送风装置及其缝隙形状决定方法 本发明涉及送风装置及其缝隙形状决定方法。
近年来，由于设备的小形化、电子化，一直盛行使用高密度结构的电路，由于随之而来电子设备的发热密度也增大，故在设备中使用了冷却用送风装置。
传统的送风装置如后述图9所示，从轴流风扇1的叶片顶端隔开间隔形成环形壁，在已向电动机部3通电的送风状态，轴流风扇1以轴4为中心旋转，产生从吸入侧向排放侧的空气流5。
然而，在上述送风状态、在叶片顶端背压侧的空流速加快，这使在产生压能变换的叶片后缘侧发生因叶片间二元流影响而产生的低能区。此部分产生的损失也大、易发生气流剥离，从而使空气流从叶片面脱离，在此脱离区产生涡流，由此使紊流噪音增加、引起噪音等级以及风量一静压特性一起恶化的问题。
此现象尤其在排放侧上加有流动阻力(系统阻力)的场合，在叶片顶端发生的泄漏涡流变大，使陷入呈现风扇失速状态的现象频繁发生。
对此问题，如同与本发明为同一申请人的早先申请(日本专利特开平10-18995号)公报上记载的送风装置所示，记载着通过在送风状态从设置在环形壁上地缝隙向环形壁内部吸入空气、据此抑制在叶片顶端产生的漏泄涡流与旋转失速而达到提高风量一静压特性与静音化的方法。
特开平10-18995号公报上记载的送风装置如后述图10a-10c所示。
该送风装置是在将轴流风扇1的周围包围的环形壁2上形成缝隙。具体是分别在环形板7,7,……间夹入隔板8形成叠层，在各相邻环形板7,-7间分别形成缝隙6。
图11表示该送风装置在相同转速下的特性。
把空气从环形壁2的外周流入的带缝隙送风装置和同样尺寸的传统型(不带缝隙)送风装置相比较，高压时，具有优良的风量与噪音特性，低压时，风量稍有降低，此外，由于用相同转速驱动风扇时的作功率(驱动扭矩与转速相乘的值，以下称为风扇驱动力)高，故存在风扇静压效率用驱动力除(静压与风量相垂乘的值)反而变差的问题。
本发明目的在于提供能达到静音化、同时又提高送风装置的能量效率的送风装置及其缝隙形状决定方法。
因此，本发明的送风装置及其缝隙形状决定方法是在环形壁上形成缝隙、伴随风扇旋转将空气从上述缝隙吸入环形壁内的送风装置中，通过适当设定缝隙宽与缝隙条数达到静音化和提高送风装置的能量效率。
因此，根据本发明，能实现提高送风装置的效率、降低设备的能量消耗并提高冷却能力等。
根据本发明送风装置，从风扇的叶片顶端隔开间隔形成环形壁，在此环形壁上的与上述叶片顶端面对面的部分上形成使环形壁的内周部与外周部连通的缝隙，伴随风扇的旋转，将空气从缝隙吸入至环形壁的内周部内，设定的缝隙宽度与缝隙条数能在静压为零的状态下，使从缝隙吸入的风量为最大风量的20-40％。
此外根据本发明的送风装置，在空气粘度设为η、环形壁内径为D、缝隙的径向长度为L、缝隙的间隙宽为定值W，缝隙条数为n，送风装置的最大静压为Pmax以及送风装置的最大风量为Qmax的场合，设定的缝隙6的宽度与条数能使上述诸参数间的关系满足以下条件4.0≤π·D·n·W3·Pmax12η·L·Qmax≤13.3]]>
此外，根据本发明的送风装置，在空气粘度设为η、环形壁内径为D、缝隙的径向长度为L、距离上述缝隙内周的距离为1的缝隙的间隙宽度为W(1)缝隙条数为n、送风装置最大静压为Pmax以及送风装置的最大风量为Qmax的场合，设定的缝隙6宽度与条数使上述诸参数间的关系满足如下条件4.0≤π·D·n·Pmax12η·L·Qmax∫oL1W(l)3dl≤13.3]]>
此外，本发明送风装置的缝隙形状决定方法是在上述送风装置中、通过使上述诸特征参数满足上述关系式、从缝隙吸入最大风量的20-40％的风量来决定缝隙的形状。
对附图的简单说明。
图1a、1b、1c分别为作为本发明对象轴流型送风装置的主视图、侧视图与剖视图，
图2为表示缝隙内空气流的说明图，
图3a-3e为带缝隙样品的立体图，
图4为实验结果的比较表，
图5为样品与无缝隙传统件的风量-静压特性图，
图6为样品与无缝隙传统件的风量-风扇驱动力特性图，
图7为样品与无缝隙传统件的风量-风扇静压特性图，
图8为表示从缝隙流入空气流量Qs相对最大风量的比率与风扇最大效率关系的缝隙部粘性损失-最大效率特性图，
图9为传统轴流形送风装置的剖视图，
图10a、10b、10c分别为带缝隙送风装置的主视图、侧视图与剖视图，
图11为传统带缝隙送风装置的风扇风量-静压特性图。
以下，参照图1-8说明本发明实施例。
图1a、1b、1c表示作为本发明对象的带缝隙送风装置。
如图1c所示，在环形壁2的与轴流风扇1的叶片顶端面对面部分上形成使内周部与外周部连通的缝隙6。此外，设各部环形壁2的径向长度为L、各缝隙6的间隙宽度W满足条件使各部缝隙6的间隙宽度W与各部环形壁2的径向长度L一起连续变化，使各部的流入阻力沿全周大致相等。
通过旋转驱动轴流风扇1，在叶片顶端背压侧产生负的压力，用环状壁内周与环状壁外周的气压差发生从各缝隙向环状壁内侧流入的空气流5。通过将缝隙6的间隙宽W设定成适当值，使从各缝隙6流入的空气流成为层流，使在叶片顶端从正压侧流向背压侧的漏泄涡流被抑制，使在背压面的空气流不发生剥离，具有提高风量-静压特性，同时使噪音降低的效果。
然而如上所述，从环状壁外周吸入空气的送风装置，在静压较高的高负荷时，与传统件相比具有大幅度提高特性的效果，反之在静压较低时存在风量下降，风扇静压特性也低的倾斜。
本发明着眼于根据在缝隙部发生的空气流的粘性损失的原因，从理论上阐明在此部分发生的粘性损失，通过实验得到提高送风装置效率的条件。
现用图2说明在缝隙部发生的粘性损失。
图2表示缝隙部的空气流动。
由于缝隙宽度W与环形壁2的径向长度L相比十分狭窄，当忽略空气惯性力、体积力以及在缝隙出入口发生的紊流，在伴随风扇旋转在环形壁内外周产生气压差ΔP的场合，如图2所示，缝隙内空气流速度V呈抛物线分布。
设缝隙半径向长度为L、空气粘度为η，缝隙宽方向的距离Y如图2所示，则空气流速由下式V=12η·(-ΔPL)·(Y2-WY)---(2)]]>表示，将此式对Y从O至W进行积分、在是单位时间里从单位缝隙流入的空气流量qs由下式qs=∫OWVdy=W312η·ΔPL---(3)]]>表示，由于考虑当ΔP、W3/L、η为一定，在各部缝隙流入相同流量的空气，故在环形壁内径为D、缝隙条数为N的场合，单位时间流入空气的总流量Qs由下式Qs=π·D·n·qs=π·D·n·W3·ΔP12η·L---(4)]]>表示，因此，当考虑ΔP、η相等时，在单位时间里流入空气的流量Qs与W3/L及缝隙条数n成比例关系。由于此时在缝隙内在单位时间里因粘性引起的能量损失Wloss(以下简称为粘性损失)为ΔP·Qs。Wloss=ΔP·Qs=π·D·n·W3·ΔP212η·L---(5)]]>
也就是，当考虑环形壁内外周气压差ΔP为一定的场合，在缝隙部产生的粘性损失Wloss和从缝隙流入空气的流入量成比例关系，从此缝隙流入空气的流入量Qs和W3/L与缝隙条数n成比例地增大。
此外，将式(5)用式(4)消去ΔP，能表示成Wloss=12η·L·Qs2π·D·n·W3---(6)]]>
如果用测定缝隙周围空气流速等方法求出流入缝隙空气的流量Qs，能用此式简易地计算在实际送风装置的缝隙内消耗的粘性引起的能量损失。
此外，在上述说明中，将环形壁内外周的气压差考虑为一定，实际上环形壁内外周的气压差ΔP随流入缝隙空气的流量Qs发生若干变化。此外，也存在缝隙出入口的压力损失影响等，成为在缝隙消耗的能量损失比上述计算值稍大，然而，通过尽可能将W3/L及缝隙条数n抑制较小，使从缝隙流入的空气流入量Qs减少，能可靠降低在缝隙产生的因粘性引起的能量损失Wloss。
然而，当使缝隙宽度W与缝隙条数n过小时，如最初显示那样、由于作为从环形壁外周吸入空气的送风装置的最大特征的风扇失速抑制效果丧失，实际上抑制风扇迭速与降低粘性引起的能量损失两者的特性相背。
因此，在本发明寻求平衡上述抑制失速与减少能量损失的两特性的最佳点，并以目前成批生产的送风装置为基础，试制了使缝隙宽度W与缝隙条数n变化，如图3a-3e所示的No.1-No.5五台送风装置，评价其特性。图3f为无缝隙的传统产品。它们的外形尺寸均为60mm×60mm×255mm。
对于这些送风装置，通过分别改变缝隙宽度W与缝隙条数n调整从上述缝隙流入空气的流量Qs，设定成在静压为零的状态的相对最大风量，分别从缝隙吸入比例约为27％、27.5％、35.5％、41.7％、48.5％的风量。
各送风装置分别从缝隙宽为W以及条数为n的缝隙流入空气的流入量Qs如图4所示。
图5-7表示用相同转速驱动这些送风装置时的特性。
图5为这些送风装置的风量-静压特性。
如图5所示，这些送风装置的最大风量大致相等，存在在最大静压附近的风量随着从缝隙流入的空气流量Qs的减少而减少的倾向。
这是由于静压越高叶片的抑制角越大，容易发生风扇失速，因此抑制风扇失速效果随着从缝隙流入空气的流量Qs变小而减弱的缘故。
图6为这些送风装置的风量-风扇驱动力特性。
如图6所示，风量-风扇驱动力特性不随风量变化而大致一定，存在从缝隙流入空气的流量Qs越小而越低的倾向。这是从缝隙流入的空气流量Qs减少的送风装置因在缝隙发生的粘性引起的能量损失Wloss减少，用相同转速的风扇驱动力减少。
图7为这些送风装置的风量-风扇静压效率特性。
如图7所示，风量-风扇静压效率曲线的峰值，就是从缝隙流入空气的流量Qs相对最大风量的比例为35.5％的No.3的场合效率为最大。
此外，还表示了在越使从缝隙流入空气的流量Qs减少存在最大效率时的动作点向低压侧移行的倾向。这是从缝隙流入空气的流量Qs减少的送风装置为了用风扇驱动力变少的因素对高压时风量-静压特性变坏的部分进行了补债。
图8为表示从缝隙流入空气的流量Qs相对最大风量的比例与风扇静压效率关系的线图。
如图8所示，可确认具有在以从缝隙流入空气的流量Qs相对最大风量的比例为35％附近作为顶点向任一方移动时效率都降低的倾向。
此外，把在上述中如No.3所示、效率最好的从缝隙流入空气的流量Qs相对最大风量为35.5％的送风装置与传统环形壁上不设缝隙的送风装置相比，可提高效率约30％。
此外，在同时进行实验的外形为40mm×40mm×20mm-120mm×120mm×38mm的各种尺寸的送风装置中，当同样使从缝隙流入空气的流量变化时，也存在如图8所示的静压效率为最大的点，总之，可确认在从缝隙流入空气的流量Qs相对最大风量为20-40％的范围内，能使效率达到最大。
因此，为了在因从缝隙流入空气流引起的失速抑制效果与在缝隙发生的粘性损失两者间进行平衡，须使从缝隙流入空气流量Qs相对于最大风量为20-40％而与风扇形状、送风装置的大小等无关。
当为使在缝隙发生的粘性损失Wloss减少而使从缝隙流入空气的流量Qs过份小时，因发生风扇失速、风量-静压特性恶化，会使有负荷时的效率极度恶化。
反之，当使从缝隙流入空气的流量Qs过份大时，不发生风扇失速，使在缝隙处发生的粘性损失Wloss变大、送风装置的总体效率恶化。
现考虑使从缝隙流入空气流量Qs相对最大风量为20-40％的条件。
在一般的轴流型送风装置中，由于环形壁内外周的气压差ΔP为送风装置的最大静压Pmax的3-5％左右。故从缝隙流入空气的流量Qs由式4可得到如下π·D·n·W5·0.03·Pmax12η·L≤Qs≤π·D·n·W3·0.05·Pmax12η·L---(7)]]>的关系式由于只要从此缝隙流入空气的流量Qs相对最大风量Qmax取为20-40％就可以(就是0.2Qmax≤Qs≤0.4Qmax)，当送风装置的最大风量为Qmax，通过设定使4.0≤π·D·n·W3·Pmax12η·L·Qmax≤13.3---(8)]]>的关系成立，能提供使风扇失速抑制效果与在缝隙发生的粘性损失两者得到平衡、在相同尺寸下效率最高的送风装置。
例如，对于外形为90mm×90mm×25.5mm的送风装置，当用上式进行计算、由于环形壁内径D为86mm(0.086m)、环形壁径向长度L为8mm(0.008m)、空气粘度η为18.2×10-6Pa·s、送风装置最大静压Pmax为40Pa以及送风装置最大风量Qmax为0.025m3/s左右，在缝隙条数n取为4的场合，将数值代入式(8)，表示为4.0≤3.14·0.086·4·W3·4012·1.82·10-5·0.008·0.025≤13.3---(9)]]>对W进行整理，表示为
0.00159≤W≤0.00238 (10)也就是，有必要将缝隙的间隙宽度W设定在1.59mm-2.38间。
此外，在将此送风装置装入设备中使用的场合，在同样送风条件下能将送风装置的消耗能量抑制到最小，使设备总体消耗的能量减少。此外，不言而喻，在送风装置消耗能量相同的场合，具有使送风装置的送风能力提高、设备冷却能力提高等效果。
此外，在上述No.1-No.5的样品中，表示缝隙的间隙宽度不沿径向变化的情况，然而，如在和本发明为同一申请人的早先的申请(特愿平9-359593号)公报上记载的送风装置那样、使缝隙的间隙宽度沿径向变化而成为各部的流入阻力沿全周大致相等的场合，尽管计算较复杂，但进行与上述实施例同样的计算，最终，在把从环形壁的内周至外周的空气流方向长度设为L、离上述缝隙内周的距离为1的缝隙间隙度设为W(1)的场合，通过设定使如下4.0≤π·D·n·Pmax12η·L·Qmax∫oL1W(l)3dl≤13.3---(11)]]>的关系成立，使从缝隙流入的空气流量Qs相对最大风量成为20-40％，能提供使风扇失速抑制效果和在缝隙处发生的粘性损失得到平衡、在相同尺寸下效率最高的送风装置。
若根据如上本发明的结构，能使从缝隙流入的空气流引起的风扇失速抑制效果和在缝隙发生的空气粘性引起的能量损失得到平衡，提高送风装置的效率。