Термодинамический анализ технической системы
Термодинамический
анализ технической системы
Введение
Когенерация - это технология, представляющая единый процесс производства
тепла и электричества. Когенерация - термодинамическое производство двух или
более форм полезной энергии из единственного первичного источника энергии. В
качестве источника энергии обычно применяют природный газ. Однако можно
применять дизельное топливо, пропан, уголь, древесину, отходы от древесины,
биомассу, другие возобновляемые источники энергии и отходы. Например, в Дании в
качестве энергетического источника используется солома. Генерируемое тепло
применяют для отопления зданий, подогрева воды или производства пара в
различных промышленных процессах. В отличие от традиционных электростанций, где
отработавшие газы выводятся через вытяжную трубу, газы, генерируемые в
результате когенерации, охлаждаются, отдавая свою энергию, в контуре горячей
воды/пара. Охлажденные газы затем выбрасываются в атмосферу. Пример схемы
показан на рисунке 1:
Рисунок
1 - Схема когенерационной установки
Установки
когенерации тепла/энергии могут достичь КПД, равного 90 %. Кроме того, процесс
когенерации является более экологически безопасным, т. к. во время сжигания
природного газа выделяется меньше оксида углерода (CO2) и оксида азота (NOX),
чем при использовании нефти или угля. Развитие когенерации позволит сократить
выбросы CO2 на 127 миллионов тонн до 2010 г. и на 258 миллионов тонн до 2020 г.
В
некоторых государствах - членах ЕС существуют примеры развития
законодательства, касающегося когенерации. В Бельгии - это зеленые сертификаты
и квоты когенерации, в Испании - новый декрет о продаже электричества
когенерации, в Германии - новое законодательство по когенерации.
Когенерация
тепла и электричества (16 % от общего энергоснабжения) особенно развита в
Скандинавских странах, а для некоторых из них является даже преобладающим
направлением в политике энергоэффективности, составляя более 30 % от общего
производства энергии. Для таких стран, как Дания, Финляндия, характерно широкое
применение когенерации в сочетании с централизованным теплоснабжением. В Швеции
большая доля централизованного теплоснабжения обеспечивается за счет установок
паровых котлов, что подтверждает достаточный уровень развития когенерации в
стране.
Основные
преимущества когенерации:
повышение
эффективности преобразования и использования энергии;
уменьшение
выделений в окружающую среду, в частности CO2, парниковых газов. Когенерация -
единственное решение для выполнения целей Киотского протокола;
снижение
затрат. Предоставление приемлемого тепла для местного пользования сокращает
затраты на энергетическую сеть, т. к. установки для совместного производства
энергии обычно находятся рядом с пунктом потребления;
возможность
развития децентрализированных форм производства энергии, где установки
удовлетворяют требованиям местных потребителей, обеспечивая эффективность и
гибкость в системах применения, избегая энергетических потерь;
энергия,
вырабатываемая в результате когенерации, сокращает зависимость от импортируемых
источников энергии, является целью европейского энергетического будущего.
Существуют
несколько основных типов когенераторных установок (КУ):
Энергоблоки
на базе газопоршневых двигателей (ГПУ);
Газотурбинные
установки (ГТУ);
Парогазовые
установки (ПГУ);
Твердотопливные
установки (ТТГУ);
Биогазовые
установки (БГГУ);
Топливные
элементы (ГУТЭ);
Газотурбинные
установки, газовые турбины.
В
процессе развития малой энергетики всё больше внимания уделяется газовым
турбинам малой и средней мощности. Области применения газотурбинных установок
практически не ограничены: нефтегазодобывающая промышленность, промышленные
предприятия, муниципальные образования. Положительным моментом использования
ГТУ в муниципальных образованиях является то, что содержание вредных выбросов в
выхлопных газах NOх и CO находится на уровне 25 и 150 ppm соответственно (для
сравнения у ГПА в несколько раз больше) позволяет устанавливать данное
оборудование в черте города в жилом районе. Отдельное внимание стоит уделить
возможности надстройки существующих котельных газотурбинными установками, что
позволяет обеспечить надежное электроснабжение собственных нужд и снизить
удельный расход топлива. Применение ГТУ в Мини-ТЭС экономически оправдано в
комплексе с утилизационными контурами. Это обусловлено достаточно низким
электрическим КПД газовой турбины 22…37%. При этом соотношение вырабатываемой
электрической энергии и тепловой составляет 1:1,5; 2,5. В зависимости от
потребностей ГТУ комплектуется паровыми или водогрейными котлами-утилизаторами,
что позволяет получать либо пар (низкого, среднего, высокого давления) для
технологических нужд, либо горячую воду с температурой выше 140 °С.
Выработанное тепло может быть использовано для производства холодной воды. В
этом случае, как потребителя тепловой нагрузки, подключают абсорбционную
холодильную машину (тригенерация). В составе комплексной выработки энергии
общий КПД станции возрастает до 90%. Максимальная эффективность использования
ГТУ обеспечивается при длительной работе с максимальной электрической
нагрузкой. В диапазоне мощностей порядка 10 МВт существует возможность
использования комбинированного цикла газовых и паровых турбин. Это позволяет
существенно повысить эффективность использования станции, увеличивая эл. КПД до
47%.
ГТУ
предназначены для эксплуатации в любых климатических условиях как основной или
резервный источник электроэнергии и тепла для объектов производственного или
бытового назначения. Строительство таких электростанций в отдаленных (особенно
северных) районах позволяет получить значительную экономию средств за счет
исключения издержек на строительство и эксплуатацию протяженных линий
электропередач, а для центральных районов - повысить надежность электрического,
теплового снабжения как отдельных предприятий или организаций, так и территорий
в целом.
1.
Описание исследуемой подсистемы «Тепловой двигатель»
Принципиальная схема простейшей ГТУ представлена на рисунке:
Рисунок
1.1 - Принципиальная схема «теплового двигателя»
Атмосферный
воздух Т1 с помощью компрессора (К) сжимается Т2 и подается в камеру сгорания
(КС). Туда же поступает топливо. Соотношение между количествами топлива и
воздуха таковы, что происходит полное сгорание топлива, а полученные продукты
сгорания разбавляются избыточным воздухом. Из камеры сгорания смесь газов Т3
поступает в газовую турбину (Т), расширяется, совершая работу, и выбрасывается
в атмосферу Т4. Газовая турбина приводит во вращение компрессор, топливный
насос и полезную нагрузку (Н).
Процесс
в термодинамических диаграммах представлен на рисунке 1.2
Рисунок 1.2 - Диаграмма состояния рабочего тела в ГТУ
Оговорим условия идеализации, для которых пригоден принимаемый
идеализированный термодинамический цикл:
1) Количество рабочего тела неизменно во всех процессах, протекающих
в тепловом двигателе.
2) Отвод теплоты от рабочего тела в ГТУ осуществляется в изобарном
процессе. Давление рабочего тела при его расширении в газовой турбине
понижается до атмосферного, после чего дымовые газы выбрасываются в окружающую
среду на охлаждение.
) Рабочее тело подчиняется законам идеального газа.
) Теплоемкость рабочего тела не зависит от температуры.
) Сжатие и расширение рабочего тела адиабатные.
2. Расчет процесса сжатия воздуха в компрессоре
Исходные данные:
Степень
увеличения давления в компрессоре: 
.
Относительный
внутренний КПД компрессора: 
.
Температура
воздуха перед компрессором (Т1): 
.
Давление
воздуха перед компрессором : 
.
Расчет:
Для
нахождения параметров воздуха за компрессором воспользуемся формулой для
адиабатного сжатия:
Формула
для давлений и температур будет выглядеть:
Отсюда
температура:
Найдем
действительную температуру в точке Т2, учитывая необратимое сжатие в
компрессоре:
Учитывая,
что для воздуха теплоёмкость не зависит от температуры, получаем:
Отсюда:
Количество
воздуха, подаваемое в ГТУ на 1 
топлива:
Рассчитаем
энтальпии входного и выходного потоков воздуха для компрессора:
Тогда
работа компрессора будет рассчитываться по формуле:
3. Расчет камеры сгорания
Исходные данные:
Влагосодержание
окружающего воздуха: 
.
Температура
топлива: 
.
Температура
перед газовой турбиной: 
.
Составы
топлива и влажного воздуха представлены соответственно в в таблице 1.1 и таблице
1.2:
Таблица
1.1 - Состав топлива:
|
Компо-
|
Молярная
|
низш.тепл.сгорания
|
Плотность
|
Рабочая масса
|
сухая
|
|
нент ПГ
|
масса
|
Норм.м.
|
Тымчак
|
при н.у.
|
табличн.
|
масса
|
|
|
кг/кмоль
|
ккал/м3
|
ккал/м3
|
кг/м3
|
%
|
%
|
|
СН4
|
16,042
|
8555
|
8558
|
0,7162
|
70,30%
|
71,2%
|
|
С2Н6
|
30,068
|
15226
|
15235
|
1,3423
|
11,00%
|
11,1%
|
|
С3Н8
|
44,094
|
21795
|
21802
|
1,9685
|
11,30%
|
11,4%
|
|
С4Н10
|
58,12
|
28338
|
28345
|
2,5946
|
5,20%
|
5,3%
|
|
N2
|
28,016
|
0
|
0
|
1,2507
|
1,00%
|
1,0%
|
|
Н2О
|
18,016
|
0
|
0
|
0,8043
|
1,20%
|
0,0%
|
|
Проверка материального
состава топлива по балансу
|
100,0%
|
100%
|
Таблица 1.1 - Состав влажного воздуха:
|
Состав влажного воздуха
|
молярные массы, кг/кмоль
|
Ед. измерения
|
Величина
|
|
содержание N2
|
|
28,016
|
21,32642
|
объемные %
|
76,1%
|
|
содержание СО2
|
|
44,011
|
0,012871
|
объемные %
|
0,03%
|
|
содержание Н2О (соотв.
влагосодерж.10 г/кг)
|
18,016
|
0,453963
|
объемные %
|
2,52%
|
|
содержание О2
|
|
32
|
6,535074
|
объемные %
|
20,4%
|
|
содержание аргона (Ar)
|
39,948
|
0,362155
|
объемные %
|
0,9%
|
|
сумма контрольная по
балансу
|
28,69
|
|
|
100,0%
|
|
Плотность влажного воздуха
(при н.у.)
|
|
кг/м3
|
|
1,2808
|
|
Теплоемкость влажного
воздуха
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,346
|
|
Энтальпия вносимого
воздуха, Iв
|
|
кДж/м3
|
|
25262
|
Расчет:
Температура воздуха перед камерой сгорания имеем:
Для
нахождения состава продуктов сгорания воспользуемся методикой подбора
коэффициента избытка воздуха, задаваясь им, затем, проверяя, совпадает ли
теоретическая температура горения с расчетной адиабатной температурой горения.
Температура
адиабатного горения расчетная:
После
предварительных расчетов получили конечный коэффициент избытка воздуха: 
, при остальных параметрах, указанных в таблице 1.3:
Таблица
1.3 - Состав действительных дымовых газов
|
Состав действительных д. г.
|
|
|
|
|
- азота, VN2
|
|
% объемн.
|
74,69%
|
|
- трёхатомных газов, VRO2
|
|
% объемн.
|
2,28%
|
|
- водяных паров, VH2O
|
|
% объемн.
|
6,21%
|
|
- кислорода, VO2
|
|
% объемн.
|
15,93%
|
|
- аргона VAr
|
|
% объемн.
|
0,89%
|
|
Баланс
|
|
% объемн.
|
100,0%
|
Расход
дымовых газов на 
природного газа: 
Теплоёмкость
дымовых газов: 
.
Энтальпия
выхлопных газов действительного состава на ВГ: 
.
4.
Расчет процесса расширения рабочего тела в турбине
Исходные данные:
Температура
дымовых газов перед ГТУ: 
.
Температура
дымовых газов после ГТУ: 
.
Расчет:
Для
нахождения полезной работы найдем энтальпии рабочего тела в соответствующих
точках:
Полезная
работа турбины, отнесенная к единице объема выхлопных газов, будет равна:
В
конце расширения в турбине рабочее тело (газ) будет иметь параметры,
представленные в таблице 1.4:
Таблица
1.4 - Параметры рабочего тела после ГТУ
|
Температура ВГ
|
|
|
|
0С
|
|
540
|
|
Энтальпия ВГ
действительного состава на 1 м3 ВГ
|
кДж/м3
|
|
741,10
|
|
Средние объёмные изобарные
теплоемкости газов:
|
кДж/(м3*гр)
|
1,372
|
|
N2
|
74,69%
|
|
0,9957
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,3330
|
|
CO2
|
2,28%
|
|
0,0458
|
|
кДж/(м3*гр)
|
2,0111
|
|
H2O
|
6,21%
|
|
0,0994
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,5993
|
|
O2
|
15,93%
|
|
0,2233
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,4021
|
|
Ar
|
0,89%
|
|
0,0083
|
|
кДж/(м3*гр)
|
0,9335
|
|
|
100,00%
|
Энтальпия ВГ на 1м3 ПГ
|
кДж/м3
|
|
48496
|
5.
Описание исследуемой подсистемы «теплообменная группа»
В данном курсовом проекте анализируется когенерационная установка,
состоящая из трёх ступеней, принципиальная схема которой показана на рисунке
2.1:
На
схеме поток 1г-2г-3г-4г представлен дымовыми газами, охлаждающимися в процессе
получения перегретого пара высокого давления 1т1-1т2 на первой ступени,
получения влажного пара низкого давления на второй ступени 2т1-2т2 и утилизации
тепла в виде водогрейного котла В1-В2.
Рассмотрим
подробнее ступени охлаждения дымовых газов.
6. Расчет
первой ступени подсистемы «теплообменная группа»
Принципиальная схема первой ступени представлена на рисунке 2.2:
Рисунок
2.2 - Схема первой ступени КУП
Исходные
данные:
Давление
пара (избыточное): 
.
Температура
пара: 
.
Расход
пара: 
.
Степень
сухости пара: 
.
Величина
непрерывной продувки: 
.
Недогрев
воды в экономайзере до температуры насыщения: 
.
Число
регенеративных подогревателей: 
шт.
Температурный
напор «дымовые газы - вода» на выходе дымовых газов из парогенератора: 
.
Температура
дымовых газов на входе: 
.
Присосы
воздуха в пароперегревателе: ПВПП=0,5 %.
Присосы
воздуха в парогенераторе: ПВПГ=0,9 %.
Присосы
воздуха в экономайзере: ПВЭК=0,4 %.
Рассеяние
энергии через ограждающие конструкции для всех теплообменных аппаратов: ПQос=1
%.
Расчет:
Для
нахождения расхода топлива составим балансы для двух теплообменников: ПП и ПГ,
оговорив перед этим некоторые условия:
Присосы
воздуха будем рассматривать как долю от текущего объёма дымовых газов
находящихся в данном теплообменном аппарате.
Для
составления баланса энергии будем считать присосы воздуха как отдельные потоки,
смешивая их затем, и находя параметры смешенных потоков.
Рассеяние
энергии через ограждающие конструкции будем считать как долю энергии от прихода
тепловых потоков.
Баланс
энергии для ПП:
Баланс
энергии для ПГ:
Разделив
правую и левую части второго равенства на 
и вычтя
из левой части первого выражения правую часть второго и из правой части первого
выражения левую часть второго будем иметь:
Отсюда,
выражая 
, получим:
Для
нахождения необходимо найти неизвестные энтальпии пара в
характерных точках, для чего используем программу термодинамических свойств
воды и водяного пара:
В
точке т4 рабочее тело находиться в состоянии перегретый пар, где его состояние
однозначно задается двумя параметрами: температурой и давлением:
Так
как в точке т3 пар находится на линии насыщения, то его энтальпия находиться по
формуле:
,
где
значения энтальпии в пограничных точках находиться из программы
термодинамических свойств воды и водяного пара.
Значение
энтальпии в точке т2 будет находиться по давлению и температуре, т. к. по
условию недогрев в экономайзере равен 
, то
определяющая температура будет равна 
, тогда
энтальпия в точке т2:
Энтальпию
дымовых газов в точке 1г берем из пункта 1.4:
Значение
энтальпии воздуха при 
:
Найдем значение :
Теперь
найдем расход топлива по формуле:
Найдем
характеристики пара в точке т1. Температура будет обуславливаться числом
регенеративных подогревателей:
Здесь
, а значение 
-
давление в конденсаторе в схеме ГТУ сопряженной с КУ.
Значение
энтальпии находится из программы термодинамических свойств воды и водяного
пара:
Расход
пара до продувки:
Теперь
найдем состав газов, учитывая смешение с присосами. Будем считать, что присосы
смешиваются с дымовыми газами перед входом в теплообменник, а затем происходит
теплообмен.
Таблица
2.1 - Параметры дымовых газов перед смешением
|
Расход ВГ на м3 ПГ,
поступающего в ГТД
|
|
м3/м3
|
|
65,4
|
|
Температура ВГ
|
|
|
|
0С
|
|
540
|
|
Энтальпия ВГ
действительного состава на 1 м3 ВГ
|
кДж/м3
|
|
741,10
|
|
Средние объёмные изобарные
теплоемкости газов:
|
кДж/(м3*гр)
|
1,372
|
|
N2
|
74,69%
|
|
0,9957
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,3330
|
|
CO2
|
2,28%
|
|
0,0458
|
|
кДж/(м3*гр)
|
2,0111
|
6,21%
|
|
0,0994
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,5993
|
|
O2
|
15,93%
|
|
0,2233
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,4021
|
|
Ar
|
0,89%
|
|
0,0083
|
|
кДж/(м3*гр)
|
0,9335
|
|
|
100,00%
|
Энтальпия ВГ на 1м3 ПГ
|
кДж/м3
|
|
48496
|
Таблица 2.2 - Параметры
воздуха
|
Расход воздуха на метр ПГ,
поступающего в ГТД
|
|
0,3
|
м3/м3
|
|
Температура
|
|
|
|
|
20
|
0С
|
|
Состав воздуха, объемный
|
|
|
|
|
|
|
|
содержание N2
|
|
|
|
76,1%
|
|
|
|
содержание СО2
|
|
|
|
0,03%
|
|
|
|
содержание Н2О (соотв.
влагосодерж.10 г/кг)
|
2,5%
|
|
|
|
содержание О2
|
|
|
|
20,4%
|
|
|
|
содержание аргона (Ar)
|
|
|
0,9%
|
|
|
|
сумма контрольная по
балансу
|
|
|
100,0%
|
|
|
Теплоемкость воздуха
влажного
|
|
|
1,325
|
кДж/(м3*гр)
|
|
Теплоемкость сухой
компоненты
|
1,320
|
кДж/(м3*гр)
|
1,287
|
кДж/(м3*гр)
|
|
Теплоемкость водяных паров
воздуха
|
1,496
|
кДж/(м3*гр)
|
0,0377
|
кДж/(м3*гр)
|
|
Энтальпия влажного воздуха
на метр воздуха
|
|
26,49
|
кДж/м3
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Для нахождения состава смеси будем пользоваться методикой подбора
температуры смеси. Для этого задаем температуру смеси и сравниваем её с
расчетной, добиваясь при этом равенства этих величин.
находим
по таблицам для соответствующих компонентов
Состав
смеси рассчитывается по формуле:
Соответствующие
объемы компонентов:
Средние
объемные изобарные теплоёмкости:
В
результате смешения потоков, параметры которых представлены в таблице 2.1 и
таблице 2.2 получим параметры смеси, представленные в таблице 2.3.
Таблица
2.3 - Параметры смеси после смешения
|
Расход смеси на метр ПГ
|
|
65,8
|
м3/м3
|
|
Состав смеси
|
|
|
|
|
|
|
|
- азота, VN2
|
|
49,1
|
м3/м3
|
|
74,70%
|
|
|
- трёхатомных газов, VRO2
|
1,5
|
м3/м3
|
|
2,26%
|
|
|
- водяных паров, VH2O
|
4,1
|
м3/м3
|
|
6,19%
|
|
|
- кислорода, VO2
|
|
10,5
|
м3/м3
|
|
15,95%
|
|
|
- аргона VAr
|
|
0,6
|
м3/м3
|
|
0,89%
|
|
|
Баланс
|
|
|
65,8
|
м3/м3
|
|
100,0%
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Энергия потока смеси
|
|
|
|
кДж/м3
|
48504
|
|
Температура смеси расчет
|
|
|
0С
|
|
538
|
|
Температура смеси
приближение
|
|
0С
|
|
538
|
|
Энтальпия смеси
|
|
|
|
кДж/м3
|
|
738
|
|
Средние объёмные изобарные
теплоемкости газов:
|
кДж/(м3*гр)
|
1,372
|
|
N2
|
|
|
0,9956
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,3327
|
|
CO2
|
|
|
0,0455
|
|
кДж/(м3*гр)
|
2,0100
|
|
H2O
|
|
|
0,0990
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,5987
|
|
O2
|
|
|
0,2236
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,4017
|
|
Ar
|
|
|
0,0083
|
|
кДж/(м3*гр)
|
0,9335
|
тепловой двигатель компрессор турбина
Составим баланс для ПП после смешения:
Отсюда:
Аналогично,
смешивая дымовые газы после ПП с воздушными присосами в ПГ, получим параметры,
представленные в таблице 2.4:
Таблица
2.4 - Параметры смеси после смешения в ПГ
|
Расход смеси на метр ПГ,
поступающего в ГТД
|
|
66,4
|
м3/м3
|
|
Состав смеси
|
|
|
|
|
|
|
|
- азота, VN2
|
|
49,6
|
м3/м3
|
|
74,71%
|
|
|
- трёхатомных газов, VRO2
|
1,5
|
м3/м3
|
|
2,26%
|
|
|
- водяных паров, VH2O
|
4,1
|
м3/м3
|
|
6,18%
|
|
|
- кислорода, VO2
|
|
10,6
|
м3/м3
|
|
15,97%
|
|
|
- аргона VAr
|
|
0,6
|
м3/м3
|
|
0,89%
|
|
|
Баланс
|
|
|
66,4
|
м3/м3
|
|
100,00%
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Энергия потока смеси
|
|
|
|
кДж/м3
|
41681
|
|
Температура смеси расчет
|
|
|
0С
|
|
462
|
|
Температура смеси
приближение
|
|
0С
|
|
460
|
|
Энтальпия смеси
|
|
|
|
кДж/м3
|
|
626
|
|
Средние объёмные изобарные
теплоемкости газов:
|
кДж/(м3*гр)
|
1,360
|
|
N2
|
|
|
0,9887
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,3234
|
|
CO2
|
|
|
0,0443
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,9664
|
|
H2O
|
|
|
0,0976
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,5792
|
|
O2
|
|
|
0,2216
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,3875
|
|
Ar
|
|
|
0,0083
|
|
кДж/(м3*гр)
|
0,9335
|
Составим баланс для ПГ после смешения:
Отсюда:
Аналогично,
смешивая дымовые газы после ПГ с воздушными присосами в ЭК, получим параметры,
представленные в таблице 2.5:
Таблица
2.5 - Параметры смеси после смешения в ЭК
|
Расход смеси на метр ПГ,
поступающего в ГТД
|
|
66,6
|
м3/м3
|
|
Состав смеси
|
|
|
|
|
|
|
|
- азота, VN2
|
|
49,8
|
м3/м3
|
|
74,70%
|
|
|
- трёхатомных газов, VRO2
|
1,5
|
м3/м3
|
|
2,27%
|
|
|
- водяных паров, VH2O
|
4,1
|
м3/м3
|
|
6,20%
|
|
|
- кислорода, VO2
|
|
10,6
|
м3/м3
|
|
15,95%
|
|
|
- аргона VAr
|
|
0,6
|
м3/м3
|
|
0,89%
|
|
|
Баланс
|
|
|
66,6
|
м3/м3
|
|
100,0%
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Энергия потока смеси
|
|
|
|
кДж/м3
|
35320
|
|
Температура смеси расчет
|
|
|
0С
|
|
392
|
|
Температура смеси
приближение
|
|
0С
|
|
392
|
|
Энтальпия смеси
|
|
|
|
кДж/м3
|
|
530
|
|
Средние объёмные изобарные
теплоемкости газов:
|
кДж/(м3*гр)
|
1,351
|
|
N2
|
|
|
0,9830
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,3159
|
|
CO2
|
|
|
0,0436
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,9248
|
|
H2O
|
|
|
0,0969
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,5630
|
|
O2
|
|
|
0,2193
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,3752
|
|
Ar
|
|
|
0,0083
|
|
кДж/(м3*гр)
|
0,9335
|
Составим баланс для ЭК после смешения:
Нахождение
температуры и теплоёмкости в точке 4г будем производить, используя методику
подбора температуры. Задаваясь температурой 
, будем
находить температуру 
, проводя расчеты до тех пор, пока температуры не
будут совпадать.
Сведем
данные о теплоносителях в характерных точках в таблицу 2.6:
Таблица
2.6 - Характеристики тепловых потоков в характерных точках, полученные в
результате расчета первой ступени КУП
|
Водяной тракт
|
|
|
|
t, град С
|
p (изб.), Мпа
|
cp, кДж/(кг*К)
|
i, кДж/кг
|
Dп, кг/ч
|
|
т4
|
500,00
|
20,00
|
6,48
|
3238,72
|
8000
|
|
т3
|
366,14
|
20,00
|
6,53
|
2390,13
|
8000
|
351,14
|
20,00
|
4,72
|
1658,47
|
8240
|
|
т1
|
327,88
|
20,00
|
4,56
|
1494,16
|
8240
|
|
Тракт дымовых газов
|
|
|
|
t, град С
|
Vд.г, м3/ч
|
cp, кДж/(кг*К)
|
i, кДж/м3
|
v*д.г, м3/м3
|
|
1г
|
540,00
|
67621,77
|
1,3724
|
741,10
|
65,44
|
|
2г
|
461,80
|
67959,87
|
1,3600
|
628,05
|
65,76
|
|
3г
|
391,14
|
68571,51
|
1,3463
|
526,60
|
66,36
|
|
4г
|
370,00
|
68845,80
|
1,3510
|
499,88
|
66,62
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
7. Расчет
второй ступени подсистемы «теплообменная группа»
Принципиальная схема второй ступени представлена на рисунке 2.3:
Рисунок
2.3 - Схема второй ступени КУП
Исходные
данные:
Давление
пара (избыточное): 
.
Степень
сухости пара: .
Величина
непрерывной продувки: .
Недогрев
воды в экономайзере до температуры насыщения: .
Температурный
напор «дымовые газы - вода» на выходе дымовых газов из парогенератора: 
.
Температура
питательной воды обуславливается деаэратором атмосферного типа. Присосы воздуха
в парогенераторе: ПВПГ=1 %.
Присосы
воздуха в экономайзере: ПВЭК=0,8 %.
Рассеяние
энергии через ограждающие конструкции для всех теплообменных аппаратов: ПQос=1
%.
Расчет:
Для
нахождения расхода пара составим баланс для ПГ, учитывая оговоренные ранее
условия:
Найдем
энтальпии теплоносителей в характерных точках:
Энтальпия
газа в точке 1г берем из предыдущего пункта:
Энтальпия
пара в точке т2 определяется температурой и давлением:
Значение
энтальпии воздуха при :
Так
как в точке т3 пар находится на линии насыщения, то его энтальпия находиться по
формуле:
,
где
значения энтальпии в пограничных точках находиться из программы
термодинамических свойств воды и водяного пара. Для нахождения энтальпии в
точке 2г произведем расчет смешения описанный в пункте 2.2. Параметры выхлопных
газов после смешения представлены в таблице 2.7:
Таблица
2.7 - Параметры рабочего тела после смешения в ПГ
|
Расход смеси на метр ПГ,
поступающего в ГТД
|
|
67,3
|
м3/м3
|
|
Состав смеси
|
|
|
|
|
|
|
|
- азота, VN2
|
|
50,3
|
м3/м3
|
|
74,71%
|
|
|
- трёхатомных газов, VRO2
|
1,5
|
м3/м3
|
|
2,25%
|
|
|
- водяных паров, VH2O
|
4,2
|
м3/м3
|
|
6,18%
|
|
|
- кислорода, VO2
|
|
10,7
|
м3/м3
|
|
15,97%
|
|
|
- аргона VAr
|
|
0,6
|
м3/м3
|
|
0,89%
|
|
|
Баланс
|
|
|
67,3
|
м3/м3
|
|
100,0%
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Энергия потока смеси
|
|
|
|
кДж/м3
|
33323
|
|
Температура смеси расчет
|
|
|
0С
|
|
367,464
|
|
Температура смеси
приближение
|
|
0С
|
|
367,50
|
|
Энтальпия смеси
|
|
|
|
кДж/м3
|
|
495
|
|
Средние объёмные изобарные
теплоемкости газов:
|
кДж/(м3*гр)
|
1,348
|
|
N2
|
|
|
0,9812
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,3134
|
|
CO2
|
|
|
0,0430
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,9089
|
|
H2O
|
|
|
0,0962
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,5574
|
|
O2
|
|
|
0,2190
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,3707
|
|
Ar
|
|
|
0,0083
|
|
кДж/(м3*гр)
|
0,9335
|
Значение
энтальпии в точке 2г находится по температуре из состава: 
Тогда
значение расхода пара будет равно:
Составим
баланс энергии для ЭК, учитывая смешение:
Значение
энтальпии в точке 2г, соответствует значению энтальпии смеси после смешения,
параметры которого представлены в таблице 2.8:
Таблица
2.8 - Параметры рабочего тела после смешения в ЭК
|
Расход смеси на метр ПГ,
поступающего в ГТД
|
|
67,83
|
м3/м3
|
|
Состав смеси
|
|
|
|
|
|
|
|
- азота, VN2
|
|
50,7
|
м3/м3
|
|
74,70%
|
|
|
- трёхатомных газов, VRO2
|
1,5
|
м3/м3
|
|
2,26%
|
|
|
- водяных паров, VH2O
|
4,2
|
м3/м3
|
|
6,18%
|
|
|
- кислорода, VO2
|
|
10,8
|
м3/м3
|
|
15,96%
|
|
|
- аргона VAr
|
|
0,6
|
м3/м3
|
|
0,89%
|
|
|
Баланс
|
|
|
67,8
|
м3/м3
|
|
100,0%
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Энергия потока смеси
|
|
|
|
кДж/м3
|
19064
|
|
Температура смеси расчет
|
|
|
0С
|
|
211,53
|
|
Температура смеси
приближение
|
|
0С
|
|
211,55
|
|
Энтальпия смеси
|
|
|
|
кДж/м3
|
|
281
|
|
Средние объёмные изобарные
теплоемкости газов:
|
кДж/(м3*гр)
|
1,329
|
|
N2
|
|
|
0,9713
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,3002
|
|
CO2
|
|
|
0,0405
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,7957
|
|
H2O
|
|
|
0,0943
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,5250
|
|
O2
|
|
|
0,2143
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,3424
|
|
Ar
|
|
|
0,0083
|
|
кДж/(м3*гр)
|
0,9335
|
Для
нахождения энтальпии в точке 3г необходимо знать значение энтальпии питательной
воды в точке т1. В условии оговорено, что питательная вода поступает в котел из
деаэратора.
В
деаэраторе давление равно атмосферному. Для того чтобы вода поступала в котел
необходимо установить компрессор. Рабочее тело будет вести себя согласно Ts-диаграмме,
представленной на рисунке 2.5. Т. к. в деаэраторе вода находиться в состоянии
насыщенная жидкость, то мы можешь считать, что:
Рисунок
2.5 - Диаграмма питательной воды после деаэратора
Работу
компрессора можно рассчитать по формуле, учитывая, что вода - несжимаемая
жидкость:
Значит
значение энтальпии воды в точке т1 будет равно: 
Соответственно
температура будет равна температуре насыщения при атмосферном давлении: 
Тогда
энтальпия в точке 3г будет равна: 
Нахождение
температуры и теплоёмкости в точке 3г производится аналогично методике,
рассмотренной в пункте 2.2: 
Сведем
данные о теплоносителях в характерных точках в таблицу 2.9:
Таблица
2.9 - Характеристики тепловых потоков в характерных точках, полученные в
результате расчета второй ступени КУП
|
Водяной тракт
|
|
|
|
t, град С
|
p (изб.), Мпа
|
cp, кДж/(кг*К)
|
i, кДж/кг
|
Dп, кг/ч
|
|
т3
|
195,08
|
1,30
|
13,99
|
2729,68
|
7086,20
|
|
т2
|
180,08
|
1,30
|
4,24
|
764,00
|
7298,79
|
|
т1
|
100,00
|
1,30
|
4,19
|
419,01
|
7298,79
|
|
Тракт дымовых газов
|
|
|
|
t, град С
|
Vд.г, м3/ч
|
cp, кДж/(кг*К)
|
i, кДж/м3
|
v*д.г, м3/м3
|
|
1г
|
370,00
|
68845,80
|
1,3510
|
499,88
|
66,62
|
|
2г
|
210,08
|
69534,26
|
1,3479
|
283,17
|
67,29
|
|
3г
|
182,00
|
70090,53
|
1,3293
|
241,93
|
67,83
|
8. Расчет
третьей ступени подсистемы «теплообменная группа»
Рисунок
2.6 - Схема третьей ступени теплообменной группы
Исходные
данные:
Температура
ОСВ:
Температура
ПСВ:
Присосы
воздуха: ПВКУВ=1,1 %
Рассеяние
энергии через ограждающие конструкции для КУВ: ПQос=1,9 %.
Расчет:
Для
нахождения расхода воды в КУВ зададимся температурой газа на выходе:
При
задании температуры дымовых газов на выходе из котла-утилизатора водогрейного
необходимо учесть тот факт, что температура должна быть не меньше точки росы
для данного состава газа, с целью предотвращения образования конденсата в
теплообменнике. Для этого произведем смешение дымовых газов с присосами в КУВ
по методике, рассмотренной в пункте 2.2. Параметры смеси представлены в таблице
2.10:
Таблица
2.10 - Параметры рабочего тела после смешения в КУВ
|
Расход смеси на метр ПГ,
поступающего в ГТД
|
|
68,6
|
м3/м3
|
|
Состав смеси
|
|
|
|
|
|
|
|
- азота, VN2
|
|
51,2
|
м3/м3
|
|
74,71%
|
|
|
- трёхатомных газов, VRO2
|
1,5
|
м3/м3
|
|
2,25%
|
|
|
- водяных паров, VH2O
|
4,2
|
м3/м3
|
|
6,17%
|
|
|
- кислорода, VO2
|
|
11,0
|
м3/м3
|
|
15,98%
|
|
|
- аргона VAr
|
|
0,6
|
м3/м3
|
|
0,89%
|
|
|
Баланс
|
|
|
68,6
|
м3/м3
|
|
100,0%
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Энергия потока смеси
|
|
|
|
кДж/м3
|
13088
|
|
Температура смеси расчет
|
|
|
0С
|
|
144,36
|
|
Температура смеси
приближение
|
|
144,36
|
|
Энтальпия смеси
|
|
|
|
кДж/м3
|
|
191
|
|
Средние объёмные изобарные
теплоемкости газов:
|
кДж/(м3*гр)
|
1,322
|
|
N2
|
|
|
0,9687
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,2966
|
|
CO2
|
|
|
0,0392
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,7395
|
|
H2O
|
|
|
0,0934
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,5131
|
|
O2
|
|
|
0,2125
|
|
кДж/(м3*гр)
|
1,3302
|
|
Ar
|
|
|
0,0083
|
|
кДж/(м3*гр)
|
0,9335
|
Объёмная
доля воды в дымовых газах, как видно из таблицы: 
Тогда
парциальное давление воды в ДГ:
По
значению парциального давления, использую таблицы, находим значение температуры
точки росы для данного состава дымовых газов: 
Составим
баланс для нахождения расхода воды:
Для
нахождения энтальпий воды примем теплоёмкость воды не зависящую от температуры:
Тогда
значение энтальпий будет равно:
Значение
энтальпии газа в точке 3г находим по смешению дымовых газов с воздухом:
Значение
энтальпии газа находим по известной температуре и известному составу ДГ:
Значение
расхода воды будет равно:
Таким
образом рассчитав третью ступень получили все необходимые данные для
составления комплексного энергобаланса системы.
9. Энергетический баланс системы
Одним из наиболее общих законов природы в отношении всевозможных
энергопревращений является принцип сохранения энергии. Совершенно естественно,
что в ходе энергетических исследований технических систем ведущее тесто
занимает энергобаланс.
Сопутствующая балансу энергии система показателей отражает полное
количественное соответствие (равенство) между приходом и расходом
энергетических ресурсов, распределение их между отдельными потребителями и их
группами, районами потребления и позволяет определить эффективность
использования энергоресурсов в хозяйстве страны или на его отдельных участках -
в районе, отрасли, на предприятии, объекте, в установке, процессе.
Баланс энергии является основным документом для анализа энергопотребления
той или иной технической системы, того или иного технологического процесса,
дающего картину целевого потребления энергии всех видов.
Уравнение баланса энергии будет иметь вид:
В
нашем случае, рассматривая утилизацию теплового потока дымовых газов будем
иметь следующий упрощенный баланс энергии:
Выражение
для нахождения энергий будет иметь вид:
- для
нахождения энергии воды
- для
нахождения энергии дымовых газов
- для
нахождения энергии воздушных присосов
В
таблицах 3.1-3.3 приведены энергетические балансы для трёх ступеней
котла-утилизатора:
Таблица
3.1 - Энергобаланс первой ступени
|
Приход:
|
|
|
|
Энергия дымовых газов перед
ПП1:
|
50,11
|
ГДж/ч
|
|
Энергия дымовых газов перед
ПГ1:
|
42,68
|
ГДж/ч
|
|
Энергия дымовых газов перед
ЭК1:
|
36,11
|
ГДж/ч
|
|
Энергия воды перед ЭК1:
|
12,31
|
ГДж/ч
|
|
Энергия воды перед ПГ1:
|
13,67
|
ГДж/ч
|
|
Энергия воды перед ПП1:
|
19,12
|
ГДж/ч
|
|
Сумма прихода:
|
174,01
|
ГДж/ч
|
|
Расход:
|
|
|
|
Энергия дымовых газов после
ПП1:
|
42,68
|
ГДж/ч
|
|
Энергия дымовых газов после
ПГ1:
|
36,11
|
ГДж/ч
|
|
Энергия дымовых газов после
ЭК1:
|
34,41
|
ГДж/ч
|
|
Энергия воды после ЭК1:
|
13,67
|
ГДж/ч
|
|
Энергия воды после ПГ1:
|
19,12
|
ГДж/ч
|
|
Энергия воды после ПП1:
|
25,91
|
ГДж/ч
|
|
Энергия потерь в ПП1:
|
0,35
|
ГДж/ч
|
|
Энергия потерь в ПГ1:
|
0,51
|
ГДж/ч
|
|
Энергия потерь в ЭК1:
|
0,19
|
ГДж/ч
|
|
Энергия потерь на продувку
в ПГ1:
|
0,57
|
ГДж/ч
|
|
Сумма расхода:
|
173,52
|
ГДж/ч
|
|
Дисбаланс:
|
0,48
|
ГДж/ч
|
|
Дисбаланс (%):
|
0,28%
|
|
Таблица 3.2 - Энергобаланс второй ступени
|
Приход:
|
|
Энергия дымовых газов перед
ПГ2:
|
|
|
|
34,41
|
ГДж/ч
|
|
Энергия дымовых газов перед
ЭК2:
|
|
|
|
19,69
|
ГДж/ч
|
|
Энергия воды перед ЭК2:
|
|
|
|
3,06
|
ГДж/ч
|
|
Энергия воды перед ПГ2:
|
|
|
|
5,58
|
ГДж/ч
|
|
Сумма прихода:
|
62,74
|
ГДж/ч
|
|
Расход:
|
|
Энергия дымовых газов после
ПГ2:
|
|
|
|
19,69
|
ГДж/ч
|
|
Энергия дымовых газов после
ЭК2:
|
|
|
|
16,96
|
ГДж/ч
|
|
Энергия воды после ЭК2:
|
|
|
|
5,58
|
ГДж/ч
|
|
Энергия воды после ПГ2:
|
|
|
|
19,92
|
ГДж/ч
|
|
Энергия потерь в ПГ2:
|
|
|
|
0,40
|
ГДж/ч
|
|
Энергия потерь в ЭК2:
|
|
|
|
0,23
|
ГДж/ч
|
|
Энергия потерь на продувку
в ПГ2:
|
|
|
|
0,58
|
ГДж/ч
|
|
Сумма расхода:
|
63,35
|
ГДж/ч
|
|
Дисбаланс:
|
0,61
|
ГДж/ч
|
|
Дисбаланс (%):
|
0,98%
|
|
Таблица 3.3 - Энергобаланс третьей ступени
|
Приход:
|
|
Энергия газа перед КУВ:
|
|
|
|
|
17,14
|
ГДж/ч
|
|
Энергия воды перед КУВ:
|
|
|
|
|
4,65
|
ГДж/ч
|
|
Сумма прихода:
|
21,79
|
ГДж/ч
|
|
Расход:
|
|
Энергия газа после КУВ:
|
|
|
|
|
11,24
|
ГДж/ч
|
|
Энергия воды после КУВ:
|
|
|
|
|
10,08
|
ГДж/ч
|
|
Энергия потерь в КУВ:
|
|
|
|
|
0,41
|
ГДж/ч
|
|
Сумма расхода:
|
21,73
|
ГДж/ч
|
|
Дисбаланс:
|
0,06
|
|
|
Дисбаланс (%):
|
0,29%
|
|
Таблица 3.4 - Полный энергетический баланс системы
|
Приход:
|
|
|
|
|
|
|
Энергия питательной воды
I-й ступени:
|
Wв1=iп.в1*Dп1
|
17,53%
|
12,31
|
ГДж/ч
|
|
Энергия питательной воды
II-й ступени:
|
Wв2=iп.в2*Dп2
|
4,36%
|
3,06
|
ГДж/ч
|
|
Энергия ПСВ:
|
Wв3=iп.в_1*G
|
6,62%
|
4,65
|
ГДж/ч
|
|
Энергия прис. воз. в КУП1:
|
Wпр.1=сум(Vд.г*iд.г)
|
0,05%
|
0,03
|
ГДж/ч
|
|
Энергия прис. воз. в КУП2:
|
Wпр.2=сум(Vд.г*iд.г)
|
0,05%
|
0,03
|
ГДж/ч
|
|
Энергия прис. воз. в КУВ:
|
Wпр.3=сум(Vд.г*iд.г)
|
0,03%
|
0,02
|
ГДж/ч
|
|
Энергия ДГ на входе в КУП1:
|
Wд.г.вх=Vд.г*iд.г1
|
71,37%
|
50,11
|
ГДж/ч
|
|
Сумма прихода:
|
|
|
100,00%
|
70,22
|
ГДж/ч
|
|
Расход:
|
|
|
|
|
|
|
Энергия пара на выходе из
I-й ступени:
|
Wв11=iп.в.4*Dп1
|
36,73%
|
25,91
|
ГДж/ч
|
|
Энергия пара на выходе из
II-й ступени:
|
Wв22=iп.в.3*Dп2
|
27,42%
|
19,34
|
ГДж/ч
|
|
Энергия продувки в КУП1:
|
Wпрод1=iп.в3*Dп1*Ппрод1
|
0,81%
|
0,57
|
ГДж/ч
|
|
Энергия продувки в КУП2:
|
Wпрод2=iп.в2*Dп2*Ппрод2
|
0,23%
|
0,16
|
ГДж/ч
|
|
Энергия ОСВ:
|
Wв33=iп.в_2*G
|
14,28%
|
10,08
|
ГДж/ч
|
|
Энергия ДГ на выходе из
КУВ:
|
Wд.г.вых=Vд.г*iд.г4
|
15,94%
|
11,24
|
ГДж/ч
|
|
Сумма расхода:
|
|
|
95,41%
|
67,31
|
ГДж/ч
|
|
Потери
|
|
|
|
|
|
|
Потери в КУП1:
|
Wпот1=ПQос1*Wприх1
|
1,48%
|
ГДж/ч
|
|
Потери в КУП2:
|
Wпот2=ПQос2*Wприх2
|
0,89%
|
0,63
|
ГДж/ч
|
|
Потери в КУВ:
|
Wпот3=ПQос3*Wприх3
|
0,58%
|
0,41
|
ГДж/ч
|
|
Потери на продувку:
|
Wпр=сумм(Dпр*iпр)
|
1,64%
|
1,15
|
ГДж/ч
|
|
Сумма потерь:
|
|
|
4,59%
|
3,24
|
ГДж/ч
|
|
Сумма расхода:
|
|
|
100,00%
|
70,55
|
|
|
Дисбаланс:
|
|
|
|
0,33
|
ГДж/ч
|
|
Дисбаланс (%):
|
|
|
|
0,46%
|
|
10. Анализ энергетического баланса системы
В результате составления и расчета энергетического баланса были получены
основные энергетические параметры данной когенерационной установки. В
частности:
Приход энергии для первой ступени:
Расход
энергии для первой ступени:
Дисбаланс
энергии для первой ступени:
Приход
энергии для второй ступени:
Расход
энергии для второй ступени:
Дисбаланс
энергии для второй ступени:
Приход
энергии для третьей ступени:
Расход
энергии для третьей ступени:
Дисбаланс
энергии для второй ступени:
Дисбаланс
всей установки составил 0,46%, что связано с погрешностями при расчетах и
находится в допустимых пределах.
Проведем
анализ КПД нашей системы.
КПД
ГТУ на данном этапе колеблется в пределах:
Т.
к. коэффициент полезного действия у теплового утилизатора больше чем у ГТУ,
следовательно общий КПД будет увеличиваться, чем и обусловлено создание
подобных систем комбинированной выработки электроэнергии и теплоты.
Из
энергетических характеристик видно, что использование производства тепла и
электричества в едином технологическом процессе повышает эффективность системы.
Заключение
Для начальных исходных данных были рассчитаны основные параметры необходимые
для анализа работы данной когенерационной установки. Были рассчитаны расходы
получаемого перегретого пара высокого давления и влажного пара низкого
давления, также расход нагреваемой сетевой воды. В процессе расчётов данная
когенерационная система была разбита на несколько элементов, в частности на
первой ступени котел был разбит на 3 части: пароперегреватель, парогенератор и
экономайзер, на второй ступени - на две. В результате был произведен расчет и
составлен энергетический и тепловой балансы.
Рассмотрим подробно процессы проходящие в данной установке. В качестве
генерации дымовых газов выступает ГТУ, что позволяет выработать электроэнергию
с последующим утилизированием дымовых газов в котлах. Дымовые газы поступают
сначала в котел для получения перегретого пара. Данный котел разделён на три
части: экономайзер, парогенератор и пароперегреватель. Вторая ступень котла
содержит экономайзер и парогенератор. Такое разделение позволяет отделить
процессы фазового перехода и более полно использовать температурный потенциал
дымовых газов. Далее дымовые газы направляются в сетевой подогреватель, после
чего выбрасываются в атмосферу.
Из расчётов видно, что баланс энергии количественно выполняется. Как уже
отмечалось ранее в пункте 3.2 дисбаланс составляет 0,46% и вызван погрешностями
расчетов.
Таким образом, у когенерационной установки КПД полный составляет порядка
55%, при частных КПД: 34-37% - КПД ГТУ, 78 - КПД утилизации дымовых газов в
котлоагрегате.
Установки
когенерации тепла/энергии могут достичь КПД, равного 90 %. Кроме того, процесс
когенерации является более экологически безопасным, т. к. во время сжигания
природного газа выделяется меньше оксида углерода (
) и оксида азота (
), чем
при использовании нефти или угля. Развитие когенерации позволит сократить
выбросы на 127 миллионов тонн до 2010 г. и на 258 миллионов
тонн до 2020 г.
Список
используемых источников
. Б.М. Хрусталев, А.П. Несенчук, В.Н. Романюк
«Техническая термодинамика», т.1. УП «Технопринт», Минск 2004г.
2. Б.М. Хрусталев, А.П. Несенчук, В.Н. Романюк
«Техническая термодинамика», т.2. УП «Технопринт», Минск 2004г.
. М.П. Вулкалович, С.Л. Ривкин, А.А. Александров
«Таблицы тепло-физических свойств воды и водяного пара». Издательство
стандартов, Москва, 1969г.
. В. М. Бродянский, В. Фратшер, К. Михалек
«Эксергетический метод и его приложения». Энергоиздат, Москва, 1988г.
5. <http://www.manbw.ru/analitycs/>
. <http://www.mega-dom.ru/>
. http://www.cogeneration.ru/