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JP4697132B2 - Air conditioner - Google Patents

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JP4697132B2 JP2006339384A JP2006339384A JP4697132B2 JP 4697132 B2 JP4697132 B2 JP 4697132B2 JP 2006339384 A JP2006339384 A JP 2006339384A JP 2006339384 A JP2006339384 A JP 2006339384A JP 4697132 B2 JP4697132 B2 JP 4697132B2
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Description

本発明は、ルームエアコンやパッケージエアコンに係り、特に、室内ユニットに用いられる貫流ファンに関する。   The present invention relates to a room air conditioner and a packaged air conditioner, and more particularly to a cross-flow fan used for an indoor unit.

近年、ルームエアコン(空気調和機)の省エネルギー化を図る気運が高まってきている。ルームエアコンの省エネルギー化を図るためには、同じ電気入力に対する能力(室内熱交換器の熱交換量)を増大させる必要があり、この能力増大の一要素として、室内機の流量を増大することが考えられる。このためには、室内ファンの風量の増大を図ることが必須である。この室内ファンの風量増大を図る手法として、室内ファンの回転数を上げること、または、室内ファンである貫流ファンの外径を大きくすることが考えられる。ところで、室内機動作時の乱流音(広帯域の周波数帯域に分布する音)はファン回転数の7乃至8乗に比例するので、前者の手法では風量を30%増すと9dBも増加してしまう。一方、乱流音は、ファン外径の4乃至5乗に比例するので、後者の手法では5dBの増加に留まるので、騒音(乱流音)を増加させることなく風量を増大させるためには後者の手法が向いている。   In recent years, there has been an increasing tendency to save energy in room air conditioners (air conditioners). In order to save energy in the room air conditioner, it is necessary to increase the capacity for the same electric input (heat exchange amount of the indoor heat exchanger). As one element of this capacity increase, the flow rate of the indoor unit may be increased. Conceivable. For this purpose, it is essential to increase the air volume of the indoor fan. As a method for increasing the air volume of the indoor fan, it is conceivable to increase the rotation speed of the indoor fan or increase the outer diameter of the cross-flow fan that is the indoor fan. By the way, turbulent sound during operation of the indoor unit (sound distributed in a wide frequency band) is proportional to the 7th to 8th power of the fan speed, and therefore the former method increases 9 dB when the air volume is increased by 30%. . On the other hand, since the turbulent sound is proportional to the 4th to 5th power of the fan outer diameter, the latter method only increases 5 dB. Therefore, in order to increase the air volume without increasing the noise (turbulent sound), the latter The method is suitable.

しかしながら、ルームエアコンの奥行き寸法は限られており、貫流ファンの外径を大きくすると、貫流ファンとノーズ間の間隙が小さくなることにより際立ってくる異音(特異音)、及び、室内熱交換器と貫流ファンとの間の距離が近くなることによるウェークをファンの羽根が通過することにより発生する音の問題が生じてくる。   However, the depth dimension of room air conditioners is limited, and when the outside diameter of the cross-flow fan is increased, the noise (singular sound) that stands out due to the small gap between the cross-flow fan and the nose, and the indoor heat exchanger The problem of the sound generated by the fan blades passing through the wake caused by the close distance between the fan and the once-through fan occurs.

これらの羽根音を低減する従来技術として、特開平6−129387号公報(文献1)や特開平6−173886号公報(文献2)が知られている。文献1及び文献2には、貫流ファン(クロスフローファン)の羽根音を防止するため、羽根の周方向取付ピッチを不等間隔にして、各羽根の周方向の位相を異ならせることによってピーク音を低減させ全体的に騒音を低減させることが記載されている。   As conventional techniques for reducing these blade noises, Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-129387 (Reference 1) and Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-173886 (Reference 2) are known. In Reference 1 and Reference 2, in order to prevent the blade sound of the cross-flow fan (cross flow fan), the peak sound is obtained by making the circumferential mounting pitches of the blades unequal and making the circumferential phase of each blade different. And reducing noise overall.

一方、実開昭57−14089号(文献3)では、羽根要素群すなわち羽根車全体が中央部で細く、両端部で太くなる弧状として、さらに、騒音の位相をずらして全体的に静寂性を得るために羽根を捻る(スキューする)ように配置している。羽根音低減を目的とするものではないが、文献3と似た形状を有するものとして、クロスフローファンの軸撓みを軽減するため、ファンの両端部の外径を中央部の外径よりも大きくすることが特開昭
60−209693号公報(文献4)に記載されている。
On the other hand, in Japanese Utility Model Laid-Open No. 57-14089 (Reference 3), the blade element group, that is, the impeller as a whole is thin in the central portion and thickened at both ends, and further, the noise phase is shifted to provide overall quietness. In order to obtain, it arrange | positions so that a blade | wing may be twisted (skewed). Although not aimed at reducing the blade noise, the outer diameter of both ends of the fan is made larger than the outer diameter of the central portion in order to reduce the axial deflection of the cross flow fan as having a shape similar to that of Document 3. This is described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 60-209693 (reference 4).

貫流ファンは、羽根車と吸い込み流路と吹き出し流路を分離するノーズとの隙間を小さくすることによって風量の増加が図れるが、羽根車とノーズ隙間が小さくなると前述の如く羽根音と呼ばれる異音が発生してしまう。この異音はファンの羽根数と回転数の積に等しい周波数及びその高次の周波数の騒音レベルをもち、周波数がばらついている乱流音
(空気流が流路の壁面に当る際に発生する送風音)に比べてピーク値が高く、尖頭的なスペクトルを有しているので聴感上悪化するという問題がある。上記文献1及び文献2に記載の技術は、羽根を周方向にランダムに配置して位相変調を施すことにより羽根音周波数を分散させて聞こえにくくしている。このように単純に羽根配置を不等ピッチ化しても、一枚の羽根がノーズを通過する際、羽根先端が同時に通過するために羽根音の異音を防ぐことは難しい。このため、風量を増加させる目的でノーズと羽根の隙間を小さくしていくと異音が増加してしまい、また、熱交換器と羽根とを近接させると熱交換器のパイプのウェーク流入(熱交換器を通過してくる空気流の速度分布はパイプ下流が小さい。この速度分布のまま空気流がファンの羽根に到達すると異音が発生する)による羽根音が際立って来るとともに騒音もレベルも高くなるので、低騒音を実現しつつ風量を増加させることができないという問題がある。
The cross-flow fan can increase the air volume by reducing the gap between the impeller, the suction flow path, and the nose that separates the blow-off flow path. Will occur. This abnormal noise has a noise level with a frequency equal to the product of the number of blades of the fan and the number of rotations and a higher-order frequency, and is a turbulent sound with different frequencies (generated when the airflow hits the wall of the flow path. There is a problem that the peak value is higher than that of the (sound) and has a pointed spectrum, which deteriorates the sense of hearing. The techniques described in Document 1 and Document 2 make it difficult to hear the sound by dispersing the blade sound frequency by randomly arranging the blades in the circumferential direction and performing phase modulation. Even if the blade arrangement is simply made to have an unequal pitch, it is difficult to prevent abnormal noise of the blade sound because the blade tip simultaneously passes when one blade passes through the nose. For this reason, if the gap between the nose and the blade is reduced for the purpose of increasing the air flow, abnormal noise will increase, and if the heat exchanger and the blade are brought close to each other, the wake inflow (heat The velocity distribution of the air flow passing through the exchanger is small at the downstream of the pipe.When the air flow reaches the fan blades with this velocity distribution, the noise of the blades becomes noticeable and the noise and level are also high. Since it becomes high, there is a problem that the air volume cannot be increased while realizing low noise.

また羽根を軸方向に回転、または、捻る(スキューさせる)ことが記載された文献3は、羽根の異音発生防止には比較的効果は大きい。しかしながら、ファン端部にいくに従って大きくなる外径のため、ファン端部側のファン内部圧力が低下し、熱交換器側から流入してきた空気流の大部分は端部側を流れるので、ファン中央部付近の空気流量が減少し結果的に総風量が増加しないという問題があった。さらに、端部における風量は増加するので、これに伴って乱流音が増加してしまうという問題があった。文献4に記載のものは、羽根についてはスキューなどが施されておらず、風量低下の問題や騒音(乱流音や異音)の問題がある。   Further, Document 3, which describes rotating or twisting (skewing) the blade in the axial direction, is relatively effective in preventing the blade from generating abnormal noise. However, because the outer diameter increases toward the fan end, the fan internal pressure on the fan end side decreases, and most of the airflow that flows in from the heat exchanger side flows on the end side, so the center of the fan As a result, there was a problem that the total air volume did not increase because the air flow rate in the vicinity of the section decreased. Furthermore, since the air volume at the end increases, there is a problem that turbulent sound increases accordingly. The thing of literature 4 does not have skew etc. about the blade | wing, but there exists a problem of an air volume fall or a noise (turbulent flow sound or abnormal noise).

本発明の目的は、異音の発生を抑制しつつ風量の増加を図る空気調和機を提供することにある。   The objective of this invention is providing the air conditioner which aims at the increase in an air volume, suppressing generation | occurrence | production of unusual noise.

また、異音の発生を抑制しつつ風量の増加を図る貫流ファンの形状を提供することにある。   Another object of the present invention is to provide a cross-flow fan shape that increases the air flow while suppressing the generation of abnormal noise.

上記目的は、室内機の送風ファンとして貫流ファンを備えた空気調和機において、前記貫流ファンを円板で仕切られる複数のブロックに分割し、少なくとも一つのブロックの羽根外径をそのブロックの円板間において線形に変化させ、前記少なくとも一つのブロックと隣接するブロックの隣接部での羽根外径が異なる構造とし、前記貫流ファンの羽根の外径が小さくなる位置に対応する位置に縦風向板を配置することにより達成される。

An object of the present invention is to provide an air conditioner provided with a cross-flow fan as a blower fan for an indoor unit, wherein the cross-flow fan is divided into a plurality of blocks partitioned by a disk, and the blade outer diameter of at least one block is set to the disk of the block. A vertical wind direction plate at a position corresponding to a position where the outer diameter of the blades of the cross- flow fan becomes smaller, and the blade outer diameter is different between the at least one block and the adjacent portion of the adjacent block. Is achieved by arranging

上記手段によって得られる作用を簡単に説明する。複数のファンブロックにより構成される貫流ファンの少なくとも一つのファンブロックの羽根外径を変化させると、一枚一枚の羽根はファン回転方向に凹部を有する前向き羽根形状を有しているため、羽根外周部すなわち羽根後縁が回転軸線に対して傾斜する。このため、ノーズや熱交換器のパイプに対しても傾き、羽根後縁がこれらのウェークを同時に通過することがなくなる。従って、ウエークを羽根が通過することによって発生していた音のスペクトルが分散され異音が抑制される。また、羽根外径の大きい部分と小さい部分があるので、外径の大きい部分では風速が大きく、外径が小さい部分では風速が小さくでき羽根車の吸い込み側風速分布を局所的に積極的に変化させることができ、羽根音の発生原因であるノーズ、及び熱交換器パイプのウェークに軸方向分布がこれも局所的にできるため羽根音が抑制される。そして、羽根外径の大きい部分では従来より風量が増加し、ノーズと羽根の隙間を一層小さくできるので高風量化が実現できる。   The operation obtained by the above means will be briefly described. When the blade outer diameter of at least one fan block of the cross-flow fan composed of a plurality of fan blocks is changed, each blade has a forward blade shape having a recess in the fan rotation direction. The outer periphery, that is, the blade trailing edge is inclined with respect to the rotation axis. For this reason, it also inclines with respect to the pipe of a nose or a heat exchanger, and a blade trailing edge does not pass these wakes simultaneously. Therefore, the spectrum of the sound generated by the blades passing through the wake is dispersed, and abnormal noise is suppressed. In addition, since there are a part with a large outer diameter and a part with a small outer diameter, the wind speed is large at a part with a large outer diameter, and the wind speed is small at a part with a small outer diameter. The nose, which is the cause of the generation of the blade noise, and the axial distribution in the wake of the heat exchanger pipe can also be locally produced, so that the blade noise is suppressed. In the portion where the outer diameter of the blade is large, the air volume is increased as compared with the conventional one, and the gap between the nose and the blade can be further reduced, so that a high air volume can be realized.

本発明によれば、聴感上問題のある羽根音の発生を防止しつつ、ルームエアコンの省電力を実現する高風量化を達成することができる。また、反対に、風量を変えないものとすれば、より一層の静音化を実現することができる。また、風量を変えないものとすれば、異音の発生が減少するので、貫流ファンの外径を変えることなしにノーズとファンとの間隙を小さくすることができるので、ルームエアコンを小型化することができる。   ADVANTAGE OF THE INVENTION According to this invention, the high air volume which implement | achieves the power saving of a room air conditioner can be achieved, preventing generation | occurrence | production of the blade sound which has a problem on hearing. On the other hand, if the air volume is not changed, further noise reduction can be realized. In addition, if the air flow is not changed, the generation of abnormal noise is reduced, so that the gap between the nose and the fan can be reduced without changing the outer diameter of the cross-flow fan, thereby reducing the size of the room air conditioner. be able to.

本発明の一実施の形態を図1乃至図8,図13及び図14に基づいて説明する。図1にルームエアコンの正面断面図を示した。化粧枠28の内部に熱交換器16,モータ23,貫流ファンである羽根車10及びプレフィルター12等の主構成部品が納められている。向かって右側に、モータ23,モータ23の振動を抑制する防振ゴム21,その上部にモータ23などを動作させる電気品24,サイクル部品25が配置されている。羽根6及び円板7を主構成要素とする羽根車10は、モータ23によって切り欠け部から見える側の周囲が下から上にいくように回転する。化粧枠28の前面及び上部に設けられたグリル
13と上部グリル14からプレフィルター12、及び空清フィルター15(図1に図示せず)を介して吸い込まれた空気は熱交換器16で熱交換され、吸い込み流路と吹き出し流路を分離するノーズ11,羽根車10を通過して縦風向板18,横風向板19のある吹き出し口26から吹き出す。羽根車10は、羽根6の外径を円板7間で変化させており、このためノーズ11上面に対して羽根の外周部分すなわち後縁が傾斜している。さらに、縦風向板18は羽根車10の外径の小さい部分に配置している。
An embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 1 to 8, FIG. 13 and FIG. FIG. 1 shows a front sectional view of the room air conditioner. Main components such as the heat exchanger 16, the motor 23, the impeller 10 that is a cross-flow fan, and the prefilter 12 are housed inside the decorative frame 28. On the right side, a motor 23, an anti-vibration rubber 21 that suppresses vibrations of the motor 23, and an electrical component 24 and a cycle component 25 that operate the motor 23 and the like are disposed above the motor 23. The impeller 10 having the blades 6 and the disk 7 as main components is rotated by the motor 23 so that the periphery on the side seen from the cutout portion goes from the bottom to the top. The air sucked from the grill 13 and the upper grill 14 provided on the front and top of the decorative frame 28 through the pre-filter 12 and the air cleaning filter 15 (not shown in FIG. 1) is heat-exchanged by the heat exchanger 16. Then, it passes through the nose 11 that separates the suction flow path and the blowout flow path and the impeller 10 and blows out from the blowout opening 26 having the vertical wind direction plate 18 and the horizontal wind direction plate 19. In the impeller 10, the outer diameter of the blade 6 is changed between the discs 7. Therefore, the outer peripheral portion of the blade, that is, the rear edge is inclined with respect to the upper surface of the nose 11. Further, the vertical wind direction plate 18 is disposed in a portion having a small outer diameter of the impeller 10.

図2は図1に記載のルームエアコンの縦断面である。羽根車10の後部には空気流路を構成するケーシング17が設けられ、その後部には冷媒の配管20が通っている。3段で形成された熱交換器16(除湿の場合は上2段が加熱器として働き、下1段が冷却器として働く)を介して流入した空気の大部分は、羽根車10の回転によりケーシング17に沿って吹き出し口から排風される。   FIG. 2 is a longitudinal section of the room air conditioner shown in FIG. A casing 17 constituting an air flow path is provided at the rear part of the impeller 10, and a refrigerant pipe 20 passes through the casing 17. Most of the air flowing in through the heat exchanger 16 formed in three stages (in the case of dehumidification, the upper two stages serve as a heater and the lower one serves as a cooler) is caused by the rotation of the impeller 10. The air is exhausted from the outlet along the casing 17.

貫流ファンによる送風の原理を説明する。円板7間の外周部分に配された羽根6が時計方向に回転すると、ノーズ11より上流側の羽根6の群は、流体工学での翼理論に従った羽根翼間の風速変化を減速流となるような流れに転向させ(圧力が上がり)る。ノーズ
11とケーシング17で囲まれた部分の羽根6群は、羽根翼間で流れを増速させながら
(この部分の翼間流れが羽根が回転方向に凹となる前向き羽根のため増速される)圧力上昇して吹き出されものである。この際、貫流ファン(羽根車10)自体が軸を中心に時計回りに回転しているのであるが、空気流は軸中心からノーズ11側に寄った点を中心に時計回りに回転する。
The principle of ventilation by the once-through fan will be described. When the blades 6 arranged on the outer peripheral portion between the discs 7 rotate clockwise, the group of blades 6 upstream from the nose 11 decelerates the wind speed change between the blade blades according to the blade theory in fluid engineering. It turns to a flow that makes (pressure increases). The group of blades 6 surrounded by the nose 11 and the casing 17 accelerates the flow between the blade blades (the flow between the blades in this portion is accelerated because of the forward blades in which the blades are concave in the rotation direction. ) Increased pressure and blown out. At this time, although the once-through fan (the impeller 10) itself rotates clockwise around the axis, the airflow rotates clockwise around a point nearing the nose 11 from the axis center.

これはノーズ11から上流側の圧力が低いため、風向板18のある吹き出し側の空気流の一部は羽根6とノーズ11の隙間を通して吹き出し側からノーズ11上流側に漏れ、また、ノーズ11の上流側の羽根6群に吸い込まれてその部分で循環すなわち渦が発生するためである。そのノーズ11の上、下流での漏れ量すなわち有効に吹き出されない量は、ノーズ11の上、下流の圧力差と羽根6とノーズ隙間に比例することからその量は羽根6とノーズ11との隙間が大きい場合にはルームエアコンの風量全体の20%に及ぶ場合がある。従って、この間隙を狭くすることも風量を増大するためのファクターでもある。   Since the pressure on the upstream side from the nose 11 is low, a part of the air flow on the blowing side where the wind direction plate 18 is present leaks from the blowing side to the upstream side of the nose 11 through the gap between the blade 6 and the nose 11. This is because it is sucked into the upstream blade group 6 and a circulation, that is, a vortex is generated there. The amount of leakage at the upstream and downstream of the nose 11, that is, the amount that is not effectively blown out, is proportional to the pressure difference between the upstream and downstream of the nose 11 and the blade 6 and the nose gap, so the amount is the clearance between the blade 6 and the nose 11. If the airflow is large, it may reach 20% of the total air volume of the room air conditioner. Therefore, narrowing this gap is also a factor for increasing the air flow.

この時、羽根6とノーズ11の隙間からの高速の漏れ流れは羽根車10と同じ方向に回転しながら熱交換器側のファン内に流入するのに対して、その上部では熱交換器からの低速の流れが羽根車の軸中心方向に向かって流入する。このため羽根6が回転してこの部分を通過する際に強い風速分布の歪(一般的にこのような流れを後流、または速度歪、またはウェークと呼ぶ)の中を通過する。このように、羽根がウェークの中を通過すると羽根に揚力変動が誘起される。羽根一枚は一回転の間に一回の強い揚力変動が誘起されるが、羽根車が一回転すると円板7の外周上には複数枚の羽根(例えばZ枚)が配置されていることから、Z回、すなわち回転数がN(RPS)の場合N・Zの周波数の揚力変動が羽根車に誘起される。羽根が揚力変動を誘起するとカールの理論により音が発生する。これが羽根音発生のメカニズムであり、周期性があって甲高く耳障りな異音として認識される。   At this time, the high-speed leakage flow from the gap between the blade 6 and the nose 11 flows into the fan on the heat exchanger side while rotating in the same direction as the impeller 10, whereas in the upper part, the flow from the heat exchanger A low-speed flow flows toward the axial center of the impeller. For this reason, when the blade 6 rotates and passes through this portion, it passes through a distortion of a strong wind speed distribution (generally, such a flow is called a wake or speed distortion or wake). In this way, when the blade passes through the wake, lift variation is induced in the blade. A single blade causes one strong fluctuation in lift during one rotation, but when the impeller makes one rotation, a plurality of blades (for example, Z) are arranged on the outer periphery of the disk 7. Therefore, when Z is rotated, that is, when the rotational speed is N (RPS), the lift fluctuation of the frequency of N · Z is induced in the impeller. When the blades induce lift fluctuations, sound is generated according to the curl theory. This is the mechanism of feather noise generation, and it is recognized as an unusual sound that has periodicity and is inconspicuous.

この音の音圧レベルは、(1)式の羽根一枚に誘起される揚力変動(ノイマンによる)をカールの音圧の式(2)式に代入し、さらに(3)式の音圧レベルの式に代入して求められる。   The sound pressure level of this sound is obtained by substituting the lift fluctuation (by Neumann) induced by one blade of equation (1) into the equation (2) of curl sound pressure, and then the sound pressure level of equation (3). Is obtained by substituting

Figure 0004697132
Figure 0004697132

Figure 0004697132
Figure 0004697132

Figure 0004697132
Figure 0004697132

ここで、L(ω),ρ,Uは変動揚力(周波数ωの関数),密度,代表平均速度(翼間風速で主音源がファンの吹き出し側にある貫流ファンでは風量に比例する)、Wpはノーズ11近傍で循環する渦の回転する速度とその上で熱交換器を通過してくる空気の速度差(一般的にノーズと羽根の隙間が小さいほどWpは大きい)、c,bはそれぞれ羽根の翼弦長、羽根音を発生する原因である羽根が同時にウェークを通過(一般的にはノーズ部分を通過する)するときの羽根の軸方向長さでファン要素での最大長さは円板7間の羽根軸方向長さである。φはWp と翼弦方向のなす角度、f,αはそれぞれ羽根の翼弦長に対する最大高さ(通常翼のそり具合を示す)、αは流入空気と羽根のなす迎え角、Ff(ω),Fα(ω) はそれぞれ羽根にそり、迎え角があるために発生する揚力変動項、S(ω) はWp成分によって発生する変動揚力項である。a0,x,xi,sはそれぞれ音速、ファンから音の観測点までの距離、ファンと観測点の方向余弦、複数のファン要素全体の長さ、さらにp0は騒音レベルの基準となる音圧レベルである。 Where L (ω), ρ, U are fluctuating lift (function of frequency ω), density, representative average speed (proportional to the air volume for cross-flow fans with the wind speed between the blades and the main sound source on the blowout side of the fan), Wp Is the difference between the rotational speed of the vortex circulating near the nose 11 and the speed of the air passing through the heat exchanger (generally, the smaller the gap between the nose and the blade, the larger the Wp), and c and b are respectively The blade's chord length, the blade length that causes blade noise, and the axial length of the blade when the blade simultaneously passes through the wake (generally through the nose), the maximum length at the fan element is a circle It is the blade axial direction length between the plates 7. φ is the angle formed by Wp and the chord direction, f and α are the maximum height of the blade chord length (indicating the normal wing warpage), α is the angle of attack between the incoming air and the blade, Ff (ω) , Fα (ω) is the lift variation term generated due to the slant and angle of attack, and S (ω) is the variation lift term generated by the Wp component. a 0 , x, xi, and s are the speed of sound, the distance from the fan to the observation point of the sound, the cosine of the fan and the observation point, the length of all the fan elements, and p 0 is the sound that is the reference for the noise level Pressure level.

これら(1)式,(2)式及び(3)式から揚力変動の時間微分が羽根音になることが分かる。(1)式の左辺において、揚力変動を小さくできるものはU,Wp,c,bであるが、Uは風量に比例することから同一外径では変えられない。また、Wpはノーズと羽根の隙間を小さくしていくと大きくなってしまうので、高風量化をしていくとこれは今後ますます大きくなる方向であり、この項を小さくすることはできない。従って、最も有効に羽根音低減可能な項は、c若しくはbを変える他ない。しかも、bはノーズ近傍を羽根が通過して羽根音が発生する最小長さであり、cはその最小長さの部分の羽根の翼弦長であるのでこの長さが軸方向に同時刻にならないように(ω項に位相差項がつくように)変化させる必要がある。この項を低減するための羽根車10の外観を図3に示す。羽根車10は、主
にボス2,端面円板4,羽根6,円板7,端面板8、さらに軸9から構成される。円板間の羽根の取付け位置が変化していることが判る。これは後述するように、羽根6の形状が円板間において変化するためである。外観上ボス2がある端面円板7がある側から次の円板にかけて線形に外径が減少し、次の円板において増大し、これが繰返し表れて軸9の存在する円板に至るように見える。
From these equations (1), (2), and (3), it can be seen that the time derivative of the lift fluctuation becomes a blade sound. In the left side of equation (1), U, Wp, c, and b can reduce the lift fluctuation, but U is proportional to the air volume and cannot be changed with the same outer diameter. In addition, Wp increases as the gap between the nose and the blades is reduced. Therefore, as the air flow is increased, this will increase in the future, and this term cannot be reduced. Therefore, the term that can reduce the blade noise most effectively is to change c or b. Moreover, b is the minimum length at which the blades pass through the vicinity of the nose and the blade noise is generated, and c is the chord length of the blade of the minimum length part, so this length is the same time in the axial direction. It is necessary to change so that the phase difference term is added to the ω term. The external appearance of the impeller 10 for reducing this term is shown in FIG. The impeller 10 mainly includes a boss 2, an end face disc 4, a blade 6, a disc 7, an end face plate 8, and a shaft 9. It can be seen that the mounting position of the blades between the disks has changed. This is because the shape of the blade 6 changes between the disks as will be described later. In appearance, the outer diameter decreases linearly from the end disk 7 where the boss 2 is present to the next disk, increases in the next disk, and this appears repeatedly to reach the disk where the shaft 9 exists. appear.

円板間のブロック単位にした斜視図を図4に示す。羽根車10の端面円板4部分でボス2,軸穴1,ビス穴3をもっている。ボス2を有する端面円板4側から円板7にかけて羽根の幅が小さくなっていることが判る。羽根1枚1枚は、図示の如く平板ではなく、長手方向全長に渡って幅方向に円弧状になっていることがわかる。また、羽根自体は長手方向には捻れていない。   FIG. 4 is a perspective view of the blocks between the disks. The end disk 4 of the impeller 10 has a boss 2, a shaft hole 1, and a screw hole 3. It can be seen that the width of the blades decreases from the end face disk 4 side having the boss 2 to the disk 7. It can be seen that each blade is not a flat plate as shown in the figure, but has an arc shape in the width direction over the entire length in the longitudinal direction. Further, the blade itself is not twisted in the longitudinal direction.

このようなファンの製造は、奥にいくに従って細くなる複数の羽根の型にファン材料を流し込み、円板裏面に他のブロックの羽根が接着されるように凹部が形成されるような複数の凸部を有する型で押圧し、型から外すことにより同一構造の複数の羽根と一体成型された一枚の円板を複数製造し、必要個数接着または溶着することにより羽根車10が製造される。同一形状のものを量産することが可能であること、及び、ファン形状をスキューのないものとすれば、型から外す際に捻じりながら外す必要がないのでコストを増大させずに異音の少ない風量を大きくしたファンを提供することができる。また、図示されていないが端面円板4と軸9の間には防振構造をもっている。   Such a fan is manufactured by pouring the fan material into a plurality of blade molds that become thinner toward the back, and forming a plurality of protrusions such that recesses are formed so that the blades of other blocks are bonded to the back of the disk. The impeller 10 is manufactured by producing a plurality of one disk integrally molded with a plurality of blades of the same structure by pressing with a mold having a portion and removing from the mold, and bonding or welding a required number of the disks. If the same shape can be mass-produced, and if the fan shape has no skew, it is not necessary to twist and remove it when removing it from the mold, so there is little noise without increasing the cost. A fan with a large air volume can be provided. Although not shown, a vibration isolating structure is provided between the end face disk 4 and the shaft 9.

本実施の形態では、羽根車をプラスチックで製造する場合を示したが、この羽根車を鋼板、またはアルミ板を用いて作る場合には、羽根は長手方向に羽根車の全体長で作る。   In the present embodiment, the case where the impeller is made of plastic is shown. However, when the impeller is made of a steel plate or an aluminum plate, the blade is made of the entire length of the impeller in the longitudinal direction.

次に、図5に示した羽根車10の正面図の軸方向に切断した縦断面図を図3に示す。上下の羽根6は羽根の正射影であり、羽根の羽根車内面側は直線状に揃っており外周側が単調に変化していることが判る。また、端面円板4とボス2の間には防振ゴム5がついている。羽根6は一方の円板7から他方の円板7間で外径が単調に増加している。   Next, FIG. 3 shows a longitudinal sectional view cut in the axial direction of the front view of the impeller 10 shown in FIG. It can be seen that the upper and lower blades 6 are orthogonal projections of the blades, and the impeller inner surface side of the blades is aligned linearly and the outer peripheral side changes monotonously. Further, an anti-vibration rubber 5 is provided between the end face disk 4 and the boss 2. The outer diameter of the blade 6 monotonously increases from one disk 7 to the other disk 7.

以上説明したような構造形状を持った羽根車7が騒音の元となる異音を抑制しつつ風量増加を図ることができる作用について図6乃至図8,図13乃至図14を用いて詳細に説明する。図6(a)に円板7間に羽根が取り付けられた羽根車10の1ブロックの断面図を示す。羽根外径D2の小さいa-a断面(図6(b)と羽根外径D2の大きいb-b断面図6
(c)では羽根の翼弦長cが異なる。このような形状を有するため、異音の低減にこれまで最も良好とされていたスキューに比べてさらに効果がある。
The action that the impeller 7 having the structure as described above can increase the air volume while suppressing the abnormal noise that is the source of noise will be described in detail with reference to FIGS. 6 to 8 and FIGS. 13 to 14. explain. FIG. 6A shows a cross-sectional view of one block of the impeller 10 in which blades are attached between the discs 7. Aa cross section having a small blade outer diameter D 2 (FIG. 6B) and bb cross sectional view having a large blade outer diameter D 2
In (c), the chord length c of the blade is different. Since it has such a shape, it is more effective than the skew that has been considered to be the best so far in reducing abnormal noise.

羽根6の外周部または後縁部がa-a断面からb-b断面方向に向かって回転方向に対してその位置がずれていくため、換言すると、ファンの軸線に対して羽根の長辺が傾いているため、ファンが回転するとまずb-b断面側の羽根部分が先にノーズ近傍を通過、a-a断面側は遅れて通過する(これは、羽根に捻じれがあるからではなくb−b断面の羽根の翼弦長が長いため円板の円周方向に延びるからである)。この時、ノーズ近傍では図13に示すように、回転している羽根6は、前述したノーズ11と羽根との隙間から漏れてまた羽根に吸い込まれる流れと、熱交換器を通過してくる比較的遅い流れとをこの順番で横切る。この風速の差が存在する部分を速度歪が存在する部分という。もし、この速度歪が存在する部分をファン軸線に対して平行な羽根が横切ったとしたら、羽根先端部が同時にこの速度分布が不均一な個所を横切るので前述の如く羽根枚数と回転数の積で表される周波数の音及びその高次高調波が発生する。   Since the position of the outer peripheral part or the rear edge part of the blade 6 is shifted from the aa cross section toward the bb cross section direction with respect to the rotation direction, in other words, the long side of the blade is inclined with respect to the fan axis. When the fan rotates, the blade portion on the bb cross-section side first passes near the nose, and the aa cross-section side passes with a delay (this is not because the blade is twisted, but the blade chord of the bb cross-section blade) This is because it is long and extends in the circumferential direction of the disk). At this time, as shown in FIG. 13, in the vicinity of the nose, the rotating blade 6 is compared with the flow that leaks from the gap between the nose 11 and the blade and is sucked into the blade and passes through the heat exchanger. Cross the slow flow in this order. The part where the difference in wind speed exists is called the part where the speed distortion exists. If a blade parallel to the fan axis crosses the part where this speed distortion exists, the blade tip crosses the part where the speed distribution is uneven at the same time. Sounds of the frequencies represented and their higher harmonics are generated.

ところが、本実施の形態による羽根形状では、軸方向に羽根6がこの速度歪を時間差をもって通過することから(1)式から羽根音が発生する最小長bが小さくなり、さらにその羽根音が発生する最小長bが次々と遅れて通過することでω項に時間遅れによる位相差が発生して揚力変動に位相変調が生じて尖頭的な周波数をもった羽根音が発生しにくくなる。この作用は、不等ピッチでは得ることはできないがスキューでは同様に得ることができる。   However, in the blade shape according to the present embodiment, since the blade 6 passes through this speed distortion with a time difference in the axial direction, the minimum length b in which the blade sound is generated from Equation (1) is reduced, and the blade sound is further generated. As the minimum length b passes through one after another, a phase difference due to a time delay occurs in the ω term, phase modulation occurs in the lift fluctuation, and it becomes difficult to generate a blade sound having a sharp frequency. This effect cannot be obtained with unequal pitches, but can be obtained with skew as well.

ところで、本実施の形態によれば、さらに羽根外径が軸方向に変化しているために、外径が大きい部分では風量が大きいので風速が早く、逆に、外径の小さい部分では風速が遅くなる。このため、図13に示すように、ファン軸方向にも積極的に速度分布を作り出すことができるので、羽根に風が突入する時間が変化してすなわち位相差を積極的につけられることから上述と同様に羽根音低減の効果が顕著になる。この点が、上記スキューでは得ることができない効果である。   By the way, according to the present embodiment, since the outer diameter of the blade further changes in the axial direction, the wind speed is high because the air volume is large at the portion where the outer diameter is large, and conversely, the wind speed is high at the portion where the outer diameter is small. Become slow. For this reason, as shown in FIG. 13, since the speed distribution can be positively created also in the fan axial direction, the time for the wind to enter the blades changes, that is, the phase difference can be positively added. Similarly, the effect of blade noise reduction becomes significant. This is an effect that cannot be obtained with the above skew.

羽根音の他方の原因として挙げられる熱交換器のパイプからのウェークについても同様である。図14に熱交換器下流の風速分布を示す。ファンの回転に伴って発生した熱交換器からの吸い込み空気流は、一様な速度分布を有するものではなく、フィン29とパイプ30からなる熱交換器16の下流は特にパイプ下流に風速の遅いウェークができる。ファンの羽根が軸線方向に平行であると羽根の長辺先端が同時に速度分布が変化する個所を横切ってしまうため、異音が発生してしまう。さらにスキューでは、速度分布が変化する個所を同時に通過することはないが、ある程度以上の異音の発生を抑制することができない。   The same applies to the wake from the pipe of the heat exchanger, which is cited as the other cause of the blade noise. FIG. 14 shows the wind speed distribution downstream of the heat exchanger. The air flow sucked from the heat exchanger generated with the rotation of the fan does not have a uniform velocity distribution, and the downstream of the heat exchanger 16 composed of the fins 29 and the pipes 30 has a slow wind speed especially downstream of the pipes. You can wake. If the fan blades are parallel to the axial direction, the long-side tips of the blades cross the point where the speed distribution changes at the same time, so that abnormal noise is generated. Further, in the skew, although the portions where the velocity distribution changes are not simultaneously passed, the generation of abnormal noise exceeding a certain level cannot be suppressed.

一方、本実施の形態による羽根形状では、流入空気流の全てが軸方向に変化するので、前述と同様な音のスペクトルを効果的に分散させることができるので羽根音の発生を抑制することができる。   On the other hand, in the blade shape according to the present embodiment, since all of the inflowing air flow changes in the axial direction, it is possible to effectively disperse the sound spectrum similar to that described above, thereby suppressing the generation of blade noise. it can.

一方風量については、貫流ファンでは外径が大きくなると風量が増えることは前述した通りである。また、風量を増やす場合にファン回転数を上げて増やす場合に比べて、外径を大きくして増やした方が乱流音による騒音増加を抑制できることも前述の通りである。本実施の形態では、外径が小さい部分の径を従来径と同じ径にすれば、その部分においては従来の風量が確保され、ブロック内の外径が大きい部分では風量が増加するので、全体では風量を増やすことができる。   On the other hand, as described above, the flow rate of the cross-flow fan increases as the outer diameter increases. Further, as described above, when the air volume is increased, the increase in the outer diameter can be suppressed as compared with the case where the fan rotational speed is increased to increase the noise, and the noise increase due to the turbulent sound can be suppressed. In the present embodiment, if the diameter of the portion with a small outer diameter is the same as the conventional diameter, the conventional air volume is secured in that portion, and the air volume increases in the portion with the large outer diameter in the block. Then you can increase the air volume.

そして、異音の発生を抑制できる羽根形状であることから、ノーズ11と羽根車7との間を近接配置させることができるので羽根車の直径を大きくすることができ、従って、異音を抑制しつつ風量を増加させることができる。   And since it is the blade | wing shape which can suppress generation | occurrence | production of abnormal noise, since the nose 11 and the impeller 7 can be arrange | positioned closely, the diameter of an impeller can be enlarged, Therefore, abnormal noise is suppressed. However, the air volume can be increased.

さらに、図1に示した縦風向板18を羽根車からの吹き出し風速の小さい部分に設置したので、羽根車の音と共に問題になる風向板から発生する音を低くすることができ、風向板に当たる風速による風向板圧力損失を低減する作用がある。   Further, since the vertical wind direction plate 18 shown in FIG. 1 is installed in a portion where the blowout wind speed from the impeller is low, the sound generated from the wind direction plate which becomes a problem together with the sound of the impeller can be lowered and hit the wind direction plate. It has the effect of reducing wind direction plate pressure loss due to wind speed.

図7に、上記した羽根車10をルームエアコンに組み込んだ場合の実験結果を示す。実験条件は、羽根車の外径が一定で不等ピッチ(ランダムピッチと呼ぶこともある)の従来の羽根車(外径90mm)と本実施の形態に係る羽根車10の外径比が1.03(小さい外径側90mm、大きい外径側93mm)、回転数を一定で、このときの風量に対する静圧特性及び騒音特性を、従来の羽根車の動作点を100%として比較したものである。また騒音スペクトルはいずれも風量比100%の場合である。なお、羽根外径とノーズとの隙間は従来羽根では9mm、本実施の形態では5mmであり、異音発生メカニズムと照らし合わせると本実施の形態に対する実験条件を厳しくした。   FIG. 7 shows the experimental results when the impeller 10 described above is incorporated into a room air conditioner. The experimental condition is that the outer diameter ratio of the conventional impeller (outer diameter 90 mm) having a constant outer diameter of the impeller and unequal pitch (sometimes referred to as random pitch) and the impeller 10 according to the present embodiment is 1. 0.03 (small outer diameter side 90mm, larger outer diameter side 93mm), with constant rotation speed, static pressure characteristics and noise characteristics for the air volume at this time, compared with the operating point of a conventional impeller as 100%. is there. In addition, the noise spectrum is when the air volume ratio is 100%. Note that the gap between the outer diameter of the blade and the nose is 9 mm for the conventional blade and 5 mm for the present embodiment, and the experimental conditions for the present embodiment are made stricter in light of the abnormal noise generation mechanism.

外径比が1.03の場合にはランダムピッチファンに比べて騒音特性(異音だけでなく乱流音を含む)は同じなのに対して風量・静圧が向上して、高風量化に適している。また、騒音スペクトルでは従来羽根車では羽根音の1次,2次成分が尖頭的に突出しているに対し、本実施の形態では羽根音の尖頭スペクトルがなくなり平坦化していることが判る。従って、聴感上気になる異音の低減効果が優れていることが分かる。   When the outer diameter ratio is 1.03, the noise characteristics (including not only abnormal noise but also turbulent sound) are the same as those of the random pitch fan, but the air volume and static pressure are improved, making it suitable for higher air volume. ing. In the noise spectrum, the primary and secondary components of the blade sound protrude sharply in the conventional impeller, whereas the peak spectrum of the blade sound disappears and is flattened in the present embodiment. Therefore, it can be seen that the effect of reducing abnormal noise that is annoying to hearing is excellent.

図8に両羽根車で羽根車で羽根とノーズとの隙間を変えた場合の風量一定時の騒音レベル、及び羽根音レベルを比較した図を示す。従来羽根では騒音レベル,羽根音レベルともに隙間を8mm以下にすると高くなり、かつ隙間が10mm以上になると羽根音レベルは低いが隙間からの漏れ流れが大きくなることに起因して騒音レベルが高くなる傾向に対して、本実施の形態の羽根では羽根の最大外径部分とノーズとの隙間が4.5mmまでは羽根音の発生は顕著ではなく騒音レベルも低い。また、隙間が大きいほうでは従来羽根と同様な傾向にある。本結果から本実施の形態でのルームエアコンでは羽根音の発生も少なく高風量化を実現する隙間の最適値は4.5〜6.5mmであることが分かる。   FIG. 8 shows a comparison of the noise level and the blade sound level when the air volume is constant when both impellers change the gap between the blade and the nose with the impeller. With conventional blades, both the noise level and the blade sound level increase when the gap is 8 mm or less, and when the gap is 10 mm or more, the blade sound level is low, but the noise level increases due to increased leakage flow from the gap. In contrast, in the blade of the present embodiment, the generation of blade noise is not significant and the noise level is low until the gap between the maximum outer diameter portion of the blade and the nose is 4.5 mm. Moreover, in the one where a clearance gap is large, it exists in the same tendency as the conventional blade | wing. From this result, it can be seen that in the room air conditioner according to the present embodiment, the optimum value of the gap for realizing a high air volume with little generation of blade noise is 4.5 to 6.5 mm.

ちなみに、図3では羽根6は回転軸に対して捻れて、または回転しているように見えるが前述の如く、羽根の翼弦長を変えたためである。   Incidentally, in FIG. 3, although the blade 6 appears to be twisted or rotated with respect to the rotation axis, it is because the blade chord length of the blade is changed as described above.

また、図3ではファン要素は7つで構成されているが何個でもよく、同一羽根車長さでは個数を増やすと羽根6外径の傾斜は急傾斜となる。また羽根6は不等ピッチに配置してもよい。   In FIG. 3, the number of fan elements is seven, but any number may be used. If the number is increased with the same impeller length, the inclination of the outer diameter of the blade 6 becomes steep. The blades 6 may be arranged at unequal pitches.

本実施の形態によれば、上記した異音を抑制しつつ高風量化を実現することができるという効果の他、ファン要素(ブロック)間で外径を変化させるという簡単な構成であるので、スキューに比べて製作が容易になり、この分高風量化を達成する上でコスト増加につながらず、羽根が直線上であるために貫流ファンの風量・圧力特性の予測,騒音予測がし易く、エアコン開発時の設計時間を短縮することができ、曲線状に比べ羽根ブロック全体の強度が向上する効果がある。   According to the present embodiment, in addition to the effect that it is possible to achieve a high air volume while suppressing the above-described abnormal noise, it is a simple configuration in which the outer diameter is changed between fan elements (blocks). Manufacture is easier compared to skew, and this does not lead to an increase in cost to achieve higher airflow. The blades are straight, making it easier to predict the airflow and pressure characteristics and noise of the cross-flow fan. The design time at the time of air conditioner development can be shortened, and there is an effect that the strength of the entire blade block is improved as compared with the curved shape.

図9に本発明の他の実施の形態を示す。上記第1の実施の形態ではファン1ブロック
(円板から円板までの要素)の羽根外径の変化は一方の円板から他方の円板まで単調に直線的に変化していた。図9(a)では局所的には従来の羽根車と同様に要素内で変化しない部分があってもよいが、特にノーズとの隙間が小さくなる羽根外径の大きい部分では要素内で外径を変化させるものである。このようにすると外径変化すなわち羽根後縁の傾斜を上述の実施の形態以上に大きくでき、より羽根音の発生を防止できる。同様の効果は、図9(b)のようにファン1ブロック当りの外径の変化を回転軸に対して凹状にすることによっても得ることができる。なお、本実施の形態では凹状であるが、凸状でも同様の効果を得ることができる。
FIG. 9 shows another embodiment of the present invention. In the first embodiment, the change in the outer diameter of the blade of the fan 1 block (the element from the disk to the disk) changes monotonously and linearly from one disk to the other disk. In FIG. 9 (a), there may be a portion that does not change locally in the element as in the case of the conventional impeller, but in particular, in the portion where the blade outer diameter is small where the gap with the nose is small, the outer diameter is within the element. Is something that changes. In this way, the change in outer diameter, that is, the inclination of the trailing edge of the blade can be made larger than that of the above-described embodiment, and the generation of blade noise can be further prevented. A similar effect can also be obtained by making the change in the outer diameter per fan block concave with respect to the rotation axis as shown in FIG. 9B. In addition, although it is concave in this Embodiment, the same effect can be acquired even if it is convex.

また、図9(c)では要素内での外径変化にその変化が増加から減少の二つの状態を含むものであり、要素内での羽根の傾斜をより大きく取ることができ熱交換器,ノーズがさらにファンに近接した場合でも、音のスペクトル分散がよりなされるので、羽根音発生が抑制され、さらに高風量化が期待できる。   Further, in FIG. 9 (c), the change in the outer diameter in the element includes two states in which the change is increased to decreased, and the blade can be more largely inclined in the element. Even when the nose is closer to the fan, the sound is more spectrally dispersed, so that the generation of blade noise is suppressed and a higher air volume can be expected.

図10に本発明の他の実施の形態を示す。図10(a)に羽根車10の軸方向断面を、図10(b),図10(c)に図10(a)のa-a,b-b断面図を示す。ファン1ブロック内で羽根6の翼弦長(c)をすなわち羽根の外径及び内径を複数個所変化させている。量産には不向きではあるが、この様にすると、羽根音などの流体音の発生について、現在知られている翼面上の力の変動すなわち揚力変動の時間微分が音になるというカールの理論によれば、軸方向に羽根の負荷変動すなわち揚力変動を上述の実施の形態以上に時間的に変えることができ、軸方向にファン上流側風速分布を積極的に変えることができるので、羽根音の発生防止に効果がある。   FIG. 10 shows another embodiment of the present invention. FIG. 10A shows an axial section of the impeller 10, and FIGS. 10B and 10C show aa and bb sectional views of FIG. 10A. Within the fan 1 block, the chord length (c) of the blade 6, that is, the outer diameter and inner diameter of the blade are changed at a plurality of locations. Although it is not suitable for mass production, in this way, for the generation of fluid sounds such as blade noise, the current known variation in force on the wing surface, that is, the time derivative of the variation in lift becomes sound. According to the present invention, the blade load fluctuation, that is, the lift fluctuation in the axial direction can be temporally changed as compared with the above-described embodiment, and the fan upstream wind speed distribution can be positively changed in the axial direction. Effective in preventing occurrence.

図11に本発明の他の実施の形態を示す。図11(a)は翼弦長変化がファン1ブロック中央付近で軸に対して凸状となるもの、図11(b)は凹状になるもの、図11(c)は羽根外径部分に型の抜き勾配程度の平行さを許容して羽根外径部分に平行部分を設けたものである。その効果は、上記実施の形態と同様異音が低減される。   FIG. 11 shows another embodiment of the present invention. FIG. 11A shows a case where the chord length change is convex with respect to the shaft near the center of the fan 1 block, FIG. 11B shows a concave shape, and FIG. A parallel portion is provided on the outer diameter portion of the blade while allowing parallelism of about a draft angle. The effect is that abnormal noise is reduced as in the above embodiment.

図12に本発明の他の実施の形態を示す。貫流ファンでは吸い込み流路と吹き出し流路を分離し圧力を上昇するためのノーズ11が必要であるが、上記実施の形態では、ノーズは直線的で変化しない形状であったのに対して、本実施の形態では、羽根外径の小さい部分でノーズ11との隙間を小さくした点が異なる。   FIG. 12 shows another embodiment of the present invention. In the cross-flow fan, a nose 11 for separating the suction flow channel and the blow flow channel and increasing the pressure is necessary. In the above embodiment, the nose is linear and does not change. The embodiment is different in that the gap with the nose 11 is reduced at a portion where the blade outer diameter is small.

上記種々説明した本発明に係る羽根車を使うと通常ではノーズ11と羽根6の隙間が羽根外径の小さい部分では大きく外径の大きい部分では小さくなる。貫流ファンの主音源は、前記説明した通り、羽根外径の大きい部分(すなわち羽根後縁での相対吹き出し風速の大きい部分)であるので、音は羽根6の外径の大きい部分で発生している。そこで、羽根外径の小さい部分でノーズ11との隙間を小さくしても音の増加をほとんどさせずに風量の増加が図れる点に着目して、羽根6外径の小さい部分のノーズ11形状をファン軸方向に凸状とした。すなわち、ノーズと羽根の外径との間の間隙を、いずれの位置においてもほぼ一定となるようにノーズの形状を定めたものである。本実施の形態によれば騒音同等で風量を約3%程度増加できる効果がある。   When the impeller according to the present invention described above is used, the gap between the nose 11 and the blade 6 is normally large in a portion where the blade outer diameter is small and small in a portion where the outer diameter is large. As described above, the main sound source of the once-through fan is a portion having a large blade outer diameter (that is, a portion having a large relative blown air velocity at the blade trailing edge), so that sound is generated in a portion having a large outer diameter of the blade 6. Yes. Therefore, paying attention to the fact that the air volume can be increased without increasing the sound even if the gap with the nose 11 is reduced at a portion where the blade outer diameter is small, the shape of the nose 11 at the portion where the blade 6 outer diameter is small. It was convex in the fan axis direction. That is, the shape of the nose is determined so that the gap between the nose and the outer diameter of the blade is substantially constant at any position. According to this embodiment, there is an effect that the air volume can be increased by about 3% with the same noise level.

本実施の形態では羽根外径の小さい部分のノ−ズ隙間を小さくして高風量化を図ったが、一層の高風量化を実現するために、羽根外径の小さい部分のノ−ズ高さを高くして、すなわち羽根後縁に対して逆傾斜がつくようにして一層隙間を小さくしてもよい。このようにすると羽根後縁がノ−ズ近傍を通る際に一層の位相差をつけることができ、羽根音発生を抑えながら一層の高風量化を実現できる。   In this embodiment, the noise gap in the portion with the small outer diameter of the blade is reduced to increase the air volume. However, in order to further increase the air volume, the height of the noise in the portion with the small outer diameter of the blade is increased. The gap may be further reduced by increasing the height, that is, by making a reverse inclination with respect to the trailing edge of the blade. In this way, a further phase difference can be given when the trailing edge of the blade passes near the noise, and a higher air volume can be achieved while suppressing the generation of blade noise.

ところで、上記の如く、ノーズを羽根外縁に沿った形状にすると漏れ流れには効果を発揮できるが、製品組立時にファンの軸方向位置にずれが生じた場合、羽根とノーズ隙間が急激に小さくなることがあり、製品によって羽根音が発生してしまうことから、音感上好ましくないという問題があった。次に説明する実施の形態では、製品組立時のファンの軸方向位置のずれがあった場合でも羽根音の発生を防止しつつ、高風量を静音で実現するものである。   By the way, as described above, if the nose is shaped along the outer edge of the blade, it can exert an effect on the leakage flow. However, if a deviation occurs in the axial position of the fan during product assembly, the blade and the nose gap are rapidly reduced. In some cases, the noise of the blades is generated depending on the product. In the embodiment described below, a high air volume is achieved silently while preventing the generation of blade noise even when there is a deviation in the axial position of the fan during product assembly.

即ち、貫流ファンの少なくとも一つのファンブロック内で、ノーズ外縁を構成する線または面に隙間を変化させる変曲点を有し、概羽根外径が小さくなる部分でノーズを流路側に凸とすると、空気調和機の組立時、ファンが軸方向にずれても、急激に隙間が小さくなることがなくなり、製品ごとに羽根音がばらつくことがなく音感上高品質を保った状態で高風量を静音で実現する空気調和機となる。   That is, in at least one fan block of the once-through fan, if there is an inflection point that changes the gap on the line or surface that constitutes the outer edge of the nose, and the nose protrudes toward the flow path at the portion where the outer diameter of the blade becomes smaller When assembling an air conditioner, even if the fan is displaced in the axial direction, the gap does not decrease suddenly, and the noise of the blades does not vary from product to product. It becomes an air conditioner realized by

また、羽根外縁の傾斜と逆となるようにノーズ外縁を傾けることも、羽根に流入する熱交換機のパイプウェーク形状にファン軸方向に変化をつけることが可能となり、これも羽根音の発生防止が可能となる。   In addition, tilting the outer edge of the nose so that it is opposite to the tilt of the outer edge of the blade also makes it possible to change the pipe wake shape of the heat exchanger flowing into the blade in the fan axial direction, which also prevents the generation of blade noise. It becomes possible.

両者を組み合わせて用いることで、ファンとノーズの干渉によって発生する羽根音、さらに、熱交換機のパイプウェークと羽根の干渉によって発生する羽根音いずれの発生も防止できる。   By using both in combination, it is possible to prevent generation of any blade noise generated by interference between the fan and the nose, and further, blade noise generated by interference between the pipe wake and the blade of the heat exchanger.

以下、説明する。図15に、羽根外縁とノーズの回転軸方向の変化状況を示す。概ね3つのファンブロックの軸方向変化状況とそれに隣接するノーズ形状が示されている。羽根車10の羽根6は左から右へ比較的単調に羽根外径が大きくなっている。ノーズ11の羽根外縁に隣接する部分の形状は羽根外径が小さい部分ではノーズ11と羽根6の外縁との隙間が小さくなるように流路側に凸となっている。また、ノーズ形状は、上記実施の形態とは異なり、ファンブロック間で羽根6外縁形状に沿って変化するのではなく、特に、羽根6外径の小さい部分で流路側に凸となるようにファン回転軸方向に変曲点をもって変化している。   This will be described below. FIG. 15 shows a change state of the blade outer edge and the nose in the rotation axis direction. The change state of the axial direction of three fan blocks and the nose shape adjacent to them are shown. The blade 6 of the impeller 10 has a blade outer diameter that increases relatively monotonously from left to right. The shape of the portion adjacent to the outer edge of the blade of the nose 11 is convex toward the flow path so that the gap between the nose 11 and the outer edge of the blade 6 becomes smaller at the portion where the outer diameter of the blade is small. In addition, unlike the above embodiment, the nose shape does not change along the outer edge shape of the blade 6 between the fan blocks. In particular, the fan has a convex shape toward the flow path side at a portion where the outer diameter of the blade 6 is small. It changes with an inflection point in the direction of the rotation axis.

ノーズ11の形状をこのようにすると、羽根6の外径が小さくノーズ11との隙間の大きくなる部分での漏れ流れを防止して、高風量化を実現しつつ、空調機の組立時にファンの取り付け位置が多少ずれても、羽根6とノーズ11の隙間が急激に狭まることがなくなる。このため、羽根音の発生が量産している製品毎に異なるということがなくなる(品質のばらつきをなくすことができる)。なお、変曲点を一カ所としたものを示したが、複数個でもよい。   If the shape of the nose 11 is made in this way, the outer diameter of the blade 6 is small and the leakage flow at the portion where the gap with the nose 11 is large is prevented, and a high air volume is achieved while the fan is not assembled. Even if the mounting position is slightly deviated, the gap between the blade 6 and the nose 11 is not suddenly narrowed. For this reason, generation | occurrence | production of a blade sound does not differ for every product mass-produced (the dispersion | variation in quality can be eliminated). In addition, although what showed the inflection point as one place was shown, two or more may be sufficient.

羽根音の発生が十分防止できた場合の静音化の効果を図16に示す。上記ノーズ11を、概ねファンブロック長さの半分の長さに適用した場合について説明する。図示の如く、ファン外径は最小90mm,最大93mmで、ファンブロック長さは60mm、ノーズ隙間はファン最大外径位置で4.7mm,最小外径位置で4.5mmで、ファン最大外径部分のノーズはファン回転軸に平行で途中からファン最小外径部に向かっては、隙間が急激に狭まる構造をもっている。   FIG. 16 shows the effect of noise reduction when the generation of blade noise can be sufficiently prevented. A case will be described in which the nose 11 is applied to approximately half the length of the fan block. As shown in the figure, the minimum fan outer diameter is 90 mm and maximum 93 mm, the fan block length is 60 mm, the nose gap is 4.7 mm at the maximum fan outer diameter position, and 4.5 mm at the minimum outer diameter position. The nose is parallel to the fan rotation axis and has a structure in which the gap is sharply narrowed from the middle toward the fan minimum outer diameter portion.

従来のノーズ形状を変化させない場合に比べて、同一風量では約1dBの騒音低減効果があることが分かる。これは同一騒音では約0.3m3/min の高風量化を実現できることを意味する。 It can be seen that there is a noise reduction effect of about 1 dB at the same air volume compared to the case where the conventional nose shape is not changed. This means that a high air flow of about 0.3 m 3 / min can be achieved with the same noise.

図17は本発明の他の実施の形態である。貫流ファンの羽根車10は、上記実施の形態と同様に、左から右に向かって外径が大きくなっていて、羽根6の外縁が回転軸に対して傾斜していて、かつノーズ11の上部も羽根の傾斜方向と逆方向に傾いている。このような構造を採用すると、熱交換器6のパイプ29からのウェークがノーズ高さの影響を受けて、ファンの回転軸方向に同相性が崩れて羽根音が発生しにくくなる効果がある。   FIG. 17 shows another embodiment of the present invention. The impeller 10 of the cross-flow fan has an outer diameter that increases from the left to the right, the outer edge of the blade 6 is inclined with respect to the rotation axis, and the upper portion of the nose 11, as in the above embodiment. Is also inclined in the direction opposite to the direction of inclination of the blades. If such a structure is adopted, the wake from the pipe 29 of the heat exchanger 6 is affected by the nose height, and the in-phase property is lost in the direction of the rotation axis of the fan, thereby making it difficult to generate blade noise.

図18、本発明の他の実施に形態における室内ユニットで、特にノーズと羽根車が近接する部分の斜視図を示す。ノーズ11を、羽根車10と隣接する部分では図2に示すようにノーズ11隙間が軸方向に変化するように、また、ノーズ11の高さは熱交換器のパイプ20からのウェークが軸方向に同相性を崩すようにしたもので、この実施の形態によれば、ほとんど全ての羽根音発生を防止出来る効果がある。   FIG. 18 shows a perspective view of an indoor unit according to another embodiment of the present invention, particularly a portion where a nose and an impeller are close to each other. As shown in FIG. 2, the nose 11 is adjacent to the impeller 10 so that the gap of the nose 11 changes in the axial direction, and the height of the nose 11 is the wake from the pipe 20 of the heat exchanger in the axial direction. In this embodiment, almost all the blade sounds can be prevented from being generated.

以上、これまで述べた種々の実施の形態によれば、聴感上問題のある羽根音の発生を防止しつつ、ルームエアコンの省電力を実現する高風量化を達成することができ、また、反対に、風量を変えないものとすれば、より一層の静音化を実現することができる。また、風量を変えないものとすれば、異音の発生が減少するので、貫流ファンの外径を変えることなしにノーズとファンとの間隙を小さくすることができるので、ルームエアコンを小型化することができるという効果の他、羽根音発生防止を羽根車の捻り無しに実現できることから低コストを実現でき、さらに貫流ファンの高圧化によって熱交換器の圧損が増える場合でもサージングのない低騒音の空調機器を実現でき、ユニットの小型化を実現できる効果がある。また、貫流ファンはルームエアコン,パッケージエアコン、さらにOHP,パソコンなどの空冷電子機器で幅広く使われていてこれらの小型,高風量,低騒音化にも効果がある。   As described above, according to the various embodiments described so far, it is possible to achieve an increase in air volume that realizes power saving of the room air conditioner while preventing generation of impulsive sound that is problematic in hearing. In addition, if the air volume is not changed, further silence can be realized. In addition, if the air flow is not changed, the generation of abnormal noise is reduced, so that the gap between the nose and the fan can be reduced without changing the outer diameter of the cross-flow fan, thereby reducing the size of the room air conditioner. In addition to the effect that can prevent impellers from being generated without twisting the impeller, low cost can be achieved, and even if the pressure loss of the heat exchanger increases due to high pressure of the once-through fan, low noise without surging Air conditioning equipment can be realized, and the unit can be downsized. Cross-flow fans are widely used in room air conditioners, packaged air conditioners, and air-cooled electronic devices such as OHP and personal computers, and are effective in reducing their size, air flow, and noise.

本発明の一実施の形態を示す正面縦断面図である。It is a front longitudinal cross-sectional view which shows one embodiment of this invention. 上記実施の形態の縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view of the said embodiment. 上記実施の形態の羽根車外観図である。It is an impeller external view of the said embodiment. 上記実施の形態の羽根車の斜視図である。It is a perspective view of the impeller of the said embodiment. 上記実施の形態の羽根車の正面断面図である。It is front sectional drawing of the impeller of the said embodiment. 上記実施の形態の羽根車の縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view of the impeller of the said embodiment. 上記実施の形態の効果を示す図である。It is a figure which shows the effect of the said embodiment. 上記実施の形態の効果を示す図である。It is a figure which shows the effect of the said embodiment. 本発明の他の実施の形態の羽根車の要素の正面断面と正面図である。It is the front cross section and front view of the element of the impeller of other embodiment of this invention. 本発明の他の実施の形態の羽根車正面断面図と縦断面図である。It is an impeller front sectional view and longitudinal section of other embodiments of the present invention. 本発明の他の実施の形態の正面断面図と正面図である。It is front sectional drawing and front view of other embodiment of this invention. 本発明の他の実施の形態の平面断面図と縦断面図である。It is the plane sectional view and longitudinal section of other embodiments of the present invention. 異音発生原理と抑制作用を示す図である。It is a figure which shows the noise generation principle and the suppression effect. 異音発生原理と抑制作用を示す図である。It is a figure which shows the noise generation principle and the suppression effect. 本発明の他の実施の形態の平面断面図である。It is a plane sectional view of other embodiments of the present invention. 図15に示す実施の形態の効果を示す図である。It is a figure which shows the effect of embodiment shown in FIG. 本発明の他の実施の形態の正面図である。It is a front view of other embodiment of this invention. 本発明の他の実施の形態の斜視図である。It is a perspective view of other embodiments of the present invention.

符号の説明Explanation of symbols

1…軸穴、2…ボス、3…ビスネジ、4…端面円板、5…防振ゴム、6…羽根、7…円板、8…端面板、9…軸、10…羽根車、11…ノーズ、12…プレフィルター、13…グリル、14…上部グリル、15…フィルター、16…熱交換器、17…ケーシング、
18…縦風向板、19…横風向板、20…配管、21…防振ゴム、22…軸受、23…モータ、24…電気品、25…サイクル部品、26…吹き出し口、27…前部吸い込み口、28…化粧枠。
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Shaft hole, 2 ... Boss, 3 ... Screw screw, 4 ... End face disk, 5 ... Anti-vibration rubber, 6 ... Blade, 7 ... Disc, 8 ... End face plate, 9 ... Shaft, 10 ... Impeller, 11 ... Nose, 12 ... pre-filter, 13 ... grill, 14 ... upper grill, 15 ... filter, 16 ... heat exchanger, 17 ... casing,
DESCRIPTION OF SYMBOLS 18 ... Longitudinal wind direction plate, 19 ... Horizontal wind direction plate, 20 ... Piping, 21 ... Anti-vibration rubber, 22 ... Bearing, 23 ... Motor, 24 ... Electrical component, 25 ... Cycle component, 26 ... Outlet, 27 ... Front suction Mouth, 28 ... Makeup frame.

Claims (4)

室内機の送風ファンとして貫流ファンを備えた空気調和機において、
前記貫流ファンを円板で仕切られる複数のブロックに分割し、少なくとも一つのブロックの羽根外径をそのブロックの円板間において線形に変化させ、前記少なくとも一つのブロックと隣接するブロックの隣接部での羽根外径が異なる構造とし、前記貫流ファンの羽根の外径が小さくなる位置に対応する位置に縦風向板を配置した空気調和機。
In an air conditioner equipped with a cross-flow fan as a blower fan for indoor units,
The cross-flow fan is divided into a plurality of blocks partitioned by a circular plate, and the blade outer diameter of at least one block is linearly changed between the circular plates of the block, and at the adjacent portion of the block adjacent to the at least one block The air conditioner has a structure in which the outer diameters of the blades are different, and a vertical wind direction plate is disposed at a position corresponding to a position where the outer diameter of the blades of the cross-flow fan becomes smaller .
室内機の送風ファンとして貫流ファンを備えた空気調和機において、In an air conditioner equipped with a cross-flow fan as a blower fan for indoor units,
前記貫流ファンを円板で仕切られる複数のブロックに分割し、少なくとも一つのブロックの羽根外径をそのブロックの円板間において線形に変化させ、前記少なくとも一つのブロックと隣接するブロックの隣接部での羽根外径が異なる構造とし、The cross-flow fan is divided into a plurality of blocks partitioned by a circular plate, and the blade outer diameter of at least one block is linearly changed between the circular plates of the block, and at the adjacent portion of the block adjacent to the at least one block The blades have different outer diameters,
吸い込み流路と吹き出し流路とを分離するノーズを有するものであり、前記ノーズの先端形状の変化は、前記羽根外径が小さい部分に対応する部分の傾きが大きくなる変化である空気調和機。An air conditioner having a nose that separates a suction flow path and a blow-off flow path, wherein the change in the tip shape of the nose is a change in which a slope of a portion corresponding to a portion having a small blade outer diameter is increased.
室内機の送風ファンとしての貫流ファンと、吸い込み流路と吹き出し流路とを分離するノーズとを備えた空気調和機において、In an air conditioner including a cross-flow fan as a blower fan of an indoor unit and a nose that separates a suction flow path and a blow-out flow path,
前記貫流ファンを円板で仕切られる複数のブロックに分割し、少なくとも一つのブロックの羽根の翼弦長が変化する形状を有し、前記少なくとも一つのブロックと隣接するブロックの隣接部での羽根外径が異なる構造とし、The cross-flow fan is divided into a plurality of blocks partitioned by a disk, and the blade chord length of at least one block is changed, and the blade outside the blade is adjacent to the block adjacent to the at least one block. A structure with different diameters,
前記羽根外径と前記ノーズとの隙間が4.5〜6.5mmとなる部分を有し、A gap between the outer diameter of the blade and the nose is 4.5 to 6.5 mm;
前記貫流ファンの羽根の翼弦長が小さくなる位置に対応する位置に縦風向板を配置した空気調和機。An air conditioner in which a vertical wind direction plate is disposed at a position corresponding to a position where a chord length of a blade of the cross-flow fan becomes small.
室内機の送風ファンとしての貫流ファンと、吸い込み流路と吹き出し流路とを分離するノーズとを備えた空気調和機において、In an air conditioner including a cross-flow fan as a blower fan of an indoor unit and a nose that separates a suction flow path and a blow-out flow path,
円板に外径が変化する羽根を備えたファンブロックを、ブロック隣接部で羽根外径が異なるように複数接続して前記貫流ファンを構成し、A plurality of fan blocks having blades whose outer diameters change on a disc are connected so that the outer diameters of the blades are different at adjacent blocks, and the cross-flow fan is configured.
前記羽根外径と前記ノーズとの隙間が4.5〜6.5mmとなる部分を有し、A gap between the outer diameter of the blade and the nose is 4.5 to 6.5 mm;
前記貫流ファンの羽根の外径が小さくなる位置に対応する位置に縦風向板を配置した空気調和機。An air conditioner in which a vertical wind direction plate is disposed at a position corresponding to a position where the outer diameter of the blade of the cross-flow fan is reduced.
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* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4549416B2 (en) * 2008-10-22 2010-09-22 シャープ株式会社 Cross-flow fan, blower and impeller molding machine
JP4832498B2 (en) * 2008-11-28 2011-12-07 三菱電機株式会社 Cross-flow fan and air conditioner
JP2011064360A (en) * 2009-09-15 2011-03-31 Hitachi Appliances Inc Air conditioner
JP2015010730A (en) * 2013-06-27 2015-01-19 パナソニック株式会社 Air conditioner
CN111670324B (en) * 2018-02-06 2021-12-28 夏普株式会社 Air conditioner
CN112576524B (en) * 2020-12-04 2023-04-14 重庆海尔空调器有限公司 Cross-flow fan and air conditioner with same
CN112576523B (en) * 2020-12-04 2023-06-02 重庆海尔空调器有限公司 Cross-flow fan and air conditioner with same

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH03194196A (en) * 1989-12-20 1991-08-23 Sharp Corp Cross flow fan
JPH04190023A (en) * 1990-11-22 1992-07-08 Fujitsu General Ltd Air conditioner
JPH0514592U (en) * 1991-08-01 1993-02-26 株式会社東芝 Cross-flow fan for air conditioner
JPH09100795A (en) * 1995-08-02 1997-04-15 Hitachi Ltd Air conditioner

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH03194196A (en) * 1989-12-20 1991-08-23 Sharp Corp Cross flow fan
JPH04190023A (en) * 1990-11-22 1992-07-08 Fujitsu General Ltd Air conditioner
JPH0514592U (en) * 1991-08-01 1993-02-26 株式会社東芝 Cross-flow fan for air conditioner
JPH09100795A (en) * 1995-08-02 1997-04-15 Hitachi Ltd Air conditioner

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