專利名稱：多葉片徑流式通風機的設計方法與多葉片徑流式通風機的制作方法
技術領域：
本發明涉及多葉片徑流式通風機的設計方法與多葉片徑流式通風機。
背景技術：
徑流式通風機，即葉片是指向徑向，進而葉片間流道是指向徑向的離心式通風機，與具備前向葉片的西洛可通風機或具備后向葉片的渦輪通風機等其他形式的離心式通風機相比，構造簡單，作為家庭用機器的通風機，可以期待它具有廣泛的利用領域。
作為家庭用機器的通風機的徑流式通風機來說，要求消聲性。但是現狀是，直到目前，徑流式通風機，在其葉片數量少的情況下，葉片間流道的補修、清洗容易，鑒于這種構造上的特點，使葉片數量少，并且在處理腐蝕性的高的氣體或含有附著性高的粉體等的氣體時一直在使用，用于提高徑流式通風機的消聲性的設計準則尚不存在。
作為提高離心式通風機的消聲性的設計準則，例如日本特開昭56-6097號公報、特開昭56-92397號公報等提出的提案是，使流道變得細長，以抑制流道內空氣流的分離與逆流的發生等。另外，特開昭63-285295號公報、特開平2-33494號公報、特開平4-164196號公報等是以內外徑比大的西洛可通風機為對象，提出葉片數量的最佳值的提案。
特開昭56-6097公報、特開昭56-92397號公報等的提案，只是提示了使流道細長的構思，并不是為了獲得最佳設計而給出通風機的各因素所應滿足的相關關系。因此不能成為進行徑流式通風機的消聲設計時所應依據的具體的設計準則。
特開昭63-285295號公報、特開平2-33494號公報、特開平4-164196號公報等的提案只能適用于內外徑比大的西洛可通風機，沒有通用性。
發明的公開本發明的發明者，專心研究的結果，發現在多葉片徑流式通風機的葉輪的各因素與通風機的消聲性能之間存在著一定的相關性。本發明是基于上述發現而完成的，其目的在于提供一種多葉片徑流式通風機的設計方法，該設計方法是在所給予的條件下，根據上述一定的相關性有系統地決定能獲得最佳消聲性能的葉輪的各因素；并且提供一種具有根據上述設計方法而設計出的葉輪的多葉片徑流式通風機。
為達到上述目的，在本發明中提供一種多葉片徑流式通風機的設計方法，其特征在于滿足υ≥-0.857Z1＋1.009(式中υ＝r0/r1，Z1＝(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]，r0—葉輪的內半徑，r1—葉輪的外半徑，n—徑向葉片的片數，t—徑向葉片的厚度)的關系來決定葉輪的各因素。
在本發明中還提供一種多葉片徑流式通風機的設計方法，其特征在于滿足υ≥-0.857Z1＋1.009，并且0.8≥υ≥0.4(式中υ＝r0/r1，Z1＝(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]，r0—葉輪的內半徑，r1—葉輪的外半徑，n—徑向葉片的片數，t＝徑向葉片的厚度)的關系來決定葉輪的各因素。
在本發明中提供一種多葉片徑流式通風機，其特征在于葉輪的各因素滿足υ≥-0.857Z1＋1.009(式中υ＝r0/r1，Z1＝(r1-r0)/[r1－nt/(2π)]，r0—葉輪的內半徑，r1—葉輪的外半徑，n—徑向葉片的片數，t—徑向葉片的厚度)的關系。
在本發明中提供一種多葉片徑流式通風機，其特征在于葉輪的各因素滿足υ≥-0.857Z1＋1.009，并且0.8≥υ≥0.4(式中υ＝r0/r1，Z1＝(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]，r0—葉輪的內半徑，r1—葉輪的外半徑，n—徑向葉片的片數，t—徑向葉片的厚度)的關系。
在本發明中提供一種多葉片徑流式通風機的設計方法，其特征在于滿足(1.009－υ)/(1－υ)≤Z2(式中υ＝r0/r1，Z2＝0.857{t0/[2πr1/n)－t]＋1}，r0—葉輪的內半徑，r1—葉輪的外半徑，n—徑向葉片的片數，t—徑向葉片的厚度，t0—基準厚度＝0.5mm)的關系來決定葉輪的各因素。
在本發明中提供一種多葉片徑流式通風機的設計方法，其特征在于(1.009－υ)/(1－υ)≤Z2，并且0.8≥υ≥0.4(式中υ＝r0/r1，Z2＝0.857{t0/[(2πr1/n)-t]＋1}，r0—葉輪的內半徑，r1—葉輪的外半徑，n—徑向葉片的片數，t—徑向葉片的厚度，t0—基準厚度＝0.5mm)的關系來決定葉輪的各因素。
在本發明中提供一種多葉片徑流式通風機，其特征在于葉輪的各因素滿足(1.009－υ)/(1－υ)≤Z2(式中υ＝r0/r1，Z2＝0.857{t0/[2πr1/n)－t]＋1}，r0—葉輪的內半徑，r1—葉輪的外半徑，n—徑向葉片的片數，t—徑向葉片的厚度，t0—基準厚度＝0.5mm)的關系。
在本發明中提供一種多葉片徑流式通風機，其特征在于葉輪的各因素滿足(1.009－υ)/(1－υ)≤Z2，并且0.8≥υ≥0.4(式中υ＝r0/r1，Z2＝{t0/[2πr1/n)－t]＋1}，r0—葉輪的內半徑，r1—葉輪的外半徑，n—徑向葉片的片數，t—徑向葉片的厚度，t0—基準厚度＝0.5mm)的關系。
又在本發明中提供一種多葉片徑流式通風機，其特征在于具備葉輪，其多片徑向葉片是在圓周方向互相隔以間隔地進行配置，并且在葉片間形成窄幅的流道；葉片間流道內的層流邊界層的分離受到抑制。
在本發明的最佳形態中，徑向葉片的徑向內端附近部向葉輪的回轉方向彎曲。
附圖的簡要說明

圖1是表示擴展矩形流道內的層流邊界層的狀態的圖；圖2是表示多葉片徑流式通風機的葉輪的葉片間的擴展矩形流道的圖；圖3是風量、靜壓測定用試驗裝置的機器配置圖；圖4是噪聲測定用試驗裝置的機器配置圖；圖5(a)是供試葉輪的平面圖，圖5(b)是圖5(a)的b-b向視圖；圖6是供試殼體的平面圖；圖7是表示根據試驗獲得的葉輪的最低比噪聲Ksmin與卡爾曼米利堪的第1無因次數Z1的關系的圖；圖8是表示葉輪的內外徑比與卡爾曼米利堪的第1無因次數Z1的閾值的關系的圖；圖9是表示根據試驗所獲的葉輪的最低比噪聲Ksmin與卡爾曼米利堪的第2無因次數Z2的關系的圖；圖10是表示無因次數(1.009－r0/r1)/(1－r0/r1)與卡爾曼米利堪的第2無因次數Z2的閾值的關系的圖；圖11是表示徑向葉片的變化形式例的葉片剖面圖；圖12(a)是作為本發明的設計方法的適用對象的雙吸入型多葉片徑流式通風機的立體圖，圖12(b)是圖12(a)的b-b剖視圖。
實施發明的最佳方案下面說明本發明的最佳實施例。
《1》第1方案1.理論背景空氣流過回轉的葉輪的徑向流道時，易分離的層流邊界層在葉片的負壓面側發展，難以分離的紊流邊界層在葉片的正壓面側發展。
由于層流邊界層的分離，在葉輪的徑向流道內發生2次流，導致噪聲與效率降低。
因此，在進行多葉片徑流式通風機的消聲設計時，可以認為重要的是防止葉片的負壓面側的層流邊界層的分離。
關于靜止的擴展矩形流道中的層流邊界層流，由卡爾曼，米利堪(Karman，Millikan)給出公式(1)、(2)(Von Karman，T.，andMillikan，C.B.，“On the Theory of Laminar Boundary LayersInvolving Separation”，NACA Rept.No.504，1934.)。
U/Ui＝1 (1)(0≤X/Xe≤1)U/Ui＝1＋F(X－Xe)/Xe (2)(1≤X/Xe)如圖1所示，式中X—由平面板(假想部分)前端算起的距離Xe—平面板(假想部分)的長度U—X處的層流邊界層外的流速Ui—X處的最大流速F－F＝(Xe/Ui)(dU/dx)公式(2)右邊的第2項是表示擴展矩形流道內層流邊界層狀態的無因次項。因此，可以認為在進行多葉片徑流式通風機的消聲設計時能利用公式(2)右邊的第2項。
今令公式(2)右邊第2項為無因次數Z，代入x＝X－Xe時，則Z可由公式(3)給出Z＝(x/Ui)(dU/dx) (3)考慮到在實際中求出X處的層流邊界層外的流速U與X處的最大流速Ui是困難的，今以X處的平均流速Um代換U，以擴展矩形流道入口處的平均流速U0代換Ui，則使無因次數Z變為公式(4)那樣Z＝(x/U0)(dUm/dx)(4)以公式(4)所定義的無因次數Z表示靜止的擴展矩形流道內的層流邊界層的狀態，不能原封不動地適用于回轉的多葉片徑流式通風機的葉片間的擴展矩形流道中。
擴展矩形流道中的葉片負壓面與葉片正壓面之間的周向壓力梯度是由于回轉的影響而發生。但是，在翼弦長度與節長(葉片間的周向距離)的比值大的多葉片徑流式通風機上，葉片負壓面與葉片正壓面之間的周向壓力梯度小。就是說，在翼弦長度與節長的比值大的多葉片徑流式通風機上，對于葉片間的擴展矩形流道內的空氣流的回轉影響小。因此，可以認為由公式(4)所定義的無因次數Z能表示回轉的多葉片徑流式通風機的葉片間的擴展矩形流道中的層流邊界層的狀態，進而可以認為能利用于多葉片徑流式通風機的消聲設計上。
多葉片徑向式通風機的葉片間的擴展流道的徑向外端，即葉片間的擴展矩形流道出口處的由公式(4)所表示的Z的絕對值為Z1時，則Z1可由公式(5)給出。以下將Z1叫作卡爾曼米利堪的第1無因次數。
Z1＝(r1－r0)/[r1－nt/(2π)](5)如圖2所示，式中r0—葉輪的內半徑r1—葉輪的外半徑n—徑向葉片的片數t—徑向葉片的厚度2.通風機性能的計測試驗僅就Z1不同的各種多葉片徑流式通風機所用的葉輪進行了通風機性能的計測試驗。
試驗條件(1)試驗裝置(1)風量、靜壓測定用試驗裝置試驗裝置如圖3所示。在具備葉輪1、收容葉輪1的渦旋形殼體2與電動機3的通風機主體的吸入側設置吸入嘴，在通風機主體的輸出側設置雙腔方式風量測定裝置(理化精機制，型式F-401)。在風量測定裝置上設置風量調整用調節風門與輔助風扇，控制通風機出口的靜壓。由通風機出來的輸出空氣流由整流柵進行整流。
利用所安裝的測流孔按照AMCA標準測定通風機輸出空氣的風量，由配置于通風機出口附近的靜壓孔測定通風機出口的靜壓。
(2)噪聲測定用試驗裝置試驗裝置如圖4所示。在通風機主體的吸入側設置吸入嘴，在通風機的輸出側設置與風量測定裝置同樣程度尺寸形狀的靜壓調整箱。在靜壓調整箱內內襯吸音材料。在靜壓調整箱內設置風量調整用調節風門，控制通風機出口的靜壓。
由設置于通風機出口附近的靜壓孔測定通風機出口的靜壓，并且測定規定的通風機出口靜壓時的噪聲。
在內襯有吸音材料的隔音箱中收容有電動機3，以隔斷電動機3的噪聲。
噪聲測定是在無回聲室內在通風機的軸中心線上離開殼體上面1m的上游處進行，計測A特性的噪聲級。
(2)供試葉輪、供試殼體(1)供試葉輪僅就分別將外徑固定在100mm，將葉輪高度固定在24mm，圓形基板與圓環板的板厚為2mm的內外徑比值不同的4種葉輪，對在周向按等間隔配置的徑向平板葉片的片數作各種變化，作成21種葉輪1，以供試驗。各供試葉輪1的規格與卡爾曼米利堪的第1無因次數Z1示出于表1、圖5(a)、圖5(b)中。
(2)供試殼體殼體2的高度為27mm，殼體2的擴展形狀為由下式所給予的對數螺線形狀，擴展角θc為4.50°。
r＝r2[exp(θtanθc)]r—由葉輪1的中心測得的殼體側壁的半徑r2—葉輪1的外半徑θ—由基準線算起的角度0≤θ≤2πθc—擴展角供試殼體2如圖6所示。
(3)葉輪1的轉速葉輪的轉速設定成6000rpm，但是根據無回聲室內的背景噪聲的級別、試驗裝置的情況等外在因素使其有某種程度變化。計測時的葉輪轉速如表1所示。
試驗、數據處理(1)試驗僅就表1所示的21種葉輪1，在表1所示的轉速下，利用風量調整用調節風門使風量進行各種變化，測定了通風機輸出空氣的風量、通風機出口的靜壓與噪聲。
(2)數據處理根據通機風輸出空氣的風量、通風機出口的靜壓與噪聲的各測定值，按照下式算出比噪聲Ks的值。
Ks＝SPL(A)－10log10Q(Pt)2SPL(A)—A特性的噪聲級dBQ—通風機輸出空氣的風量m3/sPt—通風機出口的全壓mmAq3.試驗結果根據試驗結果，僅就各供試葉輪1求出比噪聲Ks與風量的關系。
關于比噪聲Ks與風量Q之間的關系，是在根據風量·靜壓測定所求出的風量、通風機出口的靜壓分別為Q1、p1，根據噪聲測定所求出的比噪聲、通風機出口的靜壓分別為Ks1、p1的情況下，在風量Q與比噪聲Ks之間，假定風量為Q1時比噪聲為Ks1的關系成立而求出的。風量、靜壓測定時所用的風量測定裝置與噪聲測定時所用的靜壓調整箱的尺寸形狀大致相同，可以認為上述的關系成立。
從試驗結果來看，各供試葉輪1的比噪聲Ks與風量的變化對應地變化。可以認為，該比噪聲Ks的變化是由于殼體2的影響而引起的，比噪聲Ks的最低值，即最低比噪聲Ksmin是表示除去殼體2的影響的供試葉輪1本身的噪聲特性。
各供試葉輪1的最低比噪聲Ksmin如表1所示，各供試葉輪1的最低比噪聲Ksmin與卡爾曼米利堪的第1無因次數Z1的關系如圖7所示。在圖7中還表示出對于每組內外徑比相同的供試葉輪1連結其計測點所得到的最低比噪聲Ksmin與卡爾曼米利堪的第1無因次數Z1的相關線。
從圖7可知，在葉輪1的內外徑比為一定的情況下，最低比噪聲Ksmin隨著卡爾曼米利堪的第1無因次數Z1的增加而減小。另外可知，關于內外徑比為0.75的葉輪1、內外徑比為0.58的葉輪1與內外徑比為0.40的葉輪1，如圖7的相關線所示，當Z1超過規定的閾值時，最低比噪聲Ksmin能維持成極小值。作為Z1超過規定的閾值時最低比噪聲Ksmin能維持成極小值的理由，可以認為是由于葉片片數增多使得葉片間流道變得細長，因而層流邊界層的分離受到抑制。僅就內外徑比為0.58的葉輪1利用差分法進行流動分析的結果可以確認，對于位于圖7中的相關線的水平部分的Z1為0.5192的計測點來說，葉片間流道內的層流邊界層不分離；對于位于圖7中的相關線的傾斜部分的Z1為0.4813的計測點來說，葉片間流道內的層流邊界層是分離的。
關于內外徑比為0.90的葉輪1，由于試驗點少，Z1的閾值是不明確的，但在圖7中表示出具有根據其他試驗點類推得到的閾值的相關線。
根據內外徑比為0.75的葉輪1的最低比噪聲Ksmin與卡爾曼米利堪的第1無因次數Z1的相關線、內外徑比為0.58的葉輪1的最低比噪聲Ksmin與卡爾曼米利堪的第1無因次數Z1的相關線、內外徑比為0.40的葉輪1的最低比噪聲Ksmin與卡爾曼米利堪的第1無因次數Z1的相關線求出的葉輪1的內外徑比υ與卡爾曼米利堪的第1無因次數Z1的閾值的關系如圖8所示。根據圖8可得出葉輪1的內外徑比υ與卡爾曼米利堪的第1無因次數Z1的閾值之間的相關線L1。相關線L1可由公式(6)得出
υ＝-0.857Z1＋1.009(6)式中υ＝r0/r1Z1＝(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]相關線L1是按照內外徑比υ為0.40～0.75的葉輪1建立的，但是如同由圖8所得知那樣，相關線L1是直線，假定內外徑比υ到達0.30～0.90程度的葉輪是成立的，也可以認為在實用上是沒有問題的。
可以認為，在圖8中相關線L1右側畫有斜線的區域，在給出葉輪1的內外徑比的情況下，是能給出最低比噪聲Ksmin的極小值的區域，即消聲區域。因此，可以認為，在給出葉輪的內外徑比υ的情況下，為使卡爾曼米利堪的第1無因次數Z1，存在于圖8中畫有斜線的區域內，即為了滿足公式(7)，可通過決定葉輪的各因素，不必反復地進行試驗，即能有系統地使多葉片徑流式通風機的消聲性實現最佳化。
υ≥-0.857Z1＋1.009(7)式中υ＝r0/r1Z1＝(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]r0—葉輪的內半徑r1—葉輪的外半徑n—徑向葉片的片數t—徑向葉片的厚度在圖8中補充記入根據圖7的相關線所求得的內外徑比為0.90的葉輪1的內外徑比υ與卡爾曼米利堪的第1無因次數Z1的閾值的關系。由圖8可知，內外徑比為0.90的葉輪1的內外徑比υ與卡爾曼米利堪的第1無因次數Z1的閾值的關系是在相關線L1上。
如上所述，可以認為，利用公式(7)可以使具有內外徑比υ為0.30～0.90程度的葉輪的多葉片徑流式通風機的消聲性實現最佳化，由圖7可知，內外徑比υ為0.90的葉輪，其最低比噪聲Ksmin的極小值為43dB左右，不能獲得足夠的消聲性，對于內外徑比υ為0.30左右的葉輪來說，由于內半徑小，考慮到難以配置較多的徑向葉片等時，作為公式(7)的適用范圍，可以考慮以內外徑比υ為0.40～0.80左右的葉輪為宜。通過將公式(7)應用于內外徑比υ為0.40～0.80左右的葉輪上，能在所給予的條件下，不必反復進行試驗地有系統地設計具有最佳消聲性能，并且具有足夠的消聲性與工作容易性的多葉片徑流式通風機。
由公式(5)可知，卡爾曼米利堪的第1無因次數Z1是以積nt的形式包含著葉輪的各因素中的n(徑向葉片的片數)與t(徑向葉片的厚度)，因此，在多葉片徑流式通風機的消聲性的最佳化上，n的值與t的值是不能獨立反映的。例如對于n＝100、t＝0.5mm的情形與n＝250、t＝0.2mm的情形來說，徑向葉片間矩形流道的形狀有很大的差異，因此，可以認為在多葉片徑流式通風機的消聲性上有很大的差異，但是兩者的積nt是同一值，所以卡爾曼米利堪的第1無因次數Z1也是同一值，從第1方案來看，多葉片徑流式通風機的消聲性是相同的。因此，根據第1方案進行的多葉片徑流式通風機的消聲設計最好按以下的順序進行。
(1)根據公式(7)使多葉片徑流式通風機的消聲性最佳化，決定卡爾曼米利堪的第1無因次數Z1的設計值Z1s。
(2)從給予設計值Z1s的多個的n與t的組合中，根據噪聲計測決定最佳的n與t的組合。
《2》第2方案1.理論背景如上所述，在第1方案中，在多葉片徑流式通風機的消聲設計上，存在的問題是，葉輪的各因素中的n(徑向葉片的片數)與t(徑向葉片的厚度)不能獨立地反映。
為了解決第1方案所包含的上述問題，可以根據獨立地包含n與t的無因次數來決定葉輪的各因素。
將公式(7)如下述那樣進行變換。
在公式(7)中，令常數-0.857為a，常數1.009為b時，則公式(7)變成公式(8)。
r0/r1≥a(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]＋b(8)根據公式(8)可以推導出公式(9)。
2πr1－nt≤-a(2πr1)[(1－r0/r1)/(b－r0/r1)](9)根據公式(9)可以推導出公式(10)。
(2πr1/n)－t≤-a(2πr1)[(1－r0/r1)/(b－r0/r1)]/n(10)公式(10)左邊的(2πr1/n)－t意味是在徑向葉片間形成的矩形流道的出口寬度Δl。因此，第1方案所表明的是，當在徑向葉片間所形成的矩形流道的出口寬度Δl滿足公式(10)的情況下，多葉片徑流式通風機的消聲性能實現最佳化。
在求公式(10)中等號成立情況下的徑向葉片的片數nc與形成于徑向葉片間的矩形流道的出口寬度Δlc時，nc＝(2πr1/t)[1＋a(1－r0/r1)/(b－r0/r1)]Δlc＝(2πr1/nc)－t＝-a[(1－r0/r1)/(b－r0/r1)]t/[1＋a(1－r0/r1)/(b－r0/r1)]＝-at/[(b－r0/r1)/(1－r0/r1)＋a]由表1可知，在推導第1方案時所進行的試驗是以徑向葉片的厚度t為0.5mm的葉輪作為主要對象。因此，在徑向葉片厚度t為t0(t0＝0.5mm)的情況下，矩形流道的出口寬度Δ1如果滿足下式時，則多葉片徑流式通風機的消聲性可以確實地實現最佳化。
Δl＝(2πr1/n)－t0≤Δlc＝-at0/[(b－r0/r1)/(1－r0/r1)＋a]即(2πr1/n)－t0≤-at0/[(b－r0/r1)/(1－r0/r1)＋a] (11)式中t0＝0.5mm在此，即使徑向葉片的板厚t不是t0(t0＝0.5mm)的情況下，如果矩形流道的出口寬度Δ1是在徑向葉片的板厚t是t0(t0＝015mm)的情況下的矩形流道的出口寬度Δl的閾值Δlc以下時，也假定多葉片徑流式通風機的消聲性可以實現最佳化。
這時，使多葉片徑流式通風機的消聲性最佳化的條件如下(2πr1/n)－t0≤-at0/[(b－r0/r1)/(1－r0/r1)＋a](12)
式中 t0＝0.5mm根據公式(12)可求得公式(13)(b－r0/r1)/(1－r0/r1)≤-a{t0/(2πr1/n)－t]＋1}(13)將公式(13)的右邊叫作卡爾曼米利堪的第2無因次數Z2。卡爾曼米利堪的第2無因次數Z2是獨立地包含徑向葉片的片數n與徑向葉片的厚度t的無因次數，不存在第1方案的卡爾曼米利堪的第1無因次數Z1所包含的問題。
使用卡爾曼米利堪的第2無因次數Z2來表示公式(13)時，則(b－r0/r1)/(1－r0/r1)≤Z2(14)式中Z2＝-a{t0/[(2πr1/n)－t]＋1}a＝-0.857b＝1.009t0—徑向葉片的基準厚度＝0.5mmr0—葉輪的內半徑r1—葉輪的外半徑n—徑向葉片的片數t—徑向葉片的厚度因此，在卡爾曼米利堪的第2無因次數Z2滿足公式(14)時，如果根據試驗能證明多葉片徑流式通風機的消聲性實際上能實現最佳化，則可獲得第2方案，其特征在于根據公式(14)決定多葉片徑流式通風機的各因素，其通用性比第1方案還要高，該第1方案的特征在于根據公式(7)來決定多葉片徑流式通風機的各因素。
2.通風機性能的計測試驗僅就與有關第1方案而進行的試驗中所使用的多葉片徑流式通風機用的葉輪同樣但Z2不同的各種多葉片徑流式通風機用的葉輪，進行了通風機性能的計測試驗，該通風機性能的計測試驗與有關第1方案所進行的試驗相同。在表2中給出各供試葉輪的規格、卡爾曼米利堪的第1無因次數Z1、卡爾曼米利堪的第2無因次數Z2、最低比噪聲Ksmin與葉輪的轉速。通過計測試驗所得到的各供試葉輪的最低比噪聲Ksmin與卡爾曼米利堪的第2無因次數Z2的關系如圖9所示。在圖9中還表示出對于每組內外徑比相同的供試葉輪連結其計測點所得到的最低比噪聲Ksmin與卡爾曼米利堪的第2無因次數Z2的相關線。
由圖9得知，在葉輪的內外徑比一定的情況下，最低比噪聲Ksmin隨著卡爾曼米利堪的第2無因次數Z2的增加而減小。另外，關于內外徑比為0.75的葉輪1、內外徑比為0.58的葉輪1與內外徑比為0.40的葉輪1，如圖9的相關線所示，當Z2超過規定的閾值時，最低比噪聲Ksmin能維持成極小值。關于內外徑比為0.90的葉輪1，由于試驗點少，Z2的閾值不明，但是在圖9中表示出具有根據其他試驗點類推得出的閾值的相關線。
在圖10中表示公式(14)。圖10中的相關線L2右側的畫有斜線的區域是假定的消聲區域。
根據圖9所示的內外徑比為0.75的葉輪的最低比噪聲Ksmin與卡爾曼米利堪的第2無因次數Z2的相關線、內外徑比為0.58的葉輪的最低比噪聲Ksmin與卡爾曼米利堪的第2無因次數Z2的相關線、內外徑比為0.40的葉輪的最低比噪聲Ksmin與卡爾曼米利堪的第2無因次數Z2的相關線所求得的、由葉輪的各因素所決定的無因次數(b－r0/r1)/(1－r0/r1)與卡爾曼米利堪的第2無因次數Z2的閾值的關系如圖10所示。由圖10得知，根據通風機性能的計測試驗所得到的、由葉輪的各因素所決定的無因次數(b－r0/r1)/(1－r0/r1)與卡爾曼米利堪的第2無因次數Z2的閾值的關系是在相關線L2上。在圖10中補充記入根據圖9的相關線所求得的、內外徑比為0.90的葉輪1的無因次數(b－r0/r1)/(1－r0/r1)與卡爾曼米利堪的第2無因次數Z2的閾值的關系。由圖10得知，內外徑比為0.90的葉輪1的無因次數(b－r0/r1)/(1－r0/r1)與卡爾曼米利堪的第2無因次數Z2的閾值的關系是在相關線L2上。
因此由試驗證明，在卡爾曼米利堪的第2無因次數Z2滿足公式(14)時，多葉片徑流式通風機的消聲性實際上能實現最佳化。
因此，可以認為，在給出了葉輪的內外徑比的情況下，為使卡爾曼米利堪的第2無因次數Z2存在于圖10的畫有斜線的區域內，即為滿足公式(14)，可以通過決定葉輪的各因素，不必反復地進行試驗，即能有系統地使多葉片徑流式通風機的消聲性實現最佳化。
公式(14)可以適用于內外徑比為0.40～0.90的葉輪，但是由圖9可知，對于內外徑比為0.90的葉輪來說，最低比噪聲Ksmin的極小值為43dB程度，不能獲得足夠的消聲性。因此，作為公式(14)的適用范圍，可以考慮以內外徑比為0.40～0.80左右的葉輪為宜。
根據上述，通過將公式(14)應用于內外徑比υ為0.40～0.80程度的葉輪，能在所給予的條件下，不必反復地進行試驗，有系統地設計具有最佳消聲性能，并且具有足夠的消聲性的多葉片徑流式通風機。
再者，在上述實施例中是使用徑向平板葉片，但是如圖11所示，使徑向平板葉片的徑向內端附近部向葉輪的回轉方向彎曲，以減小空氣流對于徑向平板葉片的入射角，借此能抑制徑向平板葉片的徑向內端附近部的負壓面側空氣流的紊亂，進一步提高多葉片徑流式通風機的消聲性。上述彎曲部，可以設置在所有的徑向平板葉片上，或者也可以相隔規定的片數進行設置。
本發明的設計方法也適用于圖12(a)、圖12(b)所示的雙吸入型多葉片徑流式通風機10，該雙吸入型多葉片徑流式通風機10具備杯狀的圓形基板11，配置在圓形基板11兩側的一對圓環板12a、12b，配置在圓形基板11與圓環板12a之間的多片徑向平板葉片13a，配置在圓形基板11與圓環板12b之間的多片徑向平板葉片13b。
本發明的多葉片徑流式通風機能廣泛利用于以往使用西洛可通風機、渦輪通風機等離心式通風機與橫流式通風機等的各種機器，例如毛發干燥器、各種暖風干燥機、空調機、空氣凈化機、復印機等OA機器、除濕機、脫臭裝置、加濕機、清掃機、噴霧器等。
產業上利用可能性在本發明中，滿足υ≥-0.857Z1＋1.009(式中υ＝r0/r1，Z1＝(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]，r0—葉輪的內半徑，r1—葉輪的外半徑，n—徑向葉片的片數，t—徑向葉片的厚度)的關系來決定葉輪的各因素，因此多葉片徑流式通風機的最低比噪聲為最小。所以，從本發明來看，在所給予的條件下，不必重復地進行試驗，即能有系統地設計出具有最佳消聲性能的多葉片徑流式通風機。
在本發明中，是滿足υ≥-0.857Z1＋1.009，并且0.8≥υ≥0.4(式中υ＝r0/r1，Z1＝(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]，r0—葉輪的內半徑，r1—葉輪的外半徑，n—徑向葉片的片數，t—徑向葉片的厚度)的關系來決定葉輪的各因素，因此多葉片徑流式通風機的最低比噪聲為最小。所以，從本發明來看，在所給予的條件下，不必重復地進行試驗，即能有系統地設計出具有最佳消聲性能，并且具有足夠的消聲性與工作容易性的多葉片徑流式通風機。
在本發明中，是滿足(1.009－υ)/(1－υ)≤Z2(式中υ＝r0/r1，Z2＝0.857[t0/(2πr1/n－t)＋1]，r0—葉輪的內半徑，r1—葉輪的外半徑，n—徑向葉片的片數，t—徑向葉片的厚度，t0—基準厚度＝0.5mm)的關系來決定葉輪的各因素，因此多葉片徑流式通風機的最低比噪聲為最小。所以，從本發明來看，在所給予的條件下，不必反復地進行試驗，即能有系統地設計出具有最佳消聲性能，并且具有足夠的消聲性與工作容易性的多葉片徑流式通風機。
在本發明中，是滿足(1.009－υ)/(1－υ)≤Z2，并且0.8≥υ≥0.4(式中υ＝r0/r1，Z2＝0.857[t0/(2πr1/n－t)＋1]，r0—葉輪的內半徑，r1—葉輪的外半徑，n—徑向葉片的片數，t—徑向葉片的厚度，t0—基準厚度＝0.5mm)的關系來決定葉輪的各因素，因此多葉片徑流式通風機的最低比噪聲為最小。所以，從本發明來看，在所給予的條件下，不必反復地進行試驗，即能有系統地設計出具有最佳消聲性能，并且具有足夠的消聲性與工作容易性的多葉片徑流式通風機。
通過使徑向葉片的徑向內端附近部向葉輪的回轉方向彎曲，以減小空氣流對于徑向葉片的入射角，徑向葉片的徑向內端附近部的負壓面側的空氣流的紊亂受到抑制，多葉片徑流式通風機的消聲性提高。
本發明的設計方法也可適用于雙吸入型多葉片徑流式通風機上。
本發明的多葉片徑流式通風機能廣泛利用于以往使用西洛可通風機、渦輪通風機等離心式通風機與橫流式通風機等的各種機器，例如毛發干燥器、各種暖風干燥機、空調機、空氣凈化機、復印機等OA機器、除濕機、脫臭裝置、加濕機、清掃機、噴霧器等。
表1

<p>表2

權利要求
1.一種多葉片徑流式通風機的設計方法，其特征在于滿足υ≥-0.857Z1＋1.009(式中υ＝r0/r1，Z1＝(r1－r0)/[r1-nt/(2π)]，r0—葉輪的內半徑，r1—葉輪的外半徑，n—徑向葉片的片數，t—徑向葉片的厚度)的關系來決定葉輪的各因素。
2.一種多葉片徑流式通風機的設計方法，其特征在于滿足υ≥-0.857Z1＋1.009，并且0.8≥υ≥0.4(式中υ＝r0/r1，Z1＝(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]，r0—葉輪的內半徑，r1—葉輪的外半徑，n—徑向葉片的片數，t＝徑向葉片的厚度)的關系來決定葉輪的各因素。
3.一種多葉片徑流式通風機，其特征在于葉輪的各因素滿足υ≥-0.857Z1＋1.009(式中υ＝r0/r1，Z1＝(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]，r0—葉輪的內半徑，r1—葉輪的外半徑，n—徑向葉片的片數，t—徑向葉片的厚度)的關系。
4.一種多葉片徑流式通風機，其特征在于葉輪的各因素滿足υ≥-0.857Z1＋1.009，并且0.8≥υ≥0.4(式中υ＝r0/r1，Z1＝(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]，r0—葉輪的內半徑，r1—葉輪的外半徑，n—徑向葉片的片數，t—徑向葉片的厚度)的關系。
5.一種多葉片徑流式通風機的設計方法，其特征在于滿足(1.009－υ)/(1－υ)≤Z2(式中υ＝r0/r1，Z2＝0.857{t0/[2πr1/n)－t]＋1}，r0—葉輪的內半徑，r1—葉輪的外半徑，n—徑向葉片的片數，t—徑向葉片的厚度，t0—基準厚度＝0.5mm)的關系來決定葉輪的各因素。
6.一種多葉片徑流式通風機的設計方法，其特征在于滿足(1.009－υ)/(1－υ)≤Z2，并且0.8≥υ≥0.4(式中υ＝r0/r1，Z2＝0.857{t0/[(2πr1/n)－t]＋1}，r0—葉輪的內半徑，r1—葉輪的外半徑，n—徑向葉片的片數，t—徑向葉片的厚度，t0—基準厚度＝0.5mm)的關系來決定葉輪的各因素。
7.一種多葉片徑流式通風機，其特征在于葉輪的各因素滿足(1.009－υ)/(1－υ)≤Z2(式中υ＝r0/r1，Z2＝0.857{t0/[(2πr1/n)－t]＋1}，r0—葉輪的內半徑，r1—葉輪的外半徑，n—徑向葉片的片數，t—徑向葉片的厚度，t0—基準厚度＝0.5mm)的關系。
8.一種多葉片徑流式通風機，其特征在于葉輪的各因素滿足(1.009－υ)/(1－υ)≤Z2，并且0.8≥υ≥0.4(式中υ＝r0/r1，Z2＝{t0/[(2πr1/n)－t]＋1}，r0—葉輪的內半徑，r1—葉輪的外半徑，n—徑向葉片的片數，t—徑向葉片的厚度，t0—基準厚度＝0.5mm)的關系。
9.一種多葉片徑流式通風機，其特征在于具備葉輪，其多片徑向葉片是在圓周方向互相隔以間隔地進行配置，并且在葉片間形成窄幅的流道；葉片間流道內的層流邊界層的分離受到抑制。
10.按權利要求3、4、7、8、9中的任一項所述的多葉片徑流式通風機，其特征在于徑向葉片的徑向內端附近部向葉輪的回轉方向彎曲。
全文摘要
滿足υ≥-0.857Z
文檔編號F04D29/28GK1128062SQ9519036
公開日1996年7月31日 申請日期1995年4月21日 優先權日1994年4月28日
發明者新原登, 畠山真 申請人:東陶機器株式會社