蒸汽锅炉汽包虚假液位及防止

为保证大型锅炉的稳定运行，应根据工况条件，设计很多调节系统进行自动控制。在调节控制系统中主要有：主蒸汽压力调节，锅炉水位自动调节，炉膛负压，主蒸汽温度，烟中氧等控制。在这些调节系统中，锅炉汽包水位调节是必不可少的，汽包水位是锅炉正常运行的主要指标之一。     

水轮机组有功功率自动控制

水轮机发电机组的有功功率调节，通常是对水轮机调速器施加功率调节指令信号，由调速器执行完成．“手动”调节时，调功指令由运行人员操作发出；“自动”调节时，功率调节指令信号则由功率自动调节装置发出．用一般调速器来进行大幅度范因内的功率自动调节，往往遇到调节品质方面的若干问题．本文论述这些问题产生的根源和解决的途径．     

一种新型水电站多变量自校正调节器

介绍一种新型水电站综合优化多变量自校正调节器，它可使频率调节和负荷优化分配同时实现．在每一次调节完毕后，频率和功率均达到最优，在调节过程中负荷分配始终遵循优化分配原则，从而缩短了调节时间，并改善了调节过程的动态品质     

供热系统质调节的规范化与节能

供热系统质调节的规范化与节能山西省运城地区建筑设计院李新波供热系统的调节，有质调节和量调节两种办法。其中量调节是在供回水温度不变的情况下，通过改变水量来达到节约能源的目的。但是热水采暖系统的设计，是以一定的水量为依据来计算的，当系统水量因调节而减少过...     

风机工况调节的节能分析

介绍风机调节的几种方法，利用风机的性能曲线和管道特性曲线，对不同调节方法的能耗情况进行对比分析，提出变速调节是最为节能的调节方法，为风机的经济运行提供了理论依据。     

节流调节加补气在锅炉给水泵汽轮机上的应用

本文通过一台与３００ＭＷ主机配用的反动式半容量锅炉给水泵汽轮机的计算实例，说明在原有转子轴承间距不变，通流部分以外零部件轴向长度不变，汽缸内径不变以及低压导叶持环布置不变的情况下，将喷嘴调节设计（总共１４级）与节流调节设计（总共１６级）进行比较，得节流调节设计点整机内效提高了一个多百分点，在６０－１１０％主机负荷变化范围内，整机内效率了流调节高于喷嘴调节，节流调节取消蒸汽室后，平衡活塞汽封长度由于     

改进通风机的调节方法降低电耗

阐述了大型离心式通风机几种调节装置在使用过程中出现的问题及改进措施，分析了各种调节装置的调节原理。实践证明，采用导风管调节装置能改善叶轮入口风流结构，降低通风能耗。     

两次调节抽汽透平的热力参数与调节系统的设计

在线性化的假定下，给出了两次调节抽汽透平调节系统的数学模型，推导了系统的静态自整条件，并提供了调节系统结构设计与机组热力参数之间的关系，为机组调节系统的设计和调整提供了物理概念明确、应用简单的方法。     

125MW汽轮机数字调节系统的功能开发设计

１２５ＭＷ汽轮机数字调节系统的功能开发设计吴水祥、胡小亮，赵建华，项文蔚汽轮机调节系统自二、三十年代出现的液压调节到六十年代发展的用固态集成电路构成的调节装置（或称模拟调节装置）使汽轮机的调节品质有了很大的提高。但自从七十年代计算机技术应用于汽轮机控...     

汽轮机调速系统非线性特性对扭振稳定性的影响

调节系统中存在多种非线性特性，调节系统不灵敏，滑阀油动机的限幅特性以及调频死区能减小调节系统与扭振的相互作用从而提高轴系扭振稳定性，提出了调节系统中人为添加适当的非线性特性可以提高轴系扭振稳定性。     

汽车空调暖风系统平行流换热器换热性能研究

平行流换热器以其结构紧凑、换热效率高的特点已广泛应用于汽车空调中.简要介绍了汽车空调暖风系统平行流换热器结构,采用计算流体力学(CFD)数值模拟方法对平行流换热器的换热性能进行了分析,比较了空气侧风速和水流量对其换热量和流动阻力的影响.模拟结果表明:在增加相同百分比的情况下,增加空气侧风速比增加水流量对换热器换热量的影响大16%左右,但增加空气侧风速和水流量对换热器换热能力的影响均有限;随着风速的提高,换热量增加率逐渐减小,而空气侧阻力增加率越来越大;随着水流量增加,水侧压降增大非常明显;但两者增加对空气侧出口温度影响均不明显.     

某660 MW机组一次风机流量在线监测及其工程应用

风机风量是风机运行中监测的重要数据,风量测量装置均安装在入口或出口风道里,大部分采用测量差压方法获取风量,但测量装置测量精度低、可靠性低。结合大量现场资料和工程实践经验,通过试验手段,将一次风机不同开度下风机入口风量对现场差压装置进行标定,计算得到流量系数,并以某660 MW机组一次风机为例进行了试验验证。标定后流量测量装置能够实时在线监视风机运行工况功能,为后续锅炉运行调整和一次风机技术改造及运行监测奠定基础。     

摩托车液压前叉减震器气柱力的计算研究

通过对摩托车液压前叉减震器的结构和工作原理的分析,建立了前叉管上部密闭空间气体热力学的模型,详细介绍了基于综合反力的气柱力计算方法,给出了减震器结构参数、空气柱体积、气柱力与注油量之间的关系,并与实验测得的曲线进行了对比。结果表明:摩托车液压前叉减震器气柱力与空气柱体积之间的关系基本遵循理想气体多变过程的变化规律,且多变指数n=1~1.05,在实际计算中可以将气柱力的变化过程看作等温过程(即n=1)。     

一种风量的软测量方法研究

对于现阶段风量测量系统往往存在一些问题，导致风量测量不准确或计算不精确的现状，现提出一种基于氧量-热量的风量软测量方法。首先，通过烟气成分分析的过程，推导出了用烟气中的氧量计算风量的公式，然后，用煤的发热量来代替公式中的热量，最后，用给煤量进行动态补偿，使公式计算所得到的结果与实际风量有相同的动态响应速率。通过在一台600 MW机组上进行实验，对公式进行验证，然后对比软测量所测的量和实际风量在不同工况下的曲线发现，这个基于氧量-热量的软测量方法，可以很好地反映实时风量，且准确度高，响应速度好，可满足现场的需要。对于现阶段无法准确地测量风量的问题，这种软测量方法可以有效地解决，并可以在电厂中广泛地应用。     

停泵时泵后非瞬时降压的空气罐水锤防护方案

基于水泵停泵时的泵后非瞬时降压特性,给出了空气罐设置位置的选取原则和方法,结合工程算例,提出仅在管道中部设置空气罐防护方案和在管道中部开始串联设置空气罐防护方案,并通过数值模拟方法将这两种方案与常见的泵后设置空气罐防护方案进行水锤防护效果比较。结果表明,在防护效果相近的情况下,采用在管道中部开始串联设置空气罐的防护方案所需的空气罐容积最小,同时该方案下的罐内气体最大压力也相对较小,对空气罐的受力结构要求相对较低。在串联空气罐防护方案中,首端空气罐的主要作用是抑制管道压力降低,末端空气罐的主要作用是抑制管道压力升高。因此,在考虑串联空气罐的容积优化时,应结合输水系统水锤防护的实际需要,当输水管线的降压严重时,可考虑增大首端空气罐容积;当输水管线正压过大时,可考虑增大末端空气罐容积。     

洁净空调新风量的节能控制与运行

通过对洁净空调新风系统设计及运行的分析,探讨洁净空调变新风量的必要性和可行性,并利用自控相关理论,设计出在室内人员数量不定的情况下,通过实时监测室内二氧化碳浓度与余压状态来确定送入室内新风量的控制过程,最终达到系统节能的目的。     

变风量(VAV)空调系统及其经济分析

本文介绍了变风量系统和定风量系统的特性，并以实际工程为例对两种系统的经济性进行了比较，结果表明虽然变风量空调系统的初投资较大，但它运行时能量消耗少。因此变风量空调系统具有节能、低噪声，室内温度易调节等优点，是值得推广应用的空调系统。     

太阳能驱动的膜式加热加湿系统性能实验研究

中空纤维膜加湿系统能从根本上解决空气加湿过程中气液夹带的问题.通过搭建太阳能驱动的中空纤维膜加热加湿系统试验台并在冬季进行实验测试,分析出太阳能辐射量、空气体积流量和热水体积流量对系统加热加湿性能的影响.研究发现提高太阳能辐射量和空气体积流量对系统的加湿能力和热性能系数均有积极影响,而前者的影响更为显著.为了获得最好的...     

海上升压站正压送风系统计算及控制研究

[目的]为维持海上升压站良好、安全的运行环境,降低高盐高湿气体对设备的腐蚀影响,提高工艺设备使用寿命,分析保证室内正压的计算方法与控制方式.[方法]通过对缝隙法、换气次数法计算结果的对比分析,确定正压送风量的计算原则.通过变风量调节和余压阀控制分析,确定室内正压控制方式.[结果]结果表明:海上升压站室内正压送风量应按照...     

Influence of mass air flow ratio on gas-particle flow characteristics of a swirl burner in a 29 MW pulverized coal boiler

In a gas/particle two-phase test facility, a three-component particle-dynamics anemometer was used to measure the characteristics of gas/particle two-phase flows in a 29 megawatt (MW) pulverized coal industrial boiler equipped with a new type of swirling pulverized coal burner. The distributions of three-dimensional gas/particle velocity, particle volume flux, and particle size distribution were measured under different working conditions. The mean axial velocity and the particle volume flux in the central region of the burner outlet were found to be negative. This indicated that a central recirculation zone was formed in the center of the burner. In the central recirculation zone, the absolute value of the mean axial velocity and the particle volume flux increased when the external secondary air volume increased. The size of the central reflux zone remained stable when the air volume ratio changed. Along the direction of the jet, the peak value formed by the tertiary air gradually moved toward the center of the burner. This tertiary air was mixed with the peak value formed by the air in the adiabatic combustion chamber after the cross-section of x/d = 0.7. Large particles were concentrated near the wall area, and the particle size in the recirculation zone was small.