1在風機消聲器出口處安裝不銹鋼防護網，同時加強消聲器的加固，風機，防止消聲器脫落，損壞葉片。
2聯軸器位置不好。對策：重新檢查風機與電機的同心度。
3葉片漂移。由于必須-滑塊與調節環之間的間隙，高溫熱風烘干機，否則會卡住，因此在風機運行過程中，葉片滑塊不可避免地會與調節環產生摩擦和沖擊，間隙會變大。如果不及時檢查和更換，會造成-的葉片漂移。如下圖所示，滑塊磨損-，單邊偏差為10 mm。此外，松動的夾緊螺栓也會導致刀片漂移。葉片漂移后，由于氣流的擾動，會引起風機振動，并發出異常響聲。對策：在每次計劃檢修中，烘干供風機，必須檢查滑塊的更換情況，檢查調整環是否-磨損，檢查風機各葉片角度是否一致，夾緊夾緊螺栓，并在葉片軸承上加潤滑脂。
4風機襯套磨損。襯套安裝在風機輪轂上，與液壓缸主軸配合。間隙控制在0.10 mm以內。襯套磨損后間隙變大，導致液壓缸主軸與轉子中心不一致，并產生異常響聲和振動。對策：在每一次計劃檢修中，都要檢查和更換襯套。_軸承損壞。對策：必須檢查1到2個大修周期才能更換軸承。汽包廠生產的動葉可調軸流風機的液壓缸是故障率高的部件。故障類型主要有以下幾種：1.液壓缸小軸承損壞。液壓缸小軸承損壞是液壓缸常見的主要故障。故障現象是風機運行時葉片突然關閉。2009年1月9日2號機組負荷500mw時，爐膛負壓突然波動，檢查2a風機不工作，調整風機葉片開度，電機電流、風壓不變，立即減負荷，增加2b風機葉片開度，調整鍋爐正常運行。停機風扇2a修理處理，更換液壓缸后正常。損壞的液壓缸解體，發現滑閥組件小軸承-損壞，滾珠、保持架解體。經分析，液壓缸與輪轂中心的偏差，使軸承承受附加載荷，并使軸承在長期運行中受到磨損和疲勞損傷。
從風機不同位置和x、y、z三個方向的周向振動來看，風機下部固定在底座上，比其他三個周向位置振動小。風機頂部水平振動為-，主要為1159.86赫茲和1351.40赫茲、1828.22赫茲等高頻振動。總體而言，風機振動主要是兩級葉輪葉片通過頻率與1159.86赫茲之和引起的，其次是高頻氣動力引起的振動和風機基頻的倍頻。風機振動主要為1351.40赫茲、1640.75赫茲、189.91赫茲和238.82赫茲。風扇基頻的第四個頻率189.91赫茲與風扇罩的第五階固有頻率193.70赫茲相似。可能發生共振。應通過優化風機結構來避免共振，以避免風機的基頻和倍頻。
1對風機機殼階固有頻率進行模態試驗。風扇基頻的第四個頻率與外殼的第五個固有頻率相似。應通過優化風機結構來避免共振。
2風機進出口振動較小，干燥機風機，振動頻率主要為風機基頻及其倍頻。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。
3由于風機下部固定在底座上，產生的振動小于周向位置。風機頂部的水平振動為-。可以考慮在頂部安裝一個減震器以減少振動。
導葉數目減少時風機效率明顯高于導葉數目增-的風機效率; 在導葉數目減少的方案中，在qv ＜ 87. 5 m3 /s 時全壓全部高于原風機，在高于此流量時提升效果僅方案二比原風機效率稍高，其余方案略低于原風機，在設計流量82. 5 m3 /s 時，方案三的效率提升效果好，提升比例為0. 46 個百分點; 在流量低于設計流量時，方案四至六于原風機，高于設計流量時風機效率低于原風機，且隨流量增大，效率下降速度加快。從性能比較上可以看出，方案三表現出優于原風機的性能，所以下文主要針對方案三和原風機進行流固耦合模擬研究。
風機軸功率psh定義為單位時間內原動機傳遞給風機軸上的能量，其大小可反映風機的能耗。因此導葉數目改造對于經濟性的影響可通過軸功率來考察，圖5 為原風機和方案三軸功率比較。可以看出方案三比原風機軸功率有少許增加且變化不大，這也與方案三全壓提升做功能力增強有密切關系。
風機靜力結構特性
在旋轉機械中，葉片結構強度和振動直接關系到其安全運行，其取決于葉片表面的氣動載荷和本身固有的力學性能。而僅對流體域進行研究還不能完全確定導葉數目變化是否對風機固體域產生影響，為此利用ansys workbench 軟件將流場壓力數據加載到動葉片表面，對風機動葉進行了單向流固弱耦合，來研究導葉數目變動后動葉等效應力、總變形及振動的變化。
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