Расчет тепловой схемы и проточной части турбины Р-100-130/15

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

Введение

Паровая турбина Р-100-130/15 ТМЗ мощностью 100 МВт спроектирована на начальные параметры 12,75 МПа и 555С, противодавление 1,47 МПа и частоту вращения 50 Гц.

Регенеративная система подогрева питательной воды содержит три ПВД, питаемых из отборов турбины. Температура питательной воды 234С.

Пар подводится от стопорного клапана по четырём паропроводам к регулирующим клапанам, установленным непосредственно на корпусе турбины. Регулирующие клапаны подают пар к четырем сопловым коробкам, вваренным во внутренний корпус турбины, откуда пар поступает на одновенечную регулирующую ступень. Далее пар расширяется в шести ступенях, делает поворот на 1800, проходит в межкорпусном пространстве и затем расширяется в шести ступенях, после чего направляется потребителю.

Ротор опирается на два опорных подшипника, расположенных в корпусах, установленных на фундаменте. Вкладыш заднего подшипника - комбинированный: его расточка служит для размещения шейки вала, а торцевые поверхности - для упорных колодок. Вал турбины имеет два упорных гребня. Размеры концевых уплотнений выбраны так, чтобы обеспечить малое осевое усилие на упорный подшипник при номинальном режиме работы.

Корпус турбины выполнен двойным; центровка внутреннего корпуса по отношению к наружному осуществляется подвеской внутреннего корпуса во внешнем на уровне горизонтального разъема и установкой четырех продольных шпонок.

Диафрагмы первых шести ступеней установлены во внутреннем корпусе, а остальных - в обоймах, расположенных во внешнем корпусе. Отборы пара на регенерацию производятся из межкорпусного и межобойменных пространств, образованных гребнями трех обойм.

1. Исходные данные.

1.1 Произвести расчет тепловой схемы на базе турбины Р-100-130/15.

1.2 Определить расход острого пара в голову турбины при заданной мощности, выдаваемой генератором турбины.

1.3 Рассчитать проточную часть турбины Р-100-130/15 на определённый ранее расход острого пара в голову турбины.

1.4 Выполнить прочностной расчет

Табл. 1. Технические характеристики турбины Р-100-130/15

Тип турбины	Р-100-130/15
Номинальная мощность	100 МВт
Частота вращения	50 Гц
Начальное давление	12,75 МПа
Начальная температура	555 0С
Температура питательной воды	234 0С
Расход пара в голову турбины	211 кг/с
Давление в деаэраторе	0,7 МПа
Давление в атм. деаэраторе	0,118 МПа
Противодавление	1,47 МПа
Число регенеративных отборов пара	3

2. Расчет тепловой схемы установки

2.1 Схема установки

Рис. 1

2.2 Расчет процесса расширения в турбине и построение процесса на H-S диаграмме

Расчет процесса расширения.

1. В Н-S диаграмме строим начальную точку процесса расширения по давлению Р0=12,75 МПа и температуре Т0=555°С. Находим начальную точку Н0=3487 кДж/кг. Строим процесс расширения до давления на выхлопе 1,47 МПа.

2. Получаем теоретический процесс расширения в турбине, с энтальпией Н3t=2880 кДж/кг.

3. Рассчитаем энтальпию реального процесса расширения. Внутренний относительный КПД равен зоi=0,85,

зоi=(Н0-Н3)/(Н0-Н3t),

получаем:

Н3=Н0-зоi(Н0- Н3t), Н2=3487- 0.85(3487-2880)=2971 кДж/кг.

Строим реальный процесс расширения в Н-S диаграмме.

2.3 Расчет параметров отборного пара и воды в системе регенерации

Расчет температуры воды после регенеративных подогревателей, питательного и конденсатного насоса и двух деаэраторов.

1. Определим температуру воды в атмосферном деаэраторе, при давлении Рд2=0.118 МПа, температура насыщения Тк=104 °С.

2. Определим температуру воды в деаэраторе, при давлении Рд1=0.7 МПа, температура Тд=164 °С.

3. Определим действительный нагрев воды в питательном насосе:

,

где: Рн - давление создаваемое насосом; Рд - давление в деаэраторе; - КПД насоса; - соответственно средний удельный объем и средняя теплоемкость воды при сжатии.

.

3. Проведем разбиение температур по подогревателям (с учетом того, что Тпв=234 °С, питательный насос поднимает температуру воды на 5°С и деаэратор нагревает воду на 10°С) и занесем данные в таблицу.

Табл. 2

Тв1, °С	Тв2, °С	Тв3, °С	Тпн, °С	Тд1, °С	Тв4, °С	Тд2, °С
234	214	194	169	164	154	104

Тв1-4 - температура воды после соответствующего подогревателя.

Тпн - температура воды после питательного насоса.

Тд1-2 - температура воды после соответствующего деаэратора.

Расчет энтальпий воды после регенеративных подогревателей, питательного насоса и деаэраторов.

1. Зададим давление воды после конденсатного насоса Ркн=0.8 МПа, с учетом падения давления на ПНД, получаем на входе в деаэратор давление Рд1=0.7 МПа.

2. Зададим давление воды после питательного насоса Рпн=17 МПа, с учетом падения давления на каждом ПВД, получаем на входе в котлоагрегат давление Рпв=15.5 МПа.

3. Определим энтальпию воды после подогревателей, по давлению и температуре, занесем данные в таблицу.

Табл. 3

Нв1, кДж/кг	Нв2, кДж/кг	Нв3, кДж/кг	Нпн, кДж/кг	Нд1, кДж/кг	Нв4, кДж/кг	Нд2, кДж/кг
1011,5	912	814,8	720	693	650	436

Нв1-4 - энтальпия воды.

Нпн - энтальпия воды после питательного насоса.

Нд1-2 - энтальпия воды после соответствующего деаэратора.

Определение параметров отборов пара.

Определим параметры отборного пара по следующей методике:

- определим температуру:

tп= tпв + t,

где tпв температура после соответствующего подогревателя, а t температура недогрева в подогревателе, выбирается равной от -2 до 10 °С, примем равной 5 °С

- определим давление насыщения Рн по температуре tп.

- определим давление отбора:

Ротб= Рн ? 1.1,

необходимо также учесть заданные значения давления в отборах турбины.

- по H-S диаграмме определим энтальпии отборов.

- занесем полученные данные в таблицу.

Табл. 4

№ отбора	1	2	3
Р, МПа	3.31	2.45	1,47
Нр, кДж/кг	3148	3084	2984

Р1-3 - давление в отборах.

Нр1-3 - энтальпии отборов.

Давление на входе в ПНД Р4 = 0,62 МПа

Определение параметров дренажей.

Определим температуру дренажей как температуру насыщения при давлении отбора. Энтальпию дренажа определим по давлению и температуре. Полученные данные внесем в таблицу.

Табл. 5

№ дренажа	1	2	3	4
Тдр, °С	239	222	199	162
Ндр,кДж/кг	1033	953	848	684

Тдр1-4 - температура дренажей.

Ндр1-4 - энтальпия дренажей.

Табл. 6. Сводная таблица параметров рабочей среды

	В голову турбины	1	2	3	Питательный насос	Деаэратор	4	Атм. деаэратор
Тв, °С	-	234	214	194	169	164	154	104
Рв, Мпа	-	15,5	16,0	16,5	17,0	0,7	0,8	0,118
Нв, кДж/кг	-	1011,5	912	814,8	720	693	650	436
Рр, Мпа	12.75	3,31	2,45	1,47	-	-	-	-
Нр, кДж/кг	3487	3148	3084	2984	-	-	-	-
Тдр, °С	-	239	222	199	-	-	162	-
Ндр, кДж/кг	-	1033	953	848	-	-	684	-

2.4 Расчет расхода пара на отборы

б1=== 0.0471.

б1-4 - доля пара на отбор.

Тепловой баланс для второго подогревателя.

б2=== 0,0438.

Тепловой баланс для третьего подогревателя.

б3===0,0401.

Тепловой баланс для деаэратора.

бд=== 0,0074.

Тепловой баланс для четвертого подогревателя.

б4=== =0,0801.

Тепловой баланс для атмосферного деаэратора.

Доля возвращаемого потребителем конденсата составляет 45 %, температура tпр=60°С, энтальпия Нпр=251 кДж/кг. Недостаток воды замещается химически очищенной водой, tхво=40 °С, Нхво=167 кДж/кг.

бд2===0,0831.

Расчет относительного расхода пара на отборы.

.

2.5 Расчет работы и расхода пара в голову турбины

Расчет работы пара в турбине.

где -работа пара в турбине.

Расчет расхода пара в голову турбины.

.

где - расход пара в голову турбины. - электрическая мощность машины генератора. - КПД машины генератора.

Расчет расхода пара на отборы.

.

В результате проведенных расчетов получили совпадение расчетных данных по расходу пара в голову турбины с заданными, погрешность составляет менее двух процентов.

расчетное= 207,8 (кг/с).

задан.= 211 (кг/с).

Погрешность: .

По полученным данным делаем вывод о правильности проведенных расчетов.

3. Расчет проточной части турбины

3.1 Расчет регулирующей ступени.

Зададим средний диаметр ступени по заводскому аналогу.

d =1,1 м.

Частота вращения ротора турбины.

n =3000 об/мин.

Окружная скорость.

Зададимся степенью реакции.

.

Зададимся скоростным коэффициентом концевых турбинных решеток.

.

Зададимся углом выхода потока из сопловой решетки.

.

Определим значение характеристического коэффициента.

.

Определяем фиктивную скорость пара.

.

Располагаемый теплоперепад ступени.

.

Теплоперепад сопловой решетки.

.

Теплоперепад рабочей решетки.

.

Теоретическая скорость истечения пара из сопел.

.

Выходная площадь сопловой решетки.

.

где =211 - расход пара в голову турбины, кг/с. = 0.032 - удельный теоретический объем пара, по диаграмме м3/кг. =0.97- коэффициент расхода.

.

Определим высоту лопаток сопловой решетки.

.

где - степень парциальности подвода пара.

Определим скорость звука в данной среде.

.

где = 1.3 показатель адиабаты. = 10,5 МПа, давление ступени, определяем по H-S диаграмме.

Определяем число Маха.

.

Выберем профиль сопловой лопатки.

Профиль выбирается из стандартных, по углу выхода потока из сопловой решетки и по числу Маха.

Табл. 7

С - 90 - 15А
13-17	70-120	0.72-0.85	До 0.85

Уточним значение коэффициента скорости.

.

.

где - коэффициент профильных потерь.

.

- эквивалентный угол.

.

= 0.095 - хорда сопловой лопатки, м.

= 0.001 - коэффициент потерь.

Определим погрешность.

.

Определим число сопловых лопаток.

.

где - относительный шаг лопаток.

Округляем полученное значение.

Действительная скорость выхода пара из сопел.

.

Относительная скорость входа пара.

.

Угол входа пара в рабочие решетки.

.

Потери теплоперепада в соплах.

.

Определим теоретическую относительную скорость выхода потока.

.

Высота рабочей решетки.

где - внутренняя перекрыша, мм. - внешняя перекрыша., мм.

Относительная скорость выхода потока.

.

где - коэффициент скорости

Выходная площадь рабочей решетки.

.

где =211 - расход пара в голову турбины, кг/с. = 0.033 - удельный теоретический объем пара, по диаграмме м3/кг. =0.94- коэффициент расхода.

.

Эффективный угол выхода из рабочей решетки.

.

Определим скорость звука в данной среде.

.

где = 10,4 МПа, давление ступени, определяем по диаграмме.

.

Определяем число Маха.

.

Выберем профиль рабочей лопатки.

Профиль выбирается из стандартных.

Табл. 8

Р - 30 - 21А
19-24	25-40	0,58-0,68	До 0,90

Определим число рабочих лопаток.

.

где - относительный шаг лопаток. =0.068 м - хорда рабочей лопатки.

Округляем полученное значение.

Уточним значение коэффициента скорости.

.

.

.

.

=130 - оцениваем по соотношению .

Определим погрешность.

.

Определим выходную скорость.

.

Определим угол выхода пара.

.

Потери теплоперепада в рабочих лопатках.

.

где - потери с выходной скоростью.

.

Определим лопаточный КПД ступени.

.

.

где - располагаемая энергия ступени.

.

где - коэффициент использования кинетической энергии выходной скорости в последующей ступени, для регулирующей ступени =0. =62 м/с - действительная скорость выхода пара из рабочей решетки, определяется из треугольника скоростей

Определим погрешность.

.

Определяем внутренний относительный КПД ступени.

.

где - потери на трение.

.

где =0,8 - коэффициент трения. - потери от утечек в диафрагменных уплотнениях.

.

где - коэффициент расходов в уплотнении. - диаметр диафрагменного уплотнения. - радикальный зазор в уплотнении. - число гребней уплотнения. - потери от утечек в периферийных уплотнениях.

.

где - потери на влажность равны , т.к. процесс расширения проходит в зоне перегретого пара.

Определим действительный теплоперепад ступени.

.

Определим мощность ступени.

.

3.2 Определение числа ступеней и распределение теплоперепадов

- по заводскому аналогу принимаем значения диаметров ступеней;

- принимаем значения степени реакции;

- принимаем ;

- принимаем значение скоростного коэффициента ;

- принимаем значение коэффициента;

- определяем:

;

- производим расчет теплоперепада:

- полученные данные сведем в таблицу и построим график по полученным величинам по ступеням.

Табл. 9

№ ступени	Диаметр ступени, м	Степень реакции	Характеристический коэффициент	Предварительный располагаемый теплоперепад, кДж/кг
2	0,857	0,09	0.493	34.5
3	0,857	0,10	0.496	34.1
4	0,867	0,11	0.499	34.6
5	0,877	0,12	0.502	35.0
6	0,887	0,13	0.505	35.4
7	0,897	0,14	0.507	35.7
8	1,138	0,15	0.510	56.9
9	1,161	0,16	0.513	58.5
10	1,166	0,17	0.517	58.3
11	1,173	0,18	0.520	58.3
12	1,196	0,19	0.523	59.8
13	1,219	0,20	0.526	61.4

График распределения теплоперепада, диаметра и характеристического коэффициента.

Рис. 2

Средний теплоперепад, приходящийся на одну ступень.

.

Исходя из полученных данных, определим количество ступеней турбины.

.

где - располагаемый теплоперепад турбины без теплоперепада регулирующей ступени. - коэффициент возврата теплоты.

Округляя, полученное значение, получаем.

.

Уточним значения теплоперепадов:

.

.

Прибавим к предварительным теплоперепадам каждой ступени

Табл. 10

№ ступени	Окончательный располагаемый теплоперепад, кДж/кг
2	34.72
3	34.32
4	34.82
5	35.22
6	35.62
7	35.92
8	57.12
9	58.72
10	58.52
11	58.52
12	60.02
13	61.62

3.3 Расчет первой нерегулируемой ступени.

Уточним значение среднего диаметра ступени.

.

Частота вращения ротора турбины.

n =3000 об/мин.

Окружная скорость.

Зададимся степенью реакции.

.

Зададимся скоростным коэффициентом концевых турбинных решеток.

.

Зададимся углом выхода потока из сопловой решетки.

.

Определим значение характеристического коэффициента.

.

Определяем фиктивную скорость пара.

.

Располагаемый теплоперепад ступени (из разбиения теплоперепадов).

.

Теплоперепад сопловой решетки.

.

Теплоперепад рабочей решетки.

.

Теоретическая скорость истечения пара из сопел.

.

Выходная площадь сопловой решетки.

.

где: =211 - расход пара в голову турбины, кг/с. = 0.035 - удельный теоретический объем пара, по диаграмме м3/кг. =0.97- коэффициент расхода.

.

Определим высоту лопаток сопловой решетки.

.

Определим скорость звука в данной среде.

.

где = 1.3 показатель адиабаты. = 9,7 МПа, давление ступени, определяем по H-S диаграмме. .

Определяем число Маха.

.

Выберем профиль сопловой лопатки.

Профиль выбирается из стандартных, по углу выхода потока из сопловой решетки и по числу Маха.

Табл. 11

С - 90 - 15А
13-17	70-120	0.72-0.85	До 0.85

Уточним значение коэффициента скорости.

.

.

где - коэффициент профильных потерь.

.

- эквивалентный угол.

.

= 0.095 - хорда сопловой лопатки, м.

= 0.001 - коэффициент потерь.

Определим погрешность.

.

Определим число сопловых лопаток.

.

где - относительный шаг лопаток.

Округляем полученное значение.

.

Действительная скорость выхода пара из сопел.

.

Относительная скорость входа пара.

.

Угол входа пара в рабочие решетки.

.

Потери теплоперепада в соплах.

.

Определим теоретическую относительную скорость выхода потока.

.

Высота рабочей решетки.

.

где - внутренняя перекрыша, мм - внешняя перекрыша., мм

Относительная скорость выхода потока.

.

где - коэффициент скорости

Выходная площадь рабочей решетки.

.

где: =211 - расход пара в голову турбины, кг/с. = 0.035 - удельный теоретический объем пара, по диаграмме м3/кг. =0.97- коэффициент расхода.

.

Эффективный угол выхода из рабочей решетки.

.

Определим скорость звука в данной среде.

.

где = 10,4 МПа, давление ступени, определяем по диаграмме.

.

Определяем число Маха.

.

Выберем профиль рабочей лопатки.

Профиль выбирается из стандартных.

Табл. 12

Р - 30 - 21А
19-24	25-40	0,58-0,68	До 0,90

Определим число рабочих лопаток.

.

где - относительный шаг лопаток. =0.054 м - хорда рабочей лопатки.

Округляем полученное значение.

.

Уточним значение коэффициента скорости.

.

.

.

.

=130 - оцениваем по соотношению.

.

Определим погрешность.

.

Определим выходную скорость.

.

Определим угол выхода пара.

.

Потери теплоперепада в рабочих лопатках.

.

где - потери с выходной скоростью.

.

Определим лопаточный КПД ступени.

.

.

где - располагаемая энергия ступени.

.

где - коэффициент использования кинетической энергии выходной скорости в последующей ступени

Определим погрешность.

.

Определяем внутренний относительный КПД ступени.

.

где - потери на трение.

.

где =0,8 - коэффициент трения. - потери от утечек в диафрагменных уплотнениях.

.

где - коэффициент расходов в уплотнении - диаметр диафрагменного уплотнения - радикальный зазор в уплотнении - число гребней уплотнения - потери от утечек в периферийных уплотнениях.

.

где - потери на влажность равны , т.к. процесс расширения проходит в зоне перегретого пара.

Определим действительный теплоперепад ступени.

.

Определим мощность ступени.

.

3.4 Расчет последней ступени

Уточним значение среднего диаметра ступени.

.

Частота вращения ротора турбины.

n =3000 об/мин.

Окружная скорость.

Зададимся степенью реакции.

.

Зададимся скоростным коэффициентом концевых турбинных решеток.

.

Зададимся углом выхода потока из сопловой решетки.

.

Определим значение характеристического коэффициента.

.

Определяем фиктивную скорость пара.

.

Располагаемый теплоперепад ступени (из разбиения теплоперепадов).

.

Теплоперепад сопловой решетки.

.

Теплоперепад рабочей решетки.

.

Теоретическая скорость истечения пара из сопел.

.

Выходная площадь сопловой решетки.

.

где =192 - расход пара в голову турбины, кг/с. = 0.155 - удельный теоретический объем пара, по диаграмме м3/кг. =0.97- коэффициент расхода.

.

Определим высоту лопаток сопловой решетки.

.

Определим скорость звука в данной среде.

.

где = 1.3 показатель адиабаты. = 1,6 МПа, давление ступени, определяем по H-S диаграмме.

.

Определяем число Маха.

.

Выберем профиль сопловой лопатки.

Профиль выбирается из стандартных, по углу выхода потока из сопловой решетки и по числу Маха.

Табл. 13

С - 90 - 15А
13-17	70-120	0.72-0.85	До 0.85

Уточним значение коэффициента скорости.

.

.

где - коэффициент профильных потерь.

.

- эквивалентный угол.

.

= 0.095 - хорда сопловой лопатки, м.

= 0.001 - коэффициент потерь.

Определим погрешность.

.

Определим число сопловых лопаток.

.

где - относительный шаг лопаток.

Округляем полученное значение.

.

Действительная скорость выхода пара из сопел.

.

Относительная скорость входа пара.

.

Угол входа пара в рабочие решетки.

.

Потери теплоперепада в соплах.

.

Определим теоретическую относительную скорость выхода потока.

.

Высота рабочей решетки.

где - внутренняя перекрыша, мм. - внешняя перекрыша., мм.

Относительная скорость выхода потока.

.

где - коэффициент скорости.

Выходная площадь рабочей решетки.

.

где =192 - расход пара в голову турбины, кг/с. = 0.160 - удельный теоретический объем пара, по диаграмме м3/кг. =0.97- коэффициент расхода.

.

Эффективный угол выхода из рабочей решетки.

.

Определим скорость звука в данной среде.

.

где = 1,5 МПа, давление ступени, определяем по диаграмме.

Определяем число Маха.

.

Выберем профиль рабочей лопатки.

Профиль выбирается из стандартных.

Табл. 14

Р - 30 - 21А
19-24	25-40	0,58-0,68	До 0,90

Определим число рабочих лопаток.

.

где - относительный шаг лопаток. =0.054 м - хорда рабочей лопатки.

Округляем полученное значение.

.

Уточним значение коэффициента скорости.

.

.

.

.

=130 - оцениваем по соотношению .

Определим погрешность.

.

Определим выходную скорость.

.

Определим угол выхода пара.

.

Потери теплоперепада в рабочих лопатках.

.

- потери с выходной скоростью.

.

Определим лопаточный КПД ступени.

.

.

где - располагаемая энергия ступени.

.

где - коэффициент использования кинетической энергии выходной скорости в последующей ступени.

Определим погрешность.

.

Определяем внутренний относительный КПД ступени.

.

где - потери на трение.

.

где =0,8 - коэффициент трения. - потери от утечек в диафрагменных уплотнениях.

.

где - коэффициент расходов в уплотнении. - диаметр диафрагменного уплотнения. - радикальный зазор в уплотнении. - число гребней уплотнения. - потери от утечек в периферийных уплотнениях.

.

где - потери на влажность равны , т.к. процесс расширения проходит в зоне перегретого пара.

Определим действительный теплоперепад ступени.

.

Определим мощность ступени.

.

4. Расчет ротора на критическую частоту вращения.

Разобьем ротор на 5 участков

- расчёт нагрузки вала.

.

где -плотность материала.

.

.

.

.

.

- расчёт нагрузки дисков 13 ступеней.

.

где , , - диаметры дисков. , - толщины дисков. .

.

.

.

- суммарная нагрузка дисков.

.

- расчёт нагрузки лопаток.

.

где - хорда, высота и количество рабочих лопаток (из расчета проточной части).

.

- суммарная нагрузка.

.

.

.

.

.

- нагрузка на весь ротор.

.

- отношение диаметров.

.

.

.

.

.

.

- фиктивный изгиб.

.

.

.

.

.

.

- принимаем масштаб длины вала .

- выбираем масштаб действительных нагрузок .

- зададимся полюсным расстоянием .

- строим силовой многоугольник.

- определяем ординаты фиктивных изгибающих моментов.

- строим эпюру фиктивных моментов, определяем площади участков, строим фиктивные силы из точек центра тяжести, в масштабе.

- выбираем масштаб фиктивных сил.

- находим полюсное расстояние, из расчёта, чтобы получить прогибы вала на чертеже в К раз больше действительных.

.

где -момент инерции твёрдого тела. -модуль Юнга.

.

.

.

- ордината эпюры изгибающих моментов.

- моменты фиктивных сил.

.

.

.

.

.

.

.

.

.

.

- площадь эпюры моментов.

.

.

.

.

.

.

.

.

.

.

- величина фиктивных сил.

.

.

.

.

.

.

.

.

.

.

.

- строим верёвочный многоугольник, который представят собой изогнутую ось вала, находим прогибы оси.

- ординаты изогнутой оси вала.

.

.

.

.

.

.

.

.

.

.

- определяем критическое число оборотов ротора.

.

.

Полученное критическое число оборотов меньше рабочего, равного 3000 (об/мин), значит вал турбины является ГИБКИМ;

- определим величину максимального прогиба оси вала;

.

- определим коэффициент запаса.

.

- критическое число оборотов отличается от рабочего на 53.3 %, следовательно, на номинальных оборотах вал турбины будет работать устойчиво, с минимальными вибрациями.

Заключение

В ходе выполнения работы был произведен расчет тепловой схемы и проточной части паровой турбины Р-100-130/15, а также определена критическая частота вращения её ротора.

Получены следующие данные:

- расход пара в голову турбины .

- мощность турбины .

- внутренний относительный КПД .

- критическая частота вращения ротора .

Результаты расчетов близки к заводским характеристикам заданной турбины.

тепловой сопловой деаэратор турбина

Список литературы

1. Ривкин С.Л., Александров А.А., Термодинамические свойства воды и водяного пара - М.: Энергоатомиздат, 1984 г.

2. Трухний А.Д., Стационарные паровые турбины. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Энергоатомиздат, 1990. - 640 с.: ил.

3. Паровые и газовые турбины. Методические указания к выполнению курсового проекта. -- Саратов, 2005. -- 51с.

Размещено на Allbest.ru

...