Тепловой процесс турбины

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. ПРЕДВАРИТЕЛЬНОЕ ПОСТРОЕНИЕ ТЕПЛОВОГО ПРОЦЕССА ТУРБИНЫ В H,S - ДИАГРАММЕ И ОЦЕНКА РАСХОДА ПАРА ТУРБИНОЙ

1.1 Ориентировочный расход пара на турбину

1.2 Расчет регулирующей ступени

1.3 Расчет участков турбины

1.4 Действительный расход пара на турбину

2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕГУЛИРУЮЩЕЙ СТУПЕНИ

2.1 Определение среднего диаметра ступени

2.2 Расчет сопловой решетки

2.3 Расчет рабочей решетки

2.4 Определение КПД ступени

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

ПРИЛОЖЕНИЕ



введение

Турбина Р-50-130/13 номинальной мощностью 50 МВт спроектированная на начальные параметры 12,75 МПа и С. Р-50-130/13 - это стационарная турбина с противодавлением с двумя регулируемыми отборами пара. Они предназначены для установки на крупных промышленно-отопительных ТЭЦ, имеющих потребителей большего количества пара для нужд производства. Маркируется Р-50-130/13, где Р - тип турбины, 50 - номинальная мощность (МВт), 130 - давление свежего пара (). Установки с противодавление работают только в режиме по тепловому графику нагрузки, при котором развиваемая электрическая мощность жестко связана с тепловой нагрузкой.

Пар к стопорному клапану подводится по двум паропроводам и затем по четырем паропроводам направляется к четырем регулирующим клапанам, привод которых осуществляется посредством сервомотора, рейки, зубчатого сектора и кулачкового вала. Открываясь последовательно, регулирующие клапаны подают пар в четыре вваренные в корпус сопловые коробки, откуда пар поступает на одновенечную регулирующую ступень.

Отработавший пар в турбине направляется потребителю. Перед этим он проходит через устройство, обеспечивающий потребителю постоянную температуру пара. При малых нагрузках, когда температура отработавшего пара высока, к нему подмешивается распыленная вода, а при больших нагрузках свежий пар.

Турбина не имеет промежуточного перегрева нерегулируемых отборов пара. Для работы двух ПВД в схеме предусмотрен отбор части пара, направляемого потребителю.

Турбина имеет развитую систему уплотнений, исключающею утечки пара через концевые уплотнения в атмосферу. Из последних камер уплотнений пар отсасывается в сальниковый подогреватель, в котором впомощью специального инжектора поддерживается небольшой вакуум. В предпоследние камеры подаются уплотняющий пар из деаэратора.

Проточная часть турбины состоит из одновенечной ступени и нерегулированной ступени. Ротор турбины цельнокованый. В корпусе переднего подшипника расположен вкладыш опорного подшипника, а в корпусе заднего подшипника вкладыш комбинированного опорно-упорного подшипника.

Применение сопловых коробок, вваренных в корпус и реализация повышенного тепло перепада в одновенечной регулируемой ступени позволили применить одно стенную конструкцию корпуса. Отсутствие патрубков нерегулируемых отборов дало возможность разместить диафрагмы, непосредственно в корпусе турбины. Все диафрагмы сваренные.

Сегменты концевых уплотнений крепятся в обоймах, установленных в корпусе. Нижняя половина и крышка корпуса стянута горизонтальными фланцами, имеющие паровой обогрев для улучшения маневренности турбины. Корпус турбины опирается из корпуса подшипника с помощью лап, являющихся продолжением фланцев нижней половины корпуса. Лапы опираются на горизонтальные площадки, приваренные к корпусам подшипника на уровне горизонтального разъема. Между лапами и площадками имеются поперечные шпонки, препятствующие взаимному смещению корпусов турбины и подшипников в продольном выпрямлении, но не препятствующих их взаимному смещению корпусов в поперечном направлении. Совмещение вертикальных плоскостей турбины и подшипников организованно с помощью вертикальных шпонок. Расширение турбины происходит вдоль продольных шпонок, установленных на фундаментной раме заднего подшипника.

В корпусе переднего подшипника размещены главный масляной насос и элементы системы регулирования, и защиты, а в корпусе заднего подшипника полужесткая муфта, соединяющая ротор турбины и генератора. Система масло снабжения, работающая на масле марки 22, унифицированная для всех турбин с противодавлением ТМЗ. Главный масляной насос, установленный на валу турбины подает масло в систему регулирования в инжекторную группу. Последняя обеспечивает прокачку масла четыре параллельно включенных маслоохладителя на смазку подшипника. В пуске турбины используется пусковой насос высокого давления (1,1 - 1,2 МПа). Резервный электронасос постоянного тока обеспечивает смазку турбины, а так же в случае выхода из стоя главного насоса.

Датчиком частоты вращения служит импеллер, рабочее колесо которого установлено в общем корпусе с главным масляным насосом. Сигнал от импеллера поступает в систему регулятора частоты вращения.

Система защиты турбины от расхода включает сдвоенный автомат безопасности кольцевого типа и золотники автомата безопасности, обеспечивающие закрытие стопорных и регулирующих клапанов при частоте вращения на 10-20% превосходящей номинальную.

Трубопроводы противодавления оборудованы тремя предохранительными клапанами, выпускающими пар в атмосферу при увеличении противодавления сверхдопустимого.



1. Предварительное построение теплового процесса турбины в h,s - диаграмме и оценка расхода пара турбиной

Исходные данные:

1. Тип турбины Р-50-130;

2. t₀ = 555 С⁰- температура;

3. = 12,75 МПа - начальное давление;

4. P_k= 1,28 кПа - давление в конденсаторе;

Тепловой расчёт многоступенчатой турбины предполагает оценку процесса расширения пара в h,S - диаграмме для всей проточной части турбины. В результате построения процесса расширения в h,S - диаграмме определяются изоэнтропийные и действительные перепады энтальпий как на саму турбину, так и на её отсеки.

Исходными данными при построении предварительного процесса расширения служат начальные и конечные параметры пара в характерных точках проточной части турбины (параметры пара в регенеративных отборах, регулируемых отборах и др.), величина потерь давления в паровпускных и регулируемых органах турбины, а также ориентировочно заданные или принятые относительные внутренние КПД турбины или её отсеков.

Рассмотрим построение процесса расширения пара в турбине с промышленным и теплофикационным отборами пара.

На h,S- диаграмме по параметрам состояния пара перед стопорным клапаном (, t₀) наносим исходную точку 0. Потеря давления в стопорных и регулирующих клапанах вследствие дросселирования пара оценивается в пределах 3 - 5% от .

Давление пара перед сопловым аппаратом первой ступени составит

= P₀Ч 0,95 (1)

где - давление свежего пара, кПа

12,75Ч 0,95 = 12,123Мпа

Давление пара P_2zза последней ступенью турбины с учетом потерь в выхлопном патрубке:

гдеС_вп- средняя скорость потока в выпускном патрубке = 50м/с

P_k- давление в конденсаторе или в выхлопном патрубке, м/с

л - коэффициент, учитывающий аэродинамические качества в выхлопного патрубка: л = 0,05

Строим процесс в hs - диаграмме, определяем располагаемый теплоперепад в регулирующем клапане:

, (3)

где - энтальпия свежего пара, кДж/кг;

- энтальпия пара в конце изоэнтропийного расширения, кДж/кг.

кДж/кг



1.1 Ориентировочный расход пара на турбину

Ориентировочный расход пара на турбину рассчитывается по предварительно заданному КПДв зависимости от мощности турбины без учета утечек через концевые уплотнения.

Расход пара для конденсационных турбин

,(4)

где - относительный электрический КПД паротурбинного агрегата = 0,8

- эффективная мощность на валу турбины, МВт

Величина давления ЦВД для турбин с промежуточным перегревом пара

= (0,150,18)Ч, (5)

= 0,15 Ч 12,75 = 1,91 Мпа

Потеря давления в промежуточном пароперегревателе и паропроводах составляет 10-12%

= (0,875 - 0,9) Ч , (6)

= 0,875 Ч 1,91 = 1,67 Мпа



1.2 Расчет регулирующей ступени

Линия состояния пара в рабочем процессе турбины строится сначала для регулирующей ступени, выбирается тип регулирующей ступени и тепловой перепад на нее.

В конденсационных турбинах мощностью свыше 100 МВт применяют одновенечную регулирующую ступень с тепловым перепадом

кДж/кг

Внутренний относительный КПДодновенечной регулирующей ступени.

где - давление пара в т.0¹, МПа (по h,S - диаграмме);

- удельный объем пара в т. 0¹, м³/кг (по h,S - диаграмме).

Действительный тепловой перепад на регулирующей ступени

,(8)

кДж/кг

На h,S- диаграмме из т. 0¹ вниз откладываем действительного теплового перепада -т.А¹.Линия энтальпии пара, проходящая через точку А¹ при пересечении с изобарой дает точку начала процесса в нерегулируемых ступенях т. А.

1.3 Расчет участков турбины

Для теплофикационных турбин типа Т, работающей с отборами пара на теплофикационные и производственные нужды, располагаемый тепловой перепад, приходящийся на нерегулируемые ступени ( ), разбивается на участки по изобарам Р_т и Р_п.

Объемный расход пара на входе в участок

G?, (9)

где G - сход пара через рассматриваемый участок, кг/с;

? - удельный объем пара на входе в рассматриваемый участок, м³/кг.

G? = 94 Ч 0,037 = 3,48 м³

Для теплофикационных турбин = G = 105,9 кг/с

Отношение давления для первого участка

= (10)

= 7,Мпа

Внутренний относительный КПД

= Ч - - ?, (11)

= 0,9 Ч 1 - 0,057 = 0,84

где - определяется в зависимости от GЧ?и

- поправка на раскрытие проточной части турбины, зависит от давления в конце участка. Для участков в области высокого и среднего давления

? - КПД, учитывающий потери с влажностью

Относительная величина потерь с выходной скоростью

= (12)

где - потери с выходной скоростью, кДж/кг. Потери определяются в зависимости от давления пара в конце цилиндра;

- располагаемый тепловой перепад рассчитываемого участка, кДж/кг. Определяется по h,S - диаграмме, как разность энтальпий в начале и конце рассчитываемого участка.

Относительная величина потерь с выходной скоростью () должна быть учтена, если давление в конце участка является давлением в конце цилиндра.

= = 0,057

Определим относительный внутренний КПД для каждого участка

Действительный тепловой перепад( для каждого участка)

= Ч, (13)

= 665Ч 0,84 = 559

Действительный тепловой перепад турбины

= +, (14)

= 81;

= 81 + 559 = 640 кДж/кг

1.4 Действительный расход пара на турбину

Определим расход на конденсационную турбину по формуле

(15)



2. тепловой расчет регулирующей ступени

2.1 Определение среднего диаметра ступени

Диаметр регулирующей ступени определяется величиной теплового перепада на регулирующую ступень - = 100 кДж/кг и отношением (U/)

Определим фиктивную изоэнтропийную скорость пара

(16)

Определим скорость вращения диска по среднему диаметру ступени

U = () Ч, (17)

U = 0,38Ч 447 = 169, м/с

Средний диаметр регулирующей ступени определяется по формуле

= , (18)

где - 3,14

n - 50 - частота вращения ротора турбины

= = 1,07 м



2.2 Расчет сопловой решетки

Определим тип сопловой решетки

Для этого узнаем располагаемый тепловой перепад по формуле

= Ч (1 - с), (19)

где с - степень реакции от 0,05 до 0,1

= 100 Ч (1 - 0,07) = 93, кДж/кг

Определим теоретическую скорость пара на выходе из сопловой решетки при изоэнтропийном расширении пара

, (20)

= 431

Найдем скорость звука на выходе из сопловой решетки при изоэнтропийном расширении пара

(21)

где k= 1,3 - показатель изоэнтропы, для перегретого пара

= 9мПа - давление за соплами

- теоретический удельный объем пара за соплами, кг

м/с

Определим число Маха для теоретического процесса в соплах

= (22)

= = 0,66

По числу Маха определяем тип сопловой решетки, т.к = 0,65 1,4,то применяется профиль решеток с суживающими каналами.

Произведем расчет суживающихся сопл при докритическом истечении пара по формуле:

(23)

где - коэффициент расхода сопловой решётки принимаем, для перегретого пара = 0,97

= 0,008,

Определим степень парциальности ступени на высоту сопловой решетки

= - эффективный угол выхода потока пара из сопловой решётки

Определим оптимальную степень парциальности:

,(25)

Найдем высоту сопловой решётки.

(26)

Найдем потерю энергии в соплах.

(27)

где - коэффициент скоростей сопловой решётки ц = 0,94

= 0,65 ; = - тип профиля сопловой решёткиС - 90 - 12А.

По характеристике выбранной сопловой решётки принимаются:

0,79 - оптимальный шаг

= 62,5 мм - хорда профиля

Найдем шаг решётки:

,(28)

мм = 0,049, м

Найдем ширину канала сопловой решётки:

= , (29)

= 49 = 8, мм

Найдем число каналов сопловой решетки:

2.3 Расчет рабочей решетки

Найдем располагаемый тепловой перепад рабочей решётки:

(31)

Для построения треугольников скоростей найдем абсолютную скорость потокапара и окружную скорость U.

,(32)

м/с

U = ЧЧn, (33)

U = 3,14Ч 1,07Ч 50 = 167, м/с

б₁ = , в₁ = б₂ = , в₂ =

= 405 м/с, U = 170 = 90 м/с, U = 170

= 235 м/с= 237 м/с

Определим - действительную относительную скорость пара на выходе из рабочей решетки по формуле:

= Чш(34)

где ш=0,864 - коэффициент скорости рабочей решётки. Определяется в зависимости от высоты рабочей лопатки.

Найдем высоту рабочей лопатки:

= + + ,(35)

= 21,9+ 0,8 + 1,5 = 24,2 мм

Найдем теоретическую относительную скорость пара на выходе из рабочей решёткипо формуле:

(36)

= = 274 м/с

Отсюда найдем

= 274Ч 0,86= 237 м/с

Относительный угол входа потока пара на рабочую решётку:

= - (2^o: 5^o)(37)

= 23 - 5 = 18^o

Определим потери энергии в рабочей решётке по формуле:

= 9,5 кДж/

Потери энергии с выходной скоростью:

Найдем число Маха для рабочей решетки по формуле:

где К = 1,3 - показатель изоэнтропы, для перегретого пара

= 9 кПа - давление за регулирующей ступенью

= 0,037 - удельный объём пара за рабочей решёткой, м³/кг

Определяем профиль рабочей решетки, если = , в₂ =

Тип профиля рабочей решетки - С-90 - 12А

Тип профиляР - 30 - 21 А.

По характеристике выбранной рабочей решётки принимается:

= 0,63 - оптимальный шаг

= 2,56 мм - хорда;

B= 25 мм - ширина профиля;

= 0,234 см³ - минимальный момент сопротивления профиля.

Найдем шаг рабочей решётки:

= Ч,(41)

=0,63Ч2,56 = 1,6 мм = 0,0163м

Определим количество лопаток в рабочей решётке:

Найдем окружное усилие, действующее на лопатки по формуле:

= GЧ (Чсos+Чсos), (43)

= 94Ч (235Ч0,92+ 234Ч0,939) = 40343 Н

Найдем изгибающее напряжение врабочий лопатке:



2.4 Определение КПД ступени

Относительный лопаточный КПД ступени по потерям энергии в проточной части определяется по формуле:

Относительный лопаточный КПД ступени по проекциям скоростей определяется по формуле:

Средний относительный лопаточный КПД ступени по определяется по формуле:

= (47)

= = 0,745

Относительная величина потерь на трение

где - коэффициент трения

= Ч Ч+0,25ЧЧ Ч n,(49)

=ЧЧ+0,25ЧЧЧ0,745Ч4=0,03

- доля окружности, занятая кожухом 0,6 *

= (0,80,9) - (50)

= 0,85 - 0,55 = 0,3

n - количество групп сопл, n= 4шт.

Найдем потери на трение диска регулирующей ступени по формуле:

= Ч, (51)

= 0,01Ч 100 = 1 кДж/кг

Найдем потери, вызванные парциальным подводом пара по формуле:

= Ч, (52)

= Ч100 = 3 кДж/кг

Определим действительный тепловой перепад ступени:

,(53)

кДж/кг

Определим внутреннюю мощность ступени:



= GЧ,(54)

= 94Ч 81 = 7614 кВт = 7,61 МВт

Сводная таблица расчета ступени

Таблица 1

Произведен расчет ступеней и сведен в таблицу

Наименование	Обозначение	Единицыизмерения	Решётки
			сопловая	рабочая
Расходпара	G	кг/с	94	94
Среднийдиаметррегулирующейступени	dрс	м		1,07
Окружнаяскорость	U	м/с		167
Давлениесвежегопара	Р0	МПа	12,75
Температурасвежегопара	t0	0С	555
Отношениескоростей	U/Сф			0,38
Располагаемыйтепловойперепадтурбины	Н0	кДж/кг	665
Степеньреакции			0,05	0,1
Располагаемыйтепловойперепадрешётки		кДж/кг	93	10
Абсолютная скорость выхода потока пара	С1, С2	м/с	400	90
Теоретическая скорость выхода потока пара	С1t, 2t	м/с	431	274
Давлениепаразарешеткой	Р1рс, Ррс	МПа	9,5	9
Удельный объем пара за решёткой	1t,2t	м3/кг	0,036	0,037
ЧислоМаха	М1t, M2t	0,6	0,656	0,4
Коэффициентрасхода			0,97
Выходнаяплощадь	F1, F2	м2	0,008
Эффективный угол выхода потока пара	1э, 2э	Град.	12	23
Уголвходапотокапара	2, 1	Град.	56	18
Наименование	Обозначение	Единицыизмерения	Решётки
			сопловая	рабочая
Профильрешётки			С-90-12А	P-30-21А
Степеньпарциальности	е		0,70
Высоталопатки	l1, l2	мм	21,9	24,2
Хордапрофиля	b1, b2	мм	63	25
Относительныйшаг	tопт 1, tопт2		49	16
Числолопаток	z	шт	15	210
Коэффициентскорости	,		0,94	0,864
Относительнаяскоростьпотокапара	1,2	м/с	235	237
Потеряэнергии в решетке	h1, h2	кДж/кг	7,4	9,5
Потеря энергии с выходной скоростью	hвс	кДж/кг	4,5
Относительныйлопаточный КПД	ол		0,74
Относительныйвнутренний КПД	oi		0,745
Потеринатрениедиска	тр			0,01
Потериотпарциальности	парц			0,03
Доляокружности, занятаякожухом	екож		0,3
Действительныйтепловойперепадтурбины	Нi	кДж/кг	640
Внутренняя мощность ступени	Ni	кВт	7614



3. Расчет нерегулируемых ступеней частей высокого давления

Найдем диаметр первой нерегулируемой ступени:

= -Д, (55)

= 1070 - 230 = 840 мм

где Д = 230 мм

Оптимальное отношение скоростей:

р = 0,1 - степень реактивной рабочей решётки первой нерегулируемой ступени

= 12 - угол выхода пара из сопловой решётки

ц = 0,96 - коэффициент скорости сопловой решётки

Располагаемый теплоперепад первой нерегулируемой ступени:

,(57)

Теплоперепад в сопловой решетке:

= ( 1 - р ) Ч(58)

= ( 1 - 0,1 ) Ч38 = 34кДж/кг

Высота сопловой решетки:

где - удельный объем пара в конце изоэнтропийного расширения в соплах, м³/кг

- теоретическая скорость пара из сопловой решётки, м/c

- коэффициент расхода сопловой решётки

e - степень парциальности ступени e = 1

= 44,72 Ч,(60)

= 44,72 Ч = 261 м/c

Высота рабочей решетки первой ступени:

= + + , (61)

= 24 + 1 + 2 = 27мм = 0,027м

Корневой диаметр ступени (этот диаметр принимается постоянным для отсека):

= ,(62)

= 0,840 - 0,027 = 0,813 м

Число ступеней отсека:

где - изоэнтропийный тепловой перепад рассчитываемого отсека, кДж / кг

- коэффициент возврата тепла

=Ч, (66)

= 38Ч 0,95 = 36,1кДж/кг

Коэффициент возврата тепла:

б = Ч( 1 - ) ЧЧ( ,(67)

где - для процесса перегретого пара

Невязка Д кДж/кг, должна быть распределена между всеми ступенями первого отсека:

Д= (1 + а ) Ч- , (68)

=( - 1),(69)

= 38+ 36,1Ч( 14- 1 ) = 507,3кДж/кг

Д= ( 1 + 0,02 ) Ч540- 507,3 = 43,5кДж/кг

Поправка к тепловому перепаду ступени:

(70)

Скорректированный теплоперепад ступени

= Д(71)

= 36,1 + 3,1 = 39,2 кДж/кг

Произведение высоты рабочей решётки на диаметр ступени:

, (72)

Высота лопатки рабочей ступени:

= - , (73)

Высота сопловой решётки:

= - (+ ),(74)

= 0,022 - ( 0,0009 + 0,0019 ) = 0,024 м

= 0,032 - ( 0,0009 + 0,0019 ) = 0,06м

= 0,047 - ( 0,0009 + 0,0019 ) = 0,075м

= 0,07 - ( 0,0009 + 0,0019 ) = 0,098 м

Диаметр ступени:

= + , (75)

= 0,81 + 0,024 = 0,834 м

= 0,81+ 0,06 = 0,87 м

= 0,81+ 0,075 = 0,875 м

= 0,81+ 0,098 = 0,908 м

Сводная таблица расчета для первых пяти ступеней в отсеке высокого давления

турбина тепловой пар ступень

Таблица 2

Произведен расчет первых пяти ступеней в отсеке высокого давления и сведен в таблицу

Наименование величин	Обозначения	Размерность	Формула	№
				1	2	3	4
Скорректированный располагаемый теплоперепад ступени		кДж/кг		35,2	33,15	33,15	33,15
Удельный объём пара за рабочей решёткой		/кг	Из hs- диаграммы	0,038	0,4	0,45	0,49
Произведение высоты рабочей решётки на диаметр ступени	*		* *	0,022	0,032	0,047	0,07
Высота рабочей решётки		м		0,022	0,032	0,047	0,07
Высота сопловой решётки		м	- (+ )	0,0248	0,06	0,075	0,098
Диаметр ступени		м	+	0,834	0,87	0,885	0,908



Заключение

Тепловой расчет паровых турбин выполняется при проектировании, модернизации или реконструкции. При проектировании расчет турбины выполняется с целью определения размеров и характеристик проточной части числа ступеней, диаметров, высот сопловых и рабочих решеток, типа профилей, КПД ступеней и отдельных ступеней турбины.

В курсовом проекте рассчитаны геометрические параметры сопловых и рабочих решеток их профиля, в hs диаграмме построим действительный процесс расширения пара проточной части турбины с учетом всех потерь.

Исходными данными при построении предварительного процесса расширения служили начальные и конечные параметры пара в характерных точках проточной части турбины, величина потерь давления в паровпускных и регулируемых органах, регулируемых органах турбины, а также ориентировочно заданные или принятые относительные внутренние КПД турбины или её отсеков.

Произведен расчет одноступенчатой турбины и турбоустановки, предполагаем оценку расширения пара, определяем располагаемый и тепло перепады на саму турбину и ее лопатки.

В курсовом проекте определены потери давления с выходной скоростью КПД относительно лопаточный и относительно КПД внутренний.

Определение полезно использованного тепло перепада на регулирующую ступень дало возможность найти параметры начало процесса в нерегулируемой ступени в начале, а КПД отсеков проточной части нерегулируемых ступеней. В зависимости от объемного расхода пара через них и отношение давлений и пара в отсеке, начале процесса к ее значению конечному.

Путем детального расчета были определены профили решеток, КПД, мощность ступени.

После расчета сопловой решетки был построен треугольник скоростей. Для вычисления КПД и мощности ступени был построен треугольник скоростей.

Для расчета относительно внутреннего КПД и параметров пара на входе в следующую ступень, определены потери от парциальности, также были определены потери на трение диска о пар, рассчитано допустимое напряжение действующее на рабочую лопатку, при расчете получилось д_изг= 18 Мпа, что соответствует требованиям прочности и экономичности. Рассчитана допустимая изгибающая напряжение действующее на лопатку.

Таким образом в результате теплового расчета геометрические параметры ступени, углы установки высоты работы лопаток, определена ее внутренняя мощность выбраны профили сопловых и рабочих лопаток.



СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Балабинович В.К., Турбины электростанций. 2005 г.

2. Бойко Е.А., Паротурбинные энергетические установки. 2006 г.

3. Быстрицкий Г.Ф. Общая энергетика. 2005 г.

4. Ростик Г.В., Справочник по ремонту турбогенераторов. 2006 г.

5. Кострыкин В.А., Теория тепловых процессов паротурбинных установок. 2007 г.

6. Моторин А.В., Паровые турбины. 2004 г.

Размещено на Allbest.ru

...