CN1078317C - 多叶片径流式通风机的设计方法与多叶片径流式通风机 - Google Patents

多叶片径流式通风机的设计方法与多叶片径流式通风机 Download PDF

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Abstract

本发明涉及多叶片径流式通风机的设计方法与多叶片径流式通风机。其目的在于提供在所给予的条件下，根据一定的相关性有系统地决定能获得最佳消声性能的叶轮的设计方法。各因素满足v≥-0.857Z1+1.009(式中v＝r0/r1，Z1＝(r1-r0)/[r1-nt/(2π)]，r0-叶轮的内半径，r1-叶轮的外半径；n-径向叶片的片数，t-径向叶片的厚度)的关系来决定叶轮的各因素。作为家庭用机器的通风机，具有广泛的利用领域。

Description

多叶片径流式通风机的设计方法与多叶片径流式通风机
技术领域
本发明涉及多叶片径流式通风机的设计方法与多叶片径流式通风机。
背景技术
径流式通风机，即叶片是指向径向，进而叶片间流道是指向径向的离心式通风机，与具备前向叶片的西洛可通风机或具备后向叶片的涡轮通风机等其他形式的离心式通风机相比，构造简单，作为家庭用机器的通风机，可以期待它具有广泛的利用领域。
作为家庭用机器的通风机的径流式通风机来说，要求消声性。但是现状是，直到目前，径流式通风机，在其叶片数量少的情况下，叶片间流道的补修、清洗容易，鉴于这种构造上的特点，使叶片数量少，并且在处理腐蚀性的高的气体或含有附着性高的粉体等的气体时一直在使用，用于提高径流式通风机的消声性的设计准则尚不存在。
作为提高离心式通风机的消声性的设计准则，例如日本特开昭56-6097号公报、特开昭56-92397号公报等提出的提案是，使流道变得细长，以抑制流道内空气流的分离与逆流的发生等。另外，特开昭63-285295号公报、特开平2-33494号公报、特开平4-164196号公报等是以内外径比大的西洛可通风机为对象，提出叶片数量的最佳值的提案。
特开昭56-6097公报、特开昭56-92397号公报等的提案，只是提示了使流道细长的构思，并不是为了获得最佳设计而给出通风机的各因素所应满足的相关关系。因此不能成为进行径流式通风机的消声设计时所应依据的具体的设计准则。
特开昭63-285295号公报、特开平2-33494号公报、特开平4-164196号公报等的提案只能适用于内外径比大的西洛可通风机，没有通用性。
发明的公开
本发明的发明者，专心研究的结果，发现在多叶片径流式通风机的叶轮的各因素与通风机的消声性能之间存在着一定的相关性。本发明是基于上述发现而完成的，其目的在于提供一种多叶片径流式通风机的设计方法，该设计方法是在所给予的条件下，根据上述一定的相关性有系统地决定能获得最佳消声性能的叶轮的各因素；并且提供一种具有根据上述设计方法而设计出的叶轮的多叶片径流式通风机。
为达到上述目的，在本发明中提供一种多叶片径流式通风机的设计方法，其特征在于：满足υ≥-0.857Z1＋1.009(式中υ＝r0/r1，Z1＝(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]，r0—叶轮的内半径，r1—叶轮的外半径，n—径向叶片的片数，t—径向叶片的厚度)的关系来决定叶轮的各因素。
在本发明中还提供一种多叶片径流式通风机的设计方法，其特征在于：满足υ≥-0.857Z1＋1.009，并且0.8≥υ≥0.4(式中υ＝r0/r1，Z1＝(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]，r0—叶轮的内半径，r1—叶轮的外半径，n—径向叶片的片数，t＝径向叶片的厚度)的关系来决定叶轮的各因素。
在本发明中提供一种多叶片径流式通风机，其特征在于：叶轮的各因素满足υ≥-0.857Z1＋1.009(式中υ＝r0/r1，Z1＝(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]，r0—叶轮的内半径，r1—叶轮的外半径，n—径向叶片的片数，t—径向叶片的厚度)的关系。
在本发明中提供一种多叶片径流式通风机，其特征在于：叶轮的各因素满足υ≥-0.857Z1＋1.009，并且0.8≥υ≥0.4(式中υ＝r0/r1，Z1＝(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]，r0—叶轮的内半径，r1—叶轮的外半径，n—径向叶片的片数，t—径向叶片的厚度)的关系。
在本发明中提供一种多叶片径流式通风机的设计方法，其特征在于：满足(1.009－υ)/(1－υ)≤Z2(式中υ＝r0/r1，Z2＝0.857{t0/[2πr1/n)－t]＋1}，r0—叶轮的内半径，r1—叶轮的外半径，n—径向叶片的片数，t—径向叶片的厚度，t0—基准厚度＝0.5mm)的关系来决定叶轮的各因素。
在本发明中提供一种多叶片径流式通风机的设计方法，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—叶轮的内半径，r1—叶轮的外半径，n—径向叶片的片数，t—径向叶片的厚度，t0—基准厚度＝0.5mm)的关系来决定叶轮的各因素。
在本发明中提供一种多叶片径流式通风机，其特征在于：叶轮的各因素满足(1.009－υ)/(1－υ)≤Z2(式中υ＝r0/r1，Z2＝0.857{t0/[2πr1/n)－t]＋1}，r0—叶轮的内半径，r1—叶轮的外半径，n—径向叶片的片数，t—径向叶片的厚度，t0—基准厚度＝0.5mm)的关系。
在本发明中提供一种多叶片径流式通风机，其特征在于：叶轮的各因素满足(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—叶轮的内半径，r1—叶轮的外半径，n—径向叶片的片数，t—径向叶片的厚度，t0—基准厚度＝0.5mm)的关系。
又在本发明中提供一种多叶片径流式通风机，其特征在于：具备叶轮，其多片径向叶片是在圆周方向互相隔以间隔地进行配置，并且在叶片间形成窄幅的流道；叶片间流道内的层流边界层的分离受到抑制。
在本发明的最佳形态中，径向叶片的径向内端附近部向叶轮的回转方向弯曲。
附图的简要说明
图1是表示扩展矩形流道内的层流边界层的状态的图；
图2是表示多叶片径流式通风机的叶轮的叶片间的扩展矩形流道的图；
图3是风量、静压测定用试验装置的机器配置图；
图4是噪声测定用试验装置的机器配置图；
图5(a)是供试叶轮的平面图，图5(b)是图5(a)的b-b向视图；
图6是供试壳体的平面图；
图7是表示根据试验获得的叶轮的最低比噪声Ksmin与卡尔曼米利堪的第1无因次数Z1的关系的图；
图8是表示叶轮的内外径比与卡尔曼米利堪的第1无因次数Z.的阈值的关系的图；
图9是表示根据试验所获的叶轮的最低比噪声Ksmin与卡尔曼米利堪的第2无因次数Z2的关系的图；
图10是表示无因次数(1.009－r0/r1)/(1－r0/r1)与卡尔曼米利堪的第2无因次数Z2的阈值的关系的图；
图11是表示径向叶片的变化形式例的叶片剖面图；
图12(a)是作为本发明的设计方法的适用对象的双吸入型多叶片径流式通风机的立体图，图12(b)是图12(a)的b-b剖视图。
实施发明的最佳方案
下面说明本发明的最佳实施例。
《1》第1方案
1.理论背景
空气流过回转的叶轮的径向流道时，易分离的层流边界层在叶片的负压面侧发展，难以分离的紊流边界层在叶片的正压面侧发展。
由于层流边界层的分离，在叶轮的径向流道内发生2次流，导致噪声与效率降低。
因此，在进行多叶片径流式通风机的消声设计时，可以认为重要的是防止叶片的负压面侧的层流边界层的分离。
关于静止的扩展矩形流道中的层流边界层流，由卡尔曼，米利堪(Karman，Millikan)给出公式(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)
如图1所示，式中
X—由平面板(假想部分)前端算起的距离
Xe—平面板(假想部分)的长度
U—X处的层流边界层外的流速
Ui—X处的最大流速
F－F＝(Xe/Ui)(dU/dx)
公式(2)右边的第2项是表示扩展矩形流道内层流边界层状态的无因次项。因此，可以认为在进行多叶片径流式通风机的消声设计时能利用公式(2)右边的第2项。
今令公式(2)右边第2项为无因次数Z，代入x＝X－Xe时，则Z可由公式(3)给出：
Z＝(x/Ui)(dU/dx)                 (3)
考虑到在实际中求出X处的层流边界层外的流速U与X处的最大流速Ui是困难的，今以X处的平均流速Um代换U，以扩展矩形流道入口处的平均流速U0代换Ui，则使无因次数Z变为公式(4)那样：
Z＝(x/U0)(dUm/dx)                (4)以公式(4)所定义的无因次数Z表示静止的扩展矩形流道内的层流边界层的状态，不能原封不动地适用于回转的多叶片径流式通风机的叶片间的扩展矩形流道中。
扩展矩形流道中的叶片负压面与叶片正压面之间的周向压力梯度是由于回转的影响而发生。但是，在翼弦长度与节长(叶片间的周向距离)的比值大的多叶片径流式通风机上，叶片负压面与叶片正压面之间的周向压力梯度小。就是说，在翼弦长度与节长的比值大的多叶片径流式通风机上，对于叶片间的扩展矩形流道内的空气流的回转影响小。因此，可以认为由公式(4)所定义的无因次数Z能表示回转的多叶片径流式通风机的叶片间的扩展矩形流道中的层流边界层的状态，进而可以认为能利用于多叶片径流式通风机的消声设计上。
多叶片径向式通风机的叶片间的扩展流道的径向外端，即叶片间的扩展矩形流道出口处的由公式(4)所表示的Z的绝对值为Z1时，则Z1可由公式(5)给出。以下将Z1叫作卡尔曼米利堪的第1无因次数。
Z1＝(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]          (5)
如图2所示，式中
r0—叶轮的内半径
r1—叶轮的外半径
n—径向叶片的片数
t—径向叶片的厚度
2.通风机性能的计测试验
仅就Z1不同的各种多叶片径流式通风机所用的叶轮进行了通风机性能的计测试验。
[1]试验条件
(1)试验装置
(1)风量、静压测定用试验装置
试验装置如图3所示。在具备叶轮1、收容叶轮1的涡旋形壳体2与电动机3的通风机主体的吸入侧设置吸入嘴，在通风机主体的输出侧设置双腔方式风量测定装置(理化精机制，型式F-401)。在风量测定装置上设置风量调整用调节风门与辅助风扇，控制通风机出口的静压。由通风机出来的输出空气流由整流栅进行整流。
利用所安装的测流孔按照AMCA标准测定通风机输出空气的风量，由配置于通风机出口附近的静压孔测定通风机出口的静压。
(2)噪声测定用试验装置
试验装置如图4所示。在通风机主体的吸入侧设置吸入嘴，在通风机的输出侧设置与风量测定装置同样程度尺寸形状的静压调整箱。在静压调整箱内内衬吸音材料。在静压调整箱内设置风量调整用调节风门，控制通风机出口的静压。
由设置于通风机出口附近的静压孔测定通风机出口的静压，并且测定规定的通风机出口静压时的噪声。
在内衬有吸音材料的隔音箱中收容有电动机3，以隔断电动机3的噪声。
噪声测定是在无回声室内在通风机的轴中心线上离开壳体上面1m的上游处进行，计测A特性的噪声级。
(2)供试叶轮、供试壳体
(1)供试叶轮
仅就分别将外径固定在100mm，将叶轮高度固定在24mm，圆形基板与圆环板的板厚为2mm的内外径比值不同的4种叶轮，对在周向按等间隔配置的径向平板叶片的片数作各种变化，作成21种叶轮1，以供试验。各供试叶轮1的规格与卡尔曼米利堪的第1无因次数Z1示出于表1、图5(a)、图5(b)中。
(2)供试壳体
壳体2的高度为27mm，壳体2的扩展形状为由下式所给予的对数螺线形状，扩展角θc为4.50°。
r＝r2[exp(θtanθc)]
r—由叶轮1的中心测得的壳体侧壁的半径
r2—叶轮1的外半径
θ—由基准线算起的角度0≤θ≤2π
θc—扩展角
供试壳体2如图6所示。
(3)叶轮1的转速
叶轮的转速设定成6000rpm，但是根据无回声室内的背景噪声的级别、试验装置的情况等外在因素使其有某种程度变化。计测时的叶轮转速如表1所示。
[2]试验、数据处理
(1)试验
仅就表1所示的21种叶轮1，在表1所示的转速下，利用风量调整用调节风门使风量进行各种变化，测定了通风机输出空气的风量、通风机出口的静压与噪声。
(2)数据处理
根据通机风输出空气的风量、通风机出口的静压与噪声的各测定值，按照下式算出比噪声Ks的值。
Ks＝SPL(A)－10 log10Q(Pt)2
SPL(A)—A特性的噪声级dB
Q—通风机输出空气的风量m3/s
Pt—通风机出口的全压mmAq
3.试验结果
根据试验结果，仅就各供试叶轮1求出比噪声Ks与风量的关系。
关于比噪声Ks与风量Q之间的关系，是在根据风量·静压测定所求出的风量、通风机出口的静压分别为Q1、p1，根据噪声测定所求出的比噪声、通风机出口的静压分别为Ks1、p1的情况下，在风量Q与比噪声Ks之间，假定风量为Q1时比噪声为Ks1的关系成立而求出的。风量、静压测定时所用的风量测定装置与噪声测定时所用的静压调整箱的尺寸形状大致相同，可以认为上述的关系成立。
从试验结果来看，各供试叶轮1的比噪声Ks与风量的变化对应地变化。可以认为，该比噪声Ks的变化是由于壳体2的影响而引起的，比噪声Ks的最低值，即最低比噪声Ksmin是表示除去壳体2的影向的供试叶轮1本身的噪声特性。
各供试叶轮1的最低比噪声Ksmin如表1所示，各供试叶轮1的最低比噪声Ksmin与卡尔曼米利堪的第1无因次数Z1的关系如图7所示。在图7中还表示出对于每组内外径比相同的供试叶轮1连结其计测点所得到的最低比噪声Ksmin与卡尔曼米利堪的第1无因次数Z1的相关线。
从图7可知，在叶轮1的内外径比为一定的情况下，最低比噪声Ksmin随着卡尔曼米利堪的第1无因次数Z1的增加而减小。另外可知，关于内外径比为0.75的叶轮1、内外径比为0.58的叶轮1与内外径比为0.40的叶轮1，如图7的相关线所示，当Z1超过规定的阈值时，最低比噪声Ksmin能维持成极小值。作为Z1超过规定的阈值时最低比噪声Ksmin能维持成极小值的理由，可以认为是由于叶片片数增多使得叶片间流道变得细长，因而层流边界层的分离受到抑制。仅就内外径比为0.58的叶轮1利用差分法进行流动分析的结果可以确认，对于位于图7中的相关线的水平部分的Z1为0.5192的计测点来说，叶片间流道内的层流边界层不分离；对于位于图7中的相关线的倾斜部分的Z1为0.4813的计测点来说，叶片间流道内的层流边界层是分离的。
关于内外径比为0.90的叶轮1，由于试验点少，Z1的阈值是不明确的，但在图7中表示出具有根据其他试验点类推得到的阈值的相关线。
根据内外径比为0.75的叶轮1的最低比噪声Ksmin与卡尔曼米利堪的第1无因次数Z1的相关线、内外径比为0.58的叶轮1的最低比噪声Ksmin与卡尔曼米利堪的第1无因次数Z1的相关线、内外径比为0.40的叶轮1的最低比噪声Ksmin与卡尔曼米利堪的第1无因次数Z1的相关线求出的叶轮1的内外径比υ与卡尔曼米利堪的第1无因次数Z1的阈值的关系如图8所示。根据图8可得出叶轮1的内外径比υ与卡尔曼米利堪的第1无因次数Z1的阈值之间的相关线L1。相关线L1可由公式(6)得出：
υ＝-0.857Z1＋1.009    (6)
式中
υ＝r0/r1
Z1＝(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]
相关线L1是按照内外径比υ为0.40～0.75的叶轮1建立的，但是如同由图8所得知那样，相关线L1是直线，假定内外径比υ到达0.30～0.90程度的叶轮是成立的，也可以认为在实用上是没有问题的。
可以认为，在图8中相关线L1右侧画有斜线的区域，在给出叶轮1的内外径比的情况下，是能给出最低比噪声Ksmin的极小值的区域，即消声区域。因此，可以认为，在给出叶轮的内外径比υ的情况下，为使卡尔曼米利堪的第1无因次数Z1存在于图8中画有斜线的区域内，即为了满足公式(7)，可通过决定叶轮的各因素，不必反复地进行试验，即能有系统地使多叶片径流式通风机的消声性实现最佳化。
υ≥-0.857Z1＋1.009    (7)
式中
υ＝r0/r1
Z1＝(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]
r0—叶轮的内半径
r1—叶轮的外半径
n—径向叶片的片数
t—径向叶片的厚度
在图8中补充记入根据图7的相关线所求得的内外径比为0.90的叶轮1的内外径比υ与卡尔曼米利堪的第1无因次数Z1的阈值的关系。由图8可知，内外径比为0.90的叶轮1的内外径比υ与卡尔曼米利堪的第1无因次数Z1的阈值的关系是在相关线L1上。
如上所述，可以认为，利用公式(7)可以使具有内外径比υ为0.30～0.90程度的叶轮的多叶片径流式通风机的消声性实现最佳化，由图7可知，内外径比υ为0.90的叶轮，其最低比噪声Ksmin的极小值为43dB左右，不能获得足够的消声性，对于内外径比υ为0.30左右的叶轮来说，由于内半径小，考虑到难以配置较多的径向叶片等时，作为公式(7)的适用范围，可以考虑以内外径比υ为0.40～0.80左右的叶轮为宜。通过将公式(7)应用于内外径比υ为0.40～0.80左右的叶轮上，能在所给予的条件下，不必反复进行试验地有系统地设计具有最佳消声性能，并且具有足够的消声性与工作容易性的多叶片径流式通风机。
由公式(5)可知，卡尔曼米利堪的第1无因次数Z1是以积nt的形式包含着叶轮的各因素中的n(径向叶片的片数)与t(径向叶片的厚度)，因此，在多叶片径流式通风机的消声性的最佳化上，n的值与t的值是不能独立反映的。例如对于n＝100、t＝0.5mm的情形与n＝250、t＝0.2mm的情形来说，径向叶片间矩形流道的形状有很大的差异，因此，可以认为在多叶片径流式通风机的消声性上有很大的差异，但是两者的积nt是同一值，所以卡尔曼米利堪的第1无因次数Z1也是同一值，从第1方案来看，多叶片径流式通风机的消声性是相同的。因此，根据第1方案进行的多叶片径流式通风机的消声设计最好按以下的顺序进行。
(1)根据公式(7)使多叶片径流式通风机的消声性最佳化，决定卡尔曼米利堪的第1无因次数Z1的设计值Z1s。
(2)从给予设计值Z1s的多个的n与t的组合中，根据噪声计测决定最佳的n与t的组合。
《2》第2方案
1.理论背景
如上所述，在第1方案中，在多叶片径流式通风机的消声设计上，存在的问题是，叶轮的各因素中的n(径向叶片的片数)与t(径向叶片的厚度)不能独立地反映。
为了解决第1方案所包含的上述问题，可以根据独立地包含n与t的无因次数来决定叶轮的各因素。
将公式(7)如下述那样进行变换。
在公式(7)中，令常数-0.857为a，常数1.009为b时，则公式(7)变成公式(8)。
r0/r1≥a(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]＋b     (8)
根据公式(8)可以推导出公式(9)。
2πr1－nt≤-a(2πr1)[(1－r0/r1)/(b－r0/r1)]    (9)
根据公式(9)可以推导出公式(10)。
(2πr1/n)－t≤-a(2πr1)[(1－r0/r1)/(b－r0/r1)]/n
(10)
公式(10)左边的(2πr1/n)－t意味是在径向叶片间形成的矩形流道的出口宽度Δ1。因此，第1方案所表明的是，当在径向叶片间所形成的矩形流道的出口宽度Δ1满足公式(10)的情况下，多叶片径流式通风机的消声性能实现最佳化。
在求公式(10)中等号成立情况下的径向叶片的片数nc与形成于径向叶片间的矩形流道的出口宽度Δ1c时，
nc＝(2πr1/t)[1＋a(1－r0/r1)/(b－r0/r1)]
Δ1c＝(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，在推导第1方案时所进行的试验是以径向叶片的厚度t为0.5mm的叶轮作为主要对象。因此，在径向叶片厚度t为t0(t0＝0.5mm)的情况下，矩形流道的出口宽度Δ1如果满足下式时，则多叶片径流式通风机的消声性可以确实地实现最佳化。
Δ1＝(2πr1/n)－t0≤Δ1c＝-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，即使径向叶片的板厚t不是t0(t0＝0.5mm)的情况下，如果矩形流道的出口宽度Δ1是在径向叶片的板厚t是t0(t0＝0.5mm)的情况下的矩形流道的出口宽度Δ1的阈值Δ1c以下时，也假定多叶片径流式通风机的消声性可以实现最佳化。
这时，使多叶片径流式通风机的消声性最佳化的条件如下：
(2πr1/n)－t0≤-at0/[(b－r0/r1)/(1－r0/r1)＋a](12)
式中t0＝0.5mm
根据公式(12)可求得公式(13)
(b－r0/r2)/(1－r0/r1)≤-a{t0/(2πr1/n)－t]＋1}(13)
将公式(13)的右边叫作卡尔曼米利堪的第2无因次数Z2。卡尔曼米利堪的第2无因次数Z2是独立地包含径向叶片的片数n与径向叶片的厚度t的无因次数，不存在第1方案的卡尔曼米利堪的第1无因次数Z1所包含的问题。
使用卡尔曼米利堪的第2无因次数Z2来表示公式(13)时，则
(b－r0/r1)/(1－r0/r1)≤Z2    (14)
式中
Z2＝-a{t0/[(2πr1/n)－t]＋1}
a＝-0.857
b＝1.009
t0—径向叶片的基准厚度＝0.5mm
r0—叶轮的内半径
r1—叶轮的外半径
n—径向叶片的片数
t—径向叶片的厚度
因此，在卡尔曼米利堪的第2无因次数Z2满足公式(14)时，如果根据试验能证明多叶片径流式通风机的消声性实际上能实现最佳化，则可获得第2方案，其特征在于根据公式(14)决定多叶片径流式通风机的各因素，其通用性比第1方案还要高，该第1方案的特征在于根据公式(7)来决定多叶片径流式通风机的各因素。
2.通风机性能的计测试验
仅就与有关第1方案而进行的试验中所使用的多叶片径流式通风机用的叶轮同样但Z2不同的各种多叶片径流式通风机用的叶轮，进行了通风机性能的计测试验，该通风机性能的计测试验与有关第1方案所进行的试验相同。在表2中给出各供试叶轮的规格、卡尔曼米利堪的第1无因次数Z1、卡尔曼米利堪的第2无因次数Z2、最低比噪声Ksmin与叶轮的转速。通过计测试验所得到的各供试叶轮的最低比噪声Ksmin与卡尔曼米利堪的第2无因次数Z2的关系如图9所示。在图9中还表示出对于每组内外径比相同的供试叶轮连结其计测点所得到的最低比噪声Ksmin与卡尔曼米利堪的第2无因次数Z2的相关线。
由图9得知，在叶轮的内外径比一定的情况下，最低比噪声Ksmin随着卡尔曼米利堪的第2无因次数Z2的增加而减小。另外，关于内外径比为0.75的叶轮1、内外径比为0.58的叶轮1与内外径比为0.40的叶轮1，如图9的相关线所示，当Z2超过规定的阈值时，最低比噪声Ksmin能维持成极小值。关于内外径比为0.90的叶轮1，由于试验点少，Z2的阈值不明，但是在图9中表示出具有根据其他试验点类推得出的阈值的相关线。
在图10中表示公式(14)。图10中的相关线L2右侧的画有斜线的区域是假定的消声区域。
根据图9所示的内外径比为0.75的叶轮的最低比噪声Ksmin与卡尔曼米利堪的第2无因次数Z2的相关线、内外径比为0.58的叶轮的最低比噪声Ksmin与卡尔曼米利堪的第2无因次数Z2的相关线、内外径比为0.40的叶轮的最低比噪声Ksmin与卡尔曼米利堪的第2无因次数Z2的相关线所求得的、由叶轮的各因素所决定的无因次数(b－r0/r1)/(1－r0/r1)与卡尔曼米利堪的第2无因次数Z2的阈值的关系如图10所示。由图10得知，根据通风机性能的计测试验所得到的、由叶轮的各因素所决定的无因次数(b－r0/r1)/(1－r0/r1)与卡尔曼米利堪的第2无因次数Z2的阈值的关系是在相关线L2上。在图10中补充记入根据图9的相关线所求得的、内外径比为0.90的叶轮1的无因次数(b－r0/r1)/(1－r0/r1)与卡尔曼米利堪的第2无因次数Z2的阈值的关系。由图10得知，内外径比为0.90的叶轮1的无因次数(b－r0/r1)/(1－r0/r1)与卡尔曼米利堪的第2无因次数Z2的阈值的关系是在相关线L2上。
因此由试验证明，在卡尔曼米利堪的第2无因次数Z2满足公式(14)时，多叶片径流式通风机的消声性实际上能实现最佳化。
因此，可以认为，在给出了叶轮的内外径比的情况下，为使卡尔曼米利堪的第2无因次数Z2存在于图10的画有斜线的区域内，即为满足公式(14)，可以通过决定叶轮的各因素，不必反复地进行试验，即能有系统地使多叶片径流式通风机的消声性实现最佳化。
公式(14)可以适用于内外径比为0.40～0.90的叶轮，但是由图9可知，对于内外径比为0.90的叶轮来说，最低比噪声Ksmin的极小值为43dB程度，不能获得足够的消声性。因此，作为公式(14)的适用范围，可以考虑以内外径比为0.40～0.80左右的叶轮为宜。
根据上述，通过将公式(14)应用于内外径比υ为0.40～0.80程度的叶轮，能在所给予的条件下，不必反复地进行试验，有系统地设计具有最佳消声性能，并且具有足够的消声性的多叶片径流式通风机。
再者，在上述实施例中是使用径向平板叶片，但是如图11所示，使径向平板叶片的径向内端附近部向叶轮的回转方向弯曲，以减小空气流对于径向平板叶片的入射角，借此能抑制径向平板叶片的径向内端附近部的负压面侧空气流的紊乱，进一步提高多叶片径流式通风机的消声性。上述弯曲部，可以设置在所有的径向平板叶片上，或者也可以相隔规定的片数进行设置。
本发明的设计方法也适用于图12(a)、图12(b)所示的双吸入型多叶片径流式通风机10，该双吸入型多叶片径流式通风机10具备：杯状的圆形基板11，配置在圆形基板11两侧的一对圆环板12a、12b，配置在圆形基板11与圆环板12a之间的多片径向平板叶片13a，配置在圆形基板11与圆环板12b之间的多片径向平板叶片13b。
本发明的多叶片径流式通风机能广泛利用于以往使用西洛可通风机、涡轮通风机等离心式通风机与横流式通风机等的各种机器，例如毛发干燥器、各种暖风干燥机、空调机、空气净化机、复印机等OA机器、除湿机、脱臭装置、加湿机、清扫机、喷雾器等。
产业上利用可能性
在本发明中，满足υ≥-0.857Z1＋1.009(式中υ＝r0/r1，Z1＝(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]，r0—叶轮的内半径，r1—叶轮的外半径，n—径向叶片的片数，t—径向叶片的厚度)的关系来决定叶轮的各因素，因此多叶片径流式通风机的最低比噪声为最小。所以，从本发明来看，在所给予的条件下，不必重复地进行试验，即能有系统地设计出具有最佳消声性能的多叶片径流式通风机。
在本发明中，是满足υ≥-0.857Z1＋1.009，并且0.8≥υ≥0.4(式中υ＝r0/r1，Z1＝(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]，r0—叶轮的内半径，r1—叶轮的外半径，n—径向叶片的片数，t—径向叶片的厚度)的关系来决定叶轮的各因素，因此多叶片径流式通风机的最低比噪声为最小。所以，从本发明来看，在所给予的条件下，不必重复地进行试验，即能有系统地设计出具有最佳消声性能，并且具有足够的消声性与工作容易性的多叶片径流式通风机。
在本发明中，是满足(1.009－υ)/(1－υ)≤Z2(式中υ＝r0/r1，Z2＝0.857[t0/(2πr1/n－t)＋1]，r0—叶轮的内半径，r—叶轮的外半径，n—径向叶片的片数，t—径向叶片的厚度，t0—基准厚度＝0.5mm)的关系来决定叶轮的各因素，因此多叶片径流式通风机的最低比噪声为最小。所以，从本发明来看，在所给予的条件下，不必反复地进行试验，即能有系统地设计出具有最佳消声性能，并且具有足够的消声性与工作容易性的多叶片径流式通风机。
在本发明中，是满足(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—叶轮的内半径，r1—叶轮的外半径，n—径向叶片的片数，t—径向叶片的厚度，t0—基准厚度＝0.5mm)的关系来决定叶轮的各因素，因此多叶片径流式通风机的最低比噪声为最小。所以，从本发明来看，在所给予的条件下，不必反复地进行试验，即能有系统地设计出具有最佳消声性能，并且具有足够的消声性与工作容易性的多叶片径流式通风机。
通过使径向叶片的径向内端附近部向叶轮的回转方向弯曲，以减小空气流对于径向叶片的入射角，径向叶片的径向内端附近部的负压面侧的空气流的紊乱受到抑制，多叶片径流式通风机的消声性提高。
本发明的设计方法也可适用于双吸入型多叶片径流式通风机上。
本发明的多叶片径流式通风机能广泛利用于以往使用西洛可通风机、涡轮通风机等离心式通风机与横流式通风机等的各种机器，例如毛发干燥器、各种暖风干燥机、空调机、空气净化机、复印机等OA机器、除湿机、脱臭装置、加湿机、清扫机、喷雾器等。
                            表1
叶轮NO. 外径(mm) 内径(mm) 径向叶片的厚度(mm) 径向叶片的片数     Z1  ksm 1m(dB) 转速(rpm)
内外径比123  0.90100.0100.0100.0 90.090.090.0 0.50.50.5 100120240 0.11890.12360.1618 46.047.343.0 6000.05000.05000.0
内外径比45678910  0.75100.0100.0100.0100.0100.0100.0100.0 75.075.075.075.075.075.075.0 0.50.50.50.50.50.50.3 406080100120144300 0.26700.27640.28650.29730.30900.32430.3504 47.441.840.338.739.839.238.7 3000.06000.06000.05000.07200.07200.06000.0
内外径比11121314151617  0.58100.0100.0100.0100.0100.0100.0100.0 58.058.058.058.058.058.058.0 0.50.50.50.50.50.50.3 10406080100120144 0.42680.44860.46430.48130.49950.51920.4870 45.042.140.138.736.233.433.4 5000.06000.05000.06000.06000.08000.07200.0
内外径比18192021  0.40100.0100.0100.0100.0 40.040.040.040.0 0.50.50.30.5 40100120120 0.64080.71 360.67770.7416 37.035.733.333.3 6000.06000.05000.06000.0
                                表2
叶轮N0. 外径(mm) 内径(mm) 径向叶片的厚度(mm) 径向叶片的片数 Z1  Z2  Ksm 1m(dB)     转速(rpm)
 内外径比123  0.9000.000.000.0 90.090.090.0 0.50.50.5 100120240 0.1190.1240.162 1.0191.0591.387 46.047.343.0 6000.05000.05000.0
 内外径比45678910  0.7500.000.000.000.000.000.000.0 75.075.075.075.075.075.075.0 0.50.50.50.50.50.50.3 406080100120144300 0.2670.2760.2860.2970.3090.3240.350 0.9150.9470.9821.0191.0591.1121.430 47.441.840.338.739.837.638.7 3000.06000.06000.05000.07200.07200.06000.0
 内外径比11121314151617181920212223  0.58100.0100.0100.0100.0100.0100.0100.0100.0100.0100.0100.0100.0100.0 58.058.058.058.058.058.058.058.058.058.058.058.058.0 0.52.00.50.30.51.00.30.50.30.50.30.30.5 1030406060608080200120240180144 0.4270.5190.4490.4460.4640.5190.4550.4810.5190.5190.5450.5070.545 0.8710.9080.9150.9440.9470.9580.9750.9821.1941.0591.2821.1531.112 45.041.042.137.635.036.136.934.532.632.330.732.032.0 5000.011200.06000.07000.05000.06000.07000.06000.06000.08000.07000.06000.06000.0
 内外径比24252627  0.4000.000.000.000.0 40.040.040.040.0 0.50.50.30.5 40100120120 0.6410.7140.6780.742 0.9151.0191.0421.059 37.035.733.333.3 6000.06000.05000.06000.0

Claims (9)

1.一种多叶片径流式通风机的设计方法，其特征在于：满足υ≥-0.857Z1＋1.009(式中υ＝r0/r1，Z1＝(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]，r0—叶轮的内半径，r1—叶轮的外半径，n—径向叶片的片数，t—径向叶片的厚度)的关系来决定叶轮的各因素。
2.如权利要求1所述的多叶片径流式通风机的设计方法，其特征在于：满足0.8≥υ≥0.4的关系。
3.一种多叶片径流式通风机，其特征在于：叶轮的各因素满足υ≥-0.857Z1＋1.009(式中υ＝r0/r1，Z1＝(r1－r0)/[r1－nt/(2π)]，r0—叶轮的内半径，r1—叶轮的外半径，n—径向叶片的片数，t—径向叶片的厚度)的关系。
4.如权利要求3所述的多叶片径流式通风机，其特征在于：满足0.8≥υ≥0.4的关系。
5.一种多叶片径流式通风机的设计方法，其特征在于：满足(1.009－υ)/(1－υ)≤Z2(式中υ＝r0/r1，Z2＝0.857{t0/[2πr1/n)－t]＋1}，r0—叶轮的内半径，r1—叶轮的外半径，n—径向叶片的片数，t—径向叶片的厚度，t0—基准厚度＝0.5mm)的关系来决定叶轮的各因素。
6.如权利要求5所述的多叶片径流式通风机的设计方法，其特征在于：满足0.8≥υ≥0.4的关系。
7.一种多叶片径流式通风机，其特征在于：叶轮的各因素满足(1.009－υ)/(1－υ)≤Z2(式中υ＝r0/r1，Z2＝0.857{t0/[(2πr1/n)－t]＋1}，r0—叶轮的内半径，r1—叶轮的外半径，n—径向叶片的片数，t—径向叶片的厚度，t0—基准厚度＝0.5mm)的关系。
8.如权利要求7所述的多叶片径流式通风机，其特征在于：满足0.8≥υ≥0.4的关系。
9.如权利要求3、4、7、8中的任一项所述的多叶片径流式通风机，其特征在于：径向叶片的径向内端附近部向叶轮的回转方向弯曲。
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