烘干機風機質量材質上乘 你想找的風機冠熙都有

葉片是軸流風機的核心部件，在振動作用下容易發生破損或斷裂，對葉片進行振動分析具有重要的工程意義。模態分析主要是分析結構的振動屬性，葉片的固有特性包括頻率和模態振型，與葉片的質量和剛度分布有關。

烘干機風機葉片在預應力下的前六階振動頻率。第二級動葉區的全壓數值上基本是級的兩倍且流體流動更加復雜，兩者離心力慣性力相同，在同等條件下第二張動葉區更容易發生損壞，而級與第二級各階的固有頻率基本一致，所以離心力對固有頻率起決定性作用，氣動力對固有頻率影響較小。葉輪各階模態的臨界轉速為n = 60 f，可得到各階模態的臨界轉速。兩級葉輪和電機振動較大，主要是由流場氣動力引起的高頻寬帶振動引起的。

通常情況下，一階臨界轉速下的振動較為激烈，葉片的一階臨界轉速為16 860 r /min，而工作轉速為1 490 r /min，遠比一階臨界轉速低，因此不會產生共振，滿足風機的設計使用要求，同時方案三風機振動頻率基本沒有發生變化，也滿足使用要求。導葉數目改變前后葉片振型基本沒有發生變化，在葉片的前緣或者后緣點處現振動較大位移，葉根部位振動位移較小。 階振型為葉片前緣點繞軸向的彎曲振動，第2 階振型為葉片前、后緣點繞軸向的扭轉振動，第3 階振型為葉片后緣點繞軸向的扭轉振動與一階彎曲振動的復合運動，第4 階振型為葉片后緣點繞軸向扭轉與一階彎曲振動的復合振動，第5 階振型為扭轉與一階彎曲振動的復合振動，第6 階振型為葉片后緣點繞軸向的二階彎曲振動。可以看出，隨模態階數的依次增加，烘干機風機葉片各階振型變得更加復雜，烘干機風機葉片的高階次振型變為葉片復雜彎曲與繞軸扭轉的復合振動。糧堆中間層的溫度梯度接近操作規程，說明干冷空氣通過糧堆是均勻的。

溫升=較高軸承溫度-進油溫度引起烘干機風機軸承溫度高的主要原因如下：

（1）進油量太小。對策是將潤滑油供給的進油口和油壓調整到0.3-0.4兆帕左右。

（2）進油溫度高。對策：拆除油站配套的溫控閥，通過手動閥直接調節冷卻器的進油量和旁路流量（一般情況下，冷卻器旁路閥完全關閉，所有潤滑油進入冷卻器冷卻）。檢查并清潔冷卻器，降低機油溫度，必要時增加冷卻器的傳熱面積。例如，我公司三臺一次風機每年夏季的軸承溫度都在80度以上。主要原因是冷卻器換熱面積不夠，軸承進油溫度高。大功率加壓向上通風受谷物壓力和谷物網的影響，進入谷物堆的空氣充分。之后針對原冷卻器設計容量過小的問題，增加了一臺冷卻器，解決了一次風機夏季軸承溫度過高的問題。

風機振動大的主要原因如下：烘干機風機風扇葉片嚴重損壞。如果2011年2月發現一次風機2A振動過大，計劃4月回廠進行C級大修。結果在修復和打開蓋子后，發現和第二刀片被異物嚴重損傷。除了48個刀片中的4個外，其余44個刀片已損壞。原因是風機進口消聲器等鐵件長期運行，導致振動脫落，損壞葉片。由于制造廠在機組檢修過程中不能立即提供備件，故對葉片損壞部件進行了修復，著色檢查未發現根部裂紋。直到6月葉片供應時，半側風機組才停止運行，更換了烘干機風機葉片。在63Hz處降噪量約30dB,通過治理前后噪聲的A計權測量值對比，治理后烘干機風機進風口噪聲降噪量為27dB(A)。更換葉片后風扇振動正常。

烘干機風機葉片穿孔抑制了兩級葉輪葉尖排流和非工作面渦流的產生和脫落，降低了該位置的聲功率級。

穿孔后，改善了烘干機風機葉片周圍的流場，降低了兩級葉片通過頻率的聲壓級，相應地降低了旋轉噪聲。

烘干機風機葉片穿孔后，整個頻率范圍內的A聲級有不同程度的下降，中低頻段的下降幅度較大，而高頻段的下降幅度較小。穿孔后，寬帶噪聲成為主要噪聲源。風扇式軸流風機在糧食通風冷卻中的節能效果。

采用軸流風機對儲糧進行降溫實驗，達到通風降溫的目的，實現儲糧的節能、環保和安全儲糧。結果：采用軸流風機吸風負壓通風，冷風通過倉底通風口進入倉內，由下至上通過軸流風機出口排出倉外。谷堆由下向上依次減小，冷卻梯度和變化趨于平衡。結論：風機型小功率軸流風機在通風運行中采用低速間歇通風。通風時間比大功率離心風機長，但通風能耗低，水損失小。烘干機風機換氣周期為10月11日至1月22日。運行過程中，大氣溫度10℃，低-29℃，大氣濕度58%。通風間隔內嚴格按照《儲糧機械通風技術規程》標準進行操作。烘干機風機葉輪位置處的聲功率級較大，第二葉輪旋轉方向與第1葉輪加速氣流的夾角較大，沖擊較大。在室內外溫差大于8C，室外濕度小的情況下，通風間歇，有利于干冷天氣。總通風23天，共552小時，平均降溫15.3℃，通風結束時，倉庫溫度-14.0攝氏度中、上粒溫度為-2.3攝氏度、中、低晶粒溫度為-9.7攝氏度，較低為-25.5（？）c，平均堆糧溫度為-6.1攝氏度