Косарев А.В., инженер

КОНВЕЙЕРНЫЕ РЕГЕНЕРАТОРЫ – ШАГ К НОВОМУ КАЧЕСТВУ ТЕПЛОЭНЕРГЕТИКИ

Исторически первыми были газотурбинные установки (ГТУ) пульсирующего типа, работающие по циклу Гемфри. В них подвод тепла осуществлялся при постоянном объёме рабочего тела и сопровождался ростом давления. Предельным циклом Гемфри, циклом в котором нет процесса предварительного сжатия рабочего тела в компрессоре и в котором рост давления рабочего тела осуществляется только за счёт подвода тепла является цикл Ленуара. В 30-е годы прошлого столетия эти установки были вытеснены более экономичными ГТУ, работающими по циклу Брайтона, с подводом тепла при постоянном давлении рабочего тела. Цель данной статьи показать, что законы технической эволюции вновь возвращают нас к циклу Гемфри - Ленуара. ГТУ пульсирующего типа на новых подходах, обеспечат качественные изменения в теплоэнергетике.

Основной потерей тепловых машин является тепло, переданное в окружающую среду с уходящими газами (или при охлаждении пара в конденсаторе). Различные регенеративные схемы позволяют значительно снизить эти потери, но к настоящему времени возможности этих схем полностью исчерпаны.

Что реально мешает осуществлению полной регенерации, рассмотрим на циклах и процессах традиционной квазиравновесной термодинамики. Рассмотрим идеальный цикл газотурбинной установки с подводом тепла q₁ при постоянном давлении (см. Рис. 2-а). Это цикл Брайтона. Здесь 1-2 - адиабатный процесс сжатия в компрессоре; 2-3 - изобарный процесс подвода тепла к рабочему телу в камере сгорания; 3-4 - адиабатный процесс расширения в турбине; 4-1 - изобарный процесс отвода тепла от рабочего тела к холодному источнику с целью вернуть цикл в исходную точку 1. Используя температурную неравновесность между точками 4 и 2, можно организовать регенерацию тепла между процессами (4-1) и (2-3) при противотоке и снизить количество тепла, передаваемое холодному источнику. Однако на пути процесса регенерации тепла встает процесс предварительного сжатия рабочего тела (1-2) и перепад температур в регенераторе  ∆Т_рег. Это приводит к повышенным потерям тепла с уходящими газами на выходе из газотурбинной установки, вызванных двумя причинами, ограничивающими передачу тепла от уходящих газов к воздуху в регенераторе (см. Рис. 2-а):

1) Потери, вызванные сжатием воздуха в компрессоре. Так как нельзя охладить уходящие газы в регенераторе ниже температуры воздуха на входе в регенератор, то, сжимая предварительно воздух в компрессоре и тем самым повышая температуру воздуха на входе в регенератор, мы ограничиваем передачу тепла от газов к воздуху и получаем первую потерю, принципиально не устранимую в циклах с предварительным сжатием рабочего тела.

2) Вторая причина потерь с уходящими газами вызвана тем, что для передачи тепла в регенераторе (q_рег) от горячих газов на выхлопе из турбины к холодному воздуху, входящему в регенератор, необходим перепад температур (∆Т_рег). Эта потеря тем меньше, чем меньше перепад температур ∆Т_рег (см. Рис. 2-а и 2-б). Но эту вторую потерю в принципе можно сделать сколь угодно малой, увеличивая теплопередающую поверхность регенератора и тем самым снижая ∆Т_рег в соответствии с основной формулой теплопередачи:

q_рег = k↑F ∆Т_рег↓  =  const.          (1)

При этом необходимо отметить, что наиболее глубокое охлаждение газов можно осуществить только в противотоке между охлаждаемыми газами и подогреваемым воздухом. На пути полной регенерации встал процесс предварительного сжатия 1-2, который поднял температуру рабочего тела в точке 2. Обратим внимание на то, что процесс предварительного сжатия 1-2 является обязательным элементом всех используемых ныне тепловых циклов: и газотурбинных, и ДВС, и Ренкина.

Предлагается отказаться от процесса предварительного сжатия. Это становится возможным при работе газотурбинной установки по циклу изображенному на Рис. 2-б. Здесь отсутствует процесс предварительного сжатия в компрессоре (1-2), а значит в принципе устранена причина №1 потерь тепла с уходящими газами. Подвод тепла и повышение давления производится в изохорном процессе 1-3. По такому циклу (предельный цикл Гемфри или цикл Ленуара) могут работать только установки пульсирующего типа.

Однако на первый взгляд при рассмотрении предложенного регенеративного цикла (Рис. 2-б) возникают противоречия. Тепло, отведенное в регенераторе от уходящих газов

q_рег = C_p(T₄ − T_4a)   =   U₄   −   U_4a   +   P₁(V₄ − V_4a)                               (2)

больше тепла переданного в регенераторе воздуху даже в идеальном случае на величину P₁(V₄ − V_4a),  (Рис. 2-б), т.к. отвод тепла от газов производится при постоянном давлении, а подвод тепла к воздуху осуществляется при постоянном объеме. Нарушается баланс энергии. Но это только на первый взгляд.

Отметим тот тривиальный факт, что тепловые машины работают в воздушной атмосфере, находящейся под постоянным сжатием сил гравитации. Именно силы гравитации создают давление окружающей среды. Покажем, что преобразование тепловой энергии в механическую работу связано с необходимостью производить работу против сил гравитации или тоже самое против давления окружающей среды, вызванного силами гравитации. В качестве примера рассмотрим газотурбинную установку, работающую по циклу Рис. 2-а. (цикл Брайтона). Хотя причина компенсации одна и та же и для

V₄ (м³/кг) > V₁ (м³/кг)

А это означает что прогоняя через тепловую машину 1 кг рабочего тела мы расширяем атмосферу на величину ∆V = V₄ - V₁, для чего необходимо произвести работу против сил гравитации, работу проталкивания:

l_{проталкивания}   =  F•ds = P₁(V₄ - V₁)

На это затрачивается часть механической энергии полученной в машине от энергии кооперативного потока рабочего тела в проточной части машины. Рассматриваем случай без регенерации. Однако работа по проталкиванию это только одна часть безвозвратных потерь энергии. Вторая часть затрат связана с тем, что на выхлопе из тепловой машины в атмосферу 1 кг  рабочего тела должен иметь тоже атмосферное давление P₁, что и на входе в машину, но при большем объёме (V₄ > V₁). А для этого, в соответствии с уравнением газового состояния PV = RТ, он должен иметь и большую температуру, т.е. T₄ > T₁. Мы вынуждены передать в тепловой машине килограмму рабочего тела дополнительную внутреннюю энергию:

∆U = U₄ − U₁ = f(T₄) − f(T₁)

Это вторая составляющая безвозвратных потерь. Таким образом общие потери энергии за преобразование тепла в работу в пересчёте на 1 кг  рабочего тела и переданные окружающей среде составят:  q₂ = ∆U + P₁∆V.

Из этих двух составляющих и складывается природа безвозвратных потерь тепловых машин, учитываемых термическим КПД. Обратим внимание на взаимозависимость двух составляющих безвозвратных потерь. Чем больше объём рабочего тела на выхлопе из тепловой машины по сравнению с объёмом на входе, тем выше не только работа по расширению атмосферы, но и необходимая прибавка внутренней энергии, т.е. нагрев рабочего тела на выхлопе в сравнении с входом. И наоборот, если за счёт регенерации снижать температуру рабочего тела на выхлопе, то в соответствии с уравнением газового состояния будет снижаться и объём рабочего тела на выхлопе, а значит и работа проталкивания.

Вот теперь с учетом изложенного рассмотрим и проанализируем регенеративный цикл без процесса предварительного сжатия. Цикл, изображен на Рис. 2-б. В цикле: 1-3- процесс изохорного подвода тепла к рабочему телу. В процессе 1-3 подводимое тепло вызывает рост температуры и давления. Причем все тепло в процессе 1-3 затрачивается на увеличение внутренней энергии рабочего тела:  dq =  dU. Теперь, имея перепад давления между точками 3 и 4, мы можем получить полезную работу (механическую энергию) в процессе адиабатного расширения 3-4. Учитывая, что в адиабатном процессе работа расширения совершается только за счет убыли внутренней энергии рабочего тела, имеем:

где ∆W - увеличение скорости потока рабочего тела в процессе 3-4.

В точке 4 мы опять имеем температурную неравновесность по отношению к точке 1, позволяющую нам осуществлять регенерацию тепла между процессами 4-1 и 1-3 в противотоке и снизить температуру газов на выходе ГТУ до точки 4a. Тепло, отдаваемое окружающей среде, будет зависеть от перепада температур в регенераторе - ∆Т_рег и будет тем меньше чем меньше ∆Т_рег.

q₂  = (U_4a − U₁) + P₁(V_4a − V₁)  =  q′₂ + q˝₂  =  f(∆T_рег)

q˝₂ = P₁(V_4a − V₁)  - это часть кооперативной энергии потока полученной в процессе 3-4 и затрачена на работу по преодолению сил гравитации на выходе из установки (канала), работа проталкивания. Эта энергия аккумулируется в атмосфере, в окружающей среде. Причем как уже отмечалось ранее между теплотами q′₂ и  q˝₂ существует прямая зависимость. Уменьшая q′₂ за счет передачи тепла в регенераторе и тем самым уменьшая температуру рабочего тела на выходе из регенератора, мы добиваемся уменьшения объема рабочего тела на выхлопе тепловой машины в соответствии с уравнением газового состояния PV = RТ. Уменьшение объема на выхлопе снижает работу проталкивания до P₁(V_4a − V₁). И чем меньше температурный напор в регенераторе тем меньше тепло, отдаваемое окружающей среде. В регенераторе рассматриваемой здесь конструкции от уходящих газов к воздуху передаётся только внутренняя энергия  ∆U = U₄ − U_4a, что приводит к снижению объёма газов на выхлопе в атмосферу с V₄  до V_4a. Это в свою очередь снижает работу проталкивания на величину P₁(V₄ - V_4a) и увеличивает на эту величину полезную техническую работу на валу турбины. Таким образом баланс энергии в (2) не нарушен. В (2) учитывается тепловая энергия переданная в изохорном процессе воздуху при регенерации и тепловая энергия превращённая в работу и не растраченная на работу проталкивания.

Основная причина по которой до сих пор не были реализованы регенеративные схемы для газотурбинных установок пульсирующего типа состоит в том, что камеры сгорания в этих схемах находились в неподвижном состоянии, что исключало противоток. Это приводит к тому, что когда после зарядки камеры сгорания свежей порцией холодного воздуха, она обдувалась потоком горячих газов, выходящих из проточной части турбины, теплосъём сильно ограничен. Воздух внутри камеры сгорания быстро нагревался до температуры греющего газа и теплосъём прекращался. К тому же в старых схемах процесс регенеративного нагрева воздуха в камере сгорания был очень скоротечным.

В предлагаемой ниже схеме, конвейерная конструкция регенератора позволяет проводить регенерацию тепла выхлопных газов в установках пульсирующего типа (с подводом тепла при постоянном объёме) в противотоке и камера сгорания при этом может длительное время находиться в контакте с греющими газами. Зарядка камеры сгорания выполнена по принципу всаса в цилиндр, а не продувкой компрессором, что снимает вопрос о времени перезарядки камеры сгорания и исключает процесс предварительного сжатия в принципе. Принципиальная технологическая схема установки изображена на

 

Рис. 1 , где: 1 – регенератор предлагаемой конструкции. 2 - камера сгорания с подводом тепла при постоянном объеме. 3-газовая турбина. 4-запорные устройства (клапаны). Термодинамический цикл установки изображён на Рис. 2-б. На рисунке 4 изображена принципиальная конструкция капсулы, обеспечивающая подвод тепла к рабочему телу при постоянном объеме. Принципиальная конструктивная схема конвейерного регенератора изображена на Рис. 3. Регенератор обеспечивает противоточное движение, содержащих постоянный объем воздуха капсул - 7, и выхлопных газов из турбины. Перемещение капсул против течения выхлопных газов осуществляется с помощью механического привода - 6, например конвейерной линией, размещенной внутри корпуса регенератора - 10. Таким образом регенератор предложенной конструкции позволяет осуществить передачу тепла от уходящих газов к воздуху в противотоке. При этом рабочее тело (воздух) находится и нагревается при постоянном объеме, в объеме, движущихся на конвейере капсул. Когда воздух в регенераторе нагреется до точки 1а (Рис. 2-б, капсула при этом переместится к выходу из регенератора), то капсула механическим способом переносится и загоняется в обечайку, расположенную в голове турбины. Обечайка с вставленной в неё капсулой - 7 соответствует камере сгорания (поз. 2 на Рис. 1). Обечайка обеспечивает прочность капсулы от разрыва при впрыске в нее и горении топлива. При этом рабочее тело внутри капсулы дополнительно разогревается с повышением давления до P₃ (см. Рис. 2-б). Впрыск топлива в капсулу производится через форсунку -12, Рис. 4. Затем открывается клапан - 4 правый (Рис. 4) и рабочее тело из капсулы под давлением выходит в проточную часть турбины. Вслед за этим толкатель - 9 (Рис. 4) через клапан - 4 левый (Рис. 4) передвигает поршень - 11 (Рис. 4), находящийся в капсуле, из крайнего левого в крайнее правое положение. При этом происходит удаление остатков газа из капсулы в проточную часть турбины (через клапан - 4 правый, Рис. 4) и всас свежей порции воздуха (через клапан - 4 левый, Рис. 4). После этого клапана - 4 закрываются и капсула механическим способом перемещается на вход регенератора. Цикл замкнулся. При необходимости обечаек (то есть камер сгорания), по окружности головной части турбины, можно устанавливать несколько, для снижения пульсации. Для ещё большего уменьшения пульсации в регенераторе можно предложить схему с одним общим регенератором для нескольких турбин, работающих на общий выхлоп.

 

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ РЕГЕНЕРАТИВНОГО ЦИКЛА ЛЕНУАРА

 

Произведём оценочный тепловой расчёт идеального (без учёта трения) цикла, изображённого на Рис. 2-б. Рассчитаем параметры состояния рабочего тела в характерных точках цикла. Расчёт будем производить, как принято для 1-го килограмма рабочего тела. В качестве рабочего тела примем воздух. Система измерений – СИ. Принимаем в первом приближении, что воздух подчиняется законам идеального газа, в пределах параметров работы ГТУ.

Точка-1. Принимаем параметры точки – 1 равными параметрам окружающей среды.

Т₁ = 293,15К   (20 градусов по Цельсию). P₁ = 0,987·10⁵ Па  (н/м²), (1 ата).

Объём V₁ найдём из уравнения газового состояния  PV = RТ:

V1  =	R·Т1	=	286,9 · 293,15	= 0,852 м3/кг,  где R = 286,9 дж/кг·град - газовая постоянная для 1 кг  воздуха.
	P1		0,987·105

Точка-3. Из литературы известно, что ГТУ становятся экономичными при высоких температурах рабочего тела (1000К и выше) на входе в турбину (Л-4, стр. 160). Исходя из этого принимаем температуру в точке 3, Т₃ = 1000К (726,85 градусов по Цельсию).

Процесс 1-3 изохорный. Отсюда   V₃ = V₁ = 0,852  м³/кг.

Давление в точке 3:    P3  =	R·Т3	=	286,9 · 1000	= 3,367·105 Па
	V3		0,852

Отметим, что перепад давлений на входе и выходе турбины обеспечивает за критическую скорость, т.е. турбина многоступенчатая.

Точка-4. Процесс 4-1 изобарный. Отсюда   P₄ = P₁ = 0,987·10⁵ Па.

Рассмотрим адиабатный процесс расширения 3-4.

 

P3·V3k  =  P4·V4k      Отсюда  V4   =	(	P3·V3k	)	1/k	=	(	3,367·105·0,8521,4	)	1/1,4	=   2,047 м3/кг
		P4					0,987·105

где   k=1,4 – показатель адиабаты для 2-х атомного газа (воздуха).

Из соотношения  P₄·V₄  = R·T₄  находим температуру в точке 4.

T4  =	0,987·105·2,047	= 704,21 K   (431,06 градусов по Цельсию).
	286,9

1) Задаём перепад температур в регенераторе равным  ∆Т_рег = 100К. Это соответствует перепаду температур в регенераторах современных ГТУ. С учётом последнего получаем:

T_1а = T₄ − 100 = 704,21 − 100 = 604,21K;

T_4а = T₁ + 100 = 293,15 + 100 = 393,15K.

Расчёт термического КПД цикла произведём по формуле         ηt   =	q1 − q2
	q1

где: q₁ - тепло подведенное в цикл в изохорном процессе 1а - 3.

q₂ - тепло отведенное в окружающую среду в изобарном процессе 4а – 1.

q₁ = C_v(T₃ − T_1а) = 0,718(1000 − 604,21) = 284,18   кдж/кг

Cv  = 20,8	кдж	=	20,8	= 0,718	кдж	- удельная теплоёмкость 2-х атомного газа (воздуха) при
	кмоль·K		28,98		кг·K

постоянном объёме.

28,98 – вес моля воздуха.

q₂ = C_p(T_4a − T₁) = 1,004(393,15 − 293,15) = 100,4   кдж/кг

 

C_p   =   29,1 кдж/кмоль·K  =  29,1/28,98  =  1,004 кдж/кг·K  - удельная теплоёмкость воздуха при постоянном давлении.

 

ηt   =	q1 - q2	=	284,18 - 100,4	=  0,647 = 64,7%
	q1		284,18

2) Теперь задаём перепад температур в регенераторе равным ∆Т_рег = 50К.

Произведя все расчёты аналогично пункту 1), получим, для данного случая, термический КПД равным 79,8%. Как и следовало ожидать, получено значительное увеличение термического КПД предлагаемого цикла при снижении перепада температур в регенераторе. Причём в соответствии с формулой (1) перепад температур можно снижать до тех пор, пока имеет смысл увеличивать поверхности нагрева регенератора.

В настоящее время начальные температуры в ГТУ повысились до 1300 – 1400 градусов по Цельсию (Л-5). Произведя все выше приведённые расчёты для начальной температуры 1673,15К (1400 градусов по Цельсию) получим термические КПД равными 81,5% и 90,1% для перепадов температур в регенераторе равными 100К и 50К соответственно.

Отметим, что КПД Карно для начальных температур в 1000К и 1673,15К и при конечной температуре в 293,15К составляет соответственно 70,7% и 82,5%. Таким образом предлагаемая установка позволит превысить КПД Карно. Мы произвели расчёт для идеального газа, принимая теплоёмкость постоянной. Для реальных газов теплоёмкость зависит от температуры и растёт с ростом температуры. С учётом этого термический КПД даже несколько вырастет, т. к. подвод тепла q₁ идёт при более высокой температуре, чем отвод тепла q₂.

Результаты расчёта параметров в характерных точках цикла для начальных температур в 1000К и 1673,15К, при перепадах температур в регенераторе в 100К и 50К сведены в таблице 1.

                                                                                                                             Таблица 1

При  T3  = 1000K			При T3  = 1673,15K
P, Па	T, K	V, м3/кг	P, Па	T, K	V, м3/кг

Точка-1	0,987·105	293,15	0,852	0,987·105	293,15	0,852
Точка-1а		604,21 654,31			917 967

Точка-3	3,367·105	1000	0,852	5,634·105	1673,15	0,852
Точка-4	0,987·105	704,21	2,047	0,987·105	1017	2,957

Точка-4а

393,15 343,15

393,15 343,15

 

Примечание: В точках 1а и 4а в числителе даны значения при ∆Т_рег = 100К, в знаменателе при  ∆Т_рег = 50К.

Наибольший эффект достигается одновременным повышением начальной температуры и снижением тепло перепада в регенераторе. Но если повышение начальной температуры в настоящее время достигло своего предела по условиям прочности металла, то снижение перепада температур в регенераторе конвейерной конструкции открывает новые возможности. Снижение перепада температур ограничено разумными размерами регенератора. Оценим размеры предлагаемого регенератора.

 

ОЦЕНОЧНЫЙ РАСЧЁТ РАЗМЕРОВ РЕГЕНЕРАТОРА КОНВЕЙЕРНОЙ КОНСТРУКЦИИ

 

Расчёт произведём для начальной температуры 1673,15К и ∆Т_рег = 100К.

Задаём мощность ГТУ равной 1000 квт. Схема течения выхлопных газов и воздуха противоточная. Коэффициент теплопередачи в регенераторе принимаем как в котловом рекуперативном воздухоподогревателе, где условия теплопередачи во многом аналогичны. Коэффициент теплопередачи

k =  15   вт/м²·гр.           (Л-4, стр. 381).

Количество тепла, переданное в регенераторе в расчёте на 1 кг  рабочего тела:

q_рег = C_v(T_1a − T₁) = 0,718(917 − 293,15)  = 447,9    кдж/кг

Полезная работа цикла в расчёте на 1 кг рабочего тела:

l_пол = q₁ − q₂ = 542,92 − 100,4 = 442,52    кдж/кг

где: q₁ = C_v(T₃ − T_1a) = 0,718(1673,15 − 917) = 542,92   кдж/кг

q₂ = C_p(T_4a − T₁) = 1,004(393,15 − 293,15) = 100,4    кдж/кг

 

Расход рабочего тела через ГТУ мощностью 1000 квт:

G  =  N/l_пол = 1000/442,52  =  2,26 кг/с

 

Общее количество тепла передаваемое в регенераторе:

Q = G·q_рег  =  2,26·447,9  =  1012,2 кдж/с

Определим площадь поверхности регенератора, для заданной мощности.

Q = k·F· ∆Т_рег 

Отсюда  F  =   Q/k· ∆Т_рег  = 1012,2·1000/15·100K  =  674,8 м²

Примем следующие размеры капсул: диаметр капсулы d = 0,6 метра, длина капсулы L = 2,0 метра.

За теплопередающую поверхность принимаем боковую поверхность капсулы

S	капсулы	=   3,14·0,6·2 = 3,77 м2/шт
	бок

Количество капсул одновременно находящихся в корпусе регенератора:

n   =	F		=	674,8	= 178,99  ≈ 180 шт
	S	капсулы		3,77
		бок

Определим секундный проход капсул через регенератор, для обеспечения заданной мощности ГТУ. Объёмный расход рабочего тела в ГТУ:

V_р.т. = G·V₁ = 2,26·0,852 = 1,925 м³/с

Объём одной капсулы:  V_капс   = π · d² · L/4  =  3,14 · 0,6² ·2/4  = 0,565  м³

Секундный расход капсул через регенератор:

n (шт/с)   =  V_р.т./V_капс  =  1,925/0,565  =  3,4  шт/с

Если принять движение капсул на конвейере регенератора по 6-ть штук в шеренге, то при общем количестве капсул в регенераторе 180 штук, размеры регенератора с учётом прохода газов между капсулами (высота - ширина - длина) будут порядка  2·2·20 метров. Размеры такого регенератора для мощности 1000 квт дают термический КПД установки порядка 81,5%. Если же для установки указанной мощности применить два подобных регенератора, то согласно формулы (1), перепад температур снизится вдвое до 50К и термический КПД установки составит порядка 90,1% и превысит КПД Карно. К достоинствам установки можно отнести и отсутствие компрессора.

 

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

 

Таким образом в предлагаемой газотурбинной установке температура уходящих газов не лимитируется процессом предварительного сжатия, а определяется только температурным напором в регенераторе. Изготавливая поверхности нагрева регенератора (общая поверхность капсул находящихся одновременно в регенераторе) достаточно большими и используя другие известные методы интенсификации теплопередачи, можно добиться значительного снижения температурного напора в регенераторе и тем самым температуры уходящих газов. Это позволит резко поднять КПД тепловых машин при уже достигнутых начальных температурах рабочего тела, превысив и КПД Карно.

Особо хотелось бы подчеркнуть, что в работе нигде не нарушены ни 1-й закон термодинамики (баланс энергии строго соблюдён), ни 2-й закон (тепло везде передаётся от более нагретого тела к менее нагретому).

 

ЛИТЕРАТУРА:

 

1. Базаров И.П. Термодинамика. - М.: Высшая школа, 1991г., 376 с.

2. Косарев А.В. Патент на изобретение RU №2154181 “Газотурбинная установка”. Бюл. №22 от 10.08.2000 г.

3. Косарев А.В. Природа компенсации за преобразование тепла в работу http://www.sciteclibrary.ru/rus/catalog/pages/4287.html

4. Лариков Н.Н. Теплотехника. Москва. "Стройиздат", 1985г., 432 с.

5. Теплоэнергетика. – 1996г. - №4. Редакционная статья, с. 2-11.

 

Косарев А.В. УСЛОВИЯ ПРИМЕНЕНИЯ ЦИКЛА КАРНО В КАЧЕСТВЕ МЕРИЛА ЭФФЕКТИВНОСТИ ПРЕОБРАЗОВАНИЯ ТЕПЛА В РАБОТУ

 

Косарев А.В.  ПРИРОДА РОКОВОГО ЦИКЛА СЕПКОСКИ - МЮЛЛЕРА - РОДЕ

 

Филиппов В.Ю. Гипотеза трансформатора тепла

 

 

Телефоны:			Вы        посетитель страницы
E-mail: nikita_kosarev@mail.ru
http://ruslabor.narod.ru/index4.htm    .
.	.

© Copyright  Kosarev A.V.    2000-2006. All rights reserved.

 

Хостинг от uCoz