DK148008B - HIGH PERFORMANCE RADIAL FAN - Google Patents
HIGH PERFORMANCE RADIAL FAN Download PDFInfo
- Publication number
- DK148008B DK148008B DK425880A DK425880A DK148008B DK 148008 B DK148008 B DK 148008B DK 425880 A DK425880 A DK 425880A DK 425880 A DK425880 A DK 425880A DK 148008 B DK148008 B DK 148008B
- Authority
- DK
- Denmark
- Prior art keywords
- diameter
- inlet
- cover plate
- impeller
- radial fan
- Prior art date
Links
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
- F04D29/40—Casings; Connections of working fluid
- F04D29/42—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps
- F04D29/44—Fluid-guiding means, e.g. diffusers
- F04D29/441—Fluid-guiding means, e.g. diffusers especially adapted for elastic fluid pumps
-
- 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
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)
- Turbine Rotor Nozzle Sealing (AREA)
Description
148008148008
Opfindelsen angår en radialventilator med høj ydelse, og som har et med indløbsdyse fra siden forsynet spiralformet hus og et dertil svarende løbehjul, eller som har en ved sugesiden anbragt væg med indstrømningsdyse fra siden og frit udblæsende løbehjul, og hvor 5 løbehjulet har skovle fortrinsvis normale ikke-profilerede skovle, f.eks. cirkelbueformet forløbende skovle, og løbehjulet ved dets mod indløbsdysen vendende side er dækket af en ovenfra og nedad udad forløbende cirkelbueformet parabolsk eller hyperbolsk buet dækplade, hvis indløbsende med den mindste diameter dQ (indløbsdiameter) med 10 afstand overlapper den indadvendende ende af indløbsdysen under dannelse af en ringspalte med spaltebredden S.BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The invention relates to a high-performance radial fan having a lateral inlet nozzle and a corresponding impeller, or having a side suction side wall with inflow nozzle and freely blowing impeller, and the impeller preferably has vanes. non-profiled buckets, e.g. circular arcuate blades, and the impeller at its side facing the inlet nozzle is covered by a top and downwardly extending circular arcuate parabolic or hyperbolic curved cover plate whose inlet end having the smallest diameter dQ (inlet diameter) at the distance of the inlet of the inlet a ring slot with slot width S.
Der kendes radialventilatorer med et løbehjul, et spiralformet hus og en indløbsdyse, hvor der mellem indløbsdysen og løbehjulets dækplade findes en spalte. Disse kendte radial venti I ato rer har 15 en forholdsvis lav ydelsestæthed. Ved "ydelsestæthed" skal her forstås produktet "φ t x ψ^.", hvor Ηφ0 er volumenstrømningen i punktet "n0pt"/ og ‘\n er tryktallet for AQpt (totaltryk) ved Φορί·Radial fans are known with a impeller, a helical housing and an inlet nozzle, where a gap exists between the inlet nozzle and the impeller's cover plate. These known radial valves have a relatively low performance density. By "performance density" is meant here the product "φ t x ψ ^.", Where Ηφ0 is the volume flow at the point "n0pt" / and '\ n is the pressure number for AQpt (total pressure) at Φορί ·
Fra tysk offentliggørelsesskrift nr. 2.253.309 kendes en radialventilator af tilnærmelsesvis samme udformning som den foran 20 beskrevne, men ved hvilken dækskiven har en kraftig krumning og med sit radiale yderste kantområde forløber tilnærmelsesvis vinkelret på skovlenes udløbskanter. Det har vist sig, at denne kendte radialventilator har en forholdsvis lille ydelsestæthed. Det samme er tilfældet ved radialventilatorer, der kendes fra beskrivelserne til de en-25 gelske patenter nr. 858 808 og nr. 997 948, der er af lignende udformning. Ved de nævnte kendte radialventilatorer er hovedvægten lagt på en forbedring af virkningsgraden, medens der overhovedet ikke er taget hensyn til andre vigtige størrelser, såsom ydelsestæthed osv.German Patent Specification No. 2,253,309 discloses a radial fan of approximately the same configuration as that described above, but at which the tire disc has a sharp curvature and with its radially outer edge region extends approximately perpendicular to the discharge edges of the vanes. It has been found that this known radial fan has a relatively low performance density. The same is true of radial fans known from the disclosures of U.S. Patents Nos. 858,808 and Nos. 997,948, which are of similar design. In the above-mentioned known radial fans, the main emphasis is on improving the efficiency, while no other important sizes, such as performance density, etc., have been taken into account at all.
Formålet med opfindelsen er at tilvejebringe en radialventila-30 tor af den nævnte art, ved hvilken der ved et tilnærmelsesvis lige så stort tryktal ψΐ opnås en større ydelsestæthed end ved de kendte radialventilatorer samt en tilnærmelsesvis lige så god virkningsgrad som ved disse.The object of the invention is to provide a radial fan of the kind mentioned, whereby at a substantially equal pressure number ψΐ a greater density of performance is obtained than with the known radial fans and an approximately equal degree of efficiency.
Denne opgave løses ifølge opfindelsen ved, at et aksialsnit 35 af dækpladen udviser en krumningsradius eller krumningsradier, der forholder sig til indløbsdiametere dQ som 0,21-0,30, fortrinsvis som 0,225-0,280 : 1, at spaltebredden S forholder sig til indløbsdiameteren dQ som 0,010-0,020 : 1, og at indløbsdiameteren dQ forholder sig til den indvendige skovidiameter d^, d.v.s. til diameteren af en cirkel, 148008 2 der har centrum ϊ løbehjulets aksel og indeholder skovlenes inderkanter, som 0,97-1,06 : 1, fortrinsvis som 1,01-1,06 : 1. Den i løbehjulets akseretning målte afstand bQ mellem navpladen og det plan, som indeholder dækpladens krumningscentrum og indløbsmundingskant, 5 forholder sig til den mindste diameter dQ (indløbsdiameteren) af dækpladens indløbsende som 0,52-0,70 : 1. Endvidere kan det med navpladens plan parallelle gennem dækpladens krumningscentrum forløbende plan sammen med den fra dette krumningscentrum udgående og hen til det ved dækpladen beliggende yderste endepunkt af 10 skovlen (forreste skovlende) forløbende radius danne en vinkel p på 10-30°.This problem is solved according to the invention in that an axial section 35 of the cover plate exhibits a radius of curvature or radii which relate to inlet diameters dQ as 0.21-0.30, preferably as 0.225-0.280: 1, that the gap width S is related to the inlet diameter dQ such as 0.010-0.020: 1, and that the inlet diameter dQ is related to the internal forest diameter d to the diameter of a circle 148008 2 having the center ϊ of the impeller shaft and containing the inner edges of the blades as 0.97-1.06: 1, preferably as 1.01-1.06: 1. The distance bQ measured in the axis of the impeller the hub plate and the plane containing the curvature of the cover plate and the inlet orifice edge 5 are related to the smallest diameter dQ (inlet diameter) of the inlet end of the cover plate as 0.52-0.70: 1. Furthermore, the plane extending parallel to the hub plate through the curvature of the cover plate with the radius extending from this center of curvature and to the outer end point of the vane (front vane) radius at the cover plate forming an angle p of 10-30 °.
Opfindelsen kan kort karakteriseres ved, at spalten har en væsentlig større bredde, dækskiven en væsentlig svagere krumning og skovlene en mindre indvendig diameter, end det hidtil har været 15 kendt.The invention can be characterized briefly in that the gap has a considerably greater width, the tire disc has a considerably weaker curvature and the blades a smaller internal diameter than has hitherto been known.
Ved hjælp af opfindelsen opnås med tilnærmelsesvis lige så stort et i|»t og η t en optimal ydelsestæthed ved en væsentligt større φ t, hvortil en væsentlig bedre (^-fordeling end den, der kan opnås med kendte midler, er en forudsætning. Man er her gået ud fra 20 den overvejelse, at disse mål bedst opnås ved, at man dels giver dækpladen en svag krumning og dels gør spalten forholdsvis bred og anvender skovle med meget lille indvendig diameter, hvilket medfører en energirigere strømning: stor spaltebredde og lille krumning medfører ringe afbøjningstab ved dækpladen og mindre stødtab ved skovle-25 nes sugeside nær dækpladen og dermed en mere ensartet (^-fordeling, hvilket betyder en høj og optimal energiomsætning i løbehjul med stor ydelsestæthed. En hindring for opnåelse af højere ydelsestæthe-der har hidtil været, at der ikke kunne opnås større volumenstrømning, fordi afbøjningsproblemet ikke kunne løses tilfredsstillende, når 30 det gjaldt større transportvoluminer. Dette er nu opnået ved en forbedring af (^-fordelingen, hvilket har ført til en højere Φ0ρ^· En yderligere fordel ved genstanden ifølge opfindelsen og dermed ved det ifølge opfindelsen foreslåede forhold mellem indløbsdiameteren og den indvendige skovldiameter er, at der opnås en fremstillingsteknisk 35 forbedring, idet indadragende skovle med deres inderkant kan indsættes i noter i en svejse- eller monteringsanordning, d.v.s. at de kan placeres i nøjagtig stilling, og at denne kerne også kan forblive i løbehjulet under monteringen af dækringen. Dette betyder under fastgørelsen af skovlene (svejsning, nitning osv.) en ensartet centre- 148008 3 ring af dækringen, således at løbehjulet kun kræver ringe eller slet intet opretningsarbejde. Rigtigt valg af forholdet mellem diametrene giver endvidere mulighed for anvendelse af et mindre optimalt antal skovle, hvilket reducerer fremstillingsprisen og forenkler fremstillin-5 gen. Den tidligere indtræden af indsugningsstrømningen i skovlene som følge af det foreslåede forhold mellem udløbsdiameteren og den indvendige skovldiameter giver desuden strømningstekniske fordele. Endvidere skal det nævnes, at støjforholdet er særligt gunstigt ved radial venti latoren ifølge opfindelsen. For en ordens skyld skal det 10 desuden nævnes, at værdien "S" er en konstruktiv størrelse, der ved realiseringen endnu har visse fremstillingsfejl, f.eks. en indløbsdyse, som ikke passer til løbehjulet, ubalance ved løbehjulet osv. Det drejer sig således om en middelværdi, der bestemmes af en ventilators konkrete måleværdier.By means of the invention, with approximately equal to i | t and η t, an optimum performance density is obtained at a substantially greater φ t, to which a substantially better (^ distribution than that obtainable by known means is a prerequisite). It is assumed here that these goals are best achieved by partly giving the cover plate a slight curvature and partly making the gap relatively wide and using blades with very small internal diameter, resulting in an energy richer flow: large gap width and small curvature causes slight deflection loss at the tire plate and less shock loss at the suction side of the paddles near the tire plate and thus a more uniform (^ distribution, which means high and optimal energy conversion in scooters with high performance density. An obstacle to obtaining higher performance densities having hitherto, that greater volume flow could not be achieved because the deflection problem could not be satisfactorily solved when it came to larger transport volumes. An additional advantage of the article of the invention, and thus of the ratio proposed between the inlet diameter and the inner bucket diameter, is that a manufacturing technical improvement is obtained, wherein: retractable vanes with their inner edge can be inserted into notes in a welding or mounting device, ie that they can be placed in the exact position and that this core can also remain in the impeller during the mounting of the cover ring. This means during the attachment of the vanes (welding, riveting, etc.) a uniform centering of the tire ring, so that the impeller requires little or no repair work. Proper selection of the ratio of the diameters furthermore allows the use of a less optimal number of blades, which reduces the production cost and simplifies the production. Furthermore, the earlier entry of the suction flow into the vanes due to the proposed relationship between the outlet diameter and the internal vane diameter provides flow-technical advantages. Furthermore, it should be mentioned that the noise ratio is particularly favorable with the radial fan according to the invention. Furthermore, for the sake of order, it should be mentioned that the value "S" is a constructive size which at the time of realization still has some manufacturing defects, e.g. an inlet nozzle that does not fit the impeller, imbalance at the impeller, etc. It is thus a mean value determined by the concrete measured values of a fan.
15 Yderligere fordele og vigtige ejendommeligheder ved gen standen ifølge opfindelsen fremgår af den følgende beskrivelse i forbindelse med tegningen.Further advantages and important features of the article according to the invention will be apparent from the following description in connection with the drawing.
På tegningen er udførelsesformer for genstanden ifølge opfindelsen anskueliggjort. På tegningen viser: 20 Fig. 1 skematisk C^-fordelingen over den ydre skovl bredde i afhængighed af spaltebredden ved en anordning ifølge opfindelsen, fig. 2 et sidebillede af en første udførelsesform for genstanden ifølge opfindelsen, 25 fig. 3 den i fig. 2 viste udførelsesform set forfra, fig. 4 og 5 i sidebillede som i fig. 2 yderligere to varianter af genstanden ifølge opfindelsen, fig. 6 i sidebillede som i fig. 4 og 5 yderligere en ændret udførelsesform for genstanden ifølge opfindel-30 sen, fig. 7 et skematisk billede af yderligere en udførelsesform for genstanden ifølge opfindelsen set forfra, fig. 8 et sidebillede og delvis i snit af den i fig. 7 viste udførelsesform, 35 fig. 9 en enkelthed ved yderligere en ændret udførel sesform for genstanden ifølge opfindelsen i større målestok og vist i snit på samme måde som i fig.In the drawing, embodiments of the object according to the invention are illustrated. In the drawing: FIG. 1 is a diagrammatic C ^ distribution over the outer blade width depending on the gap width of a device according to the invention; 2 is a side view of a first embodiment of the article according to the invention; FIG. 3 shows the one shown in FIG. 2 is a front view of FIG. 4 and 5 in side view as in FIG. 2 shows two further variants of the article according to the invention; FIG. 6 in side view as in FIG. 4 and 5 show a further modified embodiment of the article according to the invention; 7 is a front view of a schematic view of a further embodiment of the object according to the invention; FIG. 8 is a side view, partly in section, of the one shown in FIG. 7; FIG. 9 shows a simplicity in a further modified embodiment of the article according to the invention on a larger scale and shown in section in the same way as in FIG.
4,5 og 6, og fig. 10 den ved hjælp af opfindelsen i forhold til den 4 148008 kendte teknik opnåede forbedring i dimensionsløs afbildning.4,5 and 6, and figs. 10 shows the improvement in dimensionless imaging obtained by means of the invention in relation to the prior art.
Ved radialventilatoren ifølge opfindelsen drejer det sig, som det f.eks. fremgår af fig. 7 og fig. 8, om en ventilator, der f.eks.At the radial fan according to the invention it turns, as it is e.g. shown in FIG. 7 and FIG. 8, about a fan which e.g.
5 har et spiralformet hus 1 med en fra siden indadvendende indløbsdyse 2 og et løbehjul 3 med skovle 4. Skovlene kan være udformede som profilerede eller som ikke-profilerede skovle, og i sidstnævnte tilfælde kan de være cirkelbueformet krummede, men skovlene kan dog også være udformede som skovle med parabelformet krumning eller som lige 10 skovle. Løbehjulet 3 er ved dets mod indløbsdysen vendende side overdækket af en ovenfra og nedad udad forløbende dækplade 5, som med sin indløbsende med den mindste diameter dQ overlapper den indadvendende ende af indløbsdysen 2 under dannelse af en ringspalte med spaltebredden S.5 has a helical housing 1 with a laterally inward nozzle 2 and a impeller 3 with vanes 4. The vanes may be designed as profiled or as unprofiled vanes, and in the latter case they may be circularly curved, but the vanes may also be designed as shovels with parabolic curvature or as equal to 10 shovels. The impeller 3 is at its side facing the inlet nozzle covered by a top and downwardly extending cover plate 5, which with its inlet end of the smallest diameter dQ overlaps the inward end of the inlet nozzle 2 to form a ring gap with the gap width S.
15 I fig. 2 er der mellem dækpladen 10 og indløbsdysen 11 dannet en spalte S. Et aksialsnit af dækpladen har et cirkelbueformet forløb med en krumningsradius R, der forholder sig til den mindste diameter dQ af dækpladens indløbsområde (indløbsdiameter) som 0,225-0,280 : 1, medens denne mindste diameter af dækpladens indløbsområ-20 de (indløbsdiameter dQ) forholder sig til spaltebredden S som 1 : 0,01-0,02. Dækpladens i aksialt snit kurveformede forløb kan som ved den viste udførelsesform være cirkelbueformet, men kan også være parabolsk eller hyperbolsk buet og kan endelig også udvise en krumningsradius eller krumningsradier R, hvorunder forholdet mellem 25 radius R og indløbsdiameteren dQ principielt forholder sig som 0,21- 0,30 : 1. Indløbsdiameteren dQ forholder sig igen til den indvendige skovldiameter d^, d.v.s. til diameteren af en tænkt cirkel, som har centrum i løbehjulets aksel og indeholder de indadvendende kanter af skovlene som 0-,97-1,06 : 1, fortrinsvis som 1,01-1,06 : 1. Den ind-30 vendige skovldiameter d^ forholder sig til udløbsdiameteren dg som 0,54-0,80 : 1 og specielt ved den i fig. 2 viste udførelsesform som 0,77 : 1, udløbsdiameteren dg forholder sig specielt ved den i fig. 2 viste udførelsesform til skovlbredden bg ved skovlenes udstrømningskant som 1 : 0,36, det principielt gunstige område ligger her mellem 1 35 og 0,25-0,40, fortrinsvis mellem 1 og 0,27 -0,38. Herunder forholder, som det ses i fig. 2, den i løbehjulets med pilen 12 viste akselretning målte afstand bQ mellem navpladen 13 og planen, som ved 14 går gennem dækpladen 10's krumningscentrum, sig til den mindste diameter af dækpladens indløbsområde (indløbsdiameter dQ) som 0,52-0,70 : 1.In FIG. 2, a gap is formed between the cover plate 10 and the inlet nozzle S. An axial section of the cover plate has a circular arc with a radius of curvature R which relates to the smallest diameter dQ of the inlet area (inlet diameter) of 0.225-0.280: 1, the smallest diameter of the inlet area of the cover plate (inlet diameter dQ) relates to the gap width S as 1: 0.01-0.02. The axial sectional curvature of the cover plate may, as in the embodiment shown, be circularly arcuate, but may also be parabolic or hyperbolic and may also exhibit a radius of curvature or radius of curvature R, where the ratio of 25 radius R to the inlet diameter dQ is in principle as 0.21 - 0.30: 1. The inlet diameter dQ again relates to the internal bucket diameter d to the diameter of a thought circle which is centered on the impeller shaft and contains the inwardly facing edges of the vanes as 0-, 97-1.06: 1, preferably as 1.01-1.06: 1. The internal vane diameter d ^ relates to the outlet diameter dg as 0.54-0.80: 1 and especially at the one in FIG. 2 as 0.77: 1, the outlet diameter dg is particularly similar to that of FIG. 2 at the bucket width bg at the outflow edge of the vanes as 1: 0.36, the principle favorable range here being between 1 35 and 0.25-0.40, preferably between 1 and 0.27 -0.38. Including conditions, as seen in FIG. 2, the distance bQ measured in the shaft direction of the impeller 12 with the arrow 12 between the hub plate 13 and the plane passing through the curvature center of the cover plate 10 to the smallest diameter of the inlet area (inlet diameter dQ) of 0.52-0.70: 1 .
148008 5 I fig. 10 er den i forhold til den kendte teknik ved hjælp af opfindelsen opnåede forbedring af forløbet af ψ^. og r)t over φ vist i dimensionsløs afbildning.In FIG. 10 is the improvement of the course of ψ ^ compared to the prior art by means of the invention. and r) t over φ shown in dimensionless mapping.
5 Ved den i fig. 4 viste variant danner det med navpladen 15's plan parallelle plan 16, der går gennem dækpladens krumningscentrum 17 og yderste ende 18 sammen med den radius, der udgår fra dette krumningscentrum og hen til det mod dækskiven vendende yderste endepunkt 19 af skovlen 20 en vinkel p på 10-30°.5 In the embodiment of FIG. 4, the plane 16 parallel to the plane of the hub plate 15 passing through the curvature center 17 of the cover plate 17 and the outer end 18 together with the radius exiting from this curvature center and towards the outer end point 19 of the vane 20 facing the tire disc 20 10-30 °.
10 Ved varianten ifølge fig. 4 forholder ved en vinkel y på 12-16° mellem tangenten 22 på dækpladen 23 ved dennes udstrømningskant og navpladen 15‘s plan eller et hermed parallelt plan den indvendige skovldiameter d^ sig til indløbsdiameteren dg, som 0,68-0,72 : 1, udløbsdiameteren dg forholder sig igen til skovlbredden bg ved 15 skovlens udløbskant som 1 : 0,20-0,35. Ved varianten ifølge fig. 5 forholder ved en vinkel y på 12-16° mellem tangenten 25 til dækpladen 26 ved dennes udløbskant og det med dækpladen 27's plan parallelle plan 28 den indvendige skovldiameter d^ sig til s kovi ud løbsdiameteren 02 som 0,61-0,64 : 1, medens skovludløbsdiameteren dg forholder sig 20 til skovlbredden bg ved skovlens udløbskant som 1 : 0,16 - 0,30.10 In the variant according to FIG. 4, at an angle γ of 12-16 °, between the tangent 22 of the cover plate 23 at its outflow edge and the plane of the hub plate 15 or a plane parallel thereto, the internal paddle diameter d ^ corresponds to the inlet diameter dg, which is 0.68-0.72: 1, the outlet diameter dg again corresponds to the bucket width bg at the outlet edge of the bucket as 1: 0.20-0.35. In the variant according to FIG. 5, at an angle γ of 12-16 °, between the tangent 25 to the cover plate 26 at its outlet edge and the plane 28 parallel to the plane of the cover plate 27, the internal bucket diameter d ^ to s covi out the outlet diameter 02 as 0.61-0.64: 1, while the vane outlet diameter dg is 20 to the vane width bg at the vane outlet edge as 1: 0.16 - 0.30.
Ved yderligere en på tegningen ikke nærmere vist udførelsesform for genstanden ifølge opfindelsen forholder ved en vinkel y på 12-16° mellem tangenten til dækpladen ved dennes udløbskant og navpladens plan den indvendige skovldiameter d^ sig til udløbsdiame-25 teren 62 som 0,54-0,57 : 1, medens skovludløbsdiameteren dg forholder sig til skovlbredden bg ved skovlens udløbskant som 1 : 0,12-0,25.In a further embodiment of the object according to the invention not shown in the drawing, at an angle γ of 12-16 ° between the tangent of the cover plate at its outlet edge and the plane of the hub plate, the internal vane diameter d d of the outlet diameter 62 as 0.54 0.57: 1, while the vane outlet diameter dg is proportional to the vane width bg at the vane outlet edge as 1: 0.12-0.25.
I fig. 6 ses yderligere en ændret udførelsesform for genstanden ifølge opfindelsen, hvor det kantområde af navpladen 30, som 30 bærer skovlene, således som vist ved 32, er ombøjet med en vinkel δ på 10-25° i retningen bort fra dækskiven 31, medens vinklen y mellem tangenten 33 til dækpladen 31 ved dennes udløbskant og navpladen 30's plan 34 eller et hermed parallelt plan ligger i størrelsesordenen 20-30°. I dette tilfælde aftager skovldybden t med forholdet 1 : 35 0,7-0,8 i retningen fra navpladen 30,32 hen mod dækpladen 31, medens den midterste indvendige skovldiameter d^m forholder sig til den midterste udløbsdiameter dgm som 0,80-0,95 : 1. Den midterste skovlbredde bgm ved skovlens udløbskant forholder sig til den midterste udløbsdiameter dgm som 0,35-0,50 : 1. Endelig er ved denne 148008 6 udførelsesform skovlene udformede på en sådan måde, at den største udvendige diameter d^ i det område, i hvilket s kovi ud løbs kanten 35 støder sammen med udstrømningskanten af dækskiven 31, d.v.s. ved punktet 36, forholder sig til den midterste skovludløbsdiameter dgrø 5 som 1 : 0,85-0,95.In FIG. 6, a further modified embodiment of the article according to the invention is seen, in which the edge region of the hub plate 30 carrying the blades, as shown at 32, is bent at an angle δ of 10-25 ° in the direction away from the cover disc 31, while the angle γ between the tangent 33 to the cover plate 31 at its outlet edge and the plane 34 of the hub plate 30 or a parallel plane thereof is in the order of 20-30 °. In this case, the blade depth t decreases at a ratio of 1: 35 0.7-0.8 in the direction from the hub plate 30.32 towards the cover plate 31, while the middle inner blade diameter d m m is the median outlet diameter dgm as 0.80 0.95: 1. The middle vane width bgm at the outlet edge of the vane relates to the median outlet diameter dgm as 0.35-0.50: 1. Finally, in this embodiment, the vanes are designed in such a way that the largest outer diameter d ^ in the area in which the covi exits the edge 35 abuts the outflow edge of the tire disc 31, i.e. at point 36, the median forest outlet diameter of gray 5 is 1: 0.85-0.95.
Det ses, at der ved den foran viste optimering af indløbsdysen, spaltegeometrien og krumningen af løbehjulets dækplade opnås en bedst muligt ensartet fordelt og størst mulig radial hastighedskomponent Cr langs skovlenes indløbskanter, hvilket medfører en bedre 10 fyldning over løbehjulets bredde og dermed en stor ydelsestæthed.It is seen that in the above optimization of the inlet nozzle, the slit geometry and the curvature of the impeller's cover plate, a best uniformly distributed and largest possible radial velocity component Cr is obtained along the inlet edges of the impeller, which results in a better filling over the width of the impeller and thus a large performance area.
Ved stærkt krummet dækplade og store volumental ville strømningen overrives langs dækpladens kontur, hvorfor en forskydning af optimalpunktet φ t mod større φ-værdier ville være umulig selv ved passende forøgelse af skovlens indstrømningsvinkel β^. Ved svagt T5 krummede dækplader og en smal spalte ville strømningen ganske vist kunne bringes til at ligge an langs dækpladen, men (^-fordelingen og også størrelsen af denne radiale hastighedskomposant vil stadig være stærkt uensartet. Først ved den svagt krummede dækpladen ifølge opfindelsen i forbindelse med en større spalte, der medfører en ener-20 girigere strømning, opnår man en stigning af både tryktallet φΐ og virkningsgraden nt og en forbedring af Omfordelingen. Store spaltebredder medfører ikke kun mindre afbøjningstab ved løbehjulets dækplade men også mindre stødtab ved skovlenes sugeside nær dækpladen og dermed en mere ensartet Omfordeling. En høj og optimal 25 energiomsætning i løbehjul med stor ydelsestæthed muliggøres kun ved hjælp af dækplader med lille krumning for løbehjulet sammen med en stor spalte. Dette er vist i fig. 1, hvor Cr-fordelingen over hjulbredden ved en bestemt d^ er vist ved to spaltebredder og Sg.With heavily curved cover plate and large volumetric flow, the flow would be exaggerated along the contour of the cover plate, therefore a displacement of the optimum point φ t towards larger φ values would be impossible even if appropriate increase of the vane inflow angle β ^. In the case of slightly T5 curved cover plates and a narrow gap, the flow could be caused to abut along the cover plate, but the (^ distribution and also the size of this radial velocity component will still be highly disparate.) First, with the slightly curved cover plate of the invention in connection with a larger gap, which results in more energetic flow, an increase in both the pressure number ΐ n and the efficiency nt and an improvement in the redistribution are achieved. Not only large gap widths result in less deflection losses at the impeller's tire plate but also less shock losses at the vane suction side near the tire plate. and thus a more uniform redistribution A high and optimal energy conversion in scooters with high performance density is possible only by means of small curvature cover plates for the scooter together with a large gap, as shown in Fig. 1, where the Cr distribution over the wheel width at a particular d ^ is shown at two slit widths and Sg.
Fig. 7 og 8 viser en udførelsesform for genstanden ifølge 30 opfindelsen med alle enkeltheder. Det ses her, at huset har et forløb som en logaritmisk spiral med en stigning i forhold til grundcirklen 40, der optimalt ligger ved 7,5-8,5°. Forholdet mellem grundkredsen 40 og indløbsdiameteren 41 samt huset 42's bredde er ligeledes af betydning. Forholdet mellem diametrene 40 og 41 er allerede udførligt 35 behandlet i det foranstående. Diameteren 41 forholder sig til husets bredde som 1 : 0,8-1,25. Placeringen af tungen 45 er ligeledes af betydning. Vinklen 46, som den tangent til tungen, der går gennem løbehjulets aksel 47, danner sammen med den lodrette 48, ligger mellem 20° og 35°. Af betydning er desuden den vinkel ψ, under hvilken 148008 7 dysevæggen forløber i forhold til løbehjulets aksel 47, den såkaldte dysevinkel, der i det foreliggende tilfælde hensigtsmæssigt er 30-40°, den mellem navpladen 50 og den ved denne beliggende husvæg 51 dannede spalte e, hvis bredde maksimalt forholder sig til diameteren 5 40 som 0,07 : 1 samt endelig spaltelængden u i forhold til spaltebred den S som f.eks. vist i fig. 9. Dysen er her betegnet med 51, dækpladen med 52, og 53 er en* husdel. Indløbsdysen er her ombukket ved dysehalsen for i selve spalten at afbøje vægstrålen tangentielt på dækpladekonturen, således som vist ved 55 i fig. 9. Forholdet s : u 10 andrager 0,15-0,05.FIG. 7 and 8 show an embodiment of the article according to the invention with all details. It is seen here that the housing has a course as a logarithmic spiral with an increase in relation to the basic circle 40, which is optimally at 7.5-8.5 °. The relationship between the base circuit 40 and the inlet diameter 41 as well as the width of the housing 42 is also important. The ratio of diameters 40 to 41 has already been elaborated upon in the foregoing. The diameter 41 relates to the width of the housing as 1: 0.8-1.25. The location of the tongue 45 is also important. The angle 46 formed by the tangent to the tongue passing through the impeller shaft 47 together with the vertical 48 is between 20 ° and 35 °. Also important is the angle ψ below which the nozzle wall extends relative to the impeller shaft 47, the so-called nozzle angle which is suitably 30-40 ° in the present case, the gap formed between the hub plate 50 and the housing wall 51 located at this housing e, the width of which is maximally related to the diameter 5 40 as 0.07: 1 and finally the gap length u in relation to slit width the S as e.g. shown in FIG. 9. Here the nozzle is designated 51, the cover plate 52, and 53 is a * housing portion. Here, the inlet nozzle is bent over at the nozzle neck to deflect the wall beam tangentially on the cover plate contour, as shown at 55 in FIG. 9. The ratio s: u 10 is 0.15-0.05.
Løbehjulet har ved de på tegningen viste udførelsesformer mellem 8 og 18 skovle. Det nøjagtige antal skovle afhænger naturligvis af skovlenes indstrømnings- og afstrømningsvinkler. F.eks. kan man ved en skovlindstrømningsvinkel på 15° og en skovlafstrømnings-15 vinkel ^ På 36° vælge et skovlantal på 12 som optimal størrelse, og ved en skovlindstrømningsvinkel på 18° og en skovlafstrømningsvinkel $2 på 46° kan man f.eks. anse et skovlantal på 14 til 15 som optimal størrelse.In the embodiments shown in the drawing, the impeller has between 8 and 18 vanes. The exact number of blades, of course, depends on the inflow and flow angles of the blades. Eg. For example, at a vane inflow angle of 15 ° and a vane flow angle of 15 °, at 36 ° a vane number of 12 can be chosen as the optimum size, and at a vane inflow angle of 18 ° and a vane flow angle $ 2 of 46 °. consider a bucket number of 14 to 15 as the optimal size.
Claims (5)
Applications Claiming Priority (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| DE2940773 | 1979-10-08 | ||
| DE19792940773 DE2940773C2 (en) | 1979-10-08 | 1979-10-08 | High-performance centrifugal fan |
Publications (3)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| DK425880A DK425880A (en) | 1981-04-09 |
| DK148008B true DK148008B (en) | 1985-01-28 |
| DK148008C DK148008C (en) | 1985-07-01 |
Family
ID=6082992
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| DK425880A DK148008C (en) | 1979-10-08 | 1980-10-08 | HIGH PERFORMANCE RADIAL FAN |
Country Status (5)
| Country | Link |
|---|---|
| DE (1) | DE2940773C2 (en) |
| DK (1) | DK148008C (en) |
| FR (1) | FR2467309B1 (en) |
| GB (1) | GB2063365B (en) |
| SE (1) | SE448018C (en) |
Families Citing this family (32)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| ATE13711T1 (en) * | 1982-12-29 | 1985-06-15 | Gebhardt Gmbh Wilhelm | CENTRIFUGAL FAN WITH BACKWARDS CURVED, PROFILED BLADES. |
| US4917572A (en) * | 1988-05-23 | 1990-04-17 | Airflow Research And Manufacturing Corporation | Centrifugal blower with axial clearance |
| US4946348A (en) * | 1989-02-14 | 1990-08-07 | Airflow Research & Manufacturing Corporation | Centrifugal fan with airfoil vanes in annular volute envelope |
| US4900228A (en) * | 1989-02-14 | 1990-02-13 | Airflow Research And Manufacturing Corporation | Centrifugal fan with variably cambered blades |
| DE4136478C3 (en) * | 1991-11-06 | 1999-06-10 | Behr Gmbh & Co | Blowers, in particular for a motor vehicle heating or air conditioning system |
| US5215437A (en) * | 1991-12-19 | 1993-06-01 | Carrier Corporation | Inlet orifice and centrifugal flow fan assembly |
| DE9303711U1 (en) * | 1993-03-13 | 1993-05-13 | Babcock-BSH AG vormals Büttner-Schilde-Haas AG, 4150 Krefeld | Radial impeller |
| DE4335686B4 (en) * | 1993-10-20 | 2006-07-27 | Robert Bosch Gmbh | fan |
| JPH09242696A (en) * | 1996-03-11 | 1997-09-16 | Denso Corp | Centrifugal blower |
| US5810557A (en) * | 1996-07-18 | 1998-09-22 | The Penn Ventilation Companies, Inc. | Fan wheel for an inline centrifugal fan |
| DE20001746U1 (en) | 2000-02-01 | 2001-06-21 | Mulfingen Elektrobau Ebm | Radial fan and nozzle for a radial fan |
| US6848887B2 (en) * | 2001-08-23 | 2005-02-01 | Lg Electronics Inc. | Turbofan and mold thereof |
| AUPR982502A0 (en) | 2002-01-03 | 2002-01-31 | Pax Fluid Systems Inc. | A heat exchanger |
| AUPR982302A0 (en) | 2002-01-03 | 2002-01-31 | Pax Fluid Systems Inc. | A fluid flow controller |
| IL162637A0 (en) | 2002-01-03 | 2005-11-20 | Pax Scient Inc | Vortex ring generator |
| AU2003903386A0 (en) | 2003-07-02 | 2003-07-17 | Pax Scientific, Inc | Fluid flow control device |
| JP2007509735A (en) | 2003-11-04 | 2007-04-19 | パックス サイエンティフィック インコーポレイテッド | Fluid circulation system |
| KR100550529B1 (en) | 2003-12-30 | 2006-02-10 | 엘지전자 주식회사 | Centrifugal fan of a refrigerator |
| CN1985093A (en) | 2004-01-30 | 2007-06-20 | 百思科技公司 | Housing for a centrifugal fan, pump or turbine |
| WO2005073561A1 (en) | 2004-01-30 | 2005-08-11 | Pax Scientific, Inc | Housing for a centrifugal fan, pump or turbine |
| JP3879764B2 (en) * | 2004-07-14 | 2007-02-14 | ダイキン工業株式会社 | Centrifugal blower |
| WO2008042251A2 (en) | 2006-09-29 | 2008-04-10 | Pax Streamline, Inc. | Axial flow fan |
| US20090038333A1 (en) | 2006-10-19 | 2009-02-12 | Lg Electronics Inc. | Turbo fan for blowing and refrigerator having the same |
| JP2010196694A (en) * | 2009-01-30 | 2010-09-09 | Sanyo Electric Co Ltd | Centrifugal blower and air conditioning device |
| SI2218917T1 (en) | 2009-02-12 | 2013-05-31 | Ebm-Papst Mulfingen Gmbh & Co. Kg | Radial or diagonal ventilator wheel |
| DE202009018770U1 (en) | 2009-02-12 | 2013-03-07 | Ebm-Papst Mulfingen Gmbh & Co. Kg | Radial or diagonal fan wheel |
| DE202010018509U1 (en) | 2010-02-26 | 2017-03-15 | Ebm-Papst Mulfingen Gmbh & Co. Kg | Radial or diagonal fan wheel |
| KR101577875B1 (en) * | 2013-12-30 | 2015-12-28 | 동부대우전자 주식회사 | Centrifugal fan for refrigerator |
| CN105952685A (en) * | 2016-06-23 | 2016-09-21 | 常山卫邦风机有限公司 | Efficient centrifugal fan front disc and intake port model capable of being commonly used |
| DE102019121448A1 (en) * | 2019-08-08 | 2021-02-11 | Ebm-Papst Mulfingen Gmbh & Co. Kg | Radial fan for an extractor hood |
| KR20220060844A (en) * | 2020-11-05 | 2022-05-12 | 엘지전자 주식회사 | Centrifugal fan for refrigerator |
| CN116201763B (en) * | 2023-01-16 | 2023-09-26 | 威海克莱特菲尔风机股份有限公司 | Forward special-shaped impeller of centrifugal fan with low specific rotation speed and small casing |
Family Cites Families (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE1123077B (en) * | 1953-07-01 | 1962-02-01 | Bruno Eck Dr Ing | Radial fan |
| DE1276858B (en) * | 1957-03-12 | 1968-09-05 | Paul Pollrich & Comp | Centrifugal fan or pump |
| DE1403083A1 (en) * | 1959-09-05 | 1969-01-09 | Pollrich Paul & Co | Radial fan or pump with inlet nozzle |
| GB997948A (en) * | 1961-07-13 | 1965-07-14 | Bruno Eck | Centrifugal blowers |
-
1979
- 1979-10-08 DE DE19792940773 patent/DE2940773C2/en not_active Expired
-
1980
- 1980-09-08 GB GB8028918A patent/GB2063365B/en not_active Expired
- 1980-10-01 FR FR8021297A patent/FR2467309B1/en not_active Expired
- 1980-10-07 SE SE8006990A patent/SE448018C/en not_active IP Right Cessation
- 1980-10-08 DK DK425880A patent/DK148008C/en not_active IP Right Cessation
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| SE448018C (en) | 1992-12-14 |
| GB2063365B (en) | 1983-10-12 |
| GB2063365A (en) | 1981-06-03 |
| FR2467309A1 (en) | 1981-04-17 |
| DE2940773C2 (en) | 1986-08-14 |
| FR2467309B1 (en) | 1987-06-05 |
| SE8006990L (en) | 1981-04-09 |
| DE2940773A1 (en) | 1981-04-23 |
| SE448018B (en) | 1987-01-12 |
| DK425880A (en) | 1981-04-09 |
| DK148008C (en) | 1985-07-01 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| DK148008B (en) | HIGH PERFORMANCE RADIAL FAN | |
| US11506211B2 (en) | Counter-rotating fan | |
| US5192193A (en) | Impeller for centrifugal pumps | |
| JP5230638B2 (en) | Turbine diffuser and exhaust system | |
| EP1795761B1 (en) | Cooling fan | |
| GB2320524A (en) | Impeller for a regenerative turbine fuel pump | |
| AU572546B2 (en) | Axial-flow fan | |
| KR101252984B1 (en) | Flow vector control for high speed centrifugal pumps | |
| JPWO2017138199A1 (en) | Centrifugal compressor | |
| US20220049715A1 (en) | Diagonal fan having an optimized diagonal impeller | |
| JP2017515042A (en) | Impellers, especially for side channel machines | |
| KR940021943A (en) | Vortex pump | |
| US2952403A (en) | Elastic fluid machine for increasing the pressure of a fluid | |
| US3280752A (en) | Pumps | |
| JP6138009B2 (en) | Centrifugal turbomachine | |
| JP2003090279A (en) | Hydraulic rotating machine vane | |
| JPS6344960B2 (en) | ||
| KR101672260B1 (en) | Centrifugal impeller having backward twisted blades | |
| JPH11257290A (en) | Diffuser of centrifugal compressor | |
| KR200497415Y1 (en) | Airfoil blades for centrifugal impeller | |
| JP6758924B2 (en) | Impeller | |
| JP4084112B2 (en) | Francis turbine runner and Francis turbine | |
| JPH1030544A (en) | Fluid machine | |
| JPH04159498A (en) | Impeller of multiblade fan | |
| JPH022000B2 (en) |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| PBP | Patent lapsed |