多级离心鼓风机在污水处理曝气系统中的运用已显现其不可替代的优点，成为环保人士在污水处理曝气系统中首选鼓风机，但如果鼓风机选型时考虑不周，在实际使用时也会产生很多问题，根据我公司在鼓风机选型方面丰富的实际经验，认为以下问题在污水处理曝气系统中，对鼓风机的选型非常重要。当然，如果您认为还有其他问题需要与我们商榷，欢迎与我们取得联系。 1．  管道流速 工艺设计时应考虑气体在管道中的流速，管道流速应控制在16m/s以下，流速越快，管网阻力越大，可能会导致鼓风机喘振。 2．曝气器 在国内市场，曝气器品种繁多，质量参差不齐，价格跨度大。由于缺乏相关的行业标准，作坊式生产方式普遍存在。例如，对橡胶曝气器而言，每次所使用的原料及配料不尽相同，导致产品质量不稳定。例：碳黑添加过量，胶板就会硬化，阻力增大；碳黑添加不足，胶板太软，则容易破裂；甚至还存在使用再生橡胶等情况。所以，非工业化生产的产品，其质量很难控制。如果曝气器释放量（释放量与水深、压力、流速、曝气器胶膜质量均有关系）无法达到工艺要求，导致鼓风机流量释放率&l;70%时，就会发生喘振。所以，在鼓风机选型时，对曝气器要有充分的了解。 3．止回阀 如果因在管道中加装了止回阀而增加了系统阻力，使得管道总体阻力大于鼓风机出口压力，就会出现喘振现象，所以，鼓风机选型时必须考虑止回阀因素。但不同企业生产的止回阀中的拉簧硬度不统一，导致曝气系统阻力难以确定，对鼓风机选型造成困难。 在使用华鼓鼓风机时，在停机时，只要按华鼓鼓风机的操作规程进行操作，就完全可以避免倒进水问题。所以在管道中不需安装出口端止回阀，避免由于止回阀阻力难以确定而造成鼓风机选型不正确的问题，同时减少系统成本和运行费用。 4．环境温度 根据风机行业标准，鼓风机设计气温为20℃，但在鼓风机实际使用时，会高于20℃，有的地方甚至超过40℃，出口压力就会下降400mmH2O以上。如鼓风机选型不当，夏天使用时鼓风机会发生喘振。 本公司根据我国大多数地区夏季普遍高温的气候特征，将鼓风机进口端设计温度提高至37℃，即相同轴功率下，出口端压力比国家标准高出近400mmH2O，弥补了我国大多数地区因夏天环境温度过高而使鼓风机压力过低的情况，保证了鼓风机在夏天时正常使用。 5．海拔高度 鼓风机设计压力为98kpa（海拔高度150m，1am）。当鼓风机使用地点的海拔高度h&g;150m时，应在出口压力和进口流量作适当补偿，高度不同，此补偿量也不同，以保证设备正常运行。 1)主要通风系统必须装置两套同等能力的通风机(包括电动机)，其中一套工作，一套备用。备用通风机必须能在lOmin内开动。 (2)在一个井筒中应尽量采用单一通风机工作制。如因规格限制，设备供应困难，或在所需风量较大，网路阻力较小的矿井，可考虑两台同等能力的通风机(包括电动机)并联运转，另备用一台相同规格的通风机，但必须校验通风机工作的稳定性,并作出并联运转的特性曲线。 (3)所选通风机应满足第一水平各个时期的负压变化，并适当照顾下一水平的通风要求。 当负压变化较大时，可考虑分期选择电动机，但初装电动机的使用年限不宜少于10年。 (4)所选用的通风机在整个服务年限内，不但能供给矿井所需风量，还应使其在较高效率下经济运转，并有一定的余量。轴流式通风机在最大设计负压和风量时，叶片安装角一般至少比允许范围小；离心式通风机的设计转速一般应小于允许最大转速的90%。 (5)通风设备(包括风道、风门)的漏风损失，当风井不作提升用途时，按需风量的10%～15%计算；以箕斗井回风时，按15%～20%计算；以罐笼井回风时，按25%～30%计算。通风设备各部阻力之和一般取100～200Pa。采用无风机式空气加热装置时，应计入该装置的负压损失。轴流式通风机采用消声装置后，应将风阻值增加50～80Pa。 (6)电动机的备用能力依轴功率的大小而异。当轴功率在150kw以下时，宜采用1.2倍计；当轴功率在150kW以上时，宜采用1.1倍计。在计算电动机容量时，还需计入机械传动效率(2K60型通风机例外)，当用联轴器直联时，&ea;＝0.98，用三角皮带传动时，&ea;＝0.95。

                               防止锅炉一次风机“抢风&dquo;技术 摘要：针对我国大型电站锅炉直吹式制粉系统一次冷风机常出现的“抢风&dquo;现象，进行了较深入的研究分折。所谓的“抢风&dquo;是指：两 台并联运行的风机中，流量(电流)相差较大，而在试图通过风机调节机构将流量调平时，却发生较大流量风机的流量突然减小，而较小流 量风机的流量又迅速增大，始终无法调节到较一致的现象。如运行时处理不当，轻则造成机组负荷降低，重则造成机组负荷为零。因此， 如何避免一次风机“抢风&dquo;，就成为电厂极为关注和亟待解决的问题。在分析直吹式制粉系统运行特点和一次风机运行特性后指出：两台并 联一次风机发生“抢风&dquo;现象的主要原因是其中一台风机进入了“失速&dquo;状态。并从一次风机的选型设计和运行控制两个方面提出了防止 一次风机失速的一系列技术措施和方法。 0引言 隨着我国火力发电机组单机容量的不断增加和节能减排要求越来越高，一次风机采用双级动叶调节轴流式风机成为首选。为提高风机在低负荷下的运行效率，在选型设计时降低了风机的出力裕量；原采用离心式一次风机的电厂，也纷纷将进口导叶调节改为变转速调节(其中尤以变频调节最多)。但一次风机发生“抢风&dquo;的现象也增多起来，严重威胁着发电机组的安全稳定运行。 所谓的“抢风&dquo;是指：两台并联运行的风机中，流量(电流)相差较大(或一台流量突然减小而另一台的流量由于自动控制原因而迅速增加，甚直造成电机超电流而跳闸)，运行时试图用增大较小流量风机开度和减小大流量风机开度的办法将两台风机流量调平，但较小流量风机的流量却突然大幅度增加，而较大流量风机的流量同时大幅度减小，两台风机的流量始终无法调到较一致的现象。如运行人员处理不当，轻则引起跳停部分磨煤机而降低机组负荷，重则造成磨煤机全停、锅炉MFT（总继料跳闸）动作而机组负荷为零。因此，如何避免一次风机“抢风&dquo;就成为电厂尤其是己发生过“抢风&dquo;现象的电厂极需防止和解决的问题。 1两并联一次风机发生“抢风&dquo;现象的原因 大型燃煤电站锅炉的制粉系统，除燃用褐煤外，均采用中速（或双进双出钢球）磨煤机正压直吹式系统。该制粉系统通常一台锅炉配有多台磨煤机，但绝大多数只配两台一次冷风机并联运行供各磨煤机的通风。由于采用该制粉系统的锅炉一次风系统总阻力较大，需一次风机的压力达15kPa左右，比转速较低，只有采用高压离心式通风机和双级动叶调节轴流式风机才能满足要求。此两种风机均在在失速(不稳定)区，且双级动叶调节轴流式风机的失速区还较大。当一次风机选型不合理或运行操作不当造成在某一负荷下，一次风系统所需总风量小于所需两台一次风机工作压力下不失速的流量之和时，必将造成一台风机失速。此时，如机组负荷不降低，制粉系统需要的通风总量和阻力也不会变，则两台一次风机不可能都不失速，如因系统扰动使失速风机脱离失速，流量突增，另一台不失速风机必将落入失速区运行，流量骤降，即发生“抢风&dquo;。大型机组正常运行时，两台一次风机为自动控制，当一台风机失速导致其流量和压力突然降低时，另一台风机在自动控制下将增大开度(调节叶片角度或转速)，该风机的流量和压力迅速增加，如不及时切换为手动操作，甚直可能超过驱动电机额定电流而跳停该风机。 由上分析可得出，两并联一次风机发生“抢风&dquo;现象的根本原因是其中一台风机在失速状况下运行。 2双级动叶调节一次风机性能特征 图3为某厂双级动叶调节轴流式一次风机的性能曲线及各设计运行工况点。由图可见，该类型风机的压力特性线在动叶角度较大时较平坦，而在动叶角度较小时则较陡。对于一次风机，往往因考虑煤质变差等情况导致其设计参数(TB工况)的富裕量较大，造成实际运行在动叶开度较小区域。如下图所示选型结果，TB工况下动叶角度约为67.5°，此时压力特性较平坦。BMCRR工况的动叶角度在50°左右，压力特性线己很陡，THA和75%THA工况的动叶角度分别约46.5°和约43°，风机压力特性更陡。裕量较小而流量失速裕量较大。随着动叶角度的减小，压力特性线变陡，则压力失速裕量增大而流量失速裕度减小。图中从TB工况点到THA工况点的压力失速裕量由9.5%增至18.6%，流量失速裕度却由14.6%降至11.5%，流量失速裕量绝对值约由23.6m3/s降至约11.1m3/s，下降了一倍多。这就是双级动叶调节轴流式风机在正压直次式制粉系统中的独特运行特性3一次风机所在直吹式制粉系统运行特点正压直吹式制粉系统的磨煤机为多台，随锅炉负荷的降低，其调节手段除减小各台磨煤机给煤量外，最主要最经济的调节手段是通过减少投运磨煤机的台数而尽可能维持运行磨煤机的最佳出力。相应的一次风机运行压力随机组负荷的降低下降较慢，而流量随投运磨煤机数量的减少成梯级跳跃下降。这是正压直吹式制粉系统运行的一个特点。 4动叶调节轴流式一次风机在启、停磨和跳磨时昜失速的机理 如上节分析，当制粉系统停运一台磨煤机，一次风机压力下降较小，而风量下降很大。如从5台磨运行到4台磨运行时，一次风机风量将下降约1/5，由4台磨运行到3台磨运行时，一次风机风量将下降约1/4。如此大的风量变化往往超过一次风机动叶角度不变时的失速裕量，使一台一次风机落入失速区运行而发生抢风现象，若控制不好可能进一步造成MFT动作而停炉。如前图中，设倒数第二工况点为100%THA工况点，5台磨煤机运行。此时一次风机流量约96.1m3/s，动叶角度约46.5°，在该角度下的失速流量约85m3/s，即流量失速裕量约为 11.1m3/s。若在此运行工况下因故跳掉一台磨煤机，则一次风机流量将减少1/5(19.22m3/s)约为76.88m3/s。此流量己低于该动叶的失速流量（85m3/s），因此，若跳磨时立即关断了磨煤机出口门而未能及时关小一次风机动叶角度，则该一次风机必定失速。反之在正常由5台磨煤机减至4台磨煤机运行的操作过程中，如在减小被停磨煤机通风量过程中未及时关小一次风机动叶角度，也会造成一次风机失速。同样在由4台磨煤机过渡到5台磨煤机运行的操作过程中，如过早或过快开大一次风机动叶角度也有可能导致一次风机失速。 5防止动叶调节轴流式一次风机在启、停磨和跳磨时失速的措施 经以上分析后提出，为防止动叶调节轴流式一次风机在启、停磨和跳磨时失速，需从以下几个方面采取措施。 1）在设计改造阶段的措施 在选型设计时应合理确定风机的设计裕量，特别是流量裕量不可太大，使正常负荷下的风机运行工况点在风机效率较高、动叶角度较大、压力特性线较平坦的区域。尽可能做到在任何工况下跳一台磨煤机时不需关小动叶角度而不导致一次风机失速。 2）在调试阶段的措施 由于在选型设计阶段裕量确定受多种特殊因素（如煤质变化）影响，往往偏大；轴流式风机性能的特点之一是各动叶角度下的最高效率点均接近失速点，选型设计时考虑到风机能耗水平，失速裕量不可能留得太大；设计阶段确定的各运行工况参数由于种种原因与机组投运后的实际运行参数会有差异。因此在调试阶段应测量出一次风机在各种磨煤机投运台数下的实际运行参数，以判断在跳磨时是否可能失速，并为制定制粉系统运行操作规程提供可靠依据。 3）运行控制措施 防止跳磨时一次风机失速的措施，建议采用跳磨时联动关小一次风机动叶角度，具体关小多少需试验确定（一般关小5%即可）。 防止在停一台磨煤机过程中一次风机失速的措施是减小被停磨煤机通风量过程中及时关小一次风机动叶角度（可维持热一次风母管压力不变）。防止增投磨煤机过程中一次风机失速的措施是先调增开磨煤机的冷、热风门后缓慢开大一次风机动叶角度，在整个过程中维持热一次风母管压力基本不变或平稳变化。

 中美风机能源效率分级标准对比 摘要：随着世界能源短缺状况的加剧和推广应用低碳节能产品的呼声越来越大，国内外陆续开展风机最低效率或能效等级标准的研究。美国AMCA制订了通风机能效等级标准，我国早在2005年就已颁布《通风机能效限定值及节能评价值》标准，2009年该标准又修订为《通风机 能效限定值与能效等级》标准。无疑，能源效率标准的研究对推动通风机产品的进步和降低碳排放将起到十分重要的推动作用。 0引言 风机在各种不同的应用领域得到应用，如通风和空调系统、工艺处理、干燥、气体输送、助燃系统、农业、电子设备冷却等。据统计，风机能耗占世界能耗近20%，在中国，风机拖动系统消耗的电力约占全国电力消费总量的10.4%，年耗电量约为810亿Kw1&middo;h 。随着世界能源短缺状况的加剧和推广应用低碳节能产品的呼声越来越大，国内外陆续开展风机能效等级标准的研究 。 我国早在2005年就已颁布《通风机能效限定值及节能评价值》标准，2009年又修订为《通风机能效限定值与能效等级》标准。美国AMCA组织于2010年2月19日审批通过了《EnegyEfficiencyClassificaionfoFans》，标准号为AMCA205-10，2012年该标准进行了修订并同时获得美国标准ANSI/AMCA205-12。 本文从标准的适用范围到效率分级划分方法对上述两个标准进行了对比，以便取长补短，在下次GB19761修订时,借鉴国外先进的标准,实现与国外先进标准的接轨,使我国通风机能效标准更科学和具有可操作性，推动国家发展改革委关于节能产品惠民工程高效节能通风*基金项目：国家重点基础研究发展计划推广实施细则的贯彻执行。 1标准适用范围对比 ANSI/AMCA205标准适用于叶轮直径大于等于125mm，轴功率大于等于750W的由电机驱动的所有类型风机的分级 。所述风机可以是专门制造的单台风机，也可以是大批量制造的系列风机。该标准不适用于风机系统和循环风机的分级。 GB19761标准只约定了风机应用场合如适用于一般用途的离心式和轴流式通风机、工业蒸汽锅炉用离心引风机、电站锅炉离心送风机和引风机、电站轴流式通风机、空调离心式通风机。结构形式进行了范围约定，可以看出与美国标准存在明显的差异。 2效率定义对比 ANSI/AMCA205针对无驱动装置的风机的风机效率、不考虑驱动装置时直接驱动风机的风机效率和考虑驱动装置时风机的总风机效率三种情况下的效率进行了定义或描述。 无驱动装置的风机效率                     &ea;sh=H0/Hsh 考虑驱动装置时风机的总效率                     &ea;dc=H0/Hdc 不考虑驱动装置时直接驱动的风机效率                     &ea;i=H0/Hi GB19761并未给出通风机效率的定义，而是直接给出了通风机效率的计算公式和通风机机组效率的计算公式,如公式(4)和(5）。                     &ea;=qvsg1PFKp/10P                     &ea;e=qvsg1PFKp/10e 可以看出，AMCA标准的方式更规范，也是国外标准普遍采用的方式。 3效率分级对比 ANSI/AMCA205给出了FEG和FMEG两种效率分级方式。FEG和FMEG分级是独立的不同指标，用于不同用途。其中FEG用于风机效率等级的分级，FMEG用于风机电机效率等级即风机与驱动装置的特定组合后总效率的分级。 GB19761标准给出了离心式通风机、轴流式通风机和采用外转子电动机驱动的空调离心通风机等三类风机效率分级方式。其中离心式通风机按照压力系数、比转速和机号大小的不同进行效率等级的划分。轴流式通风机按照轮毂比和机号大小，进行了能效等级的划分。采用外转子电动机驱动的空调离心通风机是按照整机效率进行等级划分的。 ANSI/AMCA205和GB19761标准对于效率等级的定义都是基于风机最高效率。同一风机采用不同的测试装置类别（如进气、出气或联合测试方式）进行性能测试，可能会产生不同峰值效率。因此，在ANSI/AMCA205标准中对此进行了规定：如果风机可用于多种应用类别，使用其中最高的峰值效率进行分级，但应注明测定峰值效率时所用的测试装置类别。GB19761标准并未对此进行说明，与GB/T1236-2000标准第18.3条款即“按本标准规定的通风机性能的所有资料还要说明它们对应的装置型式&dquo;的要求不相符。 ANSI/AMCA205根据统计、分析，形成效率等级划分的计算公式，从而将不同尺寸下的效率等级绘制成曲线，横坐标为风机叶轮大小，纵坐标为风机效率等级，见图1。而GB19761标准给出了基于不同叶型、压力系数、比转速及机号大小，以数据表格形式给出能效等级，为了更直观、清楚的描述GB19761能效等级的划分，本文将板型叶片，不同机号的效率等级用曲线的方式给出，见图2~图4。 4GB19761与ANSI/AMCA205标准差异 我国现行通风机能效等级标准GB19761与ANSI/AMCA205标准在通风机能效等级划分方法上截然不同，主要存在以下差异： 1）ANSI/AMCA205标准在通风机能效分级时，并未对通风机的叶片型式做出区分；GB19761针对压力系数在离心通风机的叶片型式作出了规定如翼型和板型。 2）ANSI/AMCA205标准给出通风机FEG50至FEG90共11个能效分级，并采用了曲线描述。无论风机具体类型及叶片具体什么型式，全部都是基于风机尺寸来分级的。因此，在考核时更为简单。其出发点就是推荐使用高效产品，无论其是何结构和型式。而GB19761的分 级是基于压力系数、比转速和风机尺寸以及叶片型式进行的，且分级采用的是数据表，连续性不好，在每档数据之间的风机，很难其判别其究竟属于哪个等级区域，标准又未说明是否可以进行插值计算。 3）ANSI/AMCA205标准同时给出了无驱动装置风机和有驱动装置风机的能效等级，而GB19761除了空调用离心通风机给出了有驱动装置时的能效等级，其它通风机只给出了无驱动装置通风机的能效等级。 4）ANSI/AMCA205标准指出能效等级应明确标明风机的安装方式，而GB19761未作规定。 5）GB19761与ANSI/AMCA205从两个标准效率等级划分的方法上可以明显看出制订标准的初衷是不同的。前者是想通过标准的实施，淘汰效率低的产品，其具有强制性。后者只是对风机效率等级进行评估，只有在FEG50至FEG90之间的风机产品才可粘贴相应的能源效率 标识，完全具有市场行为，用户可以根据需要的选择不同等级的产品，其不具有强制性。 6）从两个标准效率等级划分方法和定义中还可以看出若同一规格风机其效率在两等级之间，GB19761采用的下靠原则，确定其能源效率等级，如压力系数为0.6，风机效率为75%的板型叶片10号风机，按照GB19761标准的规定，该风机的能效等级为3级；而ANSI/AMCA205 是通过风机峰值效率与上下能源效率等级对应的峰值效率间的相互关系来确定，如叶轮直径为500的风机，峰值效率为73%，其能源效率等级为FEG80，而不是FEG75。  

中等功率风机驱动电机电压等级的合理选择 摘要：着重探讨了中功率段（220～1500kW）通风机合理选择其驱动电机电压等级的技术经济意义。提出了中等功率段通风机节能调速在目前阶段比较适用的“独立供电变压器+低压变频器+低压中功率电机&dquo;方案（高-低压方案），并针对方案应用低压中等功率变频器需要注意的周边相关技术问题作了简要说明。   1  引言 中等功率等级的风机（220～1500kW）应用面很广。其中很大一部分的风机需要变工况运行。以往由于电机调速手段的落后，风机的变工况（流量、压力）调节，主要采用出、进口导叶挡板调节、液力耦合器调速、电磁滑差调速、串级调速和转子回路串电阻等作为变工况运行的调节措施，这些调节方式不是耗能严重，就是存在调节性能差、运行可靠性低等缺点。近年来，交流变频调速技术已日趋成熟，并已成为大多数风机装置设计、运行人员的首选节能调速运行方案。 作为一种高效调速节能技术手段，变频调速方案在低功率段（220kW以下）风机装置中得到了日益广泛的应用，其主要得益于近阶段交流低压变频技术的日益成熟和其性价的不断提高，由此也给广大用户带来的良好的节能收益回报。相比较而言，中功率段风机由于我国电网配电电压等级的单一性，加之用电端功率220kW以上电机电压等级通常只有6kV或10kV可供选择（3kV已逐步淘汰），这使得该功率段若采用变频调速，只能采用对应电压等级的高压变频装置。而目前国内市场上中功率段6kV和10kV的高压变频器的单位功率价格通常要达到（1500～2500元/kW），高出同等级功率低压变频器的单位价格（300～500元/kW）数倍之多；使中功率段的风机采用变频调速的成本甚高，一次投入过高而回报期又相对较长，成为阻碍变频调速这一优势技术推广应用的价格壁垒。从技术层面来考察，高压变频器产品目前存在的技术程度复杂，技术成熟度不足，特别是运行可靠性方面还有待成熟完善，再加上用户对产品技术认识不足等原因，使高压变频器的应用也存在着一定的技术壁垒。这些均成为目前高压变频技术在风机调速节能领域推广应用的主要制约因素。 本文的主要目的是探讨如何通过合理的选择中功率段风机驱动电机系统的电压等级，从而设计组合技术成熟、投资经济性良好的中功率段风机变频调速。 2 技术及经济意义 2.1 技术意义 交流低压变频是现阶段成熟的技术，对于变频器而言，其工作电压的高低主要取决于变频器内PWM主回路逆变器件的耐压水平。目前690V以下低压变频器主流型逆变器件一般采用的耐压水平1200/1700V的IGBT模块。这个电压等级的IGBT技术目前已相当成熟稳定，并已被作为低压逆变的主导器件而广泛应用。由于大多数低压变频器的逆变主回路为同一设计类型，其输出功率等级由IGBT耐压和工作电流等级所决定。目前，国内对630kW以下低压变频器的制造和供货不存在任何问题；国外品牌的低压变频器普遍已达800～1500kW的功率等级，个别品牌最高可达2800kW。 低压变频器属于技术比较成熟的产品，国外应用低压变频器在风机调速运行的历史已将近30余年；国内在这方面的应用也有20年以上。根据某国外主流品牌低压变频器厂商介绍，其目前主导产品的平均无故障工作时间已达50000h以上，产品可靠性相当高。对于国内变频器厂商而言，大部分生产厂商目前已渡过了技术有欠成熟、产品质量不甚稳定的初创期，产品质量和运行可靠性也达到了一定的水平。在中功率段风机调速节能应用方面，国内外各大品牌的低压变频器均有着大量成熟的应用案例。 表1所列为目前国内市场可提供中功率段低压变频器品牌及相关型号。     表1国内市场中功率等级低压变频器主要品牌/型号 厂商品牌 型号 主要技术参数 VACON NXP/NXDRIVE 380～690V，3-PHASE，160～1500kW TIGERPOWER   TP3000 400～690V，3-PHASE，75～800kW ABB ACS800 380～690V，3-PHASE，200～2800kW SIEMENS   G150 380～690V，3-PHASE，75～1200kW SCHNEIDER  ATV38/ATV68 400～500V，3-PHASE，75～630kW 说明：630kW以下功率等级变频器，国内能够订制的变频器生产商较多，本表不予列举 2.2 经济意义 交流低压变频系统应用于中功率风机调速具有良好的经济性。目前国内除了一些特殊的电力终端用户（如煤矿、油田）外，用户设备终端电压等级，不外乎低压380V和高压6kV、10kV三种。我国现行的低压等级通用电机的最大机座号为H355，中功率段风机驱动通常选用6～10kV电机，对应这个机座号的极限电机功率也就是220kW左右。超过这个机座号通常只能选用6kV或10kV电机；而风机设计和运行单位，一般也试图通过提供终端用电设备的电压等级，降低电机系统运行线路损耗和提高系统效率。这几方面的原因，使目前H355机座（对应功率等级～220kW）以上的风机驱动电机全采用6kV或10kV的电压等级。而对于许多需要变工况调速运行的风机而言，正是这种不恰当地选择，成为应用变频调速这一高效节能调节手段的技术障碍。由于高压变频器结构复杂，制造技术难度高，同一功率等级的高压变频器与低压变频器价格又相差悬殊。这也意味着如果作为一种节能投资，采用高压变频方案要比采用低压变频方案的一次投入大数倍，投资回报周期相应也要长得多。这也使一些有着应用低压变频节能经验并产生实际经济收益的用户，难以确立采用高压变频器应用于风机节能调速的信心。同时技术程度的相对复杂，部分厂家产品实际运行中所反映性能不甚完善，甚至影响系统安全可靠运行等因素，也成为高压变频器推广应用的主要障碍。 因为受到逆变功率器件制造水平限制，高压交流变频核心部分的高压逆变的实现要比低压变频逆变困难和复杂得多。目前比较成熟的高压逆变实现方案不外乎多重化单元串联、三电平箝位和功率元件串联等几种。而无论通过哪一种方式实现高压逆变，其构成与低压逆变相比复杂得多。由此也就不难理解为什么相同功率等级的高压变频器与低压变频器的市场价格要相差3～5倍甚至更多。同时由于系统结构的复杂性，从系统工程角度来讲，要使高压变频器产品达到一定可靠性，实际要比低压变频器困难得多。大量运行实践的总结也印证了这一点。另外对于类似于不允许计划外停机的某些高可靠性要求场合，低压变频器也可以比高压变频器更方便、更容易和更经济地实现系统备用冗余（如工频应急旁路）。 表2是一个500kW风机驱动电机采用3种常用典型调速方案的技术经济性的简单比较。从中得出，“独立供电变压器+低压变频器+低压电机&dquo;方案（所谓“高—低方案&dquo;）是最佳选择的结论。如果考虑高压变频和液力耦合器调速方案相比，低压变频调速方案较低的动态维护费用的支出，低压变频器方案的优势将更为突出。 表3所列，是国内几位从事电气传动行业知名专家，比较一致提出的对中功率交流变频调速系统推荐采用的电压等级，从技术经济性角度考察是相当合理的。 综上所述，对于220～1500kW的中功率段风机调速，采用“独立供电变压器+低压变频器+低压电机&dquo;（高—低方案）的技术方案，其在技术方面是成熟可行的；如果从投入产出等方面综合考察方案的经济性，也较其他方案具有明显的成本和经济优势。 3 注意的相关问题 中功率段风机采用低压变频器调速方案实际应用中，必须充分考虑中功率段低压变频器的技术特点及其应用现场条件和用户对诸如电磁兼容性方面的要求，采取适当必要的周边技术保障措施，以使方案得到可靠和完美的实施。 3.1 谐波和干扰问题 谐波和干扰是应用变频器必须要关注的问题。每个变频器都是工作时的一个谐波源，如果不采取相应的技术措施，变频器运行时会对电源系统和周边设备产生不良影响。由于谐波发生量和产生的电磁干扰强度与变频器的功率密切相关,对于功率在220kW以上的中功率段变频器，抑制其对电网系统的谐波注入和对周边设备的电磁干扰显得尤其重要。否则将很可能使接于变频器同一供电电源下的其他设备和周边的电磁敏感设备（典型的如弱电控制设备）的工作异常。以下技术措施可根据现场条件和要求独立或组合使用，对于中功率段低压变频器的谐波和干扰抑制相当有效。     表2 典型500kW风机驱动电机调速方案经济技术性能比较   10kV高压变频 调速方案 高-低压变频器方案 液力耦合器调速方案 附 注   系统组成 10kV高压保护柜 +10kV多重化 高压变频器 +10kV高压电动机   10kV高压保护柜 +10/0.66kV 干式变压器 +0.66kV低压变频器 +0.66kV低压电动机 10kV高压保护柜 +10kV高压电动机 +液力耦合调速器   说明： （1)未计入配套土建和连接电缆等相关费用。 （2）按市场平均价估算。     系统投资 成本估算 高压保护柜：4.5万元 高压变频器：90万元 高压电动机：16.8万元 系统估算价：107万 高压保护柜：4.5万元 干式变压器：12.8万元 低压电动机：12.5万元 低压变频器：22.4万元 系统估算价：52.2万 高压保护柜：4.5万元 高压电动机：16.8万元 液力耦合器：10万元 系统估算价：31.3万元 运行后每年 节约电费额 约70万元 约70万元 约45万元 估算条件： （1）节约电费以入 口挡板调节方案为 参考估算依据； （2）风机平均工况 运行按额定风量的 80%估算； （3）年运行时间以 7000h估算； （4）电价以0.60元/kW&middo;h估算。 投资回收期  　约18个月 约10个月 约8个月 在役10年静态 节约电费总额 约700万元 约700万元 约450万元 在役10年静态 投入产出比 　 　约１：6.5   约1：13.4   约1：10 在役10年 静态计算收益       约600万元        约650万元       约400万元 系统可靠性     稍差         好 差           — 可维护性 不良 最好         差 系统冗余成本      高         低       不能实现  说明：不计入各方案的在役动态维护性支出费用。                  表3 中、大功率段风机驱动交流变频调速系统推荐的工作电压等级      推荐调速系统电压等级（kV）            备 注      220～500           0.4   优先推荐电压等级:  0.4、0.69、6.0、10.0(kV)      500～800          0.66/0.69      800～1600          0.66/1.14      1600～2500          3.0/6.0      2500以上          6.0/10.0    (1)单独设置变压器,使变频器电源与用户其他设备的低压电源隔离。目的之一是提供足够的输入阻抗，与变频器电缆寄生电容组成LC滤波器，将电网侧谐波限制在一定范围内；目的之二是可以抑制谐波与干扰通过同一低压回路直接向其它低压用户端传导。 (2)变压器多相运行。通常变频器的整流部分是6脉波整流器，所以产生的谐波较大。应用变压器的多相运行，可降低变频器输入的电流谐波分量。根据实测采用12脉波输入变频器后，变频器输入端总谐波分量将达到THD≤8%，基本达到电网对电能质量标准的要求。 (3)增设交流输入电抗器或直流电抗器。在变频器输入端加入交流电抗器或在其直流回路加入直流电抗器，可显著改善变频器输入端谐波含量，稳流削波，改善变频器输入端功率因素。 (4)变频器的输出端增设输出电抗器或专用滤波器。输出端设置电抗器或专用滤波器，可有效降低变频器输出电流中的高频分量引起的高频辐射干扰，降低电压突波对电机绝缘的影响，降低电机的电磁运行噪声。 (5)变频器输出电缆采用专用屏蔽电缆。经验证明，采用专用动力屏蔽电缆是抑制变频器输出端高频辐射的有效途径。 3.2 轴电流抑制 对于采用变频器供电的电动机，由于电压波形中存在着相当多的高频分量，这些高频分量除了通过变频器与电机绕组构成回路外，还会通过绕组与定子铁心间以及转轴、端盖、机座和接地线等之间形成寄生电容而构成高频通路。由于这些电容容量有限，在工频市电供电时其充放电过程形成的容性电流很小，可以忽略不计。当采用变频器供电且电机容量较大（110kW以上）时，由高频分量形成的轴电流密度可达数10A/mm2，轴电流将会引起电机轴承的严重电蚀。由于轴承的滚珠与滚道上有可能存在凸出点，旋转时通过该处的轴承电流断开，从而引起电弧，灼伤金属表面，这种微观损害的持续积累将会引起轴承的损坏。 实际应用中，对于中等功率等级以上的电机应通过保持轴承良好润滑而维持内外圈间润滑膜较高的绝缘电阻、轴承外圈与机座接触面喷涂绝缘漆、变频器输出端加入滤波器等抑制轴电流产生的措施，保障电机的可靠运行。 3.3 工频运行冗余问题 变频器应用的许多场合，通常不允许设备发生非计划停机。这种情况的经典设计是提供一套独立的工频应急旁路。对于采用独立供电变压器的低压变频方案，由于变压器负载的单一性，无需考虑电机在工频电源下启动时，由于启动电流冲击而造成低压母线跌落的影响。如果经验算，变压器高压侧母线在工频旁路直接启动时的电压在允许范围内，就可以采用直接启动。此时独立供电变压器类似于一个启动电抗，可以起到降低电机启动电流冲击的良好效果。对于双低压绕组的12脉波供电变压器方案，电机实行工频旁路运行时，将原两组分别向变频器两组串联整流器供电的低压绕组切换成曲折联接后，直接作为电机工频旁路运行的供电电源。 对于用户希望尽量减小启动电流冲击和机械冲击的场合，工频旁路电机启动时仍可采用软启动器、降压启动等传统成熟的启动方式，这可以在方案设计时一并予以总体考虑细化。 3.4 配套电机问题 如前所述，目前国内低压电机定型规格的最大机座号为H355，并由于大功率风机配套电机的极数通常均在6～10极，对应的最大电机功率也就在220kW以下。除了少数厂家有H355以上机座低压电机生产外，一般均需特别订制，生产批量小、供货价格高及交货周期长是普遍存在的问题。这也一定程度上影响了变频调速在中功率段的大量应用。 建议作为风机行业大用户的中大功率风机的主导生产企业，与电机制造行业内具有生产基础的单位合作，对H355机座以上的低压电机进行定型设计，以期降低生产成本和缩短交货周期，并有利于技术成熟且经济性良好的中功率低压变频系统在风机及相关行业的推广应用。这在技术上应不存在任何问题。对于老系统改造而言，用户可以采用将风机驱动的高压电机，通过绕组重绕或是更简便的串/并联改接等方法改造为低压电机，而使中功率低压变频系统应用在老风机系统节能改造时，可以用比较经济的方法得以实现。对此，国内已有很多成功应用的案例可供借鉴参考。    变频供电的电动机，由于其供电电压波形为非完全正弦波，同时电压波形的毛刺突波比较大，因此对其绝缘有抗电晕处理和适当增加绝缘设计裕度的要求，这在低压电动机设计选型时应予以一并考虑。 4 结论     大中型风机在国民经济各部门中是数量众多，分布面极广，耗电量巨大的设备。据权威资料显示，目前在用风机系统的能源利用效率比国际先进水平相差20%；差距是巨大的。这其中除存在风机本体设计效率低之原因外，很大的因素是高效能的调速设备应用不足，风机系统长期运行于低效区所致。因为中功率段风机存在着巨大的社会在役保有量，并且随着国民经济的发展，其应用量将不断增加，因而，在这个功率段推广应用经济技术性能良好的交流变频调速系统，其现实的节能意义无疑是相当巨大的。从目前阶段的技术水平和各类变频方案的经济性考察，采用“独立供电变压器+低压变频器+低压电机&dquo;技术方案（所谓“高-低方案&dquo;），并辅以必要的周边技术措施，是目前可应用在（220～1500kW）中功率段风机节能调速中首选的技术方案。

罗茨鼓风机常见故障原因分析及措施                     摘要：通过分析铝电解罗茨鼓风机在铝电解生产中的作用。现针对不同故障现象结合实践经验，阐述了罗茨鼓风机易发的故障原因及故障排除方法。 0 引言   现代企业生产中所使用的常见风机种类繁多，其中主要以通风机和鼓风机为主。它们主要用来为工业生产系统提供风源，在生产实际中起着十分重要的作用。在铝电解生产过程中，要将粉状氧化铝从低位输送到高位，然后输送到电解槽，都离不开罗茨鼓风机为其提供高压风源。一旦罗茨鼓风机发生故障，就会导致氧化铝料位无法提升，而且堵塞供料管道再次提料，必须人工清除堵塞积料，才能再次提升。造成大量人力浪费，同时中断氧化铝供应，影响电解正常生产。由此可见，罗茨鼓风机在铝电解正常生产中具有不容忽视的地位。本文针对罗茨鼓风机易发生故障并结合多年维修经验分析总结其发生原因，阐述了其排除方法。 1 工艺流程 粉状氧化铝从打料站浓相系统输出，将氧化铝料位提升到储料罐，储料罐再将氧化铝分配到风动流槽，通过风动流槽的氧化铝在VIR反应器和载负氧化铝混合，经过袋滤室收尘箱收尘系统的收尘，再将混合氧化铝输送到各个电解槽，保证电解槽的正常供料。将新鲜氧化铝输往储料罐过程中，氧化铝料位提升主要以罗茨鼓风机为主。氧化铝料位在提升过程中罗茨鼓风机的故障及负载运动，严重影响了风机的正常工作，制约了电解槽的正常供料。 2 罗茨鼓风机常见故障原因分析及排除 2.1 罗茨鼓风机内腔间隙故障原因及分析    鼓风机在安装过程中叶轮与叶轮、叶轮与墙板、叶轮与机壳之间的间隙是风机正常运行的主要因素，超过工作间隙风机将无法运行，内腔各间隙保证在允许值范围内，正常鼓风机叶轮与机壳、墙板的间隙如表1所示，一旦出现偏差，就会发生不同的故障，不同故障发生原因及处理对策如表2所示。 表1  罗茨鼓风机的工作间隙 序号 部位 符号 数值/mm 1 叶轮与机壳之间 &dela;1 0.45～0.60 2 两叶轮相互之间 &dela;2 0.40～0.70 3 叶轮与前墙板之间 &dela;3 0.40～0.55 4 叶轮与后墙板之间 &dela;4 0.60～0.75 5 齿轮副侧隙 Cn 0.08～0.16     表2  罗茨鼓风机故障原因分析对照表 故障 可能产生的原因 检修方法及措施 两叶轮有摩擦碰撞现象 齿轮毂键松动 换键 叶轮键松动 换键 齿轮圈与齿轮毂配合松动 检查定位销及螺母是否松动 齿轮毂与轴颈配合不良 检查圆螺母及止动圈工作的可靠性 检查并修复配合面上的碰伤、毛刺及连接键 叶轮间的间隙&dela;不均匀，超过允许值 重新调整&dela;2 齿轮磨损、使啮合侧隙Cn超过允许值范围 若调整后仍无法满足要求时应更换齿轮副 气缸内混入异物或有输送介质的结块 清除异物或结块 主、从轴弯曲变形 调直或更换新轴 轴承磨损 更换新轴承 叶轮外径与机壳内壁有摩擦现象 叶轮与机壳间的间隙不均匀超过允许值 　 检查间隙、并调整&dela;1 检查前后墙板与机壳结合的定位销是否松动，修复销孔更换定位销 轴承磨损，径向间隙过大 更换轴承 主、从轴弯曲变形 调直或更换新轴 叶轮与前后墙板有摩擦现象 间隙&dela;3、&dela;4调整不当 重新调整&dela;3或&dela;4 轴承轴向游隙过大 重新调整或更换轴承 叶轮端面混入异物或结块 清除异物或结块 温度不正常 齿轮副啮合不良或侧隙过小 调整齿轮副的啮合情况 润滑油太脏 清洗润滑系统及轴承齿轮等，更换新油 润滑油温度过高 检查油量是否正常 系统阻力太大或进气温度过高 调整系统运行情况，降低进气温度 振动加剧 转子平衡精度过低或精度被破坏 重新校正平衡达G6.3级 地脚螺栓或其他紧固件松动 紧固各部位 轴承磨损 更换新轴承 机组承受进气管道的重力和拉力 消除管道重力和拉力 主轴与电机轴对中偏差过大 重新调整转子对中 2.2 罗茨鼓风机常见故障发生原因及处理措施    罗茨鼓风机在使用过程中还会出现一些一般性的故障，也会对风机产生不良因素，常见故障、发生原因及处理措施见表3，使鼓风机处于无法正常工作状态。   表3 故障原因分析及相应的故障排除方法 故障 原因分析 处理措施 风量不足 皮带打滑掉转速 调整皮带张力或更换新皮带 间隙增大 调校间隙或更换转子 进口阻力大 清洗过滤器 电机超载 过滤网眼堵塞负荷增大 清洗或更换滤网 压力超过铭牌规定 控制实际工作压力不超出规定值 叶轮与气缸壁有摩擦 调整间隙 过热 升压增大 检查吸入和排出压力 油箱冷却不良 检查冷却水路畅通 转子与气缸壁有摩擦 调整间隙 润滑油过多 控制油标油位 异响 可调齿轮和转子的位置失调 按规定位置矫正，锁紧 轴承磨损严重 换轴承 不正常的压力上升 检查压力上升原因 齿轮损伤 换齿轮 无法启动 进排气口堵塞或阀门未打开 拆除堵塞物或打开阀门 电机接线不对或其它电器问题 检查接线或其它电器 润滑油泄漏 油位过高 静态油位在油位线上方3～5mm 密封失效 换密封件 振动大 基础不稳固 加固、紧牢 电机、风机对中性不良 按说明书找正 轴承磨损 换轴承 3 罗茨鼓风机维护保养 （1）日常保养：日常工作中应注意轴承温度、声音、振动情况，检查油标油位，油温、进排气压力、电流表指数示等。 （2）每月检查：有三角带传动的风机应定期检查V带的张力。 （3）季度检查：每季度定期清洗过滤器，更换一次润滑油。 （4）年度检查：每年应定期清洗风机的齿轮、轴承、油密封、气密封。检查转子和气缸内部的情况，校正各部间隙。 4 结论 罗茨鼓风机在连续使用过程中会出现不同程度的磨损，风机内腔转子与转子、转子与隔板之间的各间隙是影响风机正常运行的主要原因，所以在安装时调整风机内腔各间隙，定期润滑风机各润滑部位，避免出现因安装和润滑不良而出现风机无法正常运行的情况，就能很好地保证罗茨鼓风机的正常运行，确保铝电解生产的正常供料。

 轴流通风机喘振现象分析及预防措施 摘要：就矿井轴流和离心两种风机并用发生的喘振现象，对喘振产生的原因进行了分析，指出了如何对喘振进行判断，并给出了几种消除喘振的解决方案。 0 引言 广元荣山煤矿炭厂坡井主通风机使用的是我院生产的FBCDZ№18/2&imes;132kW煤矿地面用防爆抽出式对旋轴流通风机，在使用过程中出现了风量、风压和电流大幅度波动，风机的振动增大，噪声增高的喘振现象，风机已经无法正常工作。为了减小对生产的影响，采取了一些临时性措施（如降低二级电机运行频率，或者分别调大一级、调小二级叶片安装角度），消除了喘振现象，但却降低了通风系统效率。 1 风机喘振现象及原因分析 风机发生喘振的现象及特点： (1)风机抽出的风量时大时小，产生的风压时高时低，系统内气体的压力和流量也发生很大的波动； （2）风机二级电动机电流波动很大，最大波动值有50A左右； （3）风机机体产生强烈的振动，风机房地面、墙壁以及房内空气都有明显的抖动； （4）风机发出“呼噜、呼噜&dquo;的声音，使噪声剧增； （5）风量、风压、电流、振动、噪声均发生周期性的明显变化，持续一个周期时间在8s左右。 根据对轴流式通风机做的大量性能试验来看，轴流式通风机的p－Q性能曲线是一组带有驼峰形状的曲线[1]（这是风机的固有特性，只是轴流式通风机相对比较敏感），如图1所示。当工况点处于B点（临界点） 左侧B、C之间工作时，将会发生喘振，将这个区域划为非稳定区域。炭厂坡井主通风机发生喘振，说明其工况已落到B、C之间。   通过对荣山煤矿实地调查分析得知：该矿矿井的通风方式采用的是两翼对角式抽风，如图2所示，该矿有一个进风口，两个回风口。两个回风口分别负责东、西两个大的采区工作面的通风，东面（二重岩）采用离心式抽风机抽风，西面（炭厂坡）采用我院生产的轴流式通风机抽风。显然公用风路上的风量是两台风机共同作用的结果，而每台风机又都单独承担了克服公用风路和其专用风路上的阻力，所以在公用风路上每台风机均多承担了一部分风压。若公用风路上的风阻越大，所通过的风量越多，则所消耗的风压亦越大，故每台风机所多承担的风压也增多[2]。再加上该矿在风量分流处的管网布置错综复杂，矿井通风的正常状况也就很难得到保障，所以使安全生产受到严重的影响。而且随着通风管网的扩展，采区在增加，阻力也会增大，综合分析，得出这样的结论：炭厂坡井通风机喘振是由于系统阻力太大所致。 2 喘振的判断与消除措施 一般来说，影响通风机的喘振的因素很多，很难用理论计算方法准确地求出喘振点，风机厂家给出的风机说明书上的喘振点，是根据通风机性能试验的试验数据来确定的。在煤矿实际生产中，由于受到环境的影响，同时管网布置错综复杂，新巷道的不断扩展，旧巷道的不断废弃，导致巷道阻力经常发生变化，因此，出现喘振的可能性时时存在。这就要求时时提高警惕，做好预防和消除喘振的措施。 在生产过程中，可从5个方面判断通风机是否在喘振点附近运行。 （1）根据通风机运行声音来判断：通风机在稳定工况工作时，其噪声是平稳连续的；当接近喘振工况工作时，由于气体在通风机和管网之间发生周期性的气体脉动[3]，而产生周期性“呼噜，呼噜&dquo;的声音，这时的噪声也明显增大。 （2）根据通风机进口压力来判断：通风机在稳定工况工作时，其通风机进口压力是稳定的；当接近喘振工况工作时，由于气流脉动，通风机进口压力会产生剧烈波动。 （3）根据通风机出口风量来判断：通风机在稳定工况工作时，其通风机出口风量是稳定的；当接近喘振工况工作时，由于气流脉动，通风机出口风量会产生剧烈波动。 （4）根据通风机电机电流来判断：通风机在稳定工况工作时，电机电流变化平稳，波动幅度很小；当接近喘振点工况工作时，电动机二级电流会产生剧烈波动，且波动幅度随着喘振强度增大而逐渐增加，但一级电流变化不是很明显。 （5）通过观察通风机的振动：通风机在稳定工况工作时，一般振动都在许可范围内；当接近喘振点工况工作时，由于气流脉动，整个机组和管网都会出现强烈振动[3]，且振动强度随着喘振强度增大而逐渐增大。 因此，在生产过程中，当观察到上述现象之一时，就不要再增加管网阻力，以免加剧喘振，应立即查找原因，采取相应措施，及时消除隐患。 当通风机发生喘振时，说明工况点已经落在了非稳定区域，应积极采取有效措施消除喘振，减小对通风机的损伤和对生产的影响。若想消除喘振，就得把工况点移到稳定区域。 根据实际解决的情况以及大量的经验，总结了7条消除喘振的措施。 （1）打开一部分靠近通风机集流器前段的水平风门或者防爆门，使外界空气能够少量溢入通风机，此时，外界风路与原网路并联工作，工况点由原来的非稳定区域移到稳定区域，喘振即可消除，但是这种方法能量损失比较大，只能作为临时性措施[4]。 （2）可以通过适当调小通风机二级叶片的安装角度，如果有使用变频器启动的，可以通过调低通风机二级电动机的运行频率，这样也可以消除喘振，但是这种方法实际上是降低了通风机的使用能力，也只能作为临时性措施。 （3）风流经过巷道的某些区域，由于风流速度的大小或方向发生急剧变化，引起空气微团剧烈碰撞，也有可能形成局部紊流，造成风流的能量损失，因此，可以通过改变巷道局部阻力的方法降低巷道阻力，这样就可以消除喘振。 降低巷道局部阻力，不但工程量小，而且可以取得良好效果，在现代生产中，一般都采用这种方法。降低巷道局部阻力主要方法：①改突然扩大断面为逐渐扩大断面；②改突然缩小断面为逐渐缩小断面；③转弯处采用合理的曲率半径；④采用合理的风桥结构[4]。 （4）扩大阻力较大的巷道断面积[4]。 （5）清理巷道内的废弃物料，修整巷道断面光整度，使通风网络流畅。 （6）根据实际情况，改变井下通风管网布置，如并联井下局部巷道可以改善系统阻力。 （7）更换使用更大功率、低转速的通风机，当然这种方法对财力、人力、物力都需要很大的投入。 3 结论 （1）在通风系统改造之前，应当正确估算工况点位置，适当调整，使其工况处在稳定区域，并与最高风压点有一定的剩余量，避免喘振现象出现[4]，为以后矿井的扩建做好准备。 （2）需要在日常生活中时常注意主通风机的运行情况，做好时时监测工作，有问题及时报告，防止喘振事故发生。 （3）若产生喘振，应首先采取临时性措施消除喘振，以保护风机，然后再根据实际情况采取相应措施消除隐患，减少对生产的影响。 （4）喘振的危害比较大，当发生喘振时应及时处理，否则可能会出现折断通风机叶片等事故的发生，给生产和矿井带来无法估量的损失。   参 考 文 献   [1] 孟凡绥. 轴流式风机喘振分析[J].华北电力技术，2001（12）：48-49. [2] 李庆军,侯国忠,黄晓波.浅谈多风井多风机分区并联通风[J].煤炭技术，2005（2）：67-68. [3] 武瑞林.煤气鼓风机的喘振现象及其预防[J]. 燃料与化工，1997（5）:281-283. [4] 陈静媛，孙华，等.风机喘振现象分析及消除措施[J].煤矿机械，2000（3）：41-42.    

提高离心通风机叶轮性能浅述     摘要：总结和阐述了离心通风机内叶轮的设计方法和利用边界层控制技术提高离心通风机叶轮性能等两个方面的主要成果，指出了这些研究的特点，结合作者自己的研究工作对提高离心通风机性能提出了建议，并对该方面研究的发展进行了展望。   0 引言 离心式通风机作为流体机械的一种重要类型，广泛应用于国民经济各个部门,是主要的耗能机械之一，也是节能减排的一个重要研究领域。研究过程表明：提高离心通风机叶轮设计水平,是提高离心通风机效率、扩大其工况范围的关键。本文将从离心通风机叶轮的设计和利用边界层控制技术提高离心通风机叶轮性能这两个方面，对近年来提出的提高离心通风机性能的方法和途径的研究进行归纳分析。 1 离心通风机叶轮的设计方法简述 如何设计高效、工艺简单的离心通风机一直是科研人员研究的主要问题，设计高效叶轮叶片是解决这一问题的主要途径。 叶轮是风机的核心气动部件，叶轮内部流动的好坏直接决定着整机的性能和效率。因此国内外学者为了了解叶轮内部的真实流动状况，改进叶轮设计以提高叶轮的性能和效率，作了大量的工作。    为了设计出高效的离心叶轮,科研工作者们从各种角度来研究气体在叶轮内的流动规律,寻求最佳的叶轮设计方法。最早使用的是一元设计方法[1]，通过大量的统计数据和一定的理论分析，获得离心通风机各个关键截面气动和结构参数的选择规律。在一元方法使用的初期，可以简单地通过对风机各个关键截面的平均速度计算，确定离心叶轮和蜗壳的关键参数，而且一般叶片型线采用简单的单圆弧成型。这种方法非常粗糙，设计的风机性能需要设计人员有非常丰富的经验，有时可以获得性能不错的风机，但是，大部分情况下，设计的通风机效率低下。为了改进，研究人员对叶轮轮盖的子午面型线采用过流断面的概念进行设计[2-3] ，如此设计出来的离心叶轮的轮盖为两段或多段圆弧，这种方法设计的叶轮虽然比前一种一元设计方法效率略有提高，但是该方法设计的风机轮盖加工难度大，成本高，很难用于大型风机和非标风机的生产。另外一个重要方面就是改进叶片设计，对于二元叶片的改进方法主要为采用等减速方法和等扩张度方法等[4]，还有采用给定叶轮内相对速度W沿平均流线m分布[5]的方法。等减速方法从损失的角度考虑，气流相对速度在叶轮流道内的流动过程中以同一速率均匀变化，能减少流动损失，进而提高叶轮效率；等扩张度方法是为了避免局部地区过大的扩张角而提出的方法。给定的叶轮内相对速度W沿平均流线m的分布是通过控制相对平均流速沿流线m的变化规律，通过简单几何关系，就可以得到叶片型线沿半径的分布。以上方法虽然简单，但也需要比较复杂的数值计算。 随着数值计算以及电子计算机的高速发展，可以采用更加复杂的方法设计离心通风机叶片。苗水淼等运用“全可控涡&dquo;概念[6],建立了一种采用流线曲率法在叶轮流道的子午面上进行叶轮设计的设计方法,该方法目前已经推广至工程界,并已经取得了显著效果[7]。但是此方法中决定叶轮设计成功与否的关键,即如何给出子午流面上叶片涡的合理分布。这一方面需要具有较丰富的设计经验；另一方面也需要在设计过程中对设计结果不断改进以符合叶片涡的分布规律,以期最终设计出高效率的叶轮机械。对于整个子午面上可控涡的确定，可以采用Cu沿轮盘、轮盖的给定，可以通过线性插值的方法确定Cu在整个子午面上的分布[8-9]，也可以通过经验公式确定可控涡的分布[10]，也有利用给定叶片载荷法[11]设计离心通风机的叶片。以上方法都是采用流线曲率法，设计出的是三元离心叶片，对于二元离心通风机叶片还不能直接应用。但数值计算显示，离心通风机的二元叶片内部流动的结构是更复杂的三维流动。因此，如何利用三维流场计算方法进一步来设计高效二元离心叶轮是提高离心通风机设计技术的关键。 随着计算技术的不断发展，三维粘性流场计算获得了非常大的进步，据此，有一些研究者提出了近似模型方法。该方法是针对在工程中完全采用随机类优化方法寻优时计算量过大的问题，应用统计学的方法，提出的一种计算量小、在一定程度上可以保证设计准确性的方法。在近似模型方法应用于叶轮机械气动优化设计方面,国内外研究者们已经做了相当一部分工作[12-14] ,其中以响应面和人工神经网络方法应用居多。如何有效地将近似模型方法应用于多学科、多工况的优化问题,并用较少的设计参数覆盖更大的实际设计空间,是一个重要的课题。 2007年，席光等提出了近似模型方法在叶轮机械气动优化设计中的应用[15]。近似模型的建立过程主要包括:（1）选择试验设计方法并布置样本点,在样本点上产生设计变量和设计目标对应的样本数据；（2）选择模型函数来表示上面的样本数据；（3）选择某种方法,用上面的模型函数拟合样本数据，建立近似模型。以上每一步选择不同的方法或者模型，就相应产生了各种不同的近似模型方法。该方法不仅有利于更准确地洞察设计量和设计目标之间的关系，而且用近似模型来取代计算费时的评估目标函数的计算分析程序，可以为工程优化设计提供快速的空间探测分析工具，降低了计算成本。在气动优化设计过程中，用该模型取代耗时的高精度的计算流体动力学分析,可以加速设计过程,降低设计成本。基于统计学理论提出的近似模型方法，有效地平衡了基于计算流体动力学分析的叶轮机械气动优化设计中计算成本和计算精度这一对矛盾。该近似模型方法在试验设计方法基础上，将响应面方法、Kiging方法和人工神经网络技术成功地应用于叶轮机械部件的优化设计中，在离心压缩机叶片扩压器、叶轮和混流泵叶轮设计等问题中得到了成功应用,展示了广阔的工程应用前景。目前，席光课题组已经建立了离心压缩机部件及水泵叶轮的优化设计系统，并在工程设计中发挥了重要作用。 2008年，李景银等在近似模型方法的基础上提出了控制离心叶轮流道的相对平均速度优化设计方法[16]，将近似模型方法较早的应用于离心通风机叶轮设计。该方法通过给出流道内气流平均速度沿平均流线的设计分布，设计出一组离心风机参数，根据正交性准则，在充分考虑影响叶轮效率因素的基础上，采用正交优化方法进行优化组合，并结合基于流体动力学分析软件的数值模拟，最终成功开发了与全国推广产品9-19同样设计参数和叶轮大小的离心通风机模型，计算全压效率提高了4%以上。该方法简单易行、合理可靠，得到了很高的设计开发效率。 随着理论研究的不断深入和设计方法的不断提高，对于降低叶轮气动损失、改善叶轮气动性能的措施，提高离心风机效率的研究，将会更好的应用于工程实际中。 2 改善离心通风机内叶轮流动的方法 叶轮是离心风机的心脏，离心风机叶轮的内部流动是一个非常复杂的逆压过程，叶轮的高速旋转和叶道复杂几何形状都使其内部流动变成了非常复杂的三维湍流流动。由于压差，叶片通道内一般会存在叶片压力面向吸力面的二次流动，同时由于气流90°转弯，导致轮盘压力大于轮盖压力也形成了二次流，这一般会导致叶轮的轮盖和叶片吸力面区域出现低速区甚至分离，形成射流—尾迹结构[17]。由于射流—尾迹结构的存在，导致离心风机效率下降，噪声增大。为了改善离心叶轮内部的流动状况，提高叶轮效率，一个重要的研究方向就是采用边界层控制方式提高离心叶轮性能，这也是近年的热点研究方向。 2007年，刘小民等人采用边界层主动控制技术在压缩机进气段选择性布置涡流发生器，从而改变叶轮进口处流场,通过数值计算对不同配置参数下离心压缩机性能进行对比分析[18]。该文章对涡流发生器应用于离心叶轮内流动控制的效果进行了初步的验证和研究,通过数值分析表明这种方法确实可以改善叶轮内部流动,达到提高叶轮性能的效果。但是该主动控制技术结构复杂，而且需要外加控制设备和能量，对要求经济耐用的离心通风机产品不具有竞争力。 采用边界层控制方式提高离心叶轮性能的另外一种方法就是采用自适应边界层控制技术。1999年，黄东涛等人提出了离心通风机叶轮设计中采用长短叶片开缝方法[19-20]，该方法采用的串列叶栅技术，综合了长短叶片和边界层吹气两种技术的优点，利用边界层吹气技术抑制边界层的增长，提高效率，而且试验结果表明[20]，该方法可以有效的提高设计和大流量下的风机效率，但对小流量效果不明显。文献[21]用此思想解决了离心叶轮内部积灰的问题。虽然串列叶栅技术在离心压缩机叶轮[20]内没有获得效率提高的效果，但从文献内容看，估计是由于该文作者主要研究的是串联叶片的相位效应，而没有研究串联叶片的径向位置的变化影响导致的。 理论和试验都表明，离心叶轮的射流尾迹结构随着流量减小更加强烈，而且小流量时，尾迹处于吸力面，设计流量时，尾迹处于吸力面和轮盖交界处。为了提高设计和小流量离心通风机效率，2008年，田华等人提出了叶片开缝技术[22]，该技术提出在叶轮轮盖与叶片之间叶片尾部处开缝，引用叶片压力面侧的高压气体吹除吸力面侧的低速尾迹区，直接给叶轮内的低速流体提供能量。最终得到在设计流量和小流量情况下，叶轮开缝后叶片表面分离区域减小，整个流道速度和叶轮内部相对速度分布更加均匀，且最大绝对速度明显减小的结果。这种方法改善了叶轮内部流场的流动状况，达到了提高离心叶轮性能和整机性能的效果，而且所形成的射流可以吹除叶片吸力面的积灰，有利于叶轮在气固两相流中工作。 2008年，李景银等人提出在离心风机轮盖上靠近叶片吸力面处开孔的方法[23]，利用蜗壳内的高压气体产生射流，从而直接给叶轮内的低速或分离流体提供能量，以减弱由叶轮内二次流所导致的射流-尾迹结构，并可用于消除或解决部分负荷时,常发生的离心叶轮的积灰问题。通过对离心风机整机的数值试验，发现轮盖开孔后，在设计点附近的风机压力提高了约2％，效率提高了1％以上，小流量时压力提高了1.5％，效率提高了2.1％。在设计流量和小流量时，由于轮盖开孔形成的射流，可以明显改善叶轮出口的分离流动，减小低速区域，降低叶轮出口处的最高速度和速度梯度，从而减弱了离心叶轮出口处的射流—尾迹结构。此外，沿叶片表面流动分离区域减小，压力增加更有规律。轮盖开孔方法可以提高设计流量和小流量下的闭式离心叶轮性能和整机性能，如果结合离心叶轮串列叶栅自适应边界层控制技术，有可能全面提高离心叶轮性能。 3 结论 综上所述,近年来对离心通风机叶轮内部流动的研究取得了明显进展,有些研究成果已经应用到实际设计中，并获得令人满意的结果。目前,对离心通风机叶轮内部流动的研究仍是比较活跃的研究领域之一，笔者认为可在如下方面进行进一步研究： （1）如何将近似模型方法在通风机方面的应用进行更深入的研究，结合已有的叶片设计技术，探索更加高效快速的优化设计方法； （2）如何将串列叶栅、轮盖开孔和叶片开缝等离心叶轮自适应边界层控制技术结合起来，在全工况范围内改善离心通风机叶轮的性能，提高离心风机的效率； （3）考虑非定常特性的设计方法研究。目前，研究离心通风机叶轮内部的流动均仍以定常计算为主，随着动态试验和数值模拟的发展,人们对于叶轮机械内部流动的非定常现象及其机理将越来越清楚,将非定常的研究成果应用于设计工作中是非常重要的方面。   参 考 文 献   [1] 李庆宜.通风机[M].西安交通大学出版社，2005. 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煤粉风机轴承改造                         摘要：介绍了电厂排粉风机在轴承改型中的实际应用，根据轴承的寿命理论计算公式，分析了轴承改型使用的理论及实际应用的合理性。   1 引言     我公司的5#、6#机组为300MW燃煤机组，分别于1989年和1990年投产。配套锅炉型式为亚临界再热式直流锅炉。制粉系统采用钢球磨煤机中间储仓式，热风送粉。每台锅炉配置4组制粉系统，每组制粉系统配置1台排粉风机，共4台，其作用是把细粉分离器分离出来的干燥剂（含10%~15%煤粉）吸送至炉膛燃烧。     排粉风机生产厂家为成都电力机械厂，型号：M5-29-11№20D；其主要技术参数为风量：3.01~12.02万m3/h；风压：14175~10350Pa；转速：1450/min;功率：440kW。 2 存在的问题     排粉风机承力轴承采用32532（旧代号）圆柱滚子轴承，推力轴承采用两个成对安装的46232（旧代号）角接触球轴承。排粉风机在运行一段时间后，通常在1~3年，其两个推力轴承就会不同程度地出现磨损现象，出现推力轴承端振动大、温度高的情况。拆出检查发现，轴承滚珠表面脱皮、滚道有压痕、轴承游隙变大、润滑油有铁粉等，出现这种情况都必须得及时更换轴承，因检修更换工作需1~3天，影响了制粉系统的正常制粉，严重时一台炉有二三台排粉风机会出现这种情况。 3 解决办法 为保证排粉风机安全运行，提高设备可靠性，技术人员参照了1#~4#机组（125MW）锅炉的离心式送、引风机，拟对排粉风机的推力轴承采用与原轴承内、外径相同的调心滚子轴承22232。从1999年5~7月6#机组大修时，对4台排粉风机推力轴承进行了改造，由原来的一台排粉风机2个46232轴承更换为1个22232轴承，因轴承宽度不同，新轴承比原来两个轴承宽度小，因此另外加工了轴承垫圈，以备调整推力轴承间隙。更换后试运行正常，轴承温度、振动值都在正常范围。在以后的检修中，对5#炉的4台排粉风机也更换了轴承。从排粉风机更换轴承后运行至今，运行情况良好，轴承的振动值、温度均在正常范围内，消除了因轴承磨损所引起的风机振动。改造取得了成功。 4 应用分析     排粉风机轴承改造取得的成功，可根据轴承的额定寿命进行分析，从有关资料查出的寿命计算公式为  C=(fh/fn )P                                （1）   式中fh为寿命系数；fn为转速系数；P为当量动载荷，Pa。 fh、fn值可根据轴承的使用寿命及转速，由轴承手册中查得。从实际情况出发，电厂锅炉通风机每年平均运行8000h，每次大修期都需更换轴承，取保守值5年更换一次，即轴承所期望的Lh为40000h，查轴承手册调心滚子轴承22232的fh为3.72；轴承的转速为1450/min，查得fn为0.322。 而当量动载荷P则需通过计算得出，其公式为 P=XF+YFa                               （2） 式中X为径向系数；Y为轴向系数；F为径向载荷，Pa；Fa为轴向载荷，Pa。 （1）计算径向载荷 径向载荷F可通过风机轴系静力平衡计算得出，风机轴静力见图1。                    图中G1为叶轮重量，N；G2为轴承间轴的重量，N；G3为联轴器及悬臂轴的重量，N；FA为推力轴承的反作用力，N；FB为承力轴承的反作用力，N。 查风机有关资料得知：叶轮及悬臂轴质量为m1=1100kg，轴承间轴的质量m2=160kg，联轴器及悬臂轴的质量m3=85kg。 G1=m1g=1100&imes;9.8=10780N G2=m2g=160&imes;9.8=1568N G3=m3g=85&imes;9.8=833 N 由静力平衡得 ∑MB=0 即G1l1+FAl2-G2l4 - G3(l3+l2)=0 则 FA=[G2l4 +G3(l3+ l2) -G1l1]/ l2 数据代入公式得 FA=-5826N，即推力轴承所承受的力与图所表示的相反，取绝对值。FA=5826N即为轴承的径向载荷F。 （2）计算轴向载荷                   Fa=（π/4）D02p 式中D0——叶轮进口直径，m；由风机图纸查出为0.92m p——风机全压，Pa；由风机技术参数得风机全压为14175～10350 Pa，取14175 Pa   数据代入公式得 Fa=9418 N  （3）计算当量动载荷     从轴承手册中得知，当Fa/F≤e时，当量动载荷P=F+Y1Fa ；当Fa/F＞e时，当量动载荷P=0.69F+Y2Fa；e可从轴承手册中查得，调心滚子轴承22232的e=0.26。因Fa/F=1.62＞e，故当量动载荷P=0.69F+Y2Fa 。查轴承手册得知Y2为3.8，数据代入公式得           P=0.69F+Y2Fa=39808N 锅炉通风机考虑到轴承承受的冲击载荷，取冲击载荷系数fd=1.2，得当量动载荷： Pd=fd P=1.2&imes;39808=47770 N （4）计算轴承寿命     通过将上述计算所得数据代入式（1），求出轴承的额定动载荷值，再与该轴承的基本额定动载荷值比较，基本额定动载荷值应大于或等于额定动载荷值，即可满足使用要求。 额定动载荷C=(fh/fn ) Pd ，前面已得知fh为3.72、 fn为0.322。数据代入公式，得C=551877N。 查轴承手册得知轴承22232的基本额定动载荷值C为825000N，大于轴承的额定动载荷C，因此，调心滚子轴承22232作为排粉风机推力轴承使用可满足要求。    

变频调速技术在离心式引风机控制中的节能分析                          摘要:简要介绍了变频调速技术的节能原理，并以风机系统为例，分析了变频调速装置在离心式引风机控制中应用的现状与效果，变频调速装置除了具有节能效果外，还可以改善工艺状况，具有广泛的优越性。关 引言 变频器调速技术在离心式引风机中得到广泛地应用。风机最大特点是负载转矩与转速的平方成正比，而轴功率与转速的立方成正比，因此如将电机的定速运转改为根据需要的流量来调节电机的转速就可节约大量的电能。 2 控制系统改造的必要性分析 中铝青海分公司铝电解槽供料系统风动溜槽中促使氧化铝流动的高压风是由离心式引风机提供的，共36台，所以正确对离心式引风机进行控制是至关重要的。原来对离心式引风机采用直接启动的方式，通过人工检查氧化铝的走料速度来决定启、停高压风机的台数，多数情况下，根据经验一套系统需启动两台功率为37kW的电机在工频下驱动的风机来满足供料。但实际中一台风机就能满足风动溜槽中氧化铝流动所需的供风量，启动两台离心式引风机的优点是可保证电解槽的及时供料，风动溜槽中也不易积料，可避免由于溜槽中长时间积料造成的溜槽不畅通，也就避免了影响正常的供料。在这中间忽略了能源的浪费。近十几年来，随着电力电子技术、微电子技术与电力开关器件的发展，交流变频技术从理论到实践逐渐走向成熟。变频调速以其效率高、调速范围大、调速精度高、特性硬、无级调速等优点，在各种交、直流调速系统中，尤其是节能技术改造中，变频技术的应用面正在不断扩大，应用也从简单的节能向改进工艺提高产品质量与产量的综合型方向发展。在设计实施过程中，经常遇到的问题是使用变频调速器是否节约能源，能否满足生产工艺要求等。为此，对其电气控制系统进行了改造，通过压力传感器检测溜槽中风压调整变频频率，对离心式引风机实行变频器变频控制，避免了能源的浪费，所以具有较大的改造价值。 3 变频调速技术的节能原理与负载关系 变频器在离心式引风机调速控制系统中应用主要目的是节能，交流异步电动机的转速公式n＝60f/P（1-S），电源频率与转速成正比，即改变频率可改变电机转速，理论上风量与转速的一次方成正比，轴功率与转速的3次方成正比，调节风门和调节转速时的测试数据分别如表1和表2所示。 表1调节风门时的测试数据 风量/（m3/s） 0.035 0.113 0.205 0.268 0.3 0.34 电功率/kW 0.84 0.91 0.97 1.03 1.05 1.13 表2调节转速时的测试数据 转速/（/min） 165   500 900 1050 1200 1450 功率/kW 0.038   0.066 0.155 0.265 0.385 1.125   由表可见，与调节风门相比，调节转速具有十分显著的节能效果（被测电机pMN＝16kW nMN＝1430/min ） 风机类负载其中空气、介质对机器中的叶片之阻力基本上和转速的平方成正比，即：Mfz＝Kn2，式中K为比例系数〔1〕，实际的风机由于轴承上有一定的摩擦转矩Mm，是反抗性负载性质的，要由外加转矩克服这个Mm后，才能使风机转动。因此，实际的风机负载转矩为Mfz＝Mm+Kn2。现以恒转矩类负载与离心风机为例分析节能特性，为了分析的方便，假定电动机的输入功能等于这类装置的轴功率，即不考虑装置效率影响。由于风机最大特点是负载转矩与转速的平方成正比，而轴功率与转速的立方成正比，因此如将电机的定速运转改为根据需要的流量来调节电机的转速就可节约大量的电能。 4  改造方案 4.1引风机加装变频器结构原理 从以上运行情况分析：若提高电动机的工作效率、节约电能，可在风机电动机上装调速装置。根据工作的情况调节调速器装置的速度即可以满足工作状况的要求。用变频器对风机进行改造不必对原系统进行太大改动。在变频改造的过程中，当氧化铝流动速度较慢时，让电动机高速运行便可达到要求。当需风量不太大时，使电动机低速运转可节约电能。同时，可根据需要而调节变频器，以满足工况要求。 4.2 改造原理 工作原理如图1所示〔2〕，将溜槽的实际风压经反馈后送到比较器的输入端与给定压力进行比较，当溜槽高压风压力不足时，通过对参数运算，调整PID的参数，控制电压上升，使VVVF频率相应增大，风机转速加快，供风量加大，迫使风压上升；反之，风机转速减慢，供风量减少，迫使溜槽压力下降。以保持稳定的恒压供风。在本系统中采用了多风机控制，单机设定在25～50Hz范围内变化，在调节范围内管道压力远小于或大于设定值时，可以依靠增加或减少运行风机的数量来完成，加减风机按1&a;2&a;3转换顺序选择。 5 效果分析 变频调速节能控制装置的特点是效率高，没有因调速而带来附加转差损耗，调速范围大、精度高，可实现无级调速，而且容易实现协调控制和闭环控制。由于可利用原鼠笼式电动机，所以特别适合旧设备的技术改造，它既保持了原电动机结构简单、可靠耐用、维修方便的优点，又能达到显著的节电效果，是风机交流调速节能的理想方法。由于风机的功率较大、工作时间较长、节能效果非常显著，实际测得离心引风机实际电流为43A，直接启动电流为54A，如果按一年工作360天，调频30～50Hz，用随机分布来计算，可节约：37kW&imes;24h&imes;360d&imes;43A/54A=254560kW&middo;h，按每kW&middo;h0.28元计算每年每台可节约71276.8元，则每年可以节约71276.8&imes;360＝25659648元。     

离心引风机转子现场一次加重平衡法 摘要：提出了锅炉离心引风机现场找平衡的必要性,介绍了一次加重平衡法的优点及其在现场的实际应用效果。 1 概述 我厂有5台锅炉离心引风机，风机Y6-51№25D。这些风机是电解烟气干法净化工艺中的关键设备，只有风机正常运转，使烟气净化系统正常运行，保证烟气的集气效率，才能保障电解烟气排放量达到国家烟气排放指标。引风机的不平衡是该设备正常运转的一个重要问题，为了降低引风机的故障率，笔者就引风机的不平衡问题作一些探讨。 利用振动频谱分析仪，通过对轴承座的振动监测，发现和解决了风机不平衡的故障，降低了引风机的振动量，使振动值在正常运行范围之内。保证了风机的正常运行，保障了生产的正常进行。 2 相对相位平衡法分析 风机转子现场动平衡试验，通常采用相对相位平衡法。即通过向风机转子施加一个试加质量，造成转子振动向量发生变化，利用这种向量的相对变化进行计算，求出转子原始不平衡质量的大小和位置。然后，在原始不平衡的反方向适当位置，加焊一个平衡质量，使转子得到平衡。 由上可知，相对相位平衡法必须有试加质量这一工序。即使平衡一个最简单的转子，也需要在已测取到原始不平衡振动数据的基础上，至少停开机两次，才能使转子达到平衡。 第一次停开机：测取装上试加质量后的振动数据。 第二次停开机：根据已测得的振动数据，采用影响系数法进行计算，求出应加平衡质量的大小和位置，再加装到转子上，测取振动数据。 若测得振动数据符合振动标准，则运转生产。若测得振动数据不符合振动标准，还要进行第三次开停机。以测得剩余振动量为基数，进行计算、加重，再一次进行动平衡。 这样，完成一次风机转子现场动平衡试验，风机开、停机次数较多，既影响生产，也影响大型电机的使用寿命。若只用一次加重就能完成风机转子动平衡试验，不但能减少电机启动次数，提高电机使用寿命，减少对电网的冲击，也大大减少停机时间，提高产量。为此，经过认真研究和探索，总结出了一次加重平衡法。 3 一次加重平衡法 1998年起，就对风机进行现场动平衡试验，采用的是相对相位平衡法。经过几年来风机转子现场动平衡试验，积累了较为丰富的资料和数据。通过对这些资料和数据进行认真整理分析，找出了风机转子现场动平衡其中的一些规律，在总结规律的基础上，探索出了一次加重平衡法。即只需测得风机转子原始不平衡振动数据，便可找出风机转子不平衡质量的大小和相位。这样只需停开机一次就能完成风机转子现场动平衡工作。 在风机转子动平衡时，测到的振动量：振幅和相位，都是风机各轴瓦的振动位移和相位，测不到不平衡质量的大小和相位，但是测得的振动向量与原始不平衡质量之间存在一种特定规律。即   α=ψ测－ψ 式中α为不平衡质量相位；ψ测为测得的振动相位；ψ为对一套固定测振系统是定值。 　　应加平衡质量的位置&bea;应在α的反方向，即&bea;=α+180°。 　　所以，应加平衡质量的相位&bea;=ψ测－ψ+180°，ψ值的确定是一次加重平衡法的重要环节。几年来，利用一次加重平衡法在Y4-73-11№29.5D和Y4-73-11№23.5D引风机转子上进行现场动平衡应用，取得了较好的效果。 4 一次加重平衡法的实际应用（分析实例） 4.1引风机及电机主要参数 流　　量：Ｑ＝300000ｍ３/ｈ 全　　压：4.488kPa 介质密度：0.745kｇ／ｍ３　　　 电机功率：630kW 电机转速：990/min 润滑方式：30＃机械油甩油 轴承内径：210mm 4.2 发现问题 在排烟机的状态监测当中，发现4#排烟风机叶轮端轴承座径向振动忽然增大。利用数据采集器将振动数据采集回来后，看到该振动有以下特点：  振动的波形接近于正弦波； 振动频谱上1&imes;工频异常高，高达6.32mm/s，2&imes;、3&imes;、4&imes;工频虽然出现，但都较低。 4.3 解决动平衡问题 根据以上两点判断该风机为不平衡故障。用动平衡仪对该风机进行测量、处理，采用一次加重平衡法进行了现场动平衡试验。具体步骤：  （1）测原始数值，得到的振动数据为6.32mm/s ms57°； （2）在叶轮上任取一点A为0°，在此处加一块290g的试重块，启动风机。用现场动平衡仪测得风机前轴承振动速度和相位(度)：11.4mm/s ms 49°； （3）动平衡仪根据以上两次测量数据，经过动平衡仪计算后，得出352.2g locaion 197； （4）取下290g的钢板； （5）按照动平衡仪上得出的数据，自A点反向旋转197°处，在风叶的相应位置焊配重块320ｇ（352.2减去焊条质量）。焊接完毕后，重新启动风机。得到相应数据1.26mm/s ms140°（表1），风机振动值达到正常范围，动平衡故障处理完毕。 表1 动平衡仪上的数据   振速/（mm/s） 角度/（°） 处理前 6.32 57 加试重块 11.4 49 处理后 1.26 140 5  经济效益分析 一次加重平衡法做动平衡，减少了大型风机启动次数，提高了风机轴瓦及电机使用寿命，减少了对电网的冲击。相对相位平衡法动平衡，停开机两次至少需用8h，而一次加重平衡法只需2 h即可完成动平衡，这样每次减少停机6h。由于风机转子磨损，平均每年至少进行一次动平衡，每年减少停机6h。 由于电解生产的连续性，若风机异常影响供料，将造成电解槽的减产。以每停1h少产2.5原铝，吨铝利润8000元计算，6h损失2.5&imes;8000&imes;6＝120000元＝12万元。利用动平衡仪，采用一次加重平衡法处理风机的不平衡故障，基本上是一次配平实现风机平衡，非常简单实用。