Известия РАН. Энергетика, 2021, № 3, стр. 70-90

ТЕПЛОВОЕ СОСТОЯНИЕ РЕБРА

Рассмотрим стационарную одномерную задачу о распределении температуры по ребру постоянной толщиной $\delta $ и шириной $L.$ Температура ребра в месте контакта с трубкой (на торце $x = 0$) равна ${{T}_{0}},$ противоположный торец ребра ($x = L$) будем считать теплоизолированным. Используя приближение термически тонкой стенки, и предполагая, что ребро излучает с двух сторон, запишем уравнение теплопроводного излучающего ребра и граничные условия для него в виде:

где $T(x)$ – температура ребра; $\lambda $ – коэффициент теплопроводности материала ребра.

Введем безразмерные переменные:

Тогда задача (3), (4) принимает следующий безразмерный вид:

Задачу будем рассматривать в рамках асимптотики коротких ребер [16], предполагающей, что абсолютная температура ребра мало отличается от температуры на его горячем торце. Тогда

Подставляя (8) в (6), (7), получим:

Задача (9), (10) имеет следующее точное решение:

На рисунке 2 приведены распределения по длине ребра величины $\psi ,$ рассчитанной по асимптотической формуле (11) и из численного решения задачи (6), (7). Как видно, при ${{Н}_{0}} \leqslant 0.5$ асимптотическая формула дает практически точное решение. При ${{Н}_{0}}$ = 0.8 наибольшая погрешность по $\psi $ составляет уже около 11%.

Для дальнейших рассуждений интересует, прежде всего, не само распределение температуры, а сбрасываемый тепловой поток (на единицу длины вдоль ребра). Для него можно записать выражение:

где $2\varepsilon \sigma T_{0}^{4}L$ – максимально возможный тепловой поток с поверхности ребра с 2-х сторон, если бы его температура оставалась бы равной температуре основания ребра ${{T}_{0}}.$ Безразмерное выражение в скобках является эффективностью ребра. Если использовать решение (11), то для эффективности ребра можно получить формулу:

Отметим, что эффективность ребра зависит от единственного параметра – безразмерной ширины ребра. На рисунке 3 приведена эффективность ребра, рассчитанная по асимптотической формуле (13) и из численного решения задачи (6), (7). При ${{Н}_{0}} \leqslant 0.3$ асимптотическая формула дает погрешность менее 1%, при ${{Н}_{0}}$ = 0.8 относительная погрешность составляет 6.8%, при ${{Н}_{0}}$ = 1.5 погрешность составляет около 15%. Решение линеаризованной задачи занижает эффективность ребра по сравнению с численным решением не линеаризованного уравнения. Для вычисления эффективности ребра целесообразно вместо формулы (13) применять скорректированную формулу (14):

где $a$ = 1.547, $b$= 0.4317. Формула (14) аппроксимирует результаты численных расчетов с погрешностью менее 1% (примерно $ \pm $0.6%) при $0.1 \leqslant {{H}_{0}} \leqslant 1.5.$ Данная область значений ${{H}_{0}}$ охватывает практически все интересующие случаи для ребер ПХИ в рассматриваемой задаче. Результаты вычислений по (14) также представлены на рис. 3.

ТЕПЛОВОЕ СОСТОЯНИЕ СТЕНКИ ТРУБОПРОВОДА

Рассмотрим в некотором поперечном сечении z элемент стенки трубы, начинающийся в месте стыковки ребра и трубопровода, где температура равна ${{T}_{0}},$ и заканчивающийся в плоскости симметрии между двумя соседними ребрами (рис. 4). Введены обозначения: ${{T}_{L}}$ – температура теплоносителя в данном сечении; $\alpha $ – коэффициент теплоотдачи в данном сечении (считаем его заданным).

Запишем уравнение теплопроводности в цилиндрической системе координат для элемента трубы:

Введем обозначения: ${{R}_{1}}$ – внутренний радиус трубы; ${{R}_{2}}$ – внешний радиус трубы. Обозначим через ${{R}_{*}}$ средний радиус трубы: ${{R}_{*}} = {{\left( {{{R}_{2}} + {{R}_{1}}} \right)} \mathord{\left/ {\vphantom {{\left( {{{R}_{2}} + {{R}_{1}}} \right)} 2}} \right. \kern-0em} 2},$ через ${{\delta }_{W}} = {{R}_{2}} - {{R}_{1}}$ – толщину стенки трубы.

Проинтегрируем (15) по $r$ от ${{R}_{1}}$ до ${{R}_{2}}$ и умножим на ${{\lambda }_{W}}$ – теплопроводность материала трубы:

Удельный тепловой поток, излучаемый внешней поверхностью трубы:

Удельный тепловой поток от теплоносителя к внутренней поверхности трубы:

Тогда (15) запишется в виде:

Теперь пренебрежем изменением температуры поперек стенки трубы (приближение термически тонкой стенки), т.е. будем считать, что $T = T\left( \varphi \right).$ Тогда (19) можно записать в виде:

Для единообразия вида уравнений, описывающих тепловое состояние ребра и элемента стенки трубы, вместо угла $\varphi $ введем длину дуги $d{{x}_{W}} = {{R}_{*}}d\varphi ,$ тогда $\frac{{{{d}^{2}}T}}{{d{{\varphi }^{2}}}} = R_{*}^{2}\frac{{{{d}^{2}}T}}{{dx_{W}^{2}}}.$

Далее $\int_{{{R}_{1}}}^{{{R}_{2}}} {\frac{1}{r}dr} $ = $\ln {{R}_{2}} - \ln {{R}_{1}}$ = $\ln \frac{{{{R}_{2}}}}{{{{R}_{*}}}} - \ln \frac{{{{R}_{1}}}}{{{{R}_{*}}}}$ = $\ln \left( {1 + \frac{{{{\delta }_{W}}}}{{2{{R}_{*}}}}} \right) - \ln \left( {1 - \frac{{{{\delta }_{W}}}}{{2{{R}_{*}}}}} \right) \approx \frac{{{{\delta }_{W}}}}{{{{R}_{*}}}}.$

Последнее получено в предположении, что стенка тонкая, с точностью до членов третьего порядка малости по ${{{{\delta }_{W}}} \mathord{\left/ {\vphantom {{{{\delta }_{W}}} {(2{{R}_{*}})}}} \right. \kern-0em} {(2{{R}_{*}})}}.$ В результате уравнение (20) принимает вид:

Граничные условия для уравнения (21):

Обозначим отклонение температуры стенки трубы от температуры теплоносителя ${{\left( {{{T}_{L}} - T} \right)} \mathord{\left/ {\vphantom {{\left( {{{T}_{L}} - T} \right)} {{{T}_{L}}}}} \right. \kern-0em} {{{T}_{L}}}} = \theta ;$ $T = {{T}_{L}}\left( {1 - \theta } \right),$ тогда уравнение (21) примет вид:

Введем безразмерные обозначения

Отметим, что безразмерный параметр $\beta $ не зависит от коэффициента теплопроводности материала, а параметр $\gamma $ не зависит от коэффициента теплоотдачи. Уравнение (23) преобразуется:

Теперь в качестве пространственного масштаба выберем ${{\mu }_{W}} = l\sqrt {{\gamma \mathord{\left/ {\vphantom {\gamma \beta }} \right. \kern-0em} \beta }} .$ Получим безразмерное уравнение теплового состояния элемента стенки трубы и граничные условия для него:

Будем рассматривать случай, когда температура стенки трубы мало отличается от температуры теплоносителя ($\theta \ll 1$). Тогда ${{\left( {1 - \theta } \right)}^{4}} \approx 1 - 4\theta .$ Уравнение (26) линеаризуется:

Точное решение уравнения (28) с граничными условиями (27):

Отметим, что численное решение уравнения (26) совпадает с распределением (29) с погрешность менее 1% для $\beta \geqslant 100$ и $h \leqslant 1.5,$ которые являются типичными для ХИ. На рисунке 5 численное решение (26) сравнивается с распределением (29) для $\beta = 20.$ Видно, что даже в этом случае решения достаточно близки.

Из (29) можно получить аналитическое выражение для теплового потока (на единицу длины вдоль трубы), поступающего в ребро из рассматриваемого элемента стенки трубы ${{Q}_{{WR}}},$ выражение для полного теплового потока, получаемого от теплоносителя $Q,$ и выражение для теплового потока, излучаемого элементом стенки трубы ${{Q}_{W}}{\text{:}}$

где $Q_{W}^{{{\text{MAX}}}} = {{\varepsilon }_{W}}\sigma T_{L}^{4}{{l}_{2}}$ – максимально возможный тепловой поток с элемента стенки трубы, если бы его температура равнялась температуре теплоносителя, ${{l}_{2}} = {{\pi {{R}_{2}}} \mathord{\left/ {\vphantom {{\pi {{R}_{2}}} 2}} \right. \kern-0em} 2}.$

СОПРЯЖЕНИЕ НА ГРАНИЦЕ СТЕНКИ ТРУБЫ И ТОРЦА РЕБРА

Получено, что тепловой поток, отдаваемый ребром, зависит от температуры корня ребра по (12), (14). Температура корня ребра определяется выражением ${{T}_{0}} = {{T}_{L}}\left( {1 - {{\theta }_{0}}} \right),$ где ${{\theta }_{0}}$ – малая величина. Учитывая последнее обстоятельство, формулу для теплового потока от ребра можно выразить через температуру теплоносителя:

где $Q_{R}^{{{\text{MAX}}}} = 2\varepsilon \sigma T_{L}^{4}L$ – максимально возможный тепловой поток с ребра, если бы его температура равнялась температуре теплоносителя;

$F = \frac{{2{\text{th}}\left( {H\left( {a - bH} \right)} \right)}}{{3H}}$ – эффективность ребра;

$H = L{{\left( {\frac{{2\varepsilon \sigma T_{L}^{3}}}{{\lambda \delta }}} \right)}^{{{1 \mathord{\left/ {\vphantom {1 2}} \right. \kern-0em} 2}}}}$ – безразмерная ширина ребра, в которой фигурирует не температура основания ребра, а температура теплоносителя;

$k = \frac{5}{2} + \frac{{3H\left( {a - 2bH} \right)}}{{{\text{sh}}\left( {2H\left( {a - bH} \right)} \right)}}$ – коэффициент, учитывающий, что температура корня ребра отличается от температуры теплоносителя. Отметим, что $k \to 4$ при $H \to 0$ и убывает по мере возрастания $H.$

Будем считать, что тепло, поступающее в ребро в месте его сопряжения с трубопроводом, равно сумме тепловых потоков ${{Q}_{{WR}}}$ с двух смежных участков трубы (рис. 6), т.е.

Выражение (30) для ${{Q}_{{WR}}}$ можно представить в форме аналогичной (33):

где $f = {{{\text{th}}(h)} \mathord{\left/ {\vphantom {{{\text{th}}(h)} h}} \right. \kern-0em} h}$ – аналог коэффициента эффективности ребра, но только для элемента трубы.

Из (34) найдем ${{\theta }_{0}}{\text{:}}$

где $\phi = \frac{f}{F},$ $B = \frac{{2Q_{W}^{{{\text{MAX}}}}}}{{Q_{R}^{{{\text{MAX}}}}}} = \frac{{{{\varepsilon }_{W}}{{l}_{2}}}}{{\varepsilon L}}.$

Теперь подставим ${{\theta }_{0}}$ в выражения (33) и (32):

В выражении (38) заменим $\frac{{\beta - k}}{{B\phi \beta + k}}$ на $\frac{{{{Q}_{R}}}}{{2Q_{W}^{{{\text{MAX}}}}f}},$ тогда

Общий тепловой поток с ребра и двух элементов стенки трубы:

Формулы (37) и (40) представляют собой упрощенную аналитическую модель для вычисления теплового потока с ребра и общего теплового потока с ребра и двух элементов стенки трубы в некотором сечении.

ПРОВЕРКА УПРОЩЕННОЙ АНАЛИТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ

Сопоставим результаты упрощенной модели с результатами совместного численного решения нелинеаризованных уравнений (6) и (26) для типового элемента холодильника-излучателя из алюминиевого сплава (табл. 1). В работе [12] ставился вопрос о выборе теплоносителя для панельных излучателей мегаваттного уровня мощности. Там в качестве оптимального теплоносителя была рекомендована дифенильная смесь. Примерные средние значения свойств этого теплоносителя, а также коэффициента теплоотдачи примем согласно [12].

Зададим следующие типичные для ХИ геометрические параметры: средний радиус трубки ${{R}_{*}}$ = 5.5 мм; толщина стенки трубки ${{\delta }_{W}}$ = 1 мм (${{R}_{1}}$ = 5 мм; ${{R}_{2}}$ = 6 мм); ширина ребра $L$ = 40 мм; толщина ребра $\delta $ = 0.25 мм.

Для данных условий в табл. 2 приведена температура сопряжения ${{T}_{0}}$ ребра и трубы, тепловой поток с ребра ${{Q}_{R}}$ и полный тепловой поток $Q$ (на единицу длины) для некоторого сечения при температуре теплоносителя ${{T}_{L}}$ = 400; 550 и 700 К.

Видно, что результаты упрощенной модели с высокой точностью (с погрешностью менее 1%) совпадают с результатами совместного решения нелинеаризованных уравнений для рассмотренных случаев. Рисунок 7 иллюстрирует распределение температуры по трубе и по ребру при температуре теплоносителя 550 К (численное решение).

Чтобы получить распределение температуры вдоль всего трубопровода ХИ (вдоль координаты z), запишем уравнение энергии в виде:

где $G$и $c$ – массовый расход и удельная теплоемкость теплоносителя.

Интегрируя (41) по координате $z$ с краевым условием ${{\left. {{{T}_{L}}} \right|}_{{z = 0}}} = {{T}_{{L0}}}$, можно рассчитать изменение температуры теплоносителя вдоль трубы, а также расстояние $Z$, на котором теплоноситель остынет до требуемой температуры и сбросит в космическое пространство требуемое количество тепла. Численное решение уравнения (41) не представляет каких-либо сложностей, поскольку для этого существуют эффективные методы [19]. Таким образом, упрощенная математическая модель (37), (40), (41) позволяет легко рассчитать тепловое состояние всего холодильника-излучателя. С другой стороны, аналитический вид выражений для тепловых потоков (37), (40) позволяет перейти к анализу общих закономерностей функционирования ХИ. В данной работе рассмотрим вопрос о выборе оптимальных параметров оребрения холодильника-излучателя.

ЗАДАЧА ПОИСКА ОПТИМАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ ОРЕБРЕНИЯ

В качестве параметра, характеризующего массовое совершенство конструкции, выберем общий удельный тепловой поток (на единицу длины) $Q$ от холодильника-излучателя в некотором сечении, отнесенный к удельной (на единицу длины) массе $M{\text{:}}$

Параметр $\Phi $ можно назвать удельной (по длине) массовой эффективностью холодильника-излучателя. Удельная масса включает в себя удельную массу ребра ${{M}_{R}} = \delta L\rho ,$ массу трубки и теплоносителя в трубке:

На рисунке 8 показано как меняется функция $\Phi $ для оребренных трубок (табл. 1) в зависимости от ширины ребра при температурах теплоносителя 700 К (сверху); и 400 К (снизу). Рассматриваются трубки со средним радиусом ${{R}_{*}}$ = 5.5 мм (слева) 7.5 мм (справа); толщина стенки труби ${{\delta }_{W}}$ = 1 мм и толщины ребер $\delta $ = 0.1; 0.2; 0.4 мм.

Из рисунка следует:

1. При более высокой температуре максимум функции $\Phi $ наблюдается при меньших значениях ширины ребра: при 700 К – ${{L}_{{OPT}}}$ ≈ 30 мм; при 400 К – ${{L}_{{OPT}}}$ ≈ 50–60 мм.

2. Для случая ${{R}_{*}}$ = 5.5 мм предпочтительной толщиной ребра является толщина $\delta $ = = 0.2 мм. Для случая ${{R}_{*}}$ = 7.5 мм предпочтительная толщина ребра при 700 К – это $\delta $ = = 0.4 мм, а при 400 К – это $\delta $ = 0.2 мм.

3. При увеличении радиуса трубки максимум $\Phi $ несколько смещается вправо – в сторону более длинных ребер.

Таким образом, существует максимум функции $\Phi $ при оптимальной ширине ${{L}_{{ОPТ}}}$ и толщине ребра ${{\delta }_{{ОPТ}}},$ которые зависят от температуры теплоносителя. Кроме того, оптимальная ширина и толщина ребра тем больше, чем больше радиус трубки.

Оптимальную ширину и толщину ребра будем искать из решения системы:

По правилам дифференцирования $\left( {\frac{Q}{M}} \right){\kern 1pt} ' = \frac{{Q{\kern 1pt} 'M - QM{\kern 1pt} '}}{{{{M}^{2}}}}.$ Тогда уравнение $\left( {\frac{Q}{M}} \right){\kern 1pt} ' = 0$ можно заменить на $Q{\kern 1pt} ' = Q\frac{{M{\kern 1pt} '}}{M}.$ С учетом того, что в выражении (40) $\beta $ и $Q_{W}^{{{\text{MAX}}}}$ не зависят от параметров оребрения, система (43) принимает вид:

В выражении (33) для теплового потока с ребра поправка $k{{\theta }_{0}}$ ~ ${{\text{1}} \mathord{\left/ {\vphantom {{\text{1}} \beta }} \right. \kern-0em} \beta }$ является малой величиной. Для практически важных случаев коэффициент конвективной теплоотдачи и параметр $\beta $ очень высок. Поэтому примем

Далее:

Тогда система (44) преобразуется к виду:

Левые части уравнений системы (46) зависят только от $H,$ а правые – одинаковые. Приравнивая левые части уравнений системы (46), можно получить безразмерную ширину ребра оптимального по массе холодильника-излучателя:

которая при больших значениях $\alpha $ имеет единственное универсальное значение.

Отметим, что эффективность ребра оптимального по массе холодильника-излучателя ${{F}_{{ОPТ}}}$ = 0.5646. Далее выразим ${{\delta }_{{ОPТ}}}$ через ${{H}_{{ОPТ}}}$ и подставим, например, в 1-е уравнение системы (46):

где ${{C}_{{ОPТ}}} = \frac{2}{3}\left( {1 - {\text{t}}{{{\text{h}}}^{2}}\left[ {{{H}_{{ОPТ}}}\left( {a - b{{H}_{{ОPТ}}}} \right)} \right]} \right)\left( {a - 2b{{H}_{{ОPТ}}}} \right) = 0.1882.$

Считая ${{\varepsilon }_{W}} = \varepsilon ,$ в уравнение (48) вместо $L_{{ОPТ}}^{{}}$ можно ввести безразмерную величину $\Lambda = \frac{{2L_{{ОPТ}}^{{}}}}{{\pi {{R}_{2}}}}$ $\left( {\Lambda = \frac{1}{{{{B}_{{OPT}}}}}} \right),$ что приведет его к следующему безразмерному виду:

где $A = \frac{{4\lambda H_{{ОPТ}}^{2}}}{{{{\pi }^{2}}\varepsilon \sigma T_{L}^{3}}}\left[ {\frac{{{{R}_{*}}{{\delta }_{W}}{{\rho }_{W}}}}{{\rho R_{2}^{3}}} + \frac{{R_{1}^{2}}}{{2R_{2}^{3}}}\frac{{{{\rho }_{L}}}}{\rho }} \right].$ Уравнение (49) позволяет получить универсальную зависимость $\Lambda \left( A \right)$ (рис. 9).

По решению (49) и формуле (47) легко получить размерные значения оптимальной ширины и толщины ребра для условий табл. 1. На рисунках 10 и 11 приведена оптимальная ширина и толщина ребра в температурном диапазоне от 300 до 700 К для ХИ с трубкой толщиной ${{\delta }_{W}}$ = 1 мм и наружным радиусом трубки ${{R}_{2}}$ = 4 мм; ${{R}_{2}}$ = 6 мм; ${{R}_{2}}$ = = 8 мм. При высокой температуре оптимальная ширина ребра составляет ориентировочно около 30 мм, при низкой – примерно в 2.5 раза больше. Если при 300 К оптимальная толщина ребра 0.1 мм, то при 700 К – примерно в 2 раза больше. Оптимальная толщина ребра оказалась почти пропорциональна радиусу трубки.

Рисунки 12 и 13 иллюстрируют влияние толщины стенки трубки при ее наружном радиусе ${{R}_{2}}$ = 6 мм.

Таким образом, чем больше радиус и толщина стенки трубки, тем большее по ширине и толщине требуется ребро.

Полученные результаты объясняют поведение функции $\Phi = {Q \mathord{\left/ {\vphantom {Q M}} \right. \kern-0em} M}$ – удельной массовой эффективности холодильника-излучателя (рис. 8) и хорошо согласуются с результатами, полученными в работе [13] путем вычислительного эксперимента. Отметим, что в работе [13] учитывалось солнечное излучение.

Теперь рассмотрим задачу применительно к условиям, характерным для излучателей перспективных космических аппаратов с ядерной энергоустановкой на борту. Примем, что суммарная тепловая мощность, которую необходимо сбросить в космос ${{N}_{\Sigma }}$ = 1000 кВт, температура теплоносителя на входе ${{T}_{{L0}}}$ = 680 К и требуемая температура на выходе ${{T}_{{LZ}}}$ = 380 К. Коэффициент теплоотдачи, свойства материала ХИ и теплоносителя считаем постоянными (по табл. 1). Суммарный массовый расход теплоносителя (на все параллельные потоки) определяется выражением

Примем, что наружный радиус трубки ХИ ${{R}_{2}}$ = 6 мм, толщина стенки трубки ${{\delta }_{W}}$ =  1 мм, количество параллельных потоков $n$ = 20.

Проинтегрируем (41) по координате $z$ с краевым условием ${{\left. {{{T}_{L}}} \right|}_{{z = 0}}} = {{T}_{{L0}}}$ и определим расстояние $Z,$ на котором теплоноситель остынет до требуемой температуры. Будем рассматривать 5 вариантов с различными параметрами оребрения:

1) ширина и толщина ребра постоянны и соответствуют оптимальным значениям при температуре 680 К;

2) ширина и толщина ребра постоянны и соответствуют оптимальным значениям при температуре 380 К;

3) ширина и толщина ребра постоянны и соответствуют оптимальным значениям при среднеарифметической температуре 530 К;

4) ширина и толщина ребра, переменные по длине потока, вычисляются как оптимальные в зависимости от местной температуры теплоносителя (рис. 14);

5) оптимальная ширина и толщина ребра, вычисляемые в расчете № 4, усреднены по длине потока.

Результаты расчетов представлены в табл. 3: Z – длина потока; $M$ – общая масса ХИ; ${{S}_{\Sigma }} = 2nZ\left( {2{{R}_{2}} + 2L} \right)$ – геометрическая излучающая поверхность ХИ (с двух сторон); ${{{{N}_{\Sigma }}} \mathord{\left/ {\vphantom {{{{N}_{\Sigma }}} M}} \right. \kern-0em} M}$ – удельная мощность по массе; ${M \mathord{\left/ {\vphantom {M {{{S}_{\Sigma }}}}} \right. \kern-0em} {{{S}_{\Sigma }}}}$ – удельная масса излучателя; доля излучения, отведенная ребрами ${{{{N}_{{R\Sigma }}}} \mathord{\left/ {\vphantom {{{{N}_{{R\Sigma }}}} {{{N}_{\Sigma }}}}} \right. \kern-0em} {{{N}_{\Sigma }}}};$ относительная масса оребрения ${{{{M}_{R}}} \mathord{\left/ {\vphantom {{{{M}_{R}}} M}} \right. \kern-0em} M}.$

Таким образом, проведенные расчеты применительно к условиям, характерным для излучателей перспективных космических аппаратов с мощностью 1 МВт (${{R}_{2}}$ = 6 мм, ${{\delta }_{W}}$ = = 1 мм), показывают, что при оптимальной ширине и толщине ребра суммарная масса оребрения составляет около четверти массы ХИ, при этом ребра сбрасывают около 70% тепла.

ВЫВОДЫ

Представлена уточненная методика приблизительного аналитического расчета холодильника-излучателя. Она предполагает расчет теплового состояния элемента трубы и ребра с последующим сопряжением решений. На основе полученных аналитических выражений для тепловых потоков от холодильника излучателя проведен поиск оптимальных по массе геометрических параметров ребра постоянной толщины. Получено, что, в практически важных случаях, когда коэффициент теплоотдачи высок, ребро оптимального по массе холодильника-излучателя имеет единственное значение безразмерной ширины и эффективности (около 60%). С другой стороны, получено, что чем больше наружный радиус и толщина стенки трубы, тем большее по ширине и толщине требуется ребро. Предложенная методика поиска оптимальных параметров оребрения применена к условиям, характерным для излучателей перспективных космических аппаратов с уровнем мощности 1 МВт.