分析了軸流風(fēng)機失速的原因。分析了引風(fēng)機和一次風(fēng)機的不同失速原因，并分別給出了相應(yīng)的處理方法。本文總結(jié)了近年來軸流風(fēng)機失速、喘振的情況及相關(guān)原因。當(dāng)氣流中的粉塵濃度不均勻時，將導(dǎo)致轉(zhuǎn)子受力不均衡，且風(fēng)機葉片的不均勻磨損，也誘發(fā)風(fēng)機振動異常。指出除系統(tǒng)阻力過大外，風(fēng)機本身的制造不符合標(biāo)準(zhǔn)，如動葉開度不一致或葉頂間隙過大，也可能是造成失速的常見原因。通過山東關(guān)西風(fēng)機的實踐和文獻(xiàn)總結(jié)，

軸流風(fēng)機失速的主要原因是：

（1）風(fēng)機選型與煙氣系統(tǒng)阻力不匹配，這一般是由于風(fēng)壓選擇參數(shù)太小，風(fēng)機阻力增大過大造成的。環(huán)境保護(hù)改造后的阻力、空氣預(yù)熱器堵塞或擋板門未全開等，風(fēng)機實際運行點離失速線太近。

（2）風(fēng)機在制造或安裝上不符合標(biāo)準(zhǔn)，如葉頂間隙過大、動葉角度不一致等制造原因，導(dǎo)致實際失速線下移，使工作點過于靠近失速線。

（3）軸流風(fēng)機進(jìn)口管路布置不合理，導(dǎo)致引風(fēng)機進(jìn)口速度分布不均（總壓畸變），導(dǎo)致風(fēng)機實際失速線向下移動，導(dǎo)致風(fēng)機提前失速。通過以往的文獻(xiàn)研究，發(fā)現(xiàn)在壓縮機領(lǐng)域，葉尖間隙與失速裕度的關(guān)系得到了充分的研究。在電站風(fēng)機領(lǐng)域，現(xiàn)有文獻(xiàn)僅定性地討論了葉尖間隙對失速的影響，沒有建立葉尖間隙超調(diào)量與風(fēng)機性能和失速壓力之間的定量關(guān)系。方案三葉片的工作轉(zhuǎn)速遠(yuǎn)低于一階臨界轉(zhuǎn)速，軸流風(fēng)機葉片的較大應(yīng)力小于許用應(yīng)力，均滿足設(shè)計使用要求。結(jié)合風(fēng)機大修葉片葉尖間隙數(shù)據(jù)，提出了一次風(fēng)機葉尖間隙與風(fēng)機性能和失速壓力的定量關(guān)系。

介紹了一套高效高負(fù)荷軸流風(fēng)機的氣動設(shè)計過程，包括參數(shù)選擇、葉片形狀優(yōu)化和三維葉片的設(shè)計思想。在此基礎(chǔ)上，完成了高負(fù)荷軸流風(fēng)機壓力比1.20的初步設(shè)計，負(fù)荷系數(shù)高達(dá)0.83。其次，在初步設(shè)計方案中，通過對軸流風(fēng)機靜葉多葉高處S1流面剖面的協(xié)調(diào)優(yōu)化，有效地減少了靜葉損失，提高了風(fēng)機的裕度。同時，采用三維葉片技術(shù)，提高了定子葉片的端部流動，提高了定子葉片端部區(qū)域的工作能力。風(fēng)機裕度由27.1%擴大到48.8%。優(yōu)化葉頂間隙形狀可以有效地提高軸流風(fēng)機的性能。采用FLUENT軟件對OB-84動葉可調(diào)軸流風(fēng)機在均勻和非均勻間隙下的性能進(jìn)行了數(shù)值模擬，討論了不同間隙形狀對泄漏流場和間隙損失分布的影響。結(jié)果表明，在平均葉頂間隙不變的前提下，錐形間隙風(fēng)機的總壓力和效率高于均勻間隙風(fēng)機，高效區(qū)范圍擴大，錐形間隙越大，性能改善越顯著；錐形間隙改變了間隙內(nèi)渦量場的分布，減少了葉尖泄漏損失，增強了軸流風(fēng)機葉片上、中部的功能力。采用軸流風(fēng)機對儲糧進(jìn)行降溫實驗，達(dá)到通風(fēng)降溫的目的，實現(xiàn)儲糧的節(jié)能、環(huán)保和安全儲糧。風(fēng)機的性能低于均勻間隙的性能。錐形葉片的葉尖間隙形狀可以作為提高風(fēng)機性能的重要手段。

以軸流風(fēng)機帶后導(dǎo)葉的可調(diào)軸流風(fēng)機模型為研究對象，如圖1所示。風(fēng)扇由集熱器、活動葉片、后導(dǎo)葉和擴散器組成。風(fēng)機轉(zhuǎn)子葉片采用翼型結(jié)構(gòu)，動葉14片，導(dǎo)葉15片，葉輪直徑d為1500mm，軸流風(fēng)機葉頂間隙delta為4.5mm，風(fēng)機工作轉(zhuǎn)速為1200r/min，輪轂比為0.6，設(shè)計工況安裝角為32度，相應(yīng)設(shè)計流量和總壓為37.14m3_S-1和2348pa，結(jié)構(gòu)簡圖給出了葉頂間隙均勻和不均勻的方程，其中前緣間隙和后緣間隙分別為1和2。leand te表示葉片的前緣和后緣。為了保證前緣與后緣的平均間隙為4.5mm，選取六種非均勻間隙進(jìn)行分析?，F(xiàn)代軸流風(fēng)機的相對徑向間隙為0.8%~1.5%[18]，改變后風(fēng)機葉尖間隙的較小相對徑向間隙為1%，滿足正常運行的要求，如表1所示。其中方案1~3為漸變收縮型，方案4~6為漸變膨脹型?？刂品匠贪ㄈS穩(wěn)態(tài)雷諾時均N-S方程和可實現(xiàn)的K-E湍流模型。如果主軸密封為骨架密封和O形圈漏油，則在葉輪端用拆卸工具拆下葉輪，更換密封?？蓪崿F(xiàn)的K-E模型可以有效地解決旋轉(zhuǎn)運動、邊界層流動分離、強逆壓梯度、二次流和回流等問題。軸流風(fēng)機采用分離隱式方法計算，壁面采用防滑邊界條件，壓力-速度耦合采用簡單算法。采用二階逆風(fēng)法離散了與空間有關(guān)的對流項、擴散項和湍流粘性系數(shù)，忽略了重力和壁面粗糙度的影響。