Эскизное проектирование АЭУ АЭС

КПД двигателя _цн^ном следует принять также ориентируясь на прототипные данные.

Все расчетные и принятые в расчет номинальные параметры насосов следует сопоставить с данными насосов прототипной установки. Если имеются существенные отличия, то необходимо найти им объяснения или устранить причину отличий.

На эксплуатационном режиме все параметры насоса заметно отличаются от его номинальных параметров. Структурно расчетная формула мощности насоса на эксплуатацинном режиме остается той же, но значения подачи и давления насоса, а также его КПД будут иными.

Подача насоса изменяется в соответствии с принятым способом регулирования насоса.

Для КН и ПН регулирование подачи производится соответствующим прикрытием питательного клапана или других регулирующих органов. В расчет можно принять, что на номинальной мощности установки подача насоса отличается от его номинальной подачи на величину запаса на износ, т.е.

Q_цн = (1/k_з)Q_цн^ном, м³/с.

Изменение давления насоса и его КПД практически однозначно определяется его типом, т.е. значением коэффициента быстроходности. Действительно, величина коэффициента быстоходности n_s однозначно определяет крутизну характеристики насоса р_цн - Q_цн при неизменной частоте вращения. Следовательно, степень снижения подачи однозначно определяет степень увеличения давления насоса. По заранее выполненным многовариантным расчетам для различных возможных значений подачи Q_цн и для различных типов насосов (разные значения n_s) составлена номограмма. По такой номограмме можно оценить значения мощности насоса N_цн = f(Q_цн, n_s) - (см. приложение Г).

Для насоса первого контура (ЦНПК) обычно в расчет принимают k_з = 1, т.е. для такого насоса Q_цн = Q_цн^ном.

Для насосов технического водоснабжения значение k_з = 1,15, однако в трассе подачи технической воды обычно не предусматривают регулирующую арматуру, поэтому и для эксплуатационного режима насоса, т.е. для его работы на режиме номинальной мощности установки сохраняется равенство Q_цн = Q_цн^ном.

Иногда приводной двигатель насоса технического водоснабжения предусматривают двухскоростным, но на расчетном режиме работы энергоблока предусматривается работа насоса на полной частоте вращения, поэтому работу насоса на пониженной частоте вращения здесь можно не рассматривать.

Таким образом, для ЦHПК и ЦН системы технического водоснабжения (ЦНТВ) можно считать, что N_цн = N_цн^ном.

Мощность приводного двигателя на эксплуатационном режиме практически равна мощности насоса, т.е. N_дв = N_цн. С учетом общепринятого подхода это равенство можно записать

N_дв = N_дв ^ном k_{з дв},

где k_{з дв} = N_дв / N_дв ^ном - коэффициент загрузки двигателя.

Электродвигатели обычно проектируют таким образом, что их КПД в достаточно широком диапазоне нагрузки (примерно 50...100 %) изменяется незначительно. Поэтому в расчете расхода электроэнергии при функционировании насоса в эксплуатационном режиме значение КПД двигателя можно принять равным номинальному значению. Тогда мощность, потребляемая насосом из сети

P_с = N_дв / _дв^ном.

Ниже представлены расчеты параметров насосов АЭУ АЭС применительно к принятой в расчет энергоустановки.

7.2 Параметры главного циркуляционного насоса первого контура

Прототипные данные ЦНПК приведены в[1] с.148…149 таблица 4.1.

Тракт теплоносителя первого контура представлен в виде четырех параллельных петель, в каждой из которых циркуляция обеспечивается собственным ЦНПК. Насос центробежный вертикальный одноступенчатый с электроприводом переменного тока, с механическим уплотнением вала насоса. Частота вращения принята 1000 об/мин. Приводной двигатель - асинхронный двигатель переменного тока.

Подача насоса

Q_цнпк^ном = Q_яр^номv_тн / [(i_т1 - i_т2)z_цнпк], м³/с,

где Q_яр^ном = 320010³ кВт - номинальная тепловая мощность ЯР, принимается по результатам расчета рабочего контура (см.п.5.9);

v_тн = v(р = 16,0 МПа, t = 291 ^оС) = 0,0013417 м³/кг;

i_т1 = i(р = 16,0 МПа, t = 323 ^оС) = 1472,29 кДж/кг;

i_т2 = i(р = 16,0 МПа, t = 291 ^оС) = 1289,64 кДж/кг;

z_цнпк = 4.

Q_цнпк^ном = 320010³0,0013417 / [(1472,29 - 1289,64)4] = 5,8766 м³/с.

Давление насоса р_цнпк^ном = 0,69 МПа - принято по прототипу.

Коэффициент быстроходности насоса

n_s = 20,1n_цнпк^ном (Q_цнпк^ном)^0,5/(р_цнпк^ном10-³)^0,75 =

= 20,11000 (5,8766)^0,5/(0,6910⁶10-³)^0,75 = 362.

Следовательно, тип насоса - быстроходный центробежный одноступенчатый.

КПД насоса _цнпк^ном = 0,77 - принято по прототипу.

Мощность насоса

N_цнпк^ном = Q_цнпк^ном p_цнпк^ном/(_цнпк^ном 1000) =

= 5,8766 0,6910⁶/(0,77 1000) = 5266,044 кВт.

Мощность насоса на холодной воде оценена по прототипному насосу

N_цнпк^{хол.вод} = N_цнпк^ном N_цнпк^{хол.вод прот} / N_цнпк^{ном прот} =

= 5266,044 7000 / 5300 = 6955,1524 кВт.

Номинальная мощность двигателя N_дв^ном = 7100 кВт - по ГОСТ 12139-84.

КПД двигателя _дв = 0,92 - принято по прототипу.

Коэффициент загрузки двигателя

k_з^дв = N_цнпк /N_дв^ном = 5266,044 / 7100 = 0,7417.

Мощность, потребляемая из сети,

P_с = N_дв^ном k_з^дв / _дв = 7100 0,7417 / 0,92 = 5723,99 кВт.

7.3 Параметры конденсатного насоса первого подъема

Прототипные данные КН1, 2 приведены в[1] с.152…153 таблица 4.2.

Узел конденсатных насосов первого подъема представлен двумя параллельно включенными работающими насосами (третий резервный). Каждый насос - центробежный вертикальный четырехступенчатый с предвключенным колесом. Частота вращения насоса 750 об/мин. Приводной двигатель - асинхронный двигатель переменного тока.

Подача насоса

Q_кн-1^ном = (1/z_кн-1) k_зG_кн-1v_конд, м³/с,

где z_кн-1 = 2;

k_з = 1,15;

G_кн-1 = G_гк^п + G_сн2 + G_пр + G ^п_тпн =

= 818,666+ 27 + 6,19564 + 34,7266 = 886,588 кг/с (см.п.5.8.8);

v_конд = v(р = 0,005 МПа) = 0,0010052 м³/кг.

Q_кн-1^ном = (1/2)1,15886,588 0,0010052 = 0,512439 м³/с.

В расчет принято: Q_кн-1^ном = 0,515 м³/с - по ГОСТ 8032-84.

Давление насоса: р_кн-1^ном = 0,95 МПа (см. п.5.5.1).

Коэффициент быстроходности насоса

n_s = 20,1n_кн-1^ном (Q_кн-1^ном)^0,5/(р_кн-1^ном10-³/4)^0,75 =

= 20,1750 (0,515)^0,5/(0,9510⁶10-³/4)^0,75 = 179.

Следовательно, тип насоса - центробежный четырехступенчатый.

КПД насоса _кн-1^ном = 0,84 - принято по прототипу.

Номинальная мощность насоса

N_кн-1^ном = р_кн-1^ном •Q_кн-1^ном / (_кн-1^ном •1000) = 0,9510⁶ 0,515 / (0,84 1000) = 582,44 кВт.

Номинальная мощность двигателя N_дв^ном =600 кВт - по ГОСТ 12139-84.

КПД двигателя _дв = 0,90.

Коэффициент загрузки насоса

Q_кн-1/ Q_кн-1^ном = 1/ 1,15 = 0,87.

Мощность насоса

N_кн-1= 0,96^. N_кн-1^ном = 0,96 582,44 = 559,14 кВт,

коэффициент 0,96 определен по номограмме (см. приложение Г).

Коэффициент загрузки двигателя

k_з^дв = N_кн-1 / N_дв^ном = 559,14 / 600 = 0,932.

Мощность, потребляемая из сети,

Р_с = N_дв^ном k_з^дв / _дв = 600 0,932 / 0,90 = 621,33 кВт.

7.4 Параметры конденсатного насоса второго подъема

Узел конденсатных насосов второго подъема представлен четырьмя параллельно включенными работающими насосами (пятый резервный). Каждый насос - центробежный вертикальный четрехступенчатый с предвключенным колесом. Частота вращения насоса 750 об/мин. Приводной двигатель - асинхронный двигатель переменного тока.

Подача насоса

Q_кн-2^ном = (1/z_кн-2) k_зGv_конд, м³/с,

где z_кн-2 = 4;

k_з = 1,15;

G_кн-2 = G_кн-1 + G_от5 + G_от6 + G_от7 + G_от8 - G_{псво1ст} - G_{псво2ст} =

= 886,588 + 63,9283 + 47,8926 +34,5995 +32,5064 - 9,83 - 16,07 =

= 1039,61 м³/с;

v_конд = v(р = 0,04095 МПа) = 0,00102683 м³/кг.

Q_кн-2^ном = (1/4) 1,15 1039,61 0,00102683 = 0,3069 м³/с.

В расчет принято Q_кн-2^ном = 0,307 м³/с - по ГОСТ 8032-84.

Давление насоса р_кн-2^ном = 1,9 МПа (см. п.5.5.1).

Коэффициент быстроходности насоса

n_s = 20,1n_кн-2^ном (Q_кн-2^ном)^0,5/(р_кн-2^ном10-³/4)^0,75 =

= 20,1750 (0,307)^0,5/(1,910⁶10-³/4)^0,75 = 82.

Следовательно, тип насоса - центробежный четырехступенчатый.

КПД насоса _кн-2^ном = 0,80 - принято по прототипу.

Номинальная мощность насоса

N_кн-2^ном = р_кн-2^ном •Q_кн-2^ном / (_кн-2^ном •1000) = 1,910⁶ 0,307 / (0,80 1000) = 729,1 кВт.

Номинальная мощность двигателя N_дв^ном =750 кВт - по ГОСТ 12139-84.

КПД двигателя _дв = 0,90.

Коэффициент загрузки насоса

Q_кн-2/ Q_кн-2^ном = 1/ 1,15 = 0,87.

N_кн-2 = 0,93 N_кн-2^ном = 0,93 729,1 = 678,063 кВт,

коэффициент 0,93 определен по номограмме (см. приложение Г)

Коэффициент загрузки двигателя

k_з^дв = N_кн-2 / N_дв^ном = 678,063 / 750 = 0,9041.

Мощность, потребляемая из сети,

Р_с = N_дв^ном k_з^дв / _дв = 750 0,9041 / 0,90 = 753,42 кВт.

7.5 Параметры главного питательного насоса

Прототипные данные ПН приведены в [1] с.156…157 таблица 4.3.

Узел главного питательного насоса представлен двумя параллельно включенными турбопитательными насосами. Каждый ТПН состоит из последовательно включенных насосов - предвключенного ППН и основного ОПН. Оба насоса приводятся в действие общим паротурбинным приводом: ППН через одноступенчатый редуктор, ОПН - непосредственно.

Предвключенный насос - центробежный, горизонтальный одноступенчатый с колесом двухстороннего входа.

Частота вращения-1800 об/мин.

Основной насос - центробежный, горизонтальный трёхступенчатый. Частота вращения-3500 об/мин.

Для резервирования ТПН в напорно-питательном трубопроводе предусмотрено два параллельно включенных вспомогательных питательных насоса (ВПН) с электроприводом. Расчет выполняется только для главного питательного насоса - ТПН.

Параметры предвключенного насоса.

Подача насоса:

Q_ппн^ном = (1/z_ппн) k_зG_тпнv_ппн, м³/с,

где z_ппн = 2;

k_з = 1,15;

G_тпн =1,0542426G_т - 3,921 (см. п.5.7.3);

G_тпн =1,05424261548,909 - 3,921 = 1629,0048 кг/с;

v_конд = v(р = 0,7 МПа) = 0,0011082 м³/кг.

Q_ппн^ном = (1/2) •1,15 •1629,0048 •0,0011082 = 1,0380262 м³/с.

В расчет принято: Q_ппн^ном = 1,045 м³/с - по ГОСТ 8032-84.

Давление насоса р_ппн^ном = 0,2 • р_пн = 0,2 • 8,7 = 1,74 МПа (см. п.5.5.1).В расчет принято: р_ппн^ном = 1,75 МПа - по ГОСТ 8032-84.Коэффициент быстроходности насоса

n_s = 20,1n_ппн^ном (Q_ппн^ном/2)^0,5/(р_ппн^ном10-³)^0,75 =

= 20,11800 (1,045/2)^0,5/(1,7510⁶10-³)^0,75 = 97.

Следовательно, тип насоса - центробежный одноступенчатый с колесом двухстороннего входа.

КПД насоса _ппн^ном = 0,82 - принято по прототипу.

Номинальная мощность насоса

N_ппн^ном = р_ппн^ном •Q_ппн^ном / (_ппн^ном •1000) =

= 1,7510⁶ 1,045 / (0,82 1000) = 2230,1829 кВт.

Параметры основного питательного насоса.

Подача насоса Q_опн^ном = Q_ппн^ном = 1,045 м³/с.

Давление насоса р_опн^ном = р_пн^ном - р_ппн^ном = 8,7 - 1,75= 6,95 МПа.

Коэффициент быстроходности насоса

n_s = 20,1n_опн^ном (Q_опн^ном)^0,5/(р_опн^ном10-³/3)^0,75 =

= 20,13500 (1,045)^0,5/(6,9510⁶10-³/3)^0,75 = 215.

Следовательно, тип насоса - центробежный трехступенчатый. КПД насоса _ппн^ном = 0,82 - принято по прототипу.

Номинальная мощность насоса:

N_опн^ном = р_опн^ном •Q_опн^ном / (_опн^ном •1000) =

= 6,9510⁶ 1,045 / (0,82 1000) = 8857,0121 кВт.

Мощность питательного насоса в целом:

N_пн = N_пн^ном + N_опн^ном = 2230,1829 + 8857,0121 = 11087,195 кВт.

7.6 Параметры главного циркуляционного насоса системы технического водоснабжения

Прототипные данные насосов технического водоснабжения приведены в [1] с.160…161 таблица 4.4.

Узел насосной станции технического водоснабжения представлен четырьмя параллельно включенными насосами диагонального типа. Частота вращения насоса 300 об/мин. Приводной двигатель - асинхронный двигатель переменного тока.

Подача насоса

Q_цнгк^ном = (1/z_цнгк) k_зGv_тв, м³/с,

где: z_цнгк = 4;

k_з = 1,15;

G = 1,1•G_гк^п •m =1,1 818,666 55= 49529,293 кг/с (см. п.5.8.8 и п.3.5);

v_тв = v(р = 0,1МПа, t = 20 ⁰С) = 0,0010017 м³/кг - принято в расчет;

Q_цнгк^ном = (1/4) 1,15 49529,293 0,0010017 = 14,264 м³/с,

В расчет принято: Q_цнгк^ном = 14,5 м³/с - по ГОСТ 8032-84.

Давление насоса: р_цнгк^ном = 0,220 МПа - принято по прототипу.

Здесь коэффициентом 1,1 учитывается расход воды на дополнительные потребители.

Коэффициент быстроходности насоса

n_s = 20,1n_цнгк^ном (Q_цнгк^ном)^0,5/(р_цнгк^ном10-³)^0,75 =

= 20,1300 (14,5)^0,5/(0,22010⁶10-³)^0,75 = 402.

Следовательно, тип насоса - диагональный.

КПД насоса _цнгк^ном = 0,88- принято по прототипу.

Номинальная мощность насоса:

N_цнгк^ном = р_цнгк^ном •Q_цнгк^ном / (_цнгк^ном •1000) =

= 0,22010⁶ 14,5 / (0,88 1000) = 3625,0 кВт.

Номинальная мощность двигателя N_дв^ном = 4000 кВт - по ГОСТ 12139-84. КПД двигателя _дв = 0,90.

Коэффициент загрузки двигателя

k_з^дв = N_цнгк^ном/ N_дв^ном = 3625,0 / 4000 = 0,90625.

Мощность, потребляемая из сети,

Р_с = N_дв^ном k_з^дв / _дв = 4000 0,90625 / 0,90 = 4027,78 кВт.

7.7 Затраты электроэнергии на собственные нужды. КПД АЭУ нетто

Сумма расходов электроэнергии на все рассмотренные насосы составляет основную долю расхода электроэнергии на собственные нужды - порядка 85 %. Ориентируясь на прототипные данные, можно оценить также расход электроэнергии на остальные потребители и, таким образом, общий расход электроэнергии на собственные нужды P_сн. Тогда потери на собственные нужды можно оценить через относительную величину _сн

_сн = (Р_г - P_сн)/ Р_г.

В этом случае _АЭУ^нетто = _АЭУ^брутто_сн.

Следует особо обратить внимание на способ охлаждения технической воды для принятой в расчет установки. Если принята оборотная система технического водоснабжения с градирнями или брызгальными бассейнами, то техническая вода в каждом цикле использования прокачивается насосами дважды - через ГК и через водоохлаждающие устройства. Это требует увеличения затрат электроэнергии на функционирование системы технического водоснабжения. Расход прокачиваемой воды в обеих насосных станциях (станция подачи воды на ГК и станция подачи воды на водоохлаждающие устройства) практически одинаков. Анализ различных схем водоснабжения показывает, что и значения давлений насосов этих насосных станций можно считать одинаковыми. Поэтому приближенно, без существенных потерь точности оценочных расчетов, затраты электроэнергии на собственные нужды по статье технического водоснабжения можно оценить только по насосной станции главных конденсаторов, но в итоговой сумме общих затрат эту величину следует удвоить.

Применительно к принятой в расчет энергоустановки определение затрат электроэнергии на собственные нужды может быть выполнено следующим образом.

Затраты электроэнергии на ЦНПК, КН-1, КН-2, ЦНГК

Р_с = 4 5723,99 + 2 621,33 + 4 753,42 + 4 4027,78 = 43263,42 кВт.

Затраты электроэнергии на прочие потребители собственных нужд

Р_с^доп = 0,15 Р_с / 0,85= 0,15 •43263,42 / 0,85= 7634,72 кВт.

Суммарные затраты электроэнергии на собственные нужды

Р_сн = 43263,42 + 7634,72 = 50898,14 кВт.

Относительные затраты электроэнергии на собственные нужды

_сн = (Р_г - Р_сн) / Р_г = (1•10⁶ - 50898,14) / 1•10⁶ = 0,9491.

КПД АЭУ нетто:

_АЭУ^нетто = _АЭУ^брутто •_сн = 0,3129 0,9491 = 0,297.

8. Оценка массогабаритных параметров главных элементов АЭУ

8.1 Параметры ядерного реактора

В результате расчета рабочего контура АЭУ определены мощность ядерного реактора, расход теплоносителя через активную зону, давление теплоносителя и его температура на выходе из ядерного реактора и на входе в него.

Для полной характеристики реактора необходимо дополнительно определить загрузку ядерного топлива и массогабаритные показатели реактора.

Оценку загрузки ядерного топлива производят с учетом мощности реактора, принятой в расчет кампании (принимают в расчет с учетом достигнутой к настоящему времени в атомной энергетике величины) и реально достижимой глубины выгорания топлива R. Глубину выгорания топлива можно принять, ориентируясь на прототипные данные.

Габариты реактора можно оценить через размеры активной зоны. Объем активной зоны определяется мощностью реактора и принятой в расчет энергонапряженностью активной зоны q. Значение q реакторов различных типов находится в достаточно узком диапазоне и может быть принято в расчет по прототипному реактору. Коэффициенты пропорциональности (удельные показатели) также можно принять по прототипному реактору.

Аналогичным образом можно оценить массу реактора.

Полученные расчетные значения параметров ядерного реактора необходимо сопоставить с прототипными данными, обосновав при этом отличия, если они существенные

Прототипные данные ЯР отечественных АЭС приведены в [1] с.168…169 таблица 5.1.

Для принятой в расчет энергоустановки параметры ЯР определены в представленной ниже последовательности.

Энергия, выработанная за время кампании Е = Q_яр^ном • , МВт•ч,

где = 3 7000 = 21000 ч - принято по прототипу;

Q_яр^ном = 3200 МВт - см. п. 5.9.

Е = 3200•10³ 21000 = 6,72 10¹⁰ кВт•ч.

Загрузка урана в активной зоне М _U = Е / (R24) кг,

где R = 35 МВт•сут/кг - принято по прототипу.

Тогда М _U = 6,72 10¹⁰ / (35 24•10⁶) = 80 т.

Объем активной зоны

V_аз = Q_яр^ном / q= 3200 / 111 = 28,83 м³,

где q = 111 МВт/м³ - принято по прототипу.

V_аз = 3200 / 111 = 28,83 м³.

Диаметр активной зоны D_аз = 3,16 м - принято по прототипу.

Высота активной зоны

H_аз = 4•V_аз / (•D_аз²) = 4 28,83 / (3,14 3,16²) = 3,678 м.

Габаритный диаметр ЯР D_яр = 4,535 м - принято по прототипу.

ЯР H_яр = h_яр • H_аз м,

h_яр = H_яр^пр / H_аз^пр =10,88 / 3,56 = 3,056.

ЯР М_яр = m_яр •V_яр, т,

m_яр = М_яр^пр/ V_яр^пр = М_яр^пр/( • D_яр^{пр 2} • H_яр^пр/4) = 824/(3,14•4,535²•10,88/4) = 4,69 т/м³.

М_яр = 4,69•(•D_яр² • H_яр/4) = 4,69 • 3,14 • 4,535²•11,24/4) = 851,066 т.

Сводные данные параметров ЯР

Тепловая мощность - 3200 Мвт.

Давление теплоносителя - 16,0 МПа.

Температура теплоносителя:

- на выходе из ЯР - 323 ^оС;

- на входе в ЯР - 291 ^оС.

Расход теплоносителя через активную зону (см. п.7.2)

G_тн = Q_яр^ном / (i_т1 - i_т2) = 3200 10³ / (1472,29 - 1289,64) = 17519,8 кг/с.

Размеры активной зоны:

- высота - 3,678 м;

- диаметр - 3,16 м.

Топливо - UO₂.

Материал оболочки твэла - циркониевый сплав.

Средняя энергонапряженность активной зоны - 111 Мвт/м³.

Загрузка урана - 80 т.

Кампания активной зоны - 3 • 7000 = 21000 ч.

Корпус реактора:

- габаритная высота - 11,24 м;

- диаметр максимальный - 4,535 м.

Масса сухого реактора в сборе - 851,066 т.

8.2 Параметры парогенератора

Ключевым параметром, определяющим массогабаритные показатели парогенератора, является его паропроизводительность, параметры теплообменивающихся сред и компоновка поверхности теплопередачи. Целесообразно расчет массогабаритных показателей отнести к одной камере парогенератора.

Если в парогенераторе генерируется сухой насыщенный пар, а экономайзерная зона неявновыражена, то вся поверхность теплопередачи работает как испарительная зона. Тогда поверхность теплопередачи может быть выражена как F=Q/(Кt), где Q - тепловая мощность, передаваемая в одной камере ПГ (определяется через паропроизводительность камеры ПГ); К - коэффициент теплопередачи (принимается по прототипу); t - средний температурный напор теплопередачи (определяется как среднелогарифмический температурный напор).

Полученную величину поверхности теплопередачи следует увеличить на 10...15 % (запас на загрязнение трубок, возможное глушение части трубок и пр.).

Объем камеры ПГ и ее массу можно оценить через удельные характеристики (удельный объем v=V/F и удельная масса m=M/V),которые можно принять по прототипному парогенератору.

Полученные данные следует сопоставить с параметрами прототипного ПГ.

Прототипные данные ПГ отечественных АЭС приведены в [1] с.174…175 таблица 5.2.

8.2.2 Для принятой в расчет энергоустановки ниже представлен расчет параметров ПГ.

Паропроизводительность камеры парогенератора

G_пг^кпг = G_пг / z_кпг = 1696,6151 / 4 = 424,15377 кг/с (см. п.5.9).

Параметры генерируемого сухого насыщенного пара (см. п.3.4):

- давление - 6,4 МПа;

- температура - 280 ^оС.

Тепловая нагрузка камеры парогенератора

Q_кпг = Q_яр^ном _тпк / z_кпг = (3200 0,985) / 4 = 788 МВт (см. п.5.9).

Расход теплоносителя через камеру ПГ (см. п.8.1.3)

G_{т кпг} = G_т / z_кпг = 17519,8 / 4 = 4379,95 кг/с.

Поверхность теплопередачи камеры ПГ

F_кпг^расч = Q_кпг / (К дt) м²,

где Q_кпг = 788 Мвт;

К = 5,4 кВт/(м² • ^оС) - принято по прототипу;

дt = (дt_б - д t_м) / ln (дt_б / д t_м)

дt_б = t_т1 - t_пг = 323 - 280 = 43 ^оС;

дt_м = t_т2 - t_пг = 291 - 280 = 11 ^оС;

дt = (43 - 11) / ln (43 / 11) = 23,472 ^оС;

F_кпг = 1,1• F_кпг^расч = 1,1 • 6217,02 = 6838,7 м².

В расчет принято F_кпг = 6900 м² - по ГОСТ 8032-84.

Объем камеры ПГ

V_кпг = v_кпг • F _кпг м³,

v_кпг = V_кпг^пр /F_кпг^пр = •D²_кпг^пр •L_кпг^пр / (4•F_кпг^пр) = 3,14•4²•13,84 / (4•6115) = 0,028427 м³;

V_кпг = 0,028427 • 6900 = 196,15 м³;

D_кпг = 4 м - принято по прототипу.

L_кпг = 4 • V_кпг / (• D²_кпг) = 4 196,15 / (3,14 4²) = 15,62 м.

Масса камеры

ПГ M _кпг = m _кпг • V _кпг, т,

m _кпг = М_кпг^пр / V_кпг^пр = 4 • М_кпг^пр / (• D²_кпг^пр• L_кпг^пр) = 4 • 205 / (3,14• 4²• 13,84) = 1,179 т/м³.

M _кпг = 1,179 • 196,15 = 231,26 т.

8.3 Компоновка турбоагрегата. Параметры главной турбины

Из теплового расчета рабочего контура известно количество ступеней цилиндра высокого давления (ЦВД) и цилиндра низкого давления (ЦНД), известны параметры пара в проточной части(давление, температура и энтальпия пара на входе и выходе каждой ступени, расход пара через каждую ступень). При этом турбина рассматривалась как один однопоточный агрегат ЦВД и один однопоточный агрегат ЦНД. На настоящем этапе проектирования необходимо произвести компоновку турбоагрегата, т.е. определить количество ЦВД и ЦНД и количество потоков пара в каждом из них.

ЦВД обычно компонуют в один цилиндр. Если мощность турбоагрегата большая (порядка 300 МВт и более), то расход пар большой, и ЦВД целесообразно принять двухпоточным. Это позволит также уравновесить осевые усилия в проточной части турбины, хотя при этом несколько увеличивается длина агрегата, уменьшаются длины лопаток. Компоновка ЦВД небольшой мощности в двухпоточном варианте может привести к некоторому снижению экономичности турбины, так как увеличивает относительные протечки пара через уплотнения ступени.

В этой связи целесообразно определить средний диаметр первой ступени ЦВД и оценить длину лопатки первой ступени. Расчеты этих параметров построены на использовании выражения сплошности парового потока. Другие радиальные размеры проточной части ЦВД здесь можно не определять, так как они обычно не приводят к предельно допустимым значениям (длина лопатки последней ступени, напряжения в корневом сечении лопатки, скорость пара в выхлопе и др.).

ЦНД компонуют в несколько двухпоточных цилиндров (два - четыре). Компоновка ЦНД должна комплексно охватывать ряд тесно связанных параметров: общее количество выхлопов, длину лопатки последней ступени, площадь проходного сечения одного выхлопа, скорость пара в выхлопе, влажность пара и др.

Для того чтобы все расчетные параметры и параметры, принимаемые в расчет, находились в допустимых пределах, следует провести многовариантные расчеты. Обычно расчеты проводят методом последовательных приближений. В отчете приводят окончательный вариант. Однако для обоснования принятого решения могут быть приведены также результаты расчета и других вариантов.

Существенным параметром является принятая в расчет частота вращения ротора турбины n. Если n = 3000 об/мин, а мощность турбоагрегата большая (800...1000 МВт и больше), то для получения приемлемых значений скорости пара в выхлопе ЦНД приходится увеличивать площадь проходного сечения выхлопа. Для этого требуется увеличение длины лопатки последней ступени, что приводит к увеличению напряжений в ее корневом сечении. Это обстоятельство особенно актуально для турбоагрегата, у которого принято низкое давление в ГК - порядка 4 кПа.

Увеличение суммарной площади выхлопа за счет увеличения количества агрегатов ЦНД более четырех нецелесообразно, так как это значительно усложняет технологию сборки турбоагрегата в целом.

Длина лопатки последней ступени ЦНД быстроходного турбоагрегата по условиям предельной нагрузки стальной лопатки в корневом сечении не должна превышать величины порядка 1 м, что соответствует площади одного выхлопа около 10 м². Если же при этом значение скорости пара в выхлопе превышает предельно допустимое значение в 250...300 м/с (это сопровождается повышением потерь с выходной скоростью, усилением эрозии в проточной части турбины и в выхлопном патрубке), то, как один из возможных вариантов решения проблемы, может быть рекомендовано применение титанового сплава в лопатках последних ступеней ЦНД. В этом случае может быть несколько увеличена длина лопаток и таким образом увеличена площадь одного выхлопа (титановый сплав имеет меньшую плотность, что уменьшает центробежные силы, развиваемые в лопатке). Например, в турбине К_1000-60/3000 за счет применения титанового сплава длина лопатки последней ступени ЦНД принята 1,2 м, что позволило довести площадь одного выхлопа ЦНД до 11,3 м². При этом значения скорости пара в выхлопе не выходят за допустимые пределы (около 243,15 м/с). Геометрические размеры лопаток последних ступеней ЦНД быстроходных турбоагрегатов можно принять, ориентируясь на рекомендуемые значения - см. [1] с.182.

Если же агрегат принят тихоходным (n=1500 об/мин), то обычно даже при значительной мощности установки не возникает проблемы с получением приемлемых значений скорости пара в выхлопе, так как при этом длина лопатки последней ступени ЦНД может быть принята заметно больше (примерно в 1,5 раза больше длины лопатки аналогичного быстроходного агрегата). При этом напряжения в корневом сечении лопатки могут быть даже заметно меньше. Это настолько радикальное решение вопроса, что позволяет даже уменьшить количество ЦНД. Например, тихоходная турбина К-1000-60/1500 в своем составе имеет только три ЦНД с площадью одного выхлопа 18,9 м². При этом скорость пара в выхлопе составляет около 242,73 м/с. Правда, при этом радиальные размеры ротора ЦНД настолько увеличены, что ротор в сборе становится нетранспортабельным. Окончательный монтаж ротора может быть выполнен только на месте установки турбоагрегата. Это снижает качество монтажных работ, увеличивает их трудоемкость.

После окончательного решения вопроса по радиальным размерам роторов ЦВД и ЦНД, ориентируясь на соотношения размеров прототипного агрегата, можно оценить габаритные радиальные размеры цилиндров.

Что касается определения осевых размеров отдельных цилиндров и турбоагрегата в целом, то целесообразно дополнительно использовать результаты более детального проектирования турбины в курсе паровых турбин. При этом следует также использовать данные прототипного турбоагрегата. С этой целью можно использовать учебное пособие Г.С. Зезюлинского «Проектирование паровой турбины для АЭС» [5].

Аналогичным образом оценивают массу отдельных цилиндров и турбоагрегата в целом.

Прототипные данные турбоагрегатов отечественных АЭС (ЦВД и ЦНД) приведены в [1] с.176 таблица 5.3, с.184 таблица 5.5, с.188 таблица 5.7, а также в [5] с.59…61, с.79…86. Некоторые геометрические параметры паровых турбин отечественных АЭС приведены также в приложение Ж данного пособия.

Для принятой в расчет энергоустановки ниже представлено определение некоторых параметров турбоагрегата.

Параметры ЦВД

ЦВД - один двухпоточный агрегат активного типа.

Длина сопловой лопатки первой ступени ЦВД определяется из уравнения сплошности потока пара

G_п v₁ = d_ср l₁ с₁₀ sin₁е.

Отсюда длина сопловой лопатки первой ступени ЦВД l₁ составляет

l₁ = G_п v₁ / ( d_ср с₁₀ sin₁е), м.

Расход пара G_п = 0,5G_т = 0,5•1548,909 = 774,4545 кг/с (см.п.5.8.8).

Удельный объем пара на выходе из соплового аппарата первой ступени можно ориетировочно принять по параметрам пара за первой ступенью (так как степень реактивности первой ступени небольшая). Он составляет

v₁ = v(р = 3,5 МПа, х = 0,944) = v(1- х) + vх =

= 0,0012345(1 - 0,944) + 0,057020,944 = 0,05389588 м³/кг -

Средний диаметр первой ступени ЦВД d_ср = 1375 мм - принято по прототипу (см. [5] c.82).

Теоретическую скорость пара на выходе из соплового аппарата первой ступени ЦВД с₁₀ определяем через оптимальное отношение скоростей (u/с₁₀)_опт. Величину (u/с₁₀)_опт можно определить по зависимости

(u/ с₁₀)_опт = cos₁/[2 (1 - )^0,5],

где - коэффициент потерь в сопловой решетке. В расчет можно принять = 0,97;

₁ - угол выхода потока пара из соплового аппарата первой ступени можно принять в пределах 10…14^о (меньшее значение для турбин небольшой мощности). В расчет принято ₁ = 13^о;

- степень реактивности первой ступени ЦВД. В расчет принято = 0,2.

(u/ с₁₀)_опт = 0,97 cos 13^о / [2 (1 - 0,2)^0,5] = 0,5283488.

с₁₀ = u/(u/ с₁₀)_опт = d_срn/(u / с₁₀)_опт =

= 3,141,37550 / 0,5283488= 408,58425 м/с.

е - степень парциальности. Как правило, степень парциальности для турбин даже небольшой мощности порядка 100…200 МВт принимают равной 1, т.е. принимают турбину с полным впуском пара. При е < 1 рабочие лопатки первой ступени турбины подвержены циклическим механическим нагрузкам.

С учетом принятых значений параметров длина сопловой лопатки первой ступени ЦВД составляет:

l₁ = G_п v₁ / ( d_ср с₁₀ sin₁е) =

= 774,45450,05389588 / (3,141,375408,58425 0,97 sin13^о) = 0,108437, м.

Полученное расчетным путем значение l₁ необходимо сравнить с данными прототипного турбоагрегата. В нашем случае, поскольку расход пара на ТА близок к прототипному, то полученное значение l₁ также близко к прототипному (l₁^прот = 0,097 м - см. приложение Ж).

Если длина лопатки окажется слишком малой, то это приведет к повышенным потерям в ступени. В этом случае можно рекомендовать перейти к однопоточному ЦВД (как это, например, имеет место в турбине К_220-44). Если этой меры недостаточно, то можно ввести парциальный впуск пара, т.е. принять е<1.

Параметры ЦНД

ЦНД - четыре двухпоточных агрегата активного типа.

Длина лопатки последней ступени ЦНД l = 1,2 м - принято в расчет.

Средний диаметр последней ступени ЦНД d = l • = 1,2 • 2,5 = 3 м, где = 2,5 - веерность последней ступени ЦНД, принято по прототипу.

Площадь проходного сечения одного выхлопа ЦНД

= • d • l = 3,14 • 3 • 1,2 = 11,304 м².

Скорость пара на выходе из ЦНД

с₂ = G_п•v / (z_пот^цнд•), м/с,

G_п = G_гк^п = 818,666 кг/с (см п.5.8);

v₁ = v(р = 5 кПа, х = 0,906) = v(1-х) + vх =

= 0,0010052(1 - 0,906) + 28,196 0,906 = 25,54567 м³/кг - удельный

объем пара за последней ступенью ЦНД;

z_пот^цнд = 8 - суммарное количество потоков в ЦНД;

= 11,304 м².

с₂ = 818,666 •25,54567 / (8•11,304) = 231,26, м/с.

Полученное значение скорости пара на выходе из ЦНД не превышает предельно допустимого значения.

Заметим, что в случае получения слишком низкого расчетного значения скорости пара принятые решения по компоновке ЦНД также нельзя считать удачными, так как при этом материал лопаток турбины и выхлопных патрубков недогружен с точки зрения эрозии материала, радиальные размеры проточной части ЦНД и цилиндра в целом неоправдано завышены.

Массогабаритные показатели турбины можно определить по методике, принятой в КП по паровым турбинам. Детально методика определения МГП паровой турбины изложена в [5].

8.4 Параметры главного конденсатора

Главный конденсатор (ГК) компонуют в виде отдельных корпусов (секций) по количеству агрегатов ЦНД.

Ключевым параметром в определении массогабаритных показателей главного конденсатора является величина поверхности теплопередачи и ее компоновка.

Поверхность теплопередачи определяется тепловой нагрузкой конденсатора (принимают в расчет по результатам теплового расчета рабочего контура), температурным напором теплопередачи (принимают в расчет как среднелогарифмический температурный напор; значения температур теплообменивающихся сред - по результатам теплового расчета рабочего контура), а также коэффициентом теплопередачи в главном конденсаторе.

Значение коэффициента теплопередачи можно определить по известной эмпирической формуле Л.Д. Бермана (см. [10] c.55-56), которая дает приемлемые значения в достаточно широком диапазоне принимаемых в расчет параметров - скорости и температуры охлаждающей воды, диаметра и материала трубок и др. Значения принимаемых в расчет величин, определяющих величину коэффициента теплопередачи, следует выбрать ориентируясь на прототипные решения и на общие рекомендации по соответствующим параметрам. При этом по принятым решениям необходимо привести соответствующие обоснования компоновки трубной системы главного конденсатора - количество ходов охлаждающей воды в одном корпусе ГК, последовательное или параллельное соединение корпусов ГК по охлаждающей воде.

С учетом компоновки трубной системы ГК можно определить количество параллельно включенных трубок, а также длину одной трубки. В основу расчета количества параллельно включенных трубок положено уравнение сплошности потока охлаждающей воды при допустимой ее скорости. При этом количество трубок обычно несколько увеличивают (на величину порядка 5…10 %) - запас на возможные выходы из строя и последующее глушение части трубок, на возможное загрязнение трубок и пр.

Полученные расчетные данные следует сопоставить с параметрами прототипного ГК.

В виду сложного влияния принимаемых в расчет параметров (скорость воды, материал и размеры трубок и пр.) на значения расчетных величин расчет обычно выполняют многовариантно методом последовательных приближений. В отчете представляют окончательно принятый вариант. Рекомендации по выбору в расчет материала и диаметра трубок, а также скорости воды приведены в [1] с.192...197.

Для оценки массогабаритных показателей ГК необходимо определить площадь трубной доски. При этом следует решить вопрос компоновки трубного пучка, которая определяется принятым в расчет коэффициентом использования трубной доски u_тр. Рекомендации по выбору в расчет этого параметра приведены в [1] с.201 таблица 5.10.

Остальные массогабаритные показатели (эквивалентный диаметр и длину ГК, его компоновку, массу) можно оценить, используя соответствующие удельные параметры прототипного ГК.

Прототипные данные конденсаторов ТА отечественных АЭС приведены в [1] с.206…207 таблица 5.11.

Там же в [1] на с.208 рисунок 5.10 приведены схемы компоновки конденсационных установок отечественных АЭС.

Определение параметров главного конденсатора принятой в расчет энергоустановки представлено ниже.

Главная конденсационная установка представлена четырьмя конденсаторами поверхностного типа (по количеству ЦНД турбоагрегата), соединенными попарно последовательно по охлаждающей воде. Каждый конденсатор - одноходовой, двухпоточный. Компоновка конденсационной установки и схема подачи охлаждающей воды показаны на рисунке 12.

Рисунок 12 - Схема подачи охлаждающей воды на конденсационную установку

Тепловая нагрузка конденсатора

Q = G_гк^п • (i_вх - i_вых) = 818,666 (2333,40 - 137,77) = 1797487,6 кВт,

где G_гк^п - суммарный расход пара на ГК (см. п.5.8.8), значения энтальпий - см. п.4.2, таблицу 3.

Уточненное значение температуры охлаждающей воды на выходе из ГК (оценочное значение см. п.3.5)

t_ов^вых = t_ов^вх + rx/(mc_p) = 20 + 2423,430,906/(55 4,18) = 29,55^оС

Здесь же следует привести уточненную диаграмму t-q главного конденсатора, аналогичную диаграмме, показанной на рисунке 3.

Средний температурный напор теплопередачи в конденсаторе

дt = (дt_б - д t_м) / ln (дt_б / д t_м), ^оС,

дt_б = t_к - t_ов^вх = 32,9 - 20 = 12,9 ^оС;

дt_м = t_к - t_ов^вых = 32,9 - 29,55 = 3,35 ^оС;

дt = (12,9 - 3,35) / ln(12,9 /3,35) = 7,08317 ^оС.

Коэффициент теплопередачи главного конденсатора, отнесенный к наружной поверхности трубок

К = 4,07а(1,1 w_в / d_вн^0,25)^х[1 - ba^0.5(35 - t_ов^вх)² /1000]

[1 + (z - 2)0,1(1 - t_ов^вх /35)] Ф_в, кВт/(м² град),

где а= 0,825 - коэффициент чистоты - принято по прототипу;

w_в = 2,13 м/с - скорость охлаждающей воды в трубках - принято по прототипу;

d_вн = 26 мм - внутренний диаметр трубок - принято по прототипу;

х = 0,12• а•(1+ 0,15 • t_ов^вх) = 0,12 • 0,825• (1 + 0,15 • 20) = 0,396;

b = 0,52 - 7,2 • G_п / F = 0,52 - 7,2 • 883,33 / 88000 = 0,4477.

Здесь приближенно принимаем G_п = G_п^прот = 3180•10³ /3600 = =883,33 кг/с; F = F^прот = 88000 м²;

z = 2 - количество последовательно включенных корпусов ГК

Ф_в = 1 - коэффициент паровой нагрузки.

К = 4,070,825(1,1 2,13 / 26^0,25)^0,396[1 - 0,4477 0,825^0.5

(35 - 20)²/1000][1+ (2 - 2)0,1(1 - 20 /35)]1 = 3,09528 кВт/(м² град).

Поверхность теплообмена конденсатора

F = Q / (К • дt) = 1797487,6 / (3,09528 7,08317) = 81985,735 м².

Количество параллельно включенных трубок конденсатора (из выражения сплошности водяного потока)

n_тр = 1,05G_ов / (d_вн² w_вс_в / 4),

G_ов = G_п • m = 818,666 • 55 = 45026,63 кг/с;

d_вн = 0,026 м;

w_в = 2,13 м/с;

Действительное количество трубок n_тр^д обычно больше расчетного n_тр. Это вызвано тем, что параллельно включенные трубки делятся на несколько последовательно включенных участков по причине или двухходовой компоновки конденсатора, или последовательного включения отдельных корпусов конденсатора (см. рисунок 13).

Рисунок 13 - Компоновка трубной системы ГК :

а) трубная система одноходового однокорпусного ГК;

б) трубная система двухходового однокорпусного ГК;

в) трубная система конденсаторов, соединенных последовательно

Тогда действительное количество трубок составит:

n_тр^д = n_тр z.

z = z_ход z_посл.к.,

где z_ход - количество ходов охлаждающей воды в корпусе ГК;

z_посл.к. - количество последовательно соединенных корпусов ГК.

Количество потоков воды в корпусе ГК при определении величины z не учитывают.

Для конденсаторов отечественных АЭС величина z составляет:

z=2 - для турбин К-220-44, К-1000-60/3000, К-1000-60/1500-2,

К-500-65/3000;

z=3 - для турбины К-1000-60/1500-1.

В нашем случае z = z_посл.к. = 2. Тогда

n_тр = 1,05 45026,63 2/ (3,140,026 ² 2,13 998,30288 / 4) = 83798 шт.

Действительная длина одной трубки

L_тр^д = F / (•d_нар • n_тр)= 81985,735 / (3,14 • 0,028 • 83798) = 11,1279 м,

где d_нар = 0,028 м - принято в расчет.

Площадь трубной доски для одной секции конденсатора

S_тр.д = [(n_тр^д / z_сек.гк) • •d²_нар /4] / u_тр =

= [(83798/ 4) •3,14•0,028² /4] / 0,32 = 40,29 м²,

где z_сек.гк - количество секций ГК;

u_тр = 0,32 - коэффициент использования трубной доски - принято в расчет по [1] с.201.

Условный диаметр эквивалентной трубной доски

D_тр.д^усл = (4 S_тр.д / )^0,5 = (4 40,29 / 3,14)^0,5 = 7,164 м.

Соотношение длины трубок и диаметра трубной доски

L_тр^д / D_тр.д^усл = 11,1279 / 7,164 = 1,5533 м.

При оптимально подобранных геометрических параметрах конденсатора отношение L_тр^д / D_тр.д^усл должно находиться в пределах 1,5...2,5.

Габаритный диаметр конденсатора

D _конд = D_тр.д^усл + 0,6 = 7,164 + 0,6 = 7,764 м.

Габаритная длина конденсатора

атомный электроэнергия турбина теплоноситель

L _конд = L _тр^действ + 2 • L _в.к. = 11,1279 + 2 • 1,2 = 13,53 м,

где L _в.к. = 1,2 м - размер водяной камеры в осевом направлении конденсатора - принято в расчет.

Габаритный объем конденсатора

V_конд = •D²_конд • L _конд / 4 = 3,14•7,764² • 13,53 / 4 = 640,23 м³.

Масса конденсатора

M _конд = m _конд • V _конд,т,

m _конд = М _конд ^пр / V _конд ^пр = М _конд ^пр / (Н• В• L) _конд ^пр = 1,405 т/м³;

M _конд = 1,405 • 640,23 = 899,5 т.

Примечание: величина m_конд оценена по конденсатору турбины К_220_44.

Литература

1. Абдулаев А.А., Пилипчук Б.Л., Сычев Е.Н. Основы проектирования АЭУ АЭС - Севастополь: СИЯЭиП, 1999.

2. Вукалович М.П., Hовиков И.И. Техническая термодинамика.4-е изд.- М.: Энергия, 1968.

3. Гольба В.С., Белозеров В.И. Расчет проточной части паровых турбин/ Обнинский институт атомной энергетики. - Обнинск, 1990.

4. Дементьев Б.А. Ядерные энергетические реакторы. 2-е изд.- М.: Энергоиздат, 1990

5. Зезюлинский Г.С. Проектирование паровой турбины для АЭС - Севастополь: СИЯЭиП, 2000.

6. Зинин А.И., Соколов В.С. Паровые турбины.- М.: Высшая школа, 1988.

7. Иванов В.А. Эксплуатация АЭС.- СПб.: Энергоатомиздат,1994.

8. Кирияченко В.А., Пилипчук Б.Л. Сычев Е.Н. Основы теории АЭУ АЭС. Севастополь: СИЯЭиП, 2000, 208 с.

9. Кирияченко В.А. Конструкция и системы ПТУ АЭС [Учебник и Альбом схем] - Севастополь: СИЯЭиП, 1998.

10. Кирсанов И.H. Конденсационные установки.- М.-Л.: Энергия, 1965.

11. Конструирование ядерных реакторов/ Под общ. ред. акад. H.А. Доллежаля/- М.: Энергоиздат, 1982.

12. Кутателадзе С.С., Боришанский В.М. Справочник по теплопередаче.- М.-Л.: Госэнергоиздат, 1959.

13. Маргулова Т.Х. Атомные электрические станции. 4-е изд.-М.: Высшая школа, 1984.

14. Маргулова Т.Х. Атомные электрические станции. 5-е изд.-М.: ИздАТ, 1994.

15. Марцинковский В.А., Ворона П.H. Hасосы атомных электростанций.- М.: Энергоатомиздат, 1987.

16. Методические указания по эксплуатации конденсационных установок паровых турбин электростанций.- М.: Союзтехэнерго,1986.

17. Михайлов А.К., Малюшенко В.В. Лопастные насосы. Теория,расчет и конструирование.- М.: Машиностроение, 1977.

18. Hасосы АЭС: Справочное пособие/ Под общ. ред. П.H. Пака. - М.: Энергоатомиздат, 1989.

19. Hигматулин И.H., Hигматулин В.И. Ядерные энергетические установки.- М.: Энергоатомиздат, 1986.

20. Паровые и газовые турбины/ Под ред. А.Г. Костюка и В.В. Фролова.- М.: Энергоатомиздат, 1985.

21. Паротурбинные установки АЭС/ Под ред. Ю.Ф. Косяка.- М.: Энергия, 1976.

22. Реакторное материаловедение/ Д.М. Скоров и др. - М.: Атомиздат, 1968.

23. Ривкин С.Л., Александров А.А. Термодинамические свойства воды и водяного пара. Справочник. М.: Энергоатомиздат, 1884.

24. Семенов А.С., Шевченко А.М. Тепловой расчет паровой турбины.- Киев: Вища школа, 1975.

25. Степанов А.И. Центробежные и осевые насосы. Теория, конструирование и применение/ Пер. с англ.- М.: Машгиз, 1960.

26. Стерман Л.С., Лавыгин В.М., Тишин С.Г. Тепловые и атомные электрические станции.- М.: Энергоиздат, 1995.

27. Стерман Л.С., Шарков А.Т., Тевлин С.А. Тепловые и атомные электростанции.- М.: Атомиздат, 1975.

28. Сычев Е.Н. Комплекс программ для интерполяции табличных данных термодинамических свойств воды и водяного пара. - Севастополь, СИЯЭиП, 2000.

29. Тепловые и атомные электрические станции: Справочник/ Под общ.ред. В.А. Григорьева и В.М. Зорина.- М.: Энергоатомиздат, 1982.

30. Трояновский Б.М. Турбины для атомных электростанций. 2-е изд.- М.: Энергия, 1978.

31. Трояновский Б.М., Филиппов Г.А., Булкин А.Е. Паровые и газовые турбины атомных электростанций.- М.: Энергоатомиздат,1985.