, and the stagger angle ⁇ t of the outer peripheral edge 12d of the second area AR2 becomes smaller than the maximum stagger angle ⁇ 2max. It has a distribution ( ⁇ t ⁇ 2max).
  • the second stagger angle distribution D ⁇ 2 of the second area AR2 is such that the stagger angle ⁇ decreases from the maximum radius position R2max where the stagger angle ⁇ becomes a maximum in the second area AR2 toward the outer peripheral edge 12d. It has a distribution of a quadratic function.
  • the stagger angle ⁇ 2max which is the maximum in the second area AR2, is also the maximum value of the stagger angle ⁇ of the entire rotor blade 12.
  • the stagger angle ⁇ decreases, and the stagger angle ⁇ t of the outer peripheral edge 12d becomes 63.5 °.
  • the stagger angle distribution has a continuous curve or straight line distribution on the first area AR1, the second area AR2, and the boundary position Rd.
  • the second region AR2 on the outer peripheral side of the rotor blade 12 has the second stagger angle distribution D ⁇ 2 such that the stagger angle ⁇ t of the outer peripheral edge 12d is smaller than the maximum radial position R2max.
  • the angle is adapted to the increase in the flow rate of the lateral suction generated at the outer peripheral edge 12d, and the separation of the flow at the outer peripheral edge 12d can be prevented, so that the noise caused by the disturbance is reduced and the fan efficiency is increased. Can be achieved.
  • FIG. 8 is a schematic view showing an example of a rotor blade 112 as a comparative example, and the rotor blade 112 of the comparative example will be described with reference to FIG.
  • the rotor blade 112 of the comparative example also has a predetermined three-dimensional solid shape, similar to the rotor blade 12 of FIGS. 2 and 3, and includes a leading edge 112a positioned on the positive direction side of the rotation direction RR, and a rotation direction.
  • FIG. 5 is a blade cross-sectional development view showing the rotor blade 12 of the first embodiment and the rotor blade 112 of the comparative example at an arbitrary radial position R1 in the first region AR1. As shown in FIG.
  • the stagger angle ⁇ 1 of the rotor blade 12 of Embodiment 1 is larger than the stagger angle ⁇ c1 of the rotor blade 112 of the comparative example ( ⁇ 1> ⁇ c1). Sleeping with respect to the rotation direction RR.
  • FIG. 7 is a blade cross-sectional development view showing the rotary blade 12 of the first embodiment and the rotary blade 112 of the comparative example at the radial position R2 on the outer peripheral side from the maximum radial position R2max of the second region AR2. As shown in FIG.
  • the stagger angle ⁇ 2 of the rotor blade 12 of the first embodiment is smaller than the stagger angle ⁇ c2 of the rotor blade 112 of the comparative example at the radius position R2 on the outer peripheral side from the maximum radius position R2max. ( ⁇ 2 ⁇ c2) and stands with respect to the rotation direction RR.
  • FIG. 9 and 10 are schematic diagrams showing the relationship between the blade cylinder cross-sectional view near the outer peripheral edge 12d and the speed triangle.
  • 9 shows the case where the lateral suction is not taken into account
  • FIG. 10 shows the case where the lateral suction is taken into consideration.
  • the flow velocity vector in the direction of the rotation axis (see the direction of arrow A in FIG. 1) is shown.
  • the horizontal vectors corresponding to V and V10 and the rotational speed of the rotor blade 12 are represented by U
  • the relative flow velocity vectors obtained by combining the flow velocity vectors V and V10 and the transverse vector U are represented by W and W10.
  • FIG. 11 is a schematic diagram showing the state of airflow when the direction of the relative flow velocity vector W10 and the angle of the leading edge 112a of the rotor blade 112 do not match.
  • FIG. 11 in addition to the inflow from the front surface of the rotary blade 112 (in the direction of arrow A in FIG. 3), there is lateral suction from the bell mouth 4 side on the front edge 112a side.
  • air separation AC1 or the like occurs on the leading edge 112a side of the blade suction surface 112f, and the flow of the airflow does not match the shape of the rotating blade 112, and the turbulence is transferred to the trailing edge 112b while being disturbed. Also grows. Since the loss of these flows becomes large, the blowing-noise characteristics are deteriorated.
  • FIG. 12 is a schematic diagram showing the state of air flow when the direction of the relative flow velocity vector W10 and the angle of the leading edge 12a of the rotor blade 12 are matched. Since the rotor blade 12 has a predetermined stagger angle distribution (see FIG. 6), the stagger angle ⁇ in the vicinity of the outer peripheral edge 12d, which is greatly influenced by the lateral suction, has a distribution corresponding to the flow rate increase. . For this reason, even when there is a lateral suction, the direction of the relative flow velocity vector W10 and the angle of the leading edge 12a are in a compatible direction. Therefore, the airflow flows along the blade shape, and the separation is reduced, so that the flow loss is reduced and the deterioration of the blowing-noise characteristics is also reduced.
  • FIG. 13 is a graph comparing specific noise characteristics and fan efficiency characteristics of the rotor blade 12 having the stagger angle distribution D ⁇ of the first embodiment and the rotor blade 112 having the stagger angle distribution of the comparative example.
  • the specific noise K S [dB] is expressed by the following formula when the air volume is Q [m 3 / min], the static pressure is P s [Pa], and the noise characteristic (after A correction) is SPL A [dB]. 1).
  • the specific noise K S has low noise is attained in a wide range of air flow band compared to blades with straight stagger angle characteristics, low noise up -5 (dB) Can be achieved.
  • FIG. 14 is a graph comparing fan efficiency characteristics of the rotor blade 12 having the stagger angle distribution D ⁇ of the first embodiment and the rotor blade 112 having the stagger angle distribution of the comparative example.
  • the fan efficiency E s [%] can be expressed by the following formula (2) when the shaft power is P w [W].
  • the fan efficiency can be increased by a maximum of +1 (point).
  • Figure 15 is the rotor blade 12 having a stagger angle distribution D ⁇ 4, the relationship between the minimum specific noise K S when changing the stagger angle ⁇ t of the outer peripheral edge 12d to 57.5 ⁇ 66.5 ° It is the shown graph. In FIG. 15, it is possible to reduce noise in the range of 57.5 ° ⁇ ⁇ t ⁇ 66.5 °.
  • FIG. 16 shows the highest point of fan efficiency when the rotor blade 12 having the stagger angle distribution D ⁇ of FIG. It is the graph which showed the relationship. As shown in FIG. 16, the blades having the staggered angle distribution of the present invention can achieve high efficiency in the range examined this time. More preferably, as can be seen from the graphs of FIGS.
  • the axial flow fan 1 when 60 ° ⁇ ⁇ t ⁇ 63 °, the axial flow fan 1 can be efficiently operated while minimizing the generation of noise. Further, the height of the rotary blade 12 on the outer peripheral side of the rotary blade 12 can be made lower than that of the blade having the staggered angle distribution of the comparative example, and the joining with the motor M and the like become easy.
  • FIG. 17 is a graph comparing heights using developed cross-sectional views at different stagger angles ⁇ t at the outer peripheral edge 12d. Note that FIG. 17 shows a comparison in height when alignment is performed at a predetermined position (for example, the front edge 12a side). As the stagger angle ⁇ t becomes smaller, the height difference between the leading edge 12a side and the trailing edge 12b side occurs, and the height of the rotary blade 12 becomes higher. In the first embodiment, the height becomes higher than that of the comparative example.
  • the height of the rotor 12 is subject to restrictions such as product height constraints and the relationship of gaps such as motor support. Since the height limit is uniform for each product from the relationship between each product form and other parts, it cannot be generally determined.
  • the stagger angle ⁇ t is within the range of 57.5 to 66.5 °, the above-described height constraint can be accommodated, and the low-noise and high-efficiency rotor blade 12 described above is provided. be able to.
  • the axial fan 1 can be operated efficiently while minimizing the generation of noise.
  • FIG. FIG. 18 is a graph showing Embodiment 2 of the stagger angle distribution of the rotor blades in the impeller of the present invention.
  • the impeller having the staggered angle distribution of FIG. 18 also has a configuration having a boss portion 11 and a plurality of rotating blades 12 as shown in FIGS. 18 is different from the stagger angle distribution of FIG. 5 in a first stagger angle distribution D ⁇ 11 of the first area AR1.
  • the area AR1 is divided into a second area AR2 having a second stagger angle distribution D ⁇ 2. Further, the discrepancy angle ⁇ t of the outer peripheral edge 12d is set in a range of 57.5 ° ⁇ ⁇ t ⁇ 66.5 °.
  • the stagger angle ⁇ gradually decreases from the stagger angle ⁇ 20b of the radial position Rb of the inner peripheral edge 12c, becomes the minimum stagger angle ⁇ 1min at the minimum radius position R1min, and from the minimum radius position R1min. It gradually increases toward the stagger angle ⁇ d of the boundary position Rd.
  • the stagger angle ⁇ 20b at the radial position Rb is the maximum value of the stagger angle ⁇ of the entire rotor blade 12.
  • FIG. 19 is a developed sectional view of an arbitrary radial position R1 in the first region AR1 in the rotor blade having the staggered angle distribution of the second embodiment shown in FIG. As shown in FIG. 19, at the radial position R ⁇ b> 1, the rotary blade 12 is in a sleeping state as compared with a conventional blade having a staggered angle distribution.
  • FIG. 20 is a graph comparing the specific noise characteristics and fan efficiency characteristics of the rotor blade 12 having the stagger angle distribution D ⁇ of the second embodiment and the rotor blade 112 having the stagger angle distribution of the comparative example
  • FIG. 2 is a graph comparing fan efficiency characteristics of a rotor blade 12 having a stagger angle distribution D ⁇ of 2 and a rotor blade 112 having a stagger angle distribution of a comparative example.
  • the stagger angle ⁇ t of the outer peripheral edge 12d is smaller than the maximum radius position R2max as in the first embodiment. Since it has such a second stagger angle distribution D ⁇ 2, it is set to an angle suitable for the increase in the flow rate of the lateral suction generated at the outer peripheral edge 12d, and flow separation at the outer peripheral edge 12d can be prevented. In addition, it is possible to achieve a reduction in noise caused by disturbance and an increase in fan efficiency.
  • the height of the rotary blade 12 on the outer peripheral side of the rotary blade 12 can be made lower than that of the blade having the staggered angle distribution of the comparative example, and the joining with the motor M and the like become easy. Further, by making the first stagger angle distribution D ⁇ 11 shown in FIG. 18 for the first area AR1, it is possible to smoothly connect to the stagger angle ⁇ of the second area AR2, and it is possible to achieve a reduction in thickness. Become.
  • the embodiment of the present invention is not limited to the above embodiment.
  • the first area AR1 has the predetermined first stagger angle distributions D ⁇ 1 and D ⁇ 11 is illustrated, but the second stagger angle distribution D ⁇ 2 of the second area AR2 is Any first meal as long as it has a distribution in which the gap angle ⁇ decreases from the maximum radius position R2max at which the gap angle ⁇ becomes a maximum in the two regions AR2 toward the outer peripheral edge 12d.
  • a difference angle distribution may be adopted.
  • the stagger angle ⁇ b, ⁇ 20b of 12c is preferably in the range of 58 ° to 72 °. This is because, in the rotor blade 12, the range that contributes most to the air blowing performance is an outer peripheral region located 0.7 to 1.0 times the radius, and the contribution of the inner peripheral edge 12c is lower than that of the outer peripheral side. This is because, on the inner peripheral side, it is structurally advantageous that the rotor blade 12 lies in relation to the boss portion 11.

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Abstract

　回転翼は、円柱状の外形を有するボス部と、ボス部に放射状に取付けられた複数の回転翼とを備えている。回転翼は、ボス部に接続された内周縁から所定の半径位置まで第１食違い角分布を有する第１領域と、第１領域に隣接する所定の半径位置から外周縁まで、第１食違い角分布とは異なる第２食違い角分布を有する第２領域とを有し、第２食違い角分布は、第２領域内において食違い角が極大になる極大半径位置から外周縁に向かって食違い角が減少する分布を有するものである。

Description

羽根車及びこれを用いた軸流送風機
　本発明は、換気扇や空気調和装置に用いられる羽根車及びこれを用いた軸流送風機に関するものである。
　従来、換気扇や空気調和装置等に用いられる軸流送風機は、筐体に周縁がベルマウス形状を有する開口を形成し、開口に回転翼を有する羽根車を配置した構成を有している。この軸流送風機において、主に低騒音化のために回転翼の一部がベルマウスの高さよりも高い位置に突出するように配置されている。また、回転翼がベルマウス端部から突出しないように配置された場合、ベルマウスの吸い込み側の曲率を大きく形成することにより低騒音化が図られている。
　また、羽根車の回転翼の形状を所定の３次元曲面形状にすることにより低騒音化及び高効率化を図ることが提案されている（例えば特許文献１－３参照）。特許文献１には、羽根がボス部との接続位置と周縁部とを結ぶ直線を所定の角度に形成されるとともに、所定の食違い角に形成されることにより騒音を抑制することが開示されている。特許文献２には、吸い込み方向の前傾角を小さくし、回転方向前進角を大きくして騒音を抑制することが開示されている。特許文献３には、ボス部から所定の位置までの第１領域の第１前傾角を一定にするとともに、第１領域よりも外周側の第２領域の第２前傾角を第１前傾角よりも大きく形成した羽根を有する軸流送風機が開示されている。
特公平２－２０００号公報 特開平１１－３０３７９４号公報 特許第３２０３９９４号公報
　上記の特許文献１－３のように、翼形状を所定の３次元立体形状にすることにより、低騒音化及び高効率化を図っているが、前縁外周付近での翼側面からの吸い込みに対しては十分な考慮がされていない。
　本発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、横吸い込みを考慮し低騒音化及び高効率化を図ることができる軸流送風機を提供することを目的とするものである。
　本発明の回転翼は、円柱状の外形を有するボス部と、ボス部に放射状に取付けられた複数の回転翼とを備え、回転翼は、ボス部に接続された内周縁から所定の半径位置まで第１食違い角分布を有する第１領域と、第１領域に隣接する所定の半径位置から外周縁まで、第１食違い角分布とは異なる第２食違い角分布を有する第２領域とを有し、第２食違い角分布は、第２領域内において食違い角が極大になる極大半径位置から外周縁に向かって食違い角が減少する分布を有するものである。
　本発明の回転翼によれば、横吸い込みがある回転翼の第２領域の食違い角を横吸い込み分の流量増加に適合した角度を有するような第２食違い角分布にすることにより、翼外周付近での流れの剥離を防ぐことができるため、横吸い込みに起因する騒音の低減及び高効率化を達成することができる。
本発明の軸流送風機の実施形態１を示す斜視図である。 本発明の軸流送風機の実施形態１を示す斜視図である。 本発明の羽根車の実施形態１を示す上面模式図である。 本発明の羽根車の実施形態１を示す側面模式図である。 図２の羽根車における回転翼の所定の半径位置における円筒断面展開図である。 図２の回転翼の食違い角度分布を示すグラフである。 図２の回転翼の第１領域の半径位置Ｒ１における円筒断面展開図である。 図２の回転翼の第２領域の半径位置Ｒ２における円筒断面展開図である。 比較例の羽根車の一例を示す側面模式図である。 横吸い込みを考慮しない場合の相対速度ベクトルを示す模式図である。 横吸い込みを考慮した場合の相対速度ベクトルを示す模式図である。 図２の羽根車における相対速度ベクトルと気流との関係を示す模式図である。 図８の比較例の羽根車における相対速度ベクトルと気流との関係を示す模式図である。 図２の羽根車及び図８の比較例の羽根車を用いた場合の比騒音特性を示すグラフである。 図２の羽根車及び図８の比較例の羽根車を用いた場合のファン効率特性を示すグラフである。 図２の羽根車及び図８の比較例の羽根車を用いた場合の最小比騒音の差を示すグラフである。 図２の羽根車及び図８の比較例の羽根車を用いた場合の最高ファン効率の差を示すグラフである。 図２の羽根車及び図８の比較例の羽根車を用いた場合の外周縁における異なる食違い角毎の展開断面図を用いて高さの比較をしたグラフである。 本発明の羽根車の実施形態２における回転翼の食違い角度分布を示すグラフである。 図１８の回転翼の第１領域の半径位置Ｒ１における円筒断面展開図である。 図２の羽根車、図８の比較例の羽根車及び図１８の羽根車を用いた場合のファン効率特性を示すグラフである。 図２の羽根車、図８の比較例の羽根車及び図１８の羽根車を用いた場合のファン効率特性を示すグラフである。
　以下、図面を参照しながら本発明の羽根車及びこれを用いた軸流送風機の実施形態について説明する。図１は本発明の軸流送風機の実施形態１を示す斜視図であり、図１を参照して軸流送風機１について説明する。なお、図１Ａは軸流送風機を正面から見た斜視図、図１Ｂは軸流送風機１を背面から見た斜視図をそれぞれ示している。図１の軸流送風機１は、筐体２と、吸込口に回転自在に配置された羽根車１０と、羽根車を回転駆動させるモータＭとを備えている。筐体２は、羽根車１０を回転自在に収納し羽根車によって発生する気流が通る風路である開口３が形成されたものであって、開口３の縁部には空気流の上流側に向かって径が広がるようなベルマウス４が形成されている。
　羽根車１０は、外形略円柱状のボス部１１と、ボス部１１の外周に放射状に取り付けられた設けられた複数の回転翼１２とを備えている。ボス部１１は、回転軸ＣＬにおいて筐体２に保持されたモータＭに接続されており、モータＭが駆動することによりボス部１１が回転軸ＣＬを中心に矢印ＲＲ方向に回転して、矢印Ａ方向（図３参照）の気流が発生する。なお、図１の羽根車１０は５枚の回転翼１２を有する場合について例示しているが、回転翼１２の枚数は３枚または他の複数の枚数であってもよい。
　図２は本発明の羽根車の実施形態１を示す平面模式図、図３は本発明の羽根車の実施形態１を示す側面模式図であり、図２及び図３を参照して羽根車１０における回転翼１２について説明する。なお、図２及び図３において１枚の回転翼１２について例示しているが、ボス部１１に取り付けられた他の回転翼１２も同一の形状を有している。図２の回転翼１２は、所定の３次元立体形状を有するものであって、回転方向ＲＲの正方向側に位置する前縁１２ａと、回転方向ＲＲの逆方向側に位置する後縁１２ｂと、ボス部１１に接続された内周縁１２ｃと、筐体２側に位置する外周縁１２ｄとの４つの辺が形成されている。
　回転翼１２は、ボス部１１から所定の半径位置（境界位置）Ｒｄまでの第１食違い角分布Ｄξ１を有する第１領域ＡＲ１と、境界位置Ｒｄから外周縁１２ｄまでの第１食違い角分布Ｄξ１とは異なる第２食違い角分布Ｄξ２を有する第２領域ＡＲ２とを有している。この境界位置Ｒｄは、例えば内周縁１２ｃ上の位置Ｒｂから外周縁１２ｄ上の位置Ｒｔまでの径方向の長さに対し、境界位置Ｒｄ＝０．７×（Ｒｔ－Ｒｂ）に設定されている。ここで、図４は、前縁１２ａと後縁１２ｂとの中点をつないだ線上の任意の点における回転翼１２の展開断面図である。図４に示すように、食違い角ξとは、前縁１２ａと後縁１２ｂとを結ぶ翼弦線ＳＬと、回転翼１２の前縁１２ａから回転軸ＣＬと並行に延びる垂線ＨＬとのなす角ξを意味する。
　図５は図２の回転翼１２における食違い角分布の一例を示すグラフである。なお、図５の食違い角ξの分布を表す線分において、線分の左端がボス部１１に接続された内周縁１２ｃの半径位置Ｒｂにおける食違い角ξｂであり、右端が外周縁１２ｄの半径位置Ｒｔにおける食違い角ξｔを表している。図５において、第１領域ＡＲ１の第１食違い角分布Ｄξ１は、食違い角ξが滑らかに連続するように徐々に大きくなるような分布を有しており、特に、第１食違い角分布Ｄξ１は食違い角ξが一定の増加率で直線的（一次関数的）に増加する分布になっている。第１食違い角分布Ｄξ１は、例えば内周縁１２ｃの半径位置Ｒｂの食違い角ξｂ＝５８°に設定され、境界位置Ｒｄでの食違い角ξｄ＝６４．４６°に設定され、その間の第１領域ＡＲ１においては直線的に食違い角ξが増加する分布になっている。
　第２領域ＡＲ２の第２食違い角分布Ｄξ２は、境界位置Ｒｄから食違い角ξの増加率が徐々に減少するように食違い角ξが大きくなり、極大半径位置Ｒ２ｍａｘにおいて極大食違い角ξ２ｍａｘになり、極大半径位置Ｒｍａｘから外周縁１２ｄに向かって徐々に食違い角ξが減少していき、第２領域ＡＲ２の外周縁１２ｄの食違い角ξｔが極大食違い角ξ２ｍａｘより小さくなるような分布を有している（ξｔ＜ξ２ｍａｘ）。言い換えれば、第２領域ＡＲ２の第２食違い角分布Ｄξ２は、第２領域ＡＲ２内において食違い角ξが極大になる極大半径位置Ｒ２ｍａｘから外周縁１２ｄに向かって食違い角ξが減少するような２次関数の分布を有している。なお、第２領域ＡＲ２の極大となる食違い角ξ２ｍａｘは、回転翼１２全体の食違い角ξの最大値にもなっている。第２食違い角分布Ｄξ２は、例えば境界位置Ｒｄの食違い角ξｄ＝６４．４６°から極大半径位置Ｒ２ｍａｘの極大食違い角ξ２ｍａｘまで増加していき、極大半径位置Ｒ２ｍａｘから外周縁１２ｄに向かって食違い角ξが減少し、外周縁１２ｄの食違い角ξｔ＝６３．５°となる。なお、第１領域ＡＲ１と第２領域ＡＲ２と境界位置Ｒｄ上において、食違い角分布は連続した曲線もしくは直線になるような分布を有している。
　このように、回転翼１２の外周側にある第２領域ＡＲ２において、極大半径位置Ｒ２ｍａｘよりも外周縁１２ｄの食い違い角ξｔが小さくなるような第２食違い角分布Ｄξ２を有しているため、外周縁１２ｄにおいて発生する横吸い込み分の流量増加に適合した角度に設定し、外周縁１２ｄでの流れの剥離を防ぐことができるため、乱れに起因する騒音の低減及びファン効率の高効率化を達成することができる。
　以下に、羽根車１０について比較例と比較しながら説明する。なお、以下に示す実施形態１として上述した食違い角分布（図５参照）を有する回転翼１２を用いる。一方、図８は比較例である回転翼１１２の一例を示す模式図であり、図８を参照して比較例の回転翼１１２について説明する。比較例の回転翼１１２も、図２及び図３の回転翼１２と同様、所定の３次元立体形状を有するものであって、回転方向ＲＲの正方向側に位置する前縁１１２ａと、回転方向ＲＲの逆方向側に位置する後縁１１２ｂと、ボス部１１１に接続された内周縁１１２ｃと、筐体２側に位置する外周縁１１２ｄとを有している。回転翼１１２は、図５の点線で示すような内周縁１１２ｃの位置から外周縁１１２ｄの位置まで直線的（一次関数）に食違い角ξが増加する食違い分布を有している。具体的には、回転翼１１２は、直径Ｒｔ＝２６０（ｍｍ）、外周縁１１２ｄ側の食違い角ξｔ＝６７．５°、ボス部１１１側の食違い角ξｂ＝５８°に設定されており、その間の食違い角ξは羽根径に応じて直線的に増加する食違い角分布を有している。
　ここで、図５において、実施形態１と比較例との内周縁１２ｃの位置Ｒｂにおける食違い角ξｂは一致している。そして、実施形態１の回転翼１２の方が、内周縁１２ｃから外周側に向かうにつれて、比較例の回転翼１１２よりも大きい増加率で食違い角ξが増加していく。図６は、第１領域ＡＲ１の任意の半径位置Ｒ１における実施形態１の回転翼１２及び比較例の回転翼１１２を示す翼断面展開図である。図６に示すように、第１領域ＡＲ１において、実施形態１の回転翼１２の食違い角ξ１は比較例の回転翼１１２の食違い角ξｃ１に比べて大きくなっており（ξ１＞ξｃ１）、回転方向ＲＲに対して寝ている。
　図５の第２領域ＡＲ２において、実施形態１の回転翼１２の食違い角ξの増加率が徐々に減少していき、比較例の回転翼１１２の食違い角ξに徐々に近づいていき、極大半径位置Ｒ２ｍａｘよりも外周側（外周縁１２ｄ）において、実施形態１の回転翼１２の食違い角ξが比較例の回転翼１１２の食違い角ξよりも小さくなる。図７は、第２領域ＡＲ２の極大半径位置Ｒ２ｍａｘよりも外周側の半径位置Ｒ２における実施形態１の回転翼１２及び比較例の回転翼１１２を示す翼断面展開図である。図７に示すように、極大半径位置Ｒ２ｍａｘよりも外周側の半径位置Ｒ２では、実施形態１の回転翼１２の食違い角ξ２は比較例の回転翼１１２の食違い角ξｃ２に比べて小さくなっており（ξ２＜ξｃ２）、回転方向ＲＲに対して立っている。
　図９及び図１０は、外周縁１２ｄ近傍の翼円筒断面図と速度三角形との関係を示す模式図である。なお、図９は横吸い込みを考慮しない場合を示しており、図１０は横吸い込みを考慮した場合をそれぞれ示しており、図中において回転軸方向（図１の矢印Ａ方向参照）の流速ベクトルをＶ、Ｖ１０、回転翼１２の回転速度に対応する横ベクトルをＵ、流速ベクトルＶ、Ｖ１０と横ベクトルＵとを合成した相対流速ベクトルをＷ、Ｗ１０で表す。図８に示すように、比較例の回転翼１１２において、気流が翼面の同一半径上の線素である翼素に沿って流れると仮定した場合の横吸い込みを考慮しない流速ベクトルＶ及び横ベクトルＵに基づき２次元的な最適設計がされている。したがって、設計された流量では回転翼１１２への流入流れを示す相対流速ベクトルＷの方向は前縁１１２ａにほぼ適合する。
　しかしながら、実際には外周縁１１２ｄ側からの空気流があるため、前縁１１２ａからの流入に翼側面からの横吸い込みの流れが加わることにより流量が多くなり、流速ベクトルＶ１０（＞Ｖ）になる。このため、図１０に示すように相対流速ベクトルＷ１０の方向と回転翼１１２の前縁１１２ａ側の角度とが適合しなくなってしまう。
　図１１は相対流速ベクトルＷ１０の方向と回転翼１１２の前縁１１２ａの角度が適合しない場合の空気流の状態を示す模式図である。図１１に示すように、回転翼１１２の前面（図３の矢印Ａ方向）からの流入以外に、前縁１１２ａ側においてベルマウス４側から横吸い込みがある。このため、翼負圧面１１２ｆの前縁１１２ａ側において空気剥離ＡＣ１等が起こり、回転翼１１２の形状に気流の流れが適合せず、乱れながら後縁１１２ｂ側へ移流し、後流渦ＡＣ２の規模も大きくなる。これらの流れの損失が大きくなるため、送風－騒音特性が悪化する。
　図１２は相対流速ベクトルＷ１０の方向と回転翼１２の前縁１２ａの角度が適合した場合の空気流の状態を示す模式図である。回転翼１２は所定の食違い角分布を有しているため（図６参照）、横吸い込みの影響が大きい外周縁１２ｄ近傍の食違い角ξが流量増加分に対応した分布を有している。このため、横吸い込みがある場合であっても相対流速ベクトルＷ１０の方向と前縁１２ａの角度とが適合する方向となる。よって気流が翼形状に沿って流れ、剥離が小さくなるため流れの損失が小さくなり、送風－騒音特性の悪化も小さくなる。
　図１３は実施形態１の食違い角分布Ｄξを有する回転翼１２と比較例の食違い角分布を有する回転翼１１２における比騒音特性とファン効率特性を比較したグラフである。なお、比騒音ＫＳ［ｄＢ］は、風量をＱ［ｍ３／ｍｉｎ］、静圧をＰｓ［Ｐａ］、騒音特性（Ａ補正後）をＳＰＬＡ［ｄＢ］としたとき、下記式（１）で表すことができる。
［数１］
　　　　　　　　ＫＳ＝ＳＰＬＡ－１０Ｌｏｇ（Ｑ・Ｐｓ ２．５）　　・・・（１）
　図１３に示すように、比騒音ＫＳが直線的な食違い角特性を有する翼に比べて広い範囲の風量帯で低騒音化が図られており、最大－５（ｄＢ）の低騒音化を図ることができる。
　図１４は実施形態１の食違い角分布Ｄξを有する回転翼１２と比較例の食違い角分布を有する回転翼１１２におけるファン効率特性を比較したグラフである。なお、ファン効率Ｅｓ［％］は、軸動力をＰｗ［Ｗ］としたとき、下記式（２）で表すことができる。
［数２］
　　　　　　　　ＥＳ＝（Ｐｓ・Ｑ）／（６０・Ｐｗ）　　　　　　・・・（２）
　図１４に示すように、ファン効率についても最大＋１（ポイント）の高効率化を図ることができる。
　図１５は図４の食違い角分布Ｄξを有する回転翼１２において、外周縁１２ｄの食違い角ξｔを５７．５～６６．５°まで変化させたときの最小比騒音ＫＳとの関係を示したグラフである。図１５において、５７．５°≦ξｔ≦６６．５°の範囲内において、いずれも低騒音化を図ることが可能となる。図１６は図４の食違い角分布Ｄξを有する回転翼１２において、外周縁１２ｄの食違い角５７．５°≦ξｔ≦６６．５°の範囲内において変化させたときのファン効率の最高点との関係を示したグラフである。図１６に示すように、本発明の食違い角分布を有する翼では今回検討した範囲ではいずれも高効率化を図ることが可能となる。より好ましくは、図１５及び図１６のグラフからわかるように、６０°≦ξｔ≦６３°のとき、騒音の発生を最小限に抑えながら効率よく軸流送風機１を運転させることができる。また、回転翼１２の外周側において回転翼１２の高さを比較例の食違い角分布を有する羽根に比べ低くでき、モータＭとの接合などが容易となる。
　図１７は、外周縁１２ｄにおける異なる食違い角ξｔ毎の展開断面図を用いて高さの比較をしたグラフである。なお、図１７において所定の位置（たとえば前縁１２ａ側）で位置合わせした際の高さの比較を示している。食違い角ξｔが小さくなればなるほど前縁１２ａ側と後縁１２ｂ側との高低差が生じて回転翼１２の高さが高くなり、実施形態１においては比較例よりも高くなる。回転翼１２の高さは製品の高さ制約やモータサポート等の隙間の関係などの制限を受ける。この高さの制限は、それぞれの製品形態や他の部品との関係から一品一様となるため、一般的に決めることができない。一方、食違い角ξｔが５７．５～６６．５°の範囲内であれば上述の高さ制約の範囲内に収めることができるとともに、上述した低騒音で高効率な回転翼１２を提供することができる。特に６０°≦ξｔ≦６３°であれば、騒音の発生を最小限に抑えながら効率よく軸流送風機１を運転させることができる。
　実施形態２．
　図１８は本発明の羽根車における回転翼の食違い角分布の実施形態２を示すグラフである。なお、図１８の食違い角分布を有する羽根車も図１～図３に示すようなボス部１１及び複数の回転翼１２を有する構成になっている。また、図１８の食違い角分布が図５の食違い角分布と異なる点は、第１領域ＡＲ１の第１食違い角分布Ｄξ１１である。なお、図１８においても、図５と同様、境界位置ＲｄはＲｄ＝０．７×（Ｒｔ－Ｒｂ）の位置に設定されており、境界位置Ｒｄにより第１食違い角分布Ｄξ１１を有する第１領域ＡＲ１と第２食違い角分布Ｄξ２を有する第２領域ＡＲ２とに区分されている。また、外周縁１２ｄの食い違い角ξｔは５７．５°≦ξｔ≦６６．５°の範囲内に設定されている。
　図１８の第１領域ＡＲ１において、食違い角ξは内周縁１２ｃの半径位置Ｒｂの食違い角ξ２０ｂから徐々に減少し、極小半径位置Ｒ１ｍｉｎにおいて極小食違い角ξ１ｍｉｎになり、極小半径位置Ｒ１ｍｉｎから境界位置Ｒｄの食違い角ξｄに向かうにつれて徐々に増加していく。なお、半径位置Ｒｂにおける食い違い角ξ２０ｂは、回転翼１２全体の食違い角ξにおける最大値となっている。具体的には、第１食違い角分布Ｄξ１は、例えば内周縁１２ｃの半径位置Ｒｂの食違い角ξ２０ｂ＝７２°に設定され、外周縁１２ｄの半径位置Ｒｔの食違い角ξｔ＝６３．５°に設定されている。
　図１９は図１８の実施形態２の食違い角分布を有する回転翼において、第１領域ＡＲ１の任意の半径位置Ｒ１の断面展開図である。図１９に示すように、半径位置Ｒ１において、従来の食違い角分布を有する翼に比べ、回転翼１２が寝ている状態になる。
　図２０は実施形態２の食違い角分布Ｄξを有する回転翼１２と比較例の食違い角分布を有する回転翼１１２における比騒音特性とファン効率特性を比較したグラフであり、図２１は実施形態２の食違い角分布Ｄξを有する回転翼１２と比較例の食違い角分布を有する回転翼１１２におけるファン効率特性を比較したグラフである。図２０及び図２１において、大風量側の特性は悪化する部分が存在するが、実使用領域である中間風量のポイントで、さらに低騒音・高効率化を図ることが可能となり、従来の食違い角分布を有する翼に比べ、最大－６（ｄＢ）の低騒音化を図ることが可能となる。ファン効率についても最大＋２．４（ポイント）の高効率化を図ることが可能となる。
　このように、図１８に示すような第１領域ＡＲ１の食違い角分布Ｄξ１を有する場合であっても、実施形態１と同様、極大半径位置Ｒ２ｍａｘよりも外周縁１２ｄの食い違い角ξｔが小さくなるような第２食違い角分布Ｄξ２を有しているため、外周縁１２ｄにおいて発生する横吸い込み分の流量増加に適合した角度に設定し、外周縁１２ｄでの流れの剥離を防ぐことができるため、乱れに起因する騒音の低減及びファン効率の高効率化を達成することができる。また、回転翼１２の外周側において回転翼１２の高さを比較例の食違い角分布を有する羽根に比べ低くでき、モータＭとの接合などが容易となる。さらに、第１領域ＡＲ１について図１８に示す第１食違い角分布Ｄξ１１にすることにより、滑らかに第２領域ＡＲ２の食違い角ξと接続することができ、薄型化を達成することも可能となる。
　本発明の実施形態は、上記実施形態に限定されない。たとえば上記実施形態１、２において、第１領域ＡＲ１が所定の第１食違い角分布Ｄξ１、Ｄξ１１を有する場合について例示しているが、第２領域ＡＲ２の第２食違い角分布Ｄξ２は、第２領域ＡＲ２内において食違い角ξが極大になる極大半径位置Ｒ２ｍａｘから外周縁１２ｄに向かって食違い角ξが減少するような分布を有しているものであれば、どのような第１食違い角分布を採用してもよい。
　また、上記実施形態１において内周縁１２ｃの食違い角ξｂ＝５８°の場合について例示し、実施形態２において内周縁１２ｃの食違い角ξ２０ｂ＝７２°の場合について例示しているが、内周縁１２ｃの食違い角ξｂ、ξ２０ｂは、５８°～７２°の範囲であることが好ましい。これは、回転翼１２において、送風性能に最も寄与する範囲は半径の０．７～１．０倍に位置する外周側の領域であって内周縁１２ｃの寄与度は外周側に比べて低いものの、内周側はボス部１１との関係で回転翼１２が寝ていることが構造上有利になるためである。
　１　軸流送風機、２　筐体、３　開口、４　ベルマウス、１０　羽根車、１１、１１１　ボス部、１２、１１２　回転翼、１２ａ、１１２ａ　前縁、１２ｂ、１１２ｂ　後縁、１２ｃ、１１２ｃ　内周縁、１２ｄ、１１２ｄ　外周縁、１１２ｆ　翼負圧面、ＡＣ１　空気剥離、ＡＣ２　後流渦、ＡＲ１　第１領域、ＡＲ２　第２領域、ＣＬ　回転軸、Ｄξ、Ｄξ１、Ｄξ１１　第１食違い角分布、Ｄξ２　第１食違い角分布、ＨＬ　垂線、Ｍ　モータ、Ｒ１　第１領域の半径位置、Ｒ２　第２領域の半径位置、ＲＲ　回転方向、Ｒｂ　内周縁の半径位置、Ｒｄ　境界位置（所定の半径位置）、Ｒｔ　外周縁の半径位置、ＳＬ　翼弦線、Ｕ　横ベクトル、Ｖ、Ｖ１０　流速ベクトル、Ｗ、Ｗ１０　相対流速ベクトル、ξ　食違い角、ξｂ、ξ２０ｂ　内周縁の食違い角、ξｄ　境界位置の食違い角、ξｔ　外周縁の食違い角。

Claims (12)

  1. 　円柱状の外形を有するボス部と、
    　前記ボス部に放射状に取付けられた複数の回転翼と
    　を備え、
    　前記回転翼は、
    　前記ボス部に接続された内周縁から所定の半径位置まで第１食違い角分布を有する第１領域と、
    　前記第１領域に隣接する所定の半径位置から外周縁まで、前記第１食違い角分布とは異なる第２食違い角分布を有する第２領域と
    　を有し、
    　前記第２食違い角分布は、前記第２領域内において食違い角が極大になる極大半径位置から前記外周縁に向かって食違い角が減少する分布を有することを特徴とした羽根車。
  2. 　前記第２食違い角分布は、前記所定の半径位置から前記極大半径位置まで食違い角の増加率が減少しながら食違い角が大きくなる分布を有することを特徴とする請求項１に記載の羽根車。
  3. 　前記第２食違い角分布は、２次関数の曲線状に変化する食違い角度分布を有することを特徴とする請求項２に記載の羽根車。
  4. 　前記外周縁の食違い角は、５７．５°～６６．５°の範囲内にあることを特徴とする請求項１～３のいずれか１項に記載の羽根車。
  5. 　前記第１食違い角分布は、前記ボス部から外周に向かって食違い角が増加する分布を有することを特徴とする請求項１～４のいずれか１項に記載の羽根車。
  6. 　前記第１食違い角分布は、食違い角が直線的に増加する分布を有することを特徴とする請求項５に記載の羽根車。
  7. 　前記第１食違い角分布は、前記回転翼のうち最も小さい最小食違い角を有することを特徴とする請求項１～６のいずれか１項に記載の羽根車。
  8. 　前記第１食違い角分布は、前記内周縁から前記第１領域における極小半径位置まで食違い角の減少率が減少するように小さくなり、前記第１領域における極小半径位置から前記所定の半径位置では徐々に食違い角が増加する分布を有することを特徴とする請求項１～４のいずれか１項に記載の羽根車。
  9. 　前記回転翼は、前記内周縁の食違い角が前記回転翼の食違い角のうち最大になることを特徴とする請求項８に記載の羽根車。
  10. 　前記第１食違い角分布は、２次関数の曲線状に変化する食違い角度分布を有することを特徴とする請求項８または９に記載の羽根車。
  11. 　前記内周縁の食違い角は、５８°～７２°の範囲内にあることを特徴とする請求項１～１０のいずれか１項に記載の羽根車。
  12. 　請求項１～１１のいずれか１項に記載の羽根車と、
    　前記羽根車の前記ボス部を回転駆動させるモータと、
    　前記羽根車を回転自在に収納し前記羽根車によって発生する気流が通る筐体と
    　を備えたことを特徴とする送風機。
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