CN1078318C - 多叶片径流式风扇和多叶片径流式风扇用叶轮的运转方法 - Google Patents

多叶片径流式风扇和多叶片径流式风扇用叶轮的运转方法 Download PDF

Info

Publication number
CN1078318C
CN1078318C CN96191234A CN96191234A CN1078318C CN 1078318 C CN1078318 C CN 1078318C CN 96191234 A CN96191234 A CN 96191234A CN 96191234 A CN96191234 A CN 96191234A CN 1078318 C CN1078318 C CN 1078318C
Authority
CN
China
Prior art keywords
impeller
blade
noise
fan
radial
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Lifetime
Application number
CN96191234A
Other languages
English (en)
Other versions
CN1169768A (zh
Inventor
畠山真
川口秀树
新原登
中村吉德
上村武司
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Nidec Corp
Original Assignee
Toto Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Toto Ltd filed Critical Toto Ltd
Publication of CN1169768A publication Critical patent/CN1169768A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN1078318C publication Critical patent/CN1078318C/zh
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/66—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing
    • F04D29/661—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing especially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/667—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing especially adapted for elastic fluid pumps by influencing the flow pattern, e.g. suppression of turbulence
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/26—Rotors specially for elastic fluids
    • F04D29/28—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/281—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps for fans or blowers
    • F04D29/282—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps for fans or blowers the leading edge of each vane being substantially parallel to the rotation axis
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/26—Rotors specially for elastic fluids
    • F04D29/28—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/281—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps for fans or blowers
    • F04D29/282—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps for fans or blowers the leading edge of each vane being substantially parallel to the rotation axis
    • F04D29/283—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps for fans or blowers the leading edge of each vane being substantially parallel to the rotation axis rotors of the squirrel-cage type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/40—Casings; Connections of working fluid
    • F04D29/42—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/4206—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps especially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/4226—Fan casings
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T29/00—Metal working
    • Y10T29/49—Method of mechanical manufacture
    • Y10T29/49229—Prime mover or fluid pump making
    • Y10T29/49236—Fluid pump or compressor making
    • Y10T29/49243—Centrifugal type
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T29/00—Metal working
    • Y10T29/49—Method of mechanical manufacture
    • Y10T29/49316—Impeller making
    • Y10T29/49329—Centrifugal blower or fan

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)

Abstract

使涡形壳体的扩展角与从叶轮流出的空气流所形成的自由涡流的扩展角基本一致，由此确定具有在周向上设有多个移向叶片的叶轮以及装有叶轮的涡形壳体的多叶片径流式风扇的叶轮的参数和涡形壳体的参数。

Description

多叶片径流式风扇和多叶片径流式风扇用叶轮的运转方法
技术领域
本发明涉及多叶片径流式风扇的设计方法以及多叶片径流式风扇。
技术背景
径流式风扇，即：叶片朝向径向，进而叶片间流路也朝向径向的离心式风扇。径流式风扇同具有前弯式叶片的西洛克风扇以及具有后弯式叶片的涡轮风扇等其它形式的离心式风扇相比，其构造简单，作为家用电器风扇可望有广泛的应用领域。
对周向上设有相隔等间距的多个径向叶片的多叶片径流式风扇的静音性能影响较大的因素，可举出有叶轮本身的因素、叶轮与装有叶轮的涡形壳体的相互协调性因素以及涡形壳体的舌部与叶轮叶片的干涉等因素。
本发明者在国际申请PCT/JP95/00789号中已提出了为提高多叶片径流式风扇叶轮自身静音性能的设计准则，但是还未有方案提出为实现多叶片径流式风扇的叶轮与装有叶轮的涡形壳体相互协调性的设计准则，另外也未有方案提出为了减小因涡形壳体的舌部与叶轮的叶片干涉所引起噪音的设计准则。
发明的公开
因此，本发明的目的是提供为了使多叶片径流式风扇的叶轮和装有叶轮的涡形壳体相协调从而提高多叶片径流式风扇静音性能的设计准则。
而且，本发明的目的是提供为了减小因多叶片径流式风扇的涡形壳体的舌部与叶轮的叶片干涉所引起的噪音从而提高多叶片径流式风扇的静音性能的设计准则。
另外，本发明所提供的设计准则并不仅限于多叶片径流式风扇、而是可以广泛地应用于减小包括多叶片西洛克风扇、多叶片涡轮风扇等所有多叶片离心式风扇的涡形壳体的舌部与叶轮的叶片干涉所引起的噪音，可提高多叶片离心式风扇的静音性能。
而且，本发明的目的是提供使多叶片径流式风扇用叶轮以系统化所得到的最高效率状态进行运转的运转方法。
〔I〕提供一种为了使多叶片径流式风扇的叶轮和装有叶轮的涡形壳体相互协调从而提高多叶片径流式风扇静音性能的设计准则。
本发明的发明者通过精心研究，结果发现叶轮在最高全压效率时的流量系数和叶轮的参数之间存在一定关系。本发明即是基于上述见解，使叶轮在最高全压效率时、叶轮和装有叶轮的涡形壳体相互协调，由此确定叶轮的参数和涡形壳体的参数，从而减小因为叶轮和涡形壳体互不协调而引起的噪音，进一步还可广泛地应用于实现降低因叶轮和涡形壳体互不协调而引起的噪音。
为了实现上述目的，本发明提供一种多叶片径流式风扇的设计方法，其特征是：本发明是具有在周向上设有多个径向叶片的叶轮以及具备装有叶轮的涡形壳体的多叶片径流式风扇的设计方法，使涡形壳体的扩展角和从叶轮流出的空气流所形成的自由涡流的扩展角基本一致，由此而确定叶轮的参数和涡形壳体的参数。
本发明提供一种多叶片径流式风扇的设计方法，其特征是：本发明是具有在周向上设有多个径向叶片的叶轮以及具备装有叶轮的涡形壳体的多叶片径流式风扇的设计方法，使涡形壳体的扩展角和从全压效率达到最高运转状态时的叶轮流出的空气流形成的自由涡流的扩展角基本一致，由此而确定叶轮的参数和涡形壳体的参数。
本发明提供一种多叶片径流式风扇，其特征是：本发明的多叶片径流式风扇具有在周向上设有多个径向叶片的叶轮以及具备装有叶轮的涡形壳体，使涡形壳体的扩展角和从叶轮流出的空气流所形成的自由涡流的扩展角基本一致，由此而确定叶轮的参数和涡形壳体的参数。
而且，本发明提供一种多叶片径流式风扇，其特征是：本发明的多叶片径流式风扇具有在周向上设有多个径向叶片的叶轮以及具备装有叶轮的涡形壳体，使涡形壳体的扩展角和从总压效率达到最高运转状态时的叶轮流出的空气流所形成的自由涡流的扩展角基本一致，由此而确定叶轮的参数和涡形壳体的参数。
使涡形壳体的扩展角和从叶轮流出的空气流所形成的自由涡流的扩展角基本一致，由此而确定叶轮的参数和涡形壳体的参数，从而可以设计具有优异静音性能的多叶片径流式风扇。
使涡形壳体的扩展角和从全压效率达到最高运转状态的叶轮流出的空气流所形成的自由涡流的扩展角基本一致，由此而确定叶轮的参数和涡形壳体的参数，从而可以设计在叶轮的最高效率时噪音最小的具有优异静音性能的多叶片径流式风扇。
本发明提供多叶片径流式风扇的设计方法，其特征是：确定叶轮的参数和涡形壳体的参数需满足下式的关系。θz＝tan-1[0.295ε(1－nt/(2πr))(H/Ht)ξ1.641(0.75≤ε≤1.25、n：径向叶片的个数、t：径向叶片的厚度、r：叶轮的外半径、H：径向叶片的高度、Ht：涡形壳体的高度、ξ：叶轮的内外径比、θz：涡形壳体的扩展角)
在本发明的理想式样中，确定叶轮的参数和涡形壳体的参数满足3.0°≤θz≤8.0°的关系。
在本发明的理想式样中，确定叶轮的参数和涡形壳体的参数满足0.4≤ξ≤0.8的关系。
在本发明的理想式样中，确定叶轮的参数和涡形壳体的参数满足H/D1≤0.75的关系(D1：叶轮的内直径)。
在本发明的理想式样中，确定叶轮的参数和涡形壳体的参数满足0.65≤H/Ht的关系。
本发明提供一种多叶片径流式风扇，其特征是：叶轮的参数和涡形壳体的参数满足下式的关系。θz＝tan-1[0.295ε(1－nt/(2πr))(H/Ht)ξ1.641(0.75≤ε≤1.25、n：径向叶片的个数、t：径向叶片的厚度、r：叶轮的外半径、H：径向叶片的高度、Ht：涡形壳体的高度、ξ：叶轮的内外径比、θz：涡形壳体的扩展角)
在本发明的理想式样中，叶轮的参数和涡形壳体的参数满足3.0°≤θz≤8.0°的关系。
在本发明的理想式样中，叶轮的参数和涡形壳体的参数满足0.4≤ξ≤0.8的关系。
在本发明的理想式样中，叶轮的参数和涡形壳体的参数满足H/D1≤0.75的关系(D1：叶轮的内直径)。
本发明的理想式样中，叶轮的参数和涡形壳体的参数满足0.65≤H/Ht的关系。
多叶片径流式风扇叶轮的参数和涡形壳体的参数在满足下式关系情况下，θz＝tan-1[0.295ε(1－nt/(2πr)(H/Ht)ξ1.641(0.75≤ε≤1.25、n：径向叶片的个数、t：径向叶片的厚度、r：叶轮的外半径、H：径向叶片的高度、Ht：涡形壳体的高度、ξ：叶轮的内外径比、θz：涡形壳体的扩展角)，叶轮在全压效率达到最高工作状态时，涡形壳体和叶轮相互协调，比噪音达到最小。因此，通过满足上述关系来确定叶轮的参数和涡形壳体的参数，可以设计叶轮在最高效率时噪音最小的具有优异静音性能的多叶片径流式风扇。
〔II〕提供一种设计准则，该设计准则是为了减小因多叶片径流式风扇的涡形壳体的舌部与叶轮的叶片的干涉所引起的噪音、提高多叶片径流式风扇的静音性能，以及为了减小包括多叶片径流式风扇的所有多叶片离心式风扇因涡形壳体的舌部与叶轮的叶片的干涉而引起的噪音，提高所有多叶片离心式风扇的静音性能。
如图21所示，旋转方向如A所示，多叶片径流式风扇的涡形壳体的舌部27和叶轮2的叶片28的干涉所引起的噪音(以下称舌部干涉噪音)，是由于从叶轮的叶片间流路14流出的周向流速分布不均的空气流周期性地与涡形壳体的舌部冲撞而产生的。舌部干涉噪音的频率f为：f＝n×Z(n：叶轮的叶片个数，Z：叶轮的转速)。
如图22所示，从叶片间流路流出的空气流的周向速度分布，随着离叶轮距离的增加而达到了均匀化。均匀化状态由于叶轮参数的具体情况而不同。
本发明的发明者通过精心研究，结果发现前述均匀化状态和叶轮的参数之间存在一定的关系。本发明即是基于上述的见解，所确定的叶轮的参数和涡形壳体的参数使从叶片间流路流出的空气流在周向速度分布达到适度的均匀化之后，再与涡形壳体的舌部冲撞，由此达到减小多叶片径流式风扇的舌部干涉噪音，进一步可以实现减小包含多叶片径流式风扇的所有多叶片离心式风扇的舌部干涉噪音。
为了达到上述的目的，本发明提供一种多叶片离心式风扇的设计方法，其特征是：本发明是具有周向上设有相隔等间隔的多个叶片的叶轮以及装有叶轮的涡形壳体的多叶片离心式风扇的设计方法，把涡形壳体舌部的径向位置设置在：从叶轮的叶片间流路流出的射流在某径向位置的半幅值与位于该径向位置处的假想叶片间间距的比值近似为1的规定值的位置，或者设定在比该位置更向外的位置。
把涡形壳体的舌部的径向位置设置在：从叶轮的叶片的叶片间流路流出的射流在某径向位置的半幅值与位于该径向位置处的假想叶片间间距的比值近似为1的规定值的位置，或者设定在比该位置更向外的位置，由此可使从叶轮的叶片间流路流出的空气流在周向的速度分布适度均匀化之后，再与涡形壳体的舌部冲撞。从而可以减小多叶片离心式风扇的舌部干涉噪音。
而且，本发明提供多叶片离心式风扇的设计方法，其特征是：本发明是具有周向上设有相隔等间距的多个叶片的叶轮以及装有叶轮的涡形壳体的多叶片离心式风扇的设计方法，把涡形壳体的舌部的径向位置设置在：从叶轮的叶片间流路流出的射流的半幅值和某径向位置处的假想叶片间间距的比值近似为1的规定值的位置，或者设定在比该位置向外的位置。在该径向位置处，从叶轮相邻的两个叶片间流路流出的射流的半幅值与假想叶片间间距相等。
把涡形壳体的舌部的径向位置设置在：从叶轮的叶片间流路流出的射流的半幅值和某径向位置处的假想叶片间间距的比值近似为1的规定值的位置，或者设定在比该位置向外的位置。在该径向位置处，从叶轮的相邻的两个叶片间流路流出的射流的半幅值与假想叶片间间距相等。由此可以使得从叶轮的叶片间流路流出的空气流在周向速度分布适度均匀化之后，再与涡形壳体的舌部冲撞。从而可以减小多叶片离心式风扇的舌部干涉噪音。
本发明提供多叶片离心式风扇的设计方法，其特征是：本发明是具有在周向上设有相隔等间距的多个叶片的叶轮以及装有叶轮的涡形壳体的多叶片离心式风扇的设计方法，确定叶轮的参数和涡形壳体的参数需满足下列公式的关系。-Aτ＋B＜10.0 (τ＝b/δ3、b＝(δ3－c)(Cd/X)＋c、c＝Cδ1、δ1＝{(2πr)/n}－t、δ3＝2π(r＋X)/n、Cd：舌部间隙、n：叶片个数、t：叶片厚度、r：叶轮外半径、A、B、C、X：由实验所确定的常数)。
在满足下式关系的条件下，确定叶轮的参数和涡形壳体的参数，由此可以使得从叶轮的叶片间流路流出的空气流在周向速度分布适度均匀化之后，再与涡形壳体的舌部冲撞。从而减小了多叶片离心式风扇舌部干涉的噪音。该条件是-Aτ＋B＜10.0(τ＝b/δ3、b＝(δ3－c)(Cd/X)＋c、c＝Cδ1、δ1＝{(2πr)/n}-t、δ3＝2π(r＋X)/n、Cd：舌部间隙、n：叶片个数、t：叶片厚度、r：叶轮外半径、A、B、C、X：由实验所确定的常数)
本发明提供多叶片离心式风扇的设计方法，其特征是：本发明是具有在周向上设有相隔等间距的多个径向叶片的叶轮以及装有叶轮的涡形壳体的多叶片离心式风扇的设计方法。确定叶轮的参数和涡形壳体的参数需满足下式的关系：
-47.09τ＋50.77＜10.0(τ＝b/δ 3、b＝(δ3－c)(Cd/X)＋c、X＝0.8δ2、c＝0.3δ1、δ1＝{(2πr)/n}－t、δ2＝(2πr)/n、δ3＝2πr(r＋X)/n、Cd：舌部间隙、n：径向叶片的个数，t：径向叶片的厚度，r：叶轮的外半径)。
确定叶轮的参数和涡形壳体的参数满足下式的关系：-47.09τ＋50.77＜10.0(τ＝b/δ3、b＝(δ3－c)(Cd/X)＋c、X＝0.8δ2、c＝0.3δ1、δ1＝{(2πr)/n}－t、δ2＝(2πr)/n、δ3＝2πr(r＋X)/n、Cd：舌部间隙、n：径向叶片个数，t：径向叶片厚度，r：叶轮的外半径)，由此可以使得从叶轮的叶片间流路流出的空气流在周向速度分布适度均匀之后，再与涡形壳体的舌部冲撞。从而可以减小具有在周向设有相隔等间距的多个径向叶片的叶轮以及装有叶轮的涡形壳体的多叶片离心式风扇的舌部干涉噪音。
〔III〕提供使多叶片径流式风扇用叶轮在以系统化求得的最大效率状态下运转的方法。
使用多叶片径流式风扇时，希望叶轮运转时叶轮的效率最高。以前是通过实验尝试法求得多叶片径流式风扇用叶轮的最高效率状态，没有获得最高效率的系统化方法。为此，在以前的多叶片径流式风扇中，叶轮未必是以最高效率的状态进行运转。
本发明所提供的方法是使多叶片径流式风扇用叶轮以系统化取得的最高效率状态进行运转。
为了达到上述的目的，本发明提供多叶片径流式风扇用叶轮的运转方法，其特征是：本发明中，运转时流量系数φ为0.295ε(1－nt/(2πr))ξ1.641(0.75≤ε≤1.25，n：径向叶片个数，t：径向叶片厚度，r：叶轮外半径，ξ：叶轮的内外径比)。
在本发明的理想式样中，0.4≤ξ≤0.8。
当流量系数φ为0.295ε(1－nt/(2πr))ξ1.641时(0.75≤ε≤1.25，n：径向叶片个数，t：径向叶片厚度，r：叶轮外半径，ξ：叶轮的内外径比)，多叶片径流式风扇用叶轮的全压效率达到最高。因此，使流量系数φ为0.295ε(1－nt/(2πr))ξ1.641进行运转，由此可以使多叶片径流式风扇用叶轮以最高效率状态进行运转。
附图的简单说明
图1是测定叶轮整体效率时使用的风量·静压测定用实验装置的概要图。
图2(a)是实验叶轮的平面图，图2(b)是图2(a)的b-b向视图。
图3是表示由测定所得到的叶轮整体的全压效率η和流量系数φ的关系。
图4是表示由测定所得到的叶轮整体的全压效率η和出口流路面积基准的流量系数φX的关系。
图5是叶轮的内外径比ξ和流量系数φXmax的关系在两对数座标上的曲线图，该流量系数φXmax是给予叶轮整体的全压效率η最高值的出口流路面积基准的流量系数。
图6是说明流量系数φ和叶轮流出角θ的关系。
图7是表示从叶轮流出后的空气流的流线形状图。
图8是说明叶轮出口半径方向速度u和在涡形壳体内的叶轮出口相邻处的半径方向流速U的关系。
图9是表示风量·静压测定用实验装置的概要图。
图10是表示测定噪音用的实验装置的概要图。
图11是测定噪音时使用的涡形壳体的平面图。
图12是测定噪音时使用的涡形壳体的平面图。
图13是测定噪音时使用的涡形壳体的平面图。
图14是测定噪音时使用的涡形壳体的平面图。
图15是测定噪音时使用的涡形壳体的平面图。
图16是测定噪音时使用的涡形壳体的平面图。
图17是测定噪音时使用的涡形壳体的平面图。
图18是表示最低比噪音KSmin和涡形壳体的扩展角θz的关系。
图19是表示κ＝(1－η(φX)/η(φXmax))和φX/φXmax的关系。
图20是表示在叶轮内的空气的流动图。
图21是表示从多叶片径流式风扇的叶片间流路流出的空气流的周向速度的分布图。
图22是表示从多叶片径流式风扇的叶片间流路流出的空气流的周向速度分布均匀化的状态。
图23是表示从喷嘴流出的二维射流的速度分布。
图24是说明从多叶片径流式风扇的叶片间流路流出的空气流的半幅值。
图25(a)是提供噪音计测用的叶轮的平面图。
图25(b)是图25(a)的b-b向视图。
图26是提供计测噪音用的1号涡形壳体(叶轮外直径70.0mm)的平面图。
图27是提供计测噪音用的2号涡形壳体(叶轮外直径100.0mm，99.0mm)的平面图。
图28是提供计测噪音用的3号涡形壳体(叶轮外直径100.0mm，99.0mm)的平面图。
图29是提供计测噪音用的4号涡形壳体(叶轮外直径100.0mm)的平面图。
图30是提供计测噪音用的5号涡形壳体(叶轮外直径99.0mm)的平面图。
图31是提供计测噪音用的6号涡形壳体(叶轮外直径100.0mm，99.0mm)的平面图。
图32是提供计测噪音用的7号涡形壳体(叶轮外直径100.0mm，99.0mm)的平面图。
图33是提供计测噪音用的8号涡形壳体(叶轮外直径150.0mm)的平面图。
图34是由噪音计测得到的1例噪音的频谱图。
图35是无量纲量τ和舌部干涉噪音的主级的关系图。
图36是舌部干涉噪音的主级和根据有无舌部干涉噪音的A特性、1/3倍频带的所有噪音值的差别的关系图。
实施本发明的最佳形态
〔I〕关于为实现多叶片径流式风扇的叶轮和装有叶轮的涡形壳体相互协调性的设计准则。
以下说明本发明的实施例。
〔A〕叶轮整体效率的计测实验
对内外径比不同的各种多叶片径流式风扇用的叶轮，进行叶轮整体的全压效率的计测实验。
(1)实验条件
<1>实验装置
实验装置如图1所示。将叶轮2放入双室式风量测定装置1内(理化精机制，型号F-401)，在风量测定装置的外部设置旋转叶轮2的电机3。在风量测定装置上安装与叶轮2相对的锥形孔4。在风量测定装置上设置风量调节用气流调节器和辅助风扇5，控制叶轮附近的静压。由整流格栅6整流从叶轮2排出的空气流。
用根据AMCA标准安装的测流孔9测定叶轮排出空气的风量，由设置在叶轮附近的静压孔7测定叶轮附近的静压，还包括一基台8。
<2>实验叶轮
对于分别将外直径D固定为100mm、叶轮内直径为D1、叶轮高度h固定为24mm、将圆形基板10以及圆环板11的板厚为2mm的内外径比不同的4种类型的叶轮，改变其周向等间距设置的径向平板叶片12的个数、壁厚，作成8种类型的叶轮供给实验。各实验叶轮的式样如表1和图2(a)、图2(b)所示。
(2)实验、数据处理
<1>实验
对表1所示的8种类型的实验叶轮，在表1所示的转速下，由风量调节用气流调节器使风量产生各种变化，测定叶轮排出的空气的流量和叶轮出口的静压。
<2>数据处理
根据下式，从叶轮排出的空气的流量、叶轮出口的静压的各测定值可计算出全压效率η。
η＝(PS＋PV)Q/W
η：全压效率
PS：静压
PV＝(ρ/2)(u2＋v2)：动压
ρ：空气密度
u＝Q/S：叶轮出口半径方向速度
V＝rω：叶轮外周速度
S＝2πrh：叶轮出口面积
Q：流量
W：动力
r：叶轮外半径
h：径向叶片高度
ω：旋转角速度
(3)实验结果
由实验得到的各实验叶轮的叶轮整体的全压效率η与由下式给出的叶轮的流量系数φ之间的关系如图3所示。
φ＝u/v
由实验得到的各实验叶轮的叶轮整体的全压效率η与由下式所给出的出口流路面积基准的叶轮整体的流量系数φX之间的关系如图4所示：
φX＝uX/V
uX＝Q/SX：出口流路面积基准的叶轮出口半径方向速度
SX＝(2πr－nt)h：出口流路面积基准的叶轮出口面积
n：径向叶片的个数
t：径向叶片的厚度
从图4可以看出：给出全压效率η的最高值的出口流路面积基准的流量系数φX仅与叶轮的内外径之比有关，而与径向叶片的个数进而与叶片间流路的宽度无关。
图5是把从图4所求得的叶轮的内外径比ξ和给出全压效率η的最高值的出口流路面积基准的流量系数φXmax的关系绘成在两个对数座标上的曲线。从图5看出，在两个对数座标上φXmax和ξ的相关线是斜率为1.641的直线。
如上所述，φXmax和ξ的关系可由公式1表示为：
φXmax＝0.295ξ1.641……1
φXmax：给出全压效率η最高值的出口面积基准的流量系数
ξ＝D1/D：叶轮的内外径比
D1：叶轮的内直径
D：叶轮的外直径
从公式1和φ的定义式φ＝u/v以及φX的定义式φX＝u X/v(uX＝Q/SX：出口流路面积基准的叶轮出口半径方向速度，SX＝(2πr－nt)h：出口流路面积基准的叶轮出口面积，n：径向叶片个数，t：径向叶片的厚度)，可由公式2给出与φXmax对应的φmax。
φmax＝(1－nt/(2πr))φXmax＝0.295(1－nt/(2πr))ξ1.641……2
〔B〕叶轮和涡形壳体的协调性
(1)假设
如图6所示，示出了排出空气流15、叶片间流路14、径向叶片13。流量系数φ(φ＝u/v)是表示叶轮流出角θ的tangent(正切)。因为从叶轮流出后的空气的流动可认为是自由涡流，所以如图7所示，以叶轮2的旋转中心作为中心的同心圆与从叶轮流出的空气流的流线16的交叉角与离开叶轮的旋转中心的距离无关，而由叶轮的流出角θ、即tan-1φ确定。因此，可以认为当涡形壳体17的扩展角θz(对数螺旋角)与tan-1φ一致时，涡形壳体和叶轮相协调，多叶片径流式风扇的静音性能最佳。
从前述的叶轮整体全压效率的测定结果以及前述的有关涡形壳体与叶轮协调性的研究，将涡形壳体的扩展角θz设定为由前述公式2给出的φmax的arctangent值，即tan-1φmax，由此可使叶轮在全压效率达到最高而运转时，涡形壳体与叶轮相协调，从而可以设计噪音最小的具有优异静音性能的多叶片径流式风扇。
此处如图8所示，因为叶轮的径向叶片的高度H和装有叶轮的涡形壳体的高度Ht不同，所以在叶轮出口的半径方向流速为u时，在装有叶轮的涡形壳体内的与叶轮出口相邻处的半径方向流速U为：U＝u(H/Ht)。因此，叶轮对于涡形壳体的流量系数φS为：φS＝(H/Ht)φ(φ：叶轮整体的流量系数)，φSmax为：φSmax＝(H/Ht)φmax。
如上所述，根据下面所示的公式3设定涡形壳体的扩展角θz，由此叶轮在全压效率达到最高的工作状态时，可使涡形壳体和叶轮相协调，能够设计噪音最小的具有优异静音性能的多叶片径流式风扇。
θz＝tan-1φSmax
    ＝tan-1[(H/Ht)φmax]
    ＝tan-1[0.295(1－nt/(2πr))(H/Ht)]ξ1.641……3
(2)涡形壳体和叶轮的协调性的证实实验
通过实验证实了当涡形壳体的扩展角θz满足公式3时，多叶片径流式风扇的噪音达到最小。
<1>实验装置
①风量·静压测定用实验装置
实验装置如图9所示。在具有叶轮2和放有叶轮的涡型壳体17以及电机3的多叶片径流式风扇主体的吸入侧设置吸入嘴，在风扇主体19的排出侧设置双室式风量测定装置1(理化精机制，型号F-401)。在风量测定装置上设置风量调节用气流调节器和辅助风扇5，控制风扇出口20的静压。由整流格栅6整流从风扇排出的空气流。
用根据AMCA标准安装的测流孔9测定风扇排出空气的风量，用设置在风扇出口20附近的静压孔7测定风扇出口的静压。
②噪音测定实验装置
实验装置如图10所示。在风扇主体19的吸入侧设置吸入嘴18，在风扇主体的排出侧设置与风量测定装置相同尺寸形状的静压调节箱21。在静压调节箱21内铺设吸音材料22。在静压调节箱设置调节风量用的气流调节器23，控制风扇出口的静压。
由设置在风扇出口附近的静压孔测定风扇出口的静压，测定在所定的风扇出口静压时的噪音。
将电机3放入内铺设有另外的吸音材料24的隔音箱25中，隔开电机的噪音。
在无声室中，在风扇的轴中心线上距离叶轮上面1m的上游的点上测定噪音，计测A特性的噪音级别。
<2>实验叶轮、实验壳体
①实验叶轮
把表1所示的叶轮中的NO.1叶轮(ξ＝0.4)、NO.4叶轮(ξ＝0.58)、NO.5(ξ＝0.75)作为实验叶轮。
②实验壳体
涡形壳体的高度为27mm、将扩展形状作成由下式给出的对数螺线形状。涡形壳体的扩展角θz为：NO.1叶轮是2.5°、3.0°、4.5°、5.5°、8.0°5种类型，NO.4叶轮是3.0°、4.1°、4.5°、5.5°、8.0°5种类型，NO.5叶轮为3.0°、4.5°、5.5°、6.0°、8.0°5种类型。
rz＝r[exp(Θtanθz)]
rz：从叶轮中心计算的壳体侧壁的半径
r：叶轮的外半径
Θ：从基准线RL的角度0≤Θ≤2π
θz：涡形壳体的扩展角
实验壳体在图11～图17示出。
③叶轮的转速
表1所示的是测定噪音时的叶轮的转速。
<3>实验
将表1的NO.1叶轮(ξ=0.4)、NO.4叶轮(ξ＝0.58)、NO.5叶轮(ξ＝0.75)和图11的壳体的各个组合，在表1所示的转速下，由风量调节用气流调节器使风量产生各种变化，测定风扇排出空气的风量、风扇出口的静压和噪音。
<4>数据处理
根据下式，从风扇排出空气的风量、风扇出口20的静压和噪音的各测定值计算出比噪音KS。
KS=SPL(A)－10log10Q(Pt)2
SPL(A)：A特性的噪音等级db
Q：风扇排出空气的风量m3/s
Pt：风扇出口的全压mmAq
<5>实验结果
根据实验结果，对表1的NO.1、NO.4、NO.5叶轮和图11～图17的各个组合，求出比噪音KS和风量的关系。
设由测定风量·静压而得出的风量、风扇出口的静压分别为Q1、P1，由测定噪音而得出的比噪音、风扇出口的静压分别为KS1、P1时，利用风量Q和比噪音KS之间存在当风量为Q1时比噪音为KS1的关系而求得比噪音KS和风量的关系。因为用于测定风量·静压的风量测定装置和用于测定噪音的静压调节箱的尺寸形状基本相同，所以可认为上述的关系成立。
根据实验结果，在表1的NO.1、NO.4、NO.5叶轮和图11～图17的壳体的各个组合中，比噪音KS对应于风量的变化而变化、进而也对应于流量系数的变化而变化。该比噪音KS的变化是由于壳体的影响而引起，可以认为比噪音KS的最低值、即最低比噪音KSmin是在表1的NO.1、NO.4、NO.5叶轮和图11的壳体的各个组合中、叶轮相对壳体的流出角θ和涡形壳体的扩展角θz相一致的状态、即涡形壳体和叶轮相协调状态下的比噪音KS。
对于表1的NO.1、NO.4、NO.5叶轮，最低比噪音KSmin和涡型壳体的扩展角θz的关系在图18所示。
<6>考察
从图18可以看出，NO.1叶轮在涡形壳体的扩展角θz为2.5°时最低比噪音KSmin最小，NO.4叶轮在涡形壳体的扩展角θz为4.1°时最低比噪音KSmin为最小，NO.5叶轮在涡形壳体的扩展角θz为6.0°时最低比噪音KSmin为最小。另外，若根据公式3计算，NO.1叶轮、NO.4叶轮、NO.5叶轮的涡形壳体的扩展角θz的最佳值，分别为2.46°、3.94°、5.99°。使最低比噪音KSmin为最小的涡形壳体的扩展角和由公式3得出的涡形壳体的扩展角的最佳值相当一致。
由上所述，明确了以下事项：
①分析图18中的NO.5叶轮(ξ＝0.75)的计测结果。
图18所示的是在各计测点的最低比噪音KSmin。如前所述，在比噪音KS达到最小值KSmin时，叶轮对于涡型壳体的流出角θ与涡型壳体的扩展角θz一致，叶轮对于涡型壳体的流量系数φS为tanθz。因此，在计测点I(涡型壳体的扩展角θz＝3.0°)，叶轮对于涡型壳体的流量系数φS是tan3.0°，在计测点II(涡型壳体的扩展角θz＝4.5°)，叶轮对于涡型壳体的流量系数φS是tan4.5°，在计测点III(涡型壳体的扩展角θz＝5.5°)，叶轮对于涡型壳体的流量系数φS是tan5.5°，在计测点IV(涡型壳体的扩展角θz＝6.0°)，叶轮对于涡型壳体的流量系数φS是tan6.0°，在计测点V(涡型壳体的扩展角θz＝8.0°)，叶轮相对涡型壳体的流量系数φS是tan8.0°。
将扩展角为6.0°的涡型壳体内设置NO.5叶轮的多叶片径流式风扇在流量系数φS为tan3.0°、tan4.5°、tan5.5°、tan6.0°、tan8.0°的状态下运转。在流量系数φS为tan3.0°、tan4.5°、tan5.5°、tan8.0°的运转状态，因为叶轮对于涡型壳体的流出角θ与涡型壳体的扩展角θz(θz＝6.0°)不一致，所以，比噪音KS比图18中的计测点I、II、III、V的要大。另外，在流量系数φS为tan6.0°的运转状态，因为叶轮对于涡型壳体的流出角θ与涡型壳体的扩展角θz(θz＝6.0°)一致，所以，比噪音KS与图18中的计测点IV的值相同。因此，在扩展角为6.0°的涡型壳体内设置NO.5叶轮的多叶片径流式风扇在流量系数φS为tan6.0°的运转状态下，噪音达到最小。
如前所述，根据公式3求出的对于NO.5叶轮的涡型壳体的扩展角θz的最佳值是5.99°。因为根据公式3求出的扩展角θz是叶轮在全压效率η达到最高的运转状态时的流量系数φS的arctangent值，所以NO.5叶轮的全压效率η在流量系数φS为tan5.99°时达到最高。
由上所述，证实了对于NO.5叶轮根据公式3来设定涡形壳体的扩展角，由此可以设计叶轮在全压效率η达到最高的运转状态时，噪音达到最小的多叶片径流式风扇。
同样也证实对于NO.1、NO.4叶轮根据公式3设定涡形壳体的扩展角，由此可以设计叶轮在全压效率η达到最高的运转状态时，噪音达到最小的多叶片径流式风扇。
②分析图18中的NO.5叶轮(ξ＝0.75)的计测结果。
图18所示的是在各计测点的最低比噪音KSmin。从图18可以看出，在计测点IV，即涡型壳体的扩展角θz为6.0°时，最低比噪音KSmin达到最小。因此，当在扩展角θz为6.0°的涡型壳体内设置NO.5叶轮时，达到最佳静音状态(在计测点IV，最低比噪音KSimn达到最小是因为NO.5叶轮在计测点IV全压效率达到最高，并且能量损失最小，所以，可以认为是因为作为能量损失原因的NO.5叶轮整体的噪音在计测点IV达到最小)。另外，由公式3求出的对于NO.5叶轮的涡型壳体扩展角θz的最佳值是5.99°。
由上所述，明确了根据公式3设定对于NO.5叶轮的涡型壳体的扩展角，可以使多叶片径流式风扇的静音性能达到最高。
同样也明确了根据公式3设定对于NO.1、NO.4叶轮的涡型壳体的扩展角，可以使多叶片径流式风扇的静音性能达到最高。
(3)为实现多叶片径流式风扇的叶轮与装有叶轮的涡型壳体的协调性的设计准则。
①根据公式3设定涡型壳体的扩展角θz，由此可以设计在全压效率达到最高的运转状态时，涡型壳体和叶轮相互协调、叶轮噪音达到最小的具有优异静音性能的多叶片径流式风扇。
②根据公式3设定涡型壳体的扩展角θz，由此可以使多叶片径流式风扇的静音性能达到最高。
〔C〕设计准则的进一步扩展
(1)公式3的扩展
从图4求出的κ＝(1－η(φX)/η(φXmax))和φX/φXmax的关系如图19所示。
从图19可以看出，以φXmax为中心即使φX变化±25％，全压效率η从最高值仅降低6％。从图19可以看出，以φXmax为中心即使φX变化±25％，最低比噪音KSmin从最小值只增加3dB～4dB。因此可认为：当根据公式3设定涡形壳体的扩展角θz时，即使公式3的右边变化±25％，多叶片径流式风扇的效率、静音性能也基本不会下降。由上所述，也可以应用公式4来作为实现叶轮和涡形壳体的协调性的设计准则。
φz＝tan-1[0.295ε(1－nt/(2πr))(H/Ht)]ξ1.641……4
0.75≤ε≤1.25
(2)叶轮的内外径比ξ的限制
如图5所示，叶轮的内外径比ξ与全压效率η达到最高的出口流路面积基准的流量系数φXmax的相关线在0.4≤ξ≤0.9的范围内大约为直线，由此判断公式4可扩大适用于内外径比ξ为0.3≤ξ≤0.9的范围的叶轮。但是，当内外径比ξ为0.9时，很难得到充分的静音性能，而且，当内外径比ξ为0.3时，安装多个径向叶片的作业又十分困难，考虑到这些情况，公式4是适用于内外径比ξ为0.4≤ξ≤0.8的叶轮。
(3)涡型扩展角θz的限制
若涡形壳体的扩展角θz过小，则不能得到充足的风量，若扩展角θz过大，则风扇的外型尺寸变大，风扇的使用不方便。考虑到上述原因，涡形壳体的扩展角θz的适当范围是3.0°≤θz≤8.0°。
(4)H/D1的限制
若径向叶片的高度H和叶轮的内直径D1的比H/D1过大，则如图20所示，在叶片间流路14内产生涡流，使叶轮2的空气动力性能和静音性能降低。西洛克风扇一般H/D1设定为0.8～0.9，径流式风扇H/D1一般设定为0.6。考虑到这些原因，H/D1的适当范围是H/D1≤0.75。
(5)H/Ht的限制
若径向叶片的高度H和涡形壳体的高度Ht的比H/Ht过小，则从叶轮排出的空气在壳体内充分扩散之前就从壳体排出。结果浪费了壳体内的部分空间。为了使从叶轮流出的空气在壳体内充分扩散，H/Ht的适当范围是0.65≤H/Ht。
〔II〕本发明提供一种设计准则，该设计准则是为了减小因多叶片径流式风扇的涡形壳体的舌部与叶轮的叶片的干涉所引起的噪音，以及为了减小包括多叶片径流式风扇的所有多叶片离心式风扇的涡形壳体的舌部与叶轮的叶片的干涉所引起的噪音。
以下说明本发明的实施例
〔A〕理论背景
如图23所示，L.Prandtl指出：从喷嘴29流出的2维射流的半幅值b(设2维射流的中心轴线L上的流速为um时，从流速u为u＝um/2的位置至中心轴线L的距离的2倍)与离喷嘴的距离x成比例(Prandtl，L Themechanics of viscous fluids.In W.F.Dureand(ed.)：AerodynamicTheory，III，16-208(1935))。
从多叶片径流式风扇的叶轮的叶片间流路流出的空气流可以看作是从沿叶轮的外周设置的与叶片个数相等数目的径向喷嘴流出的2维射流。
如图24所示，示出了叶轮的中心Cv，设在多叶片径流式风扇叶轮2的外周的叶片间流路14的宽度为δ1，设叶轮外周的叶片间间距为δ2，设从叶片间流路流出的空气流在叶轮外周的半幅值为c，设从叶片间流路流出的空气流的半幅值与假想叶片间间距(假想叶片超出叶轮向外周延伸时、在超出该叶轮外周延伸区域的假想的叶片间间距)相等的位置至叶轮外周的径向距离为X，设位于离叶轮外周的径向距离为X位置处的假想叶片间间距为δ3，设至叶轮外周的径向距离为x，则根据Prandtl理论，从多叶片径流式风扇的叶轮的叶片间流路流出的空气流的半幅值b可由下式给出。
b＝(δ3－c)x/X＋c……5
而且，δ1、δ2、δ3分别由下式给出。
δ1＝{(2πr)/n}－t……6
δ2＝(2πr)/n……7
δ3＝2π(r＋X)/n……8
n：径向叶片的个数、t：径向叶片的厚度、r：叶轮的外半径。
用δ3除b，将公式5无量纲化。
τ＝b/δ3＝{(δ3－c)x/X＋c}/δ3……9
无量纲量τ是表示从多叶片径流式风扇的叶轮的叶片间流路流出的空气流的扩散程度、即周向速度分布的均匀化程度。因此，利用无量纲量τ可以得到为了减小多叶片径流式风扇的舌部噪音的设计准则。
〔B〕噪音计测实验
对内外径比不同的各种多叶片径流式风扇用的叶轮进行了噪音计测实验。
(1)实验条件
<1>实验叶轮、实验壳体
①实验叶轮
作成外径、内外径比、叶片个数、叶片厚度等不同的39种类型的叶轮，提供实验。
各实验叶轮的式样如表2和图25(a)、图25(b)所示，其中出口流路宽度为Wo，入口流路宽度为Wi，高度为h。
②实验壳体
把涡形壳体的高度作成比叶轮高度高+7mm、把扩展形状作成下式给出的对数螺线形状，扩展角θz为4.5°。
rz＝r[exp(Θtanθz)]
rz：从叶轮中心计算的壳体侧壁的半径
r：叶轮的外半径
Θ：从基准线的角度0≤Θ≤2π
θz：涡形壳体的扩展角
为了在由外直径相同的多个叶轮组成的叶轮组中放入属于该叶轮组的叶轮，作成舌部半径R、舌部间隙Cd不同的多个壳体，供给实验。实验壳体在图26～图33所示。
<2>实验装置
①风量·静压测定用实验装置
实验装置如图9所示。在具有叶轮和放有叶轮的涡形壳体以及电机的多叶片径流式风扇主体的吸入侧设置吸入嘴，在风扇主体的排出侧设置双室式风量测定装置(理化精机制，型号F-401)。在风量测定装置上设置风量调节用气流调节器和辅助风扇，控制风扇出口的静压。由整流格栅整流从风扇排出的空气流。
用按照AMCA规格安装的测流孔测定风扇排出空气的风量，用设置在风扇出口附近的静压孔测定风扇出口的静压。
②噪音测定用实验装置
实验装置如图10所示。在风扇主体的吸入侧设置吸入嘴，在风扇主体的排出侧设置与风量测定装置相同尺寸形状的静压调节箱。在调节箱内铺设吸音材料。在静压调节箱设置风量调节用的气流调节器，控制风扇出口的静压。
用设置在风扇出口附近的静压孔测定风扇出口的静压，测定在所定的风扇出口静压时的噪音。
将电机放入内铺设有吸音材料的隔音箱中，隔断电机的噪音。
在无声室内，在风扇的轴中心线上距离叶轮上面1m的上游的点测定噪音，计测噪音等级。
(2)实验
用以下的顺序进行实验
①：把属于由外直径、叶片个数、叶片厚度相同的多个叶轮组成的1个叶轮组中的1个叶轮放入相对应的舌部半径、舌部间隙不同的多个壳体中的1壳体内。
②：对风扇排出空气的风量和叶轮转速的多种各个组合，测定流量系数φ为0.106的风扇的噪音。
下面说明流量系数φ为0.106的原因。
如图6所示，流量系数φ(φ＝u/v、u＝Q/S：叶轮出口半径方向速度、v＝rω：叶轮外周速度、Q：风量、S＝2πrh：叶轮出口面积、r：叶轮外半径、h：叶轮高度、ω：旋转角速度)意义为叶轮流出角θ的tangent(正切)。因为认为从叶轮流出的空气的流动是自由涡流，所以如图7所示，以叶轮的旋转中心为中心的同心圆和从叶轮流出的空气流的流线的交叉角与至叶轮旋转中心的距离无关，而是由叶轮的流出角θ、即tangent-1φ确定。因此，涡形壳体的扩展角θz(对数螺线角)与tangent-1一致时，涡形壳体和叶轮相协调，消除了因两者不协调而引起的噪音。在本实验中，因为尽量消除了舌部干涉噪音以外的噪音，所以使tangent-1φ与实验涡形壳体的扩展角θz一致为4.5°。即：使流量系数为0.106。
设由风量·静压测定而得出的风量、风扇出口的静压分别为Q1、P1，设由噪音测定而求得的风扇噪音、风扇出口的静压分别为K1、P1，利用风量Q和风扇的噪音K1之间存在当风量为Q1时比噪音为K1的关系可以求得风扇的噪音和风扇排出空气风量的关系。因为用于测定风量·静压的风量测定装置和用于测定噪音的静压调节箱的尺寸形状基本相同，所以认为上述的关系成立。
③：对流量系数φ为0.106的风扇排出空气的风量和叶轮转速的多种组合中的各个组合，通过观测由噪音测定得出的噪音频谱即可求出舌部干涉噪音的主级。把舌部干涉噪音与舌部干涉噪音附近频率范围噪音平均值的差作为舌部干涉噪音的主级。把得出的多个舌部干涉噪音的主级平均而作为①所述的第1叶轮的舌部干涉噪音的主级。由噪音计测所得到的噪音频谱例在图34所示。第1叶轮的多个噪音计测的结果在表3所示。
④：替换①所述的第1叶轮，把属于①所述的第1叶轮组的另一第1叶轮放入①所述第1壳体中，实施②～③，求得前述另一个第1叶轮的舌部干涉噪音的主级。利用同样方法可求出①中所述的属于第1叶轮组的所有叶轮的舌部干涉噪音的主级。
⑤：把由③～④所得到的多个舌部干涉噪音的主级平均，求得①所述的第1叶轮组和第1壳体组合时的舌部干涉噪音的主级。用至⑤的连续顺序进行其它第1叶轮的实验。
⑥：与①～⑤相同，求出①所述的第1叶轮组和①所述的多个壳体中的其它第1壳体组合时的舌部干涉噪音的主级。用至⑥的连续顺序进行其它1个实验。
⑦：反复进行与⑥同样的实验，对多个叶轮组和多个壳体之间的47种类型的组合进行47个实验，求出舌部干涉噪音的主级。
表4示出实验结果。表4中所记载的是对应于各实验的叶轮组中的叶轮编号、壳体编号、叶轮式样、壳体式样以及舌部干涉噪音的主级。
(3)考察
<1>舌部干涉噪音和无量纲值τ的关系
图24中，在涡形壳体的舌部位置，从叶片间流路流出的空气流的半幅值b在δ3以上时，则从叶片间流路流出的空气流的速度分布在该位置相当均匀，基本不会产生舌部干涉噪音。即：将涡形壳体的舌部间隙Cd代入公式5中的x时，当公式9的τ比1大时，基本不会产生舌部干涉噪音。
表4中，在未出现舌部干涉噪音的实验编号相对应的叶轮组与涡形壳体的组合中，将前述组合中的涡形壳体的舌部间隙Cd代入公式5中的x，利用前述组合中的叶轮组的外半径r、叶片数n、叶片厚度t来计算公式6～8，然后计算公式9中的τ，τ也是比1大的值。
根据上述分析，对于表4的各实验编号，将对应的壳体的舌部间隙Cd代入公式5中的x，利用对应叶轮组的外半径r、叶片数n、叶片厚度t来计算公式6～8，然后计算公式9中的τ，出现舌部噪音(舌部干涉噪音的主级为正值)时的τ的临界值(τ来到所定值时，出现舌部噪音，而当τ超过所定值时，不出现舌部干涉噪音，该所定值即为临界值)为τ≈1，由此确定公式5中的X和c.X和c如下所示：
X＝0.8δ2、    c＝0.3δ1
对表4的各实验编号，将对应的壳体的舌部间隙Cd代入公式5中的x，使公式5中的X、c为X＝0.8δ2、c＝0.3δ1，利用对应叶轮组的外半径r、叶片数n、叶片厚度t来计算公式6～8，然后计算公式9中的τ.τ于表4所示。
表4的τ和舌部干涉噪音主级的关系在图35示出。如图35所示：表4的τ和舌部干涉噪音的主级之间有某种程度的偏差，但是在τ为1以上时，舌部干涉噪音的主级基本为零，τ不到1时，存在有随着τ的减小而舌部干涉噪音的主级呈直线增大的关系。如前所述，因为表4的舌部干涉噪音的主级是多个噪音计测结果的平均值，所以可以认为计测误差很小。因此可以认为图35的关系具有充分的可靠性。
利用最小自乘法将图35中小于1区域的τ与舌部干涉噪音主级的关系近似为直线，表示如下：
Z＝-47.09τ＋50.77 Z：舌部干涉噪音的主级
<2>舌部干涉噪音主级的允许值
在测定噪音时，通常使用A特性(0～20kHz)、1/3倍频带的全部噪音值。考虑到A特性滤波器的特性，对多个实验叶轮主要注重出现大约2kHz～7kHz频率的舌部干涉噪音的测定情况，把在该测定情况的A特性、1/3倍频带的全部噪音值与具有舌部干涉噪音频率带的不具有1/3倍频带的噪音值时的在前述测定情况下的A特性、1/3倍频带的全部噪音值进行比较。
表5所示的是前述比较的结果。从噪音频谱所得到的舌部干涉噪音的主级也一并记录在表5中。图36所示的是舌部干涉噪音的主级和根据舌部干涉噪音有无的A特性、1/3倍频带的全部噪音值的差别间的关系。
从表5、图36可以判断出：在舌部干涉噪音的主级至少为10dB以下的情况时，根据舌部干涉噪音的有无的A特性、1/3倍频带的全部噪音值的差别在0.5dB以内。从精密噪音计的允许误差为0.5dB这一点也可判断出，0.5dB的差对A特性、1/3倍频带的全部噪音值不是明显误差。因此，若将舌部干涉噪音的主级控制在10dB以下，则可认为舌部干涉噪音在听觉上已不成问题。而且，在噪音测定中实际听一听，舌部干涉噪音的主级在10dB以下时，舌部干涉噪音完全不会引起注意。
如上所述，把舌部干涉噪音主级的允许值定为10dB，即可认为充分地实现减小了干涉噪音。
〔C〕设计准则
根据上述研究，可推导出为了减小多叶片径流式风扇的舌部干涉噪音的设计准则如下：确定叶轮的参数和涡形壳体的参数需满足下式关系。
-47.09τ＋50.77＜10.0(τ＝b/δ3、b＝(δ3－c)(Cd/X)＋c、X＝0.8δ2、c＝0.3δ1、δ1＝{(2πr)/n}－t、δ2＝(2πr)/n、δ3＝2π(r＋X)/n、Cd＝舌部间隙、n：径向叶片的个数、t：径向叶片的厚度、r：叶轮的外半径)
以上针对为了减小因涡形壳体的舌部与叶轮的叶片的干涉而引起的噪音的设计准则的有关实施例进行了说明，但是本发明并不仅限于上述实施例。
虽然上述实施例是涉及具有在周向上设有相隔等间距的多个径向叶片的叶轮以及装有叶轮的涡形壳体的多叶片径流式风扇的实施例，但对于使多叶片径流式风扇的叶片前缘部分在旋转方向曲折或弯曲的多叶片离心式风扇(由于将径向叶片的前缘部分在旋转方向弯曲，从而减小流体对叶片间流路的流入角而降低噪音)、在周向设有相隔等间距的多个前弯式叶片的叶轮和装有叶轮的涡形壳体的西洛克风扇、在周向上设有相隔等间隔的多个后弯式叶轮和装有叶轮的涡形壳体的多叶片涡轮风扇，也可以通过进行与上述相同的噪音计测实验，确定公式5中X和c，与图35同样确定τ与舌部干涉噪音主级的关系，根据有关的相关线，可以得到与多叶片径流式风扇情况相同的设计准则。
从图35可以看出，满足-47.09τ＋50.77＜10.0的关系与满足τ＞0.866的关系是等价的。因此，在上述实施例中所说明的设计准则与下述的设计准则等价。即：把涡形壳体的舌部的径向位置设置在：“从叶轮的叶片间流路流出的射流的半幅值和位于从叶轮相邻的2个叶片间流路流出的射流的半幅值与假想叶片间间距相等的径向位置处的假想叶片间间距的比值超过0.866的位置，或者设置在比该位置更向外的位置。”前述比值根据离心式风扇的种类而不同，而且可根据实验来确定。因此，在多叶片离心式风扇中，一般可以认为：“通过将涡形壳体的舌部的径向位置设置在：从叶轮的叶片间流路流出的射流的半幅值和位于从叶轮相邻的2个叶片间流路流出的射流的半幅值与假想叶片间间距相等的径向位置处的假想叶片间间距的比值近似为1的规定值的位置、或者设置在比该位置更向外的位置，”由此可以减小舌部干涉噪音。
另外，因为考虑到从叶轮的叶片间流路流出的射流的半幅值随着至叶轮外缘的径向距离的增加而增加，或者在径向位置的半幅值与在该径向位置的假想叶片间间距的比值随着至叶轮外缘的径向距离的增加而增加，所以“把涡形壳体的舌部的径向位置设定在：从叶轮的叶片间流路流出的射流在某径向位置的半幅值与位于该径向位置处的假想叶片间间距的比值近似为1的位置，或者比该位置更向外的位置”，由此，能够使得从叶轮的叶片间流路流出的空气流在周向速度分布适当均匀化之后，再与涡形壳体的舌部冲撞，进而可以减小多叶片离心式风扇的舌部干涉噪音。
[III]多叶片径流式风扇用叶轮以系统化所求得的最高效率状态下运转方法的发明
从前述公式2可知，通过使多叶片径流式风扇在流量系数φ为0.295(1－nt/(2πr))ξ1.641(n：径向叶片的个数、t：径向叶片的厚度、r：叶轮的外半径、ξ：叶轮的内外径比)的情况下运转，由此可以使多叶片径流式风扇在最高效率状态下运转。
而且如前所述，从图19可以看出，即使φX以φXmax为中心变化±25％，全压效率η仅从最高值降低6％。因此可以认为：在由公式2确定多叶片径流式风扇用叶轮的运转状态时，即使公式2的右边变化±25％，也基本不会降低多叶片径流式风扇用叶轮的效率。根据上述情况，可以应用公式10作为以系统化确定多叶片径流式风扇用叶轮的最高效率运转状态的设计准则。
φ＝0.295ε(1－nt/(2πr))ξ1.641……10
0.75≤ε≤1.25
图5所示的叶轮的内外径比ξ和全压效率η达到最高的出口流路面积基准的流量系数φXmax的相关线在0.4≤ξ≤0.9的范围，大致为直线，由此判断出：可以认为公式10能够扩大适用于内外径比ξ为0.3≤ξ≤0.9范围的叶轮。但是，内外径比ξ为0.9时，很难得到充分的静音性能，而且，安装内外径比ξ为0.3的多个叶片的作业也十分困难，考虑到这些原因，可以认为公式10是适用于内外径比ξ为0.4≤ξ≤0.8范围的叶轮。
通过改变装有多叶片径流式风扇用叶轮的壳体、与壳体连接的喷嘴以及通风道的形状、尺寸，可以改变施加在多叶片径流式风扇用叶轮上的载荷，进而可以改变多叶片径流式风扇用叶轮的运转状态。因此，为了实现由公式10所确定的运转状态，必须要充分研究壳体、与壳体连接的喷嘴以及通风道的形状、尺寸等。
产业上的利用可能性
涉及本发明的设计准则适用于多叶片径流式风扇、多叶片离心式风扇，由此可以得到静音性能优异的多叶片径流式风扇、多叶片离心式风扇。
由于本发明的设计准则适用于多叶片径流式风扇，所以多叶片径流式风扇能够以最高效率状态进行运转。
                                表1
  叶轮No.   叶轮外直径(mm)   叶轮内直径(mm) 内外径比   叶片数 叶片厚度(mm) 叶轮整体效率测定时的转速(rpm) 噪音测定时的转速(rpm)
    1     100     40     0.40     120     0.3     5400     参照注1
    2     100     40     0.40     40     0.5     5400
    3     100     58     0.58     144     0.3     5400
    4     100     58     0.58     144     0.5     5400     7000
    5     100     75     0.75     144     0.5     5400     参照注2
    6     100     75     0.75     100     0.5     5400
    7     100     90     0.90     240     0.5     5400
    8     100     90     0.90     120     0.5     5400
注1：5000，θz＝2.5°时为7000注2：5000，θm＝4.5°，5.5°，6.0°时为7000
                                           表2
  叶轮编号 外直径(mm) 内直径(mm) 内外径比 叶片数 叶片厚度(mm) 高度(mm) 外直径高度比 入口流路宽度(mm) 出口流路宽度(mm)
    123456789101112131415161718192021222324252627282930313233343536373839  99.0     58.0     0.59     120     0.50     20.0     0.20     1.02     2.0999.0     40.0     0.40     100     0.50     20.0     0.20     0.76     2.6199.0     58.0     0.59     100     0.50     20.0     0.20     1.32     2.6199.0     75.0     0.76     100     0.50     20.0     0.20     1.86     2.6199.0     90.0     0.91     100     0.50     20.0     0.20     2.33     2.6199.0     75.0     0.76     40      0.50     20.0     0.20     5.39     7.2899.0     75.0     0.76     60      0.50     20.0     0.20     3.43     4.6899.0     75.0     0.76     80      0.50     20.0     0.20     2.45     3.3999.0     75.0     0.76     120     0.50     20.0     0.20     1.46     2.0999.0     75.0     0.76     144     0.50     20.0     0.20     1.14     1.6699.0     58.0     0.59     40      0.50     20.0     0.20     4.06     7.2899.0     58.0     0.59     60      0.50     20.0     0.20     2.54     4.6899.0     58.0     0.59     80      0.50     20.0     0.20     1.78     3.3999.0     90.0     0.91     120     0.50     20.0     0.20     1.86     2.0999.0     58.0     0.59     144     0.50     20.0     0.20     0.77     1.6699.0     58.0     0.59     120     0.30     20.0     0.20     1.22     2.2999.0     58.0     0.59     144     0.30     20.0     0.20     0.97     1.8699.0     58.0     0.59     180     0.30     20.0     0.20     0.71     1.4399.0     75.0     0.76     300     0.30     20.0     0.20     0.49     0.7499.0     58.0     0.59     10      0.50     20.0     0.20     17.72    30.6099.0     40.0     0.40     40      0.50     20.0     0.20     2.64     7.2899.0     58.0     0.59     60      1.00     20.0     0.20     2.04     4.1899.0     58.0     0.59     30      2.00     20.0     0.20     4.07     8.3799.0     90.0     0.91     240     0.50     20.0     0.20     0.68     0.8099.0     40.0     0.40     120     0.30     20.0     0.20     0.75     2.29100.0    58.0     0.58     60      0.30     20.0     0.20     2.74     4.94100.0    58.0     0.58     80      0.30     20.0     0.20     1.98     3.63100.0    58.0     0.58     100     0.30     20.0     0.20     1.52     2.84100.0    58.0     0.58     120     0.50     40.0     0.40     1.02     2.12100.0    58.0     0.58     120     0.50     60.0     0.60     1.02     2.1270.0     40.6     0.58     90      0.50     28.0     0.40     0.92     1.9470.0     52.5     0.75     90      0.50     28.0     0.40     1.33     1.94150.0    87.0     0.58     200     0.50     30.0     0.20     0.87     1.86150.0    112.5    0.75     200     0.50     30.0     0.20     1.27     1.8670.0     40.6     0.58     100     0.30     28.0     0.40     0.98     1.9070.0     40.6     0.58     120     0.30     28.0     0.40     0.76     1.53150.0    87.0     0.58     200     0.50     65.0     0.43     0.87     1.86100.0    58.0     0.58     240     0.30     20.0     0.20     0.46     1.01100.0    58.0     0.58     200     0.30     20.0     0.20     0.61     1.27
                            表3
叶轮号码23(舌部干涉噪音的主级的平均值＝24.63dB)涡形壳体的扩展角θz＝4.5°，舌部间隙＝3.5mm舌部R＝4.0mm
计测编号 流量系数φ 叶片数 叶轮转速(rpm) 舌部干涉噪音频率(Hz) 舌部干涉噪音的主级(dB)
    12345678910111213141516     0.10           30           5800           96.67              25.00.11           30           5800           96.67              21.00.10           30           6300           105.00             10.00.11           30           6300           105.00             22.50.10           30           6800           113.33             27.00.11           30           6800           113.33             29.00.10           30           7300           121.67             25.50.11           30           7300           121.67             27.00.10           30           7800           130.00             28.50.11           30           7800           130.00             28.50.10           30           8300           138.33             25.50.11           30           8300           138.33             26.00.10           30           8800           146.67             22.50.11           30           8800           146.67             27.00.10           30           9300           155.00             25.00.11           30           9300           155.00             24.0
                                                   表4
  实验编号     叶轮式样     壳体式样 τ 舌部干涉噪音的主级Z(dB) 壳体编号 叶轮编号
外直径(mm) 叶片数 叶片厚度(mm) 舌部间隙Cd(mm) 舌部半径R(mm)
    l23456789101112131415161718192021222324252627282930313233343536373839404l424344454647 99.0        10      0.5     2.7      2.0      0.28     35.0        3         2099.0        30      2.0     2.7      2.0      0.47     30.0        3         2399.0        40      0.5     2.7      2.0      0.58     24.3        3         6,11,2l100.0       60      0.3     2.2      2.0      0.65     25.0        3         2699.0        60      0.5     2.7      2.0      0.74     17.8        3         7.1299.0        60      1.0     2.7      2.0      0.73     15.0        3         22100.0       80      0.3     2.2      2.0      0.78     17.0        3         2799.0        80      0.5     2.7      2.0      0.90     8.9         3         8.13l00.0       100     0.3     0.2      2.0      0.9l     6.0         3         2899.0        100     0.5     2.7      2.0      1.06     0.7         3         2,3,4,599.0        120     0.3     2.7      2.0      1.23     0.0         3         16.2599.0        120     0.5     2.7      2.0      1.23     0.4         3         1,9,14,2,3099.0        144     0.3     2.7      2.0      1.42     1.0         3         1799.0        144     0.5     2.7      2.0      1.44     0.0         3         10.15100.0       180     0.3     3.0      2.0      1.87     0.0         4         18100.0       200     0.3     3.0      2.0      2.06     0.0         4         39100.0       240     0.3     3.0      2.0      2.44     0.0         4         3899.0        300     0.3     2.7      2.0      2.78     0.0         3         1970.0        90      0.5     2.7      2.0      1.30     1.8         1         31.3270.0        l00     0.3     2.7      2.0      1.40     0.0         1         3570.0        120     0.3     2.7      2.0      1.64     0.0         1         36150.0       200     0.5     2.6      2.0      1.29     0.0         8         33.34100.0       180     0.3     3.0      4.0      1.87     0.0         6         1899.0        30      2.0     3.5      4.0      0.54     24.6        6         23100.0       60      0.5     3.0      4.0      0.79     14.1        6         4099.0        l00     0.5     3.5      4.0      1.3l     0.0         6         399.0        60      1.0     3.5      4.0      0.88     9.4         6         2299.0        144     0.5     3.5      4.0      1.80     0.0         6         1599.0        30      2.0     3.5      6.0      0.54     27.0        7         2399.0        60      1.0     3.5      6.0      0.88     8.1         7         2299.0        144     0.5     3.5      6.0      1.80     0.0         7         15100.0       l80     0.3     3.0      6.0      1.87     0.0         7         1899.0        l00     0.5     3.5      6.0      1.31     0.3         7         3100.0       60      0.5     3.0      6.0      0.79     12.2        7         4099.0        40      0.5     3.5      6.0      0.67     19.5        7         1199.0        240     0.5     1.5      2.0      1.37     0.0         2         2499.0        l00     0.5     1.5      2.0      0.70     16.2        2         399.0        60      1.0     1.5      2.0      0.50     26.0        2         2299.0        30      2.0     1.5      2.0      0.35     35.0        2         23100.0       60      0.5     1.0      2.0      0.43     28.4        2         4099.0        40      O.5     1.5      2.0      0.43     31.8        2         2196.O        144     0.5     1.5      2.0      0.90     6.9         2         1599.0        120     0.3     1.5      2.0      0.79     12.6        2         1669.O        40      0.5     6.0      2.0      0.9l     9.5         5         6,11,2l99.0        60      1.0     6.0      2.0      1.35     0.0         5         2296.0        144     0.5     6.0      2.0      2.92     0.0         5         1599.0        30      2.0     6.0      2.0      0.73     14.7        5         23
                                      表5
(1)叶轮编号     (2)(Hz)     (3)(dB)     (4)(dB)     (5)(dB)     (6)(dB)     (7)(dB)
    1123211123232221331223231523151511232312615211515  4629.3       4.0           58.99        46.49        58.74        0.252480.0       8.0           54.23        39.79        54.07        0.163303.3       12.0          51.58        44.78        50.56        1.023304.7       15.0          52.17        44.01        51.45        0.723467.0       35.0          78.31        78.12        64.62        13.692478.5       33.0          61.40        59.85        55.85        5.556941.0       22.0          58.16        44.95        57.95        0.213300.7       17.0          54.30        48.64        52.93        1.3711531.7      8.0           60.85        37.00        60.83        0.028251.7       12.0          53.83        27.30        53.82        0.014952.0       10.0          49.96        36.78        49.75        0.212479.0       10.0          54.61        40.88        54.42        0.192475.5       22.0          54.50        43.37        54.15        0.3511875.2      8.0           51.81        25.98        51.80        0.013473.0       28.0          64.39        61.69        61.05        3.347147.2       9.0           41.55        19.03        41.53        0.028251.7       11.0          54.00        27.25        53.99        0.014619.3       12.0          59.37        47.60        59.07        0.303469.0       12.0          63.17        53.79        62.64        0.531193.0       15.0          40.04        32.73        39.15        0.894956.0       30.0          59.13        58.25        51.76        7.374617.3       8.0           67.65        49.84        67.58        0.0711880.0      8.0           53.87        26.83        53.86        0.014621.3       5.0           61.05        47.75        60.84        0.215719.2       3.0           38.58        17.47        38.55        0.037144.8       7.0           42.52        19.28        42.50        0.02
(2)干涉噪音频率(3)干涉噪音主级(4)A特性，1/3倍频带的所有噪音值(5)有干涉噪音的频率带的1/3倍频带的噪音值(6)无(5)情况时的A特性1/3倍频带的所有噪音值(7)(4)与(6)的差((4)-(6))

Claims (7)

1.一种多叶片径流式风扇，其特征在于：确定叶轮的参数和涡形壳体的参数满足下式的关系：θz＝tan-1[0.295ε(1－nt/(2πr))(H/Ht)]ξ1.641(0.75≤ε≤1.25、n：径向叶片的个数、t：径向叶片的厚度、r：叶轮的外半径、H：径向叶片的高度、Ht：涡形壳体的高度、ξ：叶轮的内外径比、θz：涡形壳体的扩展角)。
2.如权利要求1所述的多叶片径流式风扇，其特征在于：叶轮的参数和涡形壳体的参数满足3.0°≤θz≤8.0°的关系。
3.如权利要求1或2所述的多叶片径流式风扇，其特征在于：叶轮的参数和涡形壳体的参数满足0.4≤ξ≤0.8的关系。
4.如权利要求1至3任一项所述的多叶片径流式风扇，其特征在于：叶轮的参数和涡形壳体的参数满足H/D1≤0.75的关系(D1：叶轮的内直径)。
5.如权利要求1至4任一项所述的多叶片径流式风扇，其特征在于：叶轮的参数和涡形壳体的参数满足0.65≤H/Ht的关系。
6.一种多叶片径流式风扇用叶轮的运转方法，其特征在于：运转时流量系数φ为：0.295ε(1－nt/(2πr))ξ1.641(0.75≤ε≤1.25，n：径向叶片的个数，t：径向叶片的厚度，r：叶轮的外半径，ξ：叶轮的内外径比)
7.如权利要求6所述的多叶片径流式风扇用叶轮的运转方法，其特征在于：0.4≤ξ≤0.8。
CN96191234A 1995-08-28 1996-08-27 多叶片径流式风扇和多叶片径流式风扇用叶轮的运转方法 Expired - Lifetime CN1078318C (zh)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP240456/95 1995-08-28
JP24045695A JP3632789B2 (ja) 1995-08-28 1995-08-28 多翼遠心ファンの設計方法及び多翼遠心ファン
JP240456/1995 1995-08-28

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN1169768A CN1169768A (zh) 1998-01-07
CN1078318C true CN1078318C (zh) 2002-01-23

Family

ID=17059774

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN96191234A Expired - Lifetime CN1078318C (zh) 1995-08-28 1996-08-27 多叶片径流式风扇和多叶片径流式风扇用叶轮的运转方法

Country Status (6)

Country Link
US (1) US6050772A (zh)
EP (1) EP0789149B1 (zh)
JP (1) JP3632789B2 (zh)
CN (1) CN1078318C (zh)
DE (1) DE69633714T2 (zh)
WO (1) WO1997008463A1 (zh)

Families Citing this family (40)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE19901780C1 (de) * 1999-01-18 2000-05-25 Map Gmbh Gebläseeinrichtung
CA2314532C (en) * 1999-08-10 2009-10-27 Lg Electronics Inc. Blower
JP4075264B2 (ja) * 2000-01-28 2008-04-16 セイコーエプソン株式会社 軸流ファン、遠心力ファン、およびこれらを用いた電子機器
CN1196894C (zh) * 2000-09-29 2005-04-13 三菱电机株式会社 空调器
US20030012649A1 (en) * 2001-07-16 2003-01-16 Masaharu Sakai Centrifugal blower
JP3843893B2 (ja) * 2001-07-16 2006-11-08 株式会社デンソー 遠心式送風機
MXPA04006590A (es) * 2002-01-03 2005-03-31 Pax Scient Inc Generador de anillo de vortice.
AUPR982302A0 (en) * 2002-01-03 2002-01-31 Pax Fluid Systems Inc. A fluid flow controller
AUPR982502A0 (en) * 2002-01-03 2002-01-31 Pax Fluid Systems Inc. A heat exchanger
AU2003903386A0 (en) * 2003-07-02 2003-07-17 Pax Scientific, Inc Fluid flow control device
US7481616B2 (en) * 2003-08-21 2009-01-27 Nidec Corporation Centrifugal fan, cooling mechanism, and apparatus furnished with the cooling mechanism
US7206724B2 (en) * 2003-11-04 2007-04-17 Whirlpool Corporation Method for designing a blower wheel scroll cage
CA2544516C (en) * 2003-11-04 2014-04-29 Pax Scientific, Inc. Fluid circulation system
US20050125350A1 (en) * 2003-12-09 2005-06-09 Tidwell Lisa C. Systems and methods for assessing the risk of financial transaction using geographic-related information
US6966749B2 (en) * 2004-01-07 2005-11-22 California Acrylic Industries Pump with seal rinsing feature
CN1985093A (zh) * 2004-01-30 2007-06-20 百思科技公司 用于离心通风机、泵或涡轮机的机罩
JP4695097B2 (ja) 2004-01-30 2011-06-08 パックス サイエンティフィック インコーポレイテッド 遠心ファン、ポンプまたはタービンのハウジング
US20050265865A1 (en) * 2004-06-01 2005-12-01 Buzz Loyd Pump with turbulence inducing tab
KR100637337B1 (ko) * 2005-01-25 2006-10-20 선문대학교 산학협력단 원심 송풍기의 스크롤 케이싱
US20070140842A1 (en) * 2005-11-23 2007-06-21 Hill Charles C High efficiency fluid movers
US7455504B2 (en) * 2005-11-23 2008-11-25 Hill Engineering High efficiency fluid movers
US8328522B2 (en) 2006-09-29 2012-12-11 Pax Scientific, Inc. Axial flow fan
US9508218B2 (en) * 2006-11-10 2016-11-29 Bally Gaming, Inc. Gaming system download network architecture
KR100850960B1 (ko) * 2007-04-04 2008-08-08 엘지전자 주식회사 송풍장치 및 송풍장치가 구비된 냉장고
US20090308472A1 (en) * 2008-06-15 2009-12-17 Jayden David Harman Swirl Inducer
US8255087B2 (en) * 2009-05-21 2012-08-28 Lennox Industries Inc. Constant air volume HVAC system with a dehumidification function and discharge air temperature control, an HVAC controller therefor and a method of operation thereof
DE102009056837A1 (de) * 2009-12-10 2011-06-22 ebm-papst Landshut GmbH, 84030 Mischgebläse
JP5439423B2 (ja) * 2011-03-25 2014-03-12 三菱重工業株式会社 遠心圧縮機のスクロール形状
US8998588B2 (en) 2011-08-18 2015-04-07 General Electric Company Segmented fan assembly
US8974178B2 (en) * 2012-01-17 2015-03-10 Hamilton Sundstrand Corporation Fuel system centrifugal boost pump volute
US9039363B2 (en) * 2012-06-22 2015-05-26 Trane International Inc. Blower housing
GB201322206D0 (en) * 2013-12-16 2014-01-29 Cummins Ltd Turbine housing
CN105298907A (zh) * 2014-06-19 2016-02-03 杨博胜 流体泵浦低紊流动叶轮
KR101781694B1 (ko) * 2015-09-24 2017-09-25 엘지전자 주식회사 원심팬
US20170342992A1 (en) * 2016-05-24 2017-11-30 Regal Beloit America, Inc. Low Noise High Efficiency Centrifugal Blower
US20180023587A1 (en) * 2016-07-19 2018-01-25 Minebea Mitsumi Inc. Centrifugal Fan
CN106762820B (zh) * 2016-12-25 2018-11-23 宁波至高点工业设计有限公司 一种直叶片径流风机叶轮的设计方法
DE102017008855A1 (de) * 2017-09-21 2019-03-21 Ebm-Papst St. Georgen Gmbh & Co. Kg Teilesatz und Verfahren für die Fertigung eines Radiallüfters
CN109937713A (zh) * 2019-02-26 2019-06-28 江苏大学 一种联合收获机清选风机设计方法
CN114738326B (zh) * 2022-04-28 2023-10-03 安徽理工大学 一种导流增压节能离心风机

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4247250A (en) * 1979-09-04 1981-01-27 Allis-Chalmers Corporation Fabricated pump casing
CN2073503U (zh) * 1990-09-15 1991-03-20 烟台环保噪声治理厂 一种风机消声装置
JPH1170798A (ja) * 1997-08-28 1999-03-16 Dainippon Printing Co Ltd エンボス化粧材

Family Cites Families (16)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE29551C (de) * J. QUAGLIO in Frankfurt a. M., J. PINTSCH in Berlin und A. LENTZ in Stettin Vorrichtungen an Oefen zur Darstellung oder Schmelzung von Metallen bei gleichzeitiger Gewinnung von Kohlenoxydgas oder Schwefelkohlenstoff
JPS526112A (en) * 1975-07-03 1977-01-18 Matsushita Electric Ind Co Ltd Cross flow fan
JPS53134208A (en) * 1977-04-27 1978-11-22 Hitachi Ltd Centrifugal blower impeller
US4231706A (en) * 1977-04-27 1980-11-04 Hitachi, Ltd. Impeller of a centrifugal blower
JPS53134209A (en) * 1977-04-27 1978-11-22 Hitachi Ltd Centrifugal blower impeller
FR2444181A1 (fr) * 1978-12-15 1980-07-11 Serva Soc Moto-ventilateur a roue centrifuge a deux sens de rotation
DE3418160A1 (de) * 1984-05-16 1985-11-28 Standard Elektrik Lorenz Ag, 7000 Stuttgart Querstromluefter
JPS62690A (ja) * 1985-06-25 1987-01-06 Matsushita Electric Ind Co Ltd 横断流送風装置
JPS63100300A (ja) * 1986-10-16 1988-05-02 Matsushita Seiko Co Ltd 送風機
FR2619422B1 (fr) * 1987-08-13 1989-12-08 Onera (Off Nat Aerospatiale) Ventilateur a courant transversal
JPH01170798A (ja) * 1987-12-24 1989-07-05 Nippon Denso Co Ltd 遠心送風機
EP0466983A1 (en) * 1990-07-16 1992-01-22 Crosslee Plc Noise suppression
JP2779285B2 (ja) * 1991-03-15 1998-07-23 東陶機器株式会社 翼付多層円板ファン
ATE140063T1 (de) * 1991-03-15 1996-07-15 Toto Ltd Mehrschichtiger scheibenlüfter mit schaufeln
JPH0538395U (ja) * 1991-10-29 1993-05-25 カルソニツク株式会社 自動車用空気調和装置の遠心式多翼送風装置
JP3136737B2 (ja) * 1992-02-18 2001-02-19 ダイキン工業株式会社 多板式層流ファン

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4247250A (en) * 1979-09-04 1981-01-27 Allis-Chalmers Corporation Fabricated pump casing
CN2073503U (zh) * 1990-09-15 1991-03-20 烟台环保噪声治理厂 一种风机消声装置
JPH1170798A (ja) * 1997-08-28 1999-03-16 Dainippon Printing Co Ltd エンボス化粧材

Also Published As

Publication number Publication date
CN1169768A (zh) 1998-01-07
EP0789149A1 (en) 1997-08-13
EP0789149A4 (en) 2000-03-15
JP3632789B2 (ja) 2005-03-23
EP0789149B1 (en) 2004-10-27
US6050772A (en) 2000-04-18
JPH0968198A (ja) 1997-03-11
WO1997008463A1 (fr) 1997-03-06
DE69633714T2 (de) 2005-03-10
DE69633714D1 (de) 2004-12-02

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN1078318C (zh) 多叶片径流式风扇和多叶片径流式风扇用叶轮的运转方法
CN1243934C (zh) 吸气·送风装置
CN1078317C (zh) 多叶片径流式通风机的设计方法与多叶片径流式通风机
CN1355877A (zh) 旋流式吸排风装置
CN1064446C (zh) 空调装置的风向调整装置
CN1107204C (zh) 换气送风装置及换气送风系统
CN1236246C (zh) 空调机
CN1507542A (zh) 涡旋型流体机械
CN1201083C (zh) 涡旋型压缩机
CN100350208C (zh) 翅片管型热交换器
CN1125245C (zh) 送风装置的风扇护罩及空调装置
CN1727645A (zh) 用于燃气轮机的第一相的高效定子
CN1630768A (zh) 第1级高压涡轮叶片叶型
CN1580500A (zh) 涡轮喷嘴的翼面形状
CN101061354A (zh) 空调器
CN1536231A (zh) 控制有进口导叶和转轮的涡轮机械的方法
CN1727641A (zh) 用于燃气轮机的第二相的高效转子
CN1580499A (zh) 周围冷却的涡轮机叶片的翼面冷却孔位置、形式及结构
CN1662734A (zh) 旋绕式燃烧喷嘴发动机
CN1303467A (zh) 流体机械的诊断系统
CN1249356C (zh) 旋翼风扇及其成形用模具和流体送进装置
CN1719034A (zh) 压缩系统、多汽缸旋转压缩机以及使用它的冷冻装置
CN101057109A (zh) 空调机的室内机
CN1906447A (zh) 空气调节机
CN1976754A (zh) 厨房垃圾处理装置

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant
C56 Change in the name or address of the patentee

Owner name: TOTO CO., LTD.

Free format text: FORMER NAME OR ADDRESS: TOTO LTD.

CP03 Change of name, title or address

Address after: Kitakyushu, Fukuoka, Japan

Patentee after: TOTO Ltd.

Address before: Kitakyushu, Fukuoka, Japan

Patentee before: Toto Ltd.

ASS Succession or assignment of patent right

Owner name: NIDEC CORP.

Free format text: FORMER OWNER: TOTO CO., LTD.

Effective date: 20090724

C41 Transfer of patent application or patent right or utility model
TR01 Transfer of patent right

Effective date of registration: 20090724

Address after: Kyoto Japan

Patentee after: Nippon Densan K. K.

Address before: Kitakyushu, Fukuoka, Japan

Patentee before: TOTO Ltd.

CX01 Expiry of patent term

Granted publication date: 20020123

EXPY Termination of patent right or utility model