叶轮以及轴流送风机的制作方法

本发明涉及用于换气扇以及空调的叶轮以及轴流送风机。

背景技术：

轴流送风机用的叶轮的旋转叶片主要为了低噪声化而实现了沿旋转方向的前进和向吸入上游侧的前倾化。近年来，为了进一步低噪声化，在旋转叶片中，提出了使由叶梢涡流产生的干涉降低的形状，即，使叶片外周部向气流的上游侧弯曲的形状。之所以提出上述形状是因为，当叶片旋转时，由于旋转叶片的压力面与负压面的压力差，在叶片外周部产生从压力面侧朝向负压面侧而绕过叶片外周部的泄流，在叶片负压面生成因该泄流引起的叶梢涡流，由于与压力面、相邻叶片或喇叭口的干涉而成为使噪声恶化的原因。

作为以往的叶梢涡流的控制方法，将翼弦中心线的区域分为毂部侧和叶片外周侧这两个区域，使毂部处的前倾角以比0°大的角度向上游侧倾斜，进而使叶片外周部处的前倾角比由毂部区域定义的前倾角更加向上游侧倾斜(例如参照专利文献1)。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本专利第4680840号公报

技术实现要素：

发明所要解决的问题

但是，在上述以往的技术中，通过将叶片外周部设为向气流的上游侧弯曲的形状来控制叶梢涡流，抑制因叶梢涡流引起的噪声恶化，从而能够达到低噪声化，但是为了进行叶梢涡流的控制，叶片外周部成为向上游部弯曲的形状，因此气流的泄漏变多。特别是施加静压时，由于静压降低，而存在风扇效率下降的倾向。

虽然提出了如下形状，即以将叶片半径方向的截面形状分为内周侧和外周侧，内周侧设为不易产生气流的泄漏的分布，外周侧能够控制叶梢涡流的方式，成为向上游侧弯曲的形状，从而达到低噪声化并且还防止静压下降，但是由于随着从旋转叶片的前缘侧朝向后缘侧，在叶片外周部生成的叶梢涡流的状况变化，所以对于叶梢涡流的变化而言不是最适合的形状，存在能够进一步低噪声以及高效化的余地。

本发明是鉴于上述问题而做出的，其目的在于得到一种降低因叶梢涡流的变化引起的噪声的增大以及效率的下降的叶轮。

用于解决问题的手段

为了解决上述的问题并达到目的，本发明具备：毂部，其由马达驱动而旋转；多个旋转叶片，其从毂部起在马达的旋转轴的扩径方向上呈放射状地突出，并在旋转轴的轴向上产生气流，旋转叶片具有内周部侧相对于气流的流动凸出而外周侧部侧相对于气流的流动凹陷的s字状的半径方向截面。在本发明中，旋转叶片的凹形的部分的曲率半径值具有随着从叶片前缘部接近叶片后缘部而递减的分布，且递减的比例越接近叶片后缘部越小。

发明效果

本发明的叶轮起到能够降低因叶梢涡流的变化引起的噪声的增大以及效率的下降的效果。

附图说明

图1是表示本发明的实施方式1的叶轮的立体图。

图2是实施方式1的叶轮的旋转叶片的俯视图。

图3是实施方式1的叶轮的旋转叶片的截面图。

图4是表示实施方式1的叶轮的旋转叶片的外侧凹部的曲率半径值的变化的图。

图5是示意性地表示实施方式1的叶轮的半径方向截面的叶片形状、叶梢涡流以及半径方向流动的图。

图6是使用了实施方式1的叶轮和半喇叭口的轴流送风机的截面示意图。

图7是使用了实施方式1的叶轮和全喇叭口的轴流送风机的截面示意图。

图8是表示使用了实施方式1的叶轮和半喇叭口的轴流送风机的气流的分布的图。

图9是表示使用了实施方式1的叶轮和全喇叭口的轴流送风机的气流的分布的图。

图10是表示具有实施方式1的叶轮和半喇叭口的轴流送风机的旋转叶片的无量纲外周部平均曲率半径与开放点的比噪声差(日文：比騒音)的关系的图。

图11是表示具有实施方式1的叶轮和半喇叭口的轴流送风机的旋转叶片的无量纲外周部平均曲率半径与开放点的风扇效率的点差的关系的图。

图12是表示具有实施方式1的叶轮和半喇叭口的轴流送风机的旋转叶片的无量纲外周部平均曲率半径与最小比噪声的比噪声差的关系的图。

图13是表示具有实施方式1的叶轮和半喇叭口的轴流送风机的无量纲外周部平均曲率半径和最高风扇效率的点差的关系的图。

图14是表示具有实施方式1的叶轮和全喇叭口的轴流送风机的旋转叶片的无量纲外周部平均曲率半径与开放点的比噪声差的关系的图。

图15是表示具有实施方式1的叶轮和全喇叭口的轴流送风机的旋转叶片的无量纲外周部平均曲率半径与开放点的风扇效率的点差的关系的图。

图16是表示具有实施方式1的叶轮和全喇叭口的轴流送风机的旋转叶片的无量纲外周部平均曲率半径与最小比噪声的比噪声差的关系的图。

图17是表示具有实施方式1的叶轮和全喇叭口的轴流送风机的无量纲外周部平均曲率半径与最高风扇效率的点差的关系的图。

图18是表示施加了静压的最高风扇效率、最小比噪声和风量静压特性的关系的图。

具体实施方式

以下，基于附图详细说明本发明的实施方式的轴流送风机。另外，本发明不限定于该实施方式。

实施方式1

图1是表示本发明的实施方式1的叶轮的立体图。图2是实施方式1的叶轮的旋转叶片的俯视图。图3是实施方式1的叶轮的旋转叶片的截面图。实施方式1的叶轮3具有圆柱形的毂部2和旋转叶片1，所述毂部2由未图示的马达驱动而旋转并以旋转轴o为中心沿箭头r方向旋转，所述旋转叶片1具有三维立体形状。旋转叶片1呈放射状地安装于毂部2的外周。通过叶轮3旋转，旋转叶片1产生箭头a方向的气流。如图1所示，实施方式1的叶轮3是三片叶片，但叶轮3的旋转叶片1的片数也可以是其他的多个片数。以下，以多片旋转叶片1中的一片为代表进行说明，多片旋转叶片1为相同形状。

如图3所示，实施方式1的叶轮3的旋转叶片1在毂部2侧的半径方向截面中相对于气流的方向具有凸形状，且在外周部侧的半径方向截面中相对于气流的方向具有凹形状。因此，旋转叶片1的截面成为内周侧相对于气流凸出而外周侧相对于气流凹陷的s字状。在此，将旋转叶片1的内周侧的叶片内周部1e与s字状的内周侧的顶点x之间的部分设为内侧凸部p1，将s字状的内周侧的顶点x与凹凸切换的点y之间的部分设为内侧切换部p2，将凹凸切换的点y与s字状的外周侧的顶点x之间的部分设为外侧切换部p3。另外，将s字状的外周侧的顶点z与叶片外周部1d之间的部分设为外侧凹部p4。内侧凸部p1与外侧凹部p4通过内侧切换部p2以及外侧切换部p3而平滑地连接。

旋转叶片1的外侧凹部p4的曲率半径值r2具有随着从叶片前缘部1b朝向叶片后缘部1c而递减的分布。图4是表示实施方式1的叶轮的旋转叶片的外侧凹部的曲率半径值的变化的图。如图4所示，旋转叶片1的外侧凹部p4的曲率半径值r2具有随着从叶片前缘部1b朝向叶片后缘部1c而递减的分布，且递减的比例越接近叶片后缘部越小。

图5是示意性地表示实施方式1的叶轮的半径方向截面的叶片形状、叶梢涡流以及半径方向流动的图。图5表示图2中的o-d1、o-d2、o-d3以及o-d4的各截面处的叶片形状。另外，o-d1是连结旋转中心o与叶片前缘的后端fr的线和延长到叶片外周部1d的线。o-d4是连结旋转中心o与叶片后缘的前端rf的线。对于实施方式1的叶轮的旋转叶片1而言，在比叶片中央c靠叶片前缘部1b侧的o-d1截面以及o-d2截面中，由于还要考虑来自叶片外周部1d的横向吸入流体9，因此如图5所示，叶片前缘部1b侧使旋转叶片1整体向气流a的上游侧倾斜，叶片相对于旋转轴4的扩径方向在气流的上游侧形成角度θ(o-d1)以及θ(o-d2)。由此，旋转叶片1在比叶片中央c靠叶片前缘部1b侧形成能够适合横向吸入流体9的形状。另外，叶片中央c是连结叶片前缘的后端fr和旋转中心o的线与连结叶片后缘的前端rf和旋转中心o的线所成的角的二等分线上的部分。而且，旋转叶片1在比叶片中央c靠叶片后缘部1c侧的o-d3截面和o-d4截面中，为了控制叶梢涡流5并且防止升压后的流体泄漏，以叶片在气流的下游侧相对于旋转轴4的扩径方向形成角度θ(o-d3)以及θ(o-d4)的方式，使叶片向气流的下游侧倾斜。由此，旋转叶片1在比叶片中央c靠叶片后缘部1c侧成为不会泄漏朝向叶片内周部1e流体的离心方向的流体14的形状，防止效率下降。

将实施方式1的叶轮与喇叭口一起使用从而形成轴流送风机，上述喇叭口包围叶轮并进行气流的升压以及整流。图6是使用了实施方式1的叶轮和半喇叭口的轴流送风机的截面示意图。半喇叭口7以叶片前缘部1b开放的状态包围旋转叶片1。图7是使用了实施方式1的叶轮和全喇叭口的轴流送风机的截面示意图。全喇叭口8以从侧方覆盖叶片前缘部1b的状态包围旋转叶片1。

半喇叭口7和全喇叭口8均具有吸入侧曲面rin、具有圆筒状的直线部st以及排出侧曲面rout。

图8是表示使用了实施方式1的叶轮和半喇叭口的轴流送风机的气流的分布的图。在图6所示的具有半喇叭口7的轴流送风机中，由于叶片前缘部1b开放大，因此流入旋转叶片1的流体不仅有从叶片前缘部1b朝向叶片后缘部1c的叶片内部的流体10，横向吸入流体9也流入旋转叶片1，由此，叶梢涡流5从旋转叶片1的前缘侧扩展较大。另外，叶片内部的流体随着从叶片前缘部1b朝向叶片后缘部1c而流动的状况变化，由此叶梢涡流5的状况在轴向的位置变得大不相同。

图9是表示使用了实施方式1的叶轮和全喇叭口的轴流送风机的气流的分布的图。图7所示的具有全喇叭口8的轴流送风机由于叶片前缘部1b几乎不开放，因此叶片前缘部1b的横向吸入流体9成为与半喇叭口7相比几乎不存在的状态。所以，朝向叶片的流体大致仅有叶片内部的流体10，叶梢涡流5的生成也不是从叶片前缘部1b开始，而是从开始了某一程度的升压的点开始产生叶梢涡流5。

如上所述，即使是相同的旋转叶片1，叶梢涡流5的位置也由于喇叭口的形状而变化。

另外，也有在相同产品内设定有半喇叭口7和全喇叭口8这两种喇叭口的情况，如果专用地设计分别适合的旋转叶片，则花费在旋转叶片上的成本成为2倍。因此，也有喇叭口形式不同仍使用相同的旋转叶片的情况，要求喇叭口形式不同也能够达到低噪声且高效率化的旋转叶片。

图10是表示具有实施方式1的叶轮和半喇叭口的轴流送风机的旋转叶片的无量纲外周部平均曲率半径与开放点的比噪声差的关系的图。图11是表示具有实施方式1的叶轮和半喇叭口的轴流送风机的旋转叶片的无量纲外周部平均曲率半径与开放点的风扇效率的点差的关系的图。图12是表示具有实施方式1的叶轮和半喇叭口的轴流送风机的旋转叶片的无量纲外周部平均曲率半径与最小比噪声的比噪声差的关系的图。图13是表示具有实施方式1的叶轮和半喇叭口的轴流送风机的无量纲外周部平均曲率半径与最高风扇效率的点差的关系的图。图14是表示具有实施方式1的叶轮和全喇叭口的轴流送风机的旋转叶片的无量纲外周部平均曲率半径与开放点的比噪声差的关系的图。图15是表示具有实施方式1的叶轮和全喇叭口的轴流送风机的旋转叶片的无量纲外周部平均曲率半径与开放点的风扇效率的点差的关系的图。图16是表示具有实施方式1的叶轮和全喇叭口的轴流送风机的旋转叶片的无量纲外周部平均曲率半径与最小比噪声的比噪声差的关系的图。图17是表示具有实施方式1的叶轮和全喇叭口的轴流送风机的无量纲外周部平均曲率半径与最高风扇效率的点差的关系的图。另外，从图10至图17所示的结果是在直径为260mm的旋转叶片1中进行评价的结果。

另外，无量纲外周部平均曲率半径定义为从叶片外周部的曲率半径的前缘到后缘的曲率半径的平均值除以叶片外径直径。

在图10以及图14中使用的比噪声kt是由下式定义的计算值。

kt＝spla-10log(q·pt^2.5)

q：风量[m³/min]

pt：全压[pa]

spla：噪声特性(a修正后)[db]

在图11以及图15中使用的风扇效率et是由下式定义的计算值。

et＝(pt·q)/(60·pw)

q：风量[m³/min]

pt：全压[pa]

pw：轴动力[w]

在图12以及图16中使用的比噪声ks是由下式定义的计算值。

ks＝spla-10log(q·ps^2.5)

q：风量[m³/min]

ps：静压[pa]

spla：噪声特性(a修正后)[db]

在图13以及图17中使用的风扇效率es是由下式定义的计算值。

es＝(ps·q)/(60·pw)

q：风量[m³/min]

ps：静压[pa]

pw：轴动力[w]

另外，a修正为，对应人类的听觉的特性而将低频率的声音减小的修正，举个例子，如基于jisc1502-1990所规定的a特性的修正。

图18是表示施加了静压的风扇效率和风量的关系、比噪声和风量的关系以及静压和风量的关系的图。图18中的风量静压特性中的虚线表示压力损失。能够理解为，在接近于静压与压力损失一致的风量的风量中，比噪声最小，风扇效率最大。

如图10至图17所示，实施方式1的叶轮，即使在使用了半喇叭口7以及全喇叭口8中任一个的情况下，且在任意的位置，都能够实现低噪声且高效率化。

特别是，实施方式1的叶轮存在无量纲外周部平均曲率半径r2’越小则越低噪声且高效率的倾向，根据喇叭口的形态以及比较的位置，其最佳值稍有不同。可知在如下区域能够得到噪声比噪声为-0.5db以上，风扇效率为+0.5点以上的效果：如图10以及图11所示，在半喇叭口的开放点，在比r2’＝0.13小的区域；如图12以及图13所示，在半喇叭口施加静压时，在比r2’＝0.145小的区域；如图14以及图15所示，在全喇叭口的开放点，在比r2’＝0.145小的区域；如图16以及图17所示，在全喇叭口施加静压时，在比r2’＝0.13小的区域。

在实施方式1的叶轮3中，旋转叶片1的外侧凹部p4的部分的曲率半径值r2具有随着从叶片前缘部1b接近叶片后缘部1c而递减的分布，且递减的比例越接近叶片后缘部1c越小，因此能够降低因叶梢涡流5的变化引起的噪声的增大以及效率的下降。

以上实施方式所示出的结构是作为本发明的内容的一例示出的，也能够与其他公开的技术组合，在不脱离本发明的主旨的范围内，能够省略、改变结构的一部分。

附图标记说明

1旋转叶片、1b叶片前缘部、1c叶片后缘部、1d叶片外周部、1e叶片内周部、2毂部、3叶轮、4旋转轴、5叶梢涡流、7半喇叭口、8全喇叭口、9横向吸入流体、10叶片内部的流动。