EP0112932B1 - Radialventilator mit rückwärts gekrümmten, profilierten Schaufeln - Google Patents
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- EP0112932B1 EP0112932B1 EP82112081A EP82112081A EP0112932B1 EP 0112932 B1 EP0112932 B1 EP 0112932B1 EP 82112081 A EP82112081 A EP 82112081A EP 82112081 A EP82112081 A EP 82112081A EP 0112932 B1 EP0112932 B1 EP 0112932B1
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- F04D29/281—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps for fans or blowers
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Definitions
- the invention relates to a radial fan according to the preamble of claim 1.
- centrifugal fan which is known in practice, is the result of a development which has set itself the goal of developing radial fans with backward-curved blades to the highest power densities, while at the same time ensuring good efficiency and an overload-proof performance characteristic.
- the description of the centrifugal fan is used in the following, as usual, dimensionless characteristic numbers which take into account the known dependencies of the volume flow V and the pressure increase ap t on the diameter D and the number of revolutions n of the impeller and the density p of the medium to be conveyed. The too defined volume number and the pressure number eliminate these dependencies and allow a direct comparison of centrifugal fans of different sizes and sizes.
- a centrifugal fan is characterized by a characteristic curve that shows ⁇ t as a function of ⁇ .
- Optimal operating conditions are achieved at an optimum point characterized by the pair of values ⁇ t ,, ⁇ opt , in which the efficiency ⁇ of the radial fan has its maximum ⁇ max .
- This high power density which approximates that of a drum rotor fan with forward-curved blades, characterizes an already very compact centrifugal fan.
- it allows a fan with the same size of the volute casing and the same impeller diameter to be optionally equipped with a rotor with backward curved blades or a drum rotor.
- This enables standardization and large-scale production, which has major advantages, particularly in ventilation and air conditioning unit construction.
- the object of the invention is to further improve a radial fan of the type mentioned while maintaining the success achieved.
- the power density at the optimum point should be increased to a value above 0.2, the number of volumes not less than 0.2 and the efficiency should be 80% and more.
- These requirements correspond to an even more compact design of the centrifugal fan with constant or decreasing energy requirements, which also meets the highest demands for energy saving and economic efficiency of systems.
- deviations in the volume number ⁇ from ⁇ opt should go hand in hand with the smallest possible changes in the efficiency ⁇ .
- the aim is to minimize the efficiency ⁇ in an operating range around ⁇ opt .
- the invention is intended to expand the volume number range, in which ⁇ is at least 80%.
- This requirement corresponds to the possibility of operating the centrifugal fan according to the invention with high efficiency even at operating points of its ⁇ - ⁇ t characteristic which are off the optimum point. This simplifies the selection of fans for equipping a given system and keeps the number of types required to cover the operating conditions that occur low.
- Blade inlet angle and blade outlet angle should be larger on the cover disc side than on the trash disc side.
- curved blades are also described in DE-AS-1 057 725, which also discloses the possibility of an inverted curvature and a streamlined profile.
- DE-AS-1 057 725 which also discloses the possibility of an inverted curvature and a streamlined profile.
- the radial fan according to the invention has a spiral housing 1, in which a radial impeller 2 is installed.
- the radial impeller 2 is rotatably mounted on a shaft 3. It is set in rotation in the direction of arrow 4 by a drive unit (not shown). This will in the axial direction, d. H. in the axial direction of the shaft 3, a medium to be conveyed is sucked into the spiral housing 1 and ejected in the radial direction. The medium enters the interior of the volute casing 1 through an inflow nozzle 5.
- the inflow nozzle 5 is arranged on the side of the spiral housing 1, specifically in the form of a collar which overlaps the edge of an inflow opening 6 and tapers inwards in the shape of a funnel.
- the inner edge 7 of the inflow nozzle 5 forms an approximately cylindrical sleeve with which the inflow nozzle 5 engages over a cover plate 8 delimiting the radial impeller 2.
- the inflow nozzle 5 comes to lie radially within the cover plate 8.
- a gap 10 remains between the inflow nozzle 5 and the section 9 of the cover plate 8 overlapping it. Starting from the overlapping section 9, the cover plate 8 runs radially outward in the form of a curved deflection contour 11.
- the deflection contour 11 terminates with the top 12 of a number of blades 13, which are mounted with their bottom 14 on a support plate 15 of the radial impeller 2.
- the blades 13 have a backward curved, profiled contour, which will be explained in more detail below.
- FIG. 2 a two-sided suction arrangement of the radial fan according to the invention is shown, which finds a preferred embodiment for air conditioners and air conditioners.
- the radial fan is constructed symmetrically to a central plane in which the support plate 15 of the radial impeller 2 is arranged.
- the support plate 15 is equipped on both sides with blades 13, which are covered on their top 12 by a cover plate 8 each.
- Each of the cover plates 8 overlaps the inflow nozzle assigned to it with a rounded deflection contour 11, with an intermediate space each remaining in the form of the gap 10.
- Each of the half sides of the radial impeller 2 on both sides of the support plate 15 thus exerts a suction effect in the axial direction, by means of which opposing media flows are conveyed through the side walls 17, 18 into the radial fan.
- the media flows are ejected in the radial direction into a common spiral housing 1, which they leave through an exit surface 16.
- the half sides of the radial impeller 2 are completely symmetrical; Dimensions that are shown in FIG. 2 on one half of the radial fan therefore also apply accordingly to the other half.
- the contour of the blades 13 on both half sides of the radial impeller 2 is the same.
- the contour of the blades 13 will now be described below. 2, it can first be seen that the blade inner diameter, ie the diameter of a circle described about the impeller axis and touching the inner edges 19 of the blades 13, decreases from the cover plate 8 to the support plate 15.
- the blade inner diameter has a maximum value d 1max on the cover plate 8.
- the average blade inner diameter d results from this
- the inner edges 19 of the blades 13 lie on a surface of revolution around the axis of rotation of the radial impeller 2, which tapers in a funnel shape from the cover plate 8 to the support plate 15.
- the surface of revolution that grips the outer edges 20 of the blades is cylindrical.
- the outer contour of the blades 13 can thus be described over the full height between the cover plate 8 and the support plate 15 by an approximately constant blade outer diameter d 2 .
- the blades 13 are twisted in themselves, so that the blade inner edges 19 and the blade outer edges 20 are each skewed on the rotating surfaces enveloping them, ie do not come to lie parallel to the axis of rotation of the radial impeller 2.
- the view of the blade 13 in FIG. 3 is directed downwards onto the support plate 15 as in FIG. 1.
- the cover plate 8 coming into contact with the top 12 of the blade 13 is removed.
- the blade 13 is mounted on the support plate 15 with the partially concealed underside 14. Due to the twisting of the blade 13, a change in the blade entry angle ⁇ 1 and the blade exit angle ⁇ 2 is achieved via the height of the radial impeller 2.
- the blade entry angle ⁇ is parallel to the support plate 15 in planes Are defined.
- the blade exit angle ⁇ 2 is also defined in the same planes parallel to the support plate 15. It is enclosed in each case by a profile center line 24 of the blade 13 on the one hand and a tangent 26 placed on the rotational surface formed by the blade outer edges 20 on the other hand.
- Fig. 3 further shows that the blade 13 is profiled in a particularly favorable form in terms of flow technology.
- the design of the profile is particularly evident on the top side 12 of the cover plate and the underside 14 of the blade 13 on the support plate side.
- It is an aircraft wing profile as used for low airspeeds, ie airspeeds up to approximately 250 km / h.
- the blade 13 has such a profile over its full height, ie the entire area between the cover plate 8 and the support plate 15.
- Each cut to the support plate 15 thus shows by a blade 13 in a plane parallel as a sectional area an aircraft Tragfläc h s p rofile of the type specified.
- the profile of the blade 13 is, relative to the direction of rotation of the radial impeller 2 is curved rearward.
- the blade exit angle ⁇ 2 therefore takes on values of less than 90 ° throughout.
- the profile is twisted in the manner shown.
- the desired high power density of the centrifugal fan is achieved in that with a ratio of the average blade inner diameter d 7 to the blade outer diameter d 2 - of approximately 0.7: 1, the blades 13, which are shaped in the form of an aircraft wing profile, are formed in this way are that the shovel entry angle ß 1 D on the cover plate side is 4 ° to 7 ° smaller than the shovel entry angle ß 1 T on the support plate side, and likewise the shovel exit angle ⁇ 2 D on the cover plate side is 3 ° to 6 ° smaller than the support plate side Blade exit angle ⁇ 2 T , the cover plate-side blade entry angle ⁇ 1 D between 14 ° and 20 ° and the cover plate-side blade exit angle ⁇ 2 D between 39 0 and 45 °.
- Extensive tests have shown that with a dimensioning in the specified range, optimal operating data for a radial fan can be achieved.
- the specified angular relationships can be achieved, inter alia, by twisting the blades 13.
- the shovel entry angle ß 1 D on the cover plate side is 14.5 ° to 17.5 ° and the shovel entry angle ß 1 T 21.5 ° on the support plate side, while the shovel exit angle ß 2 D is 40 ° to 43 ° on the cover plate side and the blade-side blade exit angle ⁇ 2 T is 46 °.
- the blade shape shown in FIG. 3 is created by twisting about a twist axis 22 running perpendicular to the plane of the drawing.
- the twist axis 22 is thus oriented parallel to the axis of rotation of the radial impeller 2. It lies in a central area of the blades 13.
- FIG. 4 Such an alternative arrangement is shown in FIG. 4.
- the viewing direction is the same as in Fig. 3, and matching parts are provided with the same reference numerals.
- the illustrated blade 13 is profiled and curved backwards.
- FIG. 5 shows a further, alternative exemplary embodiment of a twisted blade 13.
- the twist axis 22, which is oriented parallel to the axis of rotation of the radial impeller 2 is again laid in the central region of the blade 13.
- the blade inner edge 19 is inclined in such a way that the rotary surface enveloping all the blade inner edges 19 forms a cone tapering from the cover plate 8 to the support plate 15.
- the blade inner diameter is thus greater at the height of the cover plate 8 than at the height of the support plate 15.
- the blade outer edge 20 of the blades 13 now experiences a similar inclination due to the twisting around the torsion point 22.
- the rotating surface enveloping all the blade outer edges 20 has the shape of a conical jacket that widens from the cover plate 8 to the support plate 15.
- the blade outer edge 20 is not approximated by a single one over the height of the blade 13 constant blade outer diameter d 2 described. Rather, the blade outer diameter varies over the height of the blade 13, whereby it its minimum Shall d 2min in height of the cover plate 8, and its maximum value d 2max at the height of the support plate 15 occupies.
- An average blade outer diameter d 2 is to be set for the ratio of blade inner diameter to blade outer diameter specified in claim 1. As is easy to be convinced, the angular relationships given are also present in this arrangement, so that the teaching of the invention can be implemented.
- FIG. 6 shows a further, alternative blade shape, which is not produced by twisting the blade profile but by shearing transversely to the longitudinal direction of the blade 13. Because of this shearing, the blade 13 is inclined from the cover plate 8 to the support plate 15 against the direction of rotation of the radial impeller 2.
- the blade outer edges 20 have an approximately constant diameter d 2 over the height of the blades 13.
- the blade inner edges 19 are inclined in a way by the shear. that its envelope forms a funnel-shaped surface of revolution tapering from the cover plate 8 to the support plate 15.
- the blade 13 thus has on its inner edge 19 at the height of the cover plate 8 a larger inner diameter than in the region of the support plate 15.
- the arrangement according to the invention can be characterized in that the profile chords of the blade cuts lie in different planes along the blade width measured perpendicular to the main flow direction.
- the invention provides a radial fan whose power density, ie the product of ⁇ opt and ⁇ t , with a volume numberharide opt of 0.2 and more is greater than 0.2 and thus higher than in all radial fans that have been disclosed to date.
- the volume number range ⁇ ⁇ 0.8 in which the radial fan operates with an efficiency ⁇ of more than 80%, was increased on both sides by at least 20% compared to the prior art.
- FIG. 7 The diagram of the efficiency ⁇ over ⁇ is also plotted in this diagram with a separate scale.
- the efficiency ⁇ takes its maximum value ⁇ max at a volume number ⁇ opt of over 0.2.
- the associated value ⁇ topt is 0.94, so that the power density as a product of ⁇ opt and ⁇ topt is above 0.2.
- the efficiency ⁇ on both sides of its maximum value ⁇ max decreases only very gradually compared to increasing or decreasing volume numbers ⁇ .
- a blade cut can thus be selected in which the sides forming the blade outer edges 20 run at right angles to the sides which delimit the underside 14 of the blade 13 which comes into contact with the support plate 15.
- Such a blade cut is particularly favorable in terms of production technology, since it results in low waste and simple processing.
- An essential parameter for the invention is the inlet diameter d o of the cover plate 8, ie the smallest diameter of its pouring area.
- the inlet diameter d o is shown in Figure 2. According to the invention, it should be about 0.75: 1 for the blade outer diameter d 2 .
- the design of the deflection contour 11 of the cover plate 8 is also functionally important for the radial fan according to the invention. This is in the form of a cone cut, ie. H. circular, parabolic or hyperbolic curved and is therefore described by one or more radii of curvature r.
- Figure 2 shows a circular curvature of the deflection contour 11 with a single radius of curvature r.
- the radius of curvature (s) r for the inlet diameter d o must be 0.2 to 0.3: 1.
- the outlet width b 2 of the centrifugal fan is in the example shown in Figure 2 embodiment of a two-sided suction or double-flow radial fan respectively on a half side of the radial impeller 2 related.
- the exit width b 2 should relate to the blade outer diameter d 2 as 0.225 to 0.275: 1 and preferably as 0.25: 1.
- the exit area F 2 of the radial fan can also be specified, ie the area dimension of the cylindrical rotating area enveloping the blade outer edges 20.
- the exit surface F 2 is defined by the exit width b 2 and the blade outer diameter d 2 .
- the entry surface F o of the radial impeller 2 ie the clear width of the inlet area of the cover plate 8 with the inlet diameter d o .
- the entry area F o of the radial impeller 2 to its exit area F 2 should behave as 0.51 to 0.62: 1 and in particular as 0.56: 1.
- An optimal dimensioning of the radial fan according to the invention must also take into account the proportions of the volute 1.
- the entry surface F E of the inflow nozzle 5 and the cross section F A of the exit surface 16 of the volute casing 1 are of importance.
- the size of the exit surface F A is ejected in FIG. 1 and the clear width F E of the inflow nozzle 5 in FIG. 2.
- F E should behave like 0.67 to 0.71: 1 and especially 0.69: 1 to F A.
- the number of blades 13 distributed over the circumference of the radial impeller 2 is important for the operating behavior of the radial fan according to the invention. This should be between ten and sixteen. In a preferred embodiment of the invention, twelve blades 13 are provided.
- a radial fan according to the invention can be implemented equally in a one-sided as well as a two-sided suction arrangement, the latter being shown in FIG. 2. This design is preferred for air conditioners and air conditioners.
- the invention provides a radial fan in which the degree of reaction as a quotient from static pressure to total pressure is very high. The proportion of kinetic energy that is initially unusable is therefore very small.
- Fig. 8 shows the degree of reaction of the radial fan according to the invention in comparison to radial fans according to the prior art. The degree of reaction is plotted as a function of the number of volumes ⁇ at maximum efficiency ⁇ max ', ie at the optimum point ⁇ opt .
- Fans according to the prior art are characterized by values 1 to 13 and the invention by the value 14. It can be seen that the value 14 according to the invention represents an optimal compromise between the demands for the largest possible number of volumes and a high degree of reaction.
- the invention creates an arrangement in which the shaft power takes a maximum within the detected volume number range. It is therefore possible to design the drive motor of the radial fan for the maximum shaft power, so that an overload at operating points deviating from the design point is excluded. This advantageously distinguishes the radial fan according to the invention from a drum rotor fan with forwardly curved blades.
- the shaft power increases with increasing volume flow, i.e. H. increasing volume ⁇ , progressively, and there is no maximum at all. With such a fan, there is always the risk of motor overload.
- the maximum permissible peripheral speed of the radial fan according to the invention is approximately 85 m / sec. Such a high permissible peripheral speed enables the use of small fans for a given operating point, which is reflected in a reduction in investment costs. Because of the power density achieved, the radial fan according to the invention with a specific speed nq of approximately 80 is located in the area of the semi-axial fans.
- a centrifugal fan with profiled blades (fan I) inclined outside the angular ranges according to the invention is compared with a centrifugal fan (fan II) according to the invention.
- Constructive data such as dimensional relationships and number of blades are in the invention specified areas and correspond in each case, unless otherwise stated below.
- the characteristic curve achieved according to the invention critically depends on the blade angles and the blade twist.
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Description
- Die Erfindung bezieht sich auf einen Radialventilator gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
- Ein derartiger, aus der Praxis bekannter Radialventilator ist das Ergebnis einer Entwicklung, die sich das Ziel gesetzt hat, Radialventilatoren mit rückwärts gekrümmten Schaufeln zu höchsten Leistungsdichten zu entwickeln, wobei zugleich ein guter Wirkungsgrad und eine überlastungssichere Leistungskennlinie gewährleistet sein sollen. Zur Beschreibung des Radialventilators dienen im folgenden wie üblich dimensionslose Kennzahlen, die die bekannten Abhängigkeiten des Volumenstroms V und der Druckerhöhung äpt von dem Durchmesser D und der Umdrehungszahl n des Laufrads sowie der Dichte p des zu fördernden Mediums berücksichtigen. Die zu
- Aufgabe der Erfindung ist es, einen Radialventilator der genannten Art unter Wahrung der erreichten Erfolge weiter zu verbessern. Dabei soll zum einen die Leistungsdichte im Optimalpunkt auf einen Wert über 0,2 angehoben werden, wobei die Volumenzahl nicht unter 0,2 und der Wirkungsgrad bei 80 % und mehr liegen soll. Diese Forderungen entsprechen sinngemäß einer noch kompakteren Bauweise des Radialventilators bei gleichbleibendem oder sinkendem Energiebedarf, wodurch auch höchsten Ansprüchen an die Energieeinsparung und Wirtschaftlichkeit von Anlagen genügt wird. Des weiteren sollen Abweichungen der Volumenzahl ϕ von Φopt mit möglichst geringen Änderungen des Wirkungsgrads η einhergehen. In einem den Wirkungsgrad η in Abhängigkeit von der Volumenzahl ϕ ausweisenden Diagramm wird demnach in einem Betriebsbereich um Φopt ein möglichst geringer Abfall des Wirkungsgrads η angestrebt. Insbesondere soll durch die Erfindung eine Erweiterung des Volumenzahlbereichs erzielt werden, in dem η wenigstens 80 % beträgt. Diese Forderung entspricht sinngemäß der Möglichkeit, den Radialventilator gemäß der Erfindung mit hohem Wirkungsgrad auch bei Betriebspunkten seiner Φ-ψt-Kennlinie zu betrieben, die abseits des Optimalpunktes liegen. Hierdurch wird die Auswahl von Ventilatoren für die Bestückung einer vorgegebenen Anlage erleichtert und die zur Abdeckung der auftretenden Betriebsbedingungen erforderliche Typenserie zahlenmäßig klein gehalten.
- Die genannten Zielvorstellungen werden verwirklicht durch einen Radialventilator gemäß dem kennzeichnenden Teil des Anspruchs 1. Vorteilhafte Weiterbildungen sind in Unteransprüchen gekennzeichnet.
- Profilierte, verwundene Schaufeln sind an sich aus der DE-PS-952547 bekannt, die auch die Möglichkeit eines nicht achsparallelen, schrägen Verlaufs der Eintrittskante der Schaufeln erwähnt. Im Gegensatz zu der vorliegenden Erfindung sollen aber Schaufel-Eintrittswinkei und Schaufel-Austrittswinkel deckscheibenseitig größer sein als trascheibenseitig. Eine solche Anordnung löst die Aufgabe der Erfindung nicht. Ähnlich gewölbte Schaufeln sind auch in der DE-AS-1 057 725 beschrieben, die auch die Möglichkeit einer umgekehrten Wölbung und einer stromlinienförmigen Profilierung offenbart. Es fehlt aber ein Hinweis auf die erfindungsgemäß einzuhaltenden, kritischen Dimensions- und Winkelverhältnisse.
- Die Erfindung wird anhand eines in den Zeichnungen dargestellten Ausführungsbeispiels näher erläutert. Es zeigen :
- Figur 1 eine Draufsicht auf einen Radialventilator gemäß der Erfindung, teilweise aufgebrochen ;
- Figur 2 einen Schnitt durch das Laufrad des Radialventilators entlang der Linie II-II von Fig. 1, wobei der Übersichtlichkeit halber an jeder Laufradhälfte nur ein Schaufelpaar dargestellt und die Anordnung der Welle nicht gezeigt ist;
- Figur 3 eine Draufsicht auf eine verwundene Schaufel des Laufrads gemäß Einzelheit III von Fig. 1 ;
- Figuren 4 und 5 alternative Ausführungsformen von Schaufeln in einer Fig. 3 entsprechenden Draufsicht ;
- Figur 6 eine alternative Ausführungsform mit einer unverwundenen, geneigten Schaufel in einer Fig. 3 entsprechenden Draufsicht :
- Figur 7 die Kennlinie eines erfindungsgemäßen Radialventilators mit einer Darstellung von ψt und η in Abhängigkeit von ϕ.
- Figur 8 den Reaktionsgrad des erfindungsgemäßen Radialventilators am Optimalpunkt im Vergleich zu Radialventilatoren nach dem Stand der Technik.
- Bezugnehmend zunächst auf Fig. 1, weist der erfindungsgemäße Radialventilator ein Spiralgehäuse 1 auf, in das ein Radiallaufrad 2 eingebaut ist. Das Radiallaufrad 2 ist auf einer Welle 3 drehbar gelagert. Es wird durch ein nicht dargestelltes Antriebsaggregat in Richtung des Pfeiles 4 in Rotation versetzt. Hierdurch wird in Axialrichtung, d. h. in Achsrichtung der Welle 3, ein zu förderndes Medium in das Spiralgehäuse 1 angesaugt und in Radialrichtung ausgestoßen. Das Medium tritt durch eine Einströmdüse 5 in das Innere des Spiralgehäuses 1 ein. Die Einströmdüse 5 ist dazu seitlich an dem Spiralgehäuse 1 angeordnet, und zwar in Form eines den Rand einer Einströmöffnung 6 übergreifenden, sich trichterförmig nach innen verjüngenden Kragens. Die Innenkante 7 der Einströmdüse 5 bildet dabei eine annähernd zylindrische Hülse, mit der die Einströmdüse 5 eine das Radiallaufrad 2 begrenzende Deckplatte 8 übergreift. Die Einströmdüse 5 kommt dabei radial innerhalb der Deckplatte 8 zu liegen. Zwischen der Einströmdüse 5 und dem diese überlappenden Abschnitt 9 der Deckplatte 8 verbleibt ein Spalt 10. Ausgehend von dem überlappenden Abschnitt 9, verläuft die Deckplatte 8 in Gestalt einer gekrümmten Umlenkkontur 11 radial nach außen. Die Umlenkkontur 11 schließt mit der Oberseite 12 einer Anzahl von Schaufeln 13 ab, die mit ihrer Unterseite 14 auf einer Tragplatte 15 des Radiallaufrads 2 montiert sind. Erfindungsgemäß weisen die Schaufeln 13 eine rückwärts gekrümmte, profilierte Kontur auf, die noch nachstehend näher erläutert wird. Das in das Radiallaufrad 2 durch die Einströmdüse 5 angesaugte Medium wird durch die Schaufeln 13 in Radialrichtung gefördert und in dem Spiralgehäuse 1 hin zu einer Austrittsfläche 16 von vorzugsweise rechteckigem Querschnitt geführt, durch die das Medium den Radialventilator verläßt.
- Bezugnehmend nunmehr auf Fig. 2, ist eine zweiseitig saugende Anordnung des erfindungsgemäßen Radialventilators dargestellt, die eine bevorzugte Ausführungsform für Klimageräte und Klimaanlagen findet. Der Radialventilator ist dabei symmetrisch zu einer Mittelebene aufgebaut, in der die Tragplatte 15 des Radiallaufrads 2 angeordnet ist. Die Tragplatte 15 ist beidseits mit Schaufeln 13 bestückt, die an ihrer Oberseite 12 von je einer Deckplatte 8 abgedeckt werden. Jede der Deckplatten 8 übergreift mit einer gerundeten Umlenkkontur 11 die ihr zugeordnete Einströmdüse, wobei jeweils ein Zwischenraum in Gestalt des Spalts 10 verbleibt. Jede der halbseiten des Radiallaufrads 2 beidseits der Tragplatte 15 übt somit in Axialrichtung eine Saugwirkung aus, vermittels derer einander entgegengerichtete Medienströme durch die Seitenwände 17, 18 in den Radialventilator gefördert werden. Die Medienströme werden in radialer Richtung in ein gemeinsames Spiralgehäuse 1 ausgestoßen, das sie durch eine Austrittsfläche 16 verlassen. Die halbseiten des Radiallaufrads 2 sind dabei Völlig symmetrisch aufgebaut ; Maßgrößen, die in Fig. 2 auf der einen halbseite des Radialventilators eingezeichnet sind, gelten deshalb entsprechend auch für die andere Halbseite. Ebenso ist auch die Kontur der Schaufeln 13 auf beiden halbseiten des Radiallaufrads 2 dieselbe.
- Die Kontur der Schaufeln 13 wird nun nachstehend beschrieben. Anhand von Fig. 2 ist zunächst zu erkenen, daß der Schaufel-Innendurchmesser, d. h. der Durchmesser eines um die Laufradachse herum beschriebenen, die Innenkanten 19 der Schaufeln 13 berührenden Kreises, von der Deckplatte 8 zu der Tragplatte 15 hin abnimmt. Der Schaufel-Innendurchmesser hat an der Deckplatte 8 einen maximalen Wert d1max. Der mittlere Schaufel-Innendurchmesser d, ergibt sich daraus zu
- Wie Fig. 2 erkennen läßt, liegen die Innenkanten 19 der Schaufeln 13 auf einer Rotationsfläche um die Drehachse des Radiallaufrads 2, die sich trichterförmig von der Deckplatte 8 zu der Tragplatte 15 hin verjüngt. Die die Schaufeln-Außenkanten 20 erfassende Rotationsfläche ist hingegen zylindrisch. Die Außenkontur der Schaufeln 13 kann somit über die volle Höhe zwischen Deckplatte 8 und Tragplatte 15 durch einen annähernd konstanten Schaufel-Außendurchmesser d2 beschrieben werden.
- Wie Fig. 3 zeigt, sind die Schaufein 13 in sich verwunden, so daß die Schaufel-Innenkanten 19 und die Schaufel-Außenkanten 20 auf den sie einhüllenden Rotationsflächen jeweils windschief, d. h. nich parallel zu der Drehachse des Radiallaufrads 2 zu liegen kommen. Der Blick auf die Schaufel 13 ist in Fig. 3 wie in Fig. 1 auf die Tragplatte 15 herunter gerichtet. Die mit Oberseite 12 der Schaufel 13 zur Anlage kommende Deckplatte 8 ist abgenommen. Die Schaufel 13 ist mit der teilweise verdeckt erscheinenden Unterseite 14 an die Tragplatte 15 montiert. Durch die Verwindung der Schaufel 13 wird eine Änderung des Schaufel-Eintrittswinkels β1und des Schaufel-Austrittswinkels β2 über die Höhe des Radiallaufrads 2 erreicht. Der Schaufel-Eintrittswinkel ß, ist dabei in Ebenen parallel zu der Tragplatte 15 definiert. Er wird jeweils eingeschlossen von einer Profil-Mittellinie 21 der Schaufel 13 einerseits und einer an die von den Schaufel-Innenkanten 19 gebildeten Rotationsfläche gelegten Tangente 23 andererseits. In denselben Ebenenen parallel zu der Tragplatte 15 ist auch der Schaufel-Austrittswinkel β2 definiert. Er wird jeweils eingeschlossen von einer Profil-Mittellinie 24 der Schaufel 13 einerseits und einer an die von den Schaufel-Außenkannten 20 gebildeten Rotationsfläche gelegten Tangente 26 andererseits. In Fig. 3 sind der deckplattenseitige Schaufel-Eintrittswinkel ß1 D und der deckplattenseitige Schaufel-Austrittswinkel ß2 D, d. h. Schaufel-Eintrittswinkel β1bzw. Schaufel-Austrittswinkel β2 in Höhe der Deckplatte 8, sowie der tragplattenseitige Schaufel-Eintrittswinkel β1 T und der tragplattenseitige Schaufel-Austrittswinkel β2 T, d. h. der Schaufel-Eintrittswinkel β1bzw. Schaufei-Austrittswinkel β2 in Höhe der Tragplatte 15 eingezeichnet. Wie in Fig. 3 zwanglos zu erkenen, ist auf Grund der Verwindung der Schaufeln 13 ß1 D kleiner als ß1 T und ebenso auch β2 D kleiner als β2 T.
- Fig. 3 zeigt weiterhin, daß die Schaufel 13 in einer strömungstechnish besonders günstigen Form profiliert ist. Die Gestaltung des Profils wird dabei insbesondere an der deckplattenseiten Oberseite 12 und der tragplattenseitigen Unterseite 14 der Schaufel 13 deutlich. Es handelt sich um ein Flugzeug-Tragflächenprofil, wie es für niedrige Fluggeschwindigkeiten, d. h. Fluggeschwindigkeiten bis etwa 250 km/h, Verwendung findet. Die Schaufel 13 weist ein solches Profil über ihre volle Höhe, d. h. den gesamten Bereich zwischen der Deckplatte 8 und der Tragplatte 15 auf. Jeder Schnitt durch eine Schaufel 13 in einer Ebene parallel zu der Tragplatte 15 zeigt also als Schnittfläche ein Flugzeug-Tragflächenprofil der angegebenen Art. Das Profil der Schaufel 13 ist, bezogen auf die Drehrichtung des Radiallaufrads 2, nach rückwärts gekrümmt. Der Schaufel-Austrittswinkel β2 nimmt daher durchweg Werte von weniger als 90° ein. Des weiteren ist das Profil in der dargestellten Weise verwunden.
- Erfindungsgemäß wird nun die angestrebte hohe Leistungsdichte des Radialventilators dadurch erreicht, daß bei einem Verhältnis des mittleren Schaufel-Innendurchmessers d7 zu dem Schaufel-Außendurchmesser d2- von etwa 0,7: 1 die in Gestalt eines Flugzeug-Tragflächenprofils geformten Schaufeln 13 derart ausgebildet sind, daß der deckplattenseitige Schaufel-Eintrittswinkel ß1 D um 4° bis 7° kleiner ist als der tragplattenseitige Schaufel-Eintrittswinkel ß1 T, und ebenso der deckplattenseitige Schaufel-Austrittswinkel β2 D um 3° bis 6° kleiner ist als der tragplattenseitige Schaufel-Austrittawinkel β2 T, wobei der deckplattenseitige Schaufet-Eintrittswinkel ß1 D zwischen 14° und 20° und der deckplattenseitige Schaufei-Austrittswinkel ß2 D zwischen 390 und 45° liegt. Umfangreiche Versuche haben ergeben, daß bei einer Dimensionierung in dem angegebenen Bereich optimale Betriebsdaten für einen Radialventilator erreicht werden. Die angegebenen Winkeiverhältnisse können u. a. durch eine Verwindung der Schaufeln 13 verwirklicht werden.
- In einer bevorzugten Ausführungsform beträgt der deckplattenseitige Schaufel-Eintrittswinkel ß1 D 14,5° bis 17,5° und der tragplattenseitige Schaufel-Eintrittswinkel ß1 T 21,5°, während der deckplattenseitige Schaufel-Austrittswinkel ß2 D 40° bis 43° und der tragplattenseitige Schaufel-Austrittswinkel β2 T 46° beträgt.
- Die in der Abbildung Fig. 3 dargestellte Schaufelform entsteht durch Verwindung um eine senkrecht zu der Zeichenebene verlaufende Verwindungsachse 22. Die Verwindungsachse 22 ist somit parallel zu der Drehachse des Radiallaufrads 2 orientiert. Sie liegt in einem mittleren Bereich der Schaufeln 13. Eine derartige Anordnung ist aber nicht zwingend. Die beschriebenen Winkelverhältnisse Iassen sich vielmehr auch erreichen, wenn die Verwindungsachse'22 der Schaufeln 13 im Bereich der Schaufel-Außenkanten 20 liegt. Eine derartige, alternative Anordnung ist in Fig. 4 dargestellt. Die Blickrichtung ist dabei dieselbe wie in Fig. 3, und übereinstimmende Teile sind mit gleichen Bezugszeichen versehen. Die abgebildete Schaufel 13 ist profiliert und rückwärts gekrümmt. ihre Schaufel-Auβenkante 20 ist parallel zu der Drehachse des Radialaufrads 2 orientiert, steht also senkrecht aus der Zeichenebene heraus. Mit der Schaufel-Außenkante fällt eine Verwindungsachse 22 der Schaufel 13 zusammen. Auf Grund der Verwindung ist die Schaufel-Eintrittskante 19 gegenüber der Drehachse des Radiallaufrads 2 geneigt, und der Schaufel-Innendurchmesser variiert wie bei Fig. 3 über die Höhe der Schaufel. In der Abbildung Fig. 4 ist zu erkennen, daß auf Grund der Verwindung der deckplattenseitige Schaufel-Eintrittswinkel ß1 D kleiner ist als der tragplattenseitige Schaufel-Eintrittswinkel β1 T, und ebenso der deckplattenseitige Schaufel-Austrittswinkel β2 D kleiner ist als der tragplattenseitige Schaufel-Austrittswinkel ß2 T. Somit können die angegebenen Winkeiverhältnisse auch durch Verwindung um eine Verwindungsachse 22 erreicht werden, die im Bereich der Schaufel-Außenkanten 20 liegt bzw., mit den Schaufel-Außenkanten 20 zusammenfällt.
- Fig. 5 zeigt ein weiteres, alternatives Ausführungsbeispiel einer verwundenen Schaufel 13. Bei dieser ist die parallel zu der Drehachse des Radiallaufrads 2 orientierte Verwindungsachse 22 wiederum in den mittleren Bereich der Schaufel 13 verlegt. Wie in den Ausführungsbeispielen gemäß Fig. 3 und Fig. 4, ist die Schaufel-Innenkante 19 in einer Weise geneigt, daß die alle Schaufel-Innenkanten 19 einhüllende Rotationsfläche einen sich von der Deckplatte 8 zur Tragplatte 15 hin verjüngenden Kegel bildet. Der Schaufel-Innendurchmesser ist also in Höhe der Deckplatte 8 größer als in Höhe der Tragplatte 15. Gemäß Fig. 5 erfährt nun die Schaufel-Außenkante 20 der Schaufeln 13 durch die Verwindung um die Verwindungsache 22 eine ähnliche Schrägstellung. Die alle Schaufel-Außenkanten 20 einhüllende Rotationsfläche hat die Gestalt eines sich von der Deckplatte 8 zu der Tragplatte 15 hin aufweitenden Kegelmantels. Anders als bei dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 3, wird also gemäß Fig. 5 die Schaufel-Außenkante 20 nicht durch einen einzigen, über die Höhe der Schaufel 13 annähernd konstanten Schaufel-Außendurchmesser d2 beschrieben. Vielmehr variiert der Schaufel-Außendurchmesser über die Höhe der Schaufel 13, wobei er seinen minimalen Werd d2min in Höhe der Deckplatte 8, und seinen maximalen Wert d2max auf der Höhe der Tragplatte 15 einnimmt. Für das in Anspruch 1 angegebene Verhältnis von Schaufel-Innendurchmesser zu Schaufel-Außendurchmesser ist ein mittlerer Schaufel-Außendurchmesser d2 anzusetzen. Wie man sich leicht überzeugt, liegen auch bei dieser Anordnung die angegebenen Winkeiverhältnisse vor, so daß die Lehre der Erfindung zu verwirklichen ist.
- Fig. 6 zeigt eine weitere, alternative Schaufelform, die nicht durch Verwindung des Schaufelprofils, sondern durch eine Scherung quer zu der Längsrichtung der Schaufel 13 hervorgegangen ist. Auf Grund dieser Scherung ist die Schaufel 13 von der Deckplatte 8 zur Tragplatte 15 gesehen entgegen der Drehrichtung des Radiallaufrads 2 geneigt. Die Schaufel-Außenkanten 20 weisen dabei über die Höhe der Schaufeln 13 einen annährend konstanten Durchmesser d2 auf. Hingegen sind die Schaufel-Innenkanten 19 durch die Scherung in einer Weise geneigt. daß ihre Einhüllende eine sich von der Deckplatte 8 zur Tragplatte 15 hin verjüngende, trichterförmige Rotationsfläche bildet. Die Schaufel 13 weist somit an ihrer Innenkante 19 auf der Höhe der Deckplatte 8 einen größeren Innendurchmesser auf als im Bereich der Tragplatte 15. Eine auf der Tragplatte 15 errichtete, die Schaufel-Innenkante 19 treffende Normale schließt also mit der Schaufel-Innenkante 19 sowohl in tangentialer als auch in radialer Projektion jeweils spitze Winkel ein. Man erkennt nun anhand von Fig. 6, daß auch bei einer derart geneigt angeordneten Schaufel 13 der deckplattenseitige Schaufel-Eintrittswinkel ß1 D kleiner ist als der tragplattenseitige Schaufel-Eintrittswinkel β1 T, und ebenso der deckplattenseitige Schaufel-Austrittswinkel β2 D kleiner ist als der tragplattenseitige Schaufel-Austrittswinkel β2 T. Die erfindungsgemäßen Winkelverhältnisse lassen sich also nicht nur durch Verwindung, sondern auch durch Scherung einer profilierten, rückwärts gekrümmten Schaufel 13 einstellen. Allgemein sind zu diesem Zweck geometrische Operationen geeignet, durch die die ursprünglich parallel zu der Drehachse des Radiallaufrads 2 orientierten Schaufel-Innenkanten 19 und Schaufel-Außenkanten 20 einen windschiefen Verlauf zu der Drehachse erhalten. Des weiteren kann die erfindungsgemäße Anordnung dadurch gekennzeichnet werden, daß längs der senkrecht zur Hauptströmungsrichturig gemessenen Schaufelbreite die Profilsehnen der Schaufelschnitte in verschiedenen Ebenen liegen.
- Durch die Erfindung wird ein Radialventilator geschaffen, dessen Leistungsdichte, d. h. das Produkt aus ϕopt und ψt, bei einer Volumenzahl ϕopt von 0,2 und mehr größer ist als 0,2 und damit höher liegt als bei allen bisher bekannt gewordenen Radialventilatoren. Zugleich wurde der Volumenzahlbereich △ϕ0,8, in dem der Radialventilator bei einem Wirkungsgrad η von mehr als 80 % arbeitet, gegenüber dem Stand der Technik nach beiden Seiten hin um wenigstens 20 % vergrößert. Zur Erläuterung dieser Verbesserungen wird auf die in Fig. 7 dargestellte ψ-ψ-Kennlinie des erfindungsgemäßen Radialventilators verwiesen. Mit getrennter Skala ist in diesem Diagramm auch der Verlauf des Wirkungsgrads η über ϕ aufgetragen. Man erkennt, daß der Wirkungsgrad η seinen Maximalwert ηmax bei einer Volumenzahl ϕopt von über 0,2 einnimmt. Der zugehörige Wert ψtopt beträgt 0,94, so daß die Leistungsdichte als Produkt von ψopt und ψtopt, oberhalb von 0,2 liegt. Des weiteren ist zu erkennen, daß der Wirkungsgrad π beidseits seines Maximalwerts ηmax gegenüber steigenden bzw. sinkenden Volumenzahlen ϕ nur sehr allmählich abfällt. Der Bereich △ϕ0,8, in dem der Wirkungsgrad η den Wert 0,8 übersteigt, erstreckt sich über einen Bereich von Volumenzahlen ϕ, der gegenüber dem Stand der Technik beidseits erheblich erweitert ist. Durch die Erfindung wird somit ein Radialventilator von bislang unerreichter Kompaktheit geschaffen, der überdies auch bei Betriebspunkten außerhalb des Optimalpunkts mit einem hohen Wirkungsgrad arbeitet.
- Von Bedeutung für diese Wirkung ist die bereits erwähnte Schrägstellung der einströmseitigen Innenkanten 19 der Schaufeln 13 gegenüber der Drehachse des Radiallaufrads 2. Diese Schrägstellung, die sich insbesondere aus der Darstellung in Fig. 3 ergibt, kann in besonders einfacher Weise dadurch erreicht werden, daß die Schaufeln 13 aus einem von zwei parallelen Kanten begrenzten Blechstück gebogen werden, wobei die Kanten im montierten Zustand der Schaufel 13 aufeinander zur Anlage kommen und die Schaufel-Außenkante 20 bilden. Werden nun die Schaufeln 13 derart auf die Tragplatte 15 montiert, daß die Schaufel-Außenkanten 20 als Einhüllende eine zylindrische Rotationsfläche haben, so stellt sich bei der vorgegebenen Verwindung der Schaufeln 13 die erwünschte Schrägstellung der Schaufel-Innenkanten 19 ein. Es kann somit ein Schaufelzuschnitt gewählt werden, bei dem die die Schaufel-Außenkanten 20 bildenden Seiten rechtwinklig zu den Seiten verlaufen, die die mit der Tragplatte 15 zur Anlage kommende Unterseite 14 der Schaufel 13 begrenzen. Ein solcher Schaufelzuschnitt ist fertigungstechnisch besonders günstig, da er einen geringen Verschnitt und eine einfacher Verarbeitung mit sich bringt.
- Nachstehend werden Bemessungsverhältnisse des erfindungsgemäßen Radialventilators angegeben, in denen dieser ein optimales Betriebsverhalten zeigt. Eine erfindungswesentliche Größe ist dabei der Einlaufdurchmesser do der Deckplatte 8, d. h. der kleinste Durchmesser ihres Einiaßbereichs. Der einlaufdurchmesser do ist in der Abbildung Fig. 2 ausgewiesen. Er sollte sich erfindungsgemäß zu dem Schaufel-Außendurchmesser d2 wie etwa 0,75 : 1 verhalten.
- Von funktionswesentlicher Bedeutung für den Radialventilator gemäß der Erfindung ist auch die Gestaltung der Umlenkkontur 11 der Deckplatte 8. Diese ist in Gestalt eines Kegeischnitts, d. h. kreisförmig, parabolisch oder hyperbolisch gekrümmt und wird demnach durch einen oder mehrere Krümmungsradien r beschrieben.
- Die Abbildung Fig. 2 zeigt eine kreisförmige Krümmung der Umlenkkontur 11 mit einem einzigen Krümmungsradius r. Für ein optimales Betriebsverhalten des Radialventilators müssen sich der oder die Krümmungsradien r zu dem Einlaufdurchmesser do wie 0,2 bis 0,3: 1 verhalten.
- Von erfindungsfunktioneller Bedeutung ist des weiteren die Austrittsbreite b2 des Radialventilators, d. h. der Abstand zwischen Tragplatte 15 und Deckplatte 8 an der Schaufel-Außenkante 20. Die Austrittsbreite b2 ist in dem in Fig.2 dargestellten Ausführungsbeispiel eines zweiseitig ansaugenden oder doppelflutigen Radialventilators jeweils auf eine Halbseite des Radiallaufrads 2 bezogen. Die Austrittsbreite b2 sollte sich zu dem Schaufel-AuBendurchmesser d2 wie 0,225 bis 0,275: 1 und vorzugsweise wie 0,25 : 1 verhalten. Statt der Austrittsbreite b2 kann auch die Austrittsfläche F2 des Radialventilators angegeben werden, d. h. das Flächenmaß der die Schaufel-Außenkanten 20 einhüllenden zylindrischen Rotationsfläche. Die Austrittsfläche F2 ist durch die Austrittsbreite b2 und den Schaufel-Außendurchmesser d2 definiert. Sie wird vorzugsweise auf die Eintrittsfläche Fo des Radiallaufrads 2, d. h. die lichte Weite des Einlaßbereichs der Deckplatte 8 mit dem Einlaufdurchmesser do, bezogen. Erfindungsgemäß soll sich die Eintrittsfläche Fo des Radiallaufrads 2 zu seiner Austrittsfläche F2 wie 0,51 bis 0,62: 1 und insbesondere wie 0,56 : 1 verhalten.
- Eine optimale Dimensionierung des Radialventilators gemäß der Erfindung muß schließlich auch die Größenverhältnisse des Spiralgehäuses 1 berücksichtigen. Von Bedeutung ist die Eintrittsfläche FE der Einströmdüse 5 und der Querschnitt FA der Austrittsfläche 16 des Spiralgehäuses 1. Die Größe der Austrittsfläche FA ist in Fig. 1 und die lichte Weite FE der Einströmdüse 5 in Fig. 2 ausgeworfen. FE sollte sich zu FA wie 0,67 bis 0,71 : 1 und insbesondere wie 0,69 : 1 verhalten.
- Es sei angemerkt, daß die angegebenen Dimensionsverhältnisse gleichermaßen für einseitig saugende Radialventilatoren wie für zweiseitig saugende Radialventilatoren gelten. Bei zweiseitig saugende Radialventilatoren gelten. Bei zweiseitig saugenden Ventilatoren verdoppeln sich zwar zum Teil die absoluten Zahlenwerte, die Verhältniszahlen bleiben dabei aber unverändert.
- Für das Betriebsverhalten des erfindungsgemäßen Radialventilators ist schließlich die Anzahl der auf dem Umfang des Radiallaufrads 2 verteilten Schaufeln 13 von Bedeutung. Diese sollte zwischen zehn und sechzehn liegen. In einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung sind zwölf Schaufeln 13 vorgesehen.
- Der erfindungsgemäße Aufbau eines Radialventilators läßt sich gleichermaßen in einer einseitig ansaugenden wie auch einer zweiseitig ansaugenden Anordnung verwirklichen, wobei letztere in Fig. 2 dargestellt ist. Diese Bauform findet eine bevorzugte Verwendung für Klimageräte und Klimaanlagen.
- Abgesehen von den bereits erwähnten Vorteilen, wird durch die Erfindung ein Radialventilator geschaffen, bei dem der Reaktionsgrad als Quotient von statischem Druck zu Gesamtdruck sehr hoch ist. Der Anteil der zunächst nicht nutzbaren kinetischen Energie ist also sehr klein. Fig. 8 zeigt den Reaktionsgrad des erfindungsgemäßen Radialventilators im Vergleich zu Radialventilatoren nach dem Stand der Technik. Der Reaktionsgrad ist dabei in Abhängigkeit von der Volumenzahl ϕ bei maximalen Wirkungsgrad ηmax' d. h. am Optimalpunkt ϕopt aufgetragen. Ventilatoren nach dem Stand der Technik sind dabei durch Werte 1 bis 13 und die Erfindung durch den Wert 14 charakterisiert. Man erkennt, daß der erfindungsgemäße Wert 14 einen optimalen Kompromiß zwischen den Forderungen nach einer möglichst hohen Volumenzahl und einem hohen Reaktionsgrad darstellt.
- Des weiteren wird durch die Erfindung eine Anordnung geschaffen, bei der die Wellenleistung innerhalb des erfaßten Volumenzahlbereichs ein Maximum einnimmt. Es ist also möglich, den Antriebsmotor des Radialventilators auf das Wellenleistungs-Maximum auszulegen, so daß eine Überlastung bei vom Auslegepunkt abweichenden Betriebspunkten ausgeschlossen ist. Hierdurch unterscheidet sich das erfindungsgemäße Radialgebläse in vorteilhafter Weise von einem Trommelläuferventilator mit vorwärts gekrümmten Schaufeln. Bei diesem steigt die Wellenleistung mit zunehendem Volumenstrom, d. h. zunehmender Volumenzahl ϕ, progressiv an, und es ist überhaupt kein Maximum vorhanden. Bei einem solchen Ventilator besteht also stets die Gefahr einer Motor-Überlastung. Dieser Nachteil wird bei dem Radialventilator gemäß der vorliegenden Erfindung vermieden, der andererseits in seiner Leistungsdichte einem Trommelläuferventilator nahekommt und somit die vorteilhaften Eigenschaften eines mit rückwärts gekrümmten Schaufeln bestückten Radialventilators mit denen eines Trommelläuferventilators verbindet. Die maximal zulässige Umfangsgeschwindigkeit des erfindungsgemäßen Radialventilators, gemessen an den Schaufel-AuBenkanten 20, beträgt etwa 85 m/sec. Eine derart hohe zulässige Umfangsgeschwindigkeit ermöglicht für einen vorgegebenen Betriebspunkt die Verwendung kleiner Ventilatoren, was sich in einer Senkung der Investitionskosten niederschlägt. Auf Grund der erreichten Leistungsdichte befindet sich der erfindungsgemäße Radialventilator mit einer spezifischen Drehzalh nq von ca. 80 im Bereich der halbaxialen Ventilatoren.
- Weitere Vorteile und die Bedeutung der erfindungsgemäß angegebenen konstruktiven Parameter werden anhand der folgenden Beispiele erläutert.
- Ein Radialventilator mit außerhalb der erfindungsgemäßen Winkelbereiche geneigten, profilierten Schaufeln (Ventilator I) wird mit einem Radialventilator (Ventilator II) gemäßder Erfindung verglichen. Konstruktive Daten wie Dimensionsverhältnisse und Schaufelzahl liegen in den erfindungsgemäß angegebenen Bereichen und stimmen jeweils überein, soweit nicht nachstehend etwas anderes angegeben ist.
- Ventilator 1:
- Schaufel-Eintrittswinkel β1 D = 35°
- β1 T = 23°
- Schaufel-Austrittswinkei β2 = 48°
- d1 : d2 = 0,7
- ψtopt ϕopt = 0,182 bei ϕopt = 0,2
- △ϕ0,8 erstreckt sich von ϕ = 0,145 bis 0,265
- Ventilator II :
- Schaufel-Eintrittswinkel β1 D = 17,5°
- ß1 T = 21,50
- Schaufel-Austrittswinkel β2 D = 42°
- β2 T = 46°
- d1 : d2 = 0,7
- ψtopt ϕopt = 0,202 bei ϕopt = 0,215
- Δϕ0,8 erstreckt sich von ϕ = 0,13 bis 0,274
- Hieraus ergibt sich die Überlegenheit des erfindungsgemäßen Radialventilators.
- Die erfindungsgemäß erzielte Kennlinie hängt in kritischer Weise von den Schaufelwinkeln und der Schaufelverwindung ab.
- Dies wird exemplarisch anhand von Ventilator III und IV nachgewiesen, bei denen unter sonst unveränderten Bedingungen Winkelwerte außerhalb der erfindungsgemäßen Bereiche verwirklicht sind :
- Ventilator III :
- Schaufel-Eintrittswinkel ß1 D = 16°
- ß1 T = 230
- Schaufel-Austrittswinkel ß2 D = 40,5°
- β2 T = 47,5°
- ψtopt = 0,2 bei ϕopt = 0,195
- Δϕ0,8 erstreckt sich von ϕ = 0,158 bis 0,244
- Eine zu starke Verwindung oder Scherung der Schaufeln führt also zu einer Verschlechterung der LeistungskenngröBen.
- Ventilator IV :
- Schaufel-Eintrittswinkel ß1 D = 12°
- ß1 T = 18°
- Schaufel-Austrittswinkel ß2 D = 48°
- β2 T = 52°
- ψtopt ϕopt = 0,189 bei ϕpot = 0,21
- ηmax = 0,79, η erreicht also 0,8 nicht.
- Auch bei Einhalten der erfindungsgemäßen Verwindung oder Scherung führt also eine Fehleinstellung der Schaufelwinkel nicht zu dem vorteilhaften Ergebnis der Erfindung.
- Es werden Radialventilatoren mit erfindungsgemäß geneigten, profilierten Schaufeln verglichen und dabei das Verhältnis von Schaufel-Innendurchmesser zu Schaufel-Außendurchmesser variiert.
- Ventilator II : mit d1 : d2 = 0,7 : vgl. Beispiel 1
- Ventilator V. wie Ventilator II, aber mit
- d1 : d2=0,6 :
- ψtopt ϕopt = 0,18 bei ϕopt = 0,2
- Δϕ0,8 erstreckt sich von ϕ = 0,16 bis 0,27.
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