Определение номинальных параметров циркуляционных насосов ЯЭУ АЭС и энергозатрат на их работу

Контрольная работа Определение номинальных параметров циркуляционных насосов ЯЭУ АЭС и энергозатрат на их работу

1. Общая характеристика метода определения параметров циркуляционных насосов ЯЭУ АЭС

2. Определение номинальных параметров насосов

3. Определение параметров насосов и энергозатрат на их функционирование на эксплуатационных режимах ЯЭУ

4. Циркуляционные насосы первого контура (ЦНПК)

5. Главные конденсатные насосы (КН)

6. Главные питательные насосы (ПН)

7. Главные циркуляционные насосы технического водоснабжения

8. Определение расхода электроэнергии на собственные нужды. КПД ЯЭУ нетто Список литературы

1. Общая характеристика метода определения параметров циркуляционных насосов ЯЭУ АЭС

ЯЭУ АЭС содержит в своем составе различные замкнутые и разомкнутые системы и контуры, в которых циркулируют соответствующие рабочие среды — техническая вода, питательная вода, теплоноситель, масло и пр. В большинстве таких систем побудителями циркуляции являются насосы, которые для своей работы требуют затрат энергии. Чаще всего это электроэнергия, но иногда используется энергия пара, гидроэнергия. При выполнении эскизного проекта ЯЭУ АЭС определяют состав ЯЭУ, в том числе перечень и состав тех систем и контуров, которые обеспечивают функционирование ЯЭУ выбранного типа. При определении параметров ЯЭУ в целом и отдельных ее элементов необходимо определить также параметры циркуляционных насосов, работающих в составе принятых систем и контуров установки.

С учетом ограниченного бюджета времени, выделенного для выполнения эскизного проекта ЯЭУ в учебных целях, для рассмотрения можно принять только те системы и их насосы, работа которых определяет принцип действия и существенные особенности разрабатываемой ЯЭУ. При отборе систем к рассмотрению следует также принимать во внимание предполагаемую величину мощности насоса. Мощные насосы вносят заметный вклад в величину затрат энергии на собственные нужды и, следовательно, существенно влияют на значение КПД ЯЭУ нетто. Примерный перечень насосов, подлежащих рассмотрению при выполнении курсовых и дипломных проектов, сводится к следующему:

а) ППУ — главный циркуляционный насос первого контура, б) ПТУ — конденсатные насосы первого и второго подъема, питательные насосы (главный и аварийный), конденсатный насос конденсатора турбопривода питательного насоса, насосы откачки сепарата и конденсата греющего пара пароперегревателя, дренажные насосы водоподогревателей, главные насосы технического водоснабжения.

Если нет особых требований к курсовому проекту, то в эскизном проекте ЯЭУ АЭС, выполняемому в учебных целях, можно ограничиться рассмотрением следующих наиболее мощных насосов: ЦНПК, КН1, КН2, ПН (основной), насосы технического водоснабжения. Эти насосы перекачивают среды, несущие основной поток тепловой энергии энергоустановки.

Каждая насосная установка характеризуется типом насоса и типом его приводного двигателя, подачей насоса (количество перекачиваемой среды в единицу времени), мощностью (мощность, потребляемая насосом от приводного двигателя, и мощность, потребляемая приводным двигателем), экономичностью (КПД насоса и КПД двигателя). При расчете насоса его параметры должны быть подобраны или определены такими, чтобы они удовлетворяли потребностям системы, в составе которой насос находится и функционирование которой он обеспечивает. Поэтому определение параметров насоса следует предварить определением потребностей системы — необходимого расхода среды в системе и ее гидравлических сопротивлений при этом расходе. Необходимый расход среды в системе определяется ее назначением, мощностными параметрами обслуживаемого системой оборудования, температурным режимом системы.

На эскизной стадии проектирования ЯЭУ некоторые параметры систем и параметры входящих в их состав насосов могут быть определены достаточно полно. Например, расход теплоносителя в активной зоне ЯР и принимаемая в соответствии с этим подача ЦНПК; расход рабочего тела в ветвях рабочего контура и принимаемые значения подачи конденсатных и питательных насосов; расход охлаждающей воды в главном конденсаторе и подача насоса технического водоснабжения. В то же время ряд параметров систем может быть лишь приближенно оценен по прототипным данным — тепловые нагрузки систем охлаждения вспомогательного оборудования, расход среды в системе подпитки, гидравлические сопротивления систем и др. В некоторых случаях приходится принимать в состав разрабатываемой ЯЭУ из прототипной установки насос в целом, так как степень проработки ЯЭУ на настоящей стадии еще не дает достаточного количества исходных данных для расчета параметров системы и насоса.

Как правило, насос в составе системы работает с параметрами, несколько отличными от номинальных. Это вызвано тем, что номинальные параметры насоса принимают с некоторым завышением над потребностями обслуживаемой им системы даже в самом нагруженном ее режиме. Например, превышение подачи насоса на его износ, на взаимное резервирование двух параллельно работающих насосов, если оно предусмотрено. Иногда запас по некоторым параметрам вызван дискретными значениями стандартизированных параметров, например, мощности приводных двигателей. В связи с этим эксплуатационные параметры насоса и его приводного двигателя, в том числе и потребляемая двигателем мощность, могут существенно отличаться в меньшую сторону от номинальных значений. Эти эксплуатационные параметры также необходимо определить, так как именно они должны быть положены в основу баланса энергии на обеспечение расчетного режима работы ЯЭУ в целом, т. е. для определения расхода энергии на собственные нужды.

2. Определение номинальных параметров насосов

Номинальные параметры циркуляционных насосов рекомендуется определять в такой последовательности:

а) исходя из потребностей системы, определяют номинальную подачу и номинальное давление насоса;

б) выбирают тип и определяют номинальную мощность насоса;

в) выбирают тип и определяют номинальную мощность приводного двигателя.

Подачу насоса определяют как объемную подачу Q_цн (м³/с) или как массовую подачу G_цн (кг/с). На практике чаще используется объемная подача. Очевидно, что

Q_цн = G_цн v, (1)

где v — удельный объем перекачиваемой жидкости, определяемый в функции давления и температуры жидкости, м³/кг.

Номинальная объемная подача насоса Q_цн^ном должна быть равна суммарному расходу среды в системе (деленному на количество параллельно работающих насосов), увеличенному на коэффициент запаса на износ насоса. Количество параллельно включенных насосов принимается предварительно по прототипу и в последующем может быть уточнено при определении типа насоса. Для каждого из рассматриваемых насосов расход среды в системе следует взять из выполненного ранее расчета рабочего контура.

Если схема не предусматривает особых вариантов подключения насоса (например, взаимное полное или частичное резервирование двух параллельно включенных насосов), то обычно

Q_цн^ном = К_з G_сист v / z_цн, (2)

где z_цн — количество параллельно работающих насосов;

К₃ — коэффициент запаса на износ насоса. Для водяных насосов можно принять К₃ = 1,15, для масляных насосов К₃ = 1,20;

G_сист — массовый расход среды в системе на наиболее нагруженном ее режиме, кг/с;

v — удельный объем перекачиваемой жидкости, м³/кг.

Номинальное давление насоса p_цн^ном — это разность давлений среды в выходном и входном патрубках насоса, если пренебречь скоростной составляющей (w_вых² — w_вх²)/2. Оно также определяется потребностями системы. Если речь идет о циркуляции среды в замкнутой системе, то давление насоса определяется только гидравлическими сопротивлениями р_сист, которые, в свою очередь, определяются проходными сечениями и длиной трубопроводов, шероховатостью поверхности труб, вязкостью жидкости и местными сопротивлениями по трассе потока среды. Геодезическая составляющая в этом случае отсутствует. Тогда р_цн^ном = р_сист. (3)

В этом случае рассматривают гидравлические сопротивления системы в целом или по отдельным ее участкам. Например, для первого контура сопротивления можно представить р_Iк = р_яр + р_пг + р_труб. (4)

Для таких замкнутых систем гидравлические сопротивления можно принять по прототипной системе, имея в виду, что в последующем детальном проектировании системы (в эскизном проектировании ЯЭУ оно не выполняется), варьируя ее параметрами, можно будет обеспечить назначенное здесь давление насоса.

Если же речь идет о разомкнутой системе (например, система технического водоснабжения) или об отдельном участке замкнутой системы, обслуживаемом своим насосом (например, конденсатный трубопровод), то давление такого насоса определяется гидравлическими сопротивлениями системы, значениями давления на концах участка, а также геодезической составляющей в случае, если концевые участки системы расположены на разных отметках по высоте. Тогда р_цн^ном = р_вых — р_вх + р_сист + р_геодез, (5)

где р_вых — давление в выходном сечении системы;

р_вх — давление во входном сечении системы;

р_сист — гидравлические сопротивления системы;

р_геодез — разность давлений в концевых сечениях системы, обусловленная разностью высот расположения сечений.

Иногда давление насоса в целом определяют в метрах столба жидкости (перекачиваемой жидкости или воды при температуре 20^оС). Эту величину принято называть напором. Соотношение между напором и давлением выражается известной зависимостью

H = р / (g), (6)

где р — перепад давления, Па;

— плотность воды, кг/м³;

g — ускорение земного тяготения, g = 9,81 м/с².

Заметим, что номинальную подачу и номинальное давление насоса следует принимать по дискретным значениям соответствующих параметрических рядов. Если таких специализированных параметрических рядов нет, то следует воспользоваться рядом предпочтительных чисел (ГОСТ 8032−84). Некоторые сведения из ГОСТ 8032–84 приведены в приложении Б.

Номинальная частота вращения рабочих органов насоса n принимается в зависимости от принятого типа насоса, условий его работы и типа приводного двигателя. циркуляционный насос энергозатрата электроэнергия В интересах экономичности и снижения массогабаритных показателей частота вращения n должна быть возможно большей. Однако, с увеличением частоты вращения несколько ухудшаются всасывающие свойства насоса, поэтому для насосов со сложными условиями всасывания (например, конденсатный насос, предвключенный питательный насос) обычно принимают пониженную частоту вращения рабочих органов. Для насосов большой подачи также может оказаться целесообразным снижение частоты вращения (например, ЦНПК, ЦНГК). Это способствует получению приемлемой конфигурации рабочих органов насоса, т. е. типа насоса.

Для прямодействующего привода насоса на выбор частоты вращения насоса влияет также тип привода. Если принят прямодействующий турбинный привод (паротурбинный или гидротурбинный), то частота вращения насоса может быть принята любой, но такой, чтобы она была приемлемой как для привода, так и для насоса. Если же принят электропривод (обычно асинхронный электродвигатель переменного тока), то частота вращения привода определяется зависимостью

n_цн^ном = 60 f / P, (7)

где f — частота тока, Гц. Промышленная частота тока в силовых сетях f = 50 Гц;

P — количество пар полюсов электродвигателя, которое может принимать дискретные значения 1, 2, 3, 4 и т. д. Тогда частота вращения насоса может быть n_цн^ном = 3000, 1500, 1000, 750 об/мин и т. д.

По выражению (7) получают синхронную частоту вращения. С такой частотой вращается магнитное поле в асинхронном двигателе. Фактическая частота вращения ротора двигателя и рабочих органов насоса несколько меньше за счет скольжения ротора двигателя. Скольжение обычно небольшое — порядка 1…2%. Поэтому на практике одинаково часто в перечне параметров двигателя и насоса встречается как синхронная, так и асинхронная частота вращения.

Тип насоса принимают, исходя из его назначения и условий работы. Если позволяет вязкость перекачиваемой жидкости, то следует принимать динамические лопастные насосы (центробежные, диагональные или осевые) как наиболее простые и надежные. Если же вязкость жидкости может быть значительной (например, масло в системе смазки при низкой температуре в пусковом режиме установки), то применяют насосы объемного типа — винтовые или шестеренные. Могут применяться насосы объемного типа при необходимости получения большого напора при малой подаче насоса. Например, насосы закачки небольшого количества различных химреагентов в первый контур. В этих случаях могут применяться поршневые насосы.

В нашем случае рассматриваемые насосы — динамические лопастные водяные насосы.

Заметим, что здесь тип насоса принимается предварительно. С учетом соотношения подачи и давления насоса, а также частоты его вращения тип насоса может быть уточнен. Уточнение происходит за счет изменения количества ступеней насоса для многоступенчатого насоса и количества параллельно включенных насосов, если их несколько, или количества потоков во многопоточном насосе.

Для динамических лопастных водяных насосов в целях уточнения типа насоса следует определить коэффициент быстроходности рабочего колеса

n_s = 20,1n_цн^ном (Q_цн^ном)^0,5 /(p_цн^ном 10-³)^¾, (8)

где n_цн^ном — номинальная частота вращения рабочего колеса насоса, об/мин;

Q_цн^ном — номинальная подача насоса, м³/с;

р_цн^ном — номинальное давление насоса или давление одного рабочего колеса при многоступенчатом насосе, Па.

Значение n_s характеризует конфигурацию рабочего колеса и его тип. Типы рабочих колес динамических лопастных водяных насосов показаны в таблице 1.

Таблица 1 — Типы рабочих колес динамических лопастных водяных насосов и их коэффициенты быстроходности

Заметим, что указанные пределы значений n_s следует понимать как ориентировочные. Например, в практике насосостроения можно встретить насосы с большим значением коэффициента быстроходности n_s (порядка 400), но конструктивно выполненные как быстроходные центробежные насосы. Если насос одноступенчатый, т. е. рабочий орган насоса состоит из одного рабочего колеса, то тип насоса в целом соответствует типу рабочего колеса, определяемому по таблице 1. Однако зачастую по зависимости (8) получается такое значение n_s, которое не укладывается в диапазоны, показанные в таблице 1. Это означает, что насос не может быть выполнен с рабочим органом в виде одного колеса.

Если полученное значение n_s очень низкое (например, 20…30 и ниже), то это означает, что рабочее колесо имеет неприемлемые конструктивные параметры: очень большой диаметр, малое междисковое расстояние. Экономичность такого колеса очень низкая. Для получения приемлемого значения n_s насос выполняют с несколькими последовательно включенными колесами (многоступенчатый насос). Тогда в зависимость (8) подставляют давление, развиваемое одним колесом, которое в общем случае при равномерной разбивке давления по ступеням составляет р_к = р_цн / z, (9)

где z — количество последовательно включенных ступеней. Подбором соответствующего значения z можно получить приемлемое значение n_s колеса насоса.

В некоторых случаях по зависимости (8) получают слишком большое значение n_s. Тогда за счет установки нескольких параллельно включенных колес (или насосов) уменьшают значение подачи одного колеса Q_цн и добиваются снижения n_s. Иногда такая задача может быть решена за счет установки рабочего колеса двухстороннего входа, что равноценно установке двух параллельно работающих насосов. Снижения величины n_s можно достичь также снижением номинальной частоты вращения.

При подборе типа рабочего колеса насоса и определении значения n_s следует иметь в виду, что при низких значениях n_s гидравлическая характеристика насоса р-Q (или Н-Q) пологая, что позволяет подачу такого насоса достаточно экономично регулировать клапаном в системе (рисунок 1).

Рисунок 1 — Регулирование подачи насоса клапаном системы Действительно, как следует из рисунка 1, при пологой характеристике р_Q с уменьшением подачи насоса за счет частичного прикрытия регулирующего клапана растет незначительно сопротивление системы и давление насоса, поэтому мощность насоса даже несколько уменьшается. В связи с этим для насосов, регулируемых клапаном системы, следует стремиться к малым значениям n_s — не выше 100…120 (до 200). Однако при этом следует помнить, что насосы с малым n_s обычно имеют более низкую общую экономичность.

Если же не предполагается регулирование подачи насоса или предусмотрено регулирование подачи изменением частоты вращения насоса, то целесообразно стремиться к получению высоких значений n_s. Это позволяет повысить общую экономичность насоса.

Мощность насоса (мощность, потребляемая насосом) на номинальном режиме определяется по зависимости:

N_цн^ном = Q_цн^ном p_цн^ном / (_цн^ном 10³), кВт, (10)

где Q_цн^ном — объемная подача насоса, м³/с;

р_цн^ном — давление насоса, Па;

_цн^ном — КПД насоса.

Номинальную мощность насоса как один из паспортизируемых параметров следует принять по ряду предпочтительных чисел (ГОСТ 8032−84) (см. приложение Б).

Заметим, что в выражении (10) произведение Q_цн^номр_цн^ном представляет собою полезную мощность насоса, т. е. мощность, сообщаемую потоку перекачиваемой жидкости.

Значение КПД насоса (отношение полезной мощности насоса к его потребляемой мощности) на номинальном режиме _цн^ном зависит от типа насоса, его конструктивного исполнения, рода перекачиваемой жидкости, подачи насоса. Сложное влияние указанных факторов на КПД можно учесть, принимая его значение по прототипному насосу. Для динамических лопастных водяных насосов величину _цн^ном можно также оценить по обобщенным данным, представленным на рисунке 2.

Рисунок 2 — Зависимость номинального КПД динамических лопастных водяных насосов от коэффициента быстроходности n_s и объемной подачи Q_цн: 1 — Q_цн^ном = 0,0064 м³/с (23 м³/ч); 5 — Q_цн^ном = 0,192 м³/с (690 м³/ч); 2 — Q_цн^ном = 0,0125 м³/с (45 м³/ч); 6 — Q_цн^ном = 0,64 м³/с (2300 м³/ч); 3 — Q_цн^ном = 0,032 м³/с (115 м³/ч); 7 — Q_цн^ном = более 0,64 м³/с (более 2300 м³/ч) 4 — Q_цн^ном = 0,064 м³/с (230 м³/ч);

Тип привода насоса выбирают, исходя из назначения, мощности, конструктивных особенностей насоса и условий его работы. Некоторые насосы могут быть навешены на главный двигатель (например, масляный насос главной турбины).

В качестве приводного двигателя, как правило, применяют электродвигатель переменного тока — асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором. Это достаточно простой и надежный в эксплуатации агрегат. Основные его недостатки — ограничение частоты вращения величиной в 3000 об/мин и невозможность плавного регулирования частоты вращения. Для таких электродвигателей при необходимости может быть предусмотрено двухступенчатое регулирования частоты вращения, для чего в нем предусматривают два комплекта обмоток статора, каждая из которых выполнена с соответствующим количеством пар полюсов.

Для насосов большой мощности может быть применен паротурбинный привод. Если насос расположен в непосредственной близости к паротурбинной установке, то системы, его обслуживающие (паропровод, система охлаждающей воды, конденсатная система и др.), компонуются достаточно просто. Паротурбинный привод, исключая многоступенчатое преобразование тепловой энергии (тепловая энергия — электроэнергия — механическая энергия насоса), может дать некоторый энергетический выигрыш, если приводная турбина имеет достаточно развитую проточную часть и высокий КПД. Частота вращения такого насоса может быть принята больше 3000 об/мин. Кроме того, паротурбинный привод позволяет плавно регулировать частоту вращения насоса, что в некоторых случаях является важным, например, для питательного насоса, подача которого должна регулироваться плавно в соответствии с мощностью и паропроизводительностью ППУ.

В некоторых случаях может оказаться целесообразным гидротурбинный привод насоса. Например, в ПТУ с паровой турбиной К_1000−60/3000 для насоса конденсата греющего пара пароперегревателя применен гидротурбинный привод. Такие приводы применяются, как правило, у насосов умеренной мощности. Энергетического выигрыша такие приводы обычно не дают. Их применение обусловлено удобством компоновки системы, в составе которой работает насос.

Привод насоса, как правило, прямодействующий. В этом случае n_дв = n_цн. Однако, в некоторых случаях в приводе насоса применяют понижающую передачу. Например, в установках с реактором ВВЭР-1000 применен турбопитательный насос, который разделен на два последовательно включенных насоса: предвключенный насос и основной насос. Предвключенный насос развивает сравнительно небольшой напор (Н_пр.пн = 215 м при общем напоре Н_пн = 1025 м). С учетом более тяжелых условий всасывания предвключенного насоса его частота вращения принята примерно в два раза ниже частоты вращения основного насоса (n_пр.пн = 1800 об/мин; n_осн.пн = 3500 об/мин), для чего он подключен к общему паротурбинному приводу через понижающую зубчатую передачу с передаточным отношением i~2. В связи с небольшой долей мощности, идущей на предвключенный насос, потери в редукторе сравнительно невелики. Для одноступенчатых редукторов насосных агрегатов КПД можно принять _ред = 0,96…0,98.

Если в приводе насоса не предусмотрен редуктор или иное преобразующее устройство, то мощность приводного двигателя равна мощности, потребляемой насосом. Однако, так как приводные двигатели применяются дискретных стандартизированных значений мощности, то

N_дв^ном N_цн^ном(11)

где N_дв^ном — ближайшая большая мощность из стандартизированного ряда мощностей двигателей.

Если в качестве привода принят электродвигатель, то при определении его мощности Nдвном можно воспользоваться нормами ГОСТ 12 139–84 (Машины электрические вращающиеся. Ряды номинальных мощностей, напряжений и частот). Некоторые сведения из ГОСТ 12 139–84 приведены в приложении В.

Если специализированного стандартизированного ряда мощностей для двигателей принятого типа нет, то можно воспользоваться рядом предпочтительных чисел (ГОСТ 8032−84).

Заметим, что в некоторых случаях мощность насоса существенно меняется с изменением температуры перекачиваемой воды. Это особенно хорошо видно на примере ЦНПК. Номинальные параметры насоса определяют на основе параметров, присущих насосу при его работе на горячей воде (основной режим использования насоса). В то же время насос должен обеспечить и пусковой режим установки, когда вода в контуре холодная. В режиме холодной воды существенно меняется характеристика насоса, возрастают гидравлические сопротивления контура, в результате чего потребляемая насосом мощность существенно больше. Мощность приводного двигателя следует принимать, ориентируясь на эту увеличенную мощность насоса. В нашем же случае, когда с учетом ограниченного бюджета времени мы производим расчет параметров насоса только в «горячем» режиме, мощность двигателя следует принимать с завышением, заметно большим, чем этого требует только дискретный стандартизированный ряд мощностей двигателей. Меру завышения мощности можно оценить примерно, ориентируясь на параметры прототипного насоса.

Номинальный КПД приводного двигателя существенно зависит от типа двигателя и его мощности. В этой связи при выборе значений КПД двигателя целесообразно ориентироваться на прототипный двигатель. Если такими данными проектант не располагает, то можно для оценочных расчетов принять:

а) для асинхронных электродвигателей переменного тока _дв^ном = 0,95…0,96. Столь высокие значения КПД электродвигателей в основном достигаются повышением напряжения в сети собственных нужд (6 кВ) и соответсвующим снижением силы тока в мощных электродвигателях. Это способствует значительному снижению нагрева двигателя, т. е. потерь в двигателе;

б) для паротурбинного привода в расчет можно принять _i ~ 0,8; _мех.тп ~ 0,98.

3. Определение параметров насосов и энергозатрат на их функционирование на эксплуатационных режимах ЯЭУ

Как уже отмечалось, номинальная подача каждого насоса принимается с некоторым завышением по отношению к потребностям системы на наиболее нагруженном ее режиме (на износ насоса, на взаимное резервирование насосов и пр.). На эксплуатационных режимах работы ЯЭУ подачу насоса, как правило, снижают и приводят в соответствие с потребностями системы. Снижение подачи производят либо прикрытием регулирующего клапана системы, либо соответствующим снижением частоты вращения насоса. При этом происходит изменение мощности насоса и равной ему мощности приводного двигателя. Изменение мощности по отношению к номинальному значению может быть весьма значительным и должно быть учтено при определении энергозатрат на функционирование системы.

Очевидно, что на эксплуатационном режиме мощность насоса определяется по зависимости того же вида, что и для номинальной мощности, но при иных значениях входящих в нее величин:

N_цн = Q_цн p_цн/(_цн10³), кВт, (12)

Подача насоса на эксплуатационном режиме, как уже отмечалось, за счет регулирования подачи приводится в соответствие с потребностями системы на режиме. Но при этом изменяется и давление насоса р_цн и его КПД _цн. Характер изменения этих величин для каждого конкретного насоса определяется мерой снижения подачи Q_цн, способом регулирования подачи и типом насоса, т. е. характер изменения величин индивидуален для каждого насоса. Для динамического лопастного водяного насоса конкретного типа иногда строят универсальную характеристику, которая показывает соотношение Q_цн, р_цн, _цн. Пример такой универсальной характеристики показан на рисунке 3.

Рисунок 3 — Универсальная характеристика динамического лопастного водяного насоса Если регулирование подачи осуществляется арматурой системы (или подбором соответствующей дроссельной шайбы), то при этом возрастает давление насоса в соответствии с его характеристикой р_Q (см. рисунок 1).

Как уже отмечалось, мера роста давления (крутизна характеристики р_Q) зависит от типа насоса. Для динамического лопастного водяного насоса она однозначно определяется коэффициентом быстроходности насоса n_s. В относительных величинах характеристики водяных насосов показаны на рисунке 4.

Как следует из универсальной характеристики динамического лопастного насоса (см. рисунок 3), с изменением подачи насоса изменяется и его КПД. Это объясняется тем, что при изменении подачи деформируются треугольники скоростей в проточной части, что приводит к ударному обтеканию рабочих лопаток. В результате возрастают потери мощности в насосе, КПД снижается. Мера снижения КПД насоса может быть однозначно определена его коэффициентом быстроходности n_s. В относительных величинах изменение КПД насосов показано на рисунке 5.

Рисунок 5 — КПД динамических лопастных водяных насосов: 1 — n_s = 64 — двухсторонний вход; 2 — n_s = 106; 3 — n_s = 155; 4 — n_s = 212; 5 — n_s = 282; 6 — n_s = 402 — односторонний вход; 7 — n_s = 650

Если данные, представленные на рисунках 4 и 5, обработать по расчетной зависимости (12), то можно получить изменение мощности насоса с изменением его подачи. Результаты такой обработки в относительных величинах представлены в виде номограммы на рисунке 6.

Рисунок 6 — Изменение мощности динамических лопастных водяных насосов при регулировании подачи насоса регулирующим клапаном системы: 1 — n_s = 64 — двухсторонний вход; 2 — n_s = 106; 3 — n_s = 155; 4 — n_s =212; 5 — n_s =282; 6 — n_s = 402 — односторонний вход; 7 — n_s = 650

Если подача насоса регулируется изменением частоты вращения рабочих органов насоса, то для замкнутых систем, как показывает теория динамических лопастных насосов, с достаточной степенью точности в расчетах можно принять, что подача насоса на нерегулируемую систему меняется прямо пропорционально изменению частоты вращения насоса:

Q_цн / Q_цн^ном = n_цн / n_цн^ном. (13)

Графически регулирование подачи насоса частотой вращения показано на рисунке 7.

Рисунок 7 — Регулирование подачи насоса частотой вращения рабочих органов Так как гидравлическая характеристика системы (р_с) — квадратная парабола, то

p_цн / p_цн^ном = (Q_цн / Q_цн^ном)². (14)

Как следует из рассмотрения универсальной характеристики насоса (см. рисунок 3) при уменьшении частоты вращения насоса его КПД снижается. Однако при снижении частоты вращения и подачи насоса его давление не только не увеличивается, как это имело место в случае прикрытия регулирующего клапана системы, но даже снижается, причем достаточно резко, пропорционально квадрату подачи. Поэтому снижение мощности насоса по зависимости (12) будет значительно интенсивнее, чем при регулировании подачи прикрытием клапана. Но все же за счет ухудшения КПД насоса снижение мощности происходит менее интенсивно, чем по кубической зависимости, по которой снижается полезная мощность насоса. Результаты совместного рассмотрения зависимостей (13) и (14) с учетом изменения КПД насоса графически представлены на рисунке 8.

Рисунок 8 — Изменение мощности динамических лопастных водяных насосов при регулировании подачи изменением частоты вращения: 1 — n_s = 64; 2 — n_s = 106; 3 — n_s = 155; 4 — n_s = 212; 5 — n_s = 282; 6 — n_s = 402; 7 — n_s = 650

По мощности насоса, определенной из графических зависимостей, показанных на рисунках 6 и 8, определяют мощность приводного двигателя, т. е. его загрузку:

N_дв = N_цн, (15)

(если между насосом и двигателем нет каких-либо передач). Очевидно, что эта мощность заметно ниже номинальной мощности двигателя. Коэффициент загрузки двигателя при работе насоса на эксплуатационном режиме составляет

К_з.дв = N_дв / N_дв^ном. (16)

С учетом значительной недогрузки двигателя его КПД _дв может заметно отличаться от номинального КПД _дв^ном. Если это электродвигатель, то для оценки характера изменения его КПД в зависимости от загрузки необходимо знать особенности серии электродвигателей, к которой принадлежит рассматриваемый двигатель. Однако на данной стадии проектирования ЯЭУ выбор приводных электродвигателей еще не конкретизирован до выбора двигателей определенного типа. Поэтому следует воспользоваться обобщенными данными по поведению КПД двигателей различных серий, которые сводятся к графической зависимости, представленной на рисунке

Рисунок 9 — Обобщенные данные по изменению КПД электродвигателей в зависимости от загрузки Характер такого изменения КПД электродвигателя объясняется следующим.

Так как электродвигатели, принятые по номинальным параметрам насосов с заметным превышением мощности, всегда работают в эксплуатационных режимах с большой недогрузкой, то их целесообразно проектировать таким образом, чтобы они имели максимальный КПД не на полной мощности, а при заметной недогрузке.

Это позволит в довольно широком диапазоне нагрузок (примерно К_з.дв = 0,5…1,0) иметь достаточно высокий КПД электродвигателя. В наших оценочных расчетах можно принять, что при К_з.дв = 0,5…1,0 _дв ~ _дв^ном.

Обобщенные данные по изменению КПД паротурбинных приводов представлены на рисунке 10.

Рисунок 10 — Обобщенные данные по изменению КПД паротурбинных приводов в зависимости от загрузки Если предусмотрен электропривод, то энергопотребление на функционирование насоса можно определить по зависимости:

Р_с = N_дв / _дв, кВт, (17)

где N_дв — мощность двигателя насоса на режиме, кВт;

_дв — КПД двигателя на режиме.

Но из выражения (16) следует

N_дв = К_з.дв N_дв^ном. (18)

Тогда выражение для определения мощности, потребляемой из сети, можно записать в форме, широко используемой в практических расчетах:

Р_с = К_з.дв N_дв^ном / _дв, кВт. (19)

Ниже представлены некоторые более детализированные рекомендации по определению параметров насосов контуров и систем, непосредственно обеспечивающих реализацию цикла теплового двигателя: циркуляционного насоса первого контура (ЦНПК), главных конденсатных и питательных насосов (КН и ПН), насосов охлаждающей технической воды, подаваемой на главные конденсаторы (ЦНГК) и на устройства охлаждения технической воды — градирни (ЦНГр) или брызгальные бассейны (ЦНБр).

4. Циркуляционные насосы первого контура (ЦНПК)

В качестве ЦНПК в двухконтурной ЯЭУ обычно применяют одноступенчатые центробежные насосы. В каждой из параллельно включенных петель первого контура предусматривают один ЦНПК.

На ранней стадии развития стационарной атомной энергетики в качестве ЦНПК применяли герметичные бессальниковые моноблочные электронасосы. Они обеспечивают абсолютную герметичность первого контура, что очень важно с учетом заметной радиоактивности перекачиваемой среды. Однако, такие насосы сложны по конструкции, имеют ограниченный ресурс, у них заметно ниже экономичность (КПД насоса 60…65% по сравнению с 75…80% для насосов с гидромеханическим уплотнением вала). Важный недостаток бессальникового электронасоса — малый диаметр ротора и невозможность в связи с этим увеличить его маховую массу. Поэтому в аварийной ситуации обесточивания насоса его выбег очень мал — 2…4 с. Внедрение же ЦНПК с уплотняемым валом позволило значительно увеличить его маховую массу, что увеличило выбег насоса до 120…130 с и больше. В настоящее время на всех отечественных стационарных ЯЭУ устанавливают именно такие насосы — с гидромеханическим уплотнением вала:

На реакторах ВВЭР-440 ранее применялись герметичные бессальниковые моноблочные электронасосы ГЦЭН-310.

В двухконтурной ЯЭУ расход теплоносителя в ЯР (в его активной зоне) определяется зависимостью

G_т = Q_яр / (i_т1 — i_т2), (20)

где Q_яр — номинальная тепловая мощность ЯР, кВт;

i_т1, i_т2 — энтальпии теплоносителя на выходе из ЯР и на входе в него, кДж/кг.

Если ЯР обслуживается с помощью Z параллельно включенных петель, в каждой из которых имеется свой ЦНПК, то объемная подача такого насоса будет

Q_цнпк^ном = (G_т v) / Z, м³/с, (21)

где v — удельный объем теплоносителя при давлении и температуре в том участке первого контура, в котором установлен ЦНПК, м³/кг.

Давление ЦНПК, которое равно гидравлическим сопротивлениям контура, может быть принято по прототипным данным. Определение остальных параметров ЦHПК выполняют в соответсвии с ранее рассмотренными общими рекомендациями. Ниже приведены параметры ЦHПК различных отечественных АЭС (таблица 2).

Таблица 2 — Циркуляционные насосы первого контура

5. Главные конденсатные насосы (КН)

В зависимости от особенностей разработанной схемы рабочего контура в ней может быть предусмотрен один конденсатный или два последовательно включенных насоса — КН первого подъема и КН второго подъема. Обычно каждый узел конденсатных насосов представляют несколькими параллельно включенными насосами, что позволяет получить умеренную мощность одного насосного агрегата. Кроме того, дробление насосной установки позволяет более рационально решать вопрос резервирования насосов. Обычно при нескольких параллельно работающих насосах (2…4) устанавливают дополнительно параллельно включенный резервный насос, однотипный с основными.

Суммарная подача работающих насосов должна соответствовать расходу среды в той ветви рабочего контура, в которой устанавливается насос. Тогда

Q_кн = G_рк v / Z_кн, м³/с, (22)

где G_рк — массовый расход среды в соответствующей ветви рабочего контура, кг/с;

v — удельный объем перекачиваемой среды, определяемый по ее параметрам (t и p), м³/кг;

Z_кн — количество параллельно включенных насосов (без учета резервного насоса).

Давление насоса также определяется местом его установки в рабочем контуре. Порядок определения давления конденсатного насоса был рассмотрен ранее (см. зависимости (8.15) и (8.16)).

Частоту вращения рабочих органов обычно принимают умеренной — 750…1500 об/мин. Это позволяет при детальном проектировании рабочих органов насоса обеспечить его более высокие антикавитационные качества. Хотя известны случаи, когда КН второго подъема, у которого условия всасывания менее тяжелые, принимают с частотой вращения n = 3000 об/мин (например, в ПТУ с турбиной К-1000−60/1500).

Определяя коэффициент быстроходности насоса n_s, уточняют количество ступеней насоса. С учетом регулирования подачи КН регулирующей арматурой (обычно подача насоса регулируется автоматически по поддержанию уровня воды в аппаратах, обслуживаемых насосами) следует стремиться к получению умеренных значений n_s. Это позволит получить достаточно пологую гидравлическую характеристику насоса р-Q и обеспечит некоторое снижение мощности насоса при уменьшении его подачи в процессе регулирования. При выборе сочетания указанных параметров целесообразно ориентироваться на прототипные данные.

Определение остальных параметров КН выполняют в соответствии с ранее рассмотренными общими рекомендациями.

В таблице 3 приведены параметры конденсатных насосов, применяемых в составе различных отечественных АЭС.

Таблица 3 — Конденсатные насосы

6. Главные питательные насосы (ПН)

В качестве главных питательных насосов, как правило, используются многоступенчатые центробежные насосы с сальниковым уплотнением вала.

Hасосы могут быть включены в конденсатно-питательную систему по одноподъемной схеме (питательная вода подается насосом из деаэратора через все водоподогреватели высокого давления ПВД в парогенератор) или по двухподъемной схеме. В последнем случае после деаэратора устанавливают питательный насос первого подъема, основная задача которого — преодолеть гидравлические сопротивления только ПВД. После ПВД устанавливают питательный насос второго подъема, задача которого — поднять давление питательной воды до давления пара в парогенераторе. Двухподъемная схема рациональна для ТЭС с закритическими параметрами пара, т. е. с весьма высоким давлением пара. Такая схема включения питательных насосов позволяет упростить конструкцию ПВД и снизить их стоимость. Однако на АЭС, где давление пара умеренное, двухподъемные схемы включения питательных насосов применения не нашли.

В качестве приводного двигателя ПH могут применяться электродвигатели или паровые турбины.

Если в качестве приводного двигателя применен электродвигатель (как правило, электродвигатель переменного тока), то обычно питательный насос представляют несколькими параллельно включенными насосами. Это объясняется тем, что установка электродвигателей большой мощности связана со значительными трудностями (тяжелые пусковые режимы и др.). С учетом дробления мощности насоса обычно параллельно основным насосам подключают один дополнительный насос, однотипный с основным. Этот насос выполняет функции резервного насоса. Достоинства электропривода переменного тока — простота устройства и эксплуатации, высокая экономичность, приемлемые стоимостные показатели. В качестве недостатка можно отметить ограниченность максимальной частоты вращения (не выше 3000 об/мин). Недостатком такого электропривода является также невозможность регулирования частоты вращения насоса, что отрицательно сказывается на работе насоса при сниженной мощности энергоблока (повышается давление насоса, отсюда — повышается износ насоса и регулирующей арматуры, заметно снижается экономичность насосного агрегата). Для снижения влияния этого фактора можно предусмотреть в приводе насоса регулируемую гидромуфту. Однако для АЭС, для которых режимы работы на сниженной мощности нехарактерны, применение гидромуфты распространения не получило.

Заметным недостатком применения электропривода для ПН является значительное увеличение мощности электросети собственных нужд (суммарная потребляемая мощность электроприводами ПН составит несколько десятков тысяч киловатт), усложнение и утяжеление ее в целом, в том числе и трансформатора собственных нужд. В то же время в одном из вариантов эволюционного совершенствования ЯЭУ АЭС (в установке АЭС — 2006) принят вариант четырех параллельно включенных ПН с электроприводом.

Для энергоблоков большой мощности целесообразно применение паротурбинного привода ПH. Паровые турбины обычно имеют автономную конденсационную установку. Хотя, как уже отмечалось, есть заметное достоинство в варианте, когда отработавший пар отводится на главный кондесатор. Резервирование таких насосов целесообразно обеспечить только дроблением мощности — обычно не более двух параллельно включенных насосов (при выходе из строя одного из насосов мощность ЯЭУ ограничивается 50%). Резервных ПH с паротурбинным приводом не предусматривают, так как они не могут быть введены в работу за короткое время.

Достоинство ПH с паротурбинным приводом — возможность создания насосных агрегатов большой мощности, возможность предусмотреть повышенную частоту вращения, возможность плавного регулирования частоты вращения насоса при снижении мощности энергоблока. Недостатки таких насосных агрегатов — сложность и громоздкость конструкции, сложность и длительность ввода в действие и вывода из действия.

Особенностью таких ПH является сложность обеспечения безкавитационной работы насоса, так как из-за повышенной частоты вращения насоса трудно обеспечить необходимый подпор насоса только за счет соответствующей высоты подъема деаэратора над всасывающим патрубком ПH. Поэтому обычно ПH с турбоприводом делят на два последовательно включенных насоса — предвключенный и основной. Предвключенный насос выполняют со сниженной частотой. Привод его может быть от общего паротурбинного привода через понижающий редуктор с передаточным числом порядка двух. Основной насос — с полной частотой вращения. Давление предвключенного насоса обычно небольшое — порядка 1,2…2 МПа, поэтому и мощность его умеренная. Общее давление ПН рассматривалось ранее (см. зависимость (8.17)).

Заметим, что некоторые исследователи предлагают рассмотреть возможность применения ПН с паротурбинным приводом существенно большей частоты вращения — до 8000…10 000 об/мин. Это позволит значительно улучшить показатели насосов — уменьшить количество ступеней, уменьшить массогабаритные показателми насоса, увеличить экономичность насосной установки. Но для реализации этих решений требуется внедрение рядя мер по борьбе с опасностью кавитации насоса, которые еще не нашли окончательных решений.

Подача ПН определяется зависимостью, аналогичной по структуре зависимости для КН:

Q_пн = G_рк v / Z_пн, м³/с. (23)

При этом параметры насоса должны соответствовать месту и способу включения ПН в рабочий контур.

Частота вращения и другие параметры ПН определяются по общим зависимостям, а также с учетом параметров прототипного насоса. Коэффициент быстроходности и тип насоса подбирают с учетом его способа регулирования, т. е. необходимо учесть, что подача насоса, как и подача конденсатного насоса, регулируется арматурой системы.

В таблице 4 приведены параметры главных питательных насосов отечественных АЭС.

Таблица 4 — Питательные насосы

7. Главные циркуляционные насосы технического водоснабжения

Компоновка насосной установки системы технического водоснабжения зависит от типа системы.

Если принята разомкнутая система, в которой используется вода пруда-охладителя, то подача воды обычно обеспечивается одной насосной установкой, состоящей из нескольких параллельно включенных насосов. Напор должен быть достаточным для преодоления гидравлических сопротивлений всей трассы воды и геодезической составляющей. При оценке последней следует учесть сифонный эффект на сливном участке системы, если он предусмотрен.

Сифонный эффект вносит заметный вклад в снижение требуемого напора циркуляционных насосов. В связи с этим пуск насоса предусматривают только при предварительно заполненной трассе. И только в особых случаях допускается пуск насоса на незаполненную трассу. При этом насос работает с перегрузкой по напору (и, следовательно, по мощности), поэтому продолжительность его работы в этом режиме ограничивают.

Если принята оборотная система технического водоснабжения, в которой для охлаждения воды используются градирни, то систему обычно разбивают на две последовательно включенные разомкнутые системы. Вода из подводящего канала, идущего от водосборного бассейна градирни, забирается несколькими параллельно включенными насосами и по соответствующей трассе подается к главным конденсаторам ПТУ. После главных конденсаторов вода поступает в отводной канал. По отводному каналу она подводится к насосной станции градирни. Hесколькими параллельно включенными насосами вода поднимается до соответствующего уровня установки оросительных устройств. Стекающая вниз охлажденная вода самотеком поступает в водосборный бассейн, затем в подводящий канал для последующего использования в главных конденсаторах. Аналогичным образом компонуется система оборотного технического водоснабжения и в том случае, когда для охлаждения технической воды используются не градирни, а брызгальные устройства (например, на ЗАЭС).

Для обеспечения направленного движения воды в открытых подводном и отводном каналах должны быть предусмотрены соответствующие геодезические составляющие в напорах насосов — как насосов главного конденсатора, так и насосов градирни или брызгальных бассейнов. Напоры насосов насосных станций на эскизной стадии проектирования ЯЭУ АЭС, если не оговорены какие-либо особенности системы технического водоснабжения, можно принять по прототипным данным.

Суммарный расход охлаждающей воды на главные конденсаторы ПТУ определяется расходом конденсирующегося пара и принятой в расчет кратностью циркуляции:

G_о.в = G_п m, кг/с, (24)

где G_п — расход конденсирующегося пара, кг/с. Эта величина определена в результате теплового расчета рабочего контура;

m — кратность циркуляции. Значение m выбрано ранее с учетом температурного режима окружающей среды, типа циркуляционной трассы (разомкнутая или оборотная система технического водоснабжения) и выбранного давления в главном конденсаторе.

В связи с тем, что из циркуляционной трассы часть воды отводится на вспомогательное оборудование (конденсаторы турбоприводов питательных насосов, технологические конденсаторы, маслоохладители, газоохладители системы охлаждения генератора электроэнергии, подпитка автономной системы охлаждения оборудования ППУ и др.), расход воды в циркуляционной трассе должен быть принят несколько большим, чем потребности главных конденсаторов. С учетом особенностей разработанной схемы в расчет можно принять

G_цт = (1,03…1,10) G_п m, кг/с. (25)

Для оборотной системы водоснабжения расход воды по формуле (25) может быть принят как для трассы главного конденсатора, так и для контура градирен (или брызгальных устройств).

Количество параллельно работающих насосов в насосной станции подбирают таким, чтобы тип насоса сводился к диагональному или осевому насосу с умеренным коэффициентом быстроходности — не выше 800…900 (до 1000).

В этом случае

Q_цн = G_цт v / Z_цн, м³/с, (26)

где v — удельный объем перекачиваемой жидкости, м³/кг;

Z_цн — количество параллельно включенных насосов.

Так как на напоре параллельно включенных насосов обычно не предусматривают общего напорного коллектора (из-за громозкости и сложности его выполнения), то количество насосов необходимо увязывать с компоновкой трассы технической воды (количество обслуживаемых корпусов ГК и способ их включения в трассу технической воды). Правда, в практике создания отечественных АЭС известен вариант, когда на напоре насосов установлен общий напорный бассейн, который выполняет роль общего напорного коллектора. По такой схеме компоновалась трасса технической воды на ЧАЭС. В этом случае выбор количества параллельно включенных насосов можно и не увязывать с компоновкой трассы подачи воды на ГК. Остальные параметры насосов принимают в соответствии с ранее изложенными общими рекомендациями. Если принят двухскоростной насос, то его номинальные параметры принимают при работе насоса на большой частоте вращения. В таблице 5 приведены параметры главных циркуляционных насосов технического водоснабжения, применяемых на отечественных АЭС.

Таблица 5 — Циркуляционные насосы технического водоснабжения

8. Определение расхода электроэнергии на собственные нужды. КПД ЯЭУ нетто

Часть электроэнергии, выработанной на АЭС, расходуются на собственные нужды. Причем, энергия расходуется не только на функционирование механизмов, обслуживающих ЯЭУ, но и на механизмы, не связанные непосредственно с энергоустановкой, например, спецпрачечные, бытовые комплексы, освещение и др. Однако большая часть затрат электроэнергии связана с обеспечением работы энергоустановки.

Весь расход электроэнергии на собственные нужды независимо от назначения электропотребляющих механизмов относят к затратам, снижающим экономичность ЯЭУ. Как уже отмечалось, расход электроэнергии на собственные нужды принято оценивать в относительных величинах:

_сн = (Р_г — Р_сн) / Р_г, (27)

где Р_г — мощность на клеммах генератора, кВт;

Р_сн — суммарная мощность, расходуемая на собственные нужды, кВт.

КПД ЯЭУ с учетом затрат электроэнергии на собственные нужды и без учета этих затрат составляет КПД ЯЭУ нетто и КПД ЯЭУ брутто соответственно. Очевидно, что

_ЯЭУ^нетто = _ЯЭУ^брутто _сн. (28)

Для двухконтурных ЯЭУ с ВВЭР значение (1-_сн) составляет 4,5…6,5%, для одноконтурных ЯЭУ с РБМК — 7…8%.

Расход электроэнергии на собственные нужды в основном определяется мощностью наиболее крупных потребителей, непосредственно связанных с ЯЭУ. Это циркуляционные насосы первого контура, конденсатные и питательные насосы (если они с электроприводом), главные насосы технического водоснабжения. Примерные значения расхода электроэнергии на эти потребители показаны в таблице 6.

Таблица 6 — Затраты электроэнергии на собственные нужды (1-?_сн, %)

В процессе эскизного проектирования ЯЭУ АЭС определены количество, мощность двигателя и коэффициент его загрузки для основных насосных агрегатов ЯЭУ — ЦНПК, КН 1-го и 2-го подъемов, ПН и ЦНГК. Для каждого из этих насосов можно определить мощность, потребляемую из сети:

Р_с = N_дв^ном K_з.дв / _дв, кВт. (29)

Общая мощность, потребляемая из сети на указанные насосы, определяется суммой полученных значений:

Р_с^сум = .(30)

Заметим, что если в составе ЯЭУ предусмотрены питательные насосы с паротурбинным приводом, то значение расхода электроэнергии на собственные нужды Р_сн существенно снизится, а значение _сн увеличится соответственно. Однако за счет примерно равноценного увеличения расхода пара в рабочем контуре на турбопривод ПН снизится _ЯЭУ^брутто. В результате увеличение _сн не приведет к равноценному увеличению экономичности установки.

Следует особо обратить внимание на способ охлаждения технической воды для принятой в расчет установки. Если принята оборотная система технического водоснабжения с градирнями или брызгальными устройствами, то техническая вода в каждом цикле использования прокачивается насосами дважды — через ГК и через водоохлаждающие устройства. Это требует увеличения затрат электроэнергии на функционирование системы технического водоснабжения. Расход прокачиваемой воды в обеих насосных станциях (станция подачи воды на ГК и станция подачи воды на водоохлаждающие устройства) практически одинаков. Анализ различных схем водоснабжения показывает, что и значения давлений насосов этих насосных станций можно считать одинаковыми. Поэтому приближенно, без существенных потерь точности оценочных расчетов, затраты электроэнергии на собственные нужды по статье технического водоснабжения можно оценить только по насосной станции главных конденсаторов, но в итоговой сумме общих затрат эту величину следует удвоить.

Затраты электроэнергии на другие потребители, которые не рассматривались детально, могут быть оценены приближенно с использованием ориентировочных данных, приведенных в таблице 6. Итоговая сумма затрат дает значение Р_сн. По зависимости (27) можно оценить значение _сн, а по (28) — значение КПД ЯЭУ нетто.

1. Абдулаев А. А., Пилипчук Б. Л., Сычев Е. Н. Основы проектирования ЯЭУ АЭС — Севастополь: СИЯЭиП, 2009.

2. Анализ динамики и структуры потребления электрической энергии в Украине в период с 1990 по 2007 годы — Государственная инспекция по энергетическому надзору за режимами потребления электрической и тепловой энергии (Госэнергонадзор) — Киев. 2008.

3. Аркадьев Б. А. Режимы работы турбоустановок АЭС. -М.: Энергоатомиздат, 1986.

4. Баркан Я. Д., Озеров Л. А. Автоматизация энергосистем. -М.: «Высшая школа», 2011.

5. Веллер В.H. Автоматическое регулирование паровых турбин. -М.: «Энергия», 2007.

6. Вукалович М. П., Hовиков И. И. Техническая термодинамика. 4-е изд.- М.: Энергия, 2008.

7. Гольба В. С., Белозеров В. И. Расчет проточной части паровых турбин/ Обнинский институт атомной энергетики.- Обнинск, 1990.

8. ГОСТ 12 139–84. Машины электрические вращающиеся. Ряды номинальных мощностей, напряжений и частот.

9. ГОСТ 8032–84. Предпочтительные числа и ряды предпочтительных чисел.

10. Дементьев Б. А. Ядерные энергетические реакторы. Изд.2-е. -М.: Энергоатомиздат, 2010.

11. Добыча и переработка урановых руд в Украине. Под ред. А. П. Чернова. Киев: «АДЕФ-Украина», 2011, 238 с.

12. Зезюлинский Г. С. Оценка прочностных характеристик элементов турбоагрегата.- Севастополь: СВВМИУ, 1984.

13. Зезюлинский Г. С. Проектирование паровой турбины для АЭС — Севастополь: СИЯЭиП, 2000.

14. Зинин А. И., Соколов В. С. Паровые турбины.- М.: Высшая школа, 1988.

15. Иванов В. А. Эксплуатация АЭС.- СПб.: Энергоатомиздат, 1994.

16. Кириллов И. И., Иванов В. А., Кириллов А. И. Паровые турбины и паротурбинные установки. -Л.: «Машиностроение», 1978.

17. Кирияченко В. А. Конструкция и системы ПТУ АЭС [Учебник и Альбом схем] - Севастополь: СИЯЭиП, 1998.

18. Кирияченко В. А., Пилипчук Б. Л. Сычев Е.Н. Основы теории ЯЭУ АЭС. Севастополь: СИЯЭиП, 2010, 208 с.