МОДЕРНІЗАЦІЯ ТЕПЛОВОЇ СХЕМИ ГАЗОТУРБІННОЇ УСТАНОВКИ ДЛЯ ПІДВИЩЕННЯ ЕФЕКТИВНОСТІ ЕЛЕКТРОГЕНЕРАЦІЇ

Яценко, Ростислав Костянтинович

Please use this identifier to cite or link to this item: https://er.chdtu.edu.ua/handle/ChSTU/7186

Full metadata record

DC Field	Value	Language
dc.contributor.advisor	Беспалько, Сергій Анатолійович	-
dc.contributor.author	Яценко, Ростислав Костянтинович	-
dc.date.accessioned	2026-03-05T07:33:26Z	-
dc.date.available	2026-03-05T07:33:26Z	-
dc.date.issued	2026-01-30	-
dc.identifier.uri	https://er.chdtu.edu.ua/handle/ChSTU/7186	-
dc.description.abstract	Метою роботи є удосконалення теплової схеми утилізаційної установки комбінованого циклу з циклами на трьох робочих рідинах для підвищення ККД і потужності. Для досягнення поставленої мети були поставлені наступні задачі: 1. Огляд досліджень з використання та удосконалення ПГУ, ВК та ОРР на ТЕС з метою вибору найбільш достовірних методів їх розрахунку. 2. Підбір органічної робочої рідини для роботи в нижньому циклі рециркуляційного ПГУ за умови їх конденсації в ВК. 3. Розробка методів розрахунку та параметричні дослідження кіл ПГУ, ВК та їх комплексу. 4. Розробка розрахункового методу і параметричні дослідження теплової схеми утилізаційного ПГУ з циклами на трьох робочих рідинах. 5. Розробка методики розрахунку ВК і дослідження ефективності конденсації різних типів ОРР в широкому діапазоні температур. 6. Розробка розрахункового методу і параметричні дослідження комплексу ПГУ-ВК.	uk_UA
dc.language.iso	uk	uk_UA
dc.subject	газотурбінна установка	uk_UA
dc.subject	електрогенерація	uk_UA
dc.title	МОДЕРНІЗАЦІЯ ТЕПЛОВОЇ СХЕМИ ГАЗОТУРБІННОЇ УСТАНОВКИ ДЛЯ ПІДВИЩЕННЯ ЕФЕКТИВНОСТІ ЕЛЕКТРОГЕНЕРАЦІЇ	uk_UA
dc.type	Master Thesis	uk_UA
Appears in Collections:	144 Теплоенергетика (Теплоенергетика)

Files in This Item:

File	Description	Size	Format
яценко.pdf Restricted Access		4.13 MB	Adobe PDF	View/Open Request a copy

Show simple item record

Extracted text

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ
Черкаський державний технологічний університет
Факультет електронних технологій, автотранспорту та машинобудування
Кафедра енерготехнологій

„ЗАТВЕРДЖУЮ”
Завідувач кафедри Енерготехнологій
_______________ Геннадій КАЛЕЙНІКОВ
“___” ___ 2025 р.

МАГІСТЕРСЬКА КВАЛІФІКАЦІЙНА РОБОТА
на тему:
«МОДЕРНІЗАЦІЯ ТЕПЛОВОЇ СХЕМИ ГАЗОТУРБІННОЇ
УСТАНОВКИ ДЛЯ ПІДВИЩЕННЯ ЕФЕКТИВНОСТІ
ЕЛЕКТРОГЕНЕРАЦІЇ»

ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА
код роботи МКР 25.144.92 ПЗ
Спеціальність 144 - Теплоенергетика

Виконавець роботи:
_________________________ Яценко Ростислав Костянтинович ______________________
(підпис, дата)
Науковий керівник:
_________________Чичужко М.В., к.т.н., доц.__________________________
(підпис, дата)
Рецензент:
____________________________________________________________________
(підпис, дата)

Черкаси, 2025 р.

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ
Черкаський державний технологічний університет
Факультет електронних технологій, автотранспорту та машинобудування
Кафедра енерготехнологій

„ЗАТВЕРДЖУЮ”
Завідувач кафедри Енерготехнологій
________________ Геннадій КАЛЕЙНІКОВ
“____” _____ 2025 р.

ЗАВДАННЯ
до магістерської кваліфікаційної роботи____Яценко Ростислав Костянтинович _______________
(прізвище, ім’я та по-батькові студента)
1. Тема «Модернізація теплової схеми газотурбінної установки для підвищення ефективності
електрогенерації.»
затверджена наказом ректора університету від “15”вересня 2025 р., № 261/03-03

2. Термін здачі студентом завершеної роботи __12.12.2025____________________________
3. Вихідні дані: Теплова схема газотурбінної установки
4. Перелік питань, які повинні бути розроблені в роботі: Огляд досліджень з використання та
удосконалення ПГУ, ВК та ОРР на ТЕС з метою вибору найбільш достовірних методів їх
розрахунку; Підбір органічної робочої рідини для роботи в нижньому циклі рециркуляційного
ПГУ за умови їх конденсації в ВК; Розробка методів розрахунку та параметричні дослідження
кіл ПГУ, ВК та їх комплексу; Розробка розрахункового методу і параметричні дослідження
теплової схеми утилізаційного ПГУ з циклами на трьох робочих рідинах.
5. Перелік графічного матеріалу: тема роботи, властивості робочих рідин, ts діаграма лінії
насичення води і орр, основна теплова схема пгу з циклами на трьох робочих рідинах, основна
теплова схема пгу з циклами на трьох робочих рідинах, залежність брутто і чистого ккд пгу від
початкового тиску, залежність зміни масової витрати теплоносіїв, залежність аеродинамічного
опору секцій вк і характеристик вентилятора, висновки
6. Консультанти з роботи з зазначенням розділів роботи, які їх стосуються
Підпис, дата
Розділ Консультант завдання видав завдання прийняв
Розділи 1-3 Чичужко М.В.
ОП та безпека в НС Цікановський В.Л.

7. Дата видачі завдання “_____”______. 2025 р.

Керівник _____________________
Завдання прийняв до виконання _________________
РЕФЕРАТ

Кваліфікаційна робота магістра Яценко Ростислав Костянтинович на тему «Модернізація
теплової схеми газотурбінної установки для підвищення ефективності електрогенерації.» містить
89 сторінок текстового документа, 64 використаних джерел, 27 рисунків.
Керівник – Чичужко М.В. к.т.н., доц.
Метою роботи є удосконалення теплової схеми утилізаційної установки комбінованого
циклу з циклами на трьох робочих рідинах для підвищення ККД і потужності.
Для досягнення поставленої мети були поставлені наступні задачі:
1. Огляд досліджень з використання та удосконалення ПГУ, ВК та ОРР на ТЕС з метою
вибору найбільш достовірних методів їх розрахунку.
2. Підбір органічної робочої рідини для роботи в нижньому циклі рециркуляційного
ПГУ за умови їх конденсації в ВК.
3. Розробка методів розрахунку та параметричні дослідження кіл ПГУ, ВК та їх
комплексу.
4. Розробка розрахункового методу і параметричні дослідження теплової схеми
утилізаційного ПГУ з циклами на трьох робочих рідинах.
5. Розробка методики розрахунку ВК і дослідження ефективності конденсації різних
типів ОРР в широкому діапазоні температур.
6. Розробка розрахункового методу і параметричні дослідження комплексу ПГУ-ВК.
ЗМІСТ
ВСТУП............................................................................................................................................... 4
РОЗДІЛ 1. СУЧАСНИЙ СТАН ПРОБЛЕМ ЩОДО УДОСКОНАЛЕННЯ ЕФЕКТИВНІСТЬ
УСТАНОВОК КОМБІНОВАНОГО ЦИКЛУ ................................................................................ 9
1.1 Аналіз результатів досліджень газотурбінних установок комбінованого циклу …………10
1.2 Проблеми та перспективи використання органічного циклу Ренкіна................................. 12
1.3 Аналіз робочих речовин та їх властивостей для органічного циклу Ренкіна …………….15
1.4 Проблеми і перспективи використання повітряних конденсаторів в енергетиці ……….. 20
РОЗДІЛ 2. РОЗРОБКА МЕТОДИКИ РОЗРАХУНКУ УСТАНОВКИ КОМБІНОВАНОГО
ЦИКЛУ НА ТРЬОХ РОБОЧИХ РІДИНАХ, ПОВІТРЯНОМУ КОНДЕНСАТОРІ, СИСТЕМІ
CCGT-VK......................................................................................................................................... 25
2.1 Розробка методики розрахунку теплової схеми установки комбінованого циклу з циклами
на трьох робочих рідинах ............................................................................................................. 26
2.1.1 Теоретичне обґрунтування теплової ефективності ПГУ з циклами на три робочі
рідини……………………………………..................................................................................... 26
2.1.2 Розробка теплової схеми установки комбінованого циклу з циклами на трьох робочих
рідинах……………………………………………………………………………………………..28
2.1.3 Методика розрахунку газотурбінної установки комбінованого циклу з циклами на основі
трьох робочих рідин ....................................................................................................................... 31
2.2. Розробка методики розрахунку повітряного конденсатора та вивчення його роботи на
органічних робочих речовинах ...................................................................................................... 31
2.2.1 Параметри секції повітряного конденсатора ....................................................................... 33
2.2.2 Методика розрахунку повітряного конденсатора………………………………………….34
2.3 Розробка методики розрахунку для установки комбінованого циклу – повітряного
конденсаторного комплексу ..........................................................................................................35
РОЗДІЛ 3. ПАРАМЕТРИЧНІ ДОСЛІДЖЕННЯ ТЕПЛОВОЇ СХЕМИ ГАЗОВОЇ ТУРБІНИ
КОМБІНОВАНОГО ЦИКЛУ УСТАНОВКИ................................................................................37
3.1 Вихідні дані ...............................................................................................................................38
3.2 Результати розрахунків та їх аналіз ........................................................................................ 38
РОЗДІЛ 4. ПАРАМЕТРИЧНІ ДОСЛІДЖЕННЯ ПОВІТРЯНОГО КОНДЕНСАТОРА ............. 53
4.1 Дослідження експлуатаційних характеристик повітряного конденсатора як функції
швидкості руху охолоджуючого повітря ..................................................................................... 54
4.2 Дослідження особливостей роботи повітряного конденсатора від температури
охолоджуючого повітря ................................................................................................................. 60
РОЗДІЛ 5 ОХОРОНА ПРАЦІ ТА БЕЗПЕКА У НАДЗВИЧАЙНИХ СИТУАЦІЯХ…………….68
ВИСНОВОК ПО РОБОТІ............................................................................................................... 84
ЛІТЕРАТУРА.................................................................................................................................... 86

МКР 25.144.92 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Яценко Зміст Літ. Арк. Акрушів
Перевір. Чичужко магістерської роботи
Реценз.
Н. Контр. ЧДТУ, МТЕ-45
Затверд. Калейніков
ВСТУП
Актуальність роботи
Основним напрямком удосконалення енергетичних установок є підвищення їх
ефективності, надійності та маневреності, а також зменшення шкідливого впливу на
навколишнє середовище.
З термодинаміки відомо, що основними факторами підвищення ефективності циклів є
підвищення температури на вході тепла і зниження температури відведення тепла [1]. На
рисунку 1 показаний найпростіший цикл газотурбінної установки комбінованого циклу (ПГУ),
для якої: КСС - вхід тепла в камеру згоряння (КК), θС - температура вхідного тепла, θUH -
температура газів, що виходять з котла-утилізатора (HRSG), tK - температура відведення тепла,
tS - температура насичення парою у випарнику CU, δt0 - температурний напір в гарячому кінці
CU.

Рисунок 1 – Цикл роботи газотурбінної установки комбінованого циклу одноконтурним
барабанним котлом-утилізатором тепла

Підвищення температури подачі тепла θС визначається конструкційними матеріалами, з
яких виготовлені агрегати, і вдосконаленням систем їх охолодження [2]. Так, з удосконаленням
конструкційних матеріалів на тепловій електростанції (ТЕС) на паротурбінних установках
(ПТУ) відбувається підвищення температури пари перед турбіною з 450 до 600 °С дозволило
підвищити електричний ККД професійно-технічних навчальних закладів за наявності
розробленої системи рекуперативного нагріву живильної води та перегріву проміжної пари з
25 до 46 %, а на газотурбінних установках підвищення температури від 700 до 1600 °С
призвело до підвищення електричного ККД газотурбінної установки (ГТУ) простого циклу з
22 до 43,5 %.
Зниження температури розсіювання тепла tK впливає на ефективність циклу більше, ніж
підвищення температури подачі тепла, але в ГТУ вона обмежена процесом в газовій турбіні, а в
ПТУ – температурою охолоджуючого середовища і процесом в конденсаторі. Наприклад, коли
ПТУ працює на водяній парі, а також при охолодженні пари в конденсаторі водою, температура
тепловіддачі в циклі не може бути нижче 15  С. У зимовий час температура розсіювання тепла
може знижуватися нижче 15 ° С, якщо пар в конденсаторі охолоджується повітрям, але надійність
установки знижується через можливість замерзання води в трубках конденсатора. Можливе
зниження температури відведення тепла в циклі нижче 0 °С і надійна робота при використанні
повітряного конденсатора (РТ), якщо в якості робочого тіла в циклі ПТУ використовуються
органічні робочі рідини (ОРР).
В даний час найвищий ККД досягається при утилізації ПГУ бінарного типу, де поєднуються
два цикли: цикл ГТУ, в якому робоче тіло є сумішшю повітря і продуктів згоряння вуглеводневого
палива, і цикл ПТУ, де робочим тілом виступає вода. Зв'язок між циклами здійснюється через
котел-утилізатор (HRSG), де теплота відпрацьованих газів ГТУ передається робочому тілу циклу
PTU.
Шляхи підвищення ефективності утилізації ПГУ визначаються рівнянням [1]:
 УПГУ =  GTU+(1– ГТУ)· KU· TVET, (1)
де  UPGU – ефективність утилізації ПГУ;  GTU – ЕФЕКТИВНІСТЬ ГТУ;  CU –
ЕФЕКТИВНІСТЬ МС;  PTU – ЕФЕКТИВНІСТЬ ПРОФЕСІЙНО-ТЕХНІЧНОЇ ШКОЛИ.
З (1) випливає, що для підвищення ефективності утилізації ПГУ необхідно збільшити ККД
газової турбіни, КУ і ПТУ. У той же час в утилізації ПГУ визначальне значення має ГТУ, так як
його потужність становить 2/3 потужності всього агрегату, а ККД КУ і ПТУ сильно залежать від
температури газів на виході з газової турбіни. що визначається конструкційними матеріалами, з
яких він виготовлений, і досконалістю його систем охолодження. В даний час досягнута
температура перед газовою турбіною в 1600 ° С, що дозволило отримати ККД ГТУ 43,5%.
Ведуться дослідження по досягненню температури перед газовою турбіною 1700 °С, що
дозволить отримати ККД ГТУ до 45%. Підвищення температури перед газовою турбіною
призводить до підвищення температури за нею, що підвищує ККД МС і дозволяє збільшити ККД
ПТУ. Так, на виході з газової турбіни ГТУ 9ННА.02 температура 645  C [3], що дозволило
отримати температуру пари перед паровою турбіною (PT) в циклі PTU 620 °C.
ККД КУ визначається співвідношенням температур відпрацьованих газів ГТУ на вході і
виході. Температура відпрацьованих газів ГТУ на вході в КБ визначається процесом в газовій
турбіні, а температура на виході повинна бути вище 75 °С, щоб виключити виникнення
низькотемпературна корозія металу газового конденсатного підігрівача (ГПК).
ККД ПТУ в основному визначається температурою водяної пари на вході в парову турбіну
(ПТ), яка залежить від роботи ГТ, а також температурою відведення тепла в
конденсатор, температура якого при циклі на воді, як було показано вище, не може бути менше
15 °C.
Для підвищення ККД ПТУ в МС застосовують дво- або трьохконтурні схеми парогенерації
з метою максимального використання тепла відпрацьованих газів газотурбінної установки в КУ.
Застосування двоконтурної схеми дозволяє збільшити ККД на 1,75%, а трехконтурной - на 2,35%,
в порівнянні з одноконтурною. Застосування проміжного парового перегріву в триконтурному
ПГУ дозволяє підвищити ККД на 1,2% в порівнянні зі звичайною двоконтурною схемою [4, 5].
З проведеного аналізу випливає, що при роботі циклу ПТУ на воді і водяній парі можливе
подальше підвищення ефективності утилізації ПГУ в основному за рахунок підвищення
температури суміші повітря і продуктів згоряння перед газовою турбіною газової турбіни.
При заданій температурі водяної пари перед паровою турбіною підвищення ККД ПТУ
установки комбінованого циклу можливо в основному за рахунок зниження температури
відведення тепла в циклі, тому в ряді робіт [6-9] в якості робочого тіла циклу ПТУ пропонується
використовувати органічні робочі рідини з низькою температурою кипіння, а в ВК з неї відводити
теплоту. Це в зимовий час дозволить надійно відводити тепло в циклі при негативних
температурах і підвищить ефективність роботи професійних і утилізаційних ПГУ. У той же час,
проблемою при підборі робочої рідини для CRO є правильний підбір ОРР, так як вони
розроблялися для використання в холодильному обладнанні і тому їх верхня межа
температура в умовах термічного розкладання становить 200÷300 °С.
Сучасні ГТ мають температуру газу на виході 400÷630 °C, а ОРР допускають верхню
температуру до 200÷300 °C, а використовуючи бінарний цикл утилізації CCGT в CU з ними, ми
втратимо 200÷330 °C температурного напору, що знизить теплову ефективність утилізації ПГУ.
Для того щоб усунути цей недолік, в ряді робіт пропонується використовувати цикли утилізації
ПГУ більше двох, але на трьох робочих рідинах [1, 10–14]. При утилізації ПГУ з циклами на
трьох робочих рідинах верхній цикл ГТУ працює на суміші повітря і продуктів згоряння газу,
середній цикл ПТУ - на воді і водяній парі, а нижній цикл ПТУ - на ОРР. З огляду на, що в даний
час основним робочим тілом в ПТУ є вода і обладнання, що працює на ній, добре освоєно,
доцільно вибирати її в якості робочої рідини для середнього циклу.
Актуальна конденсація ОРР в ВК. Як показав аналіз літератури [146-180], це питання в
даний час вивчено недостатньо.
При роботі ПГУ в умовах низьких середньорічних температур навколишнього повітря у
віддалених північних районах нафто- і газопроводів з'являється можливість більш ефективної
роботи за рахунок застосування циклів на трьох робочих рідинах, в яких нижній цикл працює на
ОРР, а його конденсація відбувається в ВК. Аналіз літератури не виявив досліджень ланцюгів
ПГУ з циклами на трьох робочих рідинах. Параметричне дослідження теплової схеми
утилізаційної установки комбінованого циклу з циклами на трьох робочих рідинах,
запропоноване автором, дозволяє визначити діапазон параметрів, які можуть забезпечити значне
зниження витрат на експлуатацію виносних об'єктів електропостачання.
Враховуючи вищезазначене, у роботі ставиться завдання підвищення ефективності
утилізації ПГУ з циклами на трьох робочих рідинах, де верхній цикл ГТУ працює на суміші
повітря та продуктів згоряння газу, середній цикл ПТУ – на воді, а нижній цикл ПТУ – на ОРР,
тоді як конденсація ОРР здійснюється у ВК.
Об'єктом дослідження є утилізаційна установка комбінованого циклу з циклами на трьох
робочих рідинах і конденсацією ОРР в ВК.
Метою роботи є удосконалення теплової схеми утилізаційної установки комбінованого
циклу з циклами на трьох робочих рідинах для підвищення ККД і потужності.
Для досягнення поставленої мети були поставлені наступні задачі:
1. Огляд досліджень з використання та удосконалення ПГУ, ВК та ОРР на ТЕС з метою
вибору найбільш достовірних методів їх розрахунку.
2. Підбір органічної робочої рідини для роботи в нижньому циклі рециркуляційного ПГУ за
умови їх конденсації в ВК.
3. Розробка методів розрахунку та параметричні дослідження кіл ПГУ, ВК та їх комплексу.
4. Розробка розрахункового методу і параметричні дослідження теплової схеми
утилізаційного ПГУ з циклами на трьох робочих рідинах.
5. Розробка методики розрахунку ВК і дослідження ефективності конденсації різних типів
ОРР в широкому діапазоні температур.
6. Розробка розрахункового методу і параметричні дослідження комплексу ПГУ-ВК.
Наукова новизна дослідження полягає в наступному:
1. Вперше виведено рівняння залежності між ККД ПГУ і циклами на трьох робочих
рідинах з ККД циклів і ефективності елементів, що з'єднують ці цикли.
2. Розроблені оригінальні методи розрахунку двох теплових схем утилізаційного ПГУ
з циклами на трьох робочих рідинах, що розрізняються способом нагріву конденсату ОРР перед
економайзером низького тиску - рециркуляції конденсату і регенеративного нагріву конденсату в
змішувальному нагрівачі. Регенеративний нагрів конденсату в змішувальному нагрівачі показав
свою ефективність.

РОЗДІЛ 1. СУЧАСНИЙ СТАН ПРОБЛЕМ ПІДВИЩЕННЯ ЕФЕКТИВНОСТІ
РОБОТИ УСТАНОВОК КОМБІНОВАНОГО ЦИКЛУ

МКР 25.144.92 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Яценко Літ. Арк. Акрушів
Перевір. Чичужко Розділ 1
Реценз.
Н. Контр. ЧДТУ, МТЕ-45
Затверд. Калейніков
РОЗДІЛ 1. СУЧАСНИЙ СТАН ПРОБЛЕМ ПІДВИЩЕННЯ ЕФЕКТИВНОСТІ
РОБОТИ УСТАНОВОК КОМБІНОВАНОГО ЦИКЛУ
1.1 Аналіз опублікованих результатів досліджень на установках комбінованого циклу
Відповідно до ГОСТ 27240-87 електростанція комбінованого циклу, що працює на
органічному паливі, являє собою конструктивний набір парових і газових турбін, камер згоряння,
компресорів, парогенераторів, допоміжного обладнання та систем управління, які об'єднані в
загальний газоповітряний і пароводяний тракт. Цей агрегат призначений для одночасного
перетворення енергії продуктів згоряння і пари в механічну роботу валів газових і парових турбін
[15].
Теоретичні умови використання технологій ПГУ були розроблені в 60-х роках 20 століття.
Однак для ефективної реалізації проектів ПГУ були потрібні високотехнологічні потужні газові
турбіни. Тому лише значний прогрес у газотурбобудуванні, починаючи з 1990-х років, дав якісний
стрибок у підвищенні ефективності виробництва електроенергії за допомогою ПГУ [16].
У 1960-х роках електричний ККД газових турбін становив 24÷32%, у 1980-х роках рівень
піднявся до 36÷37%, що дозволило створювати ПГУ з ККД до 50% на той момент. На
сьогоднішній день ККД газових турбін досягає 40% і більше [17], що дозволяє проектувати ПГУ
з ККД до 60% і вище. Для традиційних паротурбінних установок, у разі успішного технічного
вирішення проблем, пов'язаних із застосуванням наднадкритичних параметрів пари, ККД
становитиме 47÷49%, що значно нижче досягнутих значень ККД ПГУ [16]. Крім того, вартість
паротурбінних установок значно нижча, ніж у паротурбінних установок і становить від $500 до
$800/кВт [18], і залежить від одиничної потужності, конструктивних особливостей та
комплектації обладнання. Для паротурбінних установок вартість будівництва коливається від
$2000 до $3000/кВт. Будівництво теплових електростанцій з ПГУ займає близько 2 років, для
паротурбінних установок від 3 до 5 років [19].
Високий ККД парогенераторних установок на сьогоднішній день дозволяє широко
використовувати їх в теплоенергетиці і відкриває шляхи для їх подальшого розвитку. У світовій
літературі існує безліч рішень щодо вдосконалення газотурбінних і комбінованих технологій з
метою підвищення надійності, екологічності, маневреності та ефективності.
Так, в роботах [20-24] пропонуються технічні рішення щодо зниження температури повітря
на вході в компресор з метою зменшення залежності техніко-економічних параметрів
газотурбінних і парогенераторних установок від умов навколишнього середовища. Авторами
пропонуються: система VAIAC; технології закачування енергії регазифікації СПГ в систему
забору повітря; холодний тепловий акумулятор; абсорбційні холодильні машини для ефективного
охолодження повітря на вході в компресор до температури 10÷15 °С.
У [25-34] розглядаються питання використання внутрішньоциклічної газифікації (IGCC)
вугілля та біомаси в ПГУ, а також спалювання синтез-газу за допомогою пристроїв для
уловлювання СО та СО2 з димових газів. Технології IGCC разом з технологіями передового
очищення димових газів дозволять розширити спектр використовуваних видів палива і досягти
високого ступеня уловлювання шкідливих речовин, але вартість будівництва цих установок
комбінованого циклу зростає до 3000÷5500 $/кВт.
У роботах [35-37] передбачені варіанти оптимізації газотурбінного циклу з метою
підвищення ефективності установки комбінованого циклу. У [38-41] оцінюється ефективність
парового охолодження лопаток газової турбіни і впорскування пари в камеру згоряння з метою
підвищення початкової температури газів в газотурбінному агрегаті. Відзначено, що ці рішення
дозволяють підвищити ККД ПГУ на 1,7÷2,1% за рахунок більш високої температури перед
газовою турбіною, і як наслідок, високої температури відпрацьованих газів ГТУ перед МС.
У [42-52] запропоновані рішення по оптимізації роботи котла-утилізатора з метою
максимального використання тепла газів, що відходять газотурбінної установки в
паротурбінному циклі. Акцент робиться на ексергетичній ефективності котла-утилізатора.
Завдяки запропонованій оптимізації робочих параметрів, конструктивних рішень, збільшенню
числа контурів знижується вартість електроенергії, що поставляється, підвищується надійність і
мобільність установки. У [42] К. Р. Хусаїнов пропонує розміщувати в повітроохолоджувачі
компресора ГТУ для ПГУ пароперегрівач низького тиску з двоконтурним КЗ, і зазначає, що таке
рішення дозволяє підвищити ККД ПГУ на 3%.
У роботах [53-58] розглядаються проблеми і методи проектування технологій уловлювання
СО2 з димових газів ПГУ.
[59-76] наводяться варіанти оптимізації теплових схем, компонування обладнання, робочих
параметрів, основного і допоміжного обладнання комбінованих циклів з метою зниження
капітальних витрат на будівництво, експлуатаційних витрат, зниження навантаження на
навколишнє середовище і підвищення маневреності комбінованих установок. У роботі [61]
показано, що для одновального компонування установки комбінованого циклу, в якій газова
турбіна, компресор, парова турбіна і електрогенератор розташовані на одному валу, капітальні
вкладення скорочуються на 10% в порівнянні з багатовальною компоновкою. У [62] доведено
тепловий ККД ПГУ з рекуперативним нагріванням живильної води перед газовою турбіною CU,
тоді як ефективність ПГУ на базі газової турбіни Siemens V94.2A зростає з 56 до 60%. [28]
забезпечує оптимізацію компонування і робочих параметрів для ПГУ з трьохконтурним КУ, що
дозволяє знизити вартість монтажу на 9%.
У [27] для досягнення максимального коефіцієнта використання палива запропоновані
схеми когенераційних ПГУ, в яких виробляється електроенергія, тепло і холод з можливістю
використання такої установки в вододефіцитних приміщеннях разом з повітряним
конденсатором.
У роботах [10] вивчаються теплові схеми ПГУ з циклом ПТУ, що працюють за циклом ОРР
– органічний цикл Ренкіна (ОРК), проводиться попередній розрахунок і проектування основного
обладнання для цієї установки. Вчені розглядають експлуатаційні характеристики речовин для
використання на заводі комбінованого циклу. Однак верхня межа початкової температури для
ГКЛ не може бути вище 250÷300 °С, тому ці технології вигідно використовувати тільки на
малопотужних газотурбінних установках з низькою температурою відпрацьованих газів.

1.2 Проблеми і перспективи використання органічного циклу Ренкіна
Ефективність установок комбінованого циклу в значній мірі залежить від ефективності
низькосортної частини, зокрема циклу Ренкіна. У сучасній установці утилізаційного типу
комбінованого циклу низькосортна частина складається з паротурбінної установки, що працює
на водяній парі. Однак вода має ряд недоліків, пов'язаних з температурою замерзання на рівні 0
°C, що не дозволить відводити тепло з циклу нижче цього значення. Тому в даній роботі
пропонується використовувати два циклу Ренкіна в установці комбінованого циклу. Перший цикл
Ренкіна працює на водяній парі і призначений для утилізації тепла відпрацьованих газів
газотурбінної установки при температурі 400÷650 °C, а другий цикл - це органічний цикл Ренкіна,
що працює на ORT, який здатний утилізувати і з користю використовувати відпрацьоване тепло
від циклу водяної пари і тепло охолоджених відпрацьованих газів газотурбінної установки в CU
в діапазоні температур 150÷350 °C.
Робота присвячена розробці оптимальної схеми взаємодії між цими двома циклами та
пошуку рішення для відведення тепла в нижньому циклі при низьких температурах з метою
підвищення ефективності роботи установки комбінованого циклу.
У сучасній літературі є багато інформації про КР, оптимізації схем і робочих параметрів,
компонуванні обладнання, можливості утилізації різних низькопотенційних теплових речовин.
[50] надає огляд ринку CRO і пропонує варіанти економічної оптимізації систем рекуперації
тепла з використанням CRO, в яких шукають оптимальні характеристики для речовин: аміак,
R123, PF5050, R245fa, н-бутан, н-пентан, R1234yf, азеотропні розчини Solkatherm та ін робота з
температурою випаровування.
У [58] вивчаються питання створення та експериментального вивчення турбін, що
працюють на ОРР. Радіальні турбіни, розширювачі, турбодетандери та спіральні розширювачі
розглядаються для використання в ОРК на ОРР. Для турбомашин робочими речовинами
вважаються з урахуванням умов експлуатації і екологічно чистих характеристик. У роботі [10]
описані особливості бінарних циклів, в яких в якості нижнього циклу використовується CRO, а
до ОРР пред'являються такі вимоги: термодинамічні, теплофізичні та експлуатаційні. Проведені
розрахунки показують, що турбіни, що працюють на ОРР і виконані за типовою конструкцією, не
відповідають вимогам надійності. Тому в [10] запропонована конструкція турбіни з консольним
ротором. У [11] автори пропонують використовувати турборозширювачі для CRO (рисунок 2),
оскільки вони компактні, мають тривалий термін служби та спрощене компонування.

Рисунок 2 – Схема комбінованого малопотужного агрегату ГТУ-ОРК

Як зазначалося вище, схема установки, наведена на рисунку 2, застосовна і для надбудови
газових турбін малої потужності (менше 200 кВт), так як вони мають низьку температуру газів на
виході з газової турбіни. Особливістю цього вузла є проміжний термомасляний контур, на який
передається теплота відпрацьованих газів. Цей контур захищає горючу робочу рідину нижнього
контуру від займання. Через випарник і нагрівач тепло від масляного циклу передається
нижньому циклу, який працює на пентані. Пентан в стані насичення після випарника
відправляється в турбоекспандер, де розширюється. Важливою частиною даного вузла є схема
відведення тепла з нижнього циклу, тому що після турбодепандера органічне робоче тіло
знаходиться в стані перегрітого пара, тому для того, щоб прибрати цей перегрів, необхідно
встановити теплообмінник, в якому тепло від пари ОРР передається конденсату, тим самим
нагріваючи його перед нагрівачем. Далі охолоджений пар направляється в повітряний
конденсатор, де конденсується всередині вимитих повітрям труб.
Для газотурбінної установки більшої потужності установка такої схеми ГКЛ нерентабельна,
так як велика частина потенційної енергії відпрацьованих газів втрачається в масляному контурі.
Однак така схема агрегату має ряд переваг: компактний турбодетандер і можливість конденсації
ОРР при негативних температурах в повітряному конденсаторі.
У [11] автор досліджує ефективність роботи установок рекуперації тепла з використанням
органічного робочого середовища в нижньому тепловому контурі (рисунок 3).

Рисунок 3 – Технологічна схема газотурбінного циклу з комбінованим контуром рекуперації
тепла на ОРР:
ГП – підігрівач газу ОРР, ТД – турбодетандер, КВ – повітряний компресор, КС – камера згоряння, ГТ – газотурбіна,
КЮ – котел-утилізатор, ПЕ – пароперегрівач, I – випарник, ГП – газовий підігрівач, ТД1, ТД2 – турбодетандер, Т1,
Т2 – теплообмінник-рекуператор, К1, К2 – конденсатор, КН1, КН2 – конденсат
Насос

У цьому агрегаті перетворення низькопотенційної енергії відбувається в двох замкнутих
циклах, що працюють на бензолі і бутані. В якості робочого тіла першого контуру виступає
бензол, а в ролі робочого - другого контуру - бутан. Процес нагріву бензолу відбувається в CU (в
газовому підігрівачі, випарнику і пароперегрівачі), в який надходять відпрацьовані гази
газотурбінної установки з температурою 456 °С. Бензол з температурою 360 °С направляється в
турбодетандер (ТД1), в якому розширюється і при температурі 188,6 °С направляється в
теплообмінник (Т1), в якому знімається перегрів, потім в охолоджений бутаном конденсатор. У
теплообміннику (Т1) випаровується бутан, який направляється в турбодетандер (ТД2). На виході
з ТД2 бутан з температурою 43,7 °С направляється в теплообмінник Т2, потім в охолоджений
водою конденсатор.
До переваг даного агрегату можна віднести наявність теплообмінників, що знижують
втрати в конденсаторі і підвищують теплову ефективність. До недоліків можна віднести
високотемпературні головки в CU між бензолом і вихлопними газами ГТУ: в гарячому кінці CU
становить 96 °C; Небезпека термічного розкладання бензолу при взаємодії з відпрацьованими
газами газотурбінної установки, бутаном, низька надійність агрегату, наявність конденсатора, що
охолоджується водою, не допускає конденсації бутану при низьких температурах.
У роботі [13] вивчаються і аналізуються властивості ОРР для CRO. Властивості речовин
аналізуються за допомогою комп'ютерного моделювання з урахуванням таких параметрів безпеки
та навколишнього середовища, як горючість, токсичність, ODP та GWP. Параметрична
оптимізація та аналіз ефективності системи рекуперації відпрацьованого тепла на основі CRO з
використанням R12, R113, R123, R134a, R141b, R142b, R152a, R227ea, R236fa, R236ea, R245fa,
RC318, R600, R600a, HFE7000, CO2, n-пентнан, ізобутан, пропан, алкани, силоксани, цеотропні
суміші, фторвуглеці. Автори зазначають, що для рекуперації тепла при температурі 250÷300 °C
більш висока ефективність OCR досягається при використанні алканів, ароматичних сполук і
силоксанів, тоді як для рекуперації тепла при більш низькій температурі рекомендується
використовувати природні холодоагенти і фреони. що цеотропні суміші не підвищують
ефективність CRO, але підвищують експлуатаційну та екологічну безпеку. В [122] відзначені
переваги використання фторвуглеводнів в ХОР: вони мають високу щільність, високу
температуру розкладання, конденсація відбувається при надлишковому тиску, мають хімічну
інертність, забезпечують пожежну безпеку. У [16] вивчаються характеристики теплопередачі при
випаровуванні ОРР для ефективності роботи ОРК. Зазначено, що оптимальна конструкція
випарника є одним із ключових факторів підвищення ефективності та економії CRO. Отримані
дані показують, що модифіковані CRO є більш ефективними з використанням R113. Однак R113
належить до групи озоноруйнівних холодоагентів, тому його використання в даний час
заборонено Монреальським протоколом.
В [12] показано, що CRO з відбором пари з турбіни має найвищу теплову і ексергічну
ефективність.
У роботах [12] описані методи підбору оптимальних робочих речовин для використання в
умовах утилізації низькопотенційного тепла з урахуванням екологічних, фізико-хімічних,
технічних та економічних вимог.
Слід зазначити, що в представлених роботах не розглядається весь перелік параметрів,
якими володіють ОРР і розглядаються далеко не всі відомі безпечні речовини.

1.3 Аналіз робочих речовин та їх властивостей для органічного циклу Ренкіна
В ОРР в якості робочої рідини використовуються ОРР з низькою температурою кипіння, що
дозволяє вирішити ряд завдань, які має вода: знизити температуру відведення тепла за рахунок
використання повітряного конденсатора в зимовий час і тим самим підвищити ефективність
циклу. За рахунок високої щільності вдається зменшити габарити, вагу і вартість агрегату.
Застосування повітряних присосок в конденсаторі може бути зменшено або виключено і
поліпшено теплообмін в ньому. CRO використовується для виробництва електроенергії на основі
низькопотенційного тепла, але може використовуватися і в циклах ПГУ [9]. У північних регіонах,
де температура повітря тривалий час тримається нижче 0 °С, можливе зниження температури
відведення тепла в циклі за рахунок використання ВК замість традиційних конденсаторів, а в
якості робочої рідини – ОРТ, які не замерзають при температурі нижче -40 °С. Більшість ОРТ
хімічно руйнується при температурі вище 200÷350 °С. Тому пропонується використовувати ОРР
в ПГУ з трьома циклами: верхній - цикл Брейтона для газових турбін, середній - цикл Ренкіна
на воді, а нижній - CRO [4]. Застосування ОРР в ОРК дозволяє відводити тепло в ОРК при
температурі нижче 0 °С [9], знизити розміри і вартість парової турбіни і конденсатора, а також
значно знизити витрату води на технологічні цілі. 130. Екологічна чистота холодоагенту
визначається потенціалами ODP і GWP.
Виділяють 4 групи органічних робочих рідин, представлених в таблиці 1.
Таблиця 1 – Групи ОРР
Ні Група ОРР Речовини
1 Р11, Р12, Р12В1, Р13, Р13В1, Р21, Р22, Р113,
Озоноруйнівні хлорфторвуглеці та Р114, Р115, Р123, Р124, Р141б, Р142б, Р502,
гідрохлорфторвуглеці Р503, Р504
2 Р401, Р401Б, Р401С, Р402А, Р402Б, Р403А,
Р403Б, Р405А, Р406А, Р408А, Р409А, Р409Б,
Перехідні гідрохлорфторвуглеці
Р411А, Р411Б, Р412Ф, Р509, С10М1, С10М2
3 Р23, Р32, Р125, Р143а, Р161, Р128, Р134а, Р152а,
R131, R227ea, R326fa, R245fa, R116, RC318,
Озонобезпечні гідрофторвуглеці
RE347mcc, R846, HFO-1234yf
4 повітря (R729), аміак (R717), вуглекислий газ
(R744), етан (R170), пропан (R290), ізобутан
Природні холодоагенти (R600a), н-бутан (R600), циклопропан (C270),
циклопентан (R1270), диметиловий ефір (RE170)

ОРТ при роботі в РРО повинен володіти наступними властивостями:
- тиск насичення парами ОРР в діапазоні робочих температур циклу повинен бути не
нижче атмосферного, щоб не виникало проблем по створенню вакууму, забезпечення міцності
і герметичності теплообмінників, трубопроводів і запірної арматури;
- ОРР повинен мати високу температуру в критичній точці;
- для зменшення розмірів об'єкта ОРР повинен мати високу щільність і молекулярну
масу;
- висока питома робота в турбіні для діапазону робочих температур;
- теплоємність ОРР в рідкому стані повинна бути якомога меншою, а теплота
пароутворення - якомога більшою;
- Для забезпечення низьких втрат на тертя і високих коефіцієнтів теплопередачі речовина
повинна мати низьку в'язкість рідкої і парової фаз;
- для забезпечення ефективного теплообміну повинна бути присутня висока
теплопровідність рідкої і парової фаз;
- похідна dT/dS повинна бути близькою до 0, де T – температура; S - ентропія для
магістралі насиченої пари, яка забезпечить роботу турбіни без втрат від вологості і не зажадає
перегріву пари в циклі;
- в області високих температур циклу (>400 °C) повинна бути забезпечена термічна
стабільність;
- Щоб запобігти замерзанню, потрійна точка повинна бути нижче найнижчої
температури циклу;
- ОРР не повинен бути токсичним, легкозаймистим і вибухонебезпечним;
- ОРР повинен бути недорогим, легкодоступним і екологічно чистим;
- ОРР повинен мати низькі значення ODP і GWP.
В даний час не існує жодного ОРР, який повністю відповідає перерахованим вимогам. На
підставі аналізу наявних публікацій [13] та вимог до робочих рідин для досліджень були
відібрані такі робочі рідини: вода, аміак, пентан, бутан, R134a, R152a, R365mfc, RC318,
R236ea, R236fa, R123, R245ca, R245fa.
Ці ОРР мають низький ODP. Пентан і бутан мають ПГП, близький до 0. Їх недоліком є
горючість. Решта ОРР не горючі, але мають високі значення ПГП. Всі вибрані ОРР мають
позитивний нахил граничної кривої насиченої пари, тому процес в паровій турбіні проходить
через ділянки перегрітої пари.
Теплофізичні і термодинамічні властивості робочих тіл, визначених на основі бази
РЕФПРОП [13], наведені в таблицях 2 і 3, де параметри вказані наступним чином: М –
молекулярна маса; ttr - температура потрійної точки; t0 - температура кипіння при тиску 98
кПа; tkr - критична температура; Ptr — критичний тиск; ρcr — критична щільність; ξ —
значення похідної dT/dS на лінії насиченої пари; ПГП – потенціал глобального потепління; Ps
– тиск насичення, ρ* – щільність, а μ* – динамічна в'язкість при температурі 15 °C.
Таблиця 2 – Властивості робочих рідин
Робоча tтр, °C t0, °C ρкр, моль/л ПГП
М, г/моль ξ, Дж/(кг· К2)
рідина
Вода 18 -0 100 17,87 -17,78 0
аміак 17 -78 -33 13,21 -10,48 3
Бутан 58 -138 -1 3,92 1,03 3
Пентан 72 -130 36 3,22 1,51 11
Р134а 102 -103 -26 5,02 -0,39 1300
Р152а 66 -119 -24 5,57 -1,14 120
Р236еа 152 -273 6,5 3,70 1,39 1200
R236fa 152 -93 -1 3,70 0,76 8000
Р123 153 -107 28 3,60 2,76 90
R245ca 134 -273 25 3,91 1,38 610
R245fa 134 -102 15 3,85 0,19 950
R365mfc 148 -34 40 3,20 0,86 < 1500
р
РК318 200 -40 -7 3,10 1,12 9100

З таблиці 2 видно, що природні рідини мають низькі значення ПГП, тоді як синтетичні
фреони можуть мати значний вплив на інтенсивність глобального потепління.
Таблиця 3 – Експлуатаційні характеристики робочих рідин
Робоча рідина Ркр, МПа tкр, °C Рк, МПа μ *,
ρ*, кг/м3
мПа·с
Вода 22,06 373,95 0,002 999 1142
аміак 11,33 132,25 0,72 617 146
Бутан 3,80 151,98 0,18 584 175
Пентан 3,37 196,55 0,05 631 238
Р134а 4,06 101,06 0,49 1244 221
Р152а 4,52 113,25 0,44 925 183
Р236еа 3,50 139,29 0,143 1456 441
R236fa 3,20 124,85 0,101 1393 324
Р123 3,66 183,68 0,062 1489 470
R245ca 3,925 174,42 0,068 1411 622
R245fa 3,65 154,01 0,101 1365 464
R365mfc 3,27 186,85 0,037 1278 463
РК318 2,78 115,23 0,224 1538 420

Pentane, R365mfc, R123 мають найвищі критичні температури.
Найнижчі значення в'язкісно-густинних характеристик мають (у міру їх збільшення):
аміак, бутан, пентан, R152a, R134a, R236fa, R365mfc, R245fa, R236ea, RC318,
R123, R245ca, вода. На рисунку 4 показана діаграма ТП для ліній водонасичення і деяких ОРР,
які можуть бути використані в CRO.

Рисунок 4 – TS діаграма лінії насичення води і ОРР [15]

З рисунка 4 видно, що теплота пароутворення води вище, ніж у ОРР, тому питома робота
ХРО відносно невелика. Для того щоб збільшити продуктивність ГКЛ, необхідно збільшити
масову швидкість і витрата теплоносія. У зв'язку з низькою ентальпією випаровування ОРР
агрегати мають просту конструкцію, тому на ОРЦ використовуються одно- і двоступеневі
турбіни. Крім того, практично для всіх ОРР розпад лінії насичення відбувається зі зменшенням
ентропії, тому в турбіні процес розширення відбувається в області перегрітого стану.
Вода в теплоенергетиці є основною речовиною як робоче тіло в кругообігу. У той же час
він має суттєві недоліки: велике негативне значення ξ = 17,78, що вимагає перегріву пари і
призводить до значних втрат від вологості в турбіні; висока температура потрійної точки 0 °С,
що створює проблеми при експлуатації в зимовий час і не дозволяє знизити температуру
розсіювання тепла в циклі нижче 10 °С; висока в'язкість в рідкому стані μ призводить до
великої витрати електроенергії на перекачувальні насоси; Для досягнення високої
ефективності потрібні високі тиски і температури у верхній частині циклу і глибокий вакуум
в нижній частині, що створює безліч проблем з вибором матеріалів і вакууму. Всі розглянуті
холодоагенти, крім води, мають триточкову температуру нижче -50 °С, що визначає їх надійну
роботу в зимовий період. Аміак порівнянний з водою по ряду властивостей. До недоліків
аміаку можна віднести: високий тиск конденсації, що вимагає збільшення витрат на вихлопну
частину парової турбіни і на конденсатор; високе негативне значення,ξ = -10,48, що призводить
до великих втрат вологи; високий напір на перекачувальних насосах, що призводить до
значних витрат електроенергії на власні потреби. Крім того, аміак отруйний, легкозаймистий
і вибухонебезпечний, що значно обмежує його застосування. Всі інші ОРР мають ξ близький
до 0, що забезпечує їх роботу в паровій турбіні без втрат від вологості. Як перевага, пентан, в
порівнянні з бутаном, має більш високу молекулярну масу і більш високу критичну
температуру, а як недолік - високий t0, що призводить до утворення вакууму в конденсаторі
при температурі нижче 36 °С. Поширеним недоліком є горючість. Фреони R134a і R152a мають
найнижчі температури кипіння, тому вони більш кращі для холодильних машин критична
температура. Найбільш кращими для використання в CRO є фреони R365mfc, R236fa і R245fa.
Основним недоліком R236fa є його високе значення GWP. Як перевага, R365mfc, R245fa,
R245ca в порівнянні з R236fa мають більш високі значення питомої теплоти пароутворення і
теплопередачі при температурі насичення 100 С до тиску насиченої пари при температурі 15
С, а як недолік - більш високу температуру t0
[16].
На підставі проведеного аналізу можна зробити висновок, що з речовин, представлених
в базі даних REFPROP [14], пентан, бутан, R245fa, R245ca і R365mfc є найбільш кращими
робочими рідинами для CRO.

1.4 Проблеми та перспективи використання повітряних конденсаторів в енергетиці
Екологічна безпека ТЕС залежить від багатьох факторів: викидів шкідливих речовин,
шумового забруднення, теплового забруднення, безповоротного споживання водних ресурсів,
низької ефективності використання природних ресурсів, від умов експлуатації низькосортної
частини циклу, при якій необхідно створити глибокий вакуум в конденсаторі і забезпечити
стабільну, надійну і екологічну роботу. В енергетиці спостерігається зростання інтересу до
технологій, що підвищують енергетичну ефективність виробництва енергії та збереження
природних ресурсів [17].
Прісна вода перетворюється в дефіцитне природне джерело. За останнє століття його
світове споживання для побутового, сільськогосподарського та промислового споживання
зросло в 7 разів і досягло 4 × 1012 м3 / рік, що становить близько 4,5% від усіх світових запасів
цього ресурсу. Споживання водних ресурсів зростає з кожним роком приблизно на 7 × 1010 м3
[18]. Витрата води на охолодження становить 75% від загального використання [14].
Безповоротне споживання води становить 12÷15%. Гострою проблемою є повернення
відпрацьованої води, оскільки 1 м3 стає забруднювачем десятків або сотень кубометрів чистої
прісної води [14]. Паливно-енергетичний комплекс як сектор економіки країни споживає 36,3
млрд м3 прісної води [14]. Все більш актуальним стає перехід до раціонального використання
прісної води на електростанціях. Посилення заходів щодо використання ресурсів та
збільшення штрафних санкцій у разі недотримання цих заходів вимагають від енергетичного
сектору переходу від традиційних технологій отримання теплової та електричної енергії до
більш сучасних та передових технологій. Наприклад, при використанні відкритої системи
охолодження для циркуляції води на електростанції втрати прісної води досягають 4%, відмова
від такої схеми на користь повітряних конденсаційних систем дозволить значно знизити
шкідливий вплив на навколишнє середовище. Застосування повітряного охолодження
відпрацьованої пари виключає безповоротну витрату, усуває проблеми, характерні для
традиційного конденсатора: біологічні відкладення, накип. При цьому значно підвищується
його надійність і міжремонтний термін. Немає необхідності у використанні водозабірних та
очисних споруд, що дозволить уникнути забруднення навколишнього середовища солями та
насичення атмосферного повітря водяною парою [13].
Секційні теплообмінні установки з робочою речовиною, що охолоджується повітрям,
знайшли широкий спектр застосування [14]: в теплоенергетиці – паровий конденсатор для
ПГУ, геотермальних станцій, рекуператорних установок; в атомній енергетиці
використовуються в якості аварійного охолодження ядерного реактора; в нафтопереробній і
хімічній промисловості; в газовій промисловості використовуються в якості охолоджувачів
робочого масла і природного газу після його стиснення в компресорі; в обігрівачах,
кондиціонерах різної спрямованості і призначення. Рішення про перехід від традиційної
парової конденсаційної системи до конденсації води дозволить скоротити споживання прісної
води на електростанції на 90-95% та усунути теплове забруднення водойм. Зазначена
технологія дозволить у майбутньому забезпечити ресурсо- та енергозбереження, крім того,
значно знизити гостроту типових екологічних проблем на теплових електростанціях [14].
Починаючи з 70-х років минулого століття, ВК почали використовувати на потужних
паротурбінних енергоблоках США, Німеччини, Франції, Південної Африки, Нідерландів,
Іспанії [13]. Останнім часом США, Великобританія, Бельгія, Італія, Мексика, Алжир, Бахрейн
і за кордоном використовуються енергоблоки надкритичної надкритичної пари, що працюють
на пиловугільному паливі потужністю 600 і 660 МВт в Китаї. Водяні насоси і сухі градирні
встановлені на геотермальній станції Верхньо-Мутновская, Сочинської ТЕЦ, Адлерській ТЕС
і Первомайській ТЕЦ.
Якщо в 1970-х і 1980-х роках венчурні капітали використовувалися в районах з
відсутністю джерел води, то зараз вони використовуються в регіонах зі значними запасами
прісної води. Це зумовлено незаперечними перевагами, які чітко виражені як з екологічного,
так і з експлуатаційного та техніко-економічного аспектів [14].
Основною проблемою при роботі на водяній парі є великі розміри агрегату через низьку
щільність водяної пари при низькому тиску і небезпеку замерзання конденсату в зимовий час
і, як наслідок, розриву труб. Ця проблема вирішується за рахунок конденсації в ВК ОРР, які
використовуються в РСО. Значне підвищення ККД на енергоблоках із застосуванням
водопостачання можна отримати на ПГУ з трьома робочими рідинами [18] при установці в
регіонах з важкими кліматичними умовами, де в основному розташовані нафтові і газові
родовища, і температурою зовнішнього повітря протягом року ÷протягом року не нижче 0 °С.
Накопичений досвід експлуатації водяних камер може забезпечити можливість їх надійної
роботи в широкому діапазоні температур: від –55 до +55 °С в умовах різко континентального
клімату [14].
У роботах [14] встановлено, що конвективне охолодження повітрям економічно
доцільно, якщо температурний напір між охолоджуючим повітрям і робочим тілом не
перевищує 12-14 °С. У ВК можлива конденсація різних тіл з широким діапазоном зміни
параметрів.
В даний час існує безліч літературних джерел [18], в яких пропонуються різні технології,
методи та ідеї вдосконалення конструкції і підвищення інтенсивності теплообміну в
повітряних конденсаторах.
У роботах [15] розглядаються різні конструкції і компонування повітряного
конденсатора з метою підвищення ефективності системи природного і примусового сухого
охолодження, а також для зниження негативного впливу зовнішніх вітрів. У [18] аналізується
проблема замерзання води в трубках ВК при негативних температурах зовнішнього повітря і
її усунення двома методами: збільшенням товщини ребра і зниженням навантаження на
вентилятори. У [16] запропоновані способи оребрення і розташування труб для збільшення
теплообміну між конденсованим теплоносієм і охолоджуючим повітрям. У [18] автори
вивчають причини і механізми підвищення температури повітря на вході в обдувні
вентилятори і пропонують методи боротьби з цим ефектом. У [17] розглянуто вплив
оптимізації роботи вентиляторів на ефективність передача тепла в повітряному конденсаторі.
Показано, що збільшення продуктивності на 5,6÷113,4 % може бути досягнуто за рахунок
оптимізації роботи вентиляторів і нової конструкції ВК, а також застосування випарних
охолоджувачів і дутових вентиляторів зі змінною швидкістю обертання. [17] описані способи
зниження втрат енергії за допомогою технологій, що знижують термічний опір і збільшують
масове споживання повітря. У роботах В.А. Федорова та О.О. Мільмана [17] розглядаються
питання та особливості експериментальних та розрахункових досліджень охолоджуючих
повітряних потоків у розділі ВК. А. А. Жинов у своїй роботі [19] описує моделі втрат тиску
повітря в оребреному промені перерізу ВК. Аналіз дозволив провести 3D-моделювання потоку
охолоджуючого повітря ділянки ВК і визначити всі його параметри.
Проблема проектування і застосування ВК полягає у відсутності детальної і достовірної
методики їх розрахунку. При цьому найбільш проблемним питанням є охолодження пакета
ребристої трубки повітрям.
Для створення методики і програми розрахунку ВК, що працюють на ОРР, був
проведений аналіз літератури [14] і вибір найбільш відомих на сьогоднішній день
Прийнятний метод розрахунку пакета ребристих трубок при їх охолодженні повітрям.
У методі Е. Н. Письменного [61] описані конструктивні залежності, коли враховуються
відмінності між коридорним і шаховим розташуванням трубних пучків, вплив геометрії
ребристих труб, а також вплив інтенсивності теплопередачі по поверхні ребра на коефіцієнт
теплопередачі. Методика забезпечує високу точність розрахунку теплопередачі трубних
пакетів з поперечним ребранням в порівнянні з іншими доступними в даний час методами
розрахунку. Це підтверджують результати порівняльної оцінки точності отриманих даних за
допомогою методу повного теплового моделювання [182]. Тому дана методика прийнята для
розробки методики розрахунку ІС.

Висновки з першого розділу
1. Проведено аналіз літератури за існуючими напрямками в удосконаленні установок
комбінованого циклу. Визначено, що найбільш перспективним на даний час є зниження
температури відведення тепла в циклі за рахунок використання ОРР та ВК, оскільки
температура відведення тепла має найбільший вплив на ККД та потужність циклу парової
турбінної частини ПГУ.
2. Проаналізовано сучасну наукову літературу, присвячену органічним циклам Ренкіна з
метою використання їх як нижчого циклу в ПГУ, робочим речовинам, що використовуються в
КРР, та їх властивостям. Основною перевагою для використання CRO в ПГУ є утилізація
низькопотенційного тепла з метою зниження температури відведення тепла. На підставі
вивченої літератури робиться висновок про доцільність використання циклу на органічному
робочому тілі в тепловій схемі пароциклової установки з метою підвищення ККД і
електричної потужності.
3. На основі теплофізичних, експлуатаційних та екологічних властивостей були виявлені
органічні робочі речовини для подальших досліджень в процесі експлуатації в нижньому
циклі установки комбінованого циклу.
4. Проаналізовано основні проблеми та перспективи використання повітряних
конденсаторів на теплових електростанціях. Виявлено відсутність єдиного універсального
методу теплового розрахунку повітряних конденсаторів. Визначено шляхи вдосконалення
методики розрахунку ІС.

РОЗДІЛ 2. РОЗРОБКА МЕТОДИКИ РОЗРАХУНКУ УСТАНОВКИ
КОМБІНОВАНОГО ЦИКЛУ З ЦИКЛАМИ НА ТРЬОХ РОБОЧИХ РІДИНАХ,
ПОВІТРЯНОМУ КОНДЕНСАТОРІ, СИСТЕМІ ПГУТ-ВК

МКР 25.144.92 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Яценко Літ. Арк. Акрушів
Перевір. Чичужко Розділ 2
Реценз.
Н. Контр. ЧДТУ, МТЕ-45
Затверд. Калейніков
РОЗДІЛ 2. РОЗРОБКА МЕТОДИКИ РОЗРАХУНКУ УСТАНОВКИ
КОМБІНОВАНОГО ЦИКЛУ З ЦИКЛАМИ НА ТРЬОХ РОБОЧИХ РІДИНАХ,
ПОВІТРЯНОМУ КОНДЕНСАТОРІ, СИСТЕМІ ПГУТ-ВК
2.1 Розробка методики розрахунку теплової схеми установки комбінованого циклу з
циклами на три робочі рідини
2.1.1 Теоретичне обґрунтування теплового ККД ПГУ з циклами на три
робочих рідин
Для підвищення ефективності виробництва електроенергії на ПГУ в даний час
використовуються наступні рішення: впровадження трьохконтурних МС і проміжний перегрів
водяної пари. Такі заходи реалізуються на сучасних потужних парогенераторних установках,
наприклад, ПГУ на базі газотурбінної установки GE 9HA.02, яка має номінальний
електричний ККД 61,8%, але схема установки, експлуатація, маневреність і надійність істотно
ускладнюються.
Метою даного розділу є розробка та обґрунтування найпростішого варіанту теплової
схеми утилізаційної комбінованої установки з метою підвищення ефективності виробництва
електроенергії.
Принципова теплова схема утилізації ПГУ з циклами на трьох робочих рідинах показана
на рисунку 5 [7].
У цьому ПГУ верхній цикл - це цикл Брейтона, який працює на суміші повітря і
продуктів згоряння вуглеводневого палива, середній цикл - цикл Ренкіна на водяній парі, а
нижній цикл - CRO, який працює на ОРР.

Рисунок 5 – Основна теплова схема ПГУ з циклами на трьох робочих рідинах:
К – компресор; КС – камера згоряння; GT – газова турбіна, PT – парова парова турбіна;
PTROT – парова турбіна на ОРР; КУ – котел-утилізатор; IORT – випарник ORT; СУД–
конденсатор професійно-технічного училища; KN1, KN2 – насоси для конденсатної води та ОРР;
КС - це теплова сила КС ГТУ, МВт; NGT - електрична потужність газової турбіни, МВт; NPT -
електрична потужність парової парової турбіни, МВт; NORT – електрична сила пари турбіни
ОРР, МВт; QCU - теплова енергія, що передається відпрацьованими газами газотурбінної
установки в CU, Мвт; QХ - теплота і потужність, що відводяться з CU відпрацьованими газами,
МВт; QTU - теплова потужність, що подається в цикл водяної пари, МВт; QOR - теплова
потужність, що подається в циклі на ОРР, МВт; QIORT - це теплова енергія, що передається в
IORT від водяної пари ORT; QK - теплота, що відводиться при конденсації пари ОРР в
конденсаторі.

Робота ПГУ з циклами на трьох робочих рідинах організована наступним чином. До
компресора GTU подається газ і стиснене повітря в компресорі, які при згорянні генерують
теплову енергію QCS. Частина теплової КСУ створює електричну енергію НГТУ в ГТ, а інша
частина теплової енергії QCU йде з відпрацьованими газами ГТУ в КЮ, де частина у вигляді
ККУ передається воді і водяній парі в циклі ПТУ, а інша частина ККУ скидається в
навколишнє середовище разом з відпрацьованими газами. Частина тепла QPTU створює
електричну потужність ПТУ в ПТУ, а інша частина QIORT у випарнику ОРР використовується
для нагріву та утворення насиченої пари ОРР. З урахуванням теплових втрат у випарнику ОРР
передається тепло QOR, частина якого створює електричну потужність ОРР в ПНТ, а інша
частина QK відводиться в навколишнє середовище в КОРР. Насоси KH1, KN2
використовуються для створення необхідного тиску в циклах PTU і ORT.
Способи підвищення ефективності окремих циклів добре відомі.
Для циклу ГТУ - це підвищення температури суміші повітря і продуктів згоряння перед
ГТ і зниження температури за ним, а також зниження витрати охолоджуючого повітря [18].
Останнім часом компанія Mitsubishi розробила газотурбінну установку з електричним ККД
40%, а General Electric розробила газотурбінну установку з ККД понад 43%. Компанія Siemens
розробила газотурбінну установку з ККД понад 43%. Компанія Siemens розробила
газотурбінну установку з ККД 40%, призначену для роботи в складі ПГУ [4]. 1400÷1500 °C.
Відхід газів з газотурбінної установки в CU дозволяє отримувати різкий пар перед ПГУ з
температурою до 600 °С. Як показано в [5], при температурі газу 1600 °C перед газовою
турбіною і відносній витраті охолоджуючого повітря 20 % ККД газотурбінної установки може
досягати 40÷45 %. Відомо також про дослідження по розробці газотурбінної установки з
температурою газу 1700 ° С до початку роботи турбіни, що дозволить досягти ККД >45% і
мати температуру вихлопних газів ГТУ 650÷700 °C.
Для циклу ПТУ це збільшення параметрів на вході в парову турбіну; проміжний паровий
перегрів; регенерація тепла. Як вже говорилося вище, сучасні газотурбінні установки
дозволяють отримувати температуру гарячої пари і пари після проміжного пара
Для того щоб вибрати тиск перед паровою турбіною, необхідно провести техніко-
економічний аналіз, так як підвищення тиску гарячої пари підвищує ефективність циклу ПТУ,
але при цьому підвищуються капітальні витрати на обладнання і знижується його надійність.
Однак при цьому ускладнюється схема професійно-технічного училища і конструкція
турбіни. Застосування регенеративного підігріву живильної води в циклі водяної пари
недоцільно, так як тиск водяної пари у випарнику ОРР повинен бути вище атмосферного, щоб
не виникало повітрозасосів і погіршення теплообміну. Отже, температура води на вході в CU
буде вище 100 °C, а підвищення цієї температури за рахунок рекуперації тепла призведе до
підвищення температури димових газів з CU і до зниження його ефективності.
Для циклу ОРР це підвищення температури пари на вході в турбіну і її зниження на
виході; рекуперація тепла. Для підвищення температури пари ОРР на вході в турбіну може
використовуватися рекуперація тепла парового перегріву на виході з турбіни, що можливо,
якщо цикл ПТУ має проміжний перегрів пари. Цикл ОРР може працювати при температурі
конденсації нижче 0  C, оскільки більшість ОРР зазвичай замерзають при температурі значно
нижче 0 °C, але для цієї мети необхідно використовувати ВК замість конденсаторів з водяним
охолодженням. Температура зовнішнього повітря протягом 7÷8 місяців тримається нижче 0
°С, робота ПГУ з циклами ОРР і ВК може дати значний виграш в ККД в порівнянні з
існуючими ПГУ з водяним конденсатором.
Згідно з нормами експлуатації котла, температура води на вході в котел повинна бути не
менше 60 °С. Беручи до уваги кінцеву різницю температур між газами і водою в 10÷15 ° С,
необхідну для теплообміну, допустима мінімальна температура газів, що відходять повинна
становити газів може бути 70÷75 °C.

2.1.2 Розробка теплової схеми установки комбінованого циклу з циклами на трьох
робочих рідинах
З вищесказаного випливає, що при створенні профілю ПГУ з циклами на трьох робочих
рідинах для досягнення найвищого ККД необхідно отримати максимальний ККД
газотурбінного циклу, верхнього і нижнього циклів ПТУ, а також ККД МС.
Для отримання максимального ККД циклу ГТУ необхідно вибирати газову турбіну
великої потужності з максимальною температурою на вході. Для верхнього циклу ПТУ, що
працює на воді, вибираємо одноконтурну схему без проміжного перегріву з економайзером,
контуром випаровування і пароперегрівачем в КУ. У випарнику ОРР відводиться тепло від
конденсаційної водяної пари до ОРР, що випаровується. Для забезпечення низької
температури газів, що виходять з КУ, ОРР конденсується перед ІОРР Нагрійте в додатковому
економайзері низького тиску. Це призводить до збільшення отриманої витрати пари ОРР в
ІОРР і збільшення виробленої електропотужності в нижньому циклі професійно-технічного
училища. Якщо пар ОРР на виході з турбіни перегрівається, то суперперегрів в
пароохолоджувачі перед конденсатором знімаємо, нагріваючи конденсат ОРР перед
економайзером. Для підтримки необхідної нормами експлуатації котла температури
конденсату на вході в економайзер низького тиску 60 °С в схемі передбачено два способи
нагріву конденсату: рециркуляція і нагрівання в змішувальному підігрівачі парою ОРР з
відбору турбіни.
Основна теплова схема ПГУ з рециркуляцією конденсату ОРР перед МС показана на
рисунку 6.

Рисунок 6 – Основна теплова схема ПГУ з циклами на трьох робочих рідинах: 1 –
компресор (К) газової турбіни, 2 – камера згоряння (КС), 3 – газова турбіна (ГТ), 4 – двоконтурна
КУ, 5 – ССЗ, 6 – ЛПЦ, 7 – пароперегрівач високого тиску (ПП), 8 – випарник високого тиску, 9
– барабан високого тиску, 10 – економайзер високого тиску, 11 – економайзер низького тиску, 12
– випарник ОРР, 13 – конденсатний насос високого тиску напірний, 14 – паровий охолоджувач,
15 – ВК, 16 – конденсатний насос низького тиску, 17 – насос рециркуляція ОРР, 18 – відведення
відпрацьованих газів, 19 – електрогенератор.

ПГУ працює наступним чином. У компресорі 1 атмосферне повітря стискається до тиску
в камері згоряння 2. Подача палива в камеру згоряння газотурбінної установки здійснюється
підвищувальними компресорами. При згорянні палива з тепловою силою КК утворюються
продукти згоряння палива, які виконують роботу в газовій турбіні 3 і передають потужність
НГТ на генератор 19. Відпрацьовані гази газотурбінної установки з температурою θGT
відводяться в CU 4.
Перший контур високого тиску з природною циркуляцією використовується для
виробництва водяної пари і складається з економайзера 10, випарника 8, барабана 9 і
пароперегрівача 7. Перегріта водяна пара в НПК 5 генерує потужність NНПК. З ГПК пар
надходить у випарник ОРР 12, де віддає тепло ОРР і конденсується. За допомогою
конденсатного насоса високого тиску 13 конденсат направляється на економайзер високого
тиску 10. Водяна пара закривається.
У випарнику 12 ОРР нагрівається до стану насичення при тиску р0ОРР і надходить в
ЛПК 6, де розширюється, виробляє потужність ЛПК і виходить через паровий охолоджувач 14
в постійний струм 15. Якщо на виході з ЛПК пар ОРР вологий, то паровий охолоджувач не
потрібен. ОРР з конденсатора подається конденсатним насосом низького тиску 16 через
паровий охолоджувач в економайзер 11. У контурі перед економайзером 11 конденсат ОРР
нагрівається шляхом рециркуляції за допомогою насоса 17.
У КУ відпрацьовані гази газотурбінного агрегату омивають поверхні нагріву:
пароперегрівач, випарник, економайзер високого тиску і економайзер низького тиску, потім з
температурою θUH надходять в димохід.
У другому варіанті схеми, представленої на рисунку 7, відмінність від представленої
схеми полягає в тому, що нагрів основного конденсату ОРР, що надходить в економайзер
низького тиску CU, здійснюється в змішувальному підігрівачі 18, пара на який подається з
відбору турбіни ОРР. Після підігрівача ОРР за допомогою живильного насоса 11 направляється
в економайзер 11, в якому відбувається подальший нагрів за рахунок відпрацьованих газів
газотурбінного агрегату.

Рисунок 7 – Основна теплова схема ПГУ з циклами на трьох робочих рідинах: 1 –
компресор (К) газової турбіни, 2 – камера згоряння (КС), 3 – газова турбіна (ГТ), 4 – двоконтурна
КУ, 5 – ССЗ, 6 – ЛПК, 7 – пароперегрівач високого тиску, 8 – випарник високого тиску, 9 –
барабан високого тиску, 10 – економайзер високого тиску, 11 – економайзер низького тиску, 12 –
випарник ОРР, 13 – конденсатний насос високого тиску тиску, 14 – паровий охолоджувач, 15 –
ВК, 16 – конденсатний насос низького тиску, 17 – живильний насос ОРР, 18 – регенеративний
нагрівач ОРР, 19 – відпрацьовані гази, 20 – електрогенератор.

2.1.3 Методика розрахунку установки комбінованого циклу з циклами на основі трьох
робочих рідин
Метод розрахунку ПГУ являє собою систему рівнянь, які характеризують: процеси, що
відбуваються в газотурбінній установці, процеси розширення пари в паровій турбіні; процеси,
що відбуваються в насосах; а також матеріальні та енергетичні баланси в теплообмінному
обладнанні.
Розрахунок термодинамічних і теплофізичних параметрів повітря, газових турбін
димових газів, води, водяної пари і ОРР проводиться за функціями з бібліотеки РЕФПРОП
[13]. При розрахунку функцій параметрів розглянутого ОРР з використанням ліцензованої
перевіреної бібліотеки властивостей речовин "РЕФПРОП" відносна похибка полягає в
наступному: для визначення тиску 0,1÷0,5%, щільності 0,05÷0,2%, питомої теплоємності
1÷2% [13]. Для знаходження кількісного складу суміші повітря і продуктів згоряння, газів, що
відходять газів газових турбін, використовується метод, розроблений А. Г. Костюком і
викладений в [18].
У цьому розділі розроблені методи розрахунку схем ПГУ, представлені на рисунках 6-7.

2.2. Розробка методики розрахунку повітряного конденсатора та вивчення його роботи на
органічні робочі речовини
Сучасні ВК збираються зі стандартних промислово виготовлених профілів [14]. Кілька
секцій об'єднані в модуль, через який нагнітається повітря дуттєвими вентиляторами.
Визначивши, який потік пари може бути конденсований однією секцією, можна визначити
необхідну кількість секцій із заданої витрати пари в конденсатор.
Найбільш поширеною конструкцією повітряного конденсатора в світі на даний момент є
А-подібна модульна схема (рисунок 9).

і

B
Рисунок 9 – Повітряний конденсатор
а – загальний вигляд конденсатора, б – конструкція А-подібного перетину

Сучасні системи водопостачання збираються зі стандартних промислово виготовлених
секцій, кілька секцій об'єднуються в модуль, через який нагнітається повітря дуттєвими
вентиляторами. Відпрацьований в турбіні пар надходить у верхні парові колектори. У парових
колекторах передбачена наявність лінзових компенсаторів для компенсації температурних
розширень. Конструктивно секції об'єднані в модуль, який обдуває одиночний дуттьовий
вентилятор, розташований під поверхнею теплообміну на незалежній опорі. На вході повітря
в вентилятор встановлений дифузор для зниження втрат напору і збільшення тепловіддачі ВК.
У верхній частині ВК є обертові дошки, які забезпечують захист від попадання снігу.
Велика поверхня теплообміну обумовлює технологічну необхідність складання ВК з окремих
модулів. Основним технологічним елементом повітряного конденсатора є похилі ребристі
трубки, в яких відбувається конденсація пари. Ребра труб розташовуються паралельно
напрямку повітряного потоку. У верхній частині модулі приварюються до колектора подачі
відпрацьованої пари, в нижній частині розташовані конденсатозбірники.
Водопровід розташовується на окремій ділянці, як правило, поруч з турбінним залом
теплової електростанції. По периметру водопроводу встановлюється огорожа для запобігання
циркуляції нагрітого повітря на вході до вентиляторів і для зниження впливу вітрів на
характеристики теплообміну.
Метою даного розділу є розробка методики розрахунку перерізу ВК, що дозволяє
досліджувати конденсацію парів різних речовин секції і пучка труб, температуру і швидкість
руху повітря, температуру конденсації речовини; вивчити показники ефективності роботи
ділянки ВК при зміні швидкості охолоджуючого повітря, при заданих геометричних
параметрах.
Існуючі методики розраховані на повітряні конденсатори за умови конденсації водяної
пари і не враховують конденсацію органічних робочих рідин при негативних температурах
охолоджуючого повітря. Даний метод розрахунку ІС враховує перераховані вище фактори.
2.2.1 Параметри секції повітряного конденсатора
Трубна система секції складається з двох колекторів і зварених до них в кілька рядів
ребристих труб (рис. 10-11).

Рисунок 10 – Система труб перерізу

Рисунок 11 – Компонування і геометричні параметри труб в розрізі

Основними геометричними параметрами перерізу є: довжина труб L; ширина пучка труб
В; загальна кількість труб N; кількість рядів труб на ділянці в напрямку руху повітря Z. Схема
розташування труб в розрізі і їх геометричні параметри показані на рисунку 11, де S1 -
поперечний крок труб; S2 – відстань між рядами по ходу руху повітря; D - діаметр ребер труби;
h - висота ребра; dh, d, h – зовнішній і внутрішній діаметр труби;  CT – товщина стінки труби;
 – товщина ребра; S - крок ребер.
2.2.2 Методика розрахунку повітряного конденсатора
Методика розрахунку ВК представляє: рівняння для визначення теплофізичних
параметрів ОРР, охолоджуючого повітря, геометричні розміри поверхонь теплообміну,
критеріальні рівняння; а також системи рівнянь матеріального та енергетичного балансів.
Розрахунок термодинамічних і теплофізичних параметрів повітря, води, водяної пари і
ОРР проводиться з використанням функцій бібліотеки REFPROP [13]. При розрахунку
функцій параметрів розглянутого ОРР з використанням ліцензованої затвердженої бібліотеки
властивостей речовин "РЕФПРОП" відносна похибка становить: при визначенні тиску
0,1÷0,5%, щільності 0,05÷0,2%, питомої теплоємності 1÷2% [13].
В якості вихідних даних задаються робочі параметри і технологічні характеристики
системи водопостачання.

2.3 Розробка методики розрахунку для установки комбінованого циклу – повітряного
конденсаторного комплексу
Використовуючи перераховані вище методи розрахунку повітряного конденсатора і ПГУ,
можна розрахувати і проаналізувати установки незалежно один від одного. Більш цікавим є
аналіз взаємопов'язаної системи ПГУ-ВК, що дає можливість вивчити її роботу в комплексі і
оцінити вплив робочих параметрів на характеристики повітряного конденсатора і ПГУ.
Нижче розроблена методика комплексного розрахунку взаємопов'язаної системи ПГУ-
ВК, що дозволяє розраховувати тепловий ККД агрегату і проводити дослідження в залежності
від температури охолоджуючого повітря. Розрахунковий метод комплексу ПГУ-ВК являє
собою складну взаємопов'язану структуру, що дозволяє оцінити ступінь впливу режиму
роботи повітряного конденсатора на параметри робочих речовин і ефективність вироблення
електроенергії ПГУ з циклами на трьох робочих рідинах.
Теплова схема пароциклової установки з циклами на трьох робочих рідинах з
конденсацією ОРР в ВК і регенеративним підігрівом конденсату перед МС наведена на
рисунку 7, опис її роботи наведено в розділі 3.2.
Для розрахунку повітряного конденсатора фіксованим параметром є кількість секцій при
температурі зовнішнього повітря -20±2 °С, яка враховує швидкість руху конденсату теплоносія і
не перевищує 100 м/с за заданих умов. ВК забезпечує ефективний теплообмін в ВК і конденсацію
теплоносія в діапазоні температур зовнішнього повітря від -40 до +40 °С.
У другому блоці розраховуються процеси тепломасообміну, стиснення і розширення в
газотурбінному агрегаті: в компресорі, камері згоряння, газовій турбіні.

Висновки по другому розділу
1. Розроблено основну теплову схему утилізаційної газотурбінної установки
комбінованого циклу з трьома циклами на трьох робочих рідинах.
2. Виведено рівняння, що дозволяє оцінити ефективність ПГУ з циклами на трьох
робочих рідинах і визначити шляхи її поліпшення.
3. Розроблено методи розрахунку теплових схем ПГУ з циклами на трьох робочих
рідинах з різними варіантами нагріву конденсату ОРР вище за потоком КУ: схема з
рециркуляцією та схема з підігрівом конденсату в змішувальному нагрівачі з парою ОРР від
турбінного відбору. На основі отриманих методів розрахунку таких теплових схем була
написана програма розрахунку теплових схем ПГУ для вивчення її роботи.
4. Розроблено методику розрахунку перерізу ВК. Методика дає можливість
вивчати процес конденсації різних типів ОРР в ВК в залежності від температури
охолоджуючого повітря на вході в конденсатор і швидкості руху повітря в пучку трубки.
5. Розроблено методику інтегрального розрахунку системи ПГУ-ВК з циклами на
трьох робочих рідинах та конденсацією ОРР у ВК з регенеративним нагріванням ОРР перед
КУ. Цей метод дає можливість визначити залежності та вивчити вплив температури
зовнішнього повітря на показники системи ПГУ-ВК.

РОЗДІЛ 3. ПАРАМЕТРИЧНІ ДОСЛІДЖЕННЯ ТЕПЛОВОЇ СХЕМИ УСТАНОВКИ
КОМБІНОВАНОГО ЦИКЛУ
МКР 25.144.92 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Яценко Літ. Арк. Акрушів
Перевір. Чичужко Розділ 3
Реценз.
Н. Контр. ЧДТУ, МТЕ-45
Затверд. Калейніков
РОЗДІЛ 3. ПАРАМЕТРИЧНІ ДОСЛІДЖЕННЯ ТЕПЛОВОЇ СХЕМИ УСТАНОВКИ
КОМБІНОВАНОГО ЦИКЛУ
У цій главі розглядається робота установки комбінованого циклу з циклами на трьох
робочих рідинах, що працює на базі газотурбінної установки GE 9HA.02.
Газотурбінна установка з повітряним охолодженням GE 9HA.02 [3] фірми General
Electric має номінальну електричну потужність 557 МВт, ступінь підвищення тиску в
компресорі становить πK = 23,8, суміш продуктів згоряння і повітря виходить з камери
згоряння і направляється в турбіну з температурою θGTUV = 1600 °C, вихлопні гази з
температурою θGTUV = 645 °C і тиском pP.C = 0,1013 МПа залишають ГТУ і надходять в МС.
Тиск природного газу, що надходить в камеру згоряння, становить рG = 2,5 МПа, температура
tG = 15 ° С. Температура і ступінь вологості повітря, що подається на головний компресор
газотурбінної установки: tVZ = 15 °C, fVX = 60%.
Основні вихідні дані для установки комбінованого циклу наведені в розділі 3.1.
3.1 Вихідні дані
В якості палива для газотурбінної установки був обраний природний газ з наступним
кількісним складом: CH4 = 93,9%, CO = 0,4%, C2H6 = 3,6%, C3H8 = 0,8% і QNP = 47,95
МДж/м3.
Для циклу парової турбіни, що працює на водяній парі, вихідними даними є такі
параметри: δtPE = 25 °C; p0P = 18 МПа; pkCVD = 0,2 МПа; kP0P = 0,98; kI = 1,05; kPN = 1,3;
δtIORT = δtI = 10 °C; ηIORT = 0,98.
Для циклу парової турбіни, що працює на R365mfc, вихідними даними є такі параметри:
tK = 15 °C; ηEC = 99%; xVX = 1, xVX = 0; k
P = 0,99; ΔtOPORT = 5 °C; kP ORT = 0,98; kOP = 1,05;
kPN = 1,3; tVHEc2 = 60 °C; ΔtK = 20 °C. Загальні дані для ПГУ на основі трьох робочих рідин
з ВК: ηЕГ = 0,98; ηПН = 0,82, ηKN = 0,82; θООН = 100 °C.
3.2 Результати розрахунків та їх аналіз
Для теплових діаграм ПГУ, наведених на рисунках 6-7 і на основі вихідних даних,
представлених вище, на діаграмі ТП (рисунок 14) побудовані цикли.

Рисунок 14 – Циклічна діаграма ТП для ПГУ

На рисунку 14 верхній цикл – це цикл Брейтона (T1_K – T2_K – θ 3_GTU – θ 4_GTU – θUH),
в якому T1_K – T2_K – процес стиснення повітря в компресорі, в T2_K – θ 3_GTU подається
тепло в камеру згоряння, після чого в газовій турбіні розширюється суміш повітря і продуктів
згоряння (T3_GTU – T4_GTU процес), потім θ 4_GTU – θUH – процес відведення тепла від
відпрацьованих газів ГТУ до води і ОРР до CU. Середнє цикл – цикл Ренкіна на водяній парі
(TPW – TI – T0_WP – TI_ORT), в якому при температурі TI_ORT відбувається відведення тепла
у випарнику ОРР, TI_ORT – TPV – процес подачі тепла на живильний насос, TPV – T0_VP –
процес подачі тепла в CU, T0_VP – TI_ORT – процес розширення водяної пари в СVD PT.
Нижній цикл ОКР (ТК – ТРП – ТЕК2 – ТС_X) на діаграмі ТС представлений для двох
температур конденсації ОРР у ВК: при температурі TK_1 = +15 °С і TK_2 = -15 °С. При
температурі ТК відбувається процес конденсації пари ОРР у ВК, ТК – ТРП – процес подачі
тепла на ОРР в регенеративному нагрівачі або шляхом рециркуляції, ТРП – ТЕК2 – процес
подачі тепла з відпрацьованих газів ГТУ в економайзері низького тиску КУ, ТЕК2 – ТС_X –
подача тепла у випарнику ОРР.
На рисунку 15 показана діаграма TQ для ПГУ КУ. Процес пароутворення відбувається
при температурі tI = 361 °C. Температура відпрацьованих газів газотурбінної установки θ по
шляху CU знижується з 645 °C до 100 °C на виході. Температура води в точці защемлення
становить 356 °С, температура відпрацьованих газів газотурбінної установки – 371 °С.
Найбільша різниця температур між відпрацьованими газами і водяною парою знаходиться на
вході газів у випарник і становить 122,8 °С. Сумарне теплове навантаження МС становить
617,4 МВт, при цьому на контур високого тиску припадає 498,5 МВт, а на економайзер циклу
низького тиску на ОРР – 118,9 МВт.
Економайзер низького тиску дозволяє знизити температуру газів, що відходять, з 192 ° С
до 100 ° С і тим самим підвищити ККД МС з 72,0 до 86,5 %.

Рисунок 15 – TQ-діаграма ПГУ з трьома робочими рідинами: θ – температура відпрацьованих
газів ГТУ, t1 – температура водяної пари контуру HID, t2 – температура ОРР LP

Діаграма TQ, наведена на рисунку 15, показує розподіл теплової потужності, що
виділяється відпрацьованими газами з газотурбінної установки в CU по поверхнях нагріву: в
економайзері, випарниках і пароперегрівачах високого тиску, а також в економайзері низького
тиску. Діаграма TQ для ПГУ справедлива для двох варіантів схем нагріву конденсату ОРР
перед економайзером низького тиску: рециркуляцією і рекуперативним нагріванням до
температури 60 °С.
Результати розрахунків ККД і потужності ПГУ в залежності від початкового тиску
водяної пари представлені в таблиці 4 і на рисунках 16-17. Позначення такі: P0 –
початковий тиск водяної пари, Nе пгу бр – електрична потужність ПГУ брутто, Nе пгу
нт – електрична потужність мережі ПГУ, ηе пгт br – абсолютний електричний ККД
брутто, ηе пгу нт – абсолютний електричний ККД мережі ПГУ, ηе орр – електричний
ККД циклу ОРР, ηе пту – електричний ККД циклу водяної пари.
Таблиця 4 – Результати розрахунків техніко-економічних показників роботи ПГУ з
циклами на трьох робочих рідинах в залежності від початкового тиску водяної пари з більш
низьким циклом при R365mfc
Схема ПГУ з рекуперативним обігрівом ОРР
Р0, МПа 8 10 12 14 16 18 20
Nе пгу бр, МВт 790,55 793,27 795,59 797,8 800,08 802,64 805,65
Nе пгу нт, МВт 777,14 779,35 781,14 782,81 784,53 786,5 788,88
ηе пгт br, % 62,45 62,66 62,85 63,02 63,2 63,4 63,64
ηе пгу нт, % 61,39 61,56 61,71 61,84 61,97 62,13 62,32
ηе орр, % 19,02 19,02 19,02 19,02 19,02 19,02 19,02
ηе пту, % 28,91 29,77 30,45 31 31,46 31,85 32,19
Діаграма ПГУ з рециркуляцією ОРР перед КУ
Р0, МПа 8 10 12 14 16 18 20
Nе пгу бр, МВт 785,76 788,51 790,85 793,07 795,38 797,96 801,00
Nе пгу нт, МВт 771,9 774,17 776,01 777,7 779,45 781,42 783,80
ηе пгт br, % 62,07 62,29 62,47 62,65 62,83 63,03 63,27
ηе пгу нт, % 60,98 61,16 61,3 61,43 61,57 61,73 61,92
ηе орр, % 17,99 17,99 17,99 17,99 17,99 17,99 17,99
ηе пту, % 28,91 29,77 30,45 31 31,46 31,85 32,19

а) б)
Рисунок 16 – Залежність брутто (а) і чистого ККД (б) ПГУ від початкового тиску Р0 водяної
пари при різних схемах нагріву ОРР до ГПК: РП – регенеративний підігрів, РЦ – рециркуляція

На рисунку 16 (б) сумарний ККД ПГУ враховує витрату допоміжних потреб:
конденсатного і живильного насосів пароводяного циклу, приводу підвищувального
компресора для подачі палива, всіх насосів циклу, що працюють на ОРР, потужності дуттьових
вентиляторів в ВК. Валовий і чистий ККД ПГУ мають лінійну залежність і зростають зі
збільшенням початкового тиску. Однак похідна функції ηGROSS = f(P0) більше, ніж похідна
ηNET = f(P0), це пов'язано з тим, що зі збільшенням тиску зростає електричне навантаження
на живильний і конденсатний насоси.
ККД ПГУ, що працює за циклом ОРР з регенеративним конденсатним підігрівачем ОРР
на вході в економайзер низького тиску, вище, ніж для контуру з рециркуляцією ОРР перед КУ.
Цей ефект полягає в тому, що в схемі з регенеративним нагрівачем витрата ОРР в циклі вище,
ніж в схемі з рециркуляцією, де більше тепла в економайзері низького тиску витрачається на
нагрів основного конденсату.
Більш високе споживання ОРР на ЛПК призводить до збільшення вироблення електроенергії
за циклом ОРР. У той же час швидкість потоку ОРР в лінії рециркуляції порівнянна зі
швидкістю потоку основного потоку ОРР. Чиста потужність рециркуляційного ПГУ нижче,
ніж у регенеративного нагрітого ПГУ, тому що електрична потужність приводу
рециркуляційного насоса на великий обсяг перекачуваного конденсату ОРР більше, ніж у
живильного насоса.
При тиску Р0 = 20 МПа валовий ККД регенеративно нагрітого ПГУ на 0,38% вище, ніж
брутто ККД рециркуляційного ПГУ; Чиста ефективність регенеративного нагріву ПГУ
ОРР на 0,41% перевищує чисту ефективність ПГУ з рециркуляцією.

а) б)
Рисунок 17 – Залежність брутто (а) і чистої (б) електричної потужності ПГУ від тиску водяної
пари Р0 при різних схемах нагріву ОРР перед ПГУ: РП – регенеративний підігрів, РЦ –
рециркуляція

Електрична потужність і ККД в залежності від початкового тиску водяної пари,
показаного на рисунках 16 і 17, зростає зі збільшенням початкового тиску Р0.
Для барабанного CU з природною циркуляцією максимальний тиск водяної пари на
виході з CU знаходиться в межах 16÷20 МПа [1]. Як видно з рисунків 16-17, більш високе
значення початкового тиску водяної пари відповідає високим показникам ПГУ, але при тиску
вище 18 МПа необхідний перехід на однопрохідний котел. При цьому зберігається висока
надійність, простота експлуатації, створюються умови для роботи ПГУ з високою
ефективністю вироблення електроенергії. Тому для дослідження були обрані тиски водяної
пари 6, 12, 18 МПа. Термодинамічний оптимум для контуру водяної пари високого тиску
становить 18 МПа [1].
У таблицях 5-7 і на рисунках 18-19 показані залежності основних техніко-економічних
показників роботи ПГУ від тиску водяної пари на вході у випарник ОРР, що визначає вихідні
параметри насиченої пари ОРР в нижньому циклі. Початковий тиск водяної пари становив 6,
12 і 18 МПа, температура конденсації ОРР – 15 °С.

Таблиця 5 – Результати розрахунків техніко-економічних показників роботи ПГУ в
залежності від кінцевого тиску водяної пари в середньому циклі, при роботі нижнього циклу
при R365mfc, P0 = 6 МПа і температурі конденсації 15 °C
Схема ПГУ з рекуперативним обігрівом ОРР
Р2К, МПа 0,05 0,10 0,15 0,20 0,25 0,30
ПП КГТ БР, 784,03 786,42 786,97 786,86 786,42 785,82
МВт
Не ПГУ, МВт 772,08 774,10 774,33 773,95 773,26 772,44

ηE , % 61,93 62,12 62,17 62,16 62,12 62,08
CCGT br
ηE 60,99 61,15 61,17 61,14 61,08 61,02
CCGT, %
η E_ORT, % 12,52 15,96 17,79 19,02 19,93 20,65
η E_PTU, % 32,35 30,19 28,79 27,71 26,79 25,98
Схема ПГУ з рециркуляцією ОРР
Р2К, МПа 0,05 0,10 0,15 0,20 0,25 0,30
ПП КГТ БР, 782,04 782,30 782,26 782,02 781,64 781,20
МВт
Не ПГУ, МВт 767,00 768,20 768,78 768,60 768,14 767,57

ηE , % 61,78 61,80 61,79 61,78 61,75 61,71
CCGT br
ηE % 60,30 60,68 60,73 60,72 60,68 60,63
CCGT,
η E_ORT, % 12,06 15,05 16,78 17,99 18,93 19,69
η E_PTU, % 32,35 30,19 28,79 27,71 26,79 25,98
Таблиця 6 – Результати розрахунків техніко-економічних показників роботи ПГУ в
залежності від кінцевого тиску водяної пари в середньому циклі, при роботі нижнього циклу
при R365mfc, P0 = 12 МПа і температурі конденсації 15 °C
Схема ПГУ з рекуперативним обігрівом ОРР
Р2К, МПа 0,05 0,10 0,15 0,20 0,25 0,30
ПП КГТ БР, МВт 791,39 794,34 795,28 795,59 795,64 795,54
Не ПГУ, МВт 777,93 780,48 781,10 781,14 780,94 780,61
ηE CCGT br, % 62,52 62,75 62,82 62,85 62,85 62,84
Р2К, МПа 0,05 0,10 0,15 0,20 0,25 0,30
ηE CCGT, % 61,45 61,65 61,70 61,71 61,69 61,66
η E_ORT, % 12,52 15,96 17,79 19,02 19,93 20,65
η E_PTU, % 34,64 32,66 31,40 30,45 29,68 29,03
Схема ПГУ з рециркуляцією ОРР
Р2К, МПа 0,05 0,10 0,15 0,20 0,25 0,30
ПП КГТ БР, МВт 789,38 790,28 790,65 790,85 790,96 791,01
Не ПГУ, МВт 771,00 775,28 775,86 776,01 776,00 775,90
ηE CCGT br, % 62,36 62,43 62,46 62,47 62,48 62,49
ηE CCGT, % 60,93 61,24 61,29 61,30 61,30 61,29
η E_ORT, % 12,06 15,05 16,78 17,99 18,93 19,69
η E_PTU, % 34,64 32,66 31,40 30,45 29,68 29,03

Таблиця 7 – Результати розрахунків техніко-економічних показників роботи ПГУ в
залежності від кінцевого тиску водяної пари в середньому циклі, при роботі нижнього циклу
при R365mfc, P0 = 18 МПа і температурі конденсації 15 °C
Схема ПГУ з рекуперативним обігрівом ОРР
Р2К, МПа 0,05 0,10 0,15 0,20 0,25 0,30
ПП КГТ БР, МВт 798,61 801,44 802,34 802,64 802,67 802,58
Не ПГУ, МВт 783,50 785,92 786,49 786,50 786,28 785,95
ηE CCGT br, % 63,09 63,31 63,38 63,40 63,41 63,40
ηE CCGT, % 61,89 62,08 62,13 62,13 62,11 62,09
η E_ORT, % 12,52 15,96 17,79 19,02 19,93 20,65
Схема ПГУ з рекуперативним обігрівом ОРР
Р2К, МПа 0,05 0,10 0,15 0,20 0,25 0,30
η E_PTU, % 35,83 33,95 32,75 31,85 31,12 30,51
Схема ПГУ з рециркуляцією ОРР
Р2К, МПа 0,05 0,10 0,15 0,20 0,25 0,30
ПП КГТ БР, МВт 796,63 797,44 797,78 797,96 798,06 798,12
Не ПГУ, МВт 775,29 780,70 781,29 781,42 781,40 781,30
ηE CCGT br, % 62,93 62,99 63,02 63,03 63,04 63,05
Р2К, МПа 0,05 0,10 0,15 0,20 0,25 0,30
ηE CCGT, % 61,24 61,67 61,72 61,73 61,73 61,72
η E_ORT, % 12,06 15,05 16,78 17,99 18,93 19,69
η E_PTU, % 35,83 33,95 32,75 31,85 31,12 30,51

На рисунках 18-19 показані графічні результати розрахунків залежності ККД ПГУ від
тиску водяної пари на виході з парової турбіни ЦПД.

і B
Рисунок 18 – Залежність брутто (а) і чистого ККД (б) ПГУ від тиску водяної пари Р2К на
вході в випарник ОРР при різних схемах нагріву ОРР до ГПК: РП – регенеративний нагрів,
РК – рециркуляція, Р0 = 6 МПа, 12 МПа і 18 МПа

і B
Рисунок 19 – Залежність брутто (а) і нетто (б) електроенергії ПГУ від тиску водяної пари Р2К
на вході у випарник ОРР при різних схемах нагріву ОРР перед ФПК: РП – регенеративний
нагрів, РК – рециркуляція, при Р0 = 6 МПа, 12 МПа, 18 МПа

Тиск водяної пари визначає параметри насиченості парами ОРР. Як було представлено
раніше, ККД для теплової схеми ПГУ з регенеративним нагрівачем вище, ніж при
рециркуляції, така ж картина зберігається і для залежності від тиску водяної пари у випарнику
ОРР.
У всіх показниках ефективність для ПГУ з регенеративним нагріванням ОРР вища, ніж
для ККД з рециркуляцією ОРР. Чим нижчий початковий тиск водяної пари на вході в ПТ ССЗ,
тим чіткіше оптимальний брутто ККД. Для ПГУ з рекуперативним нагріванням ОРР
оптимальний валовий ККД для ПГУ з регенеративним нагріванням ОРР з Р0 = 6 МПа
становить при Р2К = 0,15 МПа, при Р0 = 12 МПа знаходиться при Р2К = 0,20÷0,25 МПа, при
Р0 = 18 МПа знаходиться при Р2К = 0,20÷0,30 МПа. При підвищенні початкового тиску
оптимальний брутто і чистий ККД ПГУ при рекуперативному нагріві ОРР зміщується в
область більш високих значень кінцевого тиску в циклі РТУ. Для ПГУ з регенеративним
нагріванням ефективність КПК зростає зі збільшенням тиску конденсації водяної пари у
випарнику ОРР, однак збільшення початкового тиску водяної пари підвищує ефективність
ПТУ. Тому збільшення початкового тиску водяної пари призводить до підвищення
оптимального ККД ПГУ. Найбільше значення брутто ККД досягається при Р0 = 18 МПа і Р2К
= 0,2 МПа і становить 63,40% і чистий ККД становить 62,13% для ПГУ з регенеративним
нагріванням ОРР до МС.
При початковому тиску водяної пари 6 МПа оптимальний брутто ККД ПГУ з
рециркуляцією ОРР: чистий ККД знаходиться при тиску Р2К = 0,15 МПа і становить 61,8%,
при тиску Р0 = 12 і 18 МПа, брутто ККД не має оптимуму і зростає зі збільшенням тиску Р2К.
Оптимальний валовий ККД зростає зі збільшенням початкового тиску водяної пари: При
зниженні тиску валовий ККД ПГУ з рециркуляцією різко падає, це пов'язано з тим, що
початковий тиск ОРР падає і процес зміщується в бік більш низьких температур. Тому для
досягнення необхідної температури конденсату ОРР на вході в економайзер низького тиску
необхідно пропускати більше конденсату рециркуляції ОРР. З іншого боку, чистий ККД для
рециркуляційних ПГУ знижується, коли тиск конденсації водяної пари у випарнику ОРР
знижується нижче 0,1 МПа. Такий ефект пояснюється зменшенням теплового навантаження
на випарник ОРР, тому температура подачі тепла в нижньому циклі знижується. Для того щоб
досягти необхідної температури на вході економайзера низького тиску, необхідно збільшити
витрату ОРР в лінії рециркуляції. Підвищене навантаження на рециркуляційні насоси
збільшує витрату електроенергії на власні потреби, тому сумарний електричний ККД
знижується.
Оптимальний кінцевий тиск водяної пари в середньому циклі для обох схем ПГУ
знаходиться в межах 0,15÷0,2 МПа, при цих тисках досягаються максимальні значення брутто
і чистого ККД ПГУ.
При Р0 = 6 МПа максимальна електрична потужність для ПГУ з регенеративним
нагріванням ОРР досягається при Р2К = 0,15 МПа і становить 786,97 МВт, для ПГУ з
рециркуляцією вона становить 782,26 МВт. При збільшенні Р 0 до 12 і 18 МПа максимальна
повна електрична потужність становить Р2К = 0,2 МПа, а максимальна повна
електропотужність для ПГУ з регенеративним нагріванням ОРР становить 802,6 МВт при P0 =
18 МПа і Р2К = 0,2 МПа.
У таблицях 8-10 і на рисунках 20-21 показані залежності ККД і електричної потужності
ПГУ від температури конденсації теплоносія в ВК в діапазоні -20 ÷ +30 ° С, при початковому
тиску водяної пари 6, 12 і 18 МПа і тиску конденсації у випарнику ОРР 0,2 МПа.

Таблиця 8 – Результати розрахунків потужності і ККД ПГУ в залежності від температури
конденсації теплоносія нижнього циклу в ВК при Р0 = 6 МПа і Р2К = 0,2 МПа
Схема ПГУ з регенеративним нагрівачем ОРР
tK, °C -20 -10 0 10 20 30
ПП КГТ БР, МВт 820,54 811,19 801,62 791,84 781,81 771,53
Не ПГУ, МВт 807,71 798,33 788,74 778,94 768,90 758,62
ηE CCGT br, % 64,82 64,08 63,32 62,55 61,76 60,95
ηE CCGT, % 63,81 63,06 62,31 61,53 60,74 59,93
η E_ORT, % 26,15 24,17 22,14 20,07 17,95 15,77
η E_PTU, % 27,71 27,71 27,71 27,71 27,71 27,71
Схема ПГУ з рециркуляцією ОРР
tK, °C -20 -10 0 10 20 30
ПП КГТ БР, 811,95 803,38 794,90 786,33 777,70 768,98
МВт
Не ПГУ, МВт 790,00 786,86 780,56 772,71 764,42 755,92
ηE CCGT br, % 64,14 63,46 62,79 62,12 61,43 60,74
ηE CCGT, % 62,50 62,16 61,66 61,04 60,39 59,71
η E_ORT, % 24,33 22,52 20,72 18,90 17,07 15,23
η E_PTU, % 27,71 27,71 27,71 27,71 27,71 27,71

Таблиця 9 – Результати розрахунків потужності і ККД ПГУ в залежності від температури
конденсації теплоносія нижнього циклу в ВК при Р0 = 12 МПа і Р2К = 0,2 МПа
Схема ПГУ з регенеративним нагрівачем ОРР
tK, °C -20 -10 0 10 20 30
ПП КГТ БР, МВт 828,67 819,48 810,09 800,48 790,64 780,54
Не ПГУ, МВт 814,29 805,08 795,66 786,04 776,19 766,09
ηE CCGT br, % 65,46 64,73 63,99 63,23 62,46 61,66
ηE CCGT, % 64,32 63,60 62,85 62,09 61,31 60,52
η E_ORT, % 26,15 24,17 22,14 20,07 17,95 15,77
η E_PTU, % 30,45 30,45 30,45 30,45 30,45 30,45
Схема ПГУ з рециркуляцією ОРР
tK, °C -20 -10 0 10 20 30
ПП КГТ БР, МВт 820,05 811,81 803,49 795,08 786,60 778,04
Не ПГУ, МВт 801,14 795,62 788,12 780,11 771,86 763,46
ηE CCGT br, % 64,78 64,13 63,47 62,81 62,14 61,46
ηE CCGT, % 63,29 62,85 62,26 61,62 60,97 60,31
η E_ORT, % 24,29 22,52 20,72 18,90 17,07 15,23
η E_PTU, % 30,45 30,45 30,45 30,45 30,45 30,45

Таблиця 10 – Результати розрахунків потужності та ефективності роботи ПГУ в
залежності від температури конденсації теплоносія нижнього циклу в ВК при Р0 = 18 МПа і
Р2К = 0,2 МПа
Схема ПГУ з регенеративним нагрівачем ОРР
tK, °C -20 -10 0 10 20 30
ПП КГТ БР, МВт 835,24 826,19 816,93 807,46 797,75 787,80
Не ПГУ, МВт 819,18 810,10 800,82 791,33 781,62 771,66
ηE CCGT br, % 65,98 65,26 64,53 63,78 63,02 62,23
ηE CCGT, % 64,71 63,99 63,26 62,51 61,74 60,96
η E_ORT, % 26,15 24,17 22,14 20,07 17,95 15,77
η E_PTU, % 31,85 31,85 31,85 31,85 31,85 31,85
Схема ПГУ з рециркуляцією ОРР
tK, °C -20 -10 0 10 20 30
ПП КГТ БР, МВт 826,75 818,63 810,42 802,13 793,77 785,33
Не ПГУ, МВт 805,20 800,60 793,32 785,46 777,34 769,07
ηE CCGT br, % 65,31 64,67 64,02 63,36 62,70 62,04
ηE CCGT, % 63,61 63,24 62,67 62,05 61,41 60,75
η E_ORT, % 24,29 22,52 20,72 18,90 17,07 15,23
η E_PTU, % 31,85 31,85 31,85 31,85 31,85 31,85

Графічні залежності валового і чистого ККД ПГУ при регенеративному нагріванні і
рециркуляції ОРР перед МС показані на рисунках 20-21, де Р0 дорівнює 6, 12 і 18 МПа.

Рисунок 20 – Залежність брутто (а) і чистого ККД (б) ПГУ від температури конденсації tК при
різних схемах нагріву ОРР до появи ГПК: РП – регенеративний нагрів, постійний струм –
рециркуляція, Р0 = 6 МПа, 12 МПа і 18 МПа

B
Рисунок 21 – Залежність брутто (а) і чистої (б) електричної потужності ПГУ від температури
конденсації tК при різних схемах нагріву ОРР до введення ПГУ: РП – регенеративна
опалення, RC – рециркуляція, при P0 = 6 МПа, 12 МПа, 18 МПа

Температура конденсації ОРР залежить від температури і вологості охолоджуючого
повітря. За результатами розрахунків теплової схеми ПГУ з циклом ОРР з регенеративним
нагріванням і рециркуляцією ОРР перед КБ для забезпечення необхідної температури 60 °С на
вході в економайзер низького тиску КУС для робочого конденсаційного діапазону температур
ОРР від -20 до +30 °С були побудовані залежності для електричного ККД та електричної
потужності ПГУ.
При збільшенні тиску Р0 ККД і електрична потужність ПГУ зростають. Для ПГУ з
регенеративним нагрівачем максимальний брутто ККД становить 65,98% при P0 = 18 МПа,
P2K = 0,2 МПа і tK = -20 °C, максимальний ККД для ПГУ з рециркуляцією становить 65,31%.
на 10 °С середнє зниження валового ККД становить: для регенеративного нагрітого ПГУ –
0,72%, для рециркуляційного ПГУ – 0,64%. Мінімальний валовий ККД для регенеративного
нагріву ПГУ становить 62,23%, для рециркуляційного ПГУ – 62,04%. Швидкість зниження
валового ККД для ПГУ з регенеративним підігрівачем вища, ніж для ПГУ з рециркуляцією.
Це пов'язано з тим, що витрата ОРР для ПГУ з регенеративним нагрівачем не залежить від tК
і залишається постійним у всьому діапазоні температур, при цьому перепад тепла в паровій
турбіні зменшується. У ПГУ з рециркуляцією витрата рециркуляції ОРР зменшується з
підвищенням температури,
З підвищенням температури на виході з ВК навантаження на економайзер низького тиску
зменшується і витрата у випарнику ОРР збільшується, тим самим компенсується зниження
загального ККД. Максимальний чистий ККД в розглянутому сегменті досягається при
мінімальній температурі конденсації tk = -20 ° C і становить 64,71% для регенеративного
нагрітого ПГУ і 63,61% для рециркуляційного ПГУ; мінімальний чистий ККД при температурі
+30 ° С - для ПГУ з регенеративним опалення – 60,96%, для ПГУ з рециркуляцією – 60,75%.

Висновки по третьому розділу
Впровадження схеми на ОРР знижує температуру відпрацьованих газів КЮ (рисунок 15)
з 192 до 100 °С і тим самим підвищує ККД ПГУ з 72,0 % до 86,5 %.
На підставі проведених досліджень можна зробити наступні висновки:
1. Ефективність роботи і сумарна електрична потужність ПГУ з циклом, що реалізує
регенеративний нагрів основного конденсату ОРР вище за течією КБ у всіх діапазонах
досліджуваних параметрів, вище, ніж у ПГУ з циклом ОРР з рециркуляцією при інших рівних
умовах. Цей ефект для ПГУ з регенеративним нагрівачем пояснюється досягненням більш
високого виділення тепла в економайзері низького тиску і витрати ОРР на ЛПК парової
турбіни і відсутністю витрат електроенергії на привід рециркуляційних насосів. Ефективність
ПГУ при регенеративному нагріванні конденсату ОРР перед МС при оптимальних значеннях
параметрів водяної пари і ОРР на 0,41% вище, ніж у ПГУ з рециркуляцією ОРР.
2. Виявлено, що за тиском пари на виході з ГПК оптимальний діапазон для ПГУ
становить 0,2–0,25 МПа.
3. Температура конденсації ОРР має значний вплив на ефективність і потужність
тритактного ПГУ. Наприклад, в схемі ПГУ з регенеративним підігрівом ОРР в зимову пору
року можна досягти валового ККД 66% і чистого ККД 65,3%. Влітку чистий ККД становить
62÷63,5%.
4. При тиску водяної пари на вході ГПК 18 МПа і тиску на виході ГПК 0,2 МПа, при
роботі нижнього циклу на фреоні R365mfc і температурі конденсації від 0 до +20 °С чистий
ККД ПГУ з циклами на трьох робочих рідинах коливається від 61,74% до 63,26%. При цьому
для ПГУ з газотурбінною установкою 9ГА.02 з триконтурними КБ і ПП максимальна
Чистий ККД становить 61,8% [18].

РОЗДІЛ 4. ПАРАМЕТРИЧНІ ДОСЛІДЖЕННЯ ПОВІТРЯНОГО КОНДЕНСАТОРА
МКР 25.144.92 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Яценко Літ. Арк. Акрушів
Перевір. Чичужко Розділ 4
Реценз.
Н. Контр. ЧДТУ, МТЕ-45
Затверд. Калейніков
РОЗДІЛ 4. ПАРАМЕТРИЧНІ ДОСЛІДЖЕННЯ ПОВІТРЯНОГО КОНДЕНСАТОРА
Для параметричних досліджень на основі аналізу властивостей у розділі 1.3 були обрані
такі речовини: вода, пентан, ізопентан, бутан, аміак, R123, R152a, R245fa, R245ca, R236ea,
R236fa, R365mfc.
За вихідні дані беруться параметри стандартного перетину [13]: L = 12 м; В = 1,85 м; z =
6; матеріал труби – сталь 20, λTP = 48 Вт/м· К, матеріал ребра – дюралюміній; тип ребер
жорсткості – круглого прямокутного перерізу; λPB = 159 Вт/м· K; D = 0,057 м; h = 0,015 м; d0 =
0,027 м; δW = 0,001 м; δCT = 0,002 м; Δ = 0,735 м; s = 0,0025 мм. S1 = 84 мм; zX = 1; tRH = 15
°C; tk = tRH+20 °C; xHX = 1; xVX = 0; pB = 0,098 МПа;  2 = 6 м/с; CNu = 0,024; RTK = 0 м2·
К/Ш; ROTL = 0,0001 м2· К/Ш; RST = 0,0001 м2· К/Ш; ηB = 0,8; ηР = 0,96; ηEL = 0,95; kDV =
1,15.
Для визначення числа секцій Z була розрахована витрата пари в ВК з умов експлуатації
паротурбінної установки на ОРР внутрішньою потужністю 50 МВт.

4.1 Дослідження характеристик повітряного конденсатора зі швидкістю охолоджуючого
повітря

Виходячи з представлених вихідних даних, в програмі використовувалася програма для
розрахунку показників продуктивності ВК при зміні швидкості охолоджуючого повітря в
діапазоні 4÷9 м/с при температурі +15 °С.
Розрахунки залежності маси G і об'єму V витрати теплоносія, коефіцієнта теплопередачі
K і числа секцій Z від швидкості охолоджуючого повітря для представлених теплоносіїв
наведені в таблицях 11-14 і на рисунках 22-26.

Таблиця 11 – Залежність масової витрати теплоносія від швидкості руху охолоджуючого
повітря
ω2, м/с 4 5 6 7 8 9
Вода 0,19 0,23 0,26 0,29 0,32 0,35
Пентан 2,00 2,35 2,67 2,96 3,23 3,48
Ізопентан 2,06 2,42 2,74 3,04 3,31 3,56
Г, кг/с Бутан 1,79 2,09 2,36 2,61 2,83 3,04
Р123 3,95 4,62 5,23 5,78 6,29 6,76
R245fa 3,45 4,03 4,55 5,03 5,46 5,86
аміак 0,76 0,89 1,01 1,11 1,21 1,30
Р152а 2,52 2,92 3,27 3,60 3,89 4,16
ω2, м/с 4 5 6 7 8 9
R236fa 6,37 7,61 8,75 9,80 10,77 11,67
R365mfc 4,72 5,62 6,45 7,24 7,93 8,61
Г, кг/с
Р236еа 5,98 7,12 8,18 9,16 10,00 10,90
R245ca 4,62 5,46 6,30 7,00 7,74 8,40

Рисунок 22 – Залежність зміни масової витрати теплоносіїв на переріз G від швидкості
охолодження повітря ω2

Як видно з рисунка 22, зі збільшенням швидкості охолоджуючого повітря масова витрата
ОРР на ділянку ВК зростає максимально лінійно. Швидкість зміни швидкості потоку залежить
від типу теплоносія. Найбільша витрата на секцію спостерігається у фреону R236fa,
максимальне значення якого досягає 11,67 кг/с при швидкості повітря 9 м/с, мінімальне – 6,37
кг/с при швидкості охолоджуючого повітря 4 м/с. Далі, у міру зниження витрати є: R236ea,
R365mfc, R245ca, R123, R245fa, R152a, ізопентан, пентан, бутан, аміак, вода. Вода має
найменшу масову витрату.
У таблиці 12 і на рисунку 23 показані залежності зміни об'ємної витрати теплоносіїв від
швидкості руху охолоджуючого повітря.

Таблиця 12 – Залежність об'ємної витрати теплоносія від швидкості руху охолоджуючого
повітря
ω2, м/с 4 5 6 7 8 9
Вода 4,20 4,97 5,68 6,34 6,94 7,52
В, 0,70 0,82 0,93 1,03 1,12 1,21
Пентан
м3/с
ω2, м/с 4 5 6 7 8 9
Ізопентан 0,54 0,63 0,71 0,79 0,86 0,93
Бутан 0,22 0,25 0,29 0,32 0,34 0,37
Р123 0,48 0,56 0,64 0,70 0,77 0,82
R245fa 0,29 0,34 0,38 0,42 0,45 0,49
аміак 0,06 0,07 0,07 0,08 0,09 0,10
В,
м3/с Р152а 0,08 0,10 0,11 0,12 0,13 0,14
R236fa 0,25 0,30 0,35 0,39 0,43 0,46
R365mfc 0,94 1,11 1,28 1,44 1,57 1,71
Р236еа 0,32 0,38 0,43 0,49 0,53 0,58
R245ca 0,57 0,67 0,78 0,86 0,96 1,04

Рисунок 23 – Залежність зміни об'ємної витрати теплоносіїв в одній секції V від
Швидкість охолодження повітря ω2

З рисунка 23 видно, що зі збільшенням швидкості охолоджуючого повітря збільшується
об'ємна витрата теплоносія на секцію. При цьому швидкість зміни об'ємної витрати
теплоносія залежить від його типу. Найбільша об'ємна витрата на секцію спостерігається у
воді, максимальне значення якої становить 7,52 м3/с при швидкості охолоджуючого повітря 9
м/с, а мінімальне - 4,2 м3/с при швидкості руху повітря 4 м/с. при цьому об'ємний скид води
перевищує об'ємний скидання ОРР в 4 і більше разів. Цей ефект пояснюється великим
питомим об'ємом водяної пари. Потім, у міру зниження витрати є: R365mfc, пентан, R245ca,
ізопентан, R123, R236ea, R245fa, R236fa, бутан, R152a, аміак, при цьому витрати варіюються
від 0,06 м3/с при 4 м/с до 1,71 м3/с при 9 м/с.
У таблиці 13 і на рисунку 24 показані залежності зміни коефіцієнта тепловіддача ВК від
швидкості охолоджуючого повітря.

Таблиця 13 – Залежність величини коефіцієнта теплопередачі VC від швидкості
охолодження повітря
ω2, м/с 4 5 6 7 8 9
Вода 26,58 30,08 33,15 35,88 38,34 40,58
Пентан 20,70 23,44 25,83 27,96 29,89 31,64
Ізопентан 19,71 22,31 24,59 26,61 28,44 30,10
Бутан 16,91 19,11 21,04 22,75 24,29 25,69
Р123 18,10 20,46 22,54 24,39 26,05 27,57
R245fa 17,18 19,42 21,38 23,12 24,69 26,11
К,
Вт/м2 аміак 18,61 21,05 23,19 25,08 26,81 28,37
Р152а 14,06 15,84 17,39 18,77 20,01 21,13
R236fa 18,48 21,04 23,30 25,32 27,13 28,78
R365mfc 21,51 24,43 27,00 29,32 31,36 33,25
Р236еа 18,77 21,36 23,64 25,68 27,46 29,18
R245ca 20,17 22,88 25,34 27,45 29,45 31,24

Рисунок 24 – Залежність зміни коефіцієнта теплопередачі ВК від швидкості охолоджуючого
повітря ω2

З рисунка 24 видно, що збільшення швидкості охолоджуючого повітря в діапазоні від 4
до 9 м/с призводить до збільшення коефіцієнта теплопередачі теплоносія в середньому на
53,1%.
Найбільший відносний приріст коефіцієнта теплопередачі має R236fa (55,8%) і R245ca
(54,9%), а найменший відносний приріст коефіцієнта теплопередачі - R152a (50,3%).
Збільшення коефіцієнта теплопередачі пояснюється тим, що зі збільшенням швидкості руху
повітря збільшується коефіцієнт передачі тепла від зовнішньої поверхні труб до
охолоджуючого повітря.
Серед ОРР найвищий коефіцієнт теплопередачі становить R365mfc (21,5 Вт/м2· K при
швидкості охолоджуючого повітря 4 м/с і 33,2 Вт/м2· K при 9 м/с) і пентан (20,7 Вт/м2· K при
швидкості охолоджуючого повітря 4 м/с і 31,6 Вт/м2· К зі швидкістю 9 м/с).
У таблиці 14 і на рисунку 25 показана залежність числа секцій ІС від зміни швидкості
охолоджуючого повітря.

Таблиця 14 – Залежність числа секцій ВК від зміни швидкості руху охолоджуючого
повітря
ω2, м/с 4 5 6 7 8 9
Вода 673 569 498 446 407 376
Пентан 387 329 290 262 240 223
Ізопентан 399 340 300 271 249 231
Бутан 458 393 348 315 290 271
Р123 436 373 329 298 274 255
R245fa 462 395 350 317 292 272
З, шт
аміак 473 404 357 323 297 276
Р152а 622 537 479 435 403 376
R236fa 351 294 256 228 208 192
R365mfc 311 261 227 203 185 170
Р236еа 327 274 239 213 195 179
R245ca 318 269 234 210 190 175

Рисунок 25 – Залежність числа секцій мікросхеми від швидкості охолоджуючого повітря ω2

На рисунку 25 ми бачимо, що збільшення швидкості охолоджуючого повітря призводить
до зменшення числа ізольованих повітряних секцій. Це пов'язано зі збільшенням коефіцієнта
теплопередачі зі збільшенням швидкості охолоджуючого повітря. Найбільша кількість секцій
потрібно для води (673 при швидкості охолоджуючого повітря 4 м/с і 376 при швидкості 9 м/с).
Найменша кількість секцій потрібно для R365mfc (311 шт при швидкості охолоджуючого
повітря 4 м/с і 170 шт при швидкості 9 м/с).
Для роботи в складі ВК використовуються вентилятори ВГ, технічні характеристики яких
наведені в таблиці 15.

Таблиця 15 – Технічні характеристики дуттєвих вентиляторів [18]
Ім'я ВГ 25 ВГ 50 ВГ 70 ВГ 104
Продуктивність вентилятора, м3/с 43 139 306 750
Загальний тиск, кПа 1,4 1,5 1,6 1,7
Діаметр робочого колеса, м 2,92 5,90 8,40 10,40
Кількість лопатей, шт 3 3 3 4
Потужність електродвигуна, кВт 11 30 75 210
Вага вентилятора, кг 230 600 1450 5500
ККД вентилятора, % 63 65 70 78

З таблиці 15 кількість секцій, які забезпечить цей вентилятор, визначається діаметром
крильчатки і потужністю вентилятора. З представленого асортименту був обраний вентилятор
VG-104, який забезпечить подачу тиску і охолодження повітря для 4-х секцій ВК.
На рисунку 26 показана залежність аеродинамічного опору пучка труб з урахуванням
вхідного і вихідного дифузора і технічні характеристики роботи вентилятора ВГ-104 від
швидкості подачі охолоджуючого повітря і подачі охолоджуючого повітря: характеристики
потужності і тиску.

Рисунок 26 – Залежність аеродинамічного опору секцій ВК і характеристик вентилятора ВГ-104
від швидкості охолоджуючого повітря ω2 і від подачі при температурі 15 °С

На рисунку 26 показані характеристики потужності і тиску вентилятора VG104, які
наведені в залежності від кута нахилу лопатей до потоку повітря (α=10°, α=15°, α=20°). Вибір
α залежить від режиму роботи вентилятора: для найвищої продуктивності при високих
витратах охолоджуючого повітря рекомендується встановити великий кут нахилу. Як видно з
графіка, оптимальний режим роботи вентилятора ВГ-104 знаходиться в діапазоні швидкості
охолоджуючого повітря 6÷8 м/с і подачі 2700÷3600 м3/год. У цьому діапазоні ВГ-104 при кутах
повороту лопатей 15° і 20° досягається оптимальна потужність і найвищий ККД ηV = 78%.

4.2 Дослідження особливостей роботи повітряного конденсатора від температури
Охолоджуюче повітря
Виходячи з представлених вихідних даних, в програмі використовувалася програма для
розрахунку показників роботи ВК при зміні температури охолоджуючого повітря в діапазоні
від 40 до +30 °С. Швидкість охолоджуючого повітря була прийнята за 6 м/с виходячи з умов
оптимальної роботи вентиляторної групи в зоні зниження максимального ККД не більше 7%.
Результати розрахунків представлені в таблицях 16-19 і рисунках 27-30.
У таблиці 16 наведені значення масової витрати теплоносія в залежності від температури
охолоджуючого повітря.

Таблиця 16 – Значення масової витрати теплоносія в залежності від температури
охолоджуючого повітря
tRH, °C -40 -26 -12 2 16 30
Пентан 1,51 1,40 1,31 1,21 1,11 1,02
Ізопентан 1,52 1,43 1,31 1,22 1,10 1,01
Бутан 1,28 1,16 1,07 0,94 0,85 0,78
Р123 3,01 2,75 2,50 2,26 2,00 1,80
R245fa 2,51 2,30 2,09 1,90 1,68 1,50
Г, кг/с аміак 0,54 0,49 0,45 0,41 0,39 0,36
Р152а 1,52 1,33 1,18 1,07 0,98 0,93
R236fa 2,92 2,65 2,40 2,15 1,93 1,80
R365mfc 2,78 2,60 2,40 2,20 2,02 1,83
Р236еа 2,87 2,63 2,37 2,15 1,94 1,70
R245ca 2,45 2,28 2,12 1,90 1,71 1,57

На рисунку 27 показана залежність зміни масової витрати теплоносіїв на ділянку G від
температури охолоджуючого повітря.

Рисунок 27 – Залежність зміни масової витрати теплоносіїв на переріз G від
Температура охолоджуючого повітря tRH

Як видно з рисунка 27, при зниженні температури охолоджуючого повітря збільшується
масова витрата ОРР на секцію. Це пов'язано з тим, що підвищення температури напору
призводить до збільшення кількості конденсаційних ОРР в секції. Зі збільшенням масової
витрати збільшується витрата теплоносія всередині трубок. Максимальна масова витрата у
всьому діапазоні температур припадає на: R123, R236fa, R236ea, далі в міру зниження витрати
на секцію: R365mfc, R245fa, R245ca, ізопентан, R152a, пентан, бутан, аміак. Найбільша зміна
масової витрати від температури охолоджуючого повітря характерна для наступних ОРР:
R236ea, R245fa, R123, бутан, R152a, R236fa; а найнижчий - R245ca, R365mfc, аміак, ізопентан
і пентан.
У таблиці 17 наведені значення об'ємної витрати теплоносія в залежності від
температури охолоджуючого повітря.

Таблиця 17 – Значення об'ємної витрати теплоносія в залежності від температури
охолоджуючого повітря
tRH, °C -40 -26 -12 2 16 30
Пентан 8,25 3,68 1,81 0,94 0,52 0,30
Ізопентан 5,42 2,55 1,27 0,69 0,38 0,23
Бутан 1,55 0,77 0,42 0,23 0,13 0,08
В, м3/с
Р123 5,86 2,56 1,22 0,62 0,33 0,19
R245fa 3,45 1,49 0,71 0,36 0,19 0,11
аміак 0,36 0,18 0,10 0,06 0,04 0,02

Продовження таблиці 17
tRH, °C -40 -26 -12 2 16 30
Р152а 0,46 0,23 0,12 0,07 0,04 0,03
R236fa 1,48 0,68 0,34 0,18 0,10 0,06
В, м3/с R365mfc 11,52 4,77 2,16 1,06 0,56 0,31
Р236еа 2,13 0,97 0,47 0,25 0,14 0,08
R245ca 5,42 2,34 1,11 0,55 0,29 0,16

Залежності об'ємної витрати теплоносіїв від швидкості наведені на рисунку 12.

Рисунок 28 – Залежність зміни об'ємної витрати V теплоносіїв на одну секцію ВК
від температури охолоджуючого повітря tOH

З рисунка 28 видно, що залежності об'ємних витрат ОРР від температури охолоджуючого
повітря мають експоненціальну форму. При температурі охолоджуючого повітря +30 °С
об'ємна витрата кожного ОРР не перевищує значення 0,31 кг/м3. Зі зниженням температури
питомі обсяги ОРР істотно відрізняються. Наприклад, при зниженні температури повітря до
10 °С помітної різниці в поведінці кривих ОРР немає, то при зниженні температури від 10 до
-40 °С спостерігається значна розбіжність кривих: найбільшому збільшенню об'ємного потоку
схильні R365mfc, пентан, R123, R245ca та ізопентан.
Найменшому впливу температури охолоджуючого повітря на питомий обсяг піддаються такі
ОРР: аміак, R152a, R235fa, бутан, R236ea, R245fa.
Найбільша залежність питомого обсягу від температури охолоджуючого повітря при
ОРР: R365mfc, пентан, R123, R245ca, ізопентан. Для цих ОРР на етапі проектування важливим
моментом є визначення температури охолоджуючого повітря, яка повинна бути в межах 10 ÷ -
30 °С для правильного розрахунку необхідної кількості ділянки ВК і розрахунку режиму
потоку теплоносія в трубках.
У таблиці 18 наведені значення коефіцієнта теплопередачі ВК як функції температури
охолоджуючого повітря.

Таблиця 18 – Значення коефіцієнта теплопередачі ВК в залежності від температури
охолоджуючого повітря
tRH, °C -40 -26 -12 2 16 30
Пентан 33,44 30,02 26,70 23,45 20,42 17,67
Ізопентан 31,29 27,96 24,59 21,62 18,64 16,17
Бутан 26,72 23,03 19,84 16,67 14,16 12,12
Р123 30,52 26,61 22,87 19,43 16,25 13,65
28,58 24,71 21,06 17,82 14,81 12,33
К, R245fa
Вт/м2·
аміак 28,33 24,93 21,84 19,02 16,68 14,60
°C
Р152а 20,45 16,86 13,91 11,62 9,79 8,45
R236fa 25,60 21,77 18,37 15,37 12,79 10,93
R365mfc 33,00 29,52 26,00 22,60 19,51 16,66
Р236еа 26,67 22,90 19,35 16,30 13,66 11,26
R245ca 29,44 25,97 22,65 19,33 16,41 14,02

Залежність коефіцієнта теплопередачі від температури охолоджуючого повітря показана
на рисунку 29.

Рисунок 29 – Залежність коефіцієнта теплопередачі K VK від температури охолоджуючого
агента повітря tOV при конденсації різних ОРР

Залежність коефіцієнта теплопередачі від температури охолоджуючого повітря має
нелінійну форму для всіх розглянутих ОРР. При зниженні температури повітря процеси
теплообміну посилюються, тому що збільшується різниця температур на ділянці ВК між
теплоносієм і потоком охолоджуючого повітря. Найбільшим коефіцієнтом теплопередачі у
всьому температурному діапазоні володіє ВК, в якому конденсуються пентан і R365mfc, потім
у міру його зниження розташовуються такі ОРР: ізопентан, R123, R245ca,
R245fa, аміак, бутан, R236ea, R236fa. Найменше значення коефіцієнта теплопередачі
становить R152a. Низькі значення коефіцієнтів теплопередачі призводять до збільшення
площі поверхні теплообміну, що призводить до збільшення розмірів і вартості установки.
У таблиці 19 і на рисунку 30 показана залежність числа секцій ВК від температури
охолоджуючого повітря.

Таблиця 19 – Залежність числа секцій ВК від температури охолоджуючого повітря
tRH, °C -40 -26 -12 2 16 30
Пентан 220 277 349 453 603 829
Ізопентан 231 286 369 474 646 887
Бутан 272 351 449 615 835 1152
Р123 248 316 408 541 746 1043
R245fa 266 339 443 587 818 1162
аміак 304 386 489 632 816 1088
З, шт
Р152а 415 556 749 1004 1366 1860
R236fa 302 394 522 711 989 1367
R365mfc 222 278 357 469 627 875
Р236еа 277 356 471 630 865 1259
R245ca 254 319 406 544 743 1023

Рисунок 30 – Залежність числа Z секцій повітряного конденсатора від температури
охолоджуючого повітря

З рисунка 30 видно, що при низьких температурах (-40 ° С) охолоджуючого повітря
необхідна кількість секцій ВК невелика і змінюється від 220 для пентану до 415 для R152.
Однак з підвищенням температури повітря число секцій ВК збільшується в параболічної
залежності, і при +30 ° С коливається від 829 для пентану до 1860 для R152.
Маємо найменшу кількість секцій, в яких конденсується: пентан і R365mfc.

Висновки з четвертого розділу
Збільшення швидкості руху повітря призводить до лінійного збільшення масової та
об'ємної витрати конденсованого ОРР. Максимальне значення масової витрати теплоносія в
одній секції ВК спостерігається в R236fa – 11,67 м/с, R236ea – 10,90 м/с і в R365mfc – 8,61 м/с
при швидкості руху повітря 9 м/с. R365mfc має 1,71 м3/с, а R245ca — 1,04 м3/с при швидкості
повітря 9 м/с.
Коефіцієнт теплопередачі параболічно зростає зі збільшенням швидкості
охолоджуючого повітря з повільною швидкістю. Максимальне значення коефіцієнта
теплопередачі для ВК при конденсації води становить 40,58 Вт/м2, для R365mfc – 33,25 Вт/м2
і для пентану – 31,24 Вт/м2 для пентану при швидкості руху повітря 9 м/с.
Число секцій при заданій швидкості потоку пари в конденсатор параболічно
зменшується зі збільшенням швидкості руху повітря. Найменша кількість секцій
спостерігається у ВК з конденсацією R365mfc – 170 шт, R236ea – 179 шт при швидкості руху
повітря 9 м/с.
Найбільша кількість секцій – 376 штук при швидкості повітря 9 м/с.
Аеродинамічний опір ділянки збільшується зі збільшенням швидкості уздовж параболи.
Оптимальний режим роботи вентилятора ВГ-104 знаходиться в діапазоні швидкості
охолодження повітря 6÷8 м/с і подачі 0,75÷1,00 м3/с.
Температура охолоджуючого повітря має значний вплив на роботу конденсатора.
Зниження температури призводить до лінійного збільшення масової витрати ОРР і
сильного параболічного збільшення його об'ємної витрати, що викликає велике збільшення
швидкості ОРР в трубах і може привести до великих втрат тиску в тракті турбіна-конденсатор.
Найвища масова витрата конденсаційного теплоносія в одній секції
БК при температурі охолоджуючого повітря -40 ° С спостерігається в R123 – 3,01 кг/с,
R236fa - 2,92 кг/с, R236ea – 2,87 кг/с, R365mfc – 2,78 кг/с.
Найбільше значення об'ємної витрати конденсаційного теплоносія в одній секції ВК при
температурі охолоджуючого повітря -40 °С спостерігається в R365mfc – 11,52м3/с і пентану –
8,25 м3/с.
Зниження температури повітря значно підвищує коефіцієнт теплопередачі, що
призводить до зменшення числа секцій в конденсаторі. При роботі на пентані при температурі
зовнішнього повітря 30 °С необхідно мати 830 секцій, при температурі 0 °С - 400, і при
температурі 0 °С - 400, і при температурі 0 °С температура -30 °C – 260. Коефіцієнт
теплопередачі параболічно зростає зі збільшенням швидкості охолоджуючого повітря з
повільною швидкістю. Максимальне значення коефіцієнта теплопередачі для ВК при
конденсації пентану становить 33,44 Вт/м2, для R365mfc – 33,00 Вт/м2 і для ізопентану – 31,29
Вт/м2 при температурі охолоджуючого повітря -40 °C. Найменша кількість секцій
спостерігається у ВК при конденсації пентану – 220 шт. R365mfc – 222 шт, ізопентан – 231 шт
при температурі повітря -40 °C.
В результаті досліджень з використанням програми розрахунку ІС було виявлено, що тип
ОРР сильно впливає на теплову ефективність ділянки ІС. При цьому найкращі показники були
отримані для пентану і фреону R365mfc.
Таким чином, вибір типу ОРР, швидкості і температури охолоджуючого повітря при
проектуванні системи водопостачання істотно впливають на його капітальні витрати і техніко-
економічні показники.

РОЗДІЛ 5 ОХОРОНА ПРАЦІ ТА БЕЗПЕКА У НАДЗВИЧАЙНИХ СИТУАЦІЯХ
МКР 25.144.92 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Яценко Літ. Арк. Акрушів
Перевір. Цікановський Розділ 5
Реценз.
Н. Контр. ЧДТУ, МТЕ-45
Затверд. Калейніков
РОЗДІЛ 5 ОХОРОНА ПРАЦІ ТА БЕЗПЕКА У НАДЗВИЧАЙНИХ СИТУАЦІЯХ
5.1 Нормативна база
Улаштування, утримання, експлуатація і обслуговування електричних установок та
електричних мереж повинні відповідати вимогам таких документів:
• Правила улаштування електроустановок (ПУЕ), затверджені наказом Міністерства
енергетики та вугільної промисловості України від 21.07.2017 № 476;
• Правила технічної експлуатації електроустановок споживачів (ПТЕЕС),
затверджені наказом Міністерства палива та енергетики 25.07.2006 № 258;
• Правила безпечної експлуатації електроустановок споживачів (ПБЕЕС),
затверджені наказом Міністерства праці та соціальної політики України та Комітету по
нагляду за охороною праці від 09.01.1998 № 4;
• Правила експлуатації електрозахисних засобів (НПАОП 40.1-1.07-01),
затверджені наказом Міністерства праці та соціальної політики України від 05.06.2001 №
253.
Причини ураження електричним струмом та електротравматизму
Ураження електричним струмом під час виконання робіт у виробничих, допоміжних і
побутових приміщеннях комплексу чи інших робіт може статися внаслідок низки
чинників:
• доторкання до струмовідних частин під напругою внаслідок недотримання правил
електробезпеки, дефектів конструкції та монтажу електрообладнання;
• доторкання до неструмовідних частин, які опинилися під напругою внаслідок
пошкодження електричної ізоляції, перехрещування проводів тощо;
• помилкового спрямування електричного струму в електроустановку, де працюють
люди;
• відсутності надійних захисних пристроїв від потрапляння в електричне коло;
• дії крокової напруги в разі перебування людей у зоні стікання електричного струму
в землю (біля обірваного проводу, який лежить на землі, чи біля заземлювального
пристрою).
Здебільшого приміщення за ступенем небезпеки ураження електричним струмом
належать до особливо небезпечних.
Високий рівень небезпеки зумовлений насамперед тим, що в приміщення потрапляє
дощ, сніг, збирається волога на стелі, підлозі, стінах і внутрішніх конструкціях, у повітрі
наявне хімічно-активне середовище (постійно або тривалий час перебувають агресивні
пари та гази, утворюються вологі відклади або цвіль). Усе це руйнівно діє на
електроізоляцію та струмопровідні частини електрообладнання.
У приміщеннях одночасно можуть бути дві або більше умов підвищеної електричної
небезпеки:
• із водяної пари конденсується волога у вигляді дрібних крапель — відносна
вологість повітря перевищує 75%;
• струмопровідний пил осідає на проводах, може проникати всередину машин і
апаратів;
• струмопровідна підлога — земляна, залізобетонна тощо;
• можливість одночасного доторкання людини до металевих корпусів
електрообладнання з одного боку і до з’єднаних із землею металоконструкцій будівель,
технологічного устаткування, механізмів — з іншого.
Під час виконання робіт у комплексах трапляються випадки електротравматизму —
різноманітних фізіологічних реакцій на ураження електричним струмом. Міра таких
уражень залежить від сили струму, тривалості контакту, опірності тканин.
Основні причини електротравматизму робітників:
• недостатність знань працівників із питань електробезпеки, несумлінне
перевіряння таких знань і неправомірність присвоєння груп кваліфікації з електробезпеки
працівникам, які обслуговують електроустановки;
• порушення правил улаштування і технічної експлуатації електроустановок й
охорони праці під час роботи на них;
• неправильне розташування пускової апаратури та розподільчих пристроїв,
захаращеність підходів до них;
• несправність електроізоляції, через що металеві неструмовідні частини
обладнання можуть опинитися під електричною напругою;
• несправність заземлювальних провідників;
• використання електрозахисних пристроїв, що не відповідають умовам виконання
робіт;
• виконання електромонтажних і ремонтних робіт без зняття електричної напруги з
обладнання
• застосування проводів і кабелів, що не відповідають умовам виробництва та
напрузі в електромережі;
• живлення кількох споживачів від загального пускового пристрою із захистом,
розрахованим на вимкнення найбільш потужного з них;
• виконання робіт без індивідуальних засобів електрозахисту або використання
захисних засобів, що не пройшли випробування;
• несвоєчасне перевіряння опору електричної ізоляції та заземлювальних пристроїв;
• відсутність позначень небезпечних зон, засобів орієнтування, знаків безпеки,
пристроїв блокування й огородження місць проведення електротехнічних робіт.

Рис.5.1 Система електробезпеки
Електрозахисні заходи
Електрозахисні заходи впроваджують здебільшого для того, щоб уникнути доторкання
працівників до струмопровідних частин електроустановок, які перебувають під напругою.
Вимогами електробезпеки регламентовано розташування незахищених від
пошкодження струмовідних частин на висоті не нижче, ніж 2,5 м від підлоги, тобто на
недоступній для людини висоті. Усі нижче розташовані струмовідні елементи (кабелі,
проводи тощо) потрібно закривати металопрофілем (кутниками, швелерами), прокладати
в трубах (бронешлангах) чи ховати під підлогою (штукатуркою).
Щоб забезпечити недоступність торкання людиною провідників струму, рубильники,
увідні, силові, розподільчі й електрощити розташовують у нішах (корпусах) із замкненими
дверцятами (ключі видають лише електротехнічному персоналу для виконання певних
робіт під підпис).
Провідники (жили кабелів чи проводів) з’єднують у закритих електротехнічних
коробках. місця під’єднання провідників до автоматичних (пакетних) вимикачів потрібно
закривати екранами з ізоляційного матеріалу та захисними накривками. Так само потрібно
ізолювати всі тимчасові з’єднання провідників.
Заносити металеві довгомірні металеві предмети (труби, кутники, швелери) у
приміщення дозволено лише вдвох, тримаючи довгоміри за протилежні кінці, навіть якщо
незакриті струмовідні елементи (проводи, кабелі) розміщено вище 2,5 м від підлоги.
Електрозахисні заходи поділяють на організаційні та технічні.
До організаційних електрозахисних заходів належать:
• запровадження персональної відповідальності працівників, які організовують і
виконують роботи в електроустановках;
• оформлення завдання на роботу електротехнічним працівникам за нарядом-
допуском чи розпорядженням;
• належне оформлення початку роботи (згідно з кваліфікацією залучених
працівників), перерв під час роботи та її закінчення;
• запровадження належного нагляду за безпекою виконання електротехнічних робіт
тощо
До основних технічних електрозахисних заходів належать:
• від’єднання на період обслуговування чи ремонту електроустановки чи її частин
від джерела живлення (замкове зачинення вимкнених апаратів, зняття запобіжників,
від’єднання кінців живильних ліній). Лише забезпечення «видимого розриву»
унеможливить помилкове подавання напруги на електроустановку, на якій працюють
люди;
• улаштування огорож (суцільних, сітчастих, ґратчастих тощо) струмопровідних
частин обладнання, які перебувають під напругою, із дотриманням відповідних відстаней;
• застосування блокувальних пристроїв і попереджувальної сигналізації для
запобігання доступу людини до небезпечної зони струмовідного обладнання;
• накладання переносного заземлювача під час виконання ремонтних робіт на
електроустановках;
• використання засобів орієнтування в електроустановках — написів,
різнокольорової ізоляції;
• установлення знаків безпеки тощо.
Важливим є дотримання обов’язкової умови — певні види робіт на
електроустановках виконують працівники згідно з отриманими ними групами
електробезпеки Під’єднувати і від’єднувати магістральні або живильні лінії
електромережі на комплексі, лінії, що живлять окремі електроустановки, мають право
лише електротехнічні працівники (електрики) відповідної кваліфікації.
Обслуговування вантажопідіймальних механізмів, ручного електроінструменту,
переносних і пересувних струмоприймачів, складного технологічного обладнання, під час
роботи якого необхідно постійно здійснювати технічний нагляд, коригувати ведення
технологічних режимів за допомогою засобів регулювання електроапаратури
(електроприводів), повинні здійснювати спеціально підготовлені електротехнічні
працівники (електромонтери), яким присвоєно групу з електробезпеки не нижче ІІ .
Кваліфікація електротехнічних працівників, які одноосібно обслуговують
електроустановки напругою вище 1 кВ, повинна бути не нижче ІV групи, а для
електроустановок напругою до 1 кВ — не нижче ІІІ групи з електробезпеки.

5.2. Електрозахисні методи
Електрозахисні методи у комплексі використовують, щоб захистити людей від дії
електричного струму, якщо буде пошкоджено електроізоляцію та з’явиться електричний
потенціал на корпусі електроустановки.
Основними електрозахисними методами у комплексі є:
• улаштування захисного заземлення і захисного занулення корпусів
електроустановок;
• застосування подвійної ізоляції, зокрема для переносних струмоприймачів —
електроінструменту;
• застосування пристроїв автоматичного захисного вимкнення електроустановок;
• улаштування пристрою вирівнювання електричних потенціалів.

Рис.5.2 Вимоги щодо наявності відповідної групи з електробезпеки

Електрозахисні засоби
Електрозахисні засоби (діелектричні засоби індивідуального захисту)
використовують під час експлуатації та обслуговування, зокрема і ремонту
електроустановок. Застосовувати їх необхідно згідно з вимогами Правил експлуатації
електрозахисних засобів (НПАОП 40.1-1.07-01), затверджених наказом Міністерства праці
та соціальної політики України від 05.06.2001 № 253. Електрозахисні засоби мають різне
застосування, що пов’язано з метою використання та напругою живлення
електроустановок (до 1000 В і понад 1000 В). Електрозахисні засоби поділяють на основні
та додаткові. До основних електрозахисних засобів для електроустановок напругою до
1000 В належать:

Таблиця 5.1Основні електрозахисні засоби до 1000 в

Якщо під час виконання робіт за напруги понад 1000 В потрібно використовувати
основні електрозахисні засоби, призначені для роботи на електроустановках напругою до
1000 В, то їх дозволено застосовувати лише як допоміжні.
Додаткові електрозахисні засоби для електроустановок напругою до 1000 В:
• діелектричні килимки;
• діелектричні калоші або боти;
• діелектричні підставки (наприклад, окремі драбини, щити, настили).
Випробовують електрозахисні засоби періодично у встановлені терміни:
• електроінструмент і діелектричні рукавиці — 1 раз на 6 місяців;
• діелектричні калоші — 1 раз на 2 роки;
• діелектричні боти — 1 раз на 3 роки;
• діелектричні килимки — лише після виготовлення;
• інші — 1 раз на рік.
Щоразу перед використанням електрозахисних засобів їх перевіряють на
придатність до застосування, а саме слід:
• перевірити термін наступного випробування на штампі;
• упевнитися у відсутності механічних пошкоджень (проколів у діелектричних
рукавицях, тріщин тощо ).
Дієздатність покажчиків напруги перевіряють на ввімкнутій електроустановці.
Відмітки про випробування заносять до протоколів, а на гумових виробах ставлять
штампи фарбою (мастикою). На інших електрозахисних засобах наклеюють написи, на
яких зазначають дату наступних випробувань.
Електрозахисні засоби зберігають окремо від іншого інструменту та пристосувань
(особливо колючих, гострих тощо).
Заборонено зберігати на підприємстві доступними для використання
електрозахисні засоби, які не витримали випробування, щоб не допустити помилкового
користування ними.
Особливості влаштування електромереж на фермах і в інших приміщеннях
Живлення електроустановок приміщень виконують від мережі напругою 380/220 В
змінного струму. У приміщеннях здебільшого застосовують електроприймачі у
трифазному виконанні.
Допустимим є застосування однофазних електроприймачів потужністю не більше 1,3
кВт, які вмикають на лінійну напругу, і не більше 0,6 кВт у разі їх вмикання на фазну
напругу.
Вимикачі та запобіжники рекомендують установлювати в сусідніх із вогкими сухих
приміщеннях, а кнопки керування пусковою апаратурою — безпосередньо біля робочих
місць.
Кнопки та світильники вибирають придатними для вогких приміщень із хімічно
активним середовищем. Електродвигуни також повинні бути спеціального виконання, що
важливо для безпеки працівників.
Усі електродвигуни повинні бути захищені від короткого замикання автоматичними
вимикачами, а також мати захист від перевантаження (теплові реле, вмонтовані в
електромагнітний пускач).
На електродвигунах і використовуваних механізмах фарбою наносять стрілки, які
вказують напрямок обертання ротора двигуна та механізму. На пускових пристроях
повинні бути написи «Пуск», «Стоп» або «Вперед», «Назад» і «Стоп».
Вводи повітряних ліній до приміщень захищають від перенапруги внаслідок удару
блискавки. Для цього заземлюють гаки та штирі на дерев’яних опорах, а на залізобетонних
опорах, окрім того, ще й арматуру.
Заборонено розміщувати заземлювальні пристрої, призначені для блискавкозахисту,
біля входу до приміщення й у місцях, де можуть перебувати люди.
Проводи та кабелі, які використовують у приміщеннях, повинні відповідати умовам
середовища всередині приміщень.
З’єднання і відгалуження проводів потрібно виконувати опресуванням, зварюванням
або припаюванням.
Місце з’єднань проводів ізолюють подвійним шаром ізоляційної стрічки так, щоб її
початок і кінець перекривали ізоляцію проводу не менше, ніж на 10 см у кожний
бік. Прокладати заізольовані проводи потрібно на висоті не менше, ніж 2,5 м від підлоги,
інакше необхідно захищати їх від механічного пошкодження та випадкового доторку
людиною.
Відстань від проводів до металевих трубопроводів має бути не менше 10 см.
Для всіх групових кіл, які живлять штепсельні розетки, необхідно встановлювати
додатковий захист від прямого доторку за допомогою пристрою захисного вимкнення
(ПЗВ) із номінальним диференційним струмом вимкнення не більше 30 мА.
У приміщеннях, де не потрібно влаштовувати систему вирівнювання електричних
потенціалів, виконують захист за допомогою ПЗВ із номінальним диференційним струмом
вимкнення не більше 100 мА. ПЗВ встановлюють на ввідному щитку до приміщення.

Захисне вимкнення живлення
Захисне вимкнення живлення — це захист від потрапляння електричного потенціалу
на корпус електроустановки, що реалізується через вимкнення живлення
електроустановки протягом сотих часток секунди.
Його улаштовують у виробничих приміщеннях, які особливо небезпечні щодо
ураження електричним струмом, тобто коли є висока ймовірність пошкодження
електроізоляції, зокрема у приміщеннях.
Пристрої захисного вимкнення дають змогу вимкнути електроустановку набагато
швидше, ніж автоматичні вимикачі чи плавкі запобіжники. У ПЗВ встановлено чутливі
елементи, які реагують на появу напруги на корпусі електроустановки щодо землі, напруги
між нейтраллю і землею чи відстежують величину стікання струму з фази на землю.

5.3. Автоматичне вимкнення живлення
Для захисту людей від непрямого доторку улаштовують автоматичне вимкнення
живлення із застосуванням системи занулення електроустановок із роздільними нульовим
захисним провідником (РЕ-провідником) і нульовим робочим провідником (N-
провідником). Розподіляють PEN-провідник на нульовий захисний (РЕ) і нульовий
робочий (N) на ввідному щитку до приміщення.
Швидкість спрацювання захисного автоматичного вимкнення живлення (наприклад,
автоматичними вимикачами) у приміщеннях для утримання не повинна перевищувати 0,2
с і 0,05 с відповідно за номінальної фазної напруги 220 В і лінійної напруги 380 В. Якщо
таку тривалість вимкнення не можна гарантувати, то необхідно на фермі встановлювати
додаткові захисні засоби, наприклад, систему вирівнювання електричних потенціалів.

Захисне занулення
Захисне занулення — це навмисне електричне з’єднання металевих
неструмопровідних частин електроустановки, що можуть опинитися під напругою, із
глухозаземленою нейтраллю (нульовим проводом) генератора чи трансформатора в
мережах трифазного струму (схема з’єднання — «зірка» (рис. 1)).

Рис.5.3 Зв’язна трифазна система при з’єднанні зіркою
Захисна дія занулення полягає у створенні в електричній мережі режиму «короткого
замкнення» після пробиття електроізоляції і появи на корпусі електроустановки
потенціалу. Для цього корпус електроустановки з’єднують захисним нульовим
провідником із нульовим проводом трифазної електричної мережі. Струм короткого
замикання проходить шляхом:

Рис.5.4 Шлях проходження струму короткого замикання
Величина струму короткого замикання у кілька разів перевищує номінальний струм
спрацювання плавких запобіжників чи автоматичних вимикачів, що зумовлює їх
обов’язкове спрацювання і від’єднання фази з пошкодженою ізоляцією. Тобто в основі
захисної дії занулення лежить швидке та повне усунення електричного потенціалу з
корпусу електроустановки.
Також варто зазначити, що плавкі вставки запобіжників мають бути калібровані із
зазначенням на клеймі номінального струму вставки.
Застосовувати саморобні некалібровані плавкі вставки заборонено.
Нульовий провід повторно заземлюють, зменшуючи загальний опір нульового
проводу щодо землі для забезпечення нормальної роботи мережі у випадку перекосу
навантажень у фазах, коли струм протікає у нульовому провіднику.
На території комплексу повторне заземлення виконують на вводах електромережі до
виробничих приміщень, що дає змогу уникнути ураження електричним струмом внаслідок
обривання нульового проводу.

Електрична ізоляція
Електрична ізоляція — це шар діелектрика, що покриває поверхню струмопровідних
елементів, чи яким струмопровідні елементи відділено від інших частин. Покрив
струмопровідних елементів чи відокремлення їх від інших частин шаром діелектрика
забезпечує протікання струму потрібним шляхом і безпечну експлуатацію
електроустановок. Ізоляційний шар має високий електричний опір, що запобігає
протіканню значних струмів через ізоляцію.
Електрична ізоляція не є однорідним матеріалом із низькою провідністю, адже в ній
присутні домішки речовин із порівняно високою провідністю, зокрема й краплинки вологи.
Провід, по якому проходить електричний струм, має певну ємність щодо землі, що створює
ємнісну провідність для струму. У разі вмикання проводу в електричне коло за допомогою
недосконалої ізоляції, виникатимуть струми витікання, величина яких зумовлена активним
і ємнісним опорами ізоляції. Щоб оцінити стан ізоляції з погляду електробезпеки, граничне
значення сили струму витікання рекомендовано вибирати меншим, ніж 0,1 мА.
Якість ізоляції, яку здебільшого характеризує її опір проходженню струму витікання,
із часом може погіршуватися внаслідок:
• перегрівання понад допустимі норми для такого класу ізоляції під дією струмового
перенавантаження;
• руйнування внаслідок експлуатації у вологих і агресивних середовищах;
• механічних пошкоджень.
Електроізоляція навіть за нормальних умов експлуатації поступово втрачає свої
початкові властивості у зв’язку з природним старінням, у ній з’являються місцеві дефекти.
Із часом ці дефекти розвиваються, опір ізоляції може раптово зменшитися, а сила струму
витікання непропорційно збільшитися. У місці дефекту з’являються часткові розряди
струму. Так відбувається пробиття ізоляції, виникає значне витікання струму,
електроустановка стає небезпечною щодо ураження людей струмом. Пробиття ізоляції в
електричних мережах і установках часто спричиняє короткі замикання, аварії, пожежі та
вибухи.
Стан ізоляції характеризують три параметри:
• електрична міцність;
• електричний опір;
• діелектричні втрати.
Електричну міцність ізоляції визначають випробуванням на пробиття підвищеною
напругою, електричний опір — вимірюванням, а діелектричні втрати — спеціальними
дослідженнями.
Опір електроізоляції проводів повинна бути не менше, ніж 0,5 мОм на ділянці між
суміжними запобіжниками або за останнім запобіжником між будь-яким проводом і
землею чи між двома будь-якими проводами. Якщо опір менше 0,5 мОм, то ізоляцію
випробовують протягом 1 хв змінною напругою 1000 В від спеціального випробувального
трансформатора або випрямленою від мегомметра напругою 2500 В.
Якщо в результаті чергового (періодичного) випробування опір ізоляції не
зменшився, то електромережу можна залишити до її заміни під час планового або
капітального ремонту.
Улаштування системи вирівнювання електричних потенціалів
Для влаштування системи вирівнювання електричних потенціалів у приміщеннях у
кожному ряду розміщення, у бетонній підлозі, під дерев’яним настилом, уздовж ліній
розміщення по всій довжині приміщення укладають металеві провідники зі сталевого
дроту діаметром 6–8 мм, з’єднують їх між собою, а також із нульовим захисним
провідником і металоконструкціями, яких можуть торкатися люди.
У разі потрапляння на металоконструкції електричного потенціалу за такого
улаштування захисту забезпечується зниження до мінімуму напруги доторку та крокової
напруги.
У корівниках із пристроєм вирівнювання електричних потенціалів ефективність
занулення перевіряють вимірюванням опору петлі «фаза — нуль» через кожні 2 роки у
перші 6 років експлуатації, потім щорічно, а після 10 років — через кожні 6 місяців.
На свинарських та вівчарських фермах безпеку забезпечує природнє вирівнювання
потенціалів зануленими металоконструкціями будівлі й обладнанням без улаштування
спеціального пристрою у підлозі. Але тоді глибина закладання стійок металоконструкцій
у бетонну підлогу має бути не менше 20 см.
Досить ефективно може вирівнювати електричні потенціали підлога із
залізобетонних плит, якщо їх металеву арматуру електрично з’єднати між собою із
металоконструкціями приміщення та занулити.

Улаштування систем освітлення
Освітлювальне навантаження на фермі має рівномірно розподілятися за трьома
фазами. Для вмикання і вимикання загального освітлення потрібно застосовувати трифазні
вимикачі. У разі наявності кількох однофазних груп чергового освітлення приміщень їх
необхідно приєднувати до різних фаз.
Світильники аварійного освітлення повинні відрізнятися від світильників робочого
освітлення знаками або кольором, а їх електроживлення має здійснюватися від незалежних
джерел. У разі вимкнення робочого освітлення перемикання на аварійне повинно
відбуватися автоматично або вручну згідно з проєктним рішенням (з урахуванням вимог
доцільності, що залежать від місцевих умов).
Приєднувати до мережі аварійного освітлення інші види електричного навантаження,
що не належать до цього виду освітлення, заборонено (на це вона просто не розрахована).
Тому таку мережу виконують без штепсельних розеток.
На лицьовому боці щитків і збірок мережі освітлення наносять написи із зазначенням
їх найменування і номерів, а з внутрішнього боку (наприклад, на дверцятах) — однолінійну
схему мережі, значення струму плавкої вставки запобіжників або номінального струму
автоматичних вимикачів і найменування електроприймачів (світильників), щоб можна було
безпомилково їх вмикати або вимикати.
Використовувати мережу освітлення для будь-яких переносних або пересувних
електроприймачів заборонено
Для живлення переносних (ручних) електричних світильників у приміщеннях із
підвищеною небезпекою застосовують напругу не вище 42/36 В, а в особливо небезпечних
приміщеннях, під час виконання робіт за особливо несприятливих умов і у зовнішніх
установках, — не вище 12 В.
Вилки приладів на напругу 12–42 В не повинні входити у розетки з більш високою
номінальною напругою.
У приміщеннях, де використовують напругу двох і більше номіналів, на всіх
штепсельних розетках мають бути написи із зазначенням номінальної напруги.
Використовувати автотрансформатори для живлення світильників мережі 12–
42 В заборонено.
Усі роботи з технічного обслуговування й очищування світильників проводять лише
після зняття напруги електроживлення та охолодження світильників.
Очищати світильники, оглядати та ремонтувати мережу електричного освітлення
повинен підготовлений електротехнічний персонал.

5.4. Улаштування електроводонагрівальних пристроїв
Для елементних водонагрівачів, які мають апарати захисного вимкнення, або
встановлених у приміщенні з вирівнюванням потенціалів, ізолювальну вставку в
трубопроводі гарячої води улаштовувати не потрібно, якщо споживання гарячої води
відбувається у цьому самому приміщенні.
У душових приміщеннях для працівників ферм, які забезпечуються гарячою водою
від елементних водонагрівачів, потрібно встановити ізолювальні вставки та пристрій
вирівнювання завглибшки 2–3 см від поверхні підлоги душової кабіни та місця роздягання.
Сітку приварюють до труб гарячої і холодної води, а також каналізаційних труб.
У разі споживання гарячої води безпосередньо біля водонагрівача, розташованого у
приміщенні без пристрою вирівнювання електричних потенціалів, у бетонній підлозі на
відстані 0,5 м від основи водонагрівача прокладають сталевий провідник, який з’єднують
болтами у двох точках із корпусом водонагрівача. Якщо підлога неструмопровідна
(наприклад, асфальтова), улаштовувати вирівнювання електричних потенціалів не
потрібно, але корпус водонагрівача повинен бути з’єднаний із повторним заземленням
нульового проводу сталевою шиною або ж занулений з автоматичним контролем цілості
нульового проводу.
Трифазні електродні котли дозволено встановлювати в окремих приміщеннях, у яких
розташовано лише технологічне обладнання та пристрої захисту й автоматики.
Рекомендують забезпечувати електричне живлення таких котлів від окремих
трансформаторів, але можна їх приєднувати й до загальної мережі. Захищати котел від
короткого замикання, а також від неповнофазних режимів і перевантаження потрібно за
допомогою автоматичного вимикача.
Корпус котла необхідно занулити. Якщо обладнання, з’єднане із електродним котлом,
установлено в приміщенні зі струмопровідною підлогою, то в ньому потрібно забезпечити
вирівнювання електричних потенціалів або пересвідчитися, що природне вирівнювання
забезпечує напругу доторку не більше 12 В.
Однофазні опалювальні електродні водонагрівачі напругою до 220 В заборонено
встановлювати в особливо небезпечних приміщеннях. Корпус нагрівача потрібно занулити
третім проводом, який приєднують до повторного заземлення на вводі до споруди (до
комутаційних апаратів). Провідність такого проводу повинна дорівнювати провідності
фазного проводу, від якого отримує живлення однофазний нагрівач. Вмикати такі
нагрівачі через штепсельні розетки заборонено. Їх захищають від короткого замикання і
перевантаження автоматичними вимикачами.
Ізолювальні вставки без води випробовують після капітальних ремонтів
електродного котла двократною номінальною напругою. Опір ізоляції електродів котла без
води вимірюють щодо корпусу мегаомметром на напругу 2500 В за положень електродів,
які відповідають максимальній і мінімальній потужності (має бути не менше 0,5 мОм).
До обслуговування електродних котлів напругою до 1000 В допускають осіб із
групою з електробезпеки не нижче III.
Водонагрівачі, які встановлюють у виробничих приміщеннях, огороджують
суцільною або сітчастою огорожею з чарунками 15×15 мм, заввишки не менше, ніж 2 м на
відстані 1 м від котла. У суцільних огорожах роблять оглядові вікна, щоб можна було
спостерігати за роботою водонагрівача. Двері обладнують блокуванням, щоб не можна
було їх відчинити за увімкнутого водонагрівача. Ремонтні роботи на водонагрівачах
дозволено виконувати лише за нарядом-допуском або розпорядженням із повним
вимкненням напруги та дотриманням заходів безпеки праці.
Електроводонагрівачі повинні мати арматуру, яка забезпечує розбирання гарячої води
шляхом витіснення її холодною. Їх потрібно забезпечувати засобами контролю і захисту
від підвищеного тиску та перегрівання і приєднувати до водопровідної лише через
діелектричну вставку.
Щоб захистити людей від ураження електричним струмом, на водогонах
підприємствах застосовують ізолювальні вставки, їх монтують у розріз металевих труб
трубопроводів, щоб запобігти появі на автонапувалках, доїльних установках небезпечного
електричного потенціалу, що може статися внаслідок пошкодження електроізоляції. У разі
застосування ізолювальних вставок як засобу захисту від ураження електричним струмом
заборонено з’єднувати металеві частини за вставкою із нульовим провідником
електромережі, оскільки тоді на металевих елементах може з’явитися небезпечний для
життя електропотенціал.

ВИСНОВОК ПО РОБОТІ
1. Проведено огляд сучасних наукових досліджень щодо використання та
удосконалення ПГУ, ВК та ОРР на ТЕС з метою вибору найбільш достовірних методів їх
розрахунку.
2. Проаналізовано властивості органічних робочих рідин з метою визначення
можливості їх роботи в нижньому циклі утилізації ПГУ за умови конденсації в повітряному
конденсаторі.
3. Розроблена теплова схема ПГУ з циклами на трьох робочих рідинах у двох
модифікаціях: з нагріванням ОРР перед економайзером CU шляхом рециркуляції конденсату
та його нагрівання в регенеративному нагрівачі. Представлено теоретичне обґрунтування
теплової ефективності ПГУ з циклами на трьох робочих рідинах. Виведено рівняння, що
дозволяє оцінити ефективність такого ПГУ і визначити шляхи його поліпшення. Отримана
залежність відображає вплив ефективності окремих циклів і елементів, що зв'язують ці цикли,
на ефективність ПГУ. Розроблено методику розрахунку теплової схеми ПГУ з циклами на
трьох робочих рідинах, на основі якої написано метод і програму розрахунку контуру ПГУ.
Параметричні дослідження показали, що контур ПГУ з рекуперативним нагріванням
конденсату ОРР перед економайзером низького тиску CU має чистий ККД на 0,41% вище, ніж
контур з рециркуляцією. Було визначено, що найкращою робочою рідиною для нижнього
циклу є фреон R365mfc. Досліджено вплив початкового тиску водяної пари для CU в діапазоні
від 8 до 20 МПа на ефективність ПГУ для двох варіантів нагріву конденсату ОРР до CU: з
регенеративним змішувальним нагрівачем та рециркуляцією. Для ПГУ з рекуперативним
нагріванням конденсату ОРР у всьому діапазоні досліджуваних початкових тисків чистий ККД
коливається від 61,39% при 8 МПа до 62,32% при початковому тиску 20 МПа, тоді як чиста
електрична потужність варіюється від 777 МВт до 789 МВт. Для подальших досліджень були
прийняті три початкових тиску 6, 12 і 18 МПа. Оптимальний діапазон тиску водяної пари на
виході з ССЗ становить 0,15-0,30 МПа. Коли тиск конденсації водяної пари у випарнику ОРР
падає нижче 0,10 МПа, чистий ККД ПГУ знижується з 62,1% до 61,9%. Це пов'язано зі
зниженням температури на вході тепла в нижньому циклі ОРР. При тиску конденсації водяної
пари 0,2 МПа у випарнику ОРР досягаються найвищі значення чистого ККД 62,1% і
електричної потужності ПГУ 786,5 МВт. Температура конденсації ОРР у ВК має більший
вплив на ефективність, ніж початковий і кінцевий тиск водяної пари. У діапазоні температур
конденсації в конденсаторі ORT від -20 до +30 °C чистий ККД падає з 63,61% до 60,75%. При
початковому тиску водяної пари 18 МПа, тиску конденсації у випарнику ОРР 0,2 МПа, при
роботі нижнього циклу на фреоні R365mfc і температурі конденсації від 0 до +20 °С чистий
ККД ПГУ з циклами на трьох робочих рідинах становить від 61,74% до 63,26%. При цьому
для ПГУ з газовими турбінами 9ГА.02 з триконтурним КБ і ПП максимальний чистий ККД
становить 61,8%.
4. Розроблено методику розрахунку ВК для умов конденсації в ньому різних типів ОРР.
Параметричні дослідження показали, що вибір типу ОРР, швидкості і температури
охолоджуючого повітря при проектуванні системи водопостачання істотно впливають на його
капітальні витрати і техніко-економічні показники. Виявлено, що пентан, R245ca та R365mfc
мають найкращі термодинамічні та теплофізичні параметри за умови конденсації в
повітряному конденсаторі при зміні робочих параметрів.
5. Розроблено методику інтегрального розрахунку системи ПГУ-ВК з циклами на трьох
робочих рідинах та конденсацією ОРР у ВК з регенеративним нагріванням ОРР до МС.
Дослідження, проведені для системи ПГУ-ВК зі зміною температури охолоджуючого повітря,
показали, що зниження температури охолоджуючого повітря пропорційно підвищує
ефективність і потужність ПГУ. Найкращі показники були отримані при роботі нижнього
циклу на фреоні R365mfc. При зміні температури охолоджуючого повітря від +30 до -30  C,
валовий ККД коливається від 61,1 до 66,1 %, а чистий ККД від 60 до 64,8 %. Звідси випливає, що при
температурі охолоджуючого повітря нижче 10 °С досліджувана ПГУ буде мати чистий ККД вище, ніж
ПГУ з триконтурним КБ і проміжним паровим перегрівом на базі газотурбінної установки GE
9HA.02. Робота в нижньому циклі на R365mfc дозволяє збільшити чистий ККД на 0,4% в
порівнянні з роботою на пентані і на 0,5% в порівнянні з роботою R245ca. Робота з меншим
циклом на R365mfc дозволяє мати чисту електричну потужність ПГУ на 20 МВт в порівнянні
з Pentane і R245ca, що працюють у всьому діапазоні температур охолоджуючого повітря. При
зміні температури охолоджуючого повітря від 30 до -30 °С сумарна електрична потужність ПГУТ
при роботі на R365mfc збільшується з 758 до 820 МВт, а потужність ЛПК з 58 до 121 МВт.
Показано, що річне вироблення електроенергії на ПГУ з ІС вище, ніж на ПГУТ з триконтурним
CU і проміжним перегрівом. Річне виробництво електроенергії в кліматичній зоні Сургута на
ПГУТ-ІС становить 7088,2 млн кВт·год проти 6896,2 млн кВт·год. і становить 191,9 кВт·Цей
результат показує ефективність використання тритактної схеми установки, в якій нижній цикл
працює на органічному робочому тілі і його конденсація відбувається в повітряному
конденсаторі.

Література
1. Chacartegui R. Alternative ORC bottoming cycles FOR combined cycle power plants / R.
Chacartegui, D. Sánchez, J.M. Muñoz, T. Sánchez // Applied Energy. – 2009. – 86(10). – с. 21622170.
2. Amini A. Thermo-economic optimization of low-grade waste heat recovery in Yazd
combined-cycle power plant (Iran) by a CO2 transcritical Rankine cycle / A. Amini, N. Mirkhani, P.
Pakjesm Pourfard, M. Ashjaee, M.A. Khodkar // Energy.–2015. – №86. – с. 74-84.
3. Mondol J.D. Techno-economic assessments of advanced Combined Cycle Gas Turbine
(CCGT) technology for the new electricity market in the United Arab Emirates / J.D. Mondol, C. Carr
// Sustainable Energy Technologies and Assessments. – 2017. – 19. – с. 160-172.
4. Chen J. Peaking capacity enhancement of combined cycle power plants by inlet air cooling–
Analysis of the critical value of relative humidity / J. Chen, H. Huang, W. Li, D. Sheng // Applied
Thermal Engineering. – 2017. – №114. – с. 864-873.
5. Stradioto D.A. Reprint of: Performance analysis of a CCGT power plant integrated to a LNG
regasification process / D.A. Stradioto, M.F. Seelig, P.S. Schneider // Journal of Natural Gas Science and
Engineering. – 2015. – №27. – с. 18-22.
6. Barigozzi G.Techno-economic analysis of gas turbine inlet air cooling for combined cycle
power plant for different climatic conditions / G. Barigozzi, A. Perdichizzi, C. Gritti //Applied Thermal
Engineering. –2015.–№82.–с. 57–67.
7. Marikkar N. Improving the efficiency of heavy-fuelled gas turbines: The successful
experience achieved at the Yugadanavi 300 MW CCGT in Sri Lanka / N. Marikkar, M. Vierling, M.
Aboujaib, C. Verdy, M. Moliere // Proceedings of the ASME Turbo Expo 3. – 2016.
8. Promes E.J.O. Thermodynamic evaluation and experimental validation of 253 MW Integrated
Coal Gasification Combined Cycle power plant in Buggenum, Netherlands / E.J.O. Promes, T. Woudstra,
L. Schoenmakers, V. Oldenbroek, A. Thallam Thattai, P.V. Aravind // Applied Energy. – №155. – с. 181–
194.
9. Baratieri M. The use of biomass syngas in IC engines and CCGT plants: A comparative
analysis / M. Baratieri, P. Baggio, B. Bosio, M. Grigiante, G.A. Longo // Applied Thermal Engineering.
– №29(16). – с. 3309-3318.
10. Sánchez D. Performance analysis of a heavy duty combined cycle power plant burning various
syngas fuels / D. Sánchez, R. Chacartegui, J.M. Muñoz, A. Muñoz, T. Sánchez // International Journal
of Hydrogen Energy. – 2010. – №35 (1). – с. 337-345.
11. Pihl Erik E. Highly efficient electricity generation from biomass by integration and
hybridization with combined cycle gas turbine (CCGT) plants for natural gas / E. Pihl Erik, S. Heyne,
H. Thunman, F. Johnsson // Energy. – 2010. – 35(10). – с. 4042-4052.
12. Ibrahim, T.K. Optimum performance improvements of the combined cycle based on an
intercooler-reheated gas turbine / T.K. Ibrahim, M.M. Rahman // Journal of Energy Resources
Technology, Transactions of the ASME.–2015.–vol.137.–№6.
13. Polyzakis A.L. Optimum gas turbine cycle for combined cycle power plant / A.L. Polyzakis,
C. Koroneos, G. Xydis // Energy Conversion and Management.–2008.–№49(4).–с.551-563.
14. Chiesa P. A thermodynamic analysis of different options to break 60% electric efficiency in
combined cycle power plants / P. Chiesa, E. Macchi // Journal of Engineering for Gas Turbines and
Power. – 2004. – №126(4). – с. 770-785.
15. Mokhtari H. The optimal design and 4E analysis of double pressure HRSG utilizing steam
injection for Damavand power plant / H. Mokhtari, H. Ahmadisedigh, M. Ameri // Energy. 2017. –
№118. – с. 399-413.
16. Sharma M. Exergy analysis of the dual pressure HRSG for varying physical parameters / M.
Sharma, O. Singh // Applied Thermal Engineering. 2017. – №114. – с. 993-1001.
17. Shin, J.-Y. Effects of a triple-pressure reheat HRSG design on the performance of a combined-
cycle power plant / J.-Y Shin, Y.-S. Son // Energy and the Environment - Proceedings of the International
Conference on Energy and the Environment, 1. – 2003. – №1. – с. 551-557.
18. Bassily A.M. Modeling, numerical optimization, and irreversibility reduction of a triple-
pressure reheat combined cycle/A.M. Bassily//Energy.–2007.–№32.–с.778–794.
19. Bassily A.M. Numerical cost optimization and irreversibility analysis of the triple-pressure
reheat steam-air cooled GT commercial combined cycle power plants / A.M. Bassily // Applied Thermal
Engineering. – 2012. – №40. – с. 145–160.
20. Mertens N. Dynamic simulation of a triple-pressure combined-cycle plant: Hot start-up and
shutdown / N. Mertens, F. Alobaid, T. Lanz, B. Epple, H.-G. Kim // Fuel. – 2016. – №167. – с. 135–
21. Ravi Kumar N. Parametric analysis of triple pressure HRSG in combined cycle power plant /
N. Ravi Kumar, Sk. Jaheeruddin, K. Rama Krishna, A.V. Sita Rama // International Energy Journal. –
2006. – vol.7. – №3. – с. 201-205.
22. Mohammed, M.S., Petrovic, M.V. Thermoeconomic optimization of triple pressure heat
recovery steam generator operating parameters for combined cycle plants / M.S. Mohammed, M.V.
Petrovic // Thermal Science.– 2015.– vol.9.–№2.– с. 447-460.
23. Sharma M. Exergy analysis of dual pressure HRSG for different dead states and varying steam
generation states in gas/steam combined cycle power plant / M. Sharma, O. Singh // Applied Thermal
Engineering.– 2016.– №93.– с. 614–622.
24. Mohagheghi M. Thermodynamic optimization of design variables and heat exchangers layout
in HRSGs for CCGT, using genetic algorithm / M. Mohagheghi, J. Shayegan // Applied Thermal
Engineering.– 2009.– №29(2-3).– с. 290-299.
25. Vaccarelli M. Combined cycle power plants with post-combustion CO2 capture: Energy
analysis at part load conditions for different HRSG configurations / M. Vaccarelli, M. Sammak, K.
Jonshagen, R. Carapellucci, M. Genrup // Energy. – 2017. – 112. – с. 917-925.
26. Adams T. Off-design point modelling of a 420 MW CCGT power plant integrated with an
amine-based post-combustion CO2capture and compression process / T. Adams, N. Mac Dowell //
Applied Energy. – 2016. – №178. – с. 681-702.
27. Van Der Spek M. Techno-economic comparison of combined cycle gas turbines with
advanced membrane configuration and MEA solvent at part load conditions / M. Van Der Spek, D.
Bonalumi, G. Manzolini, A. Ramirez, A.P.C. Faaij // Energy and Fuels. – 2017.
28. M. Pan. Application of optimal design methodologies in retrofitting natural gas combined
cycle power plants with CO2 capture / M. Pan, F. Aziz, B. Li, S. Perry, N. Zhang, I. Bulatov, R. Smith
// Applied Energy. – 2016. – №161. – с. 695–706.
29. Choi J.H. Performance of a triple power generation cycle combining gas/steam turbine
combined cycle and solid oxide fuel cell and the influence of carbon capture / J.H. Choi, J.H. Ahn, T.S.
Kim // Applied Thermal Engineering. – 2014. – №71. – с. 301–309.
30. Canepa R. Techno-economic analysis of a CO2capture plant integrated with a commercial
scale combined cycle gas turbine (CCGT) power plant / R. Canepa, M. Wang // Applied Thermal
Engineering. – 2015. – 74. – с. 10-19.
31. Cao Y. Preliminary System Design and Off-Design Analysis for a Gas Turbine and ORC
Combined Cycle/ Y. Cao, Y. Dai // Journal of Energy Engineering. 2017. – № 143(5). – 04017040.
32. Dolotovskii I. Stabilization of gas turbine unit power / I. Dolotovskii, Larin E. // Journal of
Physics: Conference Series. – 2017. – №891 (1). – 012245.
33. Carcasci C. Effect of a real steam turbine on thermoeconomic analysis of combined cycle
power plants / C. Carcasci, L. Cosi, R. Ferraro, B. Pacifici // Energy. – 2017. – №138. – с. 32-47.
34. Rovira C. Thermoeconomic optimisation of heat recovery steam generators of combined cycle
gas turbine power plants considering off-design operation / C. Rovira, M. Sánchez, M. Muñoz, M.D.
Valdés // Energy Conversion and Management. – 2011.– №52.– с. 1840–1849.
35. Bakhshmand S.K. Exergoeconomic analysis and optimization of a triple-pressure combined
cycle plant using evolutionary algorithm / S.K. Bakhshmand, R.K. Saray, K. Bahlouli, H. Eftekhari, A.
Ebrahimi // Energy. – 2015. – №93. – с. 555–567.
36. Ganjehkaviri A. Modelling and optimization of combined cycle power plant based on
exergoeconomic and environmental analyses / A. Ganjehkaviri, M.N. Mohd Jaafar, P. Ahmadi, H.
Barzegaravval // Applied Thermal Engineering.–2014.–№67.– с. 566–578.
37. Alus M. Optimization of the triple-pressure combined cycle power plant / M. Alus, M.V.
Petrovic // Thermal Science. – 2012. – vol.16. – №3. – с. 901-914.
38. Enadi N. Thermodynamic modeling and parametric study and exergy optimization of single,
dual and triple pressure combined cycle power plants (CCPP) / N. Enadi, K. Roshandel // 2011 IEEE
3rd International Conference on Communication Software and Networks. –– с. 361-365.
39. Ibrahim T.K. The optimum performance of the combined cycle power plant: A comprehensive
review / T.K. Ibrahim, M. Kamil, O.I. Awad, A.N. Abd Alla, R. Mamat// Renewable and Sustainable
Energy Reviews.–2017.–№79.–с. 459-474.
40. Godoy E. Families of optimal thermodynamic solutions for combined cycle gas turbine
(CCGT) power plants / E. Godoy, N.J. Scenna, S.J. Benz // Applied Thermal Engineering. – 2010. –
30(6-7). – с. 569-576.
41. Ahmadi P. Exergy, exergoeconomic and environmental analyses and evolutionary algorithm
based multi-objective optimization of combined cycle power plants / P. Ahmadi, I. Dincer, M.A. Rosen
// Energy.– 2011.– №36(10).– с. 5886-5898.
42. Carapellucci R. Studying the effects of combining internal and external heat recovery on
techno-economic performances of gas–steam power plants/R. Carapellucci, L. Giordano//Energy
Conversion and Management.–2016.–№107.–с.34–42.
43. Flory A. Selection and operation of variable speed boiler feed pumps in a triple pressure
combined cycle plant / A. Flory, A. Warburton // Proceedings of the 2003 International Joint Power
Generation Conference. – 2003. – с. 413-421.
44. Sadreddini A. Exergy analysis and optimization of a CCHP system composed of compressed
air energy storage system and ORC cycle /A. Sadreddini, M. Fani, M. Ashjari Aghdam, A. Mohammadi
// Energy Conversion and Management. – 2018. – 157. – с. 111-122.
45. Chacartegui R. Alternative ORC bottoming cycles FOR combined cycle power plants / R.
Chacartegui, D. Sánchez, J.M. Muñoz, T. Sánchez // Applied Energy. – 2009. – 86(10). – с. 21622170.
46. Muñoz De Escalona J.M. Part-load analysis of gas turbine & ORC combined cycles / J.M.
Muñoz De Escalona, D. Sánchez, R. Chacartegui, T. Sánchez //Applied Thermal Engineering. – 2012. –
36(1). – с. 63-72.
47. Cao Y. Comparative analysis on off-design performance of a gas turbine and ORC combined
cycle under different operation approaches / Y. Cao, Y. Dai // Energy Conversion and Management. –
№135. – с. 84-100.
48. Invernizzi, C. Bottoming micro-Rankine cycles for micro-gas turbines / C. Invernizzi, P. Iora,
P. Silva//Applied Thermal Engineering.–2007.–№27(1).–с. 100-110.
49. Fernández F.J. Thermodynamic analysis of high-temperature regenerative organic Rankine
cycles using siloxanes as working fluids / F.J. Fernández, M.M. Prieto, I. Suárez // Energy.–2011.–
№36(8).– с. 5239-5249.
50. Clemente S. Bottoming organic Rankine cycle for a small scale gas turbine: A comparison of
different solutions / S. Clemente, D. Micheli, M. Reini, R. Taccani // Applied Energy.–2013.– №106.–
с. 355-364.
51. Carcasci C. Thermodynamic analysis of an organic Rankine cycle for waste heat recovery
from gas turbines / C. Carcasci, R. Ferraro, E. Miliotti // Energy.–2014.– №65.–с. 91-100.
52. Amini A. Thermo-economic optimization of low-grade waste heat recovery in Yazd
combined-cycle power plant (Iran) by a CO2 transcritical Rankine cycle / A. Amini, N. Mirkhani, P.
Pakjesm Pourfard, M. Ashjaee, M.A. Khodkar // Energy.–2015. – №86. – с. 74-84.
53. Cao Y. Thermodynamic analysis and optimization of a gas turbine and cascade CO2 combined
cycle / Y. Cao, J. Ren, Y. Sang, Y. Dai // Energy Conversion and Management. – 2017. – №144. – с. 193-
204.
54. Madhawa Hettiarachchi H.D. Optimum design criteria for an Organic Rankine cycle using
low-temperature geothermal heat sources / H.D. Madhawa Hettiarachchi, M. Golubovic, W.M. Worek,
Y. Ikegami // Energy.–2007.–№32(9).– c. 1698-1706.
55. Tchanche B.F. Low-grade heat conversion into power using organic Rankine cycles - A
review of various applications / B.F. Tchanche, G. Lambrinos, A. Frangoudakis, G. Papadakis //
Renewable and Sustainable Energy Reviews.–2011.–№15(8).– c. 3963-3979.
56. Vélez F. A technical, economical and market review of organic Rankine cycles for the
conversion of low-grade heat for power generation / F. Vélez, J.J. Segovia, M.C. Martín, F. Chejne, A.
Quijano // Renewable and Sustainable Energy Reviews.–2012.– №16(6).– c. 4175-4189.
57. Quoilin S. Thermo-economic optimization of waste heat recovery Organic Rankine Cycles /
S. Quoilin, S. Declaye, B.F. Tchanche, V. Lemort // Applied Thermal Engineering.– 2011.– №31(1415).–
c. 2885-2893.
58. Ziviani D. Advances and challenges in ORC systems modeling for low grade thermal energy
recovery / D. Ziviani, A. Beyene, M. Venturini // Applied Energy.– 2014.– №121.– c. 79.
59. Kang S.H. Design and experimental study of ORC (organic Rankine cycle) and radial turbine
using R245fa working fluid/S.H. Kang//Energy.–2012.– №41 (1).– c.514-524.
60. Kim D.K. Parametric study and performance evaluation of an organic Rankine cycle (ORC)
system using low-grade heat at temperatures below 80 °C / D.K. Kim, J.S. Lee, J. Kim, M.S. Kim //
Applied Energy.– 2017.– №189.– c. 55-65.
61. Papadopoulos A.I. On the systematic design and selection of optimal working fluids for
Organic Rankine Cycles / A.I. Papadopoulos, M. Stijepovic, P. Linke // Applied Thermal Engineering.–
2010.– №30(6-7).– c. 760-769.
62. Письменный Е.Н. Теплообмен и аэродинамическое сопротивление малорядных пучков
плоско-овальных труб с неполным оребрением / Е.Н. Письменный, А.М. Терех // Промышленная
теплотехника. – 2010. – № 5.
63. Письменный Е.Н. Новые эффективные развитые поверхности теплообмена для
решения задач энерго- и ресурсосбережения / Е.Н. Письменный // Промышленная теплотехника.–
2007. – № 5.
64. Письменный Е.Н. Теплообмен и аэродинамика пакетов поперечно-оребренных труб /
Е.Н. Письменный //Альтерпрес. – 2004. – с. 244.

ChSTU repository

ChSTU repository preserves and enables easy and open access to all types of digital content including text, images, moving images, mpegs and data sets