Размещено на http://www.allbest.ru/

Курсовой проект

по дисциплине

Турбины ТЭС и АЭС

Тема проекта:

Расчет цилиндра конденсационной турбины



Содержание:

1. Задание на курсовую работу

2. Описание турбины К-200-130

3. Тепловой расчет конденсационной паровой турбины

3.1 Предварительное определение расходов пара

3.2 Предварительное построение процесса расширения в турбине в диаграмме

3.3 Расчет тепловой схемы. Определение расчетного значения расхода пара

3.4 Определение числа ступеней ЦНД

3.5 Детальный расчет ступеней ЦНД

Список используемой литературы



Задание на курсовой проект по дисциплине "Турбины ТЭС и АЭС"

Спроектировать цилиндр паровой конденсационной турбины турбогенератора по следующим исходным данным:

1. Номинальная мощность на зажимах генератора N_э 220 МВт

2. Давление пара перед стопорным клапаном Р₀ 12,0 МПа

3. Температура пара перед стопорным клапаном t₀ 540°С

4. Давление в конденсаторе Р_к 3,5 кПа

5. Частота вращения ротора турбины n 3000 об/мин

6. Число отборов Z_отб 7

7. Цилиндр турбины, подлежащий детальному тепловому расчету ЦНД

8. Узел турбины, подлежащий вычерчиванию: Лопатка последней ступени

9. Прототип турбоагрегата К - 200-130

Содержание пояснительной записки

1. Краткое описание конструкции турбины

2. Определение расхода пара на турбину

3. Укрупненный расчет тепловой схемы

4. Расчет регулировочной ступени турбины

5. Определение числа ступеней цилиндра турбины

6. Детальный тепловой расчет цилиндра турбины

7. Расчет на прочность рабочей лопатки последней ступени

8. Описание одной из систем турбоагрегата



2. Турбина К-200-130

Турбина К-200-130 мощностью 200 МВт на 3000 об/мин является одновальным агрегатом. Турбина рассчитана на давление и температуру свежего пара 127,4 бар и 565 °С и абсолютное давление в конденсаторе 0,035 бар. Промежуточный перегрев пара производится до 565 °С. Турбина работает в блоке с котельным агрегатом паропроизводительностью 640 т/ч.

Турбина трехкорпусная с раздвоенным потоком пара в ЦНД и отводами части пара через верхние ярусы предпоследних ступеней Баумана непосредственно в конденсаторы.

Свежий пар поступает через два клапана автоматического затвора, расположенных в передней части ЦВД. От этих клапанов пар по четырем трубам поступает к четырем регулирующим клапанам, расположенным на ЦВД сварно-литой конструкции. Сопловой аппарат первой ступени состоит из четырех сегментов и находится в сопловых коробках.

Проточная часть ЦВД состоит из регулирующей ступени и одиннадцати ступеней давления. Диафрагмы установлены в трех обоймах. Ротор ЦВД - цельнокованый, изготовлен из стали марки Р2 и имеет критическое число оборотов 1750 в минуту.

Концевые уплотнения ЦВД - безвтулочного типа: на концах вала выточены кольцевые канавки, а уплотнительные сегменты установлены в обоймах и удерживаются плоскими пружинами.

Пар с давлением 24,5 бар и температурой 340°С из ЦВД направляется в промежуточный пароперегреватель котла. Перегретый пар с давлением 20,8 бар и температурой 565°С через два предохранительных клапана по четырем трубам поступает к регулирующим клапанам ЦСД.

В ЦСД размещается одиннадцать ступеней давления. Диафрагмы первых трех ступеней установлены в выточках корпуса, а диафрагмы последующих восьми ступеней закрепляются в двух обоймах. Ротор ЦСД - комбинированный: первые семь дисков выточены из одной поковки с валом, а последние четыре диска насажены на вал в горячем состоянии. Критическое число оборотов ротора 1780 в минуту. Переднее концевое уплотнение безвтулочное; уплотнение вала со стороны выпускного патрубка - втулочное.

Пар с давлением 1,6 бар и температурой 235°С из ЦСД по перепускным трубам диаметром 1500 мм подводится к центральной части ЦНД и разветвляется на два потока. В каждом потоке расположено по четыре ступени. Отработавший пар из выпускных патрубков турбины направляется в два конденсатора, приваренных к выпускным патрубкам.

Корпус ЦНД состоит из их трех разъемных частей: средняя часть литая, из чугуна марки СЧ-21-40, а выпускные патрубки сварные. Восемь дисков ротора низкого давления насажены на вал в горячем состоянии, что обеспечивает необходимый натяг при рабочем числе оборотов. Диски закреплены на валу при помощи радиальных шпонок. Критическое число оборотов ротора 1610 в минуту. Концевые уплотнения втулочного типа. Втулки насажены на вал в горячем состоянии.

Роторы высокого, среднего и низкого давления лежат на пяти опорных подшипниках: ротор низкого давления - на двух, а роторы высокого и среднего давления - на трех. Роторы высокого и среднего давления соединены жесткой муфтой. Подвод пара в ЦВД и ЦСД производится со стороны среднего комбинированного подшипника. Такое расположение позволило уменьшить длину агрегата на 1,5 м и разгрузить упорный подшипник от осевого усилия. Это особенно важно при наличии повышенной реакции на рабочих лопатках.

Роторы ЦСД и ЦНД, а также роторы ЦНД и генератора соединены полугибкими муфтами.

Для вращения роторов при прогреве турбины до и после ее остановки предусмотрено валоповоротное устройство, смонтированное на корпусе заднего подшипника ЦНД.

Средний диаметр последней ступени равен 2100 мм при высоте рабочей лопатки 765 мм. Отношение d/l=2,75, а окружная скорость на среднем диаметре u=330 м/сек. Наибольший диаметр по вершине рабочих лопаток последней ступени со стороны выхода пара составляет 2870 мм, а максимальная окружная скорость на вершине лопатки umax=450 м/сек. Масса ротора турбины низкого давления в собранном виде составляет 36 т.

Полезная мощность по цилиндрам турбины составляет: на валу ЦВД 62 МВт, на валу ЦСД 91 МВт и на валу ЦНД 51 МВТ.

Основные детали турбины, работающие в зонах высоких температур, изготовлены из легированных сталей перлитного класса. Корпус высокого давления, сопловые и паровые коробки, корпуса клапанов и корпус среднего давления до вертикального разъема изготовлены из жаропрочной хромомолибденованадиевой стали марки 15Х1М1Ф. Роторы турбины изготовлены из стали Р2. Все насадные диски изготовлены из стали 34ХН3М. Применение сталей перлитного класса для изготовления турбины позволило значительно снизить ее стоимость.

Схема регулирования турбины К-200-130 в отличие от схем регулирования турбин без промежуточного перегрева пара включает дополнительную защиту турбины от повышения числа оборотов паром из паропроводов промежуточного перегрева. На ЦСД установлены четыре регулирующих клапана, которые управляются тем же сервомотором, что и регулирующие клапаны ЦВД. Кроме того, на паропроводах промежуточного перегрева перед ЦСД установлены два предохранительных клапана, переключающих пар в конденсатор в случае полного сброса нагрузки. Эти клапаны работают так же, как и автоматические стопорные клапаны свежего пара.

Для снабжения турбины маслом предусмотрен масляный насос центробежного типа производительностью 7000 л/мин. Он установлен в корпусе переднего подшипника, и его ротор соединен муфтой с ротором турбины. Масло на регулирование подается с давлением 19,6 бар, масло на подшипники поступает от сдвоенного инжектора, установленного в масляном баке турбины. В системе маслоснабжения нет зубчатого редуктора и редукционного клапана, что повышает надежность её работы.

Для пуска турбины и останова предусмотрен пусковой центробежный масляный электронасос. При падении давления масла на смазку подшипников ниже 0,45 бар автоматически включается в работу аварийный электронасасос, работающий от сети переменного тока. На случай обесточивания фидеров собственных нужд на станции установлен резервный масляный насос с электродвигателем постоянного тока, который питается от аккумуляторной батареи и автоматически включается в работу при падении давления масла на подшипники до 0,45 бар.



3. Тепловой расчет конденсационной паровой турбины

3.1 Предварительное определение расходов пара

Для предварительного определения расходов пара на турбину и в конденсатор производим предварительную оценку процесса расширения в i-s диаграмме. Из исходных данных известны параметры пара перед стопорным клапаном - точка 0 на рис. 3.1. Для того, чтобы найти состояние пара перед соплами регулирующей ступени - параметры в точке 0 на диаграмме, оценивают потери давления при течении в паровом сите, в стопорном и регулирующих клапанах по формуле:

(3.1)

Давление промежуточного перегрева на входе в ЦСД, необходимое для построения процесса в i-s диаграмме, принимаем по формуле:

(3.2)

Учитывая потери давления в тракте промежуточного перегрева:

(3.3)

МПа

получаем давление на выходе из ЦВД:



(3.4)

МПа

Таким образом, в диаграмме i-s можно найти точки 1t, 2, kt.

Для приближенного определения расхода пара на турбину вначале определяем предварительный приведенный используемый теплоперепад турбины:

(3.5)

Где i₀, i₁, i_пп - энтальпии пара в точках «0», «1t», «2»;

i_пв - энтальпия питательной воды;

з_tp - абсолютный КПД установки с регенерацией.

Чтобы подсчитать з_tp, в формуле 3.5 вначале вычисляем КПД паротурбинной установки без регенерации:

(3.6)

Где - из диаграммы i-s (рис. 3.1)

- относительные внутренние КПД ЦВД и части среднего и низкого давления

- энтальпия конденсата при давлении в конденсаторе P_к

По данным /5/ можно принять



Выигрыш в экономичности от бесконечно большого числа регенеративных подогревателей:

(3.7)

Где Т_к - температура конденсата при давлении Р_к по /3/, К;

s_пп - энтропия перегретого пара в точке «2» по диаграмме,

s'к , sпв - энтропия конденсата и питательной воды по /3/, ,

ii1 - энтальпия пара в точке «1t» (по диаграмме i-s).

Абсолютный КПД установки с регенерацией

(3.8)

Где - относительный выигрыш установки с конечным числом регенеративных подогревателей и промежуточным перегревом.

Этот коэффициент находится по рис. П.10.1 /5/ следующим образом. Предварительно определяется отношение:

(3.9)

Где tпв, tк - температуры питательной воды и конденсата;

t'0 - температура насыщения при давлении пара Р0;

, откуда находим

Абсолютный КПД установки с регенерацией (по (3.8)):

Используемый теплоперепад турбины (по (3.5)):

Расход пара в первую ступень турбины:

(3.10)

Где зм - механический КПД турбины. Определяем по рис. П.10.2 /6/;

зэг = 0,987-0,989 - КПД электрогенератора для турбин мощностью ? 100 МВт;

Nэ - электрическая мощность, кВт.

кг/с

Расход пара в конденсатор турбины:

(3.11)

Где iк - энтальпия пара в конце процесса расширения при принятых ориентировочных значениях внутренних относительных КПД цилиндров (рис. 3.1).

кг/с

3.2 Предварительное построение процесса расширения в турбине в i-s диаграмме

После проведения грубой оценки расходов пара в предыдущем разделе приступаем к построению процесса в i-s диаграмме с обоснованным выбором внутренних относительных КПД отсеков проточной части турбины.

В предыдущем разделе были найдены в диаграмме точки «1t», «2» и «кt». Для рассчитываемой турбины принято сопловое парораспределение.

В качестве регулирующей ступени принимаем одновенечную ступень.

Одновенечные ступни при среднем диаметре D_ср = 1,0-1,1 м могут переработать теплоперепад h_рс = 90-110 кДж/кг с достаточной эффективностью. Теплоперепад регулирующей ступени выбирают исходя из условия снижения температуры пара в камере регулирующей ступени до . Отложив выбранный теплоперепад h_рс = 90 кДж/кг, в диаграмме i-s находим точку «Р'».

КПД регулирующей ступени оценивается по формуле :

(3.12)

Где

- принимаем 0.94

Внутренний теплоперепад регулирующей ступени:

(3.13)

Отложив в диаграмме i-s находим точку «Р» и давление в камере регулирующей ступени Р_р.

ЦВД по конструкции принимаем однопоточным, тогда КПД цилиндра оценивается:

(3.14)

Где Н₀ - располагаемый теплоперепад цилиндра, ;

- средний расход пара через ступени цилиндра, кг/с;

- средний удельный объем пара в ступенях первого отсека, м³/кг;

о_вс = 0,01 - коэффициент выходной скорости.

Отложив в диаграмме i-s внутренний теплоперепад ЦВД

,

находим точку «1», которая определяет параметры пара за ЦВД.

Состояние пара перед ЦСД определяется точкой «2», построение которой определяется Р_ПП (1.2) и

.

Располагаемый теплоперепад ЦСД определяется из условия:

(3.15)

Отложив в диаграмме i-s, находим точку «3'», давление в которой равно давлению за ЦСД - Р₃ = 0.3 МПа.

КПД ЦСД определяется по (3.14). При этом принимают .

м³/кг

Отложив в диаграмме i-s

,

находим точку «3», которая определяет состояние пара за ЦСД.

Потеря в перепускном паропроводе между ЦСД и ЦНД оценивается :

(3.16)

МПа

Тогда давление перед ЦНД равно:

(3.17)

МПа

По этому давлению находим точку «4».

Для определения внутреннего относительного КПД ЦНД необходимо оценить потери с выходной скоростью ДН_вс из последней ступени. По прототипу (табл. П.5 /6/) принимаем диаметр и высоту лопатки последней ступени D_z и l_z и вычисляем площадь, ометаемую рабочими лопатками:

м²(3.18)

м²

Потерю энергии с выходной скоростью подсчитываем по формуле:

(3.19)

Где i - число потоков пара на выходе из турбины (принимается по прототипу).

Таким образом, относительный внутренний КПД ЦНД без учета потерь от влажности:

(3.20)

Поправка на влажность определяется по формуле:

(3.21)

гдеу₀, у₂ - влажность пара на входе и выходе ЦНД.

Относительный внутренний КПД ЦНД

(3.22)

где - теплоперепад ступеней, работающих в области влажного пара (рис. 3.1)

о_ВС = 0,08-0,09 - коэффициент выходной скорости.

При оценке теплоперепада принято, что потери давления в выхлопном патрубке равны нулю, т.е.

Полученные значения КПД цилиндров, а также потерь давления в паровпускных органах и перепускных трубопроводах позволяют построить процесс в i-s диаграмме (рис. 3.1).

3.3 Расчет тепловой схемы. Определение расчетного значения расхода пара

Тепловая схема установки принимается по прототипам. Число отборов, давление пара в отборах и расход пара в каждом отборе выбираются по таблицам, представленным в приложении 6 /6/.

Принятые значения давления пара в регенеративных отборах наносятся на процесс расширения в i-s диаграмме (рис. 3.2). По этой диаграмме определяются значения использованного теплоперепада в отсеках до отборов Н_{i отб}.

Доля отбираемого пара в каждом отборе определяется:

(3.23)

Результаты расчета тепловой схемы приведены в табл. 3.1.

Таблица 3.1

Показатель	От входа в турбину до отбора	N7 N6	N6 N5	N5 N4	N4 N3	N3 N2	N2 N1	От отбора 1 до конд.	Приме-чание
Давление пара перед и за отсеком; Ротб, МПа	11.52 - 3.855	3.855- 2.52	2.52 - 1.187	1.187- 0.627	0.627- 0.27	0.27 - 0.125	0.125 - 0.026	0.026 - 0.0035	табл. П.7 /6/
Количество отбираемого пара в отбор; Gотб, кг/с	-	8.33	10.0	10.0	5.83	4.72	6.66	6.11	табл. П.7 /6/
Доля отбираемого пара; б	-	0.045	0.054	0.054	0.032	0.026	0.036	0.033
Энтальпия пара перед отсеком; i, кДж/кг	3456	3192	3378	3146	3032	2885	2782	2597	По Рис. 3.2
Использованный теплоперепад отсека; Нi отб,	264	186	232	114	147	103	185	48
Относительный расход пара через отсек; 1-Уб	1.0	0.955	0.901	0.847	0.815	0.789	0.753	0.72
Приведенный теплоперепад отсека; Нi(1-Уб),	264.0	177.63	209.032	96.558	119.805	81.267	139.30	34.56

Приведенный теплоперепад в турбине по результатам расчета тепловой схемы и предварительной оценки процесса в i-s диаграмме (рис. 3.2) находим, используя табл. 3.1,

(3.24)

Расчетное значение расхода пара через первую ступень турбины:

(3.25)

кг/с

цилиндр турбина тепловой лопатка

3.4 Определение числа ступеней ЦНД

Расход пара в ЦНД определяется по формуле:

кг/с(3.26)

Где i- число потоков в ЦНД (по прототипу)

Скорость выхода пара из последней ступени ЦНД

(3.27)

Площадь, отметаемая рабочими лопатками:

м² (3.28) м²

Средний диаметр последней ступени:

м. (3.29)

м.

где для турбин большой мощности

Ориентировочная высота рабочей лопатки:

м. (3.30)

Определяем размеры первой ступени:

м. (3.31)

м.

Где l₁ - высота сопловой лопатки первой ступени (принимается по прототипу (l₁ = 0,38 м ));

б₁ - угол выхода из сопел (б₁ = 10 °С);

с - степень реактивности на среднем диаметре (с = 0,3 - 0,7);

м₁- коэффициент расхода (рис. 1.3 /6/);

- принимается: Х_ср = 0,58 - 0,68;

Строим диаграммы распределения диаметров (рис. 3.3), отношений скоростей (рис. 1.3) и теплоперепадов вдоль проточной части ЦНД (рис.3.3). Для построения этой диаграммы выбираем произвольный отрезок «а» по оси абсцисс. В начале этого отрезка по оси ординат откладываем в масштабе диаметр первой нерегулируемой ступени d_1cp, а в конце отрезка - диаметр последней ступени отсека - d_zcp. Затем с указанными ординатами проводим кривую диаметров всех промежуточных ступеней (в ЦНД кривая близка к прямой с небольшим наклоном, т.к. диаметры от ступени к ступени увеличиваются незначительно).

Диаграммы отношения скоростей (рис. 3.3) и распределения теплоперепадов (рис. 3.3) строятся аналогично. При этом, отношение скоростей часто, в связи с небольшим ростом высоты лопаток, принимают либо постоянным вдоль проточной части, либо с небольшим увеличением - прямая с небольшим подъемом.

Далее определяем располагаемые теплоперепады ступеней:

(3.32)

Для первой ступени:

Для последней ступени:

Далее, если отрезок «а» разбить на m отрезков и на концах этих отрезков из диаграммы определить теплоперепады h₀, то средний теплоперепад ступени определится по формуле:

(3.33)

Коэффициент возврата теплоты:

(3.34)

Где z - число ступеней в отсеке (предварительно принимаем по прототипу)

Число ступеней в цилиндре определяем по формуле:

(3.35)

Полученное значение числа ступеней z округляем до целого (z = 4 и находим теплоперепад, приходящийся на каждую ступень. Затем уточняем значения теплоперепадов, для чего сумму сравниваем с произведением

.

(3.36)



Разность делим на число ступеней и отношение добавляем к теплоперепадам h'₀ и получаем окончательные значения теплоперепадов по ступеням h₀.

3.5 Детальный расчет ступеней ЦНД

Порядок детального расчета ступеней ЦНД, последовательность определяемых величин представлена в табл. 3.2.

Таблица 3.2

Показатель	Обозна-чение	Размерность	Формула или источник	1	2	3	4
Расход пара	G		Из раздела 3.3	80.48	73.82	67.71	67.71
Средний диаметр	Dср		Из раздела 3.4	1.65	1.74	1.85	2.09
Частота вращения	n		Исходные данные	50	50	50	50
Окружная скорость на среднем диаметре	U			259.05	273.18	290.45	328.13
Параметры пара перед ступенью - давление - температура - энтальпия	P0 T0 i0		Из распределения теплоперепадов энтальпий по ступеням	0.255 208 2884	0.09 130 2740	0.035 62 2583	0.018 43 2409
Скорость пара на входе в ступень	C0		С0=0 - для первой ступени С0=С2 - предыдущей ступени	0	73.4	100	144
Кинетическая энергия на входе в ступень				0	2.7	5	10.4
Давление торможения перед ступенью				0.255	0.109	0.048	0.024
Давление за ступенью	P2		Из распределения перепадов энтальпий по ступеням	0.09	0.035	0.018	0.0035
Изоэнтропийный теплоперепад по статическим параметрам	h0		Из распределения перепадов энтальпий по ступеням	143.4	157.92	172.36	190.22
Изоэнтропийный теплоперепад по параметрам торможения				143.4	160.62	177.36	200.62
Отношение скоростей	U/Cф	-	-	0.581	0.592	0.611	0.624
Степень реактивности	с	-	Принимается	0.35	0.4	0.46	0.57
Изоэнтропийный теплоперепад в сопловой решетке				93.21	96.37	95.77	86.27
То же в рабочей решетке	hp			50.19	64.25	81.59	114.35
Давление за сопловой решеткой	P1		Из диаграммы i-s	0.14	0.058	0.023	0.014
Удельный объем (теоретический) за сопловой решеткой	V1t		Из диаграммы i-s	1.5	3.1	9.2	18.1
Удельный объем (теоретический) за рабочей решеткой	V2t		Из диаграммы i-s	1.65	4.21	16.4	34
Теоретическая скорость на выходе из сопел	C1t			431.76	439.02	437.65	415.38
Угол направления скорости C1	б1		Принимаем (раздел 3.5)	10°	14°	18°	20°
Хорда профиля сопловой решетки	b1		Принимаем	0.1	0.14	0.14	0.14
Коэффициент расхода сопловой решетки	м1	-	Рис. 1.3 /6/	0.98	0.98	0.98	0.98
Выходная площадь сопловой решетки	F1			0.285	0.531	1.12	1.45
Высота сопловой решетки	l1			0.317	0.402	0.624	0.646
Скоростной коэффициент сопловой решетки	ц	-	Принимаем по рис. 1.8 /6/	0.942	0.952	0.95	0.962
Скорость	C1			406.72	417.95	415.77	399.60
Относительная скорость пара на входе в рабочую решетку	W1			158.14	166.56	165.90	144.65
Угол входа относительной скорости	в1			26°32'	37°22'	50°45'	70°53'
Теоретическая скорость выхода из рабочей решетки	W2t			354.10	395.15	436.70	499.6
Высота рабочих лопаток	l2		, Д - перекрыш	0.327	0.412	0.634	0.656
Хорда профиля рабочей лопатки	b2		Принимаем	0.08	0.08	0.08	0.08
Коэффициент расхода рабочей лопатки	м2	-	По рис. 1.3 /6/	0.94	0.94	0.94	0.94
Выходная площадь рабочей решетки	F2			0.399	0.837	2.705	3.61
Угол выхода относительной скорости из рабочей решетки	в2			13°37'	21°50'	47°36'	56°59'
Скоростной коэффициент рабочей решетки	ш	-	По рис. 1.8 /6/	0.93	0.933	0.94	0.942
Относительная скорость	W2			329.31	368.68	410.50	470.62
Абсолютная скорость на выходе из рабочей решетки	C2		Из выходного треугольника скорости, рис. 3.3.	98.66	153.52	303.44	289.56
Угол выхода абсолютной скорости из рабочей решетки	б2		Из выходного треугольника скорости, рис. 3.3.	51°48'	63°16'	92°35'	128°31
Потеря энергии в сопловой решетке	Дhc			10.49	9.03	9.34	6.43
Потеря энергии в рабочей решетке	Дhp			8.47	8.63	11.10	14.03
Потеря энергии с выходной скоростью	Дhвых			4.87	11.78	46.04	41.92
Располагаемая энергия ступени - первой ступени отсека - промежуточных ступеней - последней ступени	E0			138.53	148.84	131.32	200.62
Относительный лопаточный КПД ступени - по потерям в ступени	зол	-		0.828	0.802	0.493	0.689
Относительные потери от утечек через диафрагменные уплотнения		-		0.0016	0.0008	0.0005	0.0002
Относительные потери от утечек через бандажные уплотнения		-		0.04	0.036	0.051	0.029
Абсолютные потери от утечек через уплотнения ступени	Дhуп			5.76	5.48	6.76	5.86
Относительные потери трения		-		0.0016	0.001	0.0018	0.007
Абсолютные потери трения	ДhТ			0.22	0.15	0.24	1.40
Внутренний теплоперепад ступени	hi			113.59	125.55	103.88	172.9
Внутренний относительный КПД ступени	зол	-		0.820	0.844	0.791	0.862
Внутренняя мощность ступени	Ni			6599	6230	5355	5836

Внутренняя мощность цилиндра:

(3.37)



Список используемой литературы:

1. Щегляев А.В. Паровые турбины. - М.: Энергия, 1978. - 368 с.

2. Диаграмма i-s для водяного пара.

3. Вукалович М.П. Теплофизические свойства воды и водяного пара. - М.: Машиностроение, 1974. - 184 с.

4. Шляхин П.Н. Паровые и газовые турбины. Учебник для техникумов. Изд. 2-е, перераб. и доп., М.: Энергия, 1974. - 224 с.

5. Резник В.М. Методическое пособие к курсовому проектированию по дисциплине «Турбины ТЭС и АЭС» для специальности 100500 «Тепловые электрические станции». - КГТУ, 1996. - 58 с.

Размещено на Allbest.ru