轴流通风机喘振和振动原因分析及处理方法
轴流风机喘振故障原因分析及对策
风机压力升高／ ａ Ｐ
电 机 功率 ／ ｗ ｋ
主轴转速／ ｒ・ ｉ ） （ ｒｎ ａ
２０ ０９年 ４月 １ 日 ２ ：０ 风 机 出现 异 常轰 鸣 ６ １２ ，
声， 持续一段 时 间后 声 音变 轻 ； 至 １ 直 ７日 ０ １ ， ：０ 风
面 的流动 工况则 开始恶 化 ， 界层受 到破坏 ， 叶 边 在
少， 或风机动叶开度增大 ， 都会使进 入风机叶轮
流道 的气 流 冲 角 增 大 。当 冲角 Ⅸ超 过 临 界 值 时， 风机 产 生 “ 转 失 速 ” 象 ， 片 流 道 阻 塞 ， 旋 现 叶
流动阻力增大 ， 风机输 出的压能大 为降低 ， 口 出
作者简介 ： 文兵 ， １６ 俞 男，９ ６年 出生，９７年毕业 于上 海石 油 １８ 化工高等 专科 学校化 纤机械专业 ， 高级工程 师， 长期从 事石
油 化 工 设 备 管理 工作 。
石 油 化 工 技 术 与 经 济
Ｔ ｃ ｎ ｌ ｇ ＆ Ｅ ｏ ｏ ｃ ｎ Ｐ ｔ ｃ ｅ ｃ ｌ ｅ ｈ ｏｏ ｙ ｃ ｎ ｍｉ ｓｉ ｅｒ ｈ ｍｉ ａｓ ｏ
摘 要 ： 详 细描述 了动叶可调轴流风机喘振故障 的发生机理 ， 分析 了电厂脱硫增压风机 喘振 故障原因 ， 认
为故障的发生是由于风机后系统 阻力增加使 管路特性 曲线变 陡， 使风机工 作点落入非 稳定工况 区所致 ， 提
出 了改善后系统管路阻力的针对性措施 。 关键词 ： 喘振 故障 原因 对策
机 厂有 限 公 司 制 造 ，０ ７年 １ ２０ ０月 投 入 运 行 。用
于稳定 ， 来 自动调 节 至 开 度 ７ ％ 。事 后 检查 仪 后 ３ 表， 确认风机声 音异常系喘振报警 。 ４月 １ ８日 ９０ ， 机 烟 气 旁路 挡 板 开 ， 对 ：０ 风 核
动叶可调式轴流风机喘振机理及预防策略探究
动叶可调式轴流风机喘振机理及预防策略探究动叶可调轴流风机担负着气体循环输送的任务，轴流风机在运行过程中，由于某些原因，易造成机组的振动，严重时会造成机组的损坏，影响生产。
如何能快速准确的找到喘振故障成为大家关注的课题，本文通过介绍喘振的发生原因，对振动进行危害分析，通过有效的方法进行综合分析预防喘振的措施。
另外，喘振发生进行预警分析，更能保证机组的稳定运行。
引言轴流风机具有尺寸小、引风量大及性能调节稳定的优势，逐渐在锅炉引风领域得到广泛的应用。
在某种程度上，其运行的全压相对较低，如果设备选型的问题使得阻力增加，就会出现轴流式风机的负荷过高最终导致喘振的出现，对设备的寿命和使用情况均会造成比较严重的危害。
对轴流式风机进行喘振发生机理和预防措施研究，能够在很大程度上对动叶可调风机的选型和改造起到较大的意义。
动叶可调式轴流风机喘振机理和危害分析由于工况变化导致轴流风机入口处的空气流量减少，轴流风机会随之出现旋转脱离效应，此时，虽然叶片也在不停的旋转，但是由于流量不足，导致出口处的压力出现偏离，不能达到正常的设计要求指标。
由于轴流风机出口输送管道内气体压力变化灵敏度较低，不能及时出现变换，此时管道内压力并不能迅速下降，因此造成了轴流风机出口管道内的压力大于风机出口处压力，出现压力的逆偏差，会出现”倒灌”现象，即管道内的气体就向风机倒流，直至出口管道内压力下降至等于风机出口压力为止。
待倒灌停止后，轴流风机会正常工作，气体在叶片的作用下加压，继续向管道提供压力，管道内的压力不断回升。
等到管道内的气体压力回升到最初压力时，轴流风机的加压排气就又会受到影响，又满足倒灌发生的条件，如此周而复始，整个轴流风机系统就会出现周期性的轴向低频大振幅的气流振荡现象，即喘振现象结合图1对喘振发生的具体情况进行分析介绍。
图1是轴流风机特性曲线与通风管网性能数据图，其中A/B点是轴流风机运行曲线与管网性能曲线的交叉点，即喘振点。
轴流风机振动问题初探
轴流风机振动问题初探发布时间：2021-05-11T01:37:57.602Z 来源：《中国电业》（发电）》2021年第1期作者：李纯璐[导读] 轴流风机是一种通过外界提供机械能对气体作用，使其升压并派送气体的流体机械。
淮南电力检修有限责任公司安徽省淮南市 232000摘要：轴流风机为设备中的关键设备，轴流风机的稳定性决定了设备的使用效率，轴流风机具有风量大、启动平稳、能够适应复杂风道等特点逐渐取代离心式风机成为工业风机的首选。
轴流风机的结构特点明显，一般按照风量调节方式分为动叶式和静叶式两种。
动叶式轴流风机是通过改变叶片的角度来调节风量的，具有风量调节范围大、送风效率高、无截流损失等优点。
但是，动叶式轴流风机中采用了复杂的叶片开度调节机构，故障率较高，一般只应用于一次风机中。
静叶可调轴流风机的叶片开度无法调节，需要采用改变气流流通面积的方式调节风量的大小，结构较动叶式轴流风机简单，但是，会产生一定的截流损失，一般在复杂工况下使用。
基于此，本文主要对轴流风机振动问题进行初探，详情如下。
关键词：轴流风机;振动问题引言轴流风机是一种通过外界提供机械能对气体作用，使其升压并派送气体的流体机械。
由于具有良好的通风换气性能，轴流风机对社会经济的发展发挥着巨大的作用。
其被广泛应用于矿道、工厂、化工、航空、航天等行业。
轴流式风机叶片的目的是使气流进入叶轮后与中心轴同向，达到排风送气的效果，故其横截面一般为翼剖面。
1轴流风机振动问题1.1风道振动风道系统振动的处理方法。
引风机的振动还有一种常见的振动原因，主要是由烟、风道的振动引起的。
对于这种振动的故障，在锅炉引风机当中是比较常见的一种故障。
锅炉引风机常常会因为出口扩散筒的负荷增大而导致相应的改变，轴承座的振动与扩散筒之间有着非常紧密的关系，所以当负荷在增加的时候，风机振动就会变大。
1.2轴流风机发生失速现象当气流与叶片进口形成正冲角，且此正冲角达到某一临界值时，叶片背面流动工况开始恶化，正冲角超过临界值时，边界层受到破坏，在叶片背面尾端出现涡流区，即所谓“失速”现象。
轴流风机喘振
2 轴流风机发生喘振的原因a．系统管道阻力增高流量减小(如挡板误关小、管道内严重结从、锅炉运行上况发生大的变化等)。
使系统管道待性曲线变陡。
工作点落入喘振区。
(见国2)*正常运行系统管道阻力特性曲线为线l，工作点为n。
当管道阻力增高流星减小后、管道阻力特性曲线变为l‘．工作点落入喘振区。
b．风机选得过大、运行中动叶安装角开度较小．使运行工作点距喘振极限很近，：4系统管道阻力发生变化。
工作点易落入喘振区*图2中由于风机偏大。
工作点由a变为b点4b 点距喘振极限较近。
c．两台风机并联运行，在启停风机时如调节不当。
风机工作点有可能落入喘振区‘如图2所尔。
两台并联风饥工作点均在点a，在总风量不变情况下。
‘台风机增大负荷。
其工作点水平向石移。
减小负荷的风机工作点水平向东移。
向右移的风机工作点有可能落入喘振区。
3轴流风机喘振的预防及解脱3．1 风机并列运行时系统特性300Mw机组送、引风机配置告两台。
图3表示并联运行的两台风机a和b道汇合点c。
在a风机运行．b风机停运情况下，此时系统汇合点c处压力，取决于a风机运行时的流星大小(即n风机运行压力l。
此时如启动b风机与a风机并列，则b风机起始工作点压力不为零。
而是取决于a风矾运行压力．即克服由于风机n单独运行时在汇合点c处产生的较局压力。
这样b风机才能和s风机并列。
这对·般离心风机不存在什么问题。
但对轴流风机，要考虑该起姑点是否会超出风机的喘振极限。
以防在启动过程中造成喘振。
3．2 轴流风机喘振的预防图4为两台动叶可调轴流风机并联运行工况，点1是锅炉在额定工况下所需流量和压力。
点2是两台风机并联运行时，每台风机工作点位置，点3是风机喘振极限线最低位置ia．风机的启动正常情况下两台风机应同时启动，叶片安装角在最小位置、当风机达到满转速后。
打开各自的挡板，同时增大两台风机的动叶安装角．则两台风机—起沿o一2曲线工作。
当动叶安装角增大至设计值时。
则两台风机都在点2工作，由于此台风机是并联运行、故系统额定总风量在点1位置。
什么是风机喘振喘振的原因及如何解决喘振（2）
什么是风机喘振喘振的原因及如何解决喘振（2）减少并达到压缩机允许的最小值。
理论和实践证明：能够使离心压缩机工况点落入喘振区的各种因素，都是发生喘振的原因。
•进气温度升高，空气密度减少，夏季比冬季易发生喘振。
•进气压力下降，如入口过滤器堵塞或吸气负压值高。
•出口系统管网压力提高，即排气不畅造成出口堵塞喘振。
•离心压缩机出口工作压力值设定在喘振区边缘。
•离心机转速降低时易发生喘振。
四喘振的危害1. 喘振现象对压缩机的危害喘振现象对压缩机十分有害，主要表现在以下几个方面：•喘振时由于气流强烈的脉动和周期性震荡，会使供气参数（压力、流量等）大幅度地波动，破坏了工艺系统的稳定性。
•会使叶片强烈振动，叶轮应力大大增加，噪音加剧。
•引起动静部件的摩擦与碰撞，使压缩机的轴产生弯曲变形，严重时产生轴向窜动，碰坏叶轮。
•加剧轴承、轴颈的磨损，破坏润滑油膜的稳定性，使轴承合金产生疲劳裂纹，甚至烧毁。
•损坏压缩机的级间密封及轴封，使压缩机效率降低，甚至造成爆炸、火灾等事故。
•影响与压缩机相连的其他设备的正常运转，干扰操作人员的正常工作，使一些测量仪表仪器准确性降低，甚至失灵。
一般机组的排气量、压力比、排气压力和气体的密度越大，发生的喘振越严重，危害越大。
2. 轴流风机发生喘振时的危害当风机发生喘振时，风机的流量周期性地变化，变化幅度比较大，可能出现零甚至负值。
风机流量的这种剧烈的正负波动，会发生气流的猛烈撞击，使风机本身产生剧烈振动，同时风机工作的噪声加剧。
大容量、高压头风机发生喘振的危害很大,可能导致轴承和设备的损坏。
五影响压缩机喘振的因素1. 压缩机转速当离心压缩机转速变化时，其性能曲线也将随之。
防止轴流风机喘振措施
防止轴流风机喘振措施
防止轴流风机喘振的措施包括：
1. 安装阻尼器：在轴流风机的进出口或蜗壳内安装阻尼器，可以减少风机的机械振动。
2. 加强轴系统支撑：增加轴承的数量和间隔，使用更好质量和更高精度的轴承，以增强轴系统的刚性和稳定性。
3. 在风机进出口处设置扰流板和导流器：通过扰流板和导流器的设计，可以减小进出风口的压差和气流波动，从而减少风机喘振的可能性。
4. 安装均速管道：在风机进出口处加装均速管道，可以减小进出口的压差，提高风机工作的稳定性。
5. 加装减振装置：在风机的支座或基础上安装减振装置，例如弹簧隔振器、减振防震垫等，可以有效减少风机的振动传递。
6. 加强风机的维护和保养：及时更换磨损严重的零部件，保持风机的良好运行状态，降低喘振风险。
7. 对风机进行动平衡：通过动平衡机进行精确的动平衡调整，使风机转子的质量分布更加均匀，避免不平衡导致的喘振。
8. 采用适当的轴流风机型号和规格：选择合理的风机型号和规格，确保其工作在合适的工况范围内，减少喘振的产生。
9. 进行风机系统的装配和调试：风机系统的装配和调试要按照工程规范和标准进行，确保每个部件的连接准确，系统运行平稳。
关于轴流风机的喘振及其预防方法
关于轴流风机的喘振及其预防方法发表时间:2002-9-16作者：胡惠源摘要：1 两台轴流风机并联运行特性2台变节距轴流风机可并联运行。
但要注意避免喘振，(后面将作专门讨论)图1所示为2台变节距轴流风机的运行特性。
图1中风机特性为单只风机的特性。
曲线I表示锅炉的阻力曲线。
如果，两台风机是同步调节，工作点1表示锅炉需要的空气体积流量，则工作点2为每台风机的运行点。
事实上的两台风机工况也可不一样。
这种配合很复杂，每台风机可在1到Y之间的任一点工作，而2台风机的风量总和只要等于工作点1的风量即可。
虽然，从图1中可知，为保证其效率最高，每台风机最好在工作点2运行。
设想加大轴流风机的尺寸，以使1台风机运行就能在工作点1运行，。
如果有第2台风机启动，并并入并联运行时，第2台风机一定经过3→X→Y→1，虽然在X到Y时会产生喘振。
解决此问题的方法是在第2台风机投运之前要降低锅炉负荷，使工作点1降下来，降到某值，以确保第2台风机投入并联运行时不会通过喘振区。
2 喘振特性轴流风机有喘振问题，喘振是一种空气动力现象。
如果风机叶片要求提供大于其设计时的推力，在叶片周围则要发生流传的分裂，使得风机不稳定，不能运行在它的正常性能曲线上，这就是发生喘振的原因。
图2中的曲线上标有A的等叶片角是正常风机性能曲线。
每个叶片角曲线有其单独的喘振点，以I表示。
曲线C是把所有的I点相连而成的，称为喘振线。
喘振线上都是喘振区。
3条B虚线表示3个不同叶片角度的特征喘振曲线。
此曲线表示如果发生喘振，风机运行所经历的路径，即如果运行在I点，风机会按B曲线路径运行。
图3表示喘振与锅炉阻力特性的关系。
设正常的锅炉系统的阻力曲线B，由于某种原因(例如主燃料跳闸)而增大，曲线B1为新的锅炉阻力曲线。
运行点X将改变，先沿A到I点，此时发生喘振，再沿喘振特性曲线D工作，D与新的阻力曲线B：的交点X：为新的运行点。
如果系统阻力仍很高(曲线B1)，则风机一直运行在不稳定的喘振情况X l处，但系统阻力下降时，风机则从喘振情况恢复到正常的性能曲线A。
关于风机喘振原因与处理
关于风机喘振原因与处理喘振，顾名思义就象人哮喘一样，风机出现周期性的出风与倒流，相对来讲轴流式风机更容易发生喘振，严重的喘振会导致风机叶片疲劳损坏，出现喘振的风机大致现象如下：1 电流减小且频繁摆动、出口风压下降摆动。
2 风机声音异常噪声大、振动大、机壳温度升高、引送风机喘振动使炉膛负压波动燃烧不稳。
常见的原因：1 烟风道积灰堵塞或烟风道挡板开度不足引起系统阻力过大。
（我们有碰到过但不多）2 两风机并列运行时导叶开度偏差过大使开度小的风机落入喘振区运行（我们常碰到的情况是风机导叶执行机构连杆在升降负荷时脱出，使两风机导叶调节不同步引起大的偏差）4 风机长期在低出力下运转。
一般的处理原则是调整负荷、关小高出力风机的导叶开度使风机出力相近，再根据上面所说的可能原因进行查找再作相应处理。
所谓喘振，就是当具有“驼峰”形Q-H性能曲线的风机在曲线临界点以左工作时，即在不稳定区工作时，风机的流量和能头在瞬间内发生不稳定的周期性反复变化的现象。
风机产生的最大能头将小于管路中的阻耗，流体开始反方向倒流，由管路倒流入风机中（出现负流量），由于风机在继续运行，所以当管路中压力降低时，风机又重新开始输出流量，只要外界需要的流量保持小于临界点流量时，上述过程又重复出现，即发生喘振。
轴流风机性能曲线的左半部具有一个马鞍形的区域，在此区段运行有时会出现风机的流量、压头和功率的大幅度脉动，风机及管道会产生强烈的振动，噪声显著增高等不正常工况，一般称为“喘振”，这一不稳定工况区称为喘振区。
实际上，喘振仅仅是不稳定工况区内可能遇到的现象，而在该区域内必然要出现的则是旋转脱流或称旋转失速现象。
这两种工况是不同的，但是它们又有一定的关系。
象17如下图图所示：轴流风机Q－H性能曲线，若用节流调节方法减少风机的流量，如风机工作点在K点右侧，则风机工作是稳定的。
当风机的流量Q < QK时，这时风机所产生的最大压头将随之下降，并小于管路中的压力，因为风道系统容量较大，在这一瞬间风道中的压力仍为HK，因此风道中的压力大于风机所产生的压头使气流开始反方向倒流，由风道倒入风机中，工作点由K点迅速移至C点。
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轴流通风机喘振和振动
原因分析及处理方法
江苏省电力试驻研究所囊狱正
＜ 针对引进的轴流通风机发生叶片断裂事故现象和新装风机振动偏大情
况，分析了喘振扣振动产生的原因，夼鳝了所采取的措施。
生置词：轴流通风机摄动
概述
华髓南通电厂２×３５０ＭＷ机组系弓Ｉ进国
外成套机组，锅炉为加拿大Ｂ＆Ｗ公司制造
的亚临界自然循环炉，每台锅炉配备两台轴
流式液压控制动叶可调型送风机，叶轮有
１２片螺栓固定的铝质叶片，送风机的出口风
道装有带肋片的蒸汽盘管式暖风器。在叶轮
前进１３处安装一个彼得曼管（Ｐｅｔｅｒ ｍａｉｌ）
用米指示风机的喘振，风机的两个轴承上装
有振动探头用来指示和保护送风机
轴流式送风机主要特性：
叶轮直径２０７０ｒａｍ
主 轴锻造
轴 承球型滚柱
风 量１５４．３ｋｇ／ｓ（温度 ℃）
出口风压２５ ７３Ｐａ
风机最高效率８６呖
转 速１４９０ｒ／ｍ｛ａ
电机功率７５５ｋＷ
＝、遂风机产生喘撮的
１．喘振产生的机理
轴流通风机的叶片是流线型的，在零冲
角下，它们的阻力主要为表面摩擦力，而绕
翼型的气流保持其流线形状。随着冲角的增
５６一
大，在叶片后缘附近产生涡流，而且气流开
始从上表面分离。随着冲角增大，分离点向
前移动，在升力增加的同时，尾部涡流变
宽，阻力增加。当冲角增至某一临界值时，
气流在叶片背部的流动遭到破坏，升力减
少，阻力却急剧增加，风压迅速降低。此时
产生的现象为 脱流 。因此产生喘振主要
是冲角增大所致。发生冲角增太只有两种情
况，一种情况是动叶角度很小，在启动初
期，风机动叶开度由零变大时在某一角度下
会产生喘振现象，从窟动现场风机的声音变
化和振动值上可以判别，但一般喘振较轻
微·而运行时间很短，不会产生危害。另一
种情况，动叶角度较大时，因风道阻力增
加，风量降低·轴向进口流速降低，使气流
与叶片之间形成较大的冲角，当流量再降
低，冲角达到甚至超过临界冲角。会产生脱
流现象。
２．喘振事故发生的经历
１号炉子】９８９年９月８日移交电厂试生
产，１］月１］目机组带负荷２５ＭＷ运行，Ａ，
Ｂ两台送风机并列运行，其动叶开度６０嘶左
右，对应角度＋１０ ，动叶控制置“手动 。
２２：２０送风机出口风压降低且波动，２２：
２８送风机Ａ振动Ａ，Ｂ，ｃ（测点布置觅圈
１）三点均报警，振动保护动作。２３：ｌ０试
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●
启动送风机Ａ，启动后振动保护立即跳闸，检
查发现一只动片在距叶根Ｊ／４高度处横向断
开，其他严重受损，风机检修全部更换新叶
片 １．９９０年６月１８日１５：Ｏ０机组约带２００ＭＷ
负荷，风机振动保护动作，检查发现叶片断
裂，现象类同。
３． 产生喘振原固的分析
根据喘振产生的机理，现场的情况非常
吻合第二种情况，送风机出Ｈ风遭上裴有很
密的带肋片盘管暖风器，因Ａ进风机轴承池
密封较差，经常发生漏油情况，使油粘附在
暖风器上，加上送风机入口风罩较矮，地面
灰尘多，垂直上方的输煤带上经常漏煤，暖
风器基本被灰尘、煤粒堵塞，造成送风机动
叶开度很大而流过其风量很小，送风机较长
耐间处于不稳定工况区运行，叶片疲劳断
裂。从叶片断裂面的金属试验亦得到证实，
在断裂面上有６０％长度为疲劳损坏，剩余的
４０嘶被控断。
送风机Ａ暖风器清理后和事故前运行参
数记录如表１。
裹Ｉ
三、试运行中振动傍太的原凰分析
１．轴对中差
２号炉送风机Ａ安装时，风机轴对中偏
心达】】０ ｍ，浮动轴承处轴向北偏２９０ｐ．ｍ，
试运行时浮动轴承油温升比固定轴承高
２０℃，其轴承温度接近报警值８５℃，运行时
振动Ａ：８．５ｍｍ／￣，Ｂ： 他．５ｍｍ／ｓ，Ｃ：
ｌｌｍｍ／ｓ，都超过规定值（７ ｍｍｌ／ｓ）。经停
图１ 轴流式进厢札轴予测扳和压力刹点布置图
机处理，重新校正，再次启动，浮动轴承的
油温升比固定轴承还低，浮动轴承的振动下
降。
２．叶轮不平衍
１号炉送风机Ａ新更换的叶片，其图纸提
供的重量与实际叶片重量枢差较大，不平衡
合力ｌ ４克，方向在第』２号叶片顺时针ｌ２。，
经过现场动平衡试验其不平衡相位在第】２－ｇ－
叶片对应韵第６号叶片顺硼针一４ 处，在第
６号叶片的轮毂上加重１９０克，使其原外壳
的振动２１ｐ￣ｍ下降到５．５１ｘｍ，动平衡前后轴
振动数据见表２。从动平衡的结果看，叶轮
寰２ 动平衡前后振动值
重量不平衡是引起送风机振动的根本原因，
实际现场试验充分证明了这一点。
２号炉送风机 Ｂ囡制造厂出厂时未
做好动平衡，试运行对均发现其振动较大，
经过动平衡试验，送风机振动都符合规定要
求，其结果见表３。
３．轴承不稳固
送风机轴承不稳固引起轴承振动主要指
上、下轴承座的联接要紧固，轴承与轴承座
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裹ｊ 风机试转擐动值
振 动 值
册平衡
Ａ『Ｂ『Ｃ
ｒａｍ／０ 重量ｇ
１６ ｌ ｌｏ ｌ ｑ ０
送尻机Ａ
１ ｊ １．２ ｌ １．５ ４３７
９
『 ｎ ｌ ６ ０
道风机Ｂ
ｌ— ｝ｚ．ｓ ３３５
的间隙应小于１００￣ｍ，试运行中外方对其要
求不严，发现上轴承座与轴承间隙达３００￣ｍ，
轴承有滑动的痕迹，停机时打磨上轴承座
面，使其间隙缩小至１００ ｍ，径向振动减
小。
４． 叶片与外壳问侏过小
解决叶片与外壳相互摩擦引起轴振，关
键是保证叶片与外壳间隙不应过小，外方规
定叶片与外壳问咏最小不得低于１．６５ｒａｍ。
四，风机的热工保护
轴流送风机的启停和热工保护均由网络
９０计算机开环控制，除设置风机轴承温度，
电机定子线圈温度，电机轴承温度，油压
外，针对轴流送风机特点设计了一套完整的
喘振保护措施，并安装三只振动探头，测量
其固定轴承径向、轴向振动及浮动轴承径向
振动 下面就喘振保护原理介绍如下（尉２
—３）。
一５８一
图２ Ｆ１（ｘ）匝数
＊■Ｔ＾
罔３ Ｆ２（ｘ）函数
根据联邦德国＂ＴＬＴ－－ＢＡＢＣＯＣＫ公司
提馔的风机特性曲线，某流量对应一个压
力，此压力如大于送风机实际运行压力３９２
Ｐａ时，则判别为喘振，发出报警。另外根
据其流量对应动叶开度，如风机风量在５０一
Ｚ００Ｔ／ｈ时其动叶开度限制在２５％以内，如
大于２５啼则强制关闭至２５％。
图４被得曼营示意图
因为风机喘振时，动计入口静压有正脉
冲产生，根据此原理，制造厂还在动叶．ｋｔｌ
处安装一个彼得曼管，见图４所示，测量其
风压，如此风压超过不失速运行最高正压
５ｇ０Ｐａ时，判断风机喘振，立即跳闸（图５）。
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图５被得曼管压力
告作（译）者
在广大作（译）者及读者的大力支持下，本刊已经编辑出版并发行了１００期，在此向广
大作（译）者表示诚挚的谢意！并向广大读者致意！
为提高刊物的质量，除了正确的选题以外，提高刊物原稿的质量（不是指内容上的内在
质量，而是与编辑出版有关的质量），则是其中的重要环节之一。
因此，本 于１９９０年第５期５５页上，刊出了“关于提高原稿质量及稿件著录格式的说
明 ；１９９０年第２期６３页，刊出了“稿件中常用计量单位的正误析 。请广大作（译）者在
撰（译）稿时参阅。
对广大作（译）者的通力合作，表示深切的谢意！
本刊鳊辑部
＿５９—
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