Повышение эффективности парогазовых установок при использовании воздушных конденсаторов: на примере Иордании тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.14.14, кандидат технических наук Абу-Рахма Тайсир Мохаммед Сулейман

• Абу-Рахма Тайсир Мохаммед Сулейман
• кандидат технических наук
• 2007

Оглавление диссертации кандидат технических наук Абу-Рахма Тайсир Мохаммед Сулейман

Введение

1. СОВРЕМЕННОЕ СОСТОЯНИЕ И ПЕРСПЕКТИВЫ 15 ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ПГУ

1.1 Энергетика Иордании 15 1.1.1 Действующие электростанции в Иордании 15 1.1.2Стратегия развития электроэнергетики Иордании

1.2 Проблема воды в Иордании

1.3 Иорданские электростанции с воздушными конденсаторами 19 1.3.1 «Аль-Хуссейн» электростанция

1.3.2«Рыхаб» электростанция

1А Этапы развития и особенности парогазовых установок

1.5 Термодинамические показатели парогазовых установок с котлом-утилизатором

1.6 Тепловые потоки и показатели ПГУ с одноконтурным КУ

1.7 Тепловые потоки и показатели ПГУ с двухконтурным КУ

1.8 Термодинамические показатели парогазовых установок с ВПГ И НПГ

1.9 Обзор показатели конденсационных парогазовых установок

ПГУ КЭС

2. КОНДЕНСАЦИОННЫЕ УСТАНОВКИ ЭЛЕКТРОСТАНЦИИ

2.1 Работа конденсационной установки и ее основных элементов

2.2 Типы конденсаторов

2.2.1 Конденсаторы смешивающего типа

2.2.2 Поверхностные конденсаторы

2.3 Классификация поверхностных конденсаторов

2.3.1 Конденсатор с водяным охлаждением

2.3.2 Конденсатор с воздушным охлаждением (КВО)

2.3.3 Конденсатор с гибридным охлаждением

2.4 Классификация конденсаторов с воздушным охлаждением (КВО)

2.4.1 Классификация по способу воздушного охлаждения

2.4.2 Классификация по пространственному расположению вентилятора и трубных пучков

2.4.3 Классификация по числу ступеней конденсации: одноступенчатые, 76 двухступенчатые

2.5 Конструкция КВО и процесс конденсации пара

2.6 Трубы панелей КВО

2.7 Аэродинамические элементы КВО

2.8 Обзор литературных источников 88 3. МЕТОДИКА РАСЧЕТА КОНДЕНСАТОРА С ВОЗДУШНЫМ ОХЛАЖДЕНИЕМ

3.1 Описание методики исследования

3.2 Тепловой расчет конденсатора с воздушным охлаждением

3.2.1 Уравнение теплового баланса

3.2.2 Определение коэффициента оребрения труб

3.2.3 Определение коэффициента теплоотдачи

3.2.4 Определение среднего температурного напора

3.3 Аэродинамический расчет КВО

3.4 Выбор вентиляторов

3.5 Определение геометрических размеров КВО

3.6 Шахматные пучки круглых труб со спиральными накатными и навитыми ребрами

• 3.7 Шахматные пучки труб с эллиптическим оребрением

3.8 Гидравлический расчет

3.9 Гидравлическое сопротивление и теплоотдача при конденсации в горизонтальных трубах

ЗЛО Гидравлическое сопротивление при конденсации в вертикальных трубах 120 3.11 Теплоотдача внутри труб, произвольно ориентированных в пространстве 121 4.РАСЧЕТА ВЕЛИЧИНЫ ПОВЕРХНОСТИ СЕКЦИЙ КОНДЕНСАТОРА ВОЗДУШНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ ПРИ КОНДЕНСАЦИОННОМ РЕЖИМЕ РАБОТЫ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ

4.1 Исходные данные

4.2 Уравнение теплового баланса

4.3 Методика расчета поверхности секций конденсатора воздушного охлаждения

4.4.1 Определение поверхности и размеров эллиптических труб конденсаторных секций

4.4.2 Определение характеристик вентилятора

4.4.3 Определение числа конденсаторных секции и числа вентиляторов

4.4.4 Определение коэффициента теплоотдачи со стороны воздуха

4.4.5 Определение коэффициента теплоотдачи со стороны пара

4.4.6 Определение коэффициента теплопередачи оребренной трубы и площади теплообмена конденсаторной секции

4.4.7 Определение среднего температурного напора

4.4.8 Расчет аэродинамических сопротивлений конденсаторных секций конденсатора воздушного охлаждения

4.4.9 Расчет дефлегматорных секций конденсатора воздушного охлаждения

4.4.10 Определение поверхности труб дефлегматорных секций

4.4.11 характеристики вентиляторов дефлегматорных секций

4.4.12 Определение числа вентиляторов дефлегматорных секций

4.4.13 Определение коэффициента теплоотдачи со стороны воздуха

4.4.14 Определение коэффициента теплоотдачи со стороны пара

4.4.15 Определение коэффициента теплопередачи оребренной трубы и площади теплообмена дефлегматорных секции

4.4.16 Определение среднего температурного напора

4.4.17 Определение расчетной площади поверхности теплообмена 139 одной дефлегматорной секции

4.4.18 Аэродинамический расчет дефлегматорных секций 140 4.5Второй вариант 141 4.5.1 Определение поверхности и размеров круглых труб конденсаторных секций 141 4.5.20пределение характеристик вентилятора

4.5.3 Определение числа конденсаторных секции и числа вентиляторов

4.5.4 Определение коэффициента теплоотдачи со стороны воздуха

4.5.5 Определение коэффициента теплоотдачи со стороны пара

4.5.6 Определение коэффициента теплопередачи оребренной трубы и 149 площади теплообмена конденсаторной секции

4.5.7 Определение среднего температурного напора

4.5.8 Расчет аэродинамических сопротивлений конденсаторных секций конденсатора воздушного охлаждения

4.5.9 Расчет дефлегматорных секций конденсатора воздушного охлаждения

4.5.10 Определение поверхности труб дефлегматорных секций

4.5.11 характеристики вентиляторов дефлегматорных секций

4.5.12 Определение числа вентиляторов дефлегматорных секций

4.5.13 Определение коэффициента теплоотдачи со стороны воздуха

4.5.14 Определение коэффициента теплоотдачи со стороны пара

4.5.15 Определение коэффициента теплопередачи оребренной трубы и площади теплообмена дефлегматорных секции

4.5.16 Определение среднего температурного напора

4.5.17 Определение расчетной площади поверхности теплообмена одной дефлегматорной секции 157 Расчет аэродинамических сопротивлений дефлегматорных секций конденсатора воздушного охлаждения

4.6 Выводы

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Повышение эффективности парогазовых установок при использовании воздушных конденсаторов: на примере Иордании»

Актуальность работы

В настоящее время условия проектирования и строительства новых энергетических установок все более усложняются из-за дефицита технической воды для восполнения потерь воды и циркулирующей охлаждающей воды. Этот дефицит обостряется на фоне ухудшения качества воды, в связи с чем все большее число заказчиков паротурбинных установок в мире отдают предпочтение использованию воздушно-конденсационных установок. Многие страны стали сильно страдать «от нехватки воды в течение последних лет. В Иордании, которая является ближней восточной страной, водная доля на человека была 175 м3/год в 2003 году, а международные специалисты считают, что минимальная водная доля должна бьггь 1000 м в год[1].

На первый взгляд воздушно-конденсационные установки оказываются неподходящим вариантом для условий Иордании, её климат средиземноморский. За последнее 20 лет летняя среднемесячная температура росла и иногда превышала 40°С. Повышение температуры окружающей среды оказывает большое влияние на показатели электростанции, особенно, когда температура превышает расчетную температуру охлаждающего воздуха. Однако установка воздушного конденсатора является единственным вариантом из-за нехватки воды.

Объем водных запасов Земли выражается цифрой 1,35. 1,45 млрд. км3, но пресной воды немного, всего 2,5 % от общего количества, причем около 60.70 % ее находится в твердом состоянии. Оставшееся незначительное количество пресной воды неуклонно уменьшается вследствие возрастающего использования ее на цели охлаждения и очистки. Один кубический метр воды промышленного производства при сбросе загрязняет несколько сот кубометров воды[7]. Накопление и очистка водных стоков не исключают постоянной угрозы разового (залпового) загрязнения источников технического водоснабжения в аварийных ситуациях, а ликвидация последствий сопряжена со значительными материальными затратами, которые не способны восстановить равновесие в окружающей среде.

Процесс передачи теплоты от конденсирующегося пара к охлаждающему агенту осуществляется в теплообменном аппарате -конденсаторе. Конденсаторы бывают смешивающего и поверхностного типов. Необходимо отметить, что расходы охлаждающей воды на охлаждение различного оборудования составляют десятки тысяч кубометров в час. Использование такого большого количества воды заметно обострило экологическую обстановку не только стран с ограниченными источниками водоснабжения, но и страны со значительными запасами пресной воды.

Паровые турбины широко используются на электростанциях и промышленных предприятиях. Такие турбины являются приводом не только электрических генераторов, но также всех типов насосов, вентиляторов, компрессоров, мельниц, бумажных машин и так далее. Конденсаторы соединяются с выхлопами этих турбин, чтобы конденсировать пар. Вода и воздух обычно выбраны как охлаждающая среда. Вода может быть однократно использована (водное охлаждение с открытым циклом ) или неоднократно (водное охлаждение с закрытым циклом). Воздушное охлаждение использует атмосферу как холодный источник. Сегодня многие научные исследования обращают внимание на экологический аспект и отдают ему приоритет перед экономическим аспектом. Системы воздушного охлаждения имеют несколько экологических преимуществ и недостатков по сравнению с системами водного охлаждения.

Водяные системы охлаждения

На электростанциях и промышленных предприятиях охлаждающая вода отбирается из пресноводного потока или грунта или любого другого источника, где отвод воды и распределение является важной проблемой особенно во время засух. Эффективная градирня потребляет около десяти миллионов галлонов в день, и одноразовая система потребляет сотни миллионов галлонов воды в день [11]. Кардинальным решением проблемы сокращения водопотребления в теплоэнергетике является замена воды как рабочего охлаждающего агента, более доступным агентом в любой географической точке планеты - воздухом.

Поскольку системы с воздушным охлаждением не имеют испаряющихся потерь, поэтому не требуются поставки воды из градирни, и водное потребление на установках с воздушным охлаждением минимальное. Воздушное охлаждение может уменьшить использование и потребление воды приблизительно на 1-2 порядка величины по сравнению с оборотным-циклом водного охлаждения, и на 3-4 порядка величины по сравнению с прямоточным охлаждением. Тем не менее уровень уменьшения в водном потреблении меньший, поскольку одноразовое охлаждение возвращает большее количество воды в свой источник за исключением небольшой части испарения. В воздушном охлаждении вода используется только для случайной замены потерь из-за нормальных действий, регулярной очистки и эксплуатации систем, поэтому применение воздушного охлаждения сберегает около 2x106 м3/год воды на 1МВт мощности станции [22].

Забранная вода из прямоточного и оборотного-цикла охлаждения оказывает химические, термические и биологические воздействие на водные системы. Химическое влияние происходит с выгрузки химических веществ, которые намеренно добавлены к воде охлаждения, выпущенной в выброшенную воду как побочный продукт промышленного процесса. Такие химические вещества включают биоциды, анти-коррозию и необрастающие агенты, нефть, пепел, растворенные твердые вещества и другие добавки. Нагретая выброшенная вода может вызвать термическое влияние на водную среду. Выброшенная вода может вызвать биологические эффекты -(кислородные соединение ). Воздушное охлаждение устраняет все эти воздействия.

Воздушные эмиссии

Системы воздушного охлаждения имеют немного более высокий показатель отвода теплоты, чем системы водного охлаждения из-за того, что использование технологии воздушного охлаждения увеличивает температуру конденсации пара, которая в свою очередь увеличивает давление и температуру выхлопного пара из паровой турбины и уменьшает её мощность. Это дает более высокие удельные расходы топлива на кВтч произведенной электроэнергии, ведя к более высокому выбросу углекислоты и других загрязняющих веществ как, например, оксиды азота и угарного газа.

Потребители обычно используют электроэнергию больше, чем им нужно, особенно в ЖКХ. Уменьшение чрезмерного использования энергии более важно, чем компенсация потенциального незначительного снижения эффективности из-за воздушного охлаждения. Например, в США потребители тратят на электроэнергию в ЖКХ в два раза больше, чем им нужно [11]. Таким образом, любые потери энергетической эффективности, связанные с воздушным охлаждением, могут быть легко возмещены через управление нацеленного требования. Потеря в энергетической эффективности считается на уровне установки 1,5 %. Эта потеря за большей защитой водных ресурсов считается разумным решением, сравнимым с другим штрафом эффективности.

Минеральный дрейф

Испарительная градирня, связанная с оборотными системами водного охлаждения, отбирает теплоту через испарение части охлаждающей воды. Через процесс испарения соль и другие минералы в испаренной воде сбрасываются из градирни и могут попасть на соседние земли. Такие процессы, как например, обратный осмос могут удалять соль и другие минералы из воды. Воздушное охлаждение исключает испарение и, следовательно, полностью устраняет потенциальную проблему минерального дрейфа.

Устранение воздействия влажнопарового потока

Зимой в условиях сурового климата, когда низкая температура увеличивает непрозрачность испарившегося пара, влажнопаровой поток может быть проблемой вблизи электростанций, которые используют закрытый цикл охлаждающей системы с градирней. Хотя поток состоят только из безвредного водяного пара, они могут вызвать затенение соседних областей, а также вызвать обледенение дорог. Назначение воздушного охлаждения систем- не выпускать никакого пара в атмосферу и не иметь влажнопарового потока.

Требование дополнительных площадей

За счет диффузии воды коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха в градирнях примерно в 4 раза больше, чем в аппаратах воздушного охлаждения (АВО), где теплота отводится путем конвекции при температуре сухого термометра. Поэтому коэффициенты теплопередачи в АВО обычно не превышают 16-60 Вт/(м .К), а площади поверхностей охладитель л единичных модулей достигают 20 тыс. м (по оребрению) [17]. Поэтому все типы систем с воздушным охлаждением требуют большого поверхностного охлаждения, чтобы полностью конденсировать пар, чем система водного охлаждения -стандартная механическая тяговая градирня. Тем не менее, в некоторых случаях высота естественной тяговой градирни может быть даже больше чем системы воздушного охлаждения - вплоть до 150 метров. Системе воздушного охлаждения не нужны дополнительные трубы для поставки воды и обратной линии. Оборудование воздушного охлаждения почти в два раза больше градирни водного охлаждения и могут потребовать земли для очистки.

Последние разработки систем охлаждения предполагают уменьшать необходимую площадь. С тех пор как парогазовая установка является самым популярным типом сооружения ТЭС, текущие рыночные условия для нового поколения ТЭС уже значительно уменьшили средние размеры установки для воздушного охлаждения.

Агрегат охлаждения может быть уменьшен на теплоэлектроцентрали (ТЭЦ). Некоторое количество теплоты теряется через дополнительные трубы пара. Эта потеря уменьшает поверхность агрегата охлаждения на несколько процентов, что вполне достаточно, чтобы уменьшать поверхность конденсатора. Кроме того, если воздушное охлаждение требует больше земли, оно позволяет располагать электростанции в менее экологически чувствительных местах, а не привязывать к источнику водоснабжения. Любая дополнительная земля не может увеличивать цену земли, поскольку покупная цена земли далеко от порта может быть значительно ниже, чем та же земля около порта. Уровень шума

Любой электростанция является источником шума. И чем он больше, тем менее комфортно чувствует себя пользователь. Продолжительный шум может причинить вред нервной системе человека, поэтому очень важно предусмотреть меры защиты от шума путем установки шумопоглащающих систем. Обычно уровень шума измеряется, как «звуковое давление» LpA или , как «звуковая мощность» LWA. Звуковая мощность является постоянной величиной для данного оборудования, звуковое давление зависит от расстояния до источника шума. Например звуковое давление LpA от источника шума с 1ЖА=100дБ(А) на расстоянии 7 метров составит 72 дБ(А).

Худшие теплофизические свойства воздуха потребовали во много раз увеличить расход охлаждающей среды, для чего необходимо применять осевые вентиляторы весьма больших габаритов с малой частотой вращения 3.7 с*1 и напором 120.300 кПа. Незначительный коэффициент теплоотдачи с воздушной стороны

16. .60 Вт/(м К)) привел к увеличению габаритов и металлоемкости аппаратов[17].

Большой конденсатор с воздушным охлаждением, разработанный без учета уровня шума, имеет типичный уровень звукового давления 65 .70 дБ(А) на расстоянии 120 метров от периметра агрегата. Большую часть шума создают вентиляторы охлаждения. Тем не менее градирни также использует вентиляторы, которые производят аналогичные уровни возникновения шума. На том же расстоянии 120 метров, градирни имеют уровень шума 62 дБ(А). Подходящие средства уменьшения шума легко доступны и широко используются. Например, анализ вариантов охлаждения для электростанции Дйтаон в Массачусетсе (новое средство воздушного охлаждения, водное охлаждение, водо-воздушное охлаждение) демонстрирует, что уровень шума был тем же для всех трех типов систем охлаждения.

При эксплуатации аппаратов воздушного охлаждения при наличии в воздухе агрессивных сред алюминиевые трубы начинают выходить из строя через 3.7 лет, в других условиях они служат 9. 15 лет. Применение стальных оцинкованных труб и биметаллических труб (внутренняя труба - латунь, нержавеющая сталь; наружная - сплав алюминия) существенно повышают срок эксплуатации КВО примерно до 30. .40 лет [31].

Описанные выше преимущества воздушного охлаждения приводят к выводу о необходимости использования для конденсации пара доступного в любом географическом регионе и не требующего оплаты охлаждающего агента - воздуха.

Конденсатор с воздушным охлаждением (КВО) используется для конденсации, охлаждения паровых, газообразных и жидких сред с температурой от минус 40 до плюс 300°С, давлением до 6,4 МПа, они использут ются при температуре окружающего воздуха от минус 55 до плюс 55°С и в условиях сильного изменения температур между охлаждаемым и охлаждающим телами, что позволяет применять их для конденсации отработавшего пара паровых турбин на ТЭЦ [7].

Цели диссертационной работы

Целью диссертационной работы является исследование оптимальной конструкции для применения конденсаторов воздушного охлаждения в теплоэнергетике для условий Иордании - при жарком климате и нехватки воды-.

В соответствии с поставленными целями решались следующие задачи:

- анализ научных публикаций и трудов по теме диссертации (общий обзор по теме);

- анализ информации с целью определения наиболее крупных производителей соответствующего оборудования и комплектующих для производства КВО;

- исследование существующих конструкций конденсаторов воздушного охлаждения и выбор оптимальной конструкции для осуществления конденсации водяного пара;

- сравнение затрат электроэнергии на привод вспомогательного оборудования данной турбоустановки (только для конденсации отработавшего пара) в случае применения традиционного конденсатора в сочетании с градирней и в случае использования КВО;

- обобщение данных по опыту проектирования, строительства и эксплуатации КВО в России и за рубежом.

- разработка методики расчёта воздушных конденсаторов.

Первая Глава- СОВРЕМЕННОЕ СОСТОЯНИЕ И ПЕРСПЕКТИВЫ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ПГУ

Заключение диссертации по теме «Тепловые электрические станции, их энергетические системы и агрегаты», Абу-Рахма Тайсир Мохаммед Сулейман

4.6 Выводы

Проведенные расчеты КВО показывают:

1-Величина конвективного коэффициента теплоотдачи со стороны воздуха играет большую роль в определении величины коэффициента теплопередачи оребренной трубы, коэффициент теплопередачи оребренной трубы находится в пределах 30.50Вт/(м2К).

Рис. 4.5 Влияние расчетной температуры воздуха на расчетную площадью поверхности секций КВО (эллиптические трубы).

2- Начальная температура воздуха не оказывает большого влияния на величину коэффициента теплоотдачи, но она имеет большое влияние на средний температурный напор. Уменьшение расчетной начальной температуры воздуха увеличивает средний температурный напор, следовательно, уменьшает расчетную площадь поверхности КВО.

СМ Вт/М2К w,=10м/с ■ w.=8m/c wa=6M/c -*

25

30

35

40

Та "С

45

Рис.4.6 Влияние средней температуры воздуха на конвективный коэффициент теплоотдачи воздуха в секций КВО при различных скоростях воздуха (эллиптические трубы).

3- Снижение влияния экранирующего слоя конденсата и получение наиболее эффективный процесс достигнут путем наклона труб относительно вертикальной оси. Наилучшим образом это реализовано в аппаратах с шатровым расположением теплообменных секций. Увеличение ориентированного угла секций уменьшает конвективный коэффициент теплоотдачи пара и увеличивает проектирующую поверхностью.

Рис.7 Влияние ориентированного угла секций на величину конвективного коэффициента теплоотдачи пара.

4- Относительная расчетная площадь поверхности конденсатора круглых труб с круглым оребрением к установленной площади поверхности конденсата Рыхаба электростанции равно 0,95, а к эллиптическим трубам равно 1,25. Это получается, потому что используются разные эмпирические формулы, и каждая формула имеет свою погрешность, но видно, что эллиптические трубы имеют преимущество перед круглыми трубами.

5- Расчет металлоемкости показывает, что металлоемкость варианта круглых труб больше, чем металлоемкость варианта эллиптических труб в 1,5 раза, расчет величины поверхности секций конденсатора показывает, что вариант круглых труб занимает земля больше, чем вариант эллиптических труб почти в два раза.

6- Вентиляторы варианта эллиптических труб потребляют 49% мощности, потребляемой вентиляторами варианта круглых труб.

7- Потеря в энергетической эффективности от вентиляторов считается на уровне установки 1 % (ПГУ). Эта потеря за большей защитой водных ресурсов считается разумным решением. Потребители обычно используют электроэнергию больше, чем им нужно, особенно в ЖКХ. Уменьшение чрезмерного использования энергии более важно, чем компенсация потенциального незначительного снижения эффективности из-за воздушного охлаждения.

Заключение

В результате проделанной работы можно сделать следующие выводы:

1.анализ научных публикаций и трудов по теме диссертации показал, что в настоящее время вопрос применения КВО в энергетике слабо изучен, недостаточно информации и литературы, однако, вопросы применения и конструкции аппаратов воздушного охлаждения широко освещены в изданиях, посвященных нефтехимической промышленности;

2.результат исследования существующих конструкций КВО и выбор оптимальной конструкции для осуществления конденсации водяного пара показал, что для стационарных установок конденсации водяного пара наиболее приемлема конструкция фирмы GEA, т.е. шатровое расположение теплообменных секций с нижним размещением вентиляторов; л

3. Коэффициенты теплопередачи в КВО обычно не превышают 16-60 Вт/(м .К), поэтому все типы систем с воздушным охлаждением требуют большого поверхностного охлаждения, чтобы полностью конденсировать пар, чем система водного охлаждения

4.результаты расчетов были сравнены с результатами расчета аналогичных показателей других авторов и можно сделать вывод, что расчеты произведены верно, т.к. отличия величин находятся в пределах инженерной погрешности;

5. Срок службы КВО из стальных оцинкованных труб прогнозируется до 40 лет. Так, срок эксплуатации первых КВО фирмы GEA из оцинкованных труб уже превысил 40 лет («Аль-Хуссейн» электростанция, Иордания - с

1977 г.).

6. Если добавочная вода доступна, внедрение систем гибридного охлаждения позволяет сохранять воду, избегать высокой стоимости системы воздушного охлаждения и гарантировать сравнительно глубокий вакуум. По сравнению с системой воздушного охлаждения, они могут достигнуть существенной эффективности в течение пиковых периодов жаркой погоды.

7. Температура наружного воздуха и место строительства установки оказывают существенное влияние на работу ПГУ через характеристики ГТУ. Необходимо иметь в виду, что изменение этих характеристик оказывает влияние и на характеристики парового контура ПГУ. Поэтому надо внимательно выбирать место строительства установки. В теплые месяцы необходимо охлаждать воздух перед входом в компрессор, чтобы повышать мощность газовой турбины, так как её мощность прямо пропорциональна массе объемного расхода воздуха.

Список литературы диссертационного исследования кандидат технических наук Абу-Рахма Тайсир Мохаммед Сулейман, 2007 год

1. Абу-Рахма Т.М., Бородина О.А., Боровков В.М. Энергетика Иордании // XXXIV неделя науки СПбГПУ: Материалы Всероссийской межвузовской научно-технической конференции студентов и аспирантов. Ч. II СПб.: Изд-во Политехи, ун-та, 2007. С. 135-137.

2. Андрющенко А. И. Основы термодинамики циклов теплоэнергетических установок. М.:Высшая школа, 1985.319с.

3. Арсеньев JI. В., Черников В. А, Комбинированные установки с паровыми газовыми турбинами. СПб.: СПБГПУ,1996.124с.

4. Безлепкин В. П. Парогазовые и паротурбинные установки электростанций. СПб.: СПБГПУ, 1997.294с.

5. Берман Я.А. Исследования и сравнение оребренных трубчатых поверхностей теплообмена в широком диапазоне значении критерия Рейнольдса//Химическое и нефтяное машиностроение. 1965 . № 10. С.21-26.

6. Бессонный А. Н., Дрейцер Г.А., Кунтыш В.Б, и др// Основы расчета и проектирования теплообменников воздушного охлаждения: справочник/.; Под общ. ред.В.Б Кунтыша, А. Н. Бессонного.- СПб. -Недра, 1996.-512с.

7. Бойко Л.Д. Исследование теплоотдачи при конденсации движущегося пара внутри трубы. В кн.: Теплообмен в элементах энергетических установок. М.: Наука, 1966, с. 197-212.

8. Блюдов, В.П. Конденсационные устройства паровых турбин / — Москва; Ленинград : Энергоиздат, 1951 .207 с.

9. Боровков В.М., Абу-Рахма Т. М. Влияние окружающей температуры воздуха на мощность газовой турбины// Проблемы энергетики. 2006. № 1-2. С.3-7.

10. Боровков В.М., Абу-Рахма Т.М. Конденсационные установки паровых турбин с гибридным охлаждением // Мат. науч. конф. "Научные исследования инновационной деятельность". СПб., 2007. С. 86-91

11. Боровков В.М., Абу-Рахма Т.М. Термодинамические показатели парогазовых установок // Проблемы экономии топливно-энергетических ресурсов на промпредприятиях и ТЭС: Межвуз. сб. науч. тр. / ГОУВПО СПб ГТУ РП. СПб., 2006. С. 10-17.

12. Бродов, Ю. М. Конденсационные установки паровых турбин : Учеб. пособие для вузов.— М.: Энергоатомиздат, 1994 .— 287с.

13. Гребер Г., Эрк С, Григу ль И, Основы учения о теплообмене. М:ИЛ. 1958. —566 с.

14. Долотовская Н.В // Проектирование и оптимизация аппаратов воздушного охлаждения. Учебное пособие /. Под. Ред. Советом Саратовского государственного технического университета . Саратов 1996.

15. Дьяков А. Ф.,ПопыринЛ. С, Фаворский О. Н. Перспективныенаправления применения газотурбинных установок в энергетике России. Теплоэнергетика, 1997, № 2. — с. 60 - 64.

16. Краснов В. И., Максименко М.З. Ремонт теплообменников.— М. : Химия, 1990100с.

17. Кректунов О.П, исследование теплообмена при конденсации в вертикальных трубах пара и разработка рекомендаций по расчету теплообменного оборудования. Автореф, дис. на соиск. уч. степ. канд. техн. наук. Д.: 1987.

18. Кректунов О.П., Иващенко Н.И., Арефьев В.К., Штукина Е.В. Расчет теплоотдачи и гидравлического сопротивления при конденсации пара в трубах. Труды ЦКТИ, 1988, вып. 240, с. 41-52.

19. Кректунов О.П., Савус А.С. //Процессы конденсации и конденсаторы масложирового производства. Под ред. Э.В. Фирсовой. Санкт-Петербург, издательство АООТ «НПО ЦКТИ»1998.495с.

20. Кунтыш В.Б., Кузецов Н.М. Тепловой и аэродинамический расчеты оребренных теплообменник воздушного охлаждения. СПб.: Энергоатомтдат, 1992. — 280 с.

21. Кунтыш В.Б, Стенин Н.Е Исследование пучков оребренных биметаллических труб с различным числом поперечных рядов // Холодильная техника. 1990. — № 6. — с. 10 17.

22. Кунтыш В.Б, Федотова JI.M. Влияние угла атаки воздушного потока на теплообмен и сопротивление шахматного пучка оребренных труб // Энергетика. 1983. — № 4. — с. 93 96.

23. Лейзерович А.Ш. Одновальные парогазовые установки// Теплоэнергетика. 2000. № 12. С.69-73.

24. Мартыненко О.Г. и др. Справочник по теплообменникам: В 2-х т. Т. 2 / Пер. с англ. под ред. М.: Энергоатомнздат, 1987. 352 с.

25. Методика теплового и аэродинамического расчета аппаратов воздушного охлаждения. — М.: ВНЙИнефимаш, 1971. 102 с

26. Редкол. А. Г. Сергеев и др. Руководство по технологии получения и переработки растительных масел и жиров/— JI.: ВНИИЖ, 1975. т. I, кн.1.— 725с.

27. Сорокина Н.Е., Черных В.Н. Конденсаторы с воздушным охлаждением // XXXII неделя науки СПбГПУ: Материалы Всероссийской межвузовской научнотехнической конференции студентов и аспирантов. Ч. II. СПб.: Изд-во Политехи, ун-та, 2004. С. 108-109

28. Хавин А.А. Влияние угла атаки потока на теплоаэродинамический характеристики пучков ребристых труб / АН УССР. Редколлегия журнала«Промышленная теплотехника». — Киев, 1989. № 6957 В89. Юс.

29. Цанев С. В., Буров В. Д и Зауэр Д. Повышение экономичности энергетических установок электростанций//Электрические станции. 2001. № 12. С2-7.

30. Цанев С. В., Буров В. Д и Ремезов А.Н. Газотурбинные и парогазовые и установки тепловых электростанций. М.: Издательский дом МЭИ,2006.579с.

31. Цанев С. В., Буров В. Д и Таржков В.Е. Выбор параметров пара конденсационных парогазовых установок с котлами-утилизаторами одного давления. М.: Издательский дом МЭИ,2004. 51с.

32. Шляхин П.Н., Бершадский M.JI, Краткий справочник по паротурбинным установкам. M.-JL Госэнергоиздат, 1961.

33. Юдин В.Ф. Теплообмен поперечно-оребрениых труб. — JL: Машиноетроение, 1982. — 189 с.

34. Юдин В Ф Федорович Е.Д. Теплообмен пучков оребренных труб овального профиля // Тепломассообмен ММФ - 92: 2-Й Минский международный форум 18-22 мая 1992 г. - Минск. ИТМО нм. А.В. Лыком. 1992т- 1. часть 1,— с. 58 - 61.

35. Юдин В.Ф. Теплообмен поперечно-оребрениых труб. — Л.: Машиноетроение, 1982. — 189 с.

36. Culp, A.W. Principles of Energy Conversion. New York, N: McGraw-Hill (1979).

37. Dharam, V.P., and Ray P. "GT inlet-air cooling output on boosts output on warm days to increase revenue," Combined cycle journal. 2003 fourth quarter, P. 1-3.

38. Farmer, R. (Ed.). (1998-99). Handbook Volume 19. Gas Turbine World.

39. Jaber J., Al-Sarkhi A. Energy analysis of Jordan's commercial sector.// Energy Policy Journal. 2003. Vol.31, P. 887-894.

40. Scalzo A.J., Bannister R.L., De Corso M., & Howard G.S. Evolution of Westinghouse Heavy-Duty Power Generation and Industrial Combustion Turbines. Journal of Engineering for Gas Turbines and Power.(1996), Vol. 118, p.317.

41. Sonntag R. C., Borgnakke C.,VanWylen G. J. Краснов В. И., Fundamentals of thermodynamics. USA: John Wiley & Sons, 6th ed ,2003. — 794p.

42. The Hashemite Kingdom of Jordan, Ministry of Energy and Mineral Resources. The Jordanian IPP Solar Power Project. //The International

43. Executive Conference on Concentrating Solar Power (CSP) Berlin, 19- 20 June, 2002.

44. U.S. Environmental Protection Agency, Technical Development Document for the Proposed Section 316(b) Phase II Existing Facilities Rule, April 2002.