某厂回转窑窑尾配置高温风机，2008年投入使用，风机的进口流量2003m3/min，额定转速736，配用调速型液力耦合器。该厂从2013年12月至2014年5月分两步完成窑尾系统的技术改造工作，主要是以钢丝胶带提升机替代原用气力提升泵，在分解炉旁增设座流态化炉。从工艺流程看，改后系统阻力有所增加。为了提高风机转速，增加排风量，在短期内又对高温风机和液力耦合器轴承进行了多次维修，由于维修方法不适当，造成了些不良后果。 　　高温风机轴承的更换技改前，该厂高温风机转速略高于900m3/min即可基本满足用风要求，因此风机不平衡问不突出，只是到额定转速时偶有报警现象。由于轴承润滑良好，轴承工作温度也直正常，未超过55度。 　　2013年技改后，用风量增加，风机转速超过1000风机的不平衡问突出。因此，在2014年5月初生产线技改时，对高温风机轴承也进行了些维修。至2014年5月更换时，近耦合器端轴承下文简称2号轴承因受力及同轴度影响，磨损比较大，游隙达0.21mm，比标准值大了0.05mm，因此换用了同型号的新轴承。对于另端轴承下文简称1号轴承，经检测，轴承游隙0.12，符合要求，故没有更换。但更换了液力耦合器输出轴定位轴承22316调心滚子轴承。 　　承水平振动0.16mm，但有时达0.20以上，并出现报警降速设计上限0.218由于生产的需要，风机转速仍需要提局。因为从原理上讲，转速越高，轴承允许的游隙越小。因此该厂认为风机振动大不能提速的原因是，3型轴承游隙大所致，故于2014年6月下旬利用篦冷机故障停机检修时间，将正常使用的1号2号轴承改换为游隙较小1.2，高温风机轴承的过维修分析过维修是指对正常运转，无故障征兆的设备进行实际上不必要而且非计划性的拆装及换件工作。该厂6月份对风机轴承的更换即是过维修。 　　从原理上讲，减少轴承游隙有利于提高风机转速，但实际上，进口轴承的游隙组装选配时控制严格，其实际游隙都处于下限值附近。原，3型轴承游隙的以塞尺检测，更换后的，型轴承游隙标准值是可，型和03型轴承的游隙差别并不大，约0.02mm，对于存在不平衡的风机来讲，减小0.02mm的轴承游隙对提速的贡献很小。事实也是如此。 　　2液力耦合器的过维修在6月份更换风机轴承时，因液力耦合器输出轴有微量窜动，液力耦合器又次被解体检查理解有误，实际上在同轴度良好状态下，输出轴的微量窜动对风机轴承的水平振动没有影响，并全部更换新轴承。 　　在拆卸液力耦合器泵轮与涡轮之间的22316调心滚子轴承时，采用氧割的方法，使轴承座孔法兰和输出轴轴颈不同程度地受到损伤并产生变形。在安装时也未将损坏部位修整至要求的尺寸和进行必要的检测。轴承仍用原型号的进口22316轴承。此轴承的标准游隙是0.05mm，安装游隙是0.05mm，但安装后0.02mm的塞尺不能通过，很显然，在这种情况下轴承无法正常工作。 　　该厂在对损伤变形部位进行必要的修整和检测后，根据设备的具体情况，选用了国产22316轴承，其标准游隙是0.06mm，安装后游隙为0.03mm，开机后轴承未再出现故障。 　　由于多次不适当的拆装和更换轴承，致使高温风机转速未能恢复到5月初的801的水平。 　　3风机的现场动平衡由于风机始终不能提速，2014年8月厂家来人对高温风机做现场动平衡试验，经多次试配平衡后，风机运转情况明显改善，空试137，时两轴承水平振动值在0.065mm以下，垂直振动0.035mm以下。在此后的生产中，风机转速都在1250/min左右，两轴承水平振动0.060直稳定运转。 　　4结束语由于风机叶轮不平衡引起的非正常振动，只能通过重新进行动平衡来解决，用更换轴承以减少轴承游隙的方法是不能从根本上解决问的。 　　轴承在运转段时间后总会有所磨损，磨损量只要在允许范围内并能正常工作，就没有必要更换。企实的，也不经济合理。过多的不必要的更换轴承会对设备产生负作用。 　　高温风机出厂前都经过动静平衡测试，误差在设计允许范围内。但由于叶轮为冲压焊接件，成形和焊接后产生较大内应力，尽管经整体退火后加工，但应力消除是不完全的。因此，冲压组焊的风机叶轮，在生产中受冷热变化粘灰及各种停机情况的影响，叶轮与轴或多或少都会产生变形，引起原动平衡的变化，故部分风机在使用过程中会出现难以用般方法消除的非正常水平振动，需重新进行动平衡来消除。 　　　　轮毂是铸钢件，我们选用禚性良好适合异种钢焊接的A132焊条作为打底材料；主材选用J427，它的特性是强度比母材低，但延展性能良好不用担心接头强度低，因为低强度焊接材料在窄焊口焊接过程中能通过熔合区的渗透，将自身强度提高个档次。 　　具体施工工艺按照正常的开坡口方法，将坡口开成口型，打磨干净。 　　焊前预热200℃，要始终保持焊接过程中不低于150℃，具体加热办法就是采用气焊枪烘烤。用A132焊条打底焊接10mm厚，采用快速多道焊接法。打底结束后，改用了J427焊条。为了使电弧更加稳定，定要使用直流电焊机，焊条摆幅控制在80℃左右。每焊完根焊条，就锤击次焊道，直至将焊缝全部焊接完毕。注意焊缝要高出原平面5mm作为退火焊道。 　　用角向磨光机将退火焊道打磨掉，比对样板使焊接面与原工作面相致。 　　焊接后运转了1004小时左右，由于焊接部位过多，轮毂变形太大，下弯达8mm，再次翻窑过程中，从熔合区开裂焊缝的最薄弱环节，而焊缝却没有任何变化。由此也证实这个方案是可行的。鉴于熔合区组织已变的相当脆弱，水泥销售也到了淡季，因此决定更换轮毂。

西安交通大学研究所提出了离心风机蜗壳简化成个具有硬边界的理想壳体模型的思路来研宄风机气动噪声。 　　1引言离心风机的噪声以气动噪声为主，在性质上可以分为离散噪声与宽带噪声。其气动噪声主要由气体与叶轮叶片以及蜗壳的相互作用产生，并通过进出气通道加以传播。蜗壳内部的非稳定流场以及壳体的特殊形状使得对其开展研究变得困难。近年来5国内外专家HoJeon针对离心风机噪声做了很多研充在发声机理和声源传播数值模拟测试技术等方面都取得了不少突破，但仍有很多需要进步改进和完善之处。本文综合了近年来内外大量文献的理论计算和试验研究方法，同时提出了新的建议。理论计算方法点源模型对于风机而言，点源模型是种十分有用的技术。 　　2.1这种近似的准则是，所要研究的最高频率的波长应该远大于声源的物理尺寸.为满足这个准则要求，对发射较高频率噪声的叶片，在应用点源模型时，可将每个相关面积或相关体积视为多个小尺寸的孤立声源，将风机叶片用沿着叶片展长分布的孤立点源的总和来模拟。目前有人研究了自由声场旋转点声源的声学特性通过波动方程推导出了运动点源产生的声场公式，该公式适合于叶片上的每个微元显然对叶片上的所有微元求积分就可以求出叶片运动产生的声场，但拟定叶片微元的点源尺寸是个难题，而且一般来说风机叶片都不是直叶片，甚至在空间有很大扭曲，用点源模型进行模拟容易产生较大误差。 　　另外，上述研宄针对的是自由声场，而离心风机必须考虑蜗壳的影响。 　　2.2蜗舌的模拟静止板缘紊流边界层声发射的理论公式早已得出，但用于叶轮机械噪声还需进步改进。考虑了叶片旋转对声发射的影响，并结合有关试验资料。引入叶片几何参数的组合关系式，推导出了个有2个叶片的离心风机叶轮叶片尾缘紊流边界层声发射计算公式。这些都是在无蜗壳假定下噪声计算公式的推导。为了模拟蜗壳存在的情况，叶轮附近放置个尖劈模拟蜗舌，以它来作为产生离散噪声的声源。 　　通过此模型计算出流场，然后用非定常的伯努利方程计算出作用在叶片微元上所受的力，最后利用界导出的任意运动点源的声场公式计算声压，本文其他作者闻苏平和曹淑珍运用该模型进行风机噪声的数值模拟可以得到很多有价值的数值计算结果，改变其中些参数，如叶片数，叶轮旋转速度和叶轮与尖劈之间的间隙等来重新进行计算。并加以比较可以分析叶片通过频率噪声的影响因素，对离心风机的降噪有指导意义，尤其是对分析离散噪声的成因及其降噪方法有着比较重要的作用。但是它只能模拟风机的基频噪声，且仍没有考虑完整蜗壳的存在。 　　2.3基于宽频噪声的模拟宽频噪声也称作涡流噪声，它主要取决于对应流场所对应的声场，所以涡流噪声很多都还是试验研究或者理论上的定性分析。从噪音方程和离心风机的具体边界条件出发可以得出基本方程然后基于数量级分析的基础上做了些简化，并将整个流场分成主流区和边界层区分别加以讨论。最后结合试验进行了分析。变换量纲分析以及市学相似定律导出了以下关系式则声压谱密度的公式为在得出关系式，利用试验研究可以分析声以谱密度与各参数之间的相互关系。可以看出，利用该模型求解时，需要借助试验才能确定声压与各参数之间的关系。因此小风机能较好地从理论上直接解决离心风机的噪声问题。 　　2.4边界单元法计算边界单元法的计算例子较多，但都大同小异，这里重点举李继芳的算例加以说明，他运用积分方程得出了蜗壳面速度分布与蜗壳面声压的积分关系式格林函数可以得到整个蜗壳向外辐射的声功率，可以利用加速度传感器得到蜗壳面的振动速度分布，然后通过公式计算出蜗壳面的声压，或者可以通过风机进口或出口的声压计算进出口福射的声功率，然后得到总合成声功率。可以看出，该计算方法可以计算蜗壳振动引起的噪声福射，也可以计算通过进出口管道向外传递的噪声。 　　但是在测量进出口的声压时，由于气流的影响，使测量受到较大的干扰，因此测定的声压不定是真实值；另外，由于蜗壳面各点振动极不均匀，不仅仅是垂直于面振动，甚至随时间变化，测量时需要测量大量点的振动速度，工作量大，而且可靠性不好，因此该方法的应也有局限性。  2.5蜗壳声电类比模型很早人们就提出了声电类比方法并计算出了离心风机的公共振频率，并用局阶模态分析方法分析了几个具有比较姆霍兹共振频率更高的谱峰，用试验绘制蜗壳内规范化的压力。宋黄柏又在此基础上提出了蜗壳基频共振引起的噪声增量数学模型，最后推导出了在共振频率处远场某点总噪声声级增抗为进出气口以起的噪声；利用此式可以对远场某点总噪声声压级增值进行预测和优化。国内些试验己经证实了蜗壳基频共振噪声在小流量工况的重要性。 　2.6声学相似定律由国际标准化组织推荐的系列确定噪声功率的标准，同样也适用于风机。试验各种不同型式和尺寸的风机需要大量试验设备和时间，而且费用昂贵。因此将相似定律应用于风机气动噪声，能大大降低成本。从而可以根据一种尺寸风机的试验资料，对尺寸不同而因次相似的风机系列进行声功率的推算，又对风机噪声作了因次分析，且得到了无因次参数关系式随机噪声的频谱噪声可有不同的定义。 　　声学相似定律的应用也是需要预先知道某因次相似风机的试验资料才能进行声辐射计算开展声学设计也不是单纯从理论上直接解决离心风机噪声问3试验研究方法3.1进出口管道试验由于缺乏准确的理论数据，因此很多试验还是基于理论上的定性分析进行试验，般都采取带有消声器的进气或出气管道在进出口进行噪声测里，然后再对试验结果进丁频谱分析以判断噪声源和传播途径。在试验过程中通常都会先分别考虑轴向径向进口间隙蜗壳的扩张角和扩张长度以及蜗舌与叶轮间隙蜗舌倾斜角蜗舌半径和叶轮类型叶片数目等参数，分别分析这些参数对离心风机噪声的影响，但是这样进行分析和试验的工作量太大，而且忽略了各个参数之间的相互影响。 　　2.7离心风机机壳的声学优化机壳的型线对于离心风机气动噪声而言是极其重要的，如何得到优良的机壳型线是很多人都关注的问题，在目前的大多数研究中，仅是通过修改机壳蜗舌区域来降低基频强度。改变整个蜗舌形状来找寻关于产生噪声的最优设计。 　　2.8高心风机结构的优化试验方法大量的试验是在保证其他参数不变的前提下，只改变某个参数进行试验得出其优化结构参数，从而忽略了各个参数之间的相关性，因此利用优化试验方法正交回归设计方法，最优回归设计方法等就很有必要。在文献中己通过不同实例计算出了风机声压级与系列参数之间的回归函数关系式，并采用了优化方法进行了计算。其基本思想是在选择离心风机结构参数时，考虑到各个参数之间关系，在实际优化的方法，通过试验得到系列数据进行目标函数噪声值的非线性回归，得到个非线性方程后进行优化设计。 　　考虑蜗壳的离心风机的噪声模拟及计算是需要解决的问题。因此提出的建议是可以把离心风机蜗壳简化成个具有硬边界的理想壳体模型，并暂时忽略进出口软边界的影响，推导出壳体内的格林函数，而后将此格林函数推广到考虑进出口软边界的情况，然后利用该函数对离心风机内部由旋转叶轮产生的气动声场进行时域求解便可以得到理论解方程。在计算出离心风机内部的维非稳定流场之后，利用该模型和理论解方程就可求出与流场相对应的气动声场，这样就可以弥补其他计算模拟方法的不足，我所正在进行这方面的理论和计算工作，同时也为同行们进行离心风机气动噪声计算提供参考。目前，已经得到了忽略进出口软边界的蜗壳体内的格林函数。  2.9计算机指导试验由于试验设备繁重，工作量大，处理数据繁琐，因此利用电脑监控试验和试验数据的采集和处理是必不可少的，现在可以用微机进行数字化动静态测试分析。虚拟仪器与人工技术发展相当迅速，虚拟仪器被称为是振动噪声动力学控制技术的革命。世普软件虚拟仪器库具有国际先进水平的大容量数据采集与信号处理软件系统，其功能强大，用途广泛，可于进行振动.冲击.噪声等信号处理。计算机辅助测试校态分析，结构动力学修改。故障诊断与检测环境振动与噪声测试等诸多分析测试工作。只是到目前为止，虚拟仪器在风机行业中应用还很少，如果能广泛应用，将会使离心风机的试验测式。数据采集与分析进入外全新的阶段。  讨论对于离心风机气动噪声而言，数值模拟及其计算方法还不成熟，不能得出计算离心风机气动噪声的理论公式，有的即使得到了声压与各参数之间联系，还需要借助试验来确定具体关系式，显然这些方法只限于对己有风机进行计算，而不能在对新风机进行气动设计的同时进行声学设计。因此根据此格林函数求得了蜗壳内部声场的，域解但是由于忽略了蜗壳进出口软边界的影响，这个公式与实际情况还有较大差距，因此还有必要对此进行深入研，以得到有进出口软边界时蜗壳内部的格林函数并进行时域求解。 　　结论：随着计算机的飞速发展，噪声试验测试技术发展比较迅速，些先进的试验手段己经应用于风机上，但还是不够；在其他行业，虚拟仪器的使用和仿真试验已大大减少了人力物力，使得很多难以进行的试验变得容易开展，建议应使这些先进的试验手段尽快应用于风机气动噪声行业并不断开发拓展其应用范围。