消聲蝸殼對風機氣動性能的影響原風機與不同消聲組合試驗所得的氣動性能對比如圖3 所示。試驗結果表明: 由于穿孔板相對于光滑的鋁板有著較高的壁面摩擦阻力，導致加裝穿孔板后的風機壓力和效率在整個測試工況范圍內都有不同程度的降低。4種消聲組合方式的壓力損失并不相同，當額定轉速為3 800 r /min，在設計工況下，a 組合改進風機全壓降低了約16．0 pa，9-12風機，效率下降了約1．28%; b 組合改進風機全壓降低了約5．0 pa，風機效率下降了約0．9%; c 組合改進風機全壓降低了約36．8 pa，效率下降了約3．18%; d 組合改進風機全壓降低了約45．8 pa，效率下降了約3．28%。
主要由于安裝穿孔板的面積不同，導致不同消聲組合方式的摩擦損失不同。b 組合即只在風機后蓋板上安裝穿孔板，風機壓力損失小。不同工況下，風機壓力和效率損失也不相同，在設計工況及偏大流量工況下，風機壓力和效率損失較大，威海風機，效率也同步降低。主要原因是大流量工況下，蝸殼內部氣流速度較高，氣流與穿孔板之間的摩擦損失增加。消聲蝸殼為a 組合形式時與原風機的出口a聲級隨流量變化的對比圖。可以看出，不同工況下，a 型消聲蝸殼的降噪效果不同，風機在額定工況點附近，降噪效果好; 在大流量工況下，降噪效果變差，這主要因為大流量情況下，蝸殼內氣體流速較大，而氣體流速對吸聲材料的吸聲效果影響很大; 在小流量工況下，風機流動惡化，風機振動較大，導致振動噪聲很大以致降噪效果反而變差。與原風機相比，在額定工況點a 聲級降低約4．5 db( a) ，在大流量工況下，a 聲級降低約3．6 db( a) ，在小流量工況下，a 聲級降低約1．9 db( a) 。
風機性能試驗原理及其裝置為了驗證修正后數值計算模型的準確度，對原風機的不同工況氣動性能試驗。將修正前后數值計算模型預測原型機性能結果與試驗值作對比分析，由數據可知，采用標準k-ε 模型預測的風機性能曲線較試驗值存在一定誤差，其較大誤差值達9.5%，修正的k-ε 模型，各流量工況下風機出口靜壓計算值與試驗值吻合，其性能曲線趨于重合，兩者誤差值明顯減小，且較大誤差降低至3%，充分驗證了所采用的數值計算模型修正方法的可行性，4-73風機，同時為下文風機性能的準確度和---性預測提供支撐。設計原理分析原風機蝸殼內壁型線采用的是傳統蝸殼型線設計方法，即不考慮壁面粘性摩擦的影響，氣流動量矩保持不變，運用不等邊基圓法繪制的近似阿基米德螺旋線。而實際流動過程中，氣體粘性作用常導致其速度在過流斷面上呈現的分布不均勻現象。
對于低速小型多翼離心風機而言，由于氣體流道狹窄，受粘性作用的影響，風機內壁面邊界層分離加劇，經過葉輪加速的氣體流速沿蝸殼徑向方向逐漸減小，而在風機蝸殼出口處，由于同時受到蝸舌結構和蝸殼壁面的影響，其流速為管道流速度分布，受粘性作用的影響，蝸殼內流體于整個流道空間內呈現速度分布不均勻的現象，因此在實際流動過程中，流體動量矩并不是不變的，4-68風機，而是隨流動的進行不斷減小，故基于動量矩守恒定律設計的傳統蝸殼型線存在動量修正的---。改型設計方法由于氣體粘性力無法通過簡單的公式運算獲得，且其大小受氣體速度的影響，因此本文采用一種簡單化的求解方法，即基于傳統不等邊基圓法，風機運用改進后的k-ε 模型對原風機進行數值模擬，設置如圖8 所示的4 個監測截面，其方位角φ 分別為90°、180°、270°、360°。通過fluent 后處理計算得出蝸殼壁面區域于以上4 個截面處所受粘性力大小fν ，測量力矩中心至力---距離r，由額定工況下風機總流量q 計算得單位流體所受黏性力矩平均值m fr / q。
經過多年的工作實踐和總結，作者認為此類風機產生異常振動的主要原因有：基礎因素、安裝精度不達標、風機葉輪不平衡、管道共振等。有時，振動是多個原因共同作用的，在實際工作中，應認真綜合分析，才能找到解決問題的辦法。下面，作者就上文所列的振動因素及其處理措施進行分析和探討。
基礎因素及其檢查處理措施
風機基礎因素如基礎設計、施工不規范等造成風機振動往往被忽視。其實，基礎因素造成風機振動故障的事例并不少見，且其危害性很大。作為工程---，首先要了解風機基礎的作用。風機基礎的作用有三個方面：
一是，根據生產工藝條件和設備安裝要求將風機牢固地固定在一定位置上；
二是，承受風機的全部重力以及工作時由于作用力產生的載荷，并將載荷均勻地傳布到地基；
三是，吸收和隔離因旋轉動力作用產生的振動，防止發生共振。
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