Проект теплоэлектроцентрали мощностью 280 МВт с турбоустановками ПТ-140/165-130/15

12,6

431,8

1742,8

12,6

383,5

1375,1

12,6

335,3

1050,9

12,6

520,0

2111,0

13,3

467,7

1708,0

13,3

415,5

1347,6

13,3

363,2

1029,9

13,3

540,0

2085,0

13,7

485,7

1687,0

13,7

431,5

1331,0

13,7

377,2

1017,3

13,7

560,0

2055,0

14,1

503,7

1662,7

14,1

447,4

1311,9

14,1

391,2

1002,6

14,1

580,0

2030,0

14,5

521,7

1642,5

14,5

463,4

1295,9

14,5

405,1

990,4

14,5

Таблица 4.3 - Мощностные характеристики насосов с ЧРП.

0,0	1500,0	0,0	1091,7	0,0	765,1	0,0	511,2
120,0	1810,0	107,9	1317,3	95,9	923,2	83,8	616,8
200,0	2080,0	179,9	1513,8	159,8	1061,0	139,7	708,8
280,0	2417,0	251,9	1759,0	223,7	1232,8	195,6	823,7
360,0	2762,0	323,8	2010,1	287,6	1408,8	251,5	941,3
480,0	3242,0	431,8	2359,5	383,5	1653,7	335,3	1104,8
540,0	3472,0	485,7	2526,9	431,5	1771,0	377,2	1183,2
580,0	3600,0	521,7	2620,0	463,4	1836,3	405,1	1226,8

По данным расчета построим рабочие характеристики.

Подберем рабочую частоту для обеспечения необходимой подачи воды в первом режиме. Исходя из того, что при параллельном соединении насосов подачи суммируются, то один насос должен обеспечить подачу

(4.5)

м3/ч .



Рисунок 4.3 - Характеристики насосов при различных частотах (с применением ЧПР).

При этом насос должен обеспечить потребный напор.

Из рисунка 4.3 по рабочим характеристикам примерно подбираем необходимую частоту вращения, которая составляет об/мин.

Пересчитаем характеристику насоса при этой частоте. Затем, складывая расходы при соответствующих напорах, строим совместную характеристику параллельно установленных насосов.

Таблица 4.4 - Характеристика насоса при об/мин

об/мин.
, м3/ч	, м		, м3/ч
0,0	1937,2	0,0	0,0
36,3	1935,9	3,4	72,6
72,6	1935,5	4,8	145,2
108,9	1933,9	5,9	217,8
145,2	1927,3	6,8	290,4
181,5	1919,9	7,7	363,0
217,8	1911,6	8,4	435,6
254,1	1899,3	9,2	508,2
272,3	1894,3	9,5	544,5
290,4	1883,6	9,8	580,8
326,7	1859,7	10,5	653,4
363,0	1835,0	11,2	726,0
399,3	1806,2	11,9	798,6
435,6	1774,1	12,6	871,2
471,9	1738,7	13,3	943,8
490,1	1717,3	13,7	980,1
508,2	1692,5	14,1	1016,4
526,4	1672,0	14,5	1052,7

Изобразим графически совместную характеристику двух насосов при . И на этом же графике изобразим рабочую характеристику трубопровода. Зная, что в точке с потребный напор равен м.

А при потери давления в напорном трубопроводе равны нулю: ДPтр=0 МПа, тогда потребный напор Hпотр . [13]

Hпотр = ; (4.6)

м.

Тогда характеристика трубопровода будет иметь вид:

, (4.7)

отсюда , тогда:



Изобразим полученные характеристики графически

Рисунок 4.4 - рабочие характеристики параллельно установленных насосов при об/мин.

При этом потребляемая мощность насосов определяется из рисунка 4.3 и равна:, тогда для первого режима суммарная мощность насосов равна: кВт.

Подобным образом подбираем для остальных режимов работы.

Результаты занесем в таблицу 4.5. КПД насоса найдем из рисунка 4.5.

Таблица 4.5 - Оптимальные режимы работы насосов с использованием ЧРП

№ реж.	DПВ, м3/ч	nопт, об/мин	Qопт, м3/ч	Qпар, м3/ч	Nопт, кВт	Nуст(ЧРП), кВт	ns	з1,%	з2, %	зоб, %
	т/ч	м3/ч
1	679,2	754,7	2702	379,5	759,0	2225	4450	11,5	77,0	77,0	77,0
2	623,9	693,2	2677	347,5	695,0	2075	4150	11,0	75,0	75,0	75,0
3	591,2	656,9	2663	329,0	658,0	1980	3960	10,65	74,0	74,0	74,0
4	589,5	655,0	2663	329,0	658,0	1980	3960	10,65	74,0	74,0	74,0
5	504,0	560,0	2812	562,0	562,0	3050	3050	14,8	81,0	-	81,0
6	465,0	516,7	2769	518,0	518,0	2800	2800	14,1	81,0	-	81,0
7	593,5	659,4	2664	330,0	660,0	1986	3972	10,67	74,0	74,0	74,0
8	522,5	580,6	2985	580,0	580,0	3600	3600	14,5	81,0	-	81,0
9	437,9	486,6	2745	490,0	490,0	2740	2740	13,6	80,5	-	80,5
10	630,4	700,4	2679	350,5	701,0	2080	4160	11,0	75,0	75,0	75,0

Рисунок 4.5 - зависимость КПД насоса от ns

Сравним данные таблиц 4.1 и 4.5. Сравнительные характеристики представим в виде таблицы 4.6.

Таблица 4.6 - Сравнительная таблица режимов работы насосов.

№ реж.	, м3/ч	, кВт	, кВт	, кВт	зоб, %	зоб (ЧРП), %
	т/ч	м3/ч
1	679,2	754,7	5600,0	4450	1150,0	71,3	77,0
2	623,9	693,2	5365,0	4150	1215,0	67,5	75,0
3	591,2	656,9	5265,0	3960	1305,0	65,5	74,0
4	589,5	655,0	5263,0	3960	1303,0	65,6	74,0
5	504,0	560,0	3531,0	3050	481,0	81,0	81,0
6	465,0	516,7	3380,0	2800	580,0	79,9	81,0
7	593,5	659,4	5280,0	3972	1308,0	66,1	74,0
8	522,5	580,6	3600,0	3600,0	0,0	81,0	81,0
9	437,9	486,6	3288,0	2740	548,0	79,7	80,5
10	630,4	700,4	5400,0	4160	1240,0	68,0	75,0

Вывод к 4-ому разделу

Сводная таблица сравнения регулирования насоса дросселированием и чрп:

№ реж.	, м3/ч	, кВт	, кВт	, кВт	зоб, %	зоб (ЧРП), %	дз, %
	т/ч	м3/ч
1	679,2	754,7	5600,0	4450	1150,0	71,3	77,0	8,00
2	623,9	693,2	5365,0	4150	1215,0	67,5	75,0	11,11
3	591,2	656,9	5265,0	3960	1305,0	65,5	74,0	12,98
4	589,5	655,0	5263,0	3960	1303,0	65,6	74,0	12,80
5	504,0	560,0	3531,0	3050	481,0	81,0	81,0	0
6	465,0	516,7	3380,0	2800	580,0	79,9	81,0	1,37
7	593,5	659,4	5280,0	3972	1308,0	66,1	74,0	11,95
8	522,5	580,6	3600,0	3600,0	0,0	81,0	81,0	0
9	437,9	486,6	3288,0	2740	548,0	79,7	80,5	1,00
10	630,4	700,4	5400,0	4160	1240,0	68,0	75,0	10,29

На рисунке представлена характеристика насоса при различных режимах:



На рисунке представлена зависимость гидравлических потерь в трубопроводе питательной воды от насоса до парового котла от режимов работы насоса.

В данном разделе произведен сравнительный анализ методов регулирования насоса: дросселирование и применение ЧРП. По итогам расчета видно что внедрение чрп позволяет:

1. Сократить потребление электроэнергии на собственные нужды. Среднее значение экономии электоэнергии в регулируемом диапазоне составляет 913 кВт*ч.

2. Повышает КПД насосного оборудования работающего в комплексе. Относительный выигрыш КПД может достигать 8 - 13 %.

5. Технологии и средства шумозащиты энергетического оборудования

В данном разделе представлены основные направления современных разработок, проводимых для снижении шума энергетического оборудования. Рассматриваются вопросы предупреждения аэроакустических автоколебаний, оптимизации диссипативных шумоглушителей, структурного демпфирования звуковых колебаний низкочастотного шумоглушения, эффективности звукоизолирующих покрытий.

Совершенствование шумозащитных конструкций -- один из важных факторов снижения шумового воздействия энергетических объектов на зону жилой застройки и прилегающую территорию. Шумовые параметры оборудования, тесно связанные с фактором эксплуатационной и экологической безопасности, в значительной мере характеризуют его качество, конкурентоспособность и область применимости.

Многие рабочие процессы в энергоустановках неизбежно сопровождаются генерацией акустической энергии (шума), которая представляет угрозу безопасности и здоровью людей, оказывает негативное воздействие на состояние окружающей среды. Главные источники шума энергооборудования характеризуются, как правило, большими значениями механической мощности, обусловленной высокими скоростями и расходами рабочей среды.

Существует два принципиальных направления решения задачи снижения шума энергоустановок. Первый -- воздействие на сами рабочие процессы для минимизации генерации звуковой энергии. Второе--локализация звукового поля в зоне генерации с обеспечением энергетического стока волновой энергии при умеренных, допустимых (с точки зрения технической безопасности) уровнях колебаний непосредственно в специально создаваемых шумозащитных элементах конструкции. Оба эти направления нашли свое отражение в многочисленных работах отечественных и зарубежных специалистов в области защиты от техногенного шума.

Применительно к задачам защиты от шума стационарного энергетического оборудования наибольшее внимание вызывают вопросы подавления шума газовоздушных трактов газотурбинных, парогазовых и котельных установок, дроссельно-регулирующих устройств энергооборудования, а также технологических атмосферных сбросов пара и газа высокого давления.

Совершенствование шумозащитных конструкций энергетического оборудования направлено на повышение экономичности и эффективности шумозащитных мероприятий, надежное обеспечение допустимых шумовых показателей на стадии проектирования объектов. Соответствующие разработки основываются на физических и технических исследованиях процессов распространения, затухания и генерации шума в элементах энергооборудования.

5.1 Снижение шума газовых трактов

Развитие технологий и средств защиты от шума газовых трактов энергоустановок осуществляется по нескольким направлениям, среди которых нужно выделить следующие.[14]

5.1.1 Предупреждение аэроакустических автоколебаний

Данное направление инициировано необходимостью разработки рекомендаций по заблаговременному устранению этого опасного явления. Решение задачи основывается на детальных исследованиях процессов генерации автоколебаний.

Возникновение автоколебаний обусловлено спецификой гидродинамической нестационарности в отрывных турбулентных потоках (например, в теплообменных устройствах газовых трактов энергоустановок). Обычно при этом формируются отчетливо выраженные вихревые периодические структуры, важным свойством которых является их чувствительность к внешним периодическим воздействиям (как вибрационным, так и акустическим). Специфика аэроакустических колебаний в газовых трактах состоит в том, что здесь главным источником периодического воздействия на течение в отрывных зонах оказываются стоячие звуковые волны, порождаемые самим турбулентным потоком. Формируемое звуковое поле является при этом по сути средством слабой физической связи между элементами системы гидродинамических автогенераторов, реализуемой периодическими вихревыми образованиями. Наличие такой связи способно приводить к синхронизации и лавинообразному нарастанию колебаний.

Явления подобного аэроакустического резонанса наблюдались, в частности, в каналах утилизационных теплообменников ГТУ и конвективных газоходах паровых котлов.

Эксперименты показали, что в каналах с трубчатыми элементами процессы возбуждения интенсивных пульсаций сопровождаются типичными для автоколебаний явлениями синхронизации и захватывания вихревых пульсаций акустическими модами.

Один из важных результатов проведенных исследований -- установление двух условий возникновения аэроакустических автоколебаний. Первое -- кинематическое -- состоит в сближении энергонесущих частот гидродинамической нестационарности с собственными частотами звуковых поперечных колебаний в канале. Второе -- динамическое -- заключается в достижении скоростью потока некоторого критического значения, зависящего от параметров среды и геометрии канала. Динамическое условие реализуется, если возбуждаемые потоком стоячие звуковые волны способны воздействовать на исходные гидродинамические структуры таким образом, чтобы дать начальный толчок лавинообразному нарастанию пульсаций. Значение критической скорости снижается с уменьшением температуры среды и увеличением относительного шага трубчатых элементов.

При скорости потока ниже критической совпадение гидродинамических и собственных звуковых частот не инициирует процесс автоколебаний. Более того, при возникновении автоколебаний кинематическое в сущности условие совпадения частот также не имеет, как правило, большого значения из-за явлений захватывания колебаний. Тем не менее собственно процесс запуска возможен лишь при выполнении как кинематического, так и динамического условий.

Один из распространенных и наиболее надежных методов предотвращения автоколебаний -- размещение в канале продольных перегородок, параллельных осям труб. При малом шаге установки они препятствуют формированию поперечных стоячих акустических волн на энергонесущих гидродинамических частотах. Тем самым размыкается положительная обратная связь от порождаемого потоком звука к вихревым структурам течения в межтрубном пространстве.

5.1.2 Низкочастотное шумоглушение

Для эффективной защиты от низкочастотного шума энергетических газовых трактов требуются технические решения, принципиально отличные от используемых в традиционных диссипативных пластинчатых шумоглушителях. Значительный интерес вызывают интерференционные глушители, представляющие собой расширительные камеры, размеры которых сравнимы с характерной длиной волны.

Для определения перспектив использования интерференционных шумоглушителей применительно к газовым трактам энергоустановок в ЦКТИ проводились расчеты и акустические испытания их осесимметричных моделей.

Методика выполненного расчетного исследования основана на том, что в низкочастотном диапазоне акустическое поле в тракте на входе в глушитель и выходе из него можно считать одномерным. Тогда согласно общим положениям одномерной теории волноводов свойства глушителя в соответствующем интервале частот могут быть полностью определены его характеристической матрицей.

Нахождение компонент характеристической матрицы глушителя основывается на численном расчете акустического поля в нем с двумя линейно независимыми вариантами задания граничных условий. Характеристическая матрица тракта в целом, включающего глушитель с типовыми геометрическими параметрами и примыкающие к нему дополнительные участки подводящих и отводящих каналов, рассчитывается далее по одномерной схеме. Примененная расчетная методика базируется исключительно на общетеоретических посылках и не использует никаких эмпирических данных об акустических свойствах конструкции.

Акустические испытания исследуемых моделей, проведенные на аэроакустическом стенде ЦКТИ показали, что основные параметры и вид расчетных и экспериментальных кривых практически совпадают. Это позволяет использовать разработанный расчетный метод для оценки эффективности применения рассматриваемого класса интерференционных глушителей в натурных условиях газовых трактов. Результаты таких расчетов показывают, что рассматриваемые устройства способны обеспечивать эффективное, на уровне 20...50 дБ, глушение шума в довольно широком низкочастотном диапазоне. Дополнительное аэродинамическое сопротивление, обусловленное наличием акустических камер, может быть при необходимости скомпенсировано звукопрозрачными перфорированными экранами-обтекателями, позволяющими сохранить параметры стационарной составляющей скорости потока в проточной части глушителя практически неизменными.

Конкретные варианты реализации интерференционных шумоглушителей могут быть достаточно разнообразны и зависят главным образом от габаритных и технологических ограничений, а также фактических требований к снижению низкочастотного шума. В частности, подробно исследованная в конструкция шумоглушителя выхлопа ГТУ, содержащего две камеры диаметром 6 и осевой протяженностью 2,5 м, обеспечивает эффективное снижение шума в диапазоне 10...50 Гц.

5.1.3 Эффективность звукоизолирующих покрытий

Параметры шумов в зоне расположения газохода определяются в значительной мере акустическими волнами, проходящими через стенки канала во внешнюю среду. На характер прохождения звука существенно влияют теплозвукоизолирующие покрытия (часто многослойные), которые весьма широко применяются в энергетическом оборудовании. При акустическом расчете звуковой энергии, распространяющейся через стенки с изоляционным покрытием, необходимо учитывать существенную разницу температур по обе стороны покрытия, физические свойства используемых материалов и тканых изделий. Кроме того, покрытие обычно замыкается снаружи облицовочным защитным кожухом, соединительные элементы крепления которого служат дополнительным проводником звука от источника в окружающую среду. Оценка акустического влияния параметров соединительных элементов и плотности их размещения -- необходимая часть акустического расчета. Именно в этой области были получены в последнее время наиболее значимые результаты.

Элементы крепления наружного защитного кожуха к стенке тракта при достаточно высокой исходной звукоизоляции оказываются дополнительными каналами прохождения звука через теплозвукоизолирующее покрытие. При этом главной характеристикой звукового канала служит площадь эквивалентного виртуального окна, через которое благодаря действию соединительного элемента звуковая волна заданного направления беспрепятственно проходит через слой.

5.2 Шумоглушение сбросов газообразных сред высокого давления в атмосферу

Шум атмосферных сбросов газообразных сред высокого давления порождается нестационарными аэродинамическими процессами в высокоскоростных областях выхлопного потока. При этом шумообразование связывается с зонами основного дросселирования сбрасываемой среды, которые могут располагаться как внутри выхлопного трубопровода (клапана, врезки и пр.), так и в выхлопной струе, формирующейся непосредственно за его выходным срезом. Относительная роль отмеченных источников определяется геометрическими характеристиками сбросной системы. [15]

Типовая рабочая схема шумоглушителя паровых и газовых сбросов предназначена для реализации двух основных функций. Первая из них состоит в максимально возможном (по условиям сохранения пропускной способности системы) подавлении отмеченных источников шума в результате организации малошумного дросселирования выходного потока, вторая -- в изоляции шума на пути его распространения в атмосферу.

Обеспечение, малошумного дросселирования представляет интерес как для устройств атмосферных сбросов пара, и газа высокого давления, так и применительно к паро- и газораспределительным системам энергооборудования. Чаще используется схема ступенчатого дросселирования, при которой срабатывание больших перепадов давлений осуществляется последовательно в системе однотипных дроссельных элементов, исполняемых обычно в виде сверленых решеток.

Влияние ступенчатого дроссельного блока на эффективность шумоглушения сброса газа обусловлено тремя основными факторами: уменьшением скоростей потока по сравнению с прямым сбросом при увеличении количества ступеней дросселирования, смещением максимума частотного спектра в зону высоких частот благодаря формированию параллельных мелкомасштабных струй в дроссельных элементах и ослаблением звука, генерируемого в выхлопном трубопроводе и элементах насадки, при прохождении через расположенные вниз по потоку ступени дросселирования.

Интегральная мощность генерируемого звука в многоступенчатом устройстве минимальна при равномерном распределении относительных перепадов давления по ступеням дросселирования. При этом наиболее быстрое снижение уровня звуковой мощности на 15...20 дБ вследствие увеличения количества N ступеней происходит при относительно небольших N (N -- 5... 10 в зависимости от срабатываемого перепада давлений). Соответствующие граничные значения N в указанном эффективном диапазоне растут с увеличением срабатываемого перепада. При дальнейшем увеличении количества ступеней дросселирования снижение уровня звуковой мощности составляет около 5 дБ при каждом удвоении числа решеток.

Необходимо отметить значительное влияние диаметров дроссельных струй на мощность генерируемого в диапазоне 16 Гц... 16 кГц звука. Так, мощность генерируемого ступенью шума в полосе А при изменении диаметра струй от 60 до 5 мм снижается более чем на 9 дБ, если отношение входного давления к выходному превышает 1,5. При уменьшении перепада давлений степень влияния размера струй несколько снижается.

Аэродинамическая генерация звука лишь отчасти определяет параметры шума на выходе ступенчатого устройства. Следует учитывать также процессы поглощения энергии звуковых волн вихревыми гидродинамическими структурами. Данный эффект приводит к ослаблению звуковой энергии при прохождении через сверленую решетку со сквозным протеканием.

Результаты систематических исследований совокупного действия отмеченных факторов указывают на значительные возможности повышения эффективности дроссельных ступеней благодаря рациональному проектированию ступенчатого устройства. Учет вихревого ослабления звука приводит к выводу о целесообразности последовательного снижения срабатываемых перепадов и соответственно скоростей в ступенях по ходу потока. В некоторых случаях возможно положительное влияние увеличения размеров струй по ступеням вверх по потоку, снижающее энергонесущие частоты генерируемого шума, что может приводить к значительному усилению затухания звука.

Поскольку изготовление многоступенчатых дроссельных устройств с большим количеством решеток трудоемко, существует тенденция их замены на устройства непрерывного дросселирования, реализуемые в форме каналов, заполненных крупнозернистыми или сетчатыми элементами.

Одна из основных задач проектирования такого устройства -- обеспечение рационального распределения скоростей по ходу потока. Приведенные ранее результаты анализа ступенчатого устройства показывают, что в эффективном устройстве непрерывного дросселирования средняя скорость течения по ходу потока не должна возрастать.

Зависимость скорости потока от профиля заполненного крупнозернистой средой тракта определялась на основе анализа стационарного одномерного течения в канале с переменной площадью поперечного сечения и размещенным в нем заполнителем.

К настоящему времени накоплен значительный опыт применения шумоглушителей паровых и газовых сбросов по схеме ЦКТИ, предусматривающей наличие двух основных рабочих узлов -- дроссельного блока и ступени звукопоглощения. В дроссельном устройстве осуществляется низкоскоростное мелкомасштабное редуцирование давления пара за клапаном сброса, что обеспечивает уменьшение суммарного генерируемого шума; кроме того, это устройство обладает определенными звукоизолирующими свойствами. Размещаемые вниз по потоку звукопоглощающие элементы позволяют снизить шумовые параметры до требуемых значений.

К отличительным особенностям шумоглушителей, разработанных по схеме ЦКТИ, относится использование ступенчатых дроссельных устройств со сверлеными решетками без внесения засыпных или сетчатых элементов, что исключает зависимость расходных акустических характеристик от технологии сборки, а также обеспечивает стабильность этих характеристик в процессе эксплуатации. Ступень звукопоглощения формируется прямолинейными каналами, преимущественно кольцевого сечения, ограниченными звукопоглощающей облицовкой.

Вывод к разделу 5

Несколько сот шумоглушителей, изготовленных ОАО «Кировский завод» в соответствии с расчетными разработками ОАО НПО ЦКТИ, начиная с 2003 г. успешно функционируют на сбросных свечах газотурбинных компрессорных станций ОАО «Газпром». В тот же период осуществлены поставки шумоглушителей паровых сбросов на ТЭЦ-9 Мосэнерго и предприятия ОАО «Нефтяная компания «ЛУКОЙЛ». Существует перспектива использования глушителей разработанной схемы для подавления шума антипомпажных регулирующих устройств газотурбинных энергетических установок.

Конструкции разработанных шумоглушителей охватывают значительный диапазон режимов сброса (расходы от 0,3 до 70 кг/с, начальные давления до ЮМПа), в соответствии с которыми их габаритные размеры меняются от 500 до 2200 мм в диаметре и от 850 до 4500 мм по высоте.

Акустическая эффективность действующих шумоглушителей сбросов пара и газа высокого давления, изготовленных по схеме ЦКТИ, достигает 45...50 дБ.

теплоэлектроцентраль турбоагрегат насос

Заключение

В данной работы была рассчитана тепловая схема энергоблока с турбиной ПТ-140/165-130/15, определены основные параметры станции а так же показатели тепловой экономичности станции.

На основании расчет был произведен выбор основного и вспомогательного оборудовая.

В конструкторской части представлен расчет геометрических характеристик рабочего колеса питательного насоса ПЭ-580-185, таких как:

1. Объемный КПД насоса: зo=0,965.

2. Полный КПД насоса: з=0,805.

3. Мощность насоса: N= 3984,5 кВт.

4. Диаметр вала насоса: d0=128 см.

5. Диаметр входа на рабочие лопатки: D1= 225 см.

6. Диаметр выхода из рабочей лопатки: D2= 402 см.

7. Количество лопаток: z= 7.

Данные характеристики совпадают со значениям на прототипе.

В исследовательской части произведен сравнительный анализ методов регулирования насоса: дросселирование и применение ЧРП. По итогам расчета видно что внедрение чрп позволяет:

1. Сократить потребление электроэнергии на собственные нужды, в среднем на 913 кВт.

2. Повышает КПД насосного оборудования работающего в комплексе в зависимости от режима работы, в среднем на 10 %.

В экологической части рассмотрены основные направления современных разработок, проводимых для снижении шума энергетического оборудования (шума газовых трактов, шумоглушение сбросов газообразных сред высокого давления в атмосферу).

Список литературы

1. Рыжкин В. Я. -Тепловые электрические станции.- М: Изд. «Энергия»,1976.-448с.

2. ТСН 23-305-СарО. - Энергетическая эффективность в жилых и общественных зданиях.- Министерство строительства и жилищно-коммунального хозяйства области Правительство Саратовской области.

3. Ковалев А. П., Лелеев Н. С., Виленский Т. В. - Парогкнераторы.- М.: Энергоиздат, 1985. - 374 с.

4. Григорьев В. А., Зорин В. М. - Тепловые и атомные электрические станции. - М.: Энергоиздат, 1989. - 605 с.

5. Назмеев Ю. Г., Лавыгин В. М. - Теплообменные аппараты ТЭС.- М.: Издательство МЭИ, 2005. - 206 с.

6. Рихтер Л. А., Елизаров Д. П., Лавыгин В. М. - Вспомогательное оборудование тепловых электростанций.- М.: Энергоатомиздат, 1987. - 216 с.

7. Черкасский В.М. - Насосы, вентиляторы, компрессоры.- М.: «Энергия», 1977. - 424 с.

8. Ломакин А.А. - Центробежные и осевые насосы.- М.: «Машиностроение», 1966г. - 358 с.

9. Степанов А.Н. - Центробежные и осевые насосы. - М.: "Машгиз", 1960. - 361 с.

10. Шерстюк А.Н. - Насосы, вентиляторы, компрессоры. - М.: «Машиностроение», 1976. - 289 с.

11. Ильинский Н. Ф., Шакарян Ю. Г. - Инструкция по расчету экономической эффективности применения частотно-регулируемого электропривода. - М.: Минтопэнерго РФ, 1997.

12. Лазарев Г. Б. - Опыт и перспективы применения частотно-регулируемых асинхронных электроприводов в электроэнергетике России. [Электронный ресурс]. - Режим доступа: http://www.privod-news.ru/may_03/25-3.htm

13. Лазарев Г. Б. - Частотно-регулируемый электропривод насосных и вентиляторных установок - эффективная технология энерго- и ресурсосбережения на тепловых электростанциях // Силовая электроника. - 2007. - № 3. - с 41-48.

14. Тупов В. Б. - Снижение шума от энергетического оборудования. М.: Издательство МЭИ, 2005.

15. Иванов Н. И. - Инженерная акустика. Теория и практика борьбы с шумом: учебник. М.: Университетская книга. Логос, 2008.

Размещено на Allbest.ru