Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство общего и профессионального образования

Свердловской области

ГАПОУ СО «Екатеринбургский энергетический техникум»

Курсовой проект

по теме: «Тепловой расчет турбины К-220-130»

по ПМ 02 « Обслуживание турбинного оборудования на тепловых электрических станциях»

МДК 01.02 «Техническое обслуживание турбинного оборудования на ТЭС»

КП. 13.02.01. Ту-340

Руководитель Н.В. Панова

Разработал Е.Ю. Тамакулова

2016

СОДЕРЖАНИЕ

Введение. Описание турбины

1. Построение рабочего процесса турбины и определение расхода пара на турбину

2. Тепловой расчет регулирующей ступени

2.1 Определение среднего диаметра ступени

2.2 Расчет сопловой и рабочей решеток

3. Тепловой расчет проточной части ЦВД

• ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Список литературы

ПРИЛОЖЕНИЕ А. Треугольники скоростей

Введение. описание турбины

Турбина К-220-130 мощностью 220 МВт на 3000 об/мин является одновальным агрегатом.

Турбина рассчитана на давление и температуру свежего пара 12,5 МПа и 550°С и абсолютное давление в конденсаторе 0,0046 МПа.

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

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

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

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

Пар из ЦВД направляется в промежуточный пароперегреватель котла. Перегретый пар через два предохранительных клапана по четырем трубам поступает к регулирующим клапанам ЦСД.

В ЦСД размещается одиннадцать ступеней давления. Диафрагмы первых трех ступеней установлены в выточках корпуса, а диафрагмы последующих восьми ступеней закрепляются в двух обоймах. Ротор ЦСД - комбинированный: первые семь дисков выточены из одной поковки с валом, а последние четыре диска насажены на вал в горячем состоянии.

Критическое число оборотов ротора 1780 в минуту.

Переднее концевое уплотнение безвтулочное; уплотнение вала со стороны выпускного патрубка - втулочное.

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

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

Роторы высокого, среднего и низкого давления лежат на пяти опорных подшипниках: ротор низкого давления - на двух, а роторы высокого и среднего давления - на трех. Роторы высокого и среднего давления соединены жесткой муфтой.

Подвод пара в ЦВД и ЦСД производится со стороны среднего комбинированного подшипника. Такое расположение позволило уменьшить длину агрегата на 1,5 м и разгрузить упорный подшипник от осевого усилия. Это особенно важно при наличии повышенной реакции на рабочих лопатках.

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

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

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

На ЦСД установлены четыре регулирующих клапана, которые управляются тем же сервомотором, что и регулирующие клапаны ЦВД.

Кроме того, на паропроводах промежуточного перегрева перед ЦСД установлены два предохранительных клапана, переключающих пар в конденсатор в случае полного сброса нагрузки. Эти клапаны работают так же, как и автоматические стопорные клапаны свежего пара.

Для пуска турбины и останова предусмотрен пусковой центробежный масляный электронасос. При падении давления масла на смазку подшипников ниже 0,045 МПа, автоматически включается в работу аварийный электронасасос, работающий от сети переменного тока.

Система регулирования. Турбина снабжена системой автоматического регулирования, а также устройствами защиты, обеспечивающими работу и останов турбины при возникновении аварийных нарушений работы.

Датчиком системы регулирования является механический датчик частоты вращения.

Исполнительными элементами системы регулирования являются гидравлические сервомоторы регулирующих клапанов и автоматических затворов ЦВД и ЦСД. Передача воздействий на исполнительные элементы осуществляется через гидравлические усилители.

Для ограничения возрастания частоты вращения при сбросе нагрузки в системе регулирования служит гидравлический дифференциатор, закрывающий клапаны турбины при достижении заданного парового значения частоты вращения, и электрогидравлический преобразователь, закрывающий регулирующие клапаны турбины при отключении генератора.

Максимальное повышение частоты вращения ротора мгновенного сброса нагрузки и отключения генератора составляет не более 109% от номинальной частоты вращения.

Имеется механический ограничитель мощности, выполненный в виде упора промежуточного усилителя.

Специальный регулятор, воздействующий на электродвигатель механизма управления турбиной при падении давления свежего пара до минимально допустимой величины, обеспечивает поддержание давления не ниже этого давления.

Степень неравномерности регулирования частоты вращения составляет (4,0-1,0) %. Нечувствительность системы регулирования частоты вращения составляет не более 0,15%.

Для защиты от разгона турбина снабжена регулятором безопасности с двумя бойками, которые срабатывают при повышении частоты вращения до (11,6+0,5)%. При срабатывании регулятора безопасности происходит закрытие всех регулирующих и стопорных клапанов.

Действие регулятора безопасности дублируется дополнительной защитой, настроенной на 114% от номинальной частоты вращения, выполняемой в блоке золотников регулятора скорости.

Турбина снабжена электромагнитным выключателем, при воздействии на который от защиты турбины и блока обеспечивается срабатывание золотников регулятора безопасности и закрытие стопорных и регулирующих клапанов.

Система маслоснабжения турбины обеспечивает маслом систему регулирования и систему смазки подшипников. Подача масла в систему регулирования производится с помощью центробежного насоса, приводимого в действие непосредственно от вала турбины. В систему смазки масло подаётся с помощью двух инжекторов, включенных последовательно.

Конденсационная установка турбины предназначена для работы на охлаждающей пресной воде, состоит из двух двухходовых однопоточных конденсаторов с поверхностью охлаждения 13180 м² ,жестко присоединенных к турбине с помощью сварки и установленных на пружинных опорах.

Корпус конденсатора - сварной конструкции.

Подводящие воду патрубки расположены внизу , отводящие - сбоку, наверху камер, с обеспечением отвода воздуха в сливной трубопровод.

Корпус имеет линзовый компенсатор, снижающий напряжение при тепловых расширениях. Конденсат пара отводится из нижней части корпусов двумя трубопроводами, присоединенными к группе конденсатных насосов.

Эжекторы для пуска и постоянной работы - пароструйные.

1. Построение рабочего процесса турбины и определение расхода пара на турбину

Исходные данные

Номинальная мощность турбины 220 МВт;

Р0 =12,5 МПа.

t0 =550 0С.

tПП =550 0С.

Число оборотов турбины 3000 об/м

РХПП = 2,75 МПа

РГПП = 2,6 МПа

РК = 4,6 кПа, 0,0046 =МПа

По параметрам пара p0, t0 определяется точка состояния пара перед стопорным клапаном в hs - диаграмме.

Давление пара перед соплами регулирующей ступени с учетом потерь в стопорном, регулирующих клапанах и перепускных паропроводах Р0, МПа

Р = Р00,95 (1.1)

Р = 230,95 = 11,87 МПа =118,7 бар

Давление за последней ступенью турбины с учетом потерь в выхлопном патрубке Р2z, МПа

Р2z = (1+л(Свп/100))*Рк, (1.2)

где Рk = 3,6 кПа = 0,0036 МПа - давление в конденсаторе;

Р2z = 1+0,008*100/100 0,0046 = 0,0049 МПа = 0,049 бар

h0=3483 кДж/кг,

hхпп=3042 кДж/кг,

hгпп=3573 кДж/кг,

hк=2260 кДж/кг,

Расход пара на турбину по предварительно заданному К.П.Д. (без утечек через концевые уплотнения) G, кг/с

G = , (1.3)

где N - расчетная мощность турбины, равная номинальной; кВт

-относительный электрический К.П.Д. паротурбинного агрегата:

(1.4)

где = 0,99 - по таблице 1.1, [7, c.6]

= 0,9875 - по таблице 1.1, [7, c.6]

= 0,84 - по таблице 1.1, [7, c.6]

Теоретический тепловой перепад турбины, определяемый из hs - диаграммы:

(1.5)

(1.6)



2. Тепловой расчет регулирующей ступени

2.1 Определение среднего диаметра ступени

Диаметр регулирующей ступени определяется величиной теплового перепада и отношением , [7,c.26]

= 0,413

Выбираем тип регулирующей ступени и перепад на нее.

В теплофикационных турбинах свыше 100 МВт применяют одновенечную регулирующую ступень с перепадом h = 80 , [7,c.7]

с = 0,05 - степень реакции ступени, [1,с.7]

_1Э=11° - эффективный угол выхода потока из сопловой решетки, [7,с.7]

ц = 0,969 - коэффициент скорости соловой решетки, [1,с.10]

Фиктивная изоэнтропийная скорость пара, подсчитанная по располагаемому теплоперепаду ступени, Сф, мс

СФ= (2.1)

СФ = = 400 м/с

Окружная скорость вращения диска по среднему диаметру ступени U,мс

(2.2)

U = = 165,2 м/с

Средний диаметр ступени d, м

d = , (2.3)

где n = 3000 об/мин;

d = м

2.2 Расчет сопловой и рабочей решеток

Располагаемый тепловой перепад сопловой решетки h,

h = h (2.4)

h = 80*(1- 0,05) = 76

Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки при изоэнтропийном расширении , м/с

= (2.5)

= м/с

Число Маха для теоретического процесса в соплах:

М1t = , (2.6)

где а - скорость звука на выходе из сопловой решетки при изоэнтропийном истечении, м/с

а (2.7)

а

где = 9,43 МПа - давление за соплами (определяю по hs - диаграмме).

V = 0,035 м3/кг - теоретический удельный объем пара за соплами (определяю по hs - диаграмме).

К - показатель изоэнтропы; К = 1,3 для перегретого пара, [1,c.9]

М1t =

По величине М1t выбирается тип решетки. При М1t < 1,4 применяются профили решеток с суживающимися каналами.

При докритическом истечении выходное сечение

суживающихся сопл определяют по уравнению F1, мм2

(2.8)

где м1 - коэффициент расхода сопловой решетки,

(м1 = 0,97 для пара практически с любым перегревом), [7,c.11]

Gyt - количество пара, утекающее через переднее концевое уплотнение турбины, , кг/с

Gyt 0,010G

Gyt = 0,010*153 = 1.53 кг/с

мм2 = 0,0014273 м2

Произведение степени парциальности ступени на высоту сопловой решетки еl1, мм определяю по формуле

(2.9)

где = 1,052 м - средний диаметр ступени,

F1 = 14273,36 мм2 - выходное сечение суживающихся сопл.

мм

Оптимальная степень парциальности:

для одновенечной ступени:

(2.10)

мм

Высота сопловой решетки l1, мм

(2.11)

Потеря энергии в соплах h,

(2.12)

где - коэффициент скорости сопловой решетки, принимается в зависимости от l1, [7,c.10]

Тип профиля сопловой решетки выбирается по и

Сопловая решётка: С - 90 - 12А из таблицы , [7,c.24]

tопт1 = 0,80 - по характеристике выбранной решетки, [7,c.24]

Шаг решетки t1 ,м

t1 = b1tопт1 (2.13)

где b1 = 6,25 см = 0,0625 м - хорда профиля, [1,c.24]

t1 = 0,06250,72 = 0,045 м

Выходная ширина канала сопловой решетки , м

(2.14)

Число каналов:

(2.15)

Z1 = 55

_1Э= 11° , [7,с.7]

U = 165,2 м/с

(2.16)

где = 0,969 - коэффициент скорости сопловой решетки,

С1t = 389,872 м/с - теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки.

С1 = 389,872 0,969 = 377,785 м/с

Относительная скорость на входе в рабочую решетку и уголопределяются графически из входного треугольника скоростей

Проверить:

(2.17)

в1 = 19,2380

(2.18)

Тепловой перепад, использованный на лопатках , :

(2.19)

Теоретическая относительная скорость на выходе из рабочей решетки , мс

(2.20)

Число Маха:

, (2.21)

где К = 1,3 (для перегретого пара), [7,с.14]

Р2 = 9,32 МПа - давление за рабочей решеткой, (по h,s - диаграмме).

= 0,036 м3/кг - удельный объем за рабочей решеткой, (по h,s - диаграмме).

Выходная площадь рабочей решетки по уравнению неразрывности F2,м2

, (2.22)

где =0,938 - коэффициент расхода рабочей решетки [7,с.10], определяется в зависимости от степени реакции и величины перегрева пара.

Высота рабочей лопатки рабочей решетки (лопатка выполняется постоянной высоты) l2, мм

, (2.23)

где величины перекрыш : = 1мм и =2 мм - из таблицы 2.2, [7,с,19]

Угол рабочей решетки:

, (2.24)

где l2 = 0,0316 м

в2 = 17,630

Действительная относительная скорость выхода пара из рабочей решетки ,мс

, (2.25)

где скоростной коэффициент определяется:

(2.26)

b2 = 2,57см = 0,0257м, [1,с.25]

По полученным и строится выходной треугольник скоростей рабочей решетки. Из выходного треугольника определяются абсолютная скорость выхода пара и угол выхода потока в абсолютном движении

( Приложение А рисунок 1).

Проверить:

(2.27)

б2 = 51,690

(2.28)

По М2t и выбирается профиль рабочей решетки:

Рабочая решётка: Р - 26 - 17А из таблицы , [7,c.25]

Производится проверка на прочность по максимальным изгибающим напряжениям в рабочей лопатке. Для этого подсчитывается окружное усилие, действующее на лопатки Ru, H

подшипник сервомотор турбина

(2.29)

Тогда изгибающие напряжения , МПа

(2.30)

где Z2 - количество лопаток решетки.

(2.31)

t2 - шаг рабочей решётки, м

t2 = tопт2 b2 (2.32)

Wmin = 0,225см3, [7,с.25]

tопт2 = 0,6, [7,с,25]

t2 = 0,6 0,0257 = 0,01542 м

МПа

должно быть меньше

Для сталей, наиболее широко применяемых при изготовлении рабочих лопаток в ступенях с парциальным подводом пара:

= 15 20 МПа

Так как , то делаю перерасчет:

(2.33)

b₂? = Kb₂, (2.34)

b₂? =1,41 Ч 0,0257 = 0,0362 м

t₂? = t_опт b₂?, (2.35)

t₂? = 0,0362 0,6 = 0,02172 м

(2.36)

(2.37)



(2.38)

15,11 МПа < 30,056 МПа

Потеря энергии в рабочей решетке, кДжкг

(2.39)

Потеря энергии с выходной скоростью hbc, кДжкг

(2.40)

Относительный лопаточный К.П.Д. ступени : по потерям энергии в проточной части:

(2.41)

по проекциям скоростей:

(2.42)

Если тепловой расчет ступени выполнен правильно, то величины К.П.Д., вычисленные по данным формулам, должны совпасть. Расхождение допустимо не более (0,01).

Относительный внутренний К.П.Д. ступени:

(2.43)

где - относительная величина потери на трение.

(2.44)

где = 1,052 м - средний диаметр ступени.

F1=14160,61 мм2 = 0,01416 м2 - выходное сечение суживающихся сопл.

ктр = 0,4510-3, [7,с.17]

- относительная потеря от парциального подвода пара.

, (2.45)

где - относительная величина потери от вентиляции.

, (2.46)

где eкож = 0,9 - eопт = 0,9 - 0,7509 = 0,1491, [7,с.17]

e = eопт , [7,с.17]

m = 1 - число венцов в ступени

- относительная величина потери на концах дуг сопловых сегментов.

(2.47)

где В2 = 2,57 см = 0,0257 м - ширина рабочих решеток,

l2 = 33,0 мм = 0,030 м - высота рабочих решеток,

n = 4 - число групп сопл, [7,с.17]

 (2.48)

тр = 0,002505 Ч 80 = 0,2004

(2.49)

hпарц = 0,027511 Ч 80 = 0,2008

Внутренняя мощность турбины Pi, кВт

(2.50)

(2.51)

кДж/кг

кВт

Расчёт регулирующей ступени сводится в таблицу 2.1.



Рисунок 2.1 - Процесс расширения пара в h,S - диаграмме для регулирующей ступени

h = 80 кДж/кг h = 3,738 кДж/кг

h = 76 кДж/кг h = 67,66 кДж/кг

h = 4,639 кДж/кг h = 0,2004 кДж/кг

h = 4 кДж/кг h = 2,008 кДж/кг

h = 2,933 кДж/кг

Таблица 2.1 - Сводная таблица расчета регулирующей ступени

Наименование	Единица измерения	Решетки
		Сопловая	Рабочая
Расход пара, G	кг/с	153
Средний диаметр, d	м	1,052
Окружная скорость, u	м/с	165,2
Начальное давление, Р0	МПа	12,5
Начальная температура, t0	0С	550
Отношение скоростей, u/cф		0,413
Располагаемый теплоперепад решетки, h01,h02	кДж/кг	441	1313
Теоретическая скорость выхода, С1t, W2t	м/с	398,872	235,5539
Давление пара за решеткой, Р1, Р2	МПа	9,43	9,32
Удельный объем пара за решеткой, V1t,V2t	м 3/кг	0,035	0,036
Число М1t, М2t		0,60	0,356
Коэффициент расхода, 1, 2		0,97	0,948
Выходная площадь, F1, F2	м2	0,0027336	0,0249
Угол входа,	град	11	19,238
Профиль решетки		С-90-12А	Р-26-17А
Степень парциальности, еопт		0,7540
Выходная высота лопаток, l1, l2	мм	30,159	33,159
Хорда профиля, b1, b2	мм	62,5	25,7
Число лопаток, z1, z2	шт	49	222
Коэффициент скорости, ц, ш		0,98	0,946
Действительная скорость выхода, c1, щ2	м/с	424,2641	272,509
Угол выхода, б2, в2	град	41,12	16,678
Потеря энергии в решетке, h1, h2	кДж/кг	3,564	4,3607
Потеря с выходной скоростью, hвс	кДж/кг	7,07212
Относительный лопаточный КПД, зол		0,85003
Потеря на трение диска отр		0,00228
Доля окружности занятая кожухом екож		0,184
Число групп сопл		4
Потеря от парциональности опарц		0,03311
Относительный внутренний КПД, зоi		0,8146
Использованный теплоперепад hi	кДж/кг	81,46
Внутренняя мощность ступени Pi	кВт	26579,844

3. Тепловой расчет проточной части ЦВД

Проточная часть паровых турбин проектируется по выбранному закону изменения диаметров ступеней (средних, корневых).

Расчет ступеней ведется по средним диаметрам.

В области высокого давления возможна унификация ступеней. Для этого во всех ступенях цилиндра выбираются одинаковыми теплоперепады по параметрам торможения h0, степени реакции и углы 1Э.

Определяю диаметр первой нерегулируемой ступени d1, мм

d1 = dрс - ?d (3.1)

Для проточной части с одновенечной регулирующей ступенью ?d = 200 мм, [7,с.20]

d1 = 1,0895-0,2 = 0,8895 м = 889 мм

Отношение скоростей:

(3.2)

где = 0,10, [7,с.20]

1Э = 100 - эффективный угол выхода из сопловой решетки, [7,с.20]

= 0,95 - коэффициент скорости сопловой решетки, [7,с.20]

Располагаемый тепловой перепад первой нерегулируемой ступени h, кДж/кг

 (3.3)

Тепловой перепад в сопловой решетке h, кДж/кг

(3.4)

Высота сопловой решетки l,мм

(3.5)

= 0,022 м3/кг - из h,s - диаграммы

= 0,024 м3/кг - из h,s - диаграммы

= 36,11 - из h,s - диаграммы

= 0,97 - коэффициент расхода сопловой решетки, [7,с.20]

e - степень парциальной ступени, принимается равной единице, [7,с.21]

= 100 - эффективный угол выхода потока из сопловой решетки, [7,с.21]

C1t - теоретическая скорость истечения пара из сопловой решетки, мс

 (3.6)

Высота рабочей решетки первой ступени l12 , мм

(3.7)

= 1,5 мм и = 2,5 мм - по таблице 2.2, [7,с.19]

Корневой диаметр ступени dk, м

(3.8)

Этот диаметр принимается постоянным для отсека.

Число ступеней отсека Z, шт

(3.9)

Располагаемый тепловой перепад h0 , кДжкг по статистическим параметрам пара перед ступенью, принятый одинаковым для всех ступеней отсека, кроме первой, подсчитывается по формуле:

, (3.10)

где k0 = 0,92, [7,с.21]

Диаметр и высота лопатки любой ступени отсека определяются из уравнения неразрывности, которое при равенстве во всех ступенях отсека тепловых перепадов по параметрам торможения , степени реакции , углов и расходов пара для рабочей решетки выглядит следующим образом, м2

(3.11)

Значения удельных объемов и находятся по построению ориентировочного рабочего процесса расширения пара в турбине на hs - диаграмме. Определяются удельные объемы за первой и последующей ступенью при изоэнтропийном расширении пара в ЦВД до давления за ЦВД . Расчет удельных объемов каждой ступени ведется следующим образом:

Рассчитывается поправка, м3/кг

, (3.12)

где = 0,06 м3/кг - удельный объем.

По формуле (3.11) рассчитываются произведения для всех ступеней ЦВД, например

(3.13)



Высота лопатки рабочей решетки любой ступени (i) цилиндра li2, м

(3.14)

Диаметр любой ступени отсека di, м

(3.15)

Ступени высокого давления обычно проектируются с одинаковой высотой рабочей решетки на входе и выходе: . Высоту сопловой решетки , м можно определить по за вычетом перекрыш взятых по таблице 2.2, [7,с.19]

(3.16)

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В курсовом проекте выполнены тепловой расчет турбины, построен процесс расширения пара в диаграмме h,s, расчет регулирующей ступени, расчет проточной части ЦВД. Результаты расчетов соответствуют параметрам и характеристикам по отрасли.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1 Паровые энергетические установки. [Текст]: Отраслевой каталог, М.:УНИИТЭИ Тяжмаш, 1988.-140c.

2 Трухний, А.Д., Ломакин, Б.В. Теплофикационные паровые турбины и турбинные установки [Текст]: - М.: Издательство МЭИ, 2002.-640c

3 Костюк А.Г., Фролов В.В. [Текст]: Турбины тепловых и атомных электрических станций - М.: Издательство МЭИ, 2006.-488c.

4 Трухний, А.Д. Станционные паровые турбины [Текст]: /Трухний А. Д. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Энергоатомиздат, 1990.-640c.

5 Яблоков, Л. Д., Логинов И. Г. Паровые и газовые турбоустановки,/Яблоков Л. Д. М. [Текст]: Энергоатомиздат, 1988.-352c.

6 Нормы технологического проектирования тепловых электростанций. ВНТП-Т-88. [Текст]: М.: Атомтеплоэлектропроект, 1988.

7 Панова Н. В. Тепловой расчёт турбины [Текст]: Методические указания по выполнению курсового проекта по дисциплине: «Турбинные установки ТЭС» / И.А. Созыкина, Н.Н. Епанешникова. - Екатеринбург: Екатеринбургский энергетический техникум, 2008. - 28c

8 h-S диаграмма

Размещено на Allbest.ru