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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

本文根據已經完成的一種基于歐拉方程外加源項的模型來計算預測大小動葉可調排風機的氣動性能，主要采用損失和落后角模型用來考慮葉片排和摩擦對氣流的影響，并用堵塞因子修正環壁附面層堵塞影響。根據在風機安裝角未發生改變時的實驗性能，優化模型中的損失系數和落后角系數使得計算結果和實驗計算相近。改變動葉可調風機的安裝角后，本模型預測得到的該風機在安裝角變化( + 10°，+ 5°，－ 5°，－ 10°) 的性能曲線與實驗結果誤差小于2%。結果表明排風機模型使用經過優化后的損失和落后角模型能快速準確地預測出該動葉可調軸流風機在全工況下的氣動性能。

在實際的排風機葉輪機械中，氣體的流動是一種十分復雜的、非定常的、全三維的流動。為了提高程序的計算速度，需要做出如下假設: 氣體為完全氣體; 流場為軸對稱; 不考慮徑向變化，流場沿葉片中弧線。

在軸流風機的數值計算中，本文采用Stratford 的模型對環壁邊界層進行模擬。環壁邊界層會沿壁面產生位移厚度，該模型假設位移厚度是沿著葉片排連續分布的，同時端壁邊界層和葉尖間隙漏流發生的總壓損失也包含在三維總壓修正系數3D中，該模型能夠計算得出比較合理的堵塞因子。

近似失速試驗，即為了了解排風機的實際失速線位置，詳細記錄風機進出口壓力和風量，后一組風機失速前的穩定風壓和風量數據作為風機的失速點參數。通過1b、2a、2b風機的近似失速試驗，將三臺一次風機的失速工況點數據放到性能曲線上，并擬合到曲線上，如圖2所示。從圖中可以看出，1b、2a、2b一次風機的實際失速線與理論失速線存在較大偏差。2號爐兩臺一次風機的失速線偏差略好于1b風機，但排風機與理論失速線偏差較大。根據以往的試驗和結果分析，發現一次風機出現急停的主要原因是風機理論失速線向下運動，這不是由于煙氣系統阻力過大或煙氣系統內部流場分布不均造成的，而是由于風機理論失速線向下運動引起的。風機合理結構。鑒于此，在電廠停堆期間，對現有鼓風機進行了檢查。

（1）檢查葉片同步后，未發現現有風機轉子葉片同步問題，所有葉片均具有良好的調節特性，排除了葉片不同步。

（2）檢查每臺一次風機的葉頂間隙，得出每臺一次風機的葉頂間隙見表2。2A的排風機的頂部間隙已在電廠進行了處理。2A一次風機的頂部間隙通過在殼體內壁添加玻璃纖維而減小。由于2A的排風機失速試驗是在頂隙處理后進行的，表中2A一次風機頂隙也是處理后頂隙的平均值。

將排風機葉輪模型引入到ANSYS中。葉輪整體材料為Q235普通碳素結構鋼，密度7850 kg/m3，彈性模量210 gpa，泊松比0.3。葉片角度可調的葉輪，輪轂和葉片調節機構采用Q235普通碳素結構鋼，葉片采用尼龍66。該材料阻燃、防爆、耐磨、耐熱。它常被用作機械配件，而非有色金屬，作為機械外殼或發動機葉片。該材料的密度為1150 kg/m3，彈性模量為8.3gpa，泊松比為0.28。葉輪各部分采用可調葉片固定連接。在葉片角度可調的葉輪中，當葉片臂與輪轂連接時，排風機葉片臂可以旋轉和調整，即接觸面的法向可以分離，在切向上沒有相對滑動。由于葉片的葉尖比整個葉輪機構中的其他零件更容易變形，因此葉片嚙合時應減小網格尺寸，輪轂零件在整個結構中的變形較小。考慮計算時間，可以適當增大網格尺寸。在求解自由模態時，剛體有三個平移和三個旋轉，因此前六個頻率是系統的剛體模態。整個排風機葉輪機構為對稱結構。計算了兩個葉輪的前20個自由振型，并從中提取了前6個自由振型。