CRESTEREA EFICIENTEI SI REDUCEREA POLUARII IN TRANSPORTURI PRIN UTILIZAREA GRUPURILOR COGENERATIVE BINARE - EXPERIMENTE

1. Obiectivele cercetarii experimentale

Analizele preliminare realizate indica faptul ca radiatorul instalatiei de condensare este componenta grupului binar avand gabaritul si greutatea cele mai mari, suprafata de schimb de caldura a acestuia fiind de cel putin doua ori mai mare decat suprafata totala a schimbatoarelor de caldura ale CRGA. Sporul de greutate si gabarit datorat instalatiei de condensare alaturi de pierderile de apa pe care le presupune functionarea acesteia constituie principalele impedimente in procesul de adaptare a grupurilor binare ca sisteme de propulsie terestra. Din aceste considerente, instalatia de condensare constituie componenta grupului binar analizata in cadrul experimentelor.

In cadrul cercetarii experimentale, care a vizat instalatiile de condensare cu schimbator de caldura de suprafata (schema Heller), au fost urmarite urmatoarele obiective:

intensificarea schimbului de caldura (cresterea coeficientului global de schimb de caldura) in radiator in scopul reducerii suprafetei de schimb de caldura a acestuia; metodele experimentate au fost urmatoarele:

cresterea vitezei de circulatie a aerului prin radiator;

umidificarea aerului prin pulverizare de apa in curentul de aer, inaintea radiatorului;

stabilirea unei variante constructive care sa permita recuperarea, cu pierderi minime, a debitului de apa antrenat de curentul de aer (in cazul sistemului de racire cu picaturi);

evaluarea debitului de apa de pierderi atat in cazul sistemului de racire cu picaturi;

evaluarea consumului de energie necesar antrenarii aerului de catre ventilator.

2. Instalatia experimentala

In cadrul cercetarii experimentale s-a urmarit studierea procesului de cedare in mediul ambiant a caldurii latente pe care apa din instalatia de condensare a grupului binar o preia, in procesul de condensare, de la aburul evacuat din turbina. Realizarea obiectivelor prezentate in subcap. 1. a impus desfasurarea experimentelor in doua etape, fiecareia dintre acestea corespunzandu-i o varianta specifica de instalatie experimentala. In ambele variante, curentul de aer necesar racirii apei a fost furnizat prin intermediul unui tunel aerodinamic prevazut cu ventilator de 17 kW, la care au fost conectate instalatiile experimentale caracteristice etapelor. Variatia debitului/vitezei aerului se poate obtine prin actionarea unui siber.

Cele doua etape de experimentare si variantele corespunzatoare de instalatie sunt prezentate in continuare.

2.1.      Instalatie pentru analiza schimbului de caldura intensificat

prin cresterea vitezei de circulatie a aerului

In aceasta etapa experimentala s-a urmarit analizarea influentei vitezei de circulatie a aerului asupra coeficientului global de schimb de caldura al unui radiator si asupra consumului de energie datorat caderii de presiune pe acesta. Varianta constructiva de instalatie care a permis desfasurarea experimentelor in aceasta etapa a cercetarii este prezentata in fig. 1, din care lipsesc dispozitivul de pulverizare a apei (DP), dispozitivul de masurare a pierderilor de apa (DMCA) si tubul Anubar (TA), conectat cu tubul manometric diferential TU₂.

Temperaturile aerului inainte si dupa radiator sunt masurate cu ajutorul termocuplurilor TC₁, respectiv TC₂. Tubul manometric diferential TU₁ permite determinarea caderii de presiune a aerului pe radiator. Debitmetrul volumetric D permite determinarea debitului de apa. Incalzirea apei care urmeaza a fi racita in radiatorul Rad se realizeaza in vasul VI, cu ajutorul a trei termoplonjoare (TP₁, TP₂, TP₃) fiecare avand puterea termica de 1 kW. Circulatia apei este asigurata de pompa P, alimentata de la o sursa de curent continuu. Temperaturile apei la intrarea/iesirea in/din radiator se determina cu ajutorul termocuplurilor TC₄, tespectiv TC₁.

Suprafata totala de schimb de caldura a radiatorului este iar sectiunea de trecere a acestuia este .

2.2.      Instalatie pentru analiza schimbului de caldura in cazul

umidificarii aerului prin pulverizare de apa in curentul de aer

Intensificarea schimbului de caldura prin umidificarea aerului nu constituie o noutate, activitati de cercetare in aceasta privinta fiind desfasurate, in cadrul catedrei de Masini Termice si Termotehnica a Universitatii Tehnice “Gh. Asachi” din Iasi, inca dinainte de anul 1980 [29]. Studiul actual reprezinta o continuare a cercetarilor desfasurate anterior in catedra respectiva.

Schema instalatiei corespunzatoare acestei etape este prezentata in fig. 1. In fig. 2 este prezentata o fotografie a instalatiei. Componentele caracteristice acestei variante constructive sunt dispozitivul de pulverizare a apei (DP), dispozitivul de masurare a pierderilor de apa (DMCA) si tubul Anubar (TA), conectat cu tubul manometric diferential TU₂.

Ansamblul TA - TU₂ permite determinarea vitezei si, ulterior, a debitului de aer. Pentru citirea mai precisa a indicatiilor tubului manometric TU₂, acesta este inclinat sub un unghi α = 8˚ fata de planul orizontal.

Fig.1

Fig. 2.

Dispozitivul de masurare a consumului de apa (a debitului de apa pulverizat de DP) este compus din vasele V₁ (gradat), V₂ si V₃. La inceputul fiecarei determinari experimentale se noteaza nivelul apei in vasul V₁ (h_i). Cu ajutorul robinetului r₁ se regleaza debitul de apa introdus in V₂ astfel incat acesta sa fie cel putin egal cu debitul de apa pulverizata de DP. Ceea ce se urmareste practic este mentinerea nivelului apei in V₂ la valoarea maxima (pentru mentinerea constanta a presiunii apei la aspiratie), reducand la minim cantitatea de apa scursa din V₂ in V₃. Aceasta minimizare este necesara pentru

cresterea la maxim a intervalului de timp necesar umplerii lui V_2, deci a intervalului de timp in care se poate determina cantitatea de apa pulverizata, ceea ce echivaleaza cu obtinerea unei precizii maxime de determinare a debitului de apa pulverizata. La finalul fiecarei masuratori, apa scursa din V₂ in V₃ se recupereaza prin deschiderea robinetului r₂ si se reintroduce in V₁. Rezulta, astfel, nivelul final al apei in V₁ (h_f). Debitul volumic de apa aspirata se determina in functie de diferenta si de intervalul de timp τ_p (cronometrat) in care nivelul apei din vasul V₁ variaza de la h_i la h_f.

3. Etalonari

Instrumentele de masura care au necesitat etalonare sunt termocuplurile si tubul Anubar. Pentru stabilirera procedurilor de etalonare a acestor doua dispozitive, care sunt prezentate in continuare, au fost utile informatiile din [76] si [39].

3.1.      Etalonarea termocuplurilor

Termocuplurile utilizate sunt de tipul cromel-alumel. In cadrul procedurii de etalonare s-a folosit drept etalon un termometru de precizie ridicata, avand valoarea unei diviziuni de 0,1˚. Cele patru termocupluri si termometrul etalon s-au montat in capacul suport al unui vas plin cu apa (VE) astfel incat rezervorul termometrului si jonctiunile de lucru ale termocuplurilor sa fie foarte apropiate, evitand insa atingerea lor (a se vedea fig. 3). Aceasta distanta minima se impune pentru a se asigura preluarea informatiilor privind temperatura dintr-o zona cu gradienti termici cat mai mici - conditie absolut necesara pentru o etalonare corecta.

Fig. 3.

Cablurile de prelungire (compensatie) ale termocuplurior sunt conectate la aparatul de masura AMT, prevazut cu termostat. Acesta mentine constanta temperatura jonctiunilor de referinta ale termocuplurilor, eliminand erorile datorate variatiei temperaturii mediului ambiant. Pentru a verifica eficienta aparatului de masura termostatat, etalonarea s-a facut de doua ori, la doua temperaturi diferite ale mediului ambiant. Citirile au fost efectuate atat la cresterea cat si la descresterea temperaturii. Astfel, au fost trasate in total cate patru curbe de etalonare pentru fiecare termocuplu.

Incalzirea apei s-a realizat utilizand un termoplonjor (TP) cu puterea termica de 500 W. Pentru trasarea curbelor de etalonare la descresterea temperaturii, racirea s-a produs liber pana la aproximativ 30˚C. Temperaturile sub aceasta valoare au fost obtinute prin introducere de gheata in vasul VE.

Tabelele 1 si 2 prezinta citirile corespunzatoare celor doua temperaturi ale mediului ambiant. In ambele tabele, in prima coloana sunt date valorile indicate de termometrul etalon, iar coloanele 2 - 5, respectiv 6 - 9 prezinta indicatiile date de termocuplurile TC₁…TC₄ la cresterea, respectiv descresterea temperaturii.

Tabelul 1.      Citiri efectuate la temperatura mediului ambiant

Tabelul 2.      Citiri efectuate la temperatura mediului ambiant

Curbele de etalonarea a termocuplurilor, corespunzatoare valorilor din tabelele 1 si 2, sunt date in fig. Se observa ca toate cele 16 curbe practic se suprapun, ceea ce confirma eficienta termostatului aparatului de masura si permite stabilirea unei ecuatii comune de calcul a temperaturilor pentru cele patru termocupluri. Pentru stabilirea ecuatiei s-au luat in considerare valorile medii aritmetice (TC_m) ale indicatiilor celor patru termocupluri. Aceste valori si curba generala de etalonare sunt prezentate in fig. 5.

Formula dedusa pentru calculul a temperaturii este urmatoarea:

.               (1)

Fig.

Fig. 5.

Curba generata de valorile calculate ale temperaturii este cea reprezentata cu linie punctata in fig. 5. Relatia (1) aproximeaza curba t_TE = f(TC_m) cu o eroare maxima de 04%, atinsa atunci cand termometrul etalon indica 5˚C (valoarea minima masurata in procesul de etalonare). De altfel, precizia mai scazuta in determinarea temperaturii este o caracteristica a temperaturilor joase. Aceasta se datoreaza faptului ca, pe masura ce temperatura scade spre 0˚C, o zecime de grad reprezinta un procent tot mai important din valoarea temperaturii, deci o eroare de o zecime de grad determina o eroare procentuala tot mai mare. Pentru experimentele efectuate, domeniul de interes este cel al temperaturilor de peste 20˚C. Pentru aceste valori, eroarea maxima de aproximare a curbei t_TE = f(TC_m) este de 1,3%; intre valorile temperaturii determinate cu ajutorul termocuplelor si valorile indicate de termometrul etalon este o diferenta maxima de 4,8%.

3.2.      Etalonarea tubului Anubar

Tubul Anubar (TA) este alcatuit din doua tuburi, dintre care unul prevazut cu patru prize de presiune totala si montat perpendicular pe directia de curgere a aerului iar celalalt este dispus paralel cu directia curentului, cu orificiul spre aval (reprezentand priza de presiune statica).Viteza de curgere a aerului se resimte printr-o presiune diferentiala, citita la un tub manometric diferential (TU₂). Pentru cresterea preciziei de masurare, TU₂ a fost inclinat sub un unghi α = 8˚ fata de orizontala.

Aparatul de masura al vitezei aerului utilizat drept etalon este un anemometru cu palete axiale. Aparatul permite determinarea vitezei aerului cu precizie de pana la 1%.

Etalonarea tubului Anubar presupune stabilirea ecuatiilor matematice caracteristice curbelor de variatie a vitezelor de interes ale aerului in functie de diferenta de coloana de apa Δh₂ (masurata cu TU₂). Sunt doua viteze de interes si anume viteza in sectiunea tronsonului in care se afla plasat tubul Anubar (w_TA) si viteza prin radiator (w_{m rad}). Pentru etalonare se porneste ventilatorului instalatiei si se deschide treptat siberul; pentru fiecare pozitie a siberului se noteaza diferentele de coloana de apa Δh₁ (masurata cu TU₁) si Δh₂, valoarea vitezei masurata de anemometru (w_A) si valoarile indicate de TC₂ si TC₃. Pe tot parcursul etalonarii se verifica temperatura mediului ambiant (t_amb) cu termometrul etalon TE, utilizat si la etalonarea termocuplurilor. Valorile masurate ale acestor parametrii sunt date in coloanele 1 - 6 ale tabelului 3.

Tabelul 3.

Determinarea vitezelor w_TA si presupune cunoasterea densitatilor aerului in sectiunea de trecere a anemometrului (ρ_A), in sectiunea tronsonului in care se afla plasat tubul Anubar (ρ_TA) si a densitatii medii a aerului in radiator (). Pentru a putea calcula aceste densitati este necesara cunoasterea presiunilor si a temperaturilor aerului inainte si dupa radiator (p₃, t₃, respectiv p₂, t₂) precum si in sectiunea in care se afla plasat tubul Anubar (p_TA, t_TA).

Pe traseul aerului, suprapresiunea maxima pe care o poate realiza ventilatorul (precizata de producator) este de 300 mm H₂O (0,0294 bar). Aceasta suprapresiune, care reprezinta valoarea teoretica maxima posibila a caderii de presiune pe radiator, poate determina o variatie a densitatii de pana la 3%. In aceste conditii, pot fi facute urmatoarele estimari:

;   ,

unde Δp₁ reprezinta caderea de presiune pe radiator. Deoarece intre radiator si tubul Anubar nu exista rezistente locale iar pierderile liniare de presiune sunt practic nule, se admite.

Valorile temperaturilor t_TA si t₂ se calculeaza cu relatia (1), in functie de indicatiile termocuplurilor TC₃ (plasat in acest caz in amonte de tubul Anubar, intr-o sectiune apropiata) si TC₂. Urmarind valorile temperaturilor t_TA si t₂, date in tabelul 3, se constata o variatie foarte mica (maxim 0,21˚C) a temperaturii aerului intre sectiunile in care se masoara cele doua temperaturi. In acest caz, se poate face aproximarea t₃ = t₂.

Se pot determina acum, din ecuatiile de stare, densitatile ρ_A, ρ₃ si ρ_{m aer}:

, (2)

, (3)

respectiv

, (4)

in care:

p_A - presiunea in sectiunea de trecere a anemometrului; p_A = p₀ = 1,013 bar;

R_aer - constanta aerului; ;

T_amb - temperatura absoluta a mediului ambiant;

T_TA - temperatura absoluta in sectiunea in care se afla plasat tubul Anubar;

p_{m rad} - presiunea medie a aerului in radiator; ;

T_{m rad} - temperatura absoluta medie a aerului; ,

unde T₃ si T₂ sunt temperaturile absolute inainte/dupa radiator radiator.

Cunoscand sectiunea de trecere a anemometrului si sectiunea tronsonului in care este plasat tubul Anubar (311 mm 150 mm), din ecuatia de continuitate aplicata intre sectiunile S_A si S_TA

, (5)

rezulta

. (6)

In mod similar, se determina:

. (7)

Valorile rezultate ale vitezei sunt date in coloanele cu numarul 9 ale tabelelor 3 si In coloana 11 a tabelului 3 sunt date valorile vitezei .

Fig. 6.

Curbele de etalonare si w_{m rad} = f(Δh₂) sunt prezentate in fig. 6. Ecuatiile de etalonare a tubului Anubar, stabilite pe baza acestor curbe, sunt urmatoarele:

, (8)

. (9)

Valorile vitezelor calculate cu aceste relatii sunt date in coloanele cu numarul 8 si 10 ale tabelului 3. Curbele generate de aceste valori – si – sunt prezentate de asemenea in fig. 6, fiind trasate cu linii punctate.

Se observa profilul liniar al curbelor atunci cand Δh₂ > 10 mm H₂O. De aceea, prin extrapolare, se poate accepta validitatea relatiilor (8) si (9) si pentru viteze de peste 30 m/s, dar care nu depasesc exagerat aceasta valoare.

In cadrul experimentelor, diferenta de temperatura (intre temperaturile in sectiunea in care intereseaza valoarea vitezei, respectiv in sectiunea in care se preia informatia privind valoarea vitezei) nu mai poate fi neglijata. In acest caz, viteza aerului in radiator se corecteaza cu coeficientul

, (10)

viteza finala fiind

(11)

Metoda de cercetare experimentala

1.          Metoda caracteristica primei etape de cercetare experimentala

In aceasta etapa a cercetarii s-a analizat posibilitatea intensificarii transferului de caldura in cazul unui radiator prin cresterea vitezei aerului de racire. In acest scop, s-a urmarit trasarea unei curbe k_rad = f(w_rad), unde k_rad reprezinta coeficientul global de schimb de caldura al radiatorului, w_rad fiind viteza aerului prin radiator. Pe langa efectul dorit al imbunatatirii schimbului de caldura, cresterea vitezei aerului prezinta si dezavantajul cresterii consumului energetic al ventilatorul instalatiei datorat cresterii caderii de presiune pe radiator (e_rad). Pentru a analiza aceasta variatieeste necesara trasarea curbei e_rad = f(w_rad).

Modificarea vitezei aerului prin radiator s-a facut prin actionarea siberului de pe aspiratia ventilatorului. Pentru fiecare regim de viteza, determinarea parametrilor k_rad si e_rad a presupus masurarea temperaturilor apei la intrarea/iesirea in/din radiator (t₄, respectiv t₁), a temperaturilor aerului inainte/dupa radiator (t₃, respectiv t₂) si a debitului de apa. Temperaturile t₁…t₄ au fost determinate cu ajutorul termocuplurilor TC₁…TC₄ (fig. 1), aplicand relatia (1). Debitul volumic de apa s-a determinat simplu, cu relatia

, (12)

in care V_i si V_f sunt valorile citite pe cadranul debitmetrului volumetric D la inceputul, respectiv sfarsitul fiecarei experiente, iar τ este timpul scurs intre cele doua citiri, exprimat in secunde.

In continuare, au fost determinate entalpiile apei si aerului in punctele de masurare, densitatile aerului in punctele de masurare si densitatile medii (corespunzatoare temperaturilor si presiunilor medii pe circuitele de apa si aer).

Procedura de calcul a densitatii medii (ρ_{m apa}) si a entalpiilor apei (i₄ - intrarea in radiator, i₁ - iesirea din radiator) este cea utilizata si in cazul subrutinei APA, descrisa in subcap. 3.3.2. Deoarece P este o pompa de circulatie (variatiile densitatii si entalpiei apei la variatii mici ale presiunii sunt nesemnificative - sub 0,05% atunci cand presiunea variaza de la 1 bar la 2 bar), in toate calculele efectuate s-au adoptat .

Asa cum s-a precizat in subcap. 3.2, variatia densitatii, pe traseul aerului, este de maxim 3%. Variatia entalpiei este de maximum 0,6 %. In aceste conditii, pentru determinarea entalpiilor aerului s-a utilizat formula

, (13)

din [62] in care valorile coeficientilor a_n sunt urmatoarele:

Aplicand ecuatia de stare in punctul 2, se determina densitatea aerului dupa radiator:

. (14)

Densitatea aerului inainte de radiator si densitatea medie a aerului se calculeaza cu relatiile (3) si (4). Se mentioneaza ca, de aceasta data, nu este valabila egalitatea .

In continuare, se determina cantitatea de caldura cedata si diferenta de temperatura medie logaritmica, relatiile de calcul fiind urmatoarele:

, (15)

respectiv

. (16)

Semnificatiile marimilor care intervin in aceste relatii de calcul sunt urmatoarele:

- debitul masic de apa prin radiator, in kg/s;

ρ_{m apa}    - densitatea medie a apei, in kg/m³;

;

.

Se poate determina acum coeficientul global de schimb de caldura:

. (17)

Calcului vitezei aerului prin radiator presupune cunoasterea debitului masic de aer. Acesta se calculeaza cu formula

. (18)

Viteza aerului prin radiator rezulta din formula

. (19)

Puterea consumata de ventilator datorita radiatorului se calculeaza cu relatia

, (20)

in care η_v este randamentul ventilatorului; in cazul de fata, .

Consumul energetic datorat caderii de presiune pe radiator este dat de raportul

(21)

Cunoscand valorile parametrilor k_rad si e_rad corespunzatoare fiecarui regim de viteza, se pot trasa curbele propuse - k_rad = f(w_rad), respectiv e_rad = f(w_rad).

2.          Metoda de cercetare experimentala caracteristica etapei a doua

In aceasta etapa s-au analizat influentele vitezei aerului prin radiator (w_rad) si a concentratiei de apa pulverizata in aer, definita ca

[kg apa/kg aer uscat], (22)

asupra coeficientului global de schimb de caldura al radiatorului. Parametrii si din relatia (22) reprezina debitul de apa pulverizata, respectiv debitul de aer uscat, in kg/s.

Pentru aprecierea schimbului de caldura, s-a urmarit trasarea curbelor k_rad = f(w_rad) la diferite valori ale lui ψ, respectiv k_rad = f(ψ) pentru valori diferite ale lui w_rad. S-a avut in vedere, de asemenea, trasarea curbei e_rad = f(w_rad).

Pentru un anumit debit de aer uscat, modificarea lui ψ se obtine prin modificarea nivelului h₀ al apei aspirate de dispozitivul de pulverizare DP (a se vedea fig. 1).

Parametrii caracteristici circuitului de apa (, , i₄, i₁, ρ_{m apa}, Q_c), Δt_lg si k_rad au fost determinati in acelasi mod ca si in prima etapa de experimentare. Trebuie facuta mentiunea ca, in aceasta a doua etapa, t₂ si t₃ sunt temperaturi ale aerului umed.

Pe langa Δh₁ si t₁…t₄, masurate si in prima etapa, in etapa a doua se masoara si diferentele de coloana de apa Δh₂ si Δh₄; de asemenea, se cronometreaza intervalul de timp τ_p in care se produce diferenta de nivel Δh₄ a apei din vasul V₁. Acesti trei parametrii permit stabilirea consumului de apa al instalatiei (a debitului de apa pulverizata) si a vitezei w_rad.

Modul de determinare a debitului volumic de apa pulverizata este prezentat in subcap. 2.2. Valorile acestui parametru se obtin cu ajutorul formulei

, (23)

unde este volumul corespunzator unui milimetru de coloana de apa din vasul V₁.

Debitul masic de apa pulverizata este dat de expresia

, (24)

in care reprezinta densitatea apei pulverizate, corespunzatoare unei temperaturi temperaturii medii de 26˚C, mentinuta aproximativ constanta pe parcursul experimentelor.

Datorita diferentelor de temperatura mai mici de un grad (maxim 0,761 in tabelul 3 - valoare corespunzatoare unei variatii de densitate sub 0,3%), densitatea aerului in sectiunea S_TA se exprima astfel:

. (25)

Cunoscand si viteza w_TA, calculata cu formula (8), se pot determina debitul volumic de aer in sectiunea S_TA

(26)

si debitul masic de aer uscat:

. (27)

Este acum posibila determinarea parametrului ψ, dat de relatia (22). Valoarea maxima a lui ψ obtinuta in cadrul experimentelor este 3,24∙10^-3 kg_apa/kg_aer, ceea ce indica faptul ca, din punct de vedere al debitului volumic (de care depinde viteza), prezenta apei pulverizate practic nu conteaza. Aceasta afirmatie este sustinuta de faptul ca oprirea pulverizarii nu a determinat modificarea valorilor diferentelor de coloana de apa Δh₁ (care determina w_rad) si Δh₂ (in functie de care se calculeaza w_TA) la nici nici unul din regimurile de functionare analizate. Prin urmare, w_rad se determina in functie de Δh₁, ca viteza a aerului uscat. Relatiile de calcul utilizate sunt (9), (10) si (11).

Puterea consumata de ventilator datorita radiator se calculeaza cu formula

, (28)

in care este densitatea aerului uscat corespunzatoare valorilor medii p_{m rad} si T_{m rad}; se calculeaza cu relatia (4). Consumul energetic e_rad este dat de raportul (21).

5. Rezultatele experientelor si interpretarea lor

5.1.      Rezultate obtinute in prima etapa de experimentare

Atat valorile masurate direct cat si cele calculate in prima etapa a cercetarii experimentale sunt date in tabelul Desi prezentarea parametrilor masurati si calculati in aceasta etapa precum si a metodicii de calcul a fost facuta in subcapitolele 2.1 si 1, pentru urmarirea cu usurinta a datelor experimentale se impune o prezentare succinta a parametrilor prezentati in tabelul

Parametrii masurati, in ordinea din tabel, sunt:

Δh₁ - caderea de presiune pe radiator [mm H₂O];

TC₁ - indicatia termocuplului plasat la iesirea din radiator, pe circuitul de apa;

TC₂ - indicatia termocuplului plasat dupa radiator, pe circuitul de aer;

TC₃ - indicatia termocuplului plasat inainte de radiator, pe circuitul de aer;

TC₄ - indicatia termocuplului plasat la intrarea in radiator, pe circuitul de apa,;

V_i - valoarea indicata de debitmetrul volumetric de apa la inceputul experientei [m³];

Tabelul

Fig. 7.

Fig. 8.

V_f - valoarea indicata de debitmetrul volumetric de apa la sfarsitul experientei [m³];

τ - timpul scurs intre indicatiile V_i si V_f ale debitmetrului volumetric de apa [s].

Parametrii calculati sunt urmatorii:

t₁…t₄ - temperaturile corespunzatoare indicatiilor termocuplurilor TC₁…TC₄ [˚C];

- debitul masic de apa [kg/s];

Q_c - cantitatea de caldura cedata de apa [kW];

k_rad - coeficientul global de schimb de caldura [W/m²∙K];

k_{c rad} - coeficientul global de schimb de caldura dat de subrutina RADIATOR [W/m²∙K];

p₃ - presiunea aerului inainte de radiator [bar];

i₂ - entalpia aerului inainte de radiator [kJ/kg];

i₃ - entalpia aerului dupa radiator [kg/m³];

- debitul masic de aer [kg/s];

w_rad - viteza aerului prin radiator [m/s];

P_c - puterea consumata de ventilator datorita caderii de presiune pe radiator [kW];

e_rad - puterea specifica consumata de ventilator [kJ/kg aer].

Pe baza datelor din tabelul 4 au fost trasate graficele prezentate in fig. 7 si 8. Curbele de variatie reprezentate in aceste figuri au evolutiile preconizate: cresterea vitezei w_rad conduce la imbunatatirea schimbului de caldura (k_rad creste - fig. 7) dar si la cresterea caderii de presiune pe radiator (Δh₁ creste), ceea ce determina cresterea consumului energetic al ventilatorului (P_c si e_rad cresc - fig. 8). Valorile lui k_{c rad}, calculate de subrutina RADIATOR in functie de viteza si temperaturile masurate, corespunzatoare fiecarui regim, sunt foarte apropiate de valorile lui k_rad obtinute experimental. Diferentele, calculate cu relatia

, (29)

sunt de maxim 5%. Diferenta medie, pentru toate cele 16 regimuri experimentate, este de 1,62%.

In cazul configuratiei 6, in punctul caracterizat de randamentul maxim obtinut in cadrul cercetarii analitice, valoarea debitului specific de aer necesar racirii apei din radiator este de de energie produsa. Regimul optim din punct de vedere al schimbului de caldura (descris de valoarea maxima ), dintre cele analizate experimental, este caracterizat de viteza maxima si (de asemenea, valoare maxima). Rezulta ca, la acest regim, radiatorul determina un consum de 1 kW pentru fiecare 30 kW produsi de grupul binar, ceea ce inseamna o scadere a randamentului de 3,3%. In cazul regimului caracterizat de viteza minima , consumul specific de putere datorat radiatorului este . In acest caz, radiatorul determina un consum de 1 kW la 547,7 kW produsi de grup, ceea ce inseamna reducerea randamentului cu 0,18%.

Cele doua regimuri discutate reprezinta situatiile extreme experimentate. Ceea ce rezulta in urma analizei este ca o crestere de 3,3 ori a vitezei (de la 12,89 m/s la 42,52 m/s) determina o crestere de 2,1 ori a lui k_rad (de la 91,07 W/m²∙K la 187,39 W/m²∙K) cu pretul cresterii consumului energetic datorat radiatorului de 18,3 ori, de la 0,128 kJ/kg aer (corespunzand unei reduceri a randamentului global cu 0,18%) la 2,33 kJ/kg aer (corespunzand unei reduceri a randamentului global cu 3,3%).

5.2.      Rezultate obtinute in etapa a doua de experimentare

Valorile masurate si cele calculate in aceasta etapa sunt prezentate in tabelul 5. Parametrii masurati, in ordinea din tabel, au urmatoarele semnificatii:

Δh₁ - caderea de presiune pe radiator [mm H₂O];

Δh₂ - caderea de presiune pe tubul Anubar [mm H₂O];

Δh₄ - diferenta de coloana de apa corespunzatoare consumului de apa pulverizata [mm H₂O];

τ_p - timpul de pulverizare corespunzator diferentei de coloana de apa Δh₄ [s];

TC₁ - indicatia termocuplului plasat la iesirea din radiator, pe circuitul de apa,;

TC₂ - indicatia termocuplului plasat dupa radiator, pe circuitul de aer;

TC₃ - indicatia termocuplului plasat inainte de radiator, pe circuitul de aer;

TC₄ - indicatia termocuplului plasat la intrarea in radiator, pe circuitul de apa,;

t_amb - temperatura mediului ambiant [˚C];

V_i - valoarea indicata de debitmetrul volumetric de apa la inceputul experientei [m³];

V_f - valoarea indicata de debitmetrul volumetric de apa la sfarsitul experientei [m³];

τ - timpul scurs intre indicatiile V_i si V_f ale debitmetrului volumetric de apa [s].

Tabelul 5.

Tabelul 5 – continuare

Tabelul 5 – continuare

Tabelul 5 – continuare

Fig. 9.

Fig. 10.

Parametrii calculati sunt urmatorii:

t₁…t₄ - temperaturile corespunzatoare indicatiilor termocuplurilor TC₁…TC₄ [˚C];

- debitul masic de apa prin radiator [kg/s];

- debitul masic de apa pulverizata [kg/s];

Q_c - cantitatea de caldura cedata de apa [kW];

k_rad - coeficientul global de schimb de caldura [W/m²∙K];

p₃ - presiunea aerului inainte de radiator [bar];

- debitul masic de aer uscat [kg/s];

ψ - concentratia de apa pulverizata in aer [kg apa/kg aer uscat];

w_rad - viteza aerului prin radiator [m/s];

P_c - puterea consumata de ventilator datorita caderii de presiune pe radiator [kW];

e_rad - puterea specifica consumata de ventilator [kJ/kg aer].

Pe baza datelor din tabelul 5 au fost reprezentate curbele de variatie , trasate pentru valori multiple ale vitezei w_rad (fig. 9). Se observa ca, indiferent de viteza, exista o valoare optima a lui ψ (ψ_opt), careia ii corespunde o valoare optima a lui k_rad (k_{rad opt}). La viteze mici, ψ_opt este valoarea limita de la care cresterea importanta a lui ψ determina o variatie nesemnificativa a lui k_rad. La viteze mari, ψ_opt corespunde valorii maxime k_{rad max}.

Fig. 9 indica, de asemenea, ca prin cresterea lui w_rad se obtin cresterea lui k_{rad max} si scaderea lui ψ_opt. Aceasta evolutie este avantajoasa deoarece inseamna intensificarea schimbului de caldura odata cu reducerea consumului de apa. Astfel, valoarea maxima , obtinuta in etapa a doua, corespunde vitezei maxime a aerului atinse in radiator si optimului minim . Rezulta ca, pentru grupul binar de randamentul maxim, caracterizat de un debit specific de aer necesar racirii apei din radiator de de energie produsa, consumul specific de apa este 1,04∙10^-5 kg apa/kJ de energie produsa. Pentru un grup binar de 150 kW, rezulta un consum efectiv de apa pentru pulverizare de . Tinand cont de avantajele tehnico-economice datorate intensificarii schimbului de caldura prin radiator (economie de material, masa si gabarit reduse ale radiatorului, deci ale instalatiei) acest consum de apa este nesemnificativ. Din pacate, datorita vitezei mari, caderea de presiune pe radiator este mare (290 mm H₂O), ceea ce determina un consum energetic ridicat al ventilatorului: (fig. 10). In cazul grupului cu performante optime rezulta o reducere a randamentului cu 4,3%.

Consumul energetic minim () corespunde, evident, vitezei minime ; in acest caz, punctul optim de pe curba de viteza constanta (fig. 9) este descris de si . Reducerea de randament a grupului binar optim ca performante, impusa de radiator, scade la 1,47%, iar consumul specific de apa pentru pulverizare devine 3,64∙10^-5 kg apa/kJ de energie produsa. Pentru un grup binar de 150 kW, se ajunge la un consum efectiv de apa pentru pulverizare de . Deoarece k_rad obtinut inacest caz este de 1,6 ori mai mare decat cel determinat in prima etapa, in absenta pulverizarii apei si pentru aceeasi viteza w_rad (cand ), se poate afirma ca si acest ultim consum de apa este acceptabil.

6. Concluzii asupra experientelor efectuate

Diferentele mici intre valorile coeficientului global de schimb de caldura determinate experimental (k_rad) si cele date de subrutina RADIATOR (k_{c rad}) valideaza atat procedura de calcul a suprafetelor de schimb de caldura dezvoltata in cadrul programelor din pachetul BINAR cat si metodica de experimentare caracteristica primei etape.

Rezultatele obtinute in cea de a doua etapa de experimentare confirma faptul ca pulverizarea apei in curentul de aer permite cresterea semnificativa a coeficientului global de schimb de caldura (de 1,5 1,65 ori pentru aceeasi valoare a lui w_aer). Rezultatul este reducerea considerabila a suprafetei de schimb de caldura a radiatorului, care compenseaza, atat din punct de vedere tehnic (reducerea masei si a gabaritului instalatiei) cat si economic (costuri mai mici, datorita economiei de material), neajunsul pe care il reprezinta consumul de apa. Pierderile energetice datorate caderii de presiune pe radiator sunt similare celor determinate in absenta pulverizarii, in prima etapa de cercetare experimentala.

Capitolul 5 - CONCLUZII

Se reaminteste faptul ca, pana in prezent, grupurile binare sunt folosite in domeniul transporturilor doar pentru propulsia navala. In cadrul grantului, cercetarile s-au concentrat asupra posibilitatilor de utilizare a grupurilor binare in domeniul transportului terestru - feroviar si auto.

Rezultatele activitatii de cercetare teoretica si experimentala desfasurata in cadrul grantului conduc la formularea urmatoarelor concluzii:

1. Diferentele mici, de maxim 2,28%, intre valorile date in literatura de specialitate pentru parametrii de estimare a performantelor grupurilor binare operative si valorile estimate prin metoda de calcul ce sta la baza programelor din pachetul BINAR certifica validitatea acestei metode.
2. Toate cele sase scheme termodinamice analizate permit realizarea unor grupuri binare cu performante superioare motoarelor diesel actuale de puteri echivalente.
3. Performantele grupurilor binare de transport terestru nu pot egala performantele grupurilor binare industriale de puteri mari, de ultima generatie; acest fapt se datoreaza in principal valorilor foarte ridicate ale temperaturii T_T (pana la 1700 K) la care lucreaza TMG de puteri mari, de ultima generatie si presiunilor p_satC foarte scazute (pana la 0,04 bar) la care opereaza sistemele de condensare conventionale, cu turn de racire.
4. In cazul grupurilor binare cu postcombustie (schemele termodinamice 2 si 4) eficienta maxima a procesului de postcombustie se obtine atunci cand temperatura la sfarsitul acestui proces are valoarea minima care permite producerea aburului la parametrii maximi admisi; in conditiile prezentului studiu, valoarea optima a temperaturii de postcombustie este 950 K.
5. Punctul optim de proiectare al unui TMG la functionarea in cadrul unui grup binar nu este totdeauna acelasi ca si in cazul functionarii independente.
6. Atat performantele maxime cat si gabaritul minim al radiatorului se obtin in cazul schemei termodinamice 6 (grup binar avand TMG cu recuperator si TMA cu doua trepte de presiune a aburului - v. fig. 3.2b), atunci cand t_ai, ε si Δt_rec au valorile minime luate in calcul., anume , si ; aceste valori descriu si punctul optim de proiectare al TMG in cazul functionarii independente.

7.     Diferentele mici intre valorile coeficientului global de schimb de caldura determinate experimental si cele date de subrutina RADIATOR valideaza atat procedura de calcul a suprafetelor de schimb de caldura utilizata in programele de calcul BINAR, cat si metodica de experimentare caracteristica primei etape.

8.     Utilizarea sistemului de condensare Heller, in conditiile analizei teoretice efectuate, permite utilizarea grupurilor binare pentru propulsia feroviara, precum si pentru propulsia autovehiculelor grele.

9.     Cresterea vitezei w_rad de la 8 m/s (valoare considerata in calculele efectuate cu programele din pachetul BINAR) la 24,55 m/s (valoarea minima obtinuta in etapa a doua de experimentare) determina cresterea lui k_rad de la 67,2 W/m²∙K la 136,5 W/m²∙K, ceea ce conduce la reducerea suprafetei specifice S_{R sp} de la 0,446 m²/kW la 0,228 m²/kW. Masa si volumul radiatorului instalatiei de condensare a unui grup binar de 100 kW s-ar reduce de la 174 kg / 0,4 m³ (v. subcap. 3.5) la 89 kg / 0,2 m³, valori care creeaza inca dificultati, dar pot fi acceptate in cazul unui automobil. Dupa cum s-a aratat in subcap. 5.2, viteza w_rad = 24,55 m/s determina reducerea cu 1,47% a randamentului global al grupului binar, care devine 45,7%. Dar, chiar si acest randament este superior motoarelor diesel de ultima generatie, de putere egala.

10.  In cazul pulverizarii apei in curentul de aer de racire, pierderile energetice datorate caderii de presiune pe radiator sunt similare celor determinate in absenta pulverizarii, in prima etapa de cercetare experimentala.

11.  Rezultatele obtinute in cea de a doua etapa de experimentare confirma faptul ca pulverizarea apei in curentul de aer permite cresterea semnificativa a coeficientului global de schimb de caldura (de 1,5 1,65 ori pentru aceeasi valoare a lui w_aer). Astfel, daca pe langa cresterea vitezei aerului la 24,55 m/s se apeleaza si la pulverizarea apei in curentul de aer, se ajunge la situatia in care k_rad = 221,51 W/m²∙K si consumul de apa este 3,64∙10^-3 kg/s = 13,1 kg/h. In acest caz,      S_{R sp} = 0,135 m²/kW; pentru un grup binar de 100 kW rezulta reduceri ale masei si volumului radiatorului pana la 52,7 kg / 0,12 m³. Asadar, pulverizarea permite reducerea masei si a gabaritului radiatorului cu aproximativ 40%. Metoda presupune, insa, un consum de apa care nu poate fi neglijat. Daca se are in vedere o autonomie de 5 ore de functionare a grupului binar, se impune utilizarea unui rezervor de apa de aproximativ 65 litri, care anuleaza avantajul datorat reducerii masei totale a radiatorului (masa metalica + apa continuta in radiator) si chiar introduce un spor de greutate de 36,3 kg. Pe ansamblu, metoda este avantajoasa atat din punct de vedere economic - prin economia de material realizata – cat si, mai ales, din punct de vedere al incadrarii in limitele de gabarit admise pentru sistemul de propulsie al unui automobil: avantajul reducerii considerabile a gabaritului radiatorului este mult mai important decat neajunsul pe care il reprezinta prezenta rezervorului de apa de adaos, amplasarea acestuia pe automobil fiind mult mai putin pretentioasa si mai usor de realizat. De altfel, consumul de apa constituie un neajuns doar in prima jumatate a intervalului de timp care reprezinta autonomia automobilului: pe masura ce automobilul se deplaseaza, masa sa se reduce treptat pe masura ce apa este pulverizata; dupa pulverizarea a 36,3 kg de apa (diferenta masica intre variantele fara/cu pulverizarea apei), automobilul devine la fel de greu ca si in cazul in care pulverizarea lipseste. Din acest punct si pana la golirea rezervorului de apa avantajul masic al variantei cu pulverizarea apei este din ce in ce mai important.

12.  Varianta de instalatie de condensare cu pulverizarea apei in curentul de aer de racire nu poate fi adoptata in cazul in care automobilul este exploatat in zone cu resurse limitate de apa; in acest caz, solutia optima pentru reducerea gabaritului radiatorului este cresterea vitezei aerului prin radiator. Aceasta crestere este insa limitata de valorile minime ale randamentului global care justifica utilizarea grupurilor binare in locul motoarelor diesel.

Concluziile prezentate mai sus certifica aprecierea ca, prin activitatea desfasurata si prin rezultatele obtinute, au fost respectate si indeplinite obiectivele propuse la inceperea activitatii de cercetare in cadrul grantului.

PERSPECTIVE DE DEZVOLTARE A GRUPURILOR COGENERATIVE BINARE DE TRANSPORT

In toate estimarile realizate in cadrul grantului, pentru parametrii grupului binar care influenteaza randamentul si consumul specific de combustibil (temperatura dupa camera de ardere a TMG - T_T; parametrii aburului viu - p_abM, T_abM; randamentul comprimarii - η_c; randamentele interioare ale turbinelor cu gaze - h_i1 h_i2; randamentul interior al turbinei cu abur - h_ab), nu au fost adoptate valori care sa conduca la dificultati tehnologice. Se prognozeaza ca valorile limita actuale ale acestor parametrii vor creste in viitorul apropiat, datorita materialelor de ultima generatie aparute si a noilor tehnologii de fabricatie. Aceasta va conduce la cresterea randamentului global η si la reducerea corespunzatoare a consumului specific de combustibil, cu efecte semnificative asupra avantajelor economice. Asfel, in cazul in care si (valorile tuturor celorlalti parametrii fiind neschimbate), valorile indicatorilor de performanta corespunzatori schemei termodinamice 6 se imbunatatesc considerabil. Asa cum s-a aratat in subcap. 3.6, atat performantele maxime ale grupului binar cat si gabaritul minim al radiatorului instalatiei de condensare se obtin atunci cand t_ai, ε si Δt_rec au valorile minime luate in calcul, anume , si . In acest caz, in punctul de perfomante maxime se obtin valorile:

; ;

; .

Se observa ca, pe langa imbunatatirea performantelor (cresterea randamentului cu 3,3% si reducerea consumului de combustibil cu 15 g/kWh), rezulta si reducerea gabaritului radiatorului instalatiei de condensare (S_{R sp} se reduce cu 14%), cu efecte directe asupra gabaritului intregului grup binar.

Asa cum s-a aratat in subcap. 3.5, performantele grupurilor binare analizate sunt superioare motoarelor diesel actuale de puteri echivalente dar inferioare performantelor grupurilor binare industriale de puteri mari, de ultima generatie. Acest fapt se datoreaza valorilor foarte ridicate ale temperaturii T_T (pana la 1700 K) la care lucreaza TMG de puteri mari de ultima generatie, dar mai ales presiunilor p_satC foarte scazute (pana la 0,04 bar) la care opereaza sistemele de condensare conventionale, cu turn de racire, utilizate in cazul grupurilor binare industriale. Posibilitatea realizarii grupurilor binare pentru propulsie terestra avand in componenta instalatii de condensare cu sistem de racire cu suvite (“turn de racire” mobil) se impune, asadar, ca o directie de cercetare prioritara in dezvoltarea ulterioara a studiilor privind utilizarea grupurilor binare in transportul terestru. Pe langa avantajul major al cresterii performantelor, perspectiva utilizarii unor astfel de instalatii de condensare in cadrul grupurilor binare pentru propulsie terestra este cu atat mai atractiva cu cat presupune absenta radiatorului (componenta cea mai voluminoasa a grupului binar), ceea ce ar conduce la diminuarea considerabila a gabaritului sistemului de propulsie, pe ansamblu.

Bibliografie

1.        Abbot J.W., Baham G.J., COGAS - a new look at Naval Propulsion, Naval Engineering, October 1974

2.        Aldea M. s.a., Cazane de abur si recipiente sub presiune - indrumator, Ed. Tehnica, Bucuresti, 1972

3.        Alexe F., Cenusa V., Marculescu C., Ene M., Optimizarea centralelor electrice de medie putere cu ciclu combinat abur-gaze, Producerea, transportul si distributia energiei electrice si termice, nr.10, 2000

4.        Artenov G.A, Boikov V.P., Lisov V.I., Sudovie gazoturbinie ustanovki, L. Sudostroenie, 1978

5.        Bajenov G.V., Romanov V.I., Lisov V.I., Sudovaia gazoturbinnaia ustanovka, M - 25, Movskoi flot, 1976 nr. 9

6.        Bannister R.L., Newby R.A., Yang W.C., Final report on the Development of a Hydrogen-Fueled Combustion Turbine Cycle for Power generation, Transactions of the ASME, vol. 121, January 1999

7.        Balanescu D.T., Dragomir-Stanciu D., Possibilities to Use the Binary Cogenerative Units as Terrestrial Propulsion Systems, Proceedings of the 35^th International Scientific Symposium of METRA, Vol. II, Bucuresti, 27-28 mai 2004

8.        Balanescu D.T., Homutescu M.V., Small Scale Combined Cycle Units - Clean Power Systems for Terrestrial Propulsion, Proceedings of the 3^rd International Conference on Electrical and Power Engineering, Tom L (LIV) Fasc. 5C, Iasi, oct. 2004

9.        Balanescu D.T., Dragomir-Stanciu D., The Performances of a Small Scale Combined Cycle Unit with Low Water Consumption, XXXVI. Kraftwerkstechnisches Kolloquium, Tagungsband II, Dresden, 19- 20 oct. 2004

10.     Balanescu D.T., Dragomir-Stanciu D., Binary Cogenerative Units for Terrestrial Propulsion: A Theoretical estimation of the Performances and Size, Proceedings of the 5^th International Colloquium „FUELS”, Esslingen, ian. 2005

11.     Balanescu D.T., Analysis of the Gas Turbine Inlet Temperature Influence over the Performances of a Small Scale Combined Cycle Mobile Unit Based on a Gas Turboengine with Recuperator, Proceedings of the 1^st International Conference on Thermal Engines and Environmental Engineering, Fasc. IV, Galati, iunie 2005

12.     Balanescu D.T., The Influence of the Temperature Difference on Recuperator over the Performances of a Small Scale Combined Cycle Unit for Terrestrial Propulsion, Proceedings of the 1^st International Conference on Thermal Engines and Environmental Engineering, Fasc. IV, Galati, iunie 2005

13.     Balanescu D.T., Manolache G., Homutescu V.M., Small Scale Combined Cycle Mobile Unit with Postcombustion Chamber and Based on a Gas Turboengine with Heat Exchanger: Performance Estimation, Proceedings of the 5^th International Conference on Electromechanical and Power Systems - SIELMEN 2005, Vol. I, Chisinau, oct. 2005.

14.     Balanescu D.T., Homutescu V.M., Small Scale Combined Cycle Mobile Unit with postcombustion and Based on a Regenerative Gas Cycle, Proceedings of the International Conference Trans & MOTAUTO’05+, Veliko-Tarnovo, nov. 2005

15.     Bettocchi R., Cantore G., Montenegro G.N., A. Peretto, Performance Optimization In Hybrid Plants with Two Pressure Levels Combined Cycles, Integrated with Geotermal Sources, Florence World Energy Research Symposium, 1994

16.     Boissenin Y., Combined Cycle Power Plants:A Practical Guide to the Right Choice, 3^rd International Symposium on Turbomachinery, Combined-Cycles Technologies and Cogeneration, Nisa, 1989

17.     Boland O., A Comparative Evaluation Of Advanced Combined Cycle Alternatives, ASME Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, vol. 113, pp 190-197

18.     Bong D., Combined Cycle Advantages, http://www.visionengineer.com/mech/ccadvantages.shtml

19.     Burducea C. s a., Centrale nuclearoelectrice de putere mare, Ed. Tehnica, Bucuresti, 1974

20.     Cantemir C.G., Hubert C., Rizzoni G., Ursescu G., High-power High-speed Road Train System, International Truck and Bus Meeting and Exhibition, SAE 2003-01-3380, Ft. Worth, Texas, November 2003

21.     Cantuniar C., Turbomasini termice, Ed. Matrix Rom, Bucuresti, 1998

22.     Carabogdan G. s.a., Instalatii termice industriale, Ed. Tehnica, Bucuresti, 1978

23.     Catina J.L., Fortune H.J., Soroka G.E., Repowering Chesterfield 1 and 2 with combined cycle, Transactions of ASME, 110, 214-299, 1988

24.     Carlanescu C., Ursescu D., Manea I., Turbomotoare de aviatie - Aplicatii industriale, Ed. Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 1997

25.     Cerri G., Parametric Analysis of Combined Gas, Steam Cycles, Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, January 1987

26.     Chiesa P., Consonni S., Shift Reactors and Physical Absorption for Low - CO₂ Emissions IGCC, ASME Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, vol. 121, April 1999

27.     Cohen H., Rogers G.F.C., Saravanamuttoo H.I.H., Gas Turbine Theory, 4th Edition, Longman Group Limited 1996

28.     Consonni S., Larson E.D., Biomass-Gasifier/Aeroderivative Gas Turbine Combined Cycles. Part B: Performance Calculations and Economic Assessment, ASME Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, vol. 118, 1996

29.     Costin D., Contributii la studiul schimbatoarelor de caldura cu pelicula de lichid, Teza de doctorat, Iasi, 1980

30.     Creta G., Curs de turbine cu abur, vol. I, Ed. I.P.Timisoara, 1975

31.     Creta G., Turbine cu abur si gaze, Ed. Tehnica, Bucuresti, 1996

32.     Davidescu A., Muncica H., Schimbul de caldura in instalatiile industriale, Ed.Tehnica, Bucuresti, 1971

33.     Dechamps P.J., Advanced Combined Cycle Alternatives with the Latest Gas Turbines, ASME Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, vol. 120, January 1998

34.     DeMoss T.B., They’re Here (almost): The 60% Efficient Combined Cycle, Power Engineering, July 1996

35.     Dinculescu C. s.a., Analiza termodinamica a schemelor centralelor electrice, Ed. Acad. RSR, Bucuresti, 1967

36.     Finckh H.H., Pfost H., Development Potential of Combined-Cycle (GUD) Power Plants with and without Supplemetary Firing, Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, October 1992

37.     Frutschi H. U., Control Methods for Cogeneration with Gas Turbines and Combined Cycles, International Symposium of Turbomachinery, Combined-Cycles Technologies and Cogeneration, Montreaux, 1987

38.     Gheorghiu St., Cazane de abur, Ed. Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 1966

39.     Giurca V., Bazele cercetarii experimentale a masinilor termice, vol. I, II, Ed. Rotaprint, Iasi, 1992

40.     Grecu T., Turbine si turbocompresoare, vol. I, Ed. Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 1965

41.     Grecu T., Cirdu M., Nicolau I., Turbine cu abur, Ed. Tehnica, Bucuresti, 1976

42.     Gurevici A.M, Gazoturbinnii naduv sudovih parogeneratorov, Ed. Sudostroenie, 1978

43.     Gusso R., Pucci M., Sabella D., Combined Cycles with or without Cogeneration for Small Plants, 3^rd International Symposium of Turbomachinery, Combined-Cycles Technologies and Cogeneration, Nisa, 1989

44.     Horlock J.H., The Evaporative Gas Turbine [EGT] Cycle, Transactions of ASME, vol. 120, April 1998.

45.     Iordache N., Stefan I., Vasilescu M., Generatoare de abur si apa fierbinte recuperatoare, Oficiul de informare documentara pentru aprovizionarea tehnico-materiala si controlul gospodaririi fondurilor fixe, Bucuresti, 1988

46.     Ishigai S., Steam Power Engineering - Thermal and Hydraulic Design Principles, Cambridge University Press 1999

47.     Korpela T., Characterisation of the Combined Cycle Steam Process, VGB Power Tech, decembrie 2002

48.     Korpela T., Combined Cycle Performance Prediction, VGB Power Tech, ianuarie 2003

49.     Kuehn E., Combined Cycles Leads Efficiency Race, Power Engineering, May 1995

50.     Kurzon A.G., Iodovin B.S., Sudovie kombinirovannie energetiskie ustanovki, Ed. “Sudostroenie”, Leningrad, 1981

51.     Kurzon A.G., Gazoturbinie ustanovski marskih sudov, Ed. Transport 1967

52.     Leca A. s.a., Procese si instalatii termice in centrale nuclearoelectrice, Ed. Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 1979

53.     Lisov V.I., Glavnii gazoturbinnii agregat sudna “Capitan Smirnov”, Sudostroenie, 1980, nr. 3

54.     Lozza G., Bottoming Steam Cycles for Combined Gas-Steam Power Plants: A Theoretical Estimation of Steam Turbine Performance and Cycle Analysis, Proceedings, 1990 ASME Cogen-Turbo, ASME, New York, pp. 83-92

55.     Mihaescu L., Prisecaru T., Oprea I., Cazane si Turbine. Notiuni de baza, Ed. Matrix Rom, Bucuresti,1999

56.     Miler M.C., Instalatii cogenerative cu componente recuperate, teza de doctorat, Iasi, 2004

57.     Molinari G., Calapso F., La fornitura di potenza nelle navi da crociera. Aparati Diesel-elettrici o Coges?, La Termotecnica, Luglio/Agosto 2004

58.     Montenegro G.N., Bianchi M., Peretto A., Sistemi Energetici e Loro Componenti - Considerazioni Teoriche e Valutazioni Numeriche, Ed. Pitagora, Bologna, 2004

59.     Neaga C., Tratat de generatoare de abur, vol. I, Ed. Agir, Bucuresti, 2001

60.     85)Neaga C., Epure Al., Indrumar - Calculul termic al generatoarelor de abur, Ed. Tehnica, Bucuresti, 1988

61.     Pavlov K.F., Procese si aparate in ingineria chimica (exercitii si probleme), Ed. Tehnica, Bucuresti, 1981

62.     Pop M.G. s.a., Indrumar - Tabele, nomograme si formule termotehnice, vol. I, II, III, Ed. Tehnica, Bucuresti, 1987

63.     Poulton M.L., Alternative Enginees for Road Vehicles, Computational Mechanics Publications, 1994

64.     Pimsner V. s.a., Energetica turbomotoarelor cu ardere interna, Ed. Academiei RSR, Bucuresti, 1964

65.     Rice I.G., The Combined Reheat Gas Turbine/Steam Turbine Cycle, Part I: A Critical Analysis of the Combined reheat Gas Turbine/Steam Turbine Cycle, Journal of Engineering for Power, January 1980

66.     Rice I.G., The Combined Reheat Gas Turbine/Steam Turbine Cycle, Part II: The LM 5000 Gas Generator Applied to the Combined Reheat Gas Turbine/Steam Turbine Cycle, Journal of Engineering for Power, January 1980

67.     Romanov F.V.I., Lisov V.I., Pazvitie sudovih gazoturbinih ustanovok, Sudostroenie 1979 nr. 4

68.     Rossiter A.P., Criteria for Integration of Combined Cycle Cogeneration Systems in the Process Industries, Heat Recovery Systems & CHP, no. 1, 1990

69.     Ryder G., The Advantages of Combined Cycle Plants: A “New Generation” Technology, November 1997, http://www.probeinternational.org/pi/documents/Mekong/psr2.htm

70.     Schröder K. s.a., Centrale termoelectrice de putere mare, Vol. II - Bazele constructiei centralelor termoelectrice, Ed. Tehnica, Bucuresti - 1965

71.     Shortlidge C.C., Control System for a 373 kW, Intercooled, Too Spol Gas Turbine Engine Powering a Hybrid Electric World Sports Car Class Vehicle, ASME Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, vol. 120, January 1998

72.     Smith A.J., McMichael T.C., The Evolution of Combined Cycle Cogeneration Technology, 3-rd International Symposium of Turbomachinery, Combined-Cycles Technologies and Cogeneration, Nisa, 1989

73.     Snoeck J., Repowering Vilvoorde, Seminaire d’Energetique TERM, Tractebel Engineering, 19 martie 2004

74.     Stodola A., Turbines a vapeur et a gaz, Ed. Dunod, Paris, 1925

75.     Stefanescu D., Marinescu M., Termotehnica, Ed. Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 1983

76.     Töle H., Masurari in instalatiile termice, Ed. Tehnica, Bucuresti, 1972

77.     Tsunoda A., Shimoda H., Takaishi T., Mitsubishi Lean-Burn Gas Engine with World’s Highest Thermal Efficiency, Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. Technical Review, Vol.40 No.4, Aug. 2003

78.     Ungureanu C., Generatoare de abur pentru instalatii energetice clasice si nucleare, Ed. Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 1977

79.     Ursescu D., Tardea I., Turbomotoare cu abur si gaze, vol. I - Procese, Ed. I.P. Iasi, 1981

80.     Ursescu D., Jugureanu E., Tardea I., Instalatie binara gaze - abur, Creatia tehnica si fiabilitatea in constructia de masini, Iasi, 22 - 23 decembrie 1978

81.     Ursescu G., Contributii la utilizarea recuperatoarelor de caldura pe turbomotoarele cu gaze de aviatie, transport terestru si naval, teza de doctorat, Iasi, 2003

82.     Ursescu D., Ursescu G., Dragomir D., Zubcu V., Perspective de utilizare a grupurilor cogenerative gaze - abur ca sisteme de propulsie pentru automobile, Conferinta Internationala TURBO’98, Bucuresti, iulie 1998

83.     Ursescu D., Homutescu C., Poeata N., Stabilirea procedeelor de calcul a ciclurilor celor mai uzuale turbine cu gaze in domeniul temperaturii 800 - 2500 K, Contract de cercetare, beneficiar - I.N.M.T. - Bucuresti, 1996

84.     Valenti M., Reaching for 60 Percent, Mechanical Engineering-April 2002

85.     Valentine H., A Combined Cycle Locomotive?, April 2001, http://www.internationalsteam.co.uk/trains/newsteam/modern17.htm

86.     Vladea I., Tratat de termotehnica tehnica, Ed.Tehnica, Bucuresti, 1979

87.     ***, GE Completes H Testing, Power Engineering International, July 2003

88.     ***, GE Marine Engines - A Gas Turbine-Based System Powers Newly-Launched Brilliance Of The Seas Cruise Ship, http://www.geae.com/aboutgeae/presscenter/marine/marine_20020731.html

89.     ***, http://www.transportal.no/Press/3107ge.html

90.     ***, http://www.geae.com/engines/marine/lm2500.html

91.     ***, http://www.pratt-whitney.com/prod_ind_st18.asp

92.     ***, Proceedings of the Institute of Marine Engineering. Science and Technology, Part A: Journal of Marine Engineering, London, July 2003

93.     ***, Sistemul de conversie termodinamica cu turbine cu gaze si cicluri combinate abur-gaze, Energetica (43), iulie - august 1995

94.     ***, Top Plants - Baglan Bay Power Station, Cardiff, Walles, Power, iulie/august 2003

95.     ***, Turbine Renewal: Shaping an Emerging Gas-Fired Power Source, Oak Ridge National Laboratory Review, Vol.33, No.1, 2000