处理措施就是联轴器的重新找正，---同心度在偏差允许值内。联轴器对中找正应注意的是：一是，应以6-51风机的联轴器为基准，测定和调整6-51风机电机来---电机与风机两轴线同轴；二是，电机的四个地脚螺栓必须对角均匀紧固后才能读数；根据gb/t2888-2008<风机和罗茨鼓风机噪声测量方法标准>对有无进气箱离心风机的噪声进行测试。三是，盘动联轴器时转向应与风机运转方向一致。调整的顺序应是；首先，使两联轴器轴线平行，即先---轴向百分表的四个读数相差值符合本文表1 的允许值；其次，使两联轴器轴线同高，即先调整左右径向偏差，后调整上下高差，直至符合本文的允许值。在实际工作中，常用的打表工具———磁性表座虽然使用简便，但却存在着刚性不足和适用条件受限的---情况。

对于重要和安装要求高的风机，有---设计和制作一个表架配合百分表进行测量，6-51风机主要由抱箍、角钢表架等组成。，主要是u102 除尘风机振动偏大需重新校正联轴器对中。现场检修人员反映，在打表过程中，径向百分表下方读数不时出现异常情况：电机垫高已经很明显，但读数却不变或变小（当时百分表探头打在风机端半联轴器上，此情况下，如电机垫高，径向百分表在下方读数应增大）。异常读数的出现，---干扰了检修正常进行。另外，为了方便模型的建立，在尽量减小数值模拟误差的前提下对电动机结构进行一定程度的简化，。凭多年经验并仔细观察后发现，当联轴器转到下方时，百分表探头已脱离半联器近0.5 mm，即此时百分表探头已不起作用，百分表出现假读数。

6-51风机管道共振和检查处理措施

风机的进出口管段风速---，高速穿行的风会扰动管道，使管道发生共振。一般情况下，风机进出口管是靠法兰和叶轮壳体刚性连接的，管道的振动必然传到壳体上，而壳体通常和轴承座相连，壳体振动又引起轴承座振动，终导致致整台风机发生振动。6-51风机是广泛应用的一种机械，它的工作原理是将机械能转化成气体的压力能，进而排送气体，在建筑业、钢铁业和农业等领域都有应用。此类振动的预防处理措施为：

（1）检查6-51风机壳体，如壳体存在裂纹的或磨损及其腐蚀---的，应加固或整体更换；

（2）在振动比较明显的管段上加装管道减震器，使管道与风机壳体呈柔性连接，减小或缓冲振动。常用的管道减震器，如ktx 可曲绕橡胶接头，即管道减震器，一般安装于靠近风机出口端，减震效果比较明显。另外，有些管道补偿器如填料式补偿器、波形补偿器也可以起到减震作用；本试验风机的结构简图，在风机蜗板和前后盖板上可分别固定穿孔钢板，穿孔板与蜗壳本体之间形成10mm的空腔，空腔内填充超细玻璃棉，形成消声蜗壳。

（3）在条件允许下可优化出口管道，一般来说，弯头处更容易发生扰动管道而造成振动的现象，所以风机出口段宜有不小于5 m 的直段，以减少出口阻力损失，达到顺畅输送介质的目的；

（4）进口调节阀宜优先选用叶片阀，它在工作时能实现管道内输送介质的均匀分布，防止产生剧烈涡流而发生振动。上文阐述的引起风机振动的因素只是本人原所在企业常见的，当然不排除其他类型的风机会有其他的因素。在实际工作中，不能孤立、片面地把振动的原因归结于某一项因素，也有可能是这四种因素共同作用的结果。本文所研究的某离心风机叶轮有均布的16个前向的大小叶片，其内部流场较为复杂，为了揭示6-51风机内的流场特性，对风机进行全三维数值模拟。因此，在分析6-51风机振动故障时，应该根据振动特征具体分析，事实求是地综合考虑，只有这样，才能准确、快捷地找出振动原因，消除振动故障。

本文以6-51风机为研究对象，对4 种组合方式的消声蜗壳进行了试验测量，研究了每一种组合的降噪效果及对风机气动性能的影响。试验在符合iso3745 标准的半消声室中进行，其四周墙壁及屋顶均装有消声尖劈，消声室截止频率100 hz，本底噪声为26 db( a) 。试验装置和测试系统按照---gb/t1236－2000<工业通风机用标准化风道进行性能试验>和gb/t2888－91<6-51风机和罗茨鼓风机噪声测量方法>的要求设计、制造、测试。6-51风机进气口端连接符合gb/t 1236 规定的风机性能试验进气试验装置。企业的6-51风机---及其操作人员和维修人员在工作中必须对风机的运行状况进行监测、---，及时发现故障---并及时排除，防患于未然。使用智能压力风速风量仪测出pl3 位置的静压和pl5 处的流量压差，然后再根据其他测量的数据算出风机全压和静压试验装置。

试验采用进口堵片方式调节流量，从大流量至小流量共选取8 个工况点，分别测试每个工况点的风机流量、压力、功耗和噪声。后计算风机标况---量、全压、全压效率、总a 声级。本试验风机的结构简图，在风机蜗板和前后盖板上可分别固定穿孔钢板，穿孔板与蜗壳本体之间形成10 mm 的空腔，空腔内填充超细玻璃棉，形成消声蜗壳。以此形成4 种消声蜗壳组合: a 组合，周向蜗板有消声层;b 组合，蜗壳后盖板有消声层; c 组合，周向蜗板和后盖板有消声层; d 组合，周向蜗板和前盖板有消声层。选用的穿孔板采用板厚1 mm，孔径6 mm，穿孔率约为22%。离心风机广泛应用于锅炉引风、中央空调系统等多个领域，为人们的生产生活带来了---的便利。各种加装吸声结构组合，风机蜗壳内部的通流结构尺寸和原风机一致。

原6-51风机和a 型改进风机在点的噪声频谱图。根据风机参数，风机旋转噪声基频为760 hz，由频谱图可看出在500 ～ 800

hz 之间的低频噪声并没有降低，而1 250－2 000 hz 之间吸声材料的降噪效果---，噪声下降明显。主要原因就是选用的吸声材料超细玻璃棉在高频率下，吸声系数较大，因此多孔吸声材料其吸声效果是高频优于低频的。消声蜗壳为b 组合形式时与原风机的出口a声级随流量变化的对比图。其次，使两联轴器轴线同高，即先调整左右径向偏差，---调整上下高差，直至符合本文的允许值。与原风机相比，在额定工况点a 声级降低约7 db( a) ，在大流量工况，a 声级降低约5．0db( a) ，在小流量工况下，a 声级降低约2．4 db( a) 。

在125～ 500hz 频段之间，风机a 声级有所增大，原因是后盖板加上消声材料后，叶轮轴向安装长度加长引起低频电机振动，噪声增加。在中高频段后盖板加消声材料的降噪效果---，这种方式对于气动噪声及高频振动等起到---的吸收作用，尤其是6-51风机包括电机的高频振动噪声过滤程度明显。消声蜗壳为c 组合形式时与原风机的出口a声级随流量变化的对比图。与原风机相比，在额定工况点总a 声级降低约7．2 db( a) ，在大流量工况，a 声级降低约5．5 db( a) ，在小流量工况，a 声级降低约3．5 db( a) 。是消声蜗壳为d 组合形式时与原风机的出口a声级随流量变化的对比图。与原风机相比，在额定工况点，a 声级降低约5．14 db( a) ，6-51风机在大流量工况，总a 声级降低约5．0 db( a) ，在小流量工况，a 声级降低约2．0 db( a) 。出现上述情况的原因应该是电机噪声通过蜗壳会被放大，而没有被吸声材料有效吸收。降噪效果稍微好于a 型改进风机，但不明显。可见前盖板加装消声材料降噪效果并不好，主要原因由于进口处有集流器，导致安装消声材料的面积相对于后盖板小很多，吸声效果不明显。