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山東冠熙環保設備有限公司主營：軸流風機,耐高溫高濕風機,烘干設備用風機,離心風機,除塵風機

在鼓風機額定工況下進行振動試驗。兩個葉輪轉速2900r/min，容積流量708m3/min，風機壓力5757pa，總壓效率77.3%。風機以額定功率運行，風機上安裝的三向加速度傳感器將測點處的振動信號傳送給SCADAS多功能數據采集裝置。采集裝置與計算機中的信號分析系統lmstestlab相連，實現信號的傳輸。通過信號分析，得到了鼓風機測試位置的頻譜特性。由于電機的激振和內部流場的氣動力是風機振動的主要激振源，在鼓風機入口、一級葉輪、二級葉輪、電機和風機殼體出口周圍設置四個測點，共20個測點。四個加速度計測試五次。每個傳感器有三個通道：X、Y和Z。它們分別對應于風扇的軸向、垂直和水平徑向。信號分析系統的參數是在傳感器、采集儀器和計算機準確連接后設置的。當轉速為2900r/min時，基頻約為48.3Hz。考慮到氣動激勵頻率較高，采樣頻率設為6400Hz，設定后進行信號采集。

通過對鼓風機設計參數和S2設計參數的多次迭代，得到了一個接近設計要求的初步三維設計方案。從表2可以看出，初步設計方案的氣動參數與一維設計結果吻合較好。風機設計過程中一維參數的設計精度足以支持設計工作的進一步發展。表2顯示了一維設計結果和初步設計的平均質量參數。由表2可以看出，單級風機平均半徑處的負荷系數約為1.0，甚至高于普通航空發動機壓氣機的負荷系數。同時，單級風機的反應性略大于0.5，平均負荷分布在靜、動葉片上，使鼓風機葉片展開中部的彎曲角度達到40度以上，擴壓系數達到0.5以上。從出版的文獻中不難找到。考慮到軸流風機制造成本的限制，擴壓系數接近0.6，基本達到了無主動流量控制技術的亞音速軸流風機的設計極限。然而，在鼓風機設計結果與設計目標的壓力比與效率之間仍存在一定的差距，需要進一步的詳細設計來彌補。由于本文設計的單級風機的負荷比設計中采用的經驗公式高，因此有必要對每排葉片的稠度和展弦比進行調整。初步設計方案如圖所示。6和7，以及表3所示的氣動性能，其中載荷系數由葉尖的切線速度定義。

當鼓風機葉頂間隙形狀發生變化時，不可避免地會引起葉頂及其附近的吸力面和壓力面流場的分布。由于葉尖間隙的存在，泄漏流將與通道內的主流混合，在吸入面頂角形成泄漏旋渦。鼓風機與方案3相比，方案2具有幾乎相同的區范圍，但葉尖間隙較大，有利于防止動靜部件之間的摩擦，而方案6具有明顯的性能退化，易于分析其損耗機理。為此，分析了三種葉尖間隙：均勻間隙、方案2和方案6。旋渦是描述旋渦運動的重要特征量，其大小可以反映旋渦的強度。在間隙均勻的情況下，渦量分布從葉片前緣到后緣呈下降趨勢，流入量能有效地粘附在吸力面上，因此鼓風機渦量相對較小。由于主流與泄漏流的相互作用，葉片頂端的渦度比吸力面大得多，較大渦度出現在吸力面拐角處和葉片頂端附近。中間葉片頂部渦度強度明顯增大，這是由于間隙收縮導致葉片前緣泄漏面積增大，導致泄漏流量增大，主流與泄漏流量的混合程度增大，渦度強度增大。鼓風機葉尖間隙的大小沿流動方向減小，即葉片葉尖越靠近殼體，泄漏旋渦越靠近葉片上部和中部。副作用減少。