АНАЛИЗ ЦИКЛА РЕНКИНА С УЧЕТОМ ПОТЕРЬ ОТ НЕОБРАТИМОСТИ
Рассмотрим реальный цикл Ренкина (цикл с потерями, обусловленными необратимостью реальных процессов). Цель этого рассмотрения — выяснить, в каких элементах теплосиловой паротурбинной установки имеют место основные необратимые потери, и на конкретных примерах оценить порядок величины этих потерь. В качестве примера проанализируем уже рассмотренный нами в предыдущем параграфе цикл Ренкина со следующими параметрами пара: p1 = 16670 кПа (170 кгс/см2); Т1=550˚С и р2=4 кПа (0,04 кгс/см2). Анализ реального цикла паротурбинной установки проведем двумя методами, описанными в гл. 9: методом коэффициентов полезного действия и эксергетическим методом. Вначале рассмотрение потерь от необратимости в цикле Ренкина проведем с помощью метода коэффициентов полезного действия. Прежде всего следует упомянуть необратимые потери при течении пара в проточной части турбины (в сопловых аппаратах и на рабочих лопатках), которые обусловлены неизбежным трением в пограничном слое и другими гидродинамическими явлениями. Как уже неоднократно отмечалось, процесс адиабатного течения протекает с увеличением энтропии. Изображение необратимого процесса адиабатного расширения с трением в h, s- и Т, s-диаграммах было приведено ранее, на рис. 8.12. В случае, когда пар на выходе из турбины является влажным, температуры в конце процесса расширения будут одинаковыми и в обратимом (T2), и в необратимом (T2д) процессах, поскольку процесс расширения происходит в обоих случаях до одного и того же давления р2, а в двухфазной области (влажный пар) изобара совпадает с изотермой. Это видно и из рис. 11.15, на котором изображен действительный процесс расширения пара в турбине в h, s- и Т, s-диаграммах.
Если бы процесс расширения пара в турбине был обратимым (отсутствие трения и других потерь), то в кинетическую энергию и, следовательно, в работу турбины был бы преобразован весь располагаемый перепад значений энтальпии: ; вследствие же необратимых потерь работа, получаемая в турбине в действительном процессе расширения пара, составляет меньшую величину: (11.11) В соответствии с уравнением (8.56) всегда >h2 и, следовательно, < (11.12) — = – h2=площадь I-2-2d-II-I (см. рис. 11.15). В этом случае внутренний относительный КПД паровой турбины определяется следующим образом: (11.13) Внутренний относительный КПД современных мощных паровых турбин высоких параметров составляет .. Аналогичным образом работа, затрачиваемая на привод насоса, при отсутствии необратимых потерь в соответствии с уравнением (11.6) равна , а в действительном процессе при наличии необратимых потерь ; при этом всегда > h5 и соответственно > так как (см. § 9.Э) работа, подводимая к насосу от внешнего источника, при наличии потерь от необратимости всегда будет больше, чем работа, котрая была бы затрачена на сжатие при отсутствии таких потерь. Действительный адиабатный процесс в насосе в сравнении с обратимым процессом изображен в Т, s- и h, s-диаграммах на рис. 11.16. В соответствии с (9.13) внутренний относительный КПД насоса определяется следующим образом: (11.14) Значение обычно составляет 0,85—0,90, т. е. примерно равно . В расчетах потерь в цикле установки, обусловленных необратимостью процессов, потерями в насосе обычно пренебрегают: поскольку увеличение энтальпии воды в процессе 3-5 весьма мало по сравнению с перепадом энтальпий в турбине (процесс 1-2), соответственно и прирост энтропии воды в результате необратимости процесса сжатия в насосе пренебрежимо мал по сравнению с приростом энтропии вследствие необратимости процессов в турбине и в других элементах установки*. Как показано ранее, работа, производимая в обратимом цикле Ренкина, при отсутствии потерь определяется по уравнению (11.7): или, что то же самое, . * Численные оценки величин и приведены несколько ниже.
Аналогичным образом работа, производимая в действительном цикле Ренкина, будет равна: (11.15)
или, что то же самое, (11.15а) откуда с учетом (11.13) и (11.14) следует: (11.16) Отсюда получаем следующее выражение для внутреннего относительного КПД комплекса турбина—насос: (11.17) В рассматриваемом нами в качестве примера цикле Ренкина с p1=16670 кПа (170 кгс/см2), Т1=550°C и р2=4 кПа (0,04 кгс/см2), как показано в предыдущем параграфе, h1=3438 кДж/кг (821,2 ккал/кг), h2=1945 кДж/кг (464,5 ккал/кг), h3= = 120 кДж/кг (28,7 ккал/кг), h5=137 кДж/кг (32,7 ккал/кг) и, следовательно, h1—h2= = 1493 кДж/кг (356,7 ккал/кг), а h5—h3=17 кДж/кг (4,0 ккал/кг). Считая =0,85, а =0,90, получаем из уравнений (11.13) и (11.14): h1— =1269 кДж/кг (303,2 ккал/кг) и 2169 кДж/кг (518,0 ккал/кг); –h3=18 кДж/кг (4,4 ккал/кг) и =139 кДж/кг (33,1 ккал/кг), следовательно, —h2=224 кДж/кг (53,5 ккал/кг), а –h5=2 кДж/кг (0,4 ккал/кг). Значение ,подсчитанное по уравнению (11.17), равно: Таким образом, мы получили, что коэффициенты и практически равны. Это обстоятельство не должно вызывать удивления; как уже отмечалось ранее [см. уравнение (9.18)], это объясняется малостью величины lнас по сравнению с lT. Поэтому в дальнейшем будем считать, что (11.18) Внутренний абсолютный КПД цикла . Для рассматриваемого цикла, как показано в предыдущем параграфе, =0,46; следовательно, =0,85·0,46=0,39, т. е. 39% теплоты, подводимой к рабочему телу в цикле, превращается в работу. Часть этой работы утрачивается из-за механических потерь в различных элементах турбины (трение в опорных и упорных подшипниках), а также расходуется на привод масляного насоса (подающего машинное масло к трущимся деталям турбины) и системы регулирования турбины. Эти затраты работы характеризуются механическим КПД турбины , который представляет собой отношение механической работы, передан ной турбиной соединенному с ней электрогенератору (обозначим эту работу ), к работе, произведенной паром при его расширении в турбине (это уже знакомая нам величина ); (11.19) Если определить теперь абсолютный эффективный КПД турбоустановки в виде (11.20) (значением работы насоса пренебрегаем), то из (11.20) очевидно, что (11.21) с учетом (11.20) и (9.2) отсюда следует, что
(11.22) или при замене по уравнению (9.4)
(11.23) Для современных мощных турбин =0,97 0,995. Принимая в рассматриваемом нами примере т =0,97, получаем из (11.29) = 0,97 • 0,39=0,38. Таким образом, электрогенератору передается работа, составляющая 38 % количества теплоты, подведенной к рабочему телу в цикле. Работа передается на муфту связанного с турбиной электрогенератора. Некоторая часть этой работы расходуется в виде потерь в электрогенераторе (электрические и механические потери). Определим КПД электрогенератора в виде отношения (11.24) где 1Э — работа, передаваемая внешнему потребителю (электроэнергия, отдаваемая в сеть). Коэффициент полезного действия мощных электрогенераторов составляет в настоящее время =0,97 0,99. Введем теперь понятие об абсолютном электрическом КПД турбогенераторной установки (10.25) Приведя это выражение к виду получаем с учетом (11.24) и (11.21): (11.26) или с учетом (11.23) (11.27) (естественно, этот КПД не учитывает потерь теплоты в котле и паропроводах) Применительно к рассматриваемому нами примеру, полагая КПД электрогенератора равным =0,98, получаем из (11.26): Таким образом, в электроэнергию превращается 37 % теплоты, подведенной к рабочему телу в цикле. Поскольку в процессе нашего анализа мы всюду пренебрегали затратами работы на привод насоса, абсолютный электрический КПД установки, определяемый соотношением (11.27), не учитывает затрат работы на привод насоса. Если нужно определить КПД более строго, с учетом этой величины, то при расчете по уравнению (11.25) следует, очевидно, из 1Э вычесть затраты энергии на привод насоса . Когда мы говорим о количестве теплоты, подведенной к рабочему телу в цикле, мы имеем в виду разность энтальпий где — энтальпия пара, поступающего в турбину при давлении р1 и температуре Т1. Следует, однако, иметь в виду, что в паровом котле пар нагревается до температуры, превышающей T1; при движении по паропроводу из котельной к турбине вследствие неизбежных теплопотерь через стенки паропровода пар несколько охлаждается. Обозначим температуру и энтальпию, которые имеет пар на выходе из котла, соответственно Т и h Очевидно, что тепловой КПД паропровода ηпп можно определить следующим образом: (11.28) Значение ηпп на современных электростанциях составляет обычно 0,98 — 0,99. Потерю теплоты на участке турбина — конденсатор и в конденсатопроводе от конденсатора до котла не учитываем вследствие ее малости. В нашем примере h1=3438 кДж/кг (821,2 ккал/кг), а =139 кДж/кг (33,1 ккал/кг). Полагая ηпп =0,99, получаем из (11.28): =3333 кДж/кг (796,1 ккал/кг), откуда h =3472 кДж/кг (829,2 ккал/кг). Не вся теплота, выделяющаяся при сгорании топлива в топке парового котла, идет на нагрев воды и ее пара. Часть этой теплоты теряется вследствие неизбежных потерь в котле (с уходящими из котла газообразными продуктами сгорания, от химической и механической неполноты сгорания и потерь в окружающую среду). Очевидно, что степень совершенства котла может быть охарактеризована тепловым КПД котла ηk, определяемым в виде* (10.29) где — теплота, переданная в котле воде и ее пару, a q' — теплота, выделяющаяся при сгорании топлива. Для современных котлоагрегатов ηk = 0,89 0,93 в зависимости от вида используемого топлива: меньшие значения характерны, например, для бурого угля, наиболее высокие — для природного газа. Принимая в нашем примере ηk =0,91, получаем из (11.29) для =3333 кДж/кг (796,1 ккал/кг), что q'=3663 кДж/кг (874,8 ккал/кг). Из (11.28) и (11.29) следует, что (11.31) – количество теплоты, которая должна быть получена в котле за счет сжигания топлива для того, чтобы энтальпия рабочего тела при выходе из котла составляла h . Эффективный абсолютный КПД всей теплосиловой установки должен быть определен как отношение работы, отданной внешнему потребителю (электроэнергия, отданная в сеть lэ), к количеству теплоты, выделившейся при сжигании топлива в топке (q'): Это соотношение может быть записано в виде
Поскольку q1 =h1— h5 (здесь и ниже считаем, что ,), с учетом (11.25), (11.27) и (11.30) получаем: (11.32) или, что то же самое, (11.33) Это уравнение является частным случаем уравнения (9.20), полученного в гл. 9. Принимая в рассматриваемом нами примере ηпп =0,99 и ηk =0,91, получаем с помощью уравнения (11.32):
Таким образом, рассматриваемая теплосиловая паротурбинная установка, работающая по циклу Ренкина, преобразует в работу, отдаваемую внешнему потребителю * В котел поступает вода с энтальпией не , а несколько меньшей вследствие потери теплоты в питательной линии на участке конденсатор — котел. Этой потерей вследствие ее малости пренебрегаем, (электроэнергия, отданная в сеть), 33% теплоты, выделяющейся при сгорании топлива в топке котла. Иными словами, из q’=3663 кДж/кг (874,8 ккал/кг) теплоты, выде-. . ляющейся при сгорании топлива (в расчете на 1 кг пара), в электроэнергию превращается 1207 кДж/кг (288,3 ккал/кг). Напомним, что в рассматриваемом примере термический КПД обратимого цикла ηT = 0,46 (а термического КПД обратимого цикла Карно =0,63), Вследствие же потерь, обусловленных необратимостью, КПД реальной тепловой установки, работающей по этому циклу, снижается до =0,33 (т. е. более чем на 26 % по отношению к ηT). Таким образом, потери вследствие необратимости в реальных теплосиловых установках весьма значительны. Вернемся к уравнению (11.25). С учетом уравнения (11.2) получаем из (11.25): Таким образом, 1 кг пара, энтальпия которого на входе в турбину равна h1, производит в установке работу 1э, передаваемую внешнему потребителю. Если же за час в турбину поступает D кг пара, то количество электроэнергии, выработанной генератором в течение этого часа (т. е., иными словами, электрическая мощность генератора), будет равно: . (11.34) Из уравнения (11.30) следует, что для получения 1 кг пара требуемых параметров в топке котла должно выделиться (за счет сжигания топлива) следующее количество теплоты: соответственно для получения пара в количестве D кг/ч необходимо, чтобы за час в топке котла выделилась теплота в количестве (11.35)
Если обозначить теплоту сгорания топлива (т. е. количество теплоты, которая выделяется при сгорании 1 кг топлива) , то количество топлива В, которое необходимо сжечь в течение часа в топке котла для получения теплоты Q', будет равно: (11.36) С учетом (11.35) получаем отсюда для часового расхода топлива в котле теплосиловой паротурбинной установки: Заменяя в этом соотношении произведение с помощью уравнения (11.34) получаем: (11.38) или, учитывая (11.32), (10.39) Это соотношение показывает, какой расход топлива В требуется для того, чтобы обеспечить получение заданной электрической мощности ./V с помощью теплосиловой паротурбинной установки, имеющей КПД, равный ; требуемый расход топлива, естественно, будет различным в зависимости от теплоты сгорания топлива, т. е. от качества топлива. * —так называемая рабочая низшая теплота сгорания топлива, отнесенная к рабочей массе топлива и не учитывающая тепло конденсации водяных паров в продуктах сгорания.
Обычно электрическую мощность теплосиловой установки принято выражать в киловаттах (кВт). Если N выражено в кВт, a — в кДж/кг, то для того, чтобы получить В в кг/ч, соотношение (11.39) нужно представить в виде (11.39а) если же N выражено в кВт, a — в ккал/кг, то для получения В в кг/ч следует записать (11.39) в виде (11.396) поскольку 1 кВт =860 ккал/ч*. В энергетической практике часто используется такой показатель работы электростанции, как удельный расход топлива — количество топлива, затрачиваемого для получения 1 кВт • ч электроэнергии: b = B/N. (11.40) Чем выше КПД теплосиловой установки, тем меньше удельный расход топлива. Располагая значениями ηT и КПД каждого из основных элементов установки, можем определить потери теплоты в каждом из этих элементов. Теплоту, выделяющуюся при сгорании топлива q', примем за 100 %. Потеря теплоты в котле ∆qк составит: В рассматриваемом нами примере =0,91, следовательно, в процентном отношении /q'=9 %. Потери теплоты в паропроводах (11.42) С учетом (11.28) получаем: (11.43) поскольку (11.44) то В нашем примере ηпп =0,99 и /q’ ηk=1 %. Следовательно, в результате того, что потери в котле и в трубопроводах составили в сумме 10 % количества теплоты, выделяющейся при сгорании топлива, теплота q1=h1 — h5=q’ ηпп ηk составляет 90 % q'. Далее, поскольку внутренний абсолютный КПД цикла в общем виде определяется как (11.46) теплота передаваемая холодному источнику в цикле (т. е. отдаваемая денсаторе), составляет: (11,47) или, что то же самое (11.48) следовательно, (11.49) откуда с учетом (11.30) и (11.2) (11.50) В нашем примере =0,39 и, следовательно, /q'=55 %. * Это приближенное значение. Более точное значение см. в табл. 2.1 Таким образом, потери в котле, в трубопроводах и теплота, отданная холодному источнику, составляют в сумме 9+1+55=65 % теплоты, выделившейся в топке котла. Остальные 35 % теплоты превращаются в работу в турбине. Из уравнения (9.2) получаем, что , (11.51) иди, что то же самое, (11.52) Очевидно, что механические потери в турбине составляют: , (11.53) откуда, учитывая (11.52), имеем: (11.54) Для принятого значения =0,97 получаем из (11.54), что =1 %. Из (11.19) следует, что механическая работа на валу турбины и электрогенератора составляет: или с учетом (11.52) (11.55) (в нашем примере = 34 %). Наконец, механические и электрические потери в генераторе составляют: ; (11.56) подставляя в это выражение по уравнению (11.55), получаем: (11.57) Поскольку для генератора в рассматриваемом нами примере = 0,98, то = 1 %. Внешнему потребителю (в сеть) передается работа (электроэнергия) (11.24а) откуда с учетом (11.5) , (11.58) или, что то же самое, (11.31a) В нашем примере 33 %. Таким образом, тепловой баланс теплосиловой паротурбинной установки, работающей по циклу Ренкина, выглядит следующим образом: (11.59) На риc. 11.17 изображена диаграмма тепловых потоков рассматриваемой теплосиловой установки, построенная в соответствии с результатами проведенного анализа. Эта диаграмма, показывающая источники основных теплопотерь в цикле, хорошо иллюстрирует положения, изложенные в этом параграфе. Выполним теперь анализ того же самого цикла Ренкина с помощью эксергетиче-ского метода. Напомним, что, как показано в гл. 9, эксергия е потока рабочего тела определяется уравнением (9.306) e=(h— h0) — T0(s — s0), а эксергия eq потока теплоты q — уравнением (9.34) еq=q(1 — T0/Т), причем потеря эксергии потока рабочего тела, проходящего через тепловой аппарат, к которому одновременно подводится теплота q, в соответствии с уравнением (9.35) равна:
где — работа, производимая этим аппаратом и отдаваемая внешнему потребителю. Применим эти соотношения к каждому из элементов установки. Для этого, естественно, необходимо знать параметры рабочего тела во всех точках цикла. На рис. 11.18 реальный цикл Ренкина изображен в Т, s-диаграмме*. В этой диаграмме 1-2 — адиабатный процесс расширения пара в турбине с учетом необратимых потерь на трение; 2 -3 — изобарно-изотермический процесс отвода теплоты в конденсаторе; 3-5 — адиабатный процесс в насосе с учетом необратимых потерь на трение; 5 -4-6-0 — изобарный процесс** передачи теплоты к воде (5 -4), пароводяной смеси (4-6) и перегретому пару (6-0) в котле; кривая 0-1 утрированно изображает снижение температуры пара с Т до Т1 и давления с р до p1 на пути от котла до турбины вследствие потерь в паропроводе. Энтропия рабочего тела при отводе теплоты в результате этих потерь уменьшается, и полезная работа цикла, как теоретическая, так и действительная, как видно из рис. 11.18, также уменьшается. На этой же диаграмме штриховой линией нанесены изотермы, соответствующие температурам горячего источника (температура в топке ТT) и холодного источника (температура охлаждающей воды T0). Температуру окружающей среды считаем равной температуре охлаждающей воды Т0. В рассматриваемой нами в качестве примера установке будем считать ТT=2000°С, Т0=10°С. Перейдем теперь к подсчету потерь эксергии в каждом из элементов установки. 1. Котельная установка. В котельную установку входит поток воды, имеющей температуру Т5 при давлении р1; эксергия воды (11.60) В котлоагрегат вводится и поток теплоты q' от горячего источника (горящее топливо), имеющего температуру ТT; эксергия этого потока теплоты * Еще раз подчеркнем, что это изображение условно, так как необратимые процессы не могут быть изображены в диаграмме состояния. ** Вследствие неизбежных гидравлических потерь давление рабочего тела вдоль тракта котла несколько снижается, однако при оценочном анализе этим снижением давления можно пренебречь и считать, что р = р .
Из котла выходит пар с температурой T о и давлением р1; его эксергия (11.62) Поскольку полезная работа в котле не производится, в соответствии с (9.36) (11.63) В рассматриваемом нами цикле Ренкина, как мы условились ранее, =98 кПа (1 кгс/см2) и T0=10°С=273,15 К. При этих параметрах энтальпия и энтропия воды составляет соответственно h0=42 кДж/кг (10,1 ккал/кг) и s0=0,1511 кДж/(кг-К) [0,0361 ккал/(кгК)]. Найдя с помощью таблиц для водяного пара =0,4241 кДж/(кгК) [0,1013 ккал/ (кгК)], для котельной установки в соответствии с (11.60) — (11.62) получаем: кДж/кг(4,5 ккал/кг); кДж/кг (765,8 ккал/кг). кДж/кг (389,5 ккал/кг).
С учетом этих значений получаем из (11.63) значение потери эксергии в котельной установке: = 3206+ 19—1631 = 1594 кДж/кг (380,8 ккал/кг). Часть этого значения обусловлена потерями теплоты от котельной установки в окружающую среду и составляет: = 288 кДж/кг (68,9 ккал/кг). Остальные потери эксергии, равные 1306 кДж/кг (311,9 ккал/кг), обусловлены термодинамическим несовершенством процессов в котельной установке. Эксергетический КПД котельной установки в соответствии с (9.38) составляет: 2. Паропровод. Поток пара входит в паропровод с параметрами р и Т , а выходит с параметрами p1 и Т1. Очевидно, что эксергия пара на входе в паропровод равна его эксергии на выходе из котла , а эксергия пара на выходе из паропровода (11.64) Потеря эксергии пара в паропроводе (полезной работы пар в паропроводе не совершает) составляет: (11.65) В нашем примере =1631 кДж/кг (389,5 ккал/кг) и =(3438— 42) — 283,15(6,4619— 0,1511) = 1609 кДж/кг (384,3 ккал/кг); энтропия пара s=6,4619 ккал/ (кг- К) = 1,5434 ккал/ (кгК) найдена из таблиц для водяного пара. Потери эксергии, обусловленные теплопотерями в паропроводе, равны кДж/кг (5,3 ккал/кг)
Эксергетический КПД паропровода в соответствии с (9.38) составляет: 3. Турбогенераторная установка. В турбину подается пар с начальными параметрами р1 и Т1, параметры пара на выходе из турбины — р2 и T .
Поскольку турбогенераторная установка производит полезную работу , в соответствии с уравнением (9.31) потеря эксергии в турбогенераторной установке (11.67) Эта величина учитывает потери эксергии, обусловленные как необратимым характером течения пара в проточной части турбины, так и потерями на трение в механизме турбины и механическими и электрическими потерями в генераторе. Для рассматриваемой паросиловой установки = 1609 кДж/кг (384,3 ккал/кг), = (2169 — 42)2— 283, 15 (7,2063 — 0, 1511) = 129 кДж/кг (30,8 ккал/кг); энтропия пара на выходе из турбины s = 7,2063 кДж/(кгК) = 1,7212 ккал/(кгК) найдена с помощью таблиц термодинамических свойств водяного пара. С учетом того, что lэ=1207 кДж/кг (288,3 ккал/кг), получаем из (11.67): d = (1609 — 129) — 1207 = 273 кДж/кг (65,2 ккал/кг) . Из этой общей потери эксергии в турбогенераторной установке можно выделить те ее части, которые не связаны с необратимым характером процесса расширения пара в турбине, а возникают вследствие механических потерь в турбине и механических и электрических потерь в генераторе. Потери эксергии, обусловленные механическими потерями в турбине, составляют: =1269(l-0,97)=38 кДж/кг (9,1 ккал/кг) , а потери, обусловленные механическими и электрическими потерями в генераторе, равны: = 1269-0,97 (1 - 0,98) = 25 кДж/кг (5,9 ккал/кг). Следовательно, потери эксергии, вызываемые необратимым характером процесса расширения пара в турбине, составляют: = 273 - 38 - 25 = = 210 кДж/кг (50,2 ккал/кг). Эксергетический КПД турбогенераторной установки в соответствии с (9.37) будет равен: 4. Конденсатор. Эксергия пара, поступающего из турбины в конденсатор, , а эксергия конденсата, выходящего из конденсатора, (11.68) Поскольку полезная работа в конденсаторе не производится, потеря эксергии потока в конденсаторе равна: (11.69) В нашем примере =129 кДж/кг (30,8 ккал/кг) и =(120— 42) — 283,15(0,4178 — 0,1511) =3 кДж/кг (0,6 ккал/кг) (энтропия воды в состоянии насыщения s3=s'=0,4178 кДж/кг=0,0998 ккал/кг взята из таблиц водяного пара). Потеря эксергии пара в конденсаторе dконд = 129 — 3=126 кДж/кг (30,2 ккал/кг). 5. Насос. Эксергия воды, поступающей в насос, равна , а эксергия воды на выходе из насоса
Для привода насоса извне подводится работа ; эта работа расходуется в конечном итоге на увеличение энтальпии воды. В соответствии с (9.35) потеря эксергии воды в насосе составляет: где — работа, подводимая к насосу извне (отрицательная).
В анализируемом примере =2,5 кДж/кг (0,6 ккал/кг); = 18,8 кДж/кг (4,5 ккал/кг); lH=18,4 кДж/кг (4,4 ккал/кг) и, следовательно, dH=2,5—18,8+18,4=2,1 кДж/кг (0,5 ккал/кг). Эксергетический КПД насоса, который, как нетрудно показать, следует определить в виде составляет в рассматриваемом случае: = (18,8 -2,5)/18,4 = 0,89. [Использование эксергетической е, s-диаграммы (см. рис. 9.4)
Популярное: Личность ребенка как объект и субъект в образовательной технологии: В настоящее время в России идет становление новой системы образования, ориентированного на вхождение... Почему стероиды повышают давление?: Основных причин три... Как выбрать специалиста по управлению гостиницей: Понятно, что управление гостиницей невозможно без специальных знаний. Соответственно, важна квалификация... Почему люди поддаются рекламе?: Только не надо искать ответы в качестве или количестве рекламы... ©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (799)
|
Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку... Система поиска информации Мобильная версия сайта Удобная навигация Нет шокирующей рекламы |