木材烘干風機貨真價實「山東冠熙」

根據木材烘干風機優化后的參數，可以得到在設計轉速下動葉和靜葉的損失系數以及落后角隨沖角的變化趨勢，可以看出，損失系數和落后角隨沖角的變化基本符合風機的流動特性。

木材烘干風機采用優化后的損失和落后角模型，對該風機的5 條特性線進行數值模擬，結果如圖5 所示。從圖中可以看出，修正后的一維計算結果與實驗結果之間的較大誤差不到2%。

( 1) 對某單級動葉可調軸流風機，本模型的數值計算結果已經與實驗的計算結果進行了對比，證明了經過優化后的模型能夠正確模擬得到該風機的氣動性能，體現了其可靠性和準確性，因此，只要能給定準確的設計點和某一轉速下的非設計工況點，經過優化后，本模型就能準確預測得到其它安裝角下的氣動性能?？傮w而言，風機進出口聲功率水平較低，氣流在這兩個位置穩定，幾乎沒有渦流。

( 2) 根據優化后的損失和落后角模型能夠較為合理地得到轉子和靜子的損失隨著葉片負荷的變化情況。導葉數目對軸流風機的性能、葉片靜力結構及振動等均有一定影響。

針對某660MW 機組配套的兩級動葉可調軸流一次風機，借助Fluent 進行流體數值模擬，研究導葉數目改變對風機性能的影響，并選出較優方案三。木材烘干風機利用Workbench 軟件進行流固耦合計算得出對葉片靜力結構及振動的影響。研究表明: 導葉數目減少方案風機性能明顯優于導葉數目增加的方案，其中方案三為改型性能較佳的方案，改型后的方案其軸功率有所增大、耗電量有所增加; 方案三的葉片應力、總變形和振動與原風機基本一致，可以得出離心力對葉片靜力結構和振動起決定性作用，氣動力影響較小的結論; 方案三葉片的工作轉速遠低于一階臨界轉速，木材烘干風機葉片的較大應力小于許用應力，均滿足設計使用要求。木材烘干風機消聲器設計針對空氣動力性噪聲，主要應用的消聲器包括阻性消聲器、抗性消聲器、阻抗復合型消聲器[7]。

近似失速試驗，即為了了解木材烘干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，但木材烘干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。該結果證實了軸流風機單頻噪聲較大值在低頻段，主要噪聲為低頻噪聲。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的木材烘干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的木材烘干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。一級葉輪的振動與電機的振動相似，主要是由復雜流場的氣動力和風機基頻的四、五倍頻率振動引起的。

整個木材烘干風機通風段累計耗電量（總耗電量）為2428kw h，單位耗電量（能耗）為0.02kw h t，根據通風實際能耗，遠小于0.04kwH谷倉機械通風技術規程中地籠冷卻通風單位能耗t，略高于風扇式軸流風機低速通風單位能耗。通風前籽粒平均含水量13.9%，上層14.0%，下層13.6%，平均通風失水0.2%。上層無明顯變化。本次采用風扇式軸流風機對單獨的儲糧空間進行整體通風。首先檢查風機及電源線，確保其安全正常運行；根據項目實地考察情況，受大風量軸流風機安裝位置限制，無法對風機房墻體進行常規的吸隔聲處理，考慮風機產生的空氣動力性噪聲主要從進風口傳出，且木材烘干風機進風口正對敏感建筑，故本項目采用在進風口安裝進風消聲器的方式對風機進行降噪。檢查倉壁是否有縫隙，門窗是否能嚴密關閉，保證其氣密性；木材烘干風機內是否有雜質，保證其進氣暢通；及時清理PR風管入口附近的灰塵。木材烘干風機通風過程中的吸入，影響其通風效果。通風前應檢查糧食狀況、糧食異常情況及可能出現的通風死角、鑰匙標記、通風情況，以保證糧食的安全儲存。后依次開啟風機，打開所有通風管道，關閉門窗，在倉庫內形成負壓。倉庫外的低溫空氣通過風道進入，自下而上通過糧堆，開始通風。