JP2001059499A - 冷気循環用軸流ファン - Google Patents
冷気循環用軸流ファンInfo
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- F04D29/00—Details, component parts, or accessories
- F04D29/40—Casings; Connections of working fluid
- F04D29/52—Casings; Connections of working fluid for axial pumps
- F04D29/54—Fluid-guiding means, e.g. diffusers
- F04D29/541—Specially adapted for elastic fluid pumps
- F04D29/545—Ducts
- F04D29/547—Ducts having a special shape in order to influence fluid flow
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- F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
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- F04D29/32—Rotors specially for elastic fluids for axial flow pumps
- F04D29/325—Rotors specially for elastic fluids for axial flow pumps for axial flow fans
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- F04D29/661—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing especially adapted for elastic fluid pumps
- F04D29/666—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing especially adapted for elastic fluid pumps by means of rotor construction or layout, e.g. unequal distribution of blades or vanes
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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- F25D—REFRIGERATORS; COLD ROOMS; ICE-BOXES; COOLING OR FREEZING APPARATUS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F25D2317/00—Details or arrangements for circulating cooling fluids; Details or arrangements for circulating gas, e.g. air, within refrigerated spaces, not provided for in other groups of this subclass
- F25D2317/06—Details or arrangements for circulating cooling fluids; Details or arrangements for circulating gas, e.g. air, within refrigerated spaces, not provided for in other groups of this subclass with forced air circulation
- F25D2317/068—Details or arrangements for circulating cooling fluids; Details or arrangements for circulating gas, e.g. air, within refrigerated spaces, not provided for in other groups of this subclass with forced air circulation characterised by the fans
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- Fluid Mechanics (AREA)
- Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)
- Cold Air Circulating Systems And Constructional Details In Refrigerators (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【課題】 冷蔵庫の大きい圧力損失及び複雑な流路特性
に適した冷気の流動を生成するとともにファン自体の流
体騒音を減少して、冷蔵庫の低騒音化を実現する冷気循
環用軸流ファンを提供することである。 【解決手段】 モーター軸に連結されるハブ５１と、前
記ハブ５１に設けられる複数の回転ブレード５５とを含
み、前記回転ブレード５５の数、ハブ比、前記回転ブレ
ード５５のスイープ角、ピッチ角、キャンバー率などの
ファンの設計変数をそれぞれ最適の条件で選定したもの
である。
に適した冷気の流動を生成するとともにファン自体の流
体騒音を減少して、冷蔵庫の低騒音化を実現する冷気循
環用軸流ファンを提供することである。 【解決手段】 モーター軸に連結されるハブ５１と、前
記ハブ５１に設けられる複数の回転ブレード５５とを含
み、前記回転ブレード５５の数、ハブ比、前記回転ブレ
ード５５のスイープ角、ピッチ角、キャンバー率などの
ファンの設計変数をそれぞれ最適の条件で選定したもの
である。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は冷蔵庫における蒸発
器により冷却された空気を冷凍室と冷蔵室に供給する軸
流ファンに関するもので、特に、ファンの回転ブレード
の数、ハブ比、スイープ角、ピッチ角、最大キャンバー
率などのようなファンの設計因子を最適化して低騒音化
を実現し、ファンの周囲で発生する渦流を減少させて流
動抵抗を減らすことができる冷蔵庫の冷気循環用軸流フ
ァンに関するものである。
器により冷却された空気を冷凍室と冷蔵室に供給する軸
流ファンに関するもので、特に、ファンの回転ブレード
の数、ハブ比、スイープ角、ピッチ角、最大キャンバー
率などのようなファンの設計因子を最適化して低騒音化
を実現し、ファンの周囲で発生する渦流を減少させて流
動抵抗を減らすことができる冷蔵庫の冷気循環用軸流フ
ァンに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】図１６は従来技術による冷気循環用軸流
ファンの斜視図であり、図１７は従来技術による冷気循
環用軸流ファンの回転ブレードの端部を示す断面図であ
る。図１６及び図１７を参照して、従来技術による冷蔵
庫の冷気循環用軸流ファンの構造及び作動について説明
するとつぎのようである。
ファンの斜視図であり、図１７は従来技術による冷気循
環用軸流ファンの回転ブレードの端部を示す断面図であ
る。図１６及び図１７を参照して、従来技術による冷蔵
庫の冷気循環用軸流ファンの構造及び作動について説明
するとつぎのようである。
【０００３】冷気循環用軸流ファンは、送風モーターの
回転軸に連結され、送風モーターの駆動力を受けるハブ
１と、前記ハブ１の外周面に一定間隔で設けられる複数
の回転ブレード５とから構成される。前記回転ブレード
５は通常３個〜４個から構成され、ハブ１とファンの外
径の直径比であるハブ比は０．２５〜０．３であり、回
転ブレード５のピッチ角は２５°〜３５°である。
回転軸に連結され、送風モーターの駆動力を受けるハブ
１と、前記ハブ１の外周面に一定間隔で設けられる複数
の回転ブレード５とから構成される。前記回転ブレード
５は通常３個〜４個から構成され、ハブ１とファンの外
径の直径比であるハブ比は０．２５〜０．３であり、回
転ブレード５のピッチ角は２５°〜３５°である。
【０００４】ここで、ピッチ角は回転ブレード５のリー
ディングエッジとトレーリングエッジを連結した直線と
半径方向の線とがなす角度で、回転ブレード５が回転軸
に垂直な平面に対してどのくらい斜めに形成されるかを
意味する。しかし、このように構成された冷気循環用軸
流ファンの回転ブレード５の数、ハブ比、ピッチ角など
のようなファンの設計因子によっては、大型化趨勢の冷
蔵庫の圧力損失と、複雑な流路特性に適した流動を生成
し得ずに冷蔵庫の騒音が大きくなるという問題があっ
た。
ディングエッジとトレーリングエッジを連結した直線と
半径方向の線とがなす角度で、回転ブレード５が回転軸
に垂直な平面に対してどのくらい斜めに形成されるかを
意味する。しかし、このように構成された冷気循環用軸
流ファンの回転ブレード５の数、ハブ比、ピッチ角など
のようなファンの設計因子によっては、大型化趨勢の冷
蔵庫の圧力損失と、複雑な流路特性に適した流動を生成
し得ずに冷蔵庫の騒音が大きくなるという問題があっ
た。
【０００５】そして、このような軸流ファンは、回転方
向を基準として前方の回転ブレード５が回転しながら生
成された渦流帯に、後続の回転する回転ブレード５がぶ
つかることにより騒音が発生するＢＶＩ（Blade vortex
interaction）現象が発生する。近来の軸流ファンの設
計において、このようなＢＶＩ現象を減少させようとす
る研究が活発に行われている。
向を基準として前方の回転ブレード５が回転しながら生
成された渦流帯に、後続の回転する回転ブレード５がぶ
つかることにより騒音が発生するＢＶＩ（Blade vortex
interaction）現象が発生する。近来の軸流ファンの設
計において、このようなＢＶＩ現象を減少させようとす
る研究が活発に行われている。
【０００６】軸流ファンのブレードチップ５ａは、図１
７に示すように、空気流動による圧力が作用する側面で
ある圧力面５ｂと、この圧力面５ｂの反対側面で、負圧
が作用する負圧面５ｃとがなすブレードチップ５ａの断
面が緩慢な曲線に形成されるため、回転ブレード５の圧
力面５ｂから負圧面５ｃに越える空気の正圧回復が急速
に起こる。
７に示すように、空気流動による圧力が作用する側面で
ある圧力面５ｂと、この圧力面５ｂの反対側面で、負圧
が作用する負圧面５ｃとがなすブレードチップ５ａの断
面が緩慢な曲線に形成されるため、回転ブレード５の圧
力面５ｂから負圧面５ｃに越える空気の正圧回復が急速
に起こる。
【０００７】したがって、前記回転ブレード５の回転に
より周辺物と流動の衝突により発生する騒音の主な周波
数で、回転ブレード５の数と回転数との積の正の整数倍
で表示されるＢＰＦ（Blade passing frequency ）が低
くなる。ところで、冷蔵庫の圧縮機、機械室用ファン、
冷気循環用ファンなどで発生した後、いろいろの経路を
経て外部に流出される騒音を防ぐための冷蔵庫のドアは
一般的に７００Ｈｚ以上の高周波騒音を遮断するように
形成されているので、従来の軸流ファンで発生する低い
ＢＰＦは前記冷蔵庫のドアにより殆ど遮断できない。
より周辺物と流動の衝突により発生する騒音の主な周波
数で、回転ブレード５の数と回転数との積の正の整数倍
で表示されるＢＰＦ（Blade passing frequency ）が低
くなる。ところで、冷蔵庫の圧縮機、機械室用ファン、
冷気循環用ファンなどで発生した後、いろいろの経路を
経て外部に流出される騒音を防ぐための冷蔵庫のドアは
一般的に７００Ｈｚ以上の高周波騒音を遮断するように
形成されているので、従来の軸流ファンで発生する低い
ＢＰＦは前記冷蔵庫のドアにより殆ど遮断できない。
【０００８】言い換えれば、従来の冷気循環用ファン
は、主として低周波帯域が大きく、ＢＰＦが低い騒音を
発生させるため、冷蔵庫のドアによる遮蔽音効果、つま
り騒音減少効果を殆ど得ることができないため、外部流
出騒音が大きくなるという問題がある。
は、主として低周波帯域が大きく、ＢＰＦが低い騒音を
発生させるため、冷蔵庫のドアによる遮蔽音効果、つま
り騒音減少効果を殆ど得ることができないため、外部流
出騒音が大きくなるという問題がある。
【０００９】図１８は従来技術による軸流ファンにシュ
ラウドが設けられた状態を示す正面図であり、図１９は
従来技術によるシュラウドの構造を示す断面図である。
従来のシュラウド７は回転ブレード５の周囲に設けら
れ、回転ブレード５に隣接した部位に、気流の流入方向
に膨出した環状膨出部９が形成されている。
ラウドが設けられた状態を示す正面図であり、図１９は
従来技術によるシュラウドの構造を示す断面図である。
従来のシュラウド７は回転ブレード５の周囲に設けら
れ、回転ブレード５に隣接した部位に、気流の流入方向
に膨出した環状膨出部９が形成されている。
【００１０】このようなシュラウド７は回転ブレード５
のブレードチップ５ａから一定間隙を隔てて円周方向に
設けられ、軸流ファンが駆動されると、熱交換された冷
気がファンの軸方向に流れるとき、冷気の流れを案内す
る役割を務める。また、環状膨出部９は回転ブレード５
に隣接した部分の円周方向に膨出した形態で突出して、
気流の流れを円滑にする。すなわち、気流が環状膨出部
９のふくらんでいる曲面に沿って流れるようにして、気
流の流れを柔らかに誘導し、気流の流動抵抗が発生しな
いようにする。
のブレードチップ５ａから一定間隙を隔てて円周方向に
設けられ、軸流ファンが駆動されると、熱交換された冷
気がファンの軸方向に流れるとき、冷気の流れを案内す
る役割を務める。また、環状膨出部９は回転ブレード５
に隣接した部分の円周方向に膨出した形態で突出して、
気流の流れを円滑にする。すなわち、気流が環状膨出部
９のふくらんでいる曲面に沿って流れるようにして、気
流の流れを柔らかに誘導し、気流の流動抵抗が発生しな
いようにする。
【００１１】しかし、前記のような従来技術によるシュ
ラウドは、図２０に示すように、環状膨出部９が気流の
流入方向に対してふくらんでいる形態に形成され、気流
が吐き出される後面は凹んでいる形態に形成されるた
め、ファンの後方に吐き出される空気が環状膨出部９の
凹面にぶつかって大きい渦流を発生させて、流動損失を
増加させるという問題がある。すなわち、ファンの周囲
に設けられる環状膨出部９の直径が大きくて、ファンに
より流入される空気の一部が環状膨出部９の後面である
凹面にぶつかって大きい渦流を発生して気流の流れを妨
害するので、流動損失が大きくなる。
ラウドは、図２０に示すように、環状膨出部９が気流の
流入方向に対してふくらんでいる形態に形成され、気流
が吐き出される後面は凹んでいる形態に形成されるた
め、ファンの後方に吐き出される空気が環状膨出部９の
凹面にぶつかって大きい渦流を発生させて、流動損失を
増加させるという問題がある。すなわち、ファンの周囲
に設けられる環状膨出部９の直径が大きくて、ファンに
より流入される空気の一部が環状膨出部９の後面である
凹面にぶつかって大きい渦流を発生して気流の流れを妨
害するので、流動損失が大きくなる。
【００１２】
【発明が解決しようとする課題】本発明は前記のような
問題点を解決するためになされたもので、本発明の目的
は、ファンの低騒音化に適合するように、回転ブレード
の数、ハブ比、スイープ角、ピッチ角、最大キャンバー
率などのようなファンの設計因子を最適化して冷蔵庫の
運転騒音を減少させる冷蔵庫の冷気循環用軸流ファンを
提供することにある。
問題点を解決するためになされたもので、本発明の目的
は、ファンの低騒音化に適合するように、回転ブレード
の数、ハブ比、スイープ角、ピッチ角、最大キャンバー
率などのようなファンの設計因子を最適化して冷蔵庫の
運転騒音を減少させる冷蔵庫の冷気循環用軸流ファンを
提供することにある。
【００１３】本発明の他の目的は、シュラウドの構造を
改善して、ファンの後方に吐き出される空気で渦流が発
生することを抑制して流動損失を最小化し得る冷気循環
用軸流ファンを提供することにある。
改善して、ファンの後方に吐き出される空気で渦流が発
生することを抑制して流動損失を最小化し得る冷気循環
用軸流ファンを提供することにある。
【００１４】
【課題を解決するための手段】前記目的を達成するため
の本発明による冷蔵庫の冷気循環用軸流ファンは、モー
ター軸に連結されるハブと、前記ハブに設けられる複数
の回転ブレードとを含み、前記回転ブレードの数、ハブ
比、前記回転ブレードのスイープ角、ピッチ角、キャン
バー率などのファンの設計変数をそれぞれ最適の条件で
選定して、冷蔵庫の大きい圧力損失及び複雑な流路特性
に適した冷気の流動を生成するとともにファン自体の流
体騒音を減少して、冷蔵庫の低騒音化を実現することを
特徴とする。
の本発明による冷蔵庫の冷気循環用軸流ファンは、モー
ター軸に連結されるハブと、前記ハブに設けられる複数
の回転ブレードとを含み、前記回転ブレードの数、ハブ
比、前記回転ブレードのスイープ角、ピッチ角、キャン
バー率などのファンの設計変数をそれぞれ最適の条件で
選定して、冷蔵庫の大きい圧力損失及び複雑な流路特性
に適した冷気の流動を生成するとともにファン自体の流
体騒音を減少して、冷蔵庫の低騒音化を実現することを
特徴とする。
【００１５】本発明の他の特徴は、送風モーターの回転
軸に連結されるハブと、前記ハブの外周面に一定間隔で
設けられる複数の回転ブレードと、前記回転ブレードの
円周方向に設けられ、気流を案内するシュラウドとを含
み、前記シュラウドは、気流の流入方向に対してふくら
んでいる環状膨出部が設けられ、前記環状膨出部の後側
凹面に、回転ブレードの後方に吐き出される空気で発生
する渦流を低減させる渦流低減手段が設けられる。
軸に連結されるハブと、前記ハブの外周面に一定間隔で
設けられる複数の回転ブレードと、前記回転ブレードの
円周方向に設けられ、気流を案内するシュラウドとを含
み、前記シュラウドは、気流の流入方向に対してふくら
んでいる環状膨出部が設けられ、前記環状膨出部の後側
凹面に、回転ブレードの後方に吐き出される空気で発生
する渦流を低減させる渦流低減手段が設けられる。
【００１６】
【発明の実施の形態】以下、本発明の実施の形態を添付
図面に基づいて説明する。図１は本発明による冷気循環
用軸流ファンの斜視図であり、図２は本発明による軸流
ファンの正面図及び平面図であり、図３は本発明による
軸流ファンの回転ブレードを円周方向に切断した断面図
であり、図４は本発明による軸流ファンの回転ブレード
の端部を示す断面図である。
図面に基づいて説明する。図１は本発明による冷気循環
用軸流ファンの斜視図であり、図２は本発明による軸流
ファンの正面図及び平面図であり、図３は本発明による
軸流ファンの回転ブレードを円周方向に切断した断面図
であり、図４は本発明による軸流ファンの回転ブレード
の端部を示す断面図である。
【００１７】図１ないし図４に基づいて本発明による冷
蔵庫の冷気循環用軸流ファンの構造と作動を説明する。
本発明による冷気循環用軸流ファンは、図１ないし図３
に示すように、送風モーターの回転軸に連結されるハブ
５１と、前記ハブ５１の外周面に一定間隔で設けられる
複数の回転ブレード５５とを含む。前記回転ブレード５
５は少なくとも七つ以上からなる。より具体的に、回転
ブレード５５の数は、効率、風量、風圧などのいろいろ
の事項を考慮すると、９個であることが最も好ましい。
蔵庫の冷気循環用軸流ファンの構造と作動を説明する。
本発明による冷気循環用軸流ファンは、図１ないし図３
に示すように、送風モーターの回転軸に連結されるハブ
５１と、前記ハブ５１の外周面に一定間隔で設けられる
複数の回転ブレード５５とを含む。前記回転ブレード５
５は少なくとも七つ以上からなる。より具体的に、回転
ブレード５５の数は、効率、風量、風圧などのいろいろ
の事項を考慮すると、９個であることが最も好ましい。
【００１８】前記ハブ５１の外径（ＩＤ）とファンの外
径（ＯＤ）の直径の比であるハブ比は０．４５〜０．５
で、前記ハブ５１の直径は５５±５ｍｍの範囲内に分布
され、前記ファンの外径、つまり、回転ブレード５５の
外径は１１０±１０ｍｍの範囲内に分布される。
径（ＯＤ）の直径の比であるハブ比は０．４５〜０．５
で、前記ハブ５１の直径は５５±５ｍｍの範囲内に分布
され、前記ファンの外径、つまり、回転ブレード５５の
外径は１１０±１０ｍｍの範囲内に分布される。
【００１９】前記回転ブレード５５のスイープ角（θ）
は３２°〜３４°の範囲内に分布される。ここで、前記
スイープ角（θ）は、回転ブレードハブ５５ｂの中心と
回転ブレードチップ５５ａの中心を連結する直線と、回
転ブレードハブ５５ｂの中心とハブ５１の中心を連結す
る直線とがなす角を示すもので、前記回転ブレード５５
が回転方向の前方にどのくらい偏って形成されるかを意
味する。
は３２°〜３４°の範囲内に分布される。ここで、前記
スイープ角（θ）は、回転ブレードハブ５５ｂの中心と
回転ブレードチップ５５ａの中心を連結する直線と、回
転ブレードハブ５５ｂの中心とハブ５１の中心を連結す
る直線とがなす角を示すもので、前記回転ブレード５５
が回転方向の前方にどのくらい偏って形成されるかを意
味する。
【００２０】また、回転ブレード５５のピッチ角（Ψ）
は回転ブレードチップ５５ａで３２°±２°、回転ブレ
ードハブ５５ｂで４５°±２°と分布される。ここで、
ピッチ角（Ψ）は回転ブレード５５のリーディングエッ
ジ５７ａとトレーリングエッジ５７ｂを連結した直線と
回転軸であるＺ軸に垂直なＸ軸とがなす角度で、前記回
転ブレード５５が回転軸であるＺ軸に垂直な平面に対し
てどの程度斜めに形成されるかを意味する。
は回転ブレードチップ５５ａで３２°±２°、回転ブレ
ードハブ５５ｂで４５°±２°と分布される。ここで、
ピッチ角（Ψ）は回転ブレード５５のリーディングエッ
ジ５７ａとトレーリングエッジ５７ｂを連結した直線と
回転軸であるＺ軸に垂直なＸ軸とがなす角度で、前記回
転ブレード５５が回転軸であるＺ軸に垂直な平面に対し
てどの程度斜めに形成されるかを意味する。
【００２１】また、前記回転ブレード５５の最大キャン
バー位置は０．６５で、回転ブレードハブ５５ｂから回
転ブレードチップ５５ａまで一様に分布され、最大キャ
ンバー率は回転ブレードチップ５５ａで１１．５％、回
転ブレードハブ５５ｂで８％と分布される。
バー位置は０．６５で、回転ブレードハブ５５ｂから回
転ブレードチップ５５ａまで一様に分布され、最大キャ
ンバー率は回転ブレードチップ５５ａで１１．５％、回
転ブレードハブ５５ｂで８％と分布される。
【００２２】ここで、前記最大キャンバー位置は回転ブ
レード５５のリーディングエッジ５７ａとトレーリング
エッジ５７ｂを連結した直線であるコード（ＣＬ）から
回転ブレード５５が最も遠く離れた地点の位置であり、
このときの直線と回転ブレード５５間の距離が最大キャ
ンバー（Ｃ）である。また、最大キャンバー率は最大キ
ャンバー（Ｃ）とコードの長さ（ＣＸ）の比を百分率で
示したものである。また、前記最大キャンバー位置は、
前記コードの長さ（ＣＸ）に対するブレードのリーディ
ングエッジ５７ａと前記最大キャンバーが位置するコー
ド上の点との距離（ＣＰ）の比で示す。
レード５５のリーディングエッジ５７ａとトレーリング
エッジ５７ｂを連結した直線であるコード（ＣＬ）から
回転ブレード５５が最も遠く離れた地点の位置であり、
このときの直線と回転ブレード５５間の距離が最大キャ
ンバー（Ｃ）である。また、最大キャンバー率は最大キ
ャンバー（Ｃ）とコードの長さ（ＣＸ）の比を百分率で
示したものである。また、前記最大キャンバー位置は、
前記コードの長さ（ＣＸ）に対するブレードのリーディ
ングエッジ５７ａと前記最大キャンバーが位置するコー
ド上の点との距離（ＣＰ）の比で示す。
【００２３】前記回転ブレード５５が正の軸方向に対し
て傾いた程度を示すレーキ角度は０である。前述したよ
うに、回転ブレード５５のスイープ角（θ）、ピッチ角
（Ψ）、最大キャンバー率を大きく形成すると、ファン
自体で発生する流体騒音が減少する。そのうえ、前記回
転ブレード５５の回転により周辺物と流動の衝突により
発生する騒音の主な周波数であるＢＰＦが増加して、殆
どのＢＰＦが冷蔵庫のドアにより遮断されるので、冷蔵
庫の外部流出騒音が大幅減少する。
て傾いた程度を示すレーキ角度は０である。前述したよ
うに、回転ブレード５５のスイープ角（θ）、ピッチ角
（Ψ）、最大キャンバー率を大きく形成すると、ファン
自体で発生する流体騒音が減少する。そのうえ、前記回
転ブレード５５の回転により周辺物と流動の衝突により
発生する騒音の主な周波数であるＢＰＦが増加して、殆
どのＢＰＦが冷蔵庫のドアにより遮断されるので、冷蔵
庫の外部流出騒音が大幅減少する。
【００２４】前記回転ブレード５５の回転ブレードチッ
プ５５ａは、図４に示すように、空気圧が作用する前面
である圧力面５６ｂと、この圧力面５６ｂの後面で、負
圧が作用する負圧面５６ａとからなり、圧力面５６ｂか
ら負圧面５６ａに向かって所定の曲率で曲がるように形
成されている。この際に、前記回転ブレードチップ５５
ａはファン直径の０．１倍以下の半径と同一の曲率を有
することが好ましい。
プ５５ａは、図４に示すように、空気圧が作用する前面
である圧力面５６ｂと、この圧力面５６ｂの後面で、負
圧が作用する負圧面５６ａとからなり、圧力面５６ｂか
ら負圧面５６ａに向かって所定の曲率で曲がるように形
成されている。この際に、前記回転ブレードチップ５５
ａはファン直径の０．１倍以下の半径と同一の曲率を有
することが好ましい。
【００２５】前述したように回転ブレードチップ５５ａ
を形成すると、圧力面５６ｂから負圧面５６ａに越える
空気の正圧回復が徐々に進行するので、回転ブレード５
５の後に発生する渦流帯の生成が抑制されて、ＢＶＩが
弱化される。このように構成及び作動される本発明によ
る軸流ファンの各設計因子による騒音発生比が図５、図
６、図７、図８、図９にそれぞれグラフで示されてい
る。
を形成すると、圧力面５６ｂから負圧面５６ａに越える
空気の正圧回復が徐々に進行するので、回転ブレード５
５の後に発生する渦流帯の生成が抑制されて、ＢＶＩが
弱化される。このように構成及び作動される本発明によ
る軸流ファンの各設計因子による騒音発生比が図５、図
６、図７、図８、図９にそれぞれグラフで示されてい
る。
【００２６】すなわち、図５に示すグラフはハブ比によ
る騒音率を示すもので、ハブ比が０．４５〜０．５５で
あると、騒音が２２．３±０．２ｄＢと最低値を表し、
特に、ハブ比が０．５であると、騒音が最低値を表す。
そして、図６に示すグラフはスイープ角（θ）による騒
音率を表すもので、スイープ角（θ）が３２°〜３４°
であると、騒音が２２．４±０．２ｄＢと最低値を表
す。
る騒音率を示すもので、ハブ比が０．４５〜０．５５で
あると、騒音が２２．３±０．２ｄＢと最低値を表し、
特に、ハブ比が０．５であると、騒音が最低値を表す。
そして、図６に示すグラフはスイープ角（θ）による騒
音率を表すもので、スイープ角（θ）が３２°〜３４°
であると、騒音が２２．４±０．２ｄＢと最低値を表
す。
【００２７】図７に示すグラフはピッチ角（Ψ）による
騒音率を示すもので、ピッチ角（Ψ）が回転ブレードチ
ップ５５ａで３２°±２°、ブレードハブ５５ｂで４５
°±２°と分布されると、騒音が２２．３±０．２ｄＢ
と最低値を表す。図８に示すグラフは最大キャンバー率
（ＣＰ）による騒音率を示すもので、最大キャンバー位
置（ＣＰ）が０．６５で回転ブレードハブ５５ｂから回
転ブレードチップ５５ａまで一様に分布され、最大キャ
ンバー率は、回転ブレードチップ５５ａで１１．５％、
回転ブレードハブ５１で８％と分布されると、騒音は２
２．５ｄＢと最低値を表す。
騒音率を示すもので、ピッチ角（Ψ）が回転ブレードチ
ップ５５ａで３２°±２°、ブレードハブ５５ｂで４５
°±２°と分布されると、騒音が２２．３±０．２ｄＢ
と最低値を表す。図８に示すグラフは最大キャンバー率
（ＣＰ）による騒音率を示すもので、最大キャンバー位
置（ＣＰ）が０．６５で回転ブレードハブ５５ｂから回
転ブレードチップ５５ａまで一様に分布され、最大キャ
ンバー率は、回転ブレードチップ５５ａで１１．５％、
回転ブレードハブ５１で８％と分布されると、騒音は２
２．５ｄＢと最低値を表す。
【００２８】図９に示すグラフはレーキ角度による騒音
率を示すもので、レーキ角度が０であると、騒音は２３
ｄＢと最低値を表す。前記のような軸流ファンを冷蔵庫
に適用すると、図１０の（ａ）のように、前方騒音特性
を得ることができる。ここで、既存の軸流ファンによる
前方騒音特性を示すグラフは図１０の（ｂ）である。図
１０の（ａ）と（ｂ）のグラフを相互比較すると、既存
の軸流ファンを冷蔵庫に適用した場合に比べ、本発明の
軸流ファンを冷蔵庫に適用した場合に冷蔵庫の送風騒音
が前方基準に４．３ｄＢ（Ａ）程度減少することが分か
る。
率を示すもので、レーキ角度が０であると、騒音は２３
ｄＢと最低値を表す。前記のような軸流ファンを冷蔵庫
に適用すると、図１０の（ａ）のように、前方騒音特性
を得ることができる。ここで、既存の軸流ファンによる
前方騒音特性を示すグラフは図１０の（ｂ）である。図
１０の（ａ）と（ｂ）のグラフを相互比較すると、既存
の軸流ファンを冷蔵庫に適用した場合に比べ、本発明の
軸流ファンを冷蔵庫に適用した場合に冷蔵庫の送風騒音
が前方基準に４．３ｄＢ（Ａ）程度減少することが分か
る。
【００２９】図１１は本発明によるシュラウドが装着さ
れた状態を示す軸流ファンの正面図であり、図１２は本
発明によるシュラウドを示す図１１のＢ−Ｂ線について
の断面図である。本発明のシュラウド６０は回転ブレー
ド５５の円周方向に設けられ、回転ブレード５５に隣接
した円周方向に、気流の流入方向に向かって膨出した環
状膨出部６２が形成され、前記環状膨出部６２の後面に
は、回転ブレードの後方に吐き出される空気が環状膨出
部６２の後面にぶつかることを防止して、渦流の発生を
減少させる渦流低減手段が設けられる。
れた状態を示す軸流ファンの正面図であり、図１２は本
発明によるシュラウドを示す図１１のＢ−Ｂ線について
の断面図である。本発明のシュラウド６０は回転ブレー
ド５５の円周方向に設けられ、回転ブレード５５に隣接
した円周方向に、気流の流入方向に向かって膨出した環
状膨出部６２が形成され、前記環状膨出部６２の後面に
は、回転ブレードの後方に吐き出される空気が環状膨出
部６２の後面にぶつかることを防止して、渦流の発生を
減少させる渦流低減手段が設けられる。
【００３０】前記渦流低減手段は、環状膨出部６２の後
面の中央部に沿って空気の流動方向に突出する一定長さ
の遮断板６４からなる。この遮断板６４は環状膨出部６
２の大きさに応じて複数を設けることもでき、その突出
長（Ｌ）は環状膨出部６２の半径より約１〜２ｍｍ程度
長く形成される。すなわち、遮断板６４は、環状膨出部
６２の直径が大きくなる場合、発生する渦流の大きさが
大きくなるので、環状膨出部６２の直径によって遮断板
６４の数を増やして、環状膨出部６２の後方内側面を小
区間に分割することで、発生する渦流の大きさを縮小さ
せる。
面の中央部に沿って空気の流動方向に突出する一定長さ
の遮断板６４からなる。この遮断板６４は環状膨出部６
２の大きさに応じて複数を設けることもでき、その突出
長（Ｌ）は環状膨出部６２の半径より約１〜２ｍｍ程度
長く形成される。すなわち、遮断板６４は、環状膨出部
６２の直径が大きくなる場合、発生する渦流の大きさが
大きくなるので、環状膨出部６２の直径によって遮断板
６４の数を増やして、環状膨出部６２の後方内側面を小
区間に分割することで、発生する渦流の大きさを縮小さ
せる。
【００３１】また、遮断板６４の長さを環状膨出部６２
の半径より長さ（Ｌ）だけ長く形成することは、ファン
の後方に吐き出される空気が円形の内側面にぶつかるこ
とを防止して渦流の発生を減らすためである。このよう
なシュラウドの気流の流動について説明する。図１３は
本発明によるシュラウドを通過する気流の流れを示す図
である。ファンの駆動により空気がファンの軸方向に流
れ、ファンの周囲に設けられたシュラウド６０は空気の
流れを誘導する。特に、ファンに近接して形成された環
状膨出部６２は空気が曲面に沿って流れるようにして、
気流の流動抵抗を最小化させる。
の半径より長さ（Ｌ）だけ長く形成することは、ファン
の後方に吐き出される空気が円形の内側面にぶつかるこ
とを防止して渦流の発生を減らすためである。このよう
なシュラウドの気流の流動について説明する。図１３は
本発明によるシュラウドを通過する気流の流れを示す図
である。ファンの駆動により空気がファンの軸方向に流
れ、ファンの周囲に設けられたシュラウド６０は空気の
流れを誘導する。特に、ファンに近接して形成された環
状膨出部６２は空気が曲面に沿って流れるようにして、
気流の流動抵抗を最小化させる。
【００３２】この際に、ファンの後方に吐き出される空
気のうち、縁部で吐き出される空気が環状膨出部６２の
後側内面にぶつかりながら渦流を生成して気流の流動を
妨害することになるが、気流の流動方向と同一方向に突
出する遮断板６４により空気が円形内側面に流入するこ
とを遮断し、ファンの軸方向に空気が流れるように案内
して渦流の生成を抑制することにより、ファンの後方に
吐き出される空気が円滑に流れるようにする。
気のうち、縁部で吐き出される空気が環状膨出部６２の
後側内面にぶつかりながら渦流を生成して気流の流動を
妨害することになるが、気流の流動方向と同一方向に突
出する遮断板６４により空気が円形内側面に流入するこ
とを遮断し、ファンの軸方向に空気が流れるように案内
して渦流の生成を抑制することにより、ファンの後方に
吐き出される空気が円滑に流れるようにする。
【００３３】すなわち、ファンの後方に吐き出される空
気のうち、回転ブレード５５の縁部で吐き出される空気
は外部に拡張されながら環状膨出部６２の後側凹面に沿
って流れて渦流を生成させるが、遮断板６４が環状膨出
部６２の後面に空気の流動方向に形成されていることに
より、吐き出される空気が環状膨出部６２の後面にぶつ
かることを防止して、渦流の生成を抑制させ、気流が円
滑に流れるように誘導する。
気のうち、回転ブレード５５の縁部で吐き出される空気
は外部に拡張されながら環状膨出部６２の後側凹面に沿
って流れて渦流を生成させるが、遮断板６４が環状膨出
部６２の後面に空気の流動方向に形成されていることに
より、吐き出される空気が環状膨出部６２の後面にぶつ
かることを防止して、渦流の生成を抑制させ、気流が円
滑に流れるように誘導する。
【００３４】図１４は本発明による渦流遮断手段の他の
実施形態を示すシュラウドの部分断面図である。この実
施形態による渦流遮断手段は、シュラウド６０の回転ブ
レード５５の円周方向に、気流の流入方向に対して膨出
した形態の環状膨出部６２の後側凹面に空気が流入され
ることを防止するため、環状膨出部６２の後側凹面を閉
鎖するように設けられる渦流遮断膜６８からなる。
実施形態を示すシュラウドの部分断面図である。この実
施形態による渦流遮断手段は、シュラウド６０の回転ブ
レード５５の円周方向に、気流の流入方向に対して膨出
した形態の環状膨出部６２の後側凹面に空気が流入され
ることを防止するため、環状膨出部６２の後側凹面を閉
鎖するように設けられる渦流遮断膜６８からなる。
【００３５】前記渦流遮断膜６８は、一端がシュラウド
６０の直線部に付着されたアングル部７０と、前記アン
グル部７０と前記環状膨出部６２の内側端部との間に連
結され、気流が環状膨出部６２の内側に流入されること
を防止するために、環状膨出部６２の後側凹面を閉鎖す
る傾斜部７２とからなる。
６０の直線部に付着されたアングル部７０と、前記アン
グル部７０と前記環状膨出部６２の内側端部との間に連
結され、気流が環状膨出部６２の内側に流入されること
を防止するために、環状膨出部６２の後側凹面を閉鎖す
る傾斜部７２とからなる。
【００３６】このように構成される他の実施形態による
シュラウドは、回転ブレード５５の後方に空気が吐き出
されると、環状膨出部６２の内面は渦流遮断膜６８で閉
鎖されているため、空気が環状膨出部６２の内面に流入
されることが根本的に封鎖されるので、渦流の生成を防
止することができ、これにより流動抵抗を最小化するこ
とができる。すなわち、ファンを通過した気流が外側に
拡張されるとき、渦流遮断膜６８の傾斜部７２により気
流が案内されるので、環状膨出部６２の内部では渦流が
発生せず、渦流による流動抵抗も発生しない。
シュラウドは、回転ブレード５５の後方に空気が吐き出
されると、環状膨出部６２の内面は渦流遮断膜６８で閉
鎖されているため、空気が環状膨出部６２の内面に流入
されることが根本的に封鎖されるので、渦流の生成を防
止することができ、これにより流動抵抗を最小化するこ
とができる。すなわち、ファンを通過した気流が外側に
拡張されるとき、渦流遮断膜６８の傾斜部７２により気
流が案内されるので、環状膨出部６２の内部では渦流が
発生せず、渦流による流動抵抗も発生しない。
【００３７】図１５は従来のシュラウドと本発明のシュ
ラウドの風量変化による騒音変化を示すグラフである。
同図において、Ｐは従来のシュラウドによる風量変化に
よる騒音変化を示すもので、風量０．８１ＣＭＭを基準
とするとき、２３．６ｄＢの騒音が発生し、グラフＱ
は、図１３に示す本発明の実施形態による風量変化によ
る騒音変化を示すもので、風量０．８１ＣＭＭを基準と
するとき、２２．４ｄＢの騒音が発生し、グラフＲは、
図１４に示す実施形態による風量変化による騒音変化を
示すもので、風量０．８１ＣＭＭを基準とするとき、２
１．３ｄＢの程度の騒音が発生する。
ラウドの風量変化による騒音変化を示すグラフである。
同図において、Ｐは従来のシュラウドによる風量変化に
よる騒音変化を示すもので、風量０．８１ＣＭＭを基準
とするとき、２３．６ｄＢの騒音が発生し、グラフＱ
は、図１３に示す本発明の実施形態による風量変化によ
る騒音変化を示すもので、風量０．８１ＣＭＭを基準と
するとき、２２．４ｄＢの騒音が発生し、グラフＲは、
図１４に示す実施形態による風量変化による騒音変化を
示すもので、風量０．８１ＣＭＭを基準とするとき、２
１．３ｄＢの程度の騒音が発生する。
【００３８】このように、本発明によるシュラウドは従
来のシュラウドに比べて１．２ｄＢ〜２．３ｄＢ程度の
騒音が減少することが分かる。前述したように、本発明
は特定の実施形態に関連して例示及び説明したが、特許
請求範囲に定義された発明の思想及び領域から外れない
範囲内で多様に改造及び変化できることが当業界で通常
の知識を持った者であればだれでも容易に分かる。
来のシュラウドに比べて１．２ｄＢ〜２．３ｄＢ程度の
騒音が減少することが分かる。前述したように、本発明
は特定の実施形態に関連して例示及び説明したが、特許
請求範囲に定義された発明の思想及び領域から外れない
範囲内で多様に改造及び変化できることが当業界で通常
の知識を持った者であればだれでも容易に分かる。
【００３９】
【発明の効果】以上説明したように、本発明による冷蔵
庫の冷気循環用軸流ファンは、回転ブレードの数、ハブ
比、スイープ角（θ）、ピッチ角（Ψ）、最大キャンバ
ー率などのようなファンの設計因子を最適化することに
より、冷蔵庫の大きい圧力損失及び複雑な流路特性に適
した冷気の流動を生成することができるとともにファン
自体の流体騒音が減少する利点がある。
庫の冷気循環用軸流ファンは、回転ブレードの数、ハブ
比、スイープ角（θ）、ピッチ角（Ψ）、最大キャンバ
ー率などのようなファンの設計因子を最適化することに
より、冷蔵庫の大きい圧力損失及び複雑な流路特性に適
した冷気の流動を生成することができるとともにファン
自体の流体騒音が減少する利点がある。
【００４０】また、本発明による軸流ファンは、回転ブ
レード５５の回転により周辺物と流動の衝突により発生
する騒音の主な周波数であるＢＰＦが既存のファンより
２倍以上増加するので、殆どのＢＰＦが冷蔵庫のドアに
より遮断されて、冷蔵庫の流出騒音が大幅減少する利点
がある。
レード５５の回転により周辺物と流動の衝突により発生
する騒音の主な周波数であるＢＰＦが既存のファンより
２倍以上増加するので、殆どのＢＰＦが冷蔵庫のドアに
より遮断されて、冷蔵庫の流出騒音が大幅減少する利点
がある。
【００４１】また、本発明による冷気循環用軸流ファン
は回転ブレードチップ５５ａが所定の曲率で屈曲される
ので、回転ブレード５５の後に発生する渦流帯が抑制さ
れ、前記渦流帯に、つづいて回転する回転ブレード５５
がぶつかりながら騒音が発生させる現象であるＢＶＩが
弱化する利点がある。
は回転ブレードチップ５５ａが所定の曲率で屈曲される
ので、回転ブレード５５の後に発生する渦流帯が抑制さ
れ、前記渦流帯に、つづいて回転する回転ブレード５５
がぶつかりながら騒音が発生させる現象であるＢＶＩが
弱化する利点がある。
【００４２】また、シュラウドの環状膨出部６２の後方
に渦流防止手段を形成して、ファンの後方に吐き出され
る空気の渦流生成を減少させて流動損失を低減させ、騒
音発生量を減少させる利点がある。
に渦流防止手段を形成して、ファンの後方に吐き出され
る空気の渦流生成を減少させて流動損失を低減させ、騒
音発生量を減少させる利点がある。
【図１】本発明による冷気循環用軸流ファンの斜視図で
ある。
ある。
【図２】本発明による冷気循環用軸流ファンを示す図で
（ａ）は正面図、（ｂ）は平面図である。
（ａ）は正面図、（ｂ）は平面図である。
【図３】本発明による冷気循環用軸流ファンの回転ブレ
ードを円周方向に切断した状態を示す断面図である。
ードを円周方向に切断した状態を示す断面図である。
【図４】本発明による冷気循環用軸流ファンの回転ブレ
ードの端部を示す断面図である。
ードの端部を示す断面図である。
【図５】本発明による冷気循環用軸流ファンのハブ比に
よる騒音率を示すグラフである。
よる騒音率を示すグラフである。
【図６】本発明による冷気循環用軸流ファンのスイープ
角による騒音率を示すグラフである。
角による騒音率を示すグラフである。
【図７】本発明による冷気循環用軸流ファンのピッチ角
による騒音率を示すグラフである。
による騒音率を示すグラフである。
【図８】本発明による冷気循環用軸流ファンの最大キャ
ンバー率による騒音率を示すグラフである。
ンバー率による騒音率を示すグラフである。
【図９】本発明による冷気循環用軸流ファンのレーキに
よる騒音率を示すグラフである。
よる騒音率を示すグラフである。
【図１０】従来技術による冷気循環用軸流ファンと本発
明による冷気循環用軸流ファンをそれぞれ適用して比較
した冷蔵庫の前方騒音特性を示すグラフである。
明による冷気循環用軸流ファンをそれぞれ適用して比較
した冷蔵庫の前方騒音特性を示すグラフである。
【図１１】本発明によるシュラウドが冷気循環用軸流フ
ァンに装着された状態を示す正面図である。
ァンに装着された状態を示す正面図である。
【図１２】本発明によるシュラウドを示す図１１のＢ−
Ｂ線についての断面図である。
Ｂ線についての断面図である。
【図１３】本発明によるシュラウドで発生する気流を示
す断面図である。
す断面図である。
【図１４】本発明によるシュラウドの他の実施の形態を
示す部分断面図である。
示す部分断面図である。
【図１５】本発明によるシュラウドにおける風量及び騒
音を比較した風量−騒音を示す線図である。
音を比較した風量−騒音を示す線図である。
【図１６】従来技術による冷気循環用軸流ファンを示す
斜視図である。
斜視図である。
【図１７】従来技術による冷気循環用軸流ファンの回転
ブレードの端部を示す断面図である。
ブレードの端部を示す断面図である。
【図１８】従来技術による冷気循環用軸流ファンにシュ
ラウドが取り付けられた状態を示す正面図である。
ラウドが取り付けられた状態を示す正面図である。
【図１９】図１８のＡ−Ａ線についての断面図である。
【図２０】従来技術によるシュラウドで発生する気流を
示す断面図である。
示す断面図である。
５１…ハブ ５５…回転ブレード ５５ａ…回転ブレードチップ ５５ｂ…回転ブレードハブ ５７ａ…リーディングエッジ ５７ｂ…トレーリングエッジ θ…スイープ角 Ψ…ピッチ角 ＣＰ…最大キャンバー位置
Claims (14)
- 【請求項１】 送風モーターの回転軸に連結されるハブ
と、前記ハブの外周面に一定間隔で設けられる複数の回
転ブレードとを含む軸流ファンにおいて、 前記回転ブレードは少なくとも七つからなり、前記ブレ
ードの外径に対する前記ハブの直径の比であるハブ比は
０．４５〜０．５５であることを特徴とする冷気循環用
軸流ファン。 - 【請求項２】 前記回転ブレードは九つからなることを
特徴とする請求項１記載の冷気循環用軸流ファン。 - 【請求項３】 前記回転ブレードのピッチ角は、回転ブ
レードチップで３２°±２°、回転ブレードハブで４５
°±２°と分布されることを特徴とする請求項１記載の
冷気循環用軸流ファン。 - 【請求項４】 前記回転ブレードの最大キャンバー位置
は０．６５±０．０５で、回転ブレードハブから回転ブ
レードチップまで一様に分布されることを特徴とする請
求項１記載の冷気循環用軸流ファン。 - 【請求項５】 前記ブレードの最大キャンバー率は回転
ブレードチップで１１．５±０．５％、回転ブレードハ
ブで８±０．５％と分布されることを特徴とする請求項
１又は４記載の冷気循環用軸流ファン。 - 【請求項６】 前記回転ブレードのスイープ角は３２°
〜３４°であることを特徴とする請求項１記載の冷気循
環用軸流ファン。 - 【請求項７】 前記回転ブレードの回転ブレードチップ
は圧力面から負圧面に所定曲率半径で屈曲されているこ
とを特徴とする請求項１記載の冷気循環用軸流ファン。 - 【請求項８】 前記回転ブレードのレーキ角度は０であ
ることを特徴とする請求項１記載の冷気循環用軸流ファ
ン。 - 【請求項９】 送風モーターの回転軸に連結されるハブ
と、前記ハブの外周面に一定間隔で設けられる複数の回
転ブレードと、前記回転ブレードの円周方向に設けら
れ、気流を案内するシュラウドとを含む軸流ファンにお
いて、 前記シュラウドは、気流の流入方向に対してふくらんで
いる環状膨出部が設けられ、前記環状膨出部の後側凹面
に、回転ブレードの後方に吐き出される空気で発生する
渦流を低減させる渦流低減手段が設けられることを特徴
とする冷気循環用軸流ファン。 - 【請求項１０】 前記渦流低減手段は、前記環状膨出部
の後側凹面の中央から気流の流動方向に突出する遮断板
からなることを特徴とする請求項９記載の冷気循環用軸
流ファン。 - 【請求項１１】 前記遮断板は、前記環状膨出部の半径
に比例して円形の後側凹面を小区間に分割するように、
一定間隔を置いて多数設けられることを特徴とする請求
項１０記載の冷気循環用軸流ファン。 - 【請求項１２】 前記遮断板は、前記環状膨出部の半径
より一定長さだけ長く形成されることを特徴とする請求
項１０記載の冷気循環用軸流ファン。 - 【請求項１３】 前記渦流低減手段は、気流が前記環状
膨出部の内側に流入されることを防止するための渦流遮
断膜から構成されることを特徴とする請求項９記載の冷
気循環用軸流ファン。 - 【請求項１４】 前記渦流遮断膜は、前記環状膨出部の
後方にシュラウドの直線部に付着されるアングル部と、
前記アングル部と前記環状膨出部の内端部との間に連結
され、気流が環状膨出部の内側に流入されることを防止
するために、環状膨出部の後側凹面を閉鎖する傾斜部と
からなる渦流遮断膜からなることを特徴とする請求項１
３記載の冷気循環用軸流ファン。
Applications Claiming Priority (4)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| KR1019990029803A KR100336132B1 (ko) | 1999-07-22 | 1999-07-22 | 냉장고용 시라우드 |
| KR1019990029802A KR100347048B1 (ko) | 1999-07-22 | 1999-07-22 | 냉장고의 냉기순환용 축류팬 |
| KR29803/1999 | 1999-07-22 | ||
| KR29802/1999 | 1999-07-22 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2001059499A true JP2001059499A (ja) | 2001-03-06 |
| JP3469857B2 JP3469857B2 (ja) | 2003-11-25 |
Family
ID=26635904
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2000218758A Expired - Fee Related JP3469857B2 (ja) | 1999-07-22 | 2000-07-14 | 冷気循環用軸流ファン |
Country Status (3)
| Country | Link |
|---|---|
| EP (1) | EP1070849B1 (ja) |
| JP (1) | JP3469857B2 (ja) |
| DE (1) | DE60044049D1 (ja) |
Cited By (7)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US6394754B1 (en) * | 1999-11-02 | 2002-05-28 | Lg Electronics, Co. Ltd. | Axial flow fan |
| KR100402477B1 (ko) * | 2001-05-17 | 2003-10-22 | 엘지전자 주식회사 | 냉장고의 송풍팬 어셈블리 |
| KR100420519B1 (ko) * | 2001-08-30 | 2004-03-02 | 엘지전자 주식회사 | 냉장고용 복합팬 |
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