专利名称：：多叶片径流式风扇的设计方法以及多叶片径流式风扇的制作方法
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。
背景技术：
：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＝tan-1ξ1.641……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。在具有叶轮和放有叶轮的涡型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。用根据AMCA标准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噪音测定实验装置实验装置如图10所示。在风扇主体的吸入测设置吸入嘴，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。在静压调节箱内铺设吸音材料。在静压调节箱设置调节风量用的气流调节器，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。将电机放入内铺设有吸音材料的隔音箱中，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从基准线的角度0≤Θ≤2πθz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、风扇出口的静压和噪音的各测定值计算出比噪音KS。KS＝SPL(A)-10log10Q(Pt)2SPL(A)A特性的噪音等级dbQ风扇排出空气的风量m3/sPt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KSmin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-1ξ1.641……40.75≤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，在叶片间流路内产生涡流，使叶轮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，LThemechanicsofviscousfluids.InW.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，设在多叶片径流式风扇叶轮的外周的叶片间流路的宽度为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·····6δ2＝(2πr)/n·····7δ3＝2π(r+X)/n·····8n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。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≤2πθz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未到所定值时，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+50.77Z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。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·····100.75≤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)1100400.401200.35400参照注12100400.40400.554003100580.581440.354004100580.581440.5540070005100750.751440.55400参照注26100750.751000.554007100900.902400.554008100900.901200.55400</table></tables>注15000，θz＝2.5°时为7000注25000，θ＝4.5°，5.5°，6.0°时为7000表2表3<p>表4</tables>表5权利要求1.一种多叶片径流式风扇的设计方法，该设计方法是具有周向上设有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设计方法，其特征在于使涡形壳体的扩展角和从叶轮流出的空气流形成的自由涡流的扩展角基本一致，由此确定叶轮的参数和涡形壳体的参数。2.一种多叶片径流式风扇的设计方法，该设计方法是具有周向上设有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设计方法，其特征在于使涡形壳体的扩展角与从全压效率达到最高的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，由此确定叶轮的参数和涡形壳体的参数。3.一种多叶片径流式风扇的设计方法，具有周向上设有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，其特征在于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，由此确定叶轮的参数和涡形壳体的参数。4.一种多叶片径流式风扇，该多叶片径流式风扇具有在周向上设置多个径向叶片的叶轮以及装有叶轮的涡形壳体，其特征在于使涡形壳体的扩展角与从全压效率达到最高的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，由此确定叶轮的参数和涡形壳体的参数。5.一种多叶片径流式风扇的设计方法，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-1ξ1.641(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)6.如权利要求5所述的多叶片径流式风扇的设计方法，其特征在于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。7.如权利要求5或6所述的多叶片径流式风扇的设计方法，其特征在于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。8.如权利要求5至7任一项所述的多叶片径流式风扇的设计方法，其特征在于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)。9.如权利要求5至8任一项所述的多叶片径流式风扇的设计方法，其特征在于确定叶轮的参数和涡形壳体的参数满足0.65≤H/Ht的关系。10.一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-1ξ1.641(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)。11.如权利要求10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。12.如权利要求10或11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。13.如权利要求10至12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)。14.如权利要求10至13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。15.一种多叶片离心式风扇的设计方法，该设计方法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，其特征在于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的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，或者设定在比该位置更向外的位置。16.一种多叶片离心式风扇的设计方法，该设计方法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，其特征在于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，或者设定在比该位置更向外的位置。17.一种多叶片离心式风扇的设计方法，该设计方法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，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，-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叶轮的外半径、A、B、C、X由实验确定的常数)18.一种多叶片离心式风扇的设计方法，该设计方法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，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，-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)19.一种多叶片离心式风扇，该多叶片离心式风扇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，其特征在于该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的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。20.一种多叶片离心式风扇，该多叶片离心式风扇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，其特征在于该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。21.一种多叶片离心式风扇，该多叶片离心式风扇具有在周向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，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-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叶轮的外半径、A、B、C、X由实验确定的常数)22.一种多叶片离心式风扇，该多叶片离心式风扇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，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-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)23.一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)24.如权利要求23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。全文摘要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叶轮的参数和涡形壳体的参数。文档编号F04D29/42GK1169768SQ9619123公开日1998年1月7日申请日期1996年8月27日优先权日1995年8月28日发明者畠山真,川口秀树,新原登,中村吉德,上村武司申请人:东陶机器株式会社