在选定叶片出口角B2A以后,从图3-40或3-41可决定出压力系数ψ。再由公式(3-117)确定满足所需压力条件的叶片出口圆周速度2、但是圆周速度a2又与通风机噪声及毋轮强度等有密切的关系。例如通风机漩涡噪声的声功率与成正比。所以,在满足一定全压的条件下,通风机的噪声及叶轮强度反过来又限制了叶片出口角度B2A的选择。如果在设计中不可能再降低圆周速度2时,为了减少通风机的噪声,可以采用消声器;为了使叶片有足够强度,可采用合金材料等。     用公式(3-18)决定叶轮外径D2时,应先决定通风机转速n,如通风机为直联结构,通风机的转速应等于原动机的转速。如用带传动,其转速可任意选定。在保持圆周速度a2一定的条件下,提高通风机的转速,可减少叶轮的外径。但是转速的提高势必影响到比转速n、及叶轮的形式由公式(3-118)计算出D2,再根据GB/T321-1980《优先数和优先数系》中的R2O系列,最后确定出叶轮直径(即叶轮叶片外缘直径)。  

叶片入口宽度b1(见图3-51)为叶轮入口边缘在子午面上的投影。如果将弧线b1(即弧AB)绕叶 轮轴心线旋转一周,便是叶片入口的流道截面,其值为F1=πD1mb1。该截面积F1应与子午速度c1m垂直。但是,在通风机设计中,常把叶片入口的轴向宽度b1(见图3-51)作为叶片入口宽度。这种做法,对于低比转数的窄叶轮,两者差别不大。但是,对于比转数较大的宽叶轮,它们间的差别就大了。 从公式(3-137)可知,叶片入口宽度b1和叶片入口的气流充满系数u1,速比等有关u1值与前盘形状有很大关系、图3-52a为平的前盘,在叶轮入口处有气体分离,形成强烈的旋涡,甚至产生倒流,u1值低。这种涡除了构成了涡损以外,而且有效气流截面大大减少,使入口速度剧增,从而增加流道内的摩擦损失。图3-52b为锥形前盘,气流的分离比平前盘轻,u1值高些。图3-52c为弧形前盘.气流转弯时分离很少,u1值更高些。   e1值可参考图3-48选取,或由公式(3-130a)近似计算,或按公式(3-130b)计算。图3-53比较了气流经过前向叶片的宽叶轮和窄叶轮时的流动情况。宽叶轮的流线a比窄叶轮的流线b要长些,但是前者的曲率半径大,转弯角度小,所以流力损失小些,这是前向叶轮宽度较大的原因。对于ns=25~65间平前盘的前向叶轮,叶片人口宽度可按下述范围选取: