авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ БИБЛИОТЕКА РОССИИ

КОНФЕРЕНЦИИ, КНИГИ, ПОСОБИЯ, НАУЧНЫЕ ИЗДАНИЯ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ


Pages:     | 1 | 2 ||

«Федеральное агентство по образованию Дальневосточный государственный технический университет (ДВПИ им. В.В. Куйбышева) Л.Г. ...»

-- [ Страница 3 ] --

ля, кВт Насосы ЦНСГ 800 – 250- ЦНСГ800-250 800 250 1475 0,75 725 3,0 640- ЦНСГ800-375 800 375 1475 0,75 1090 3,0 640- ЦНСГ800-500 800 500 1475 0,75 1450 3,0 640- ЦНСГ800-625 800 625 1475 0,75 1810 3,0 640- ЦНСГ800-750 800 750 1475 0,75 2180 3,0 640- ЦНСГ800-875 800 875 1475 0,75 2540 3,0 640- ЦНСГ800- 800 1000 1475 0,75 2900 3,0 640- Таблица 4. Размеры присоединительных патрубков насосов ЦНС Внутренние диаметры патрубков, мм Тип насоса подводящего напорного ЦНС 38 – 50- ЦНС 60 – 40-200 125 ЦНС 105 – 98- ЦНС 60 – 66-330 100 ЦНС (К) 180 – 85-425 150 ЦНС 180 – 476- 150 ЦНС 180 – 500- ЦНС (К) 300 – 120-600 200 ЦНС 300 – 700- 200 ЦНС 300 – 780- ЦНСК 500 – 160-800 250 ЦНСГ 800 – 250-1000 300 Таблица 4. Технические данные электродвигателей Частота Тип Мощность, Напряжение, КПД, cos вращения, электродвигателя кВт В % об/мин ВАО – 52-4 1500 10 220/380 88,5 0, ВАО – 61-4 1500 13 220/380 88,5 0, ВАО – 62-4 1500 17 220/380 89,5 0, ВАО – 71-4 1500 22 220/380 90,0 0, ВАО – 72-4 1500 30 220/380 90,5 0, ВАО – 81-4 1500 40 220/380 91,0 0, ВАО – 82-4 1500 55 220/380 91,0 0, ВАО – 91-4 1500 75 220/380 91,0 0, ВАО – 92-4 1500 100 220/380 91,5 0, ВАО – 315-4 1500 132 380/660 93,5 0, ВАО – 315М-4 1500 160 380/660 94,0 0, ВАО – 450М-4 1500 200 6000 93,0 0, ВАО – 450-4 1500 250 6000 93,2 0, ВАО – 500М-4 1500 315 6000 94,0 0, ВАО – 500-4 1500 400 6000 94,5 0, ВАО – 560М-4 1500 500 6000 94,0 0, ВАО – 560-4 1500 630 6000 94,5 0, ВАО – 630М-4 1500 800 6000 95,0 0, ВАО – 630-4 1500 1000 6000 95,4 0, ВАО – 710М-4 1500 1250 6000 95,5 0, ВАО – 710-4 1500 1600 6000 95,7 0, ВАО – 800-4 1500 2000 6000 96,0 0, ДСП – 40/74-4 1500 3000 ВАО – 51-2 3000 10 220/380 87,0 0, ВАО – 52-2 3000 13 220/380 87,5 0, ВАО – 62-2 3000 17 220/380 87,0 0, ВАО – 71-2 3000 22 220/380 88,0 0, ВАО – 72-2 3000 30 220/380 89,0 0, ВАО – 81-2 3000 40 220/380 89,0 0, ВАО – 82-2 3000 55 220/380 90,0 0, ВАО – 91-2 3000 75 220/380 90,0 0, ВАО – 92-2 3000 100 220/380 90,5 0, ВАО – 450М-2 3000 200 6000 93,7 0, ВАО – 450-2 3000 250 6000 94,2 0, ВАО – 500М-2 3000 315 6000 94,0 0, ВАО – 500-2 3000 400 6000 94,2 0, АЗП – 500 3000 500 Украина 12-3/2 3000 630 АЗП – 800 3000 800 АЗП – 1000 3000 1000 6000 94,0 0, АЗП – 1250 3000 1250 Раздел ВЕНТИЛЯТОРНЫЕ УСТАНОВКИ ГЛАВНОГО ПРОВЕТРИВАНИЯ Назначение, классификация и устройство вен тиляторных установок Проектирование вентиляторных установок Задачи и примеры расчета вентиляторных установок Глава 5. НАЗНАЧЕНИЕ, КЛАССИФИКАЦИЯ И УСТРОЙСТВО ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК 5.1. Назначение и классификация вентиляторных установок Вентиляторные установки на горных предприятиях служат для про ветривания горных выработок и поддержания в них комфортных и безо пасных условий труда путем создания атмосферных условий, при которых состав, скорость перемещения и температура воздуха соответствовали бы требованиям отраслевых ПБ.

Атмосферный воздух, проходя по горным выработкам, изменяет свой состав. Содержание кислорода в нем уменьшается, а углекислого газа увеличивается. Кроме того, в него попадают такие газы, как азот, оксид уг лерода, сероводород, сернистый газ, оксиды азота, метан, а также пыль, пары воды и другие вещества, выделяющиеся из горных пород и образую щиеся при производстве горных работ.

Содержание газов в воздухе характеризуется их концентрацией, представляющей собой отношение объема (объемная концентрация) или массы (массовая концентрация) данного газа ко всему количеству газовоз душной смеси.

Воздух, поступивший с поверхности в горные выработки и претер певший изменения, называется рудничным. Воздушная струя, движущаяся от воздухоподающего ствола к забоям, называется поступающей, а от за боев к воздуховыдающему стволу – исходящей.

Рудничный воздух в основном состоит из следующих компонентов:

• кислорода, минимальное содержание которого согласно ПБ должно быть не менее 20 % по объему;

• углекислого газа, максимальное допустимое содержание которого не должно превышать: 0,5 % на рабочих местах и в исходящих струях уча стков;

0,75 % в выработках с исходящей струей крыла, горизонта и шахты в целом;

• оксида углерода, объемная концентрация которого в рудничном воз духе действующих и строящихся выработок не должна превышать 0,0016 %;

• оксидов азота, образующихся при взрывных работах. Их содержание не должно превышать 0,00025 % по объему в пересчете на диоксид азота NО2;

• сернистого газа, содержание которого не должно превышать 0,00035 % по объему.

Особое место в рудничной атмосфере занимает метан. С воздухом метан образует горючие и взрывчатые смеси. Причем при объемной кон центрации метана в воздухе до 5 – 6 % метано-воздушная смесь не взрыва ется;

свыше 14 – 15 % - не горит и не взрывается.

Все шахты и рудники, в которых хотя бы в одной выработке был об наружен метан, относят к опасным по газу, что влечет за собой дополни тельные требования к обеспечению безопасности. При этом все опасные по газу шахты разделяются на пять категорий: I (относительная метано обильность до 5 м3/т добычи), II (от 5 до 10 м3/т), III (от 10 до 15 м3/т), сверхкатегорные (15 м3/т и более) и опасные по внезапным выбросам. По метанообильности рудники разделяют на четыре категории: I (до 7 м3/т), II (от 7 до 14 м3/т), III (от 14 до 21 м3/т) и сверхкатегорные (21 м3/т и более).

С учетом отмеченного выше, процесс проветривания горных выра боток должен обеспечить в рудничном воздухе необходимое количество кислорода, а также разбавить выделяющиеся вредные газы и вещества до допустимых концентраций, что и определяет в основном объем воздуха, который необходим для проветривания. Этот процесс осуществляется с помощью специальных вентиляторов, предназначенных для горной про мышленности.

По назначению вентиляторные установки подразделяются на глав ные, вспомогательные и местного проветривания.

Вентиляторные установки главного проветривания предназначены для вентиляции всех выработок горного предприятия (шахты, рудника, карьера) или его части (крыло, блок, панель и т.д.). В соответствии с ПБ на шахтах и подземных рудниках эти установки располагаются на поверхно сти у устья герметически закрытых стволов, шурфов, штолен и скважин.

Вспомогательные вентиляторные установки предназначены для проветривания стволов и капитальных выработок при их проходке, а также отдельных участков горного предприятия. Обычно они располагаются, как и главные, на дневной поверхности.

Вентиляторные установки местного проветривания используются для вентиляции тупиковых выработок, забоев и отдельных застойных зон.

Соответственно по назначению разделяются и вентиляторы: венти ляторы главного проветривания, вспомогательные вентиляторы и вентиля торы местного проветривания.

По способу проветривания главные вентиляторные установки под разделяют на всасывающие и нагнетательные. Всасывающий способ про ветривания применяют, как правило, на шахтах, опасных по газу, нагнета тельный – на шахтах, не опасных по газу. Иногда применяют нагнетатель но-всасывающий способ проветривания. В этом случае два вентилятора ра ботают последовательно – один на нагнетание, а другой на всасывание.

В составе главных и вспомогательных вентиляторных установок ис пользуют как осевые, так и центробежные вентиляторы. Вентиляторы ме стного проветривания являются в основном осевыми.

Карьерные вентиляторные установки разделяются, кроме того, на стационарные и передвижные. Стационарные установки, как правило, имеют систему закрытых каналов (подземных выработок или трубопрово дов), по которым подается в карьер или отсасывается из него воздух. Пе редвижные вентиляторные установки изменяют свое местоположение по мере перемещения зон максимального выделения пыли и вредных газов в карьере и не имеют специальных каналов для подачи по ним воздуха. Воз душный поток, формируемый проточной частью вентиляторного агрегата, по выходе из него распространяется в атмосфере карьерного пространства, вовлекая в движение значительные ее массы за счет сил трения и эжекти рующего действия потока.

5.2. Общее устройство вентиляторных установок главного проветривания Устройство вентиляторной установки зависит от ее назначения, рас положения, типа применяемых вентиляторов и требований отраслевых Правил безопасности и Правил технической эксплуатации, предъявляемых к установкам различных типов.

В составе вентиляторных установок главного проветривания одина ково широко применяются как центробежные, так и осевые вентиляторы.

Центробежные вентиляторы главного проветривания в соответствии с ГОСТ 11004–84 изготавливаются одноступенчатыми с односторонним (ВЦ) и двусторонним (ВЦД) подводом воздуха с диаметрами рабочих ко лес от 1,6 до 4,75 м, номинальной подачей от 25 до 630 м3/с и номиналь ным статическим давлением от 2450 до 7000 Па.

Основным способом регулирования рабочего режима центробежных вентиляторов главного проветривания является изменение угла установки лопаток входного направляющего аппарата (НА). На отдельных моделях центробежных вентиляторов предусмотрено регулирование режима изме нением частоты вращения приводного электродвигателя.

Осевые вентиляторы главного проветривания, выпускаемые серий но, охватывают диапазон подач от 10 до 580 м3/с и статических давлений от 600 до 3900 Па и предназначены для проветривания горных предпри ятий с относительно небольшим сопротивлением вентиляционной сети.

Все они выполнены по двухступенчатой схеме и имеют спрямляюще направляющий аппарат, расположенный между рабочими колесами 1-й и 2-й ступеней, и спрямляющий аппарат за рабочим колесом 2-й ступени.

Главные вентиляторные установки должны состоять не менее чем из двух вентиляторных агрегатов, один из которых должен быть резерв ным. Вентиляторы на газовых шахтах должны быть одного типоразмера.

На негазовых шахтах главные вентиляторные установки могут состоять из одного агрегата с резервным электроприводом.

Кроме того, главные вентиляторные установки должны быть обору дованы реверсивными устройствами, обеспечивающими изменение направ ления воздушного потока (вентиляционной струи) на противоположное во всех горных выработках, проветриваемых за счет общешахтной депрессии.

Если уровень шума вентиляторных установок выше допустимых норм, то они должны оборудоваться глушителями шума.

Рабочий и резервный вентиляторы соединяются со стволом шахты системой вентиляционных каналов: подводящего, всасывающих, нагнета тельных, обводных и диффузора с выходной частью. Каналы выполняются в бетоне в комплексе со зданием, в котором размещаются вентиляторные агрегаты.

Таким образом, в общем случае в состав вентиляторной установки главного проветривания входят: два вентиляторных агрегата, состоящих из вентиляторов с электродвигателями и аппаратуры управления, автомати зации и контроля;

вспомогательное оборудование для переключения и ре версирования воздушного потока;

система вентиляционных каналов, обес печивающих прямую и реверсивную работу каждого из вентиляторов;

глушители шума.

Вспомогательное оборудование включает в себя: ляды, с помощью которых перекрываются вентиляционные каналы;

механизмы для открыва ния и закрывания ляд;

устройства для уплотнения ляд;

люки для доступа в каналы. Ляды выполняются по типу падающих или самоходных вертикаль ных дверей. В качестве привода ляд применяются лебедки с системой кана тов (падающие ляды), а также цепной привод с червячным редуктором и винтовой с мотор-редуктором для самоходных вертикальных ляд.

Компоновка вентиляторной установки определяется типом вентиля тора: осевой или центробежный, с одно- или двухсторонним входом, ре версивный или нет.

Центробежные вентиляторы являются нереверсивными. Поэтому вентиляторные установки с центробежными вентиляторами имеют обвод ные каналы, по которым воздух нагнетается в шахту при реверсивном ре жиме работы вентилятора. Для компоновки таких установок характерен также общий диффузор для обоих вентиляторов, который на некоторой высоте переходит в сужающуюся надстройку (конфузор).

На рис. 5.1 показаны принципиальные технологические схемы вен тиляторных установок с центробежными вентиляторами.

При работе рабочего вентилятора 1 на всасывание (нормальный ре жим) ляда 2 подводящего канала, ляда 3 переключения всасывающего ка нала рабочего вентилятора, отсекающая ляда 4 нагнетательного канала ра бочего вентилятора и ляда 5 диффузора открыты. Отсекающая ляда 6, ляда переключения 7 резервного вентилятора 8 и ляда 9 всасывающей будки за крыты. При этом воздух поступает к рабочему вентилятору через главный подводящий и всасывающие каналы (схема движения воздуха показана сплошными стрелками) и через нагнетательные каналы и диффузор нагне тается в атмосферу. При переключении на резервный вентилятор ляды 3 и 4 закрываются, а ляды 6 и 7 открываются.

При работе на нагнетание (реверсивный режим) вентилятор всасыва ет воздух из атмосферы через открытую ляду 9 всасывающей будки и на гнетает его через обводной канал, связанный с подводящим каналом, в шахту (схема движения воздуха показана пунктирными стрелками). Ляда диффузора при этом закрыта.

Рис. 5.1. Принципиальные технологические схемы установок главного проветривания с центробежными вентиляторами:

а – одностороннего входа;

б – двухстороннего входа 5.3. Аэродинамические характеристики вентиляторов Аэродинамические характеристики вентиляторов (вентиляторных установок) определяются опытным путем и представляют совокупность графических зависимостей статического давления Нст и статического ко эффициента полезного действия ст от расхода (подачи) Q воздуха при различных регулируемых параметрах вентиляторных агрегатов (частотах вращения, углах установки лопастей рабочего колеса и пр.).

Статическое давление вентилятора численно равно разности давле ний в нагнетательном и всасывающем каналах вентиляторной установки.

Оно отображает приращение в каналах вентилятора удельной энергии давления газа, отнесенной к его объему. Приращение удельной кинетиче ской энергии воздуха в каналах вентиляторной установки практически равно нулю, так как скорости соответствующих потоков в нагнетатель ном и всасывающем каналах примерно одинаковы. Приращением удель ной энергии положения в поле тяжести Земли можно пренебречь из-за малой плотности воздуха. Поэтому статическое давление с достаточной точностью отображает величину полной удельной энергии, приобретае мой воздухом в каналах вентиляторной установки.

Статический КПД вентиляторной установки определяется следую щим образом:

H стQ ст =, (5.1) 10 N где Н cm – статическое давление вентилятора, Па;

Q - расход воздуха, м3/с;

N – потребляемая вентилятором мощность, кВт.

К режиму работы вентиляторов предъявляются три основных требо вания: обеспечение необходимой подачи, экономичность и устойчивость.

Исходя из последних двух условий, на напорной характеристике вентиля тора выделяют зону промышленного использования. Режим работы венти лятора главного проветривания считается экономичным, если cm 0,6.

Центробежные вентиляторы имеют пологопадающую характеристи ку статического давления Нcт - Q (рис. 5.2, а), для которой все режимы работы являются устойчивыми. Поэтому зона промышленного использо вания 1 – 2 характеристики Hст - Q центробежного вентилятора определя ется только из условия экономичности. Осевые вентиляторы имеют, как правило, седлообразную характеристику Hст - Q со впадинами и даже с разрывами (рис. 5.2, б). Поэтому осевые вентиляторы в некотором диапа зоне подач могут иметь неустойчивые режимы работы. Исходя из этого, со стороны малых подач, где указанная характеристика имеет впадины и раз рывы, зона промышленного использования ограничивается условием ус тойчивости (точка 7), а со стороны больших подач условием экономично сти (точка 2).

Отличительной эксплуатационной особенностью вентиляторных ус тановок является их работа на внешнюю сеть, сопротивление которой по стоянно меняется в связи с развитием фронта работ и изменением клима тических и горно-технических условий. Кроме того, вентиляторы главного проветривания имеют очень большой срок службы: от 14 до 20 лет. За это время характеристика внешней сети может измениться в значительных пределах. Поэтому для того, чтобы вентиляторная установка могла обес печить необходимую подачу воздуха в течение всего срока службы, она должна быть регулируемой.

Регулирование режима работы осевых вентиляторов типа ВОД осу ществляют в настоящее время за счет изменения углов установки лопастей рабочего колеса. При этом поворот лопастей производится дискретно че рез 5 град. Поэтому регулирование получается ступенчатым.

Режимы работы центробежных вентиляторов регулируются измене нием углов установки лопаток направляющих аппаратов или частоты вра щения п рабочего колеса. Оба эти способа регулирования являются непре рывными.

Комбинированный способ регулирования заключается в том, что в диапазонах рабочего режима вентиляторов осуществляется подрегулиров ка (тонкое регулирование) различными способами (направляющим аппара том, задвижкой в вентиляционном канале и т.д.).

Рис. 5.2. Определение зоны промышленного использования вентиляторов главного проветривания по их индивидуальным характеристикам:

а – центробежного вентилятора;

б – осевого вентилятора В связи с этим для вентиляторов выбирают не индивидуальные, а универсальные характеристики, используя на практике при расчетах толь ко ее часть – область промышленного использования, в которой все режи мы работы являются экономичными и устойчивыми. Для ее получения на каждой напорной характеристике выделяют зону промышленного исполь зования и соответственные концы этих зон соединяют линиями, которые являются границами области по условиям экономичности и устойчивости.

Поэтому аэродинамические характеристики вентиляторов главного про ветривания имеют вид, показанный на рис. 5.2. (а) и 5.2. (б).

Глава 6. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК Исходными данными для проектирования вентиляторных установок шахт и рудников являются:

Q – количество воздуха, необходимое для проветривания шахт, м3/с;

max, min – максимальная и минимальная депрессия (или соответст вующие эквиваленты отверстия) вентиляторной сети;

категория шахты по газу и пыли.

При проектировании необходимо:

выбрать наиболее выгодную установку, т.е. вентилятор и способ его регулирования на основе технико-экономического сравнения возможных вариантов;

определить режимы работы вентилятора при максимальном и мини мальном эквивалентных отверстиях;

установить способ регулирования и выполнить расчеты, связанные с регулированием рабочих режимов вентилятора;

определить резерв производительности вентилятора;

определить мощность приводного двигателя вентилятора и средне годовой расход электроэнергии;

выбрать пускорегулирующую аппаратуру, аппаратуру управления, средства контроля, кабели;

рассчитать калориферную установку и выбрать для нее оборудование.

6.1. Выбор вентилятора и способа его регулирования Для выбора вентилятора на сводные графики областей промыш ленного использования шахтных вентиляторов главного проветривания (рис. 6.16.4) наносят точки с координатами ( Q, H min ) и ( Q, H max ) и вы бирают вентилятор, в область промышленного использования которого входят эти точки.

Заданным условиям могут соответствовать более двух вентиляторов. С экономической точки зрения наиболее выгодным является вентилятор, для ко торого годовые затраты с учетом капитальных вложений минимальны.

При выборе способа регулирования определенного типоразмера вен тилятора нужно руководствоваться следующим положением.

В том случае, если обе расчетные точки входят в область промыш ленного использования одного вентилятора при данной частоте его враще ния и числе лопаток рабочих колес, то регулирование рабочего режима следует предусматривать только поворотом НА – направляющего аппарата (у центробежных вентиляторов ВЦ и ВЦД) или поворотом лопаток рабо чих колес в сочетании с тонким регулированием лопатками СНА – спрям ляющее-направляющим аппаратом (у осевых вентиляторов).

Если в область промышленного использования вентилятора входит только точка с координатами ( Q, H min, H max ), которая находится вне этой области, то следует предусмотреть дополнительное грубое (ступенчатое) регулирование изменения частоты вращения вентилятора, путем замены приводного двигателя на другой, с иными оборотами и мощностью (у ВЦ и ВЦД) или снятием половины лопаток на втором рабочем колесе (у ВОД).

В случае необходимости существенного изменения подачи и давле ния вентилятора, он может быть оборудован регулируемым приводом (асинхронно-вентильным каскадом). Однако прибегать к такому способу регулирования следует, как правило, только в тех случаях, когда перечис ленные выше способы не в состоянии обеспечить экономичное регулиро вание режима работы во всем диапазоне изменения необходимых подачи и давления.

В том случае, если для обеспечения необходимых подачи и давления подходят два или более вентиляторов разных типоразмеров, то вентиля торную установку следует оборудовать такими вентиляторами и приводом, при которых приведенные затраты на сооружение и эксплуатацию венти ляторной установки получают наименьшими:

С = Е К + СЭ + А + С + СО + С, (6.1) где Ен – нормативный коэффициент эффективности капитальных вло - жений ( Е = 0,15 год );

К в – капитальные затраты на вентиляторную ус тановку (стоимость строительных сооружений, механического оборудо вания, электропривода, аппаратуры амортизации, а также их монтажа), р.;

С э – стоимость эксплуатации вентиляторной установки, включающая амортизационные отчисления по каждому из перечисленных выше эле ментов установки Ав, стоимость электроэнергии, потребляемой установ кой – Ср, обслуживания – Со, ремонтов и наладок, материалов См, р./год.

Способ регулирования рабочих режимов предусмотрен конструкци ей вентилятора. Расчеты по регулированию заключаются в определении числа ступеней регулирования и рабочих режимов на этих ступенях, а также продолжительности работы на каждой из ступеней.

Для установления числа ступеней регулирования необходимо на аэ родинамическую характеристику вентилятора наложить характеристики вентиляторной сети при min, max.

Рис. 6.1. Сводные графики областей промышленного использования шахтных осевых вентиляторов Рис. 6.2. Сводные графики областей промышленного использования шахтных вентиляторов местного проветривания Рис. 6.3. Сводные графики областей промышленного использования шахтных центробежных вентиляторов главного проветривания Характеристики вентиляторной сети строятся по точкам, получен ным путем вычисления напора – H с учетом различных значений произ водительности – Q от 0 до 1,25 требуемой производительности. Соединив точки заданных режимов прямой линией, находят число ступеней регули рования по точкам пересечения этой линии с аэродинамическими характе ристиками вентилятора (рис. 6.76.15).

6.2. Определение резерва подачи вентилятора Резерв производительности вентилятора устанавливают как отноше ние производительности вентилятора, определяемой точками пересечения характеристик вентиляционной сети с правой граничной характеристикой вентилятора, к заданной производительности.

Для реверсивных вентиляторов необходимо определять производи тельность при реверсировании вентиляционной струи.

По ПБ она должна быть не менее 60% от производительности при нормальной работе.

6.3. Определение мощности вентилятора и среднегодового расхода электроэнергии на проветривание Мощность вентилятора (на его валу) может быть вычислена по фор мулам:

Q h Q h N max = c max.

N min = c min ;

(6.2) 1000с 1000с Пользуясь формулой (6.2) по hmin,hmax определяют максимальную и минимальную мощности на валу вентилятора, по значениям которых вы бирают тип и мощность привода вентилятора. В случае применения асин хронных двигателей при N min / N max 0,6 рекомендуется принимать два двигателя на различные периоды работы вентиляторной установки. При этом мощность каждого из них принимается по максимальному давле нию вентилятора в пределах каждого периода работы двигателя. Син хронный двигатель всегда принимается один на весь срок службы вен тилятора.

Учитывая возможные изменения сопротивления выработок шахты, мощность двигателя обычно принимают с некоторым запасом (10-15%).

Среднегодовой расход электроэнергии вентиляторной установки оп ределяют по формуле N min + N max 3600 24 365, = (6.3) 2п д тр с Р где N min, N max – соответственно минимальная и максимальная мощности на валу вентилятора, кВт;

п = 0,9 0,95 – к.п.д. редуктора;

д – к.п.д.

двигателя, значение которого берется из каталога;

тр = 0,97 – к.п.д.

трансформатора (в случае установки двигателя низкого напряжения);

с = 0,95 0,97 – к.п.д. электрической цепи;

р = 0,8 0,9 – к.п.д. регули рования.

Удельный расход электроэнергии на 1 т добычи определяется по формуле = E / Aг, (6.4) где Аг – годовая производительность шахты.

Выбор электрооборудования, аппаратуры автоматизации, вспомога тельных устройств, аппаратуры управления и других элементов вентиля торной установки производится на основании их технических характери стик по справочникам и каталогам.

6.4. Вентиляторные установки проветривания карьеров 6.4.1. Схемы и эксплуатационные параметры установок главного проветривания карьеров Вентиляторная установка главного проветривания обеспечивает воз духообмен и нормальные атмосферные условия во всех выработках или в большей части выработок карьера.

Загрязнение атмосферного воздуха карьеров происходит из-за выде ления пыли и вредных газов при буро-взрывных, выемочно-погрузочных и транспортных работах. На большинстве карьеров удаление вредных при месей и оздоровление атмосферы в горных выработках осуществляют ес тественным воздухообменом с окружающим пространством. Однако при наличии интенсивных источников загрязнения карьерной атмосферы есте ственный воздухообмен оказывается не эффективным. Его возможности резко снижаются с увеличением глубины карьеров. Поэтому в последние годы наряду с внедрением различных способов предотвращения выделе ние пыли и газов в атмосферу на карьерах все большее распространение получает искусственное проветривание горных выработок при помощи вентиляторных установок.

На рис. 6.5 в качестве примера показана одна из возможных схем ис кусственного проветривания карьеров. Поток воздуха в прибортовых зонах карьера, где наблюдается наибольшее выделение пыли и газа, создается передвижными вентиляторными агрегатами 1 и он направлен ко входу в вентиляционный шурф 2, связывающий рабочее пространство карьера с подземными выработками 3 дренажной шахты 4. Стационарный вентиля торный агрегат 5 отсасывает воздух из дренажной шахты, обеспечивая не обходимый перепад давлений и поступление воздуха в вентиляционный шурф и подземные выработки, как это показано стрелками на рисунке.

В схеме, изображенной на рис. 6.6, искусственное проветривание карьера обеспечивается двумя вентиляторными установками. Вентилятор ный агрегат 1 по трубному каналу 2 подает чистый атмосферный воздух в застойную зону карьера, а по трубному каналу 3 вентилятор 4 отсасывает загрязненный воздух.

Рис. 6.5. Схема проветривания карьера Рис. 6.6. Схема проветривания карьера с использованием подземных горных с использованием стационарных выработок вентиляционных трубопроводов Схемы искусственного проветривания весьма разнообразны и зави сят от общей конфигурации горных выработок, их глубины, протяженно сти карьерного поля, климатических условий, направления и интенсивно сти горных работ, а также интенсивности источников выделения пыли и вредных газов. Подавляющее большинство указанных схем базируется на применении стационарных или передвижных вентиляторных установок, а также на их комбинации.

6.4.2. Расчет вентиляторов главного проветривания для карьеров Исходными данными для расчета и выбора стационарных вентиля торов главного проветривания являются расчетные: расход воздуха – Q p и депрессия – H, необходимая для перемещения воздушного потока в кана лах внешней сети. Эти величины определяют при проектировании схем проветривания горных выработок. Если протяженность каналов в сети вентилятора изменяется в процессе разработки месторождения, то прини мают величины максимальной Н max и минимальной H min депрессий.

Эксплуатационный расчет вентилятора производят по максимальной Н max депрессии внешней сети и выполняют следующим образом.

Расход воздуха с учетом относительной негерметичности каналов внешней сети равен:

Q = k yQp, (6.5) где k y – коэффициент, учитывающий утечки воздуха через распредели тельную арматуру и пр. ( k y =1,1 – 1,25);


Q p – необходимый расход воз духа в каналах внешней сети, м3/с.

Величина коэффициента k y принимается большей в тех случаях, когда проветривание выработок осуществляется через шахтный ствол, используемый для основных грузовых или вспомогательных спуско подъемных операций.

Выбор типа вентилятора позволяет на основе диаграмм полей ра бочих режимов путем нанесения на них двух точек, одна из которых имеет координаты Q и H max, а другая – Q и H min определить типо размер вентилятора.

Если обе точки попадают в поля рабочих режимов двух типов вентиляторов, то предпочтение отдается тому, который обеспечивает необходимые Q и H max при большей величине кпд. Для выбора наи лучшего варианта производят анализ действительных рабочих режимов вентиляторных установок наложением напорной характеристики внеш ней сети на индивидуальные напорные характеристики вентиляторных агрегатов.

Расчет характеристик внешней сети выполняют при заданных значениях расчетных депрессий по формулам:

при максимальной депрессии Rmax = H max / Q 2 ;

(6.6) p при минимальной депрессии Rmin = H min / Q 2. (6.7) p Результаты расчета характеристик внешней сети при максималь ном и минимальном значениях расчетных депрессий оформляют в виде таблицы, по которой производят построение указанных напорных харак теристик.

Действительный рабочий режим вентиляторной установки опреде ляется по точкам пересечения характеристик внешней сети с ветвями напорных характеристик вентилятора. В указанных точках рабочий ре жим вентилятора должен обеспечивать производительность не меньше расчетной Q.

Мощность вентиляторного агрегата определяют по обоим ожидае мым режимам работы:

при максимальной депрессии N1 = 10 3 H max Q /max ;

(6.8) при минимальной депрессии N 2 = 10 3 H min Q / min, (8.9) max и min – к.п.д. вентилятора при работе соответственно с макси где мальной и минимальной депрессиями. Величину кпд определяют по соответ ствующим изолиниям на напорной аэродинамической характеристике венти лятора (рис. 6.7 – 6.15).

Необходимую мощность привода вентилятора находят по наибольшей из двух вычисленных величин N1 и N 2 с учетом резерва в 15 %.

Окончательный выбор вентилятора производят на основе технико экономического сравнения возможных вариантов с анализом эксплуатацион ных и капитальных затрат.

Рис. 6.7. Аэродинамическая характеристика вентилятора ВОД- Рис. 6.8. Аэродинамическая характеристика вентилятора ВОД- Рис. 6.9. Аэродинамическая характеристика вентилятора ВОД- Рис. 6.10. Аэродинамическая характеристика вентилятора ВОД- Рис. 6.11. Аэродинамическая характеристика вентилятора ВЦ- Рис. 6.12. Аэродинамическая характеристика вентилятора ВЦД-32М Рис. 6.13. Аэродинамическая характеристика вентилятора ВЦЗ-32 при 600 об/мин Рис. 6.14. Аэродинамическая характеристика вентилятора ВЦД- Рис.6.15. Аэродинамическая характеристика вентилятора ВЦД- ЗАДАЧИ И ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК Задача 3.1.

Задание остается прежним, а именно:

Q = 30,6 м3/сек, у= 1,225 кг/м3, скорость на выходе са = 10 м/сек, разность статических давлении ps t = 38,75 мм вод. ст, Поставлено также условие, чтобы шум не был интенсивней, чем у центробежного вентилято ра равной производительности.

Решение. Вследствие этого условия мы не можем увеличить окружную скорость и2, которая составляет 30 м/сек. Так как полное давление P = pst + pda = 38,75 + = 45 мм вод. ст., то коэффициент давления при u2 = 30 м/сек равен P = 16 = 16 = 0,8.

u2 Полученное значение слишком велико, поэтому нужно давление разделить между двумя ступенями. Чтобы получить одинаковые рабочие ко f = 0,05 при леса, выбираем лопатки рабочего колеса с дуговым профилем l c.

постоянной ширине лопаток 1С и постоянном угле установки Рис. 3.1. Двухступенчатый осевой вентилятор с лопатками постоянной ширины и с постоянным углом установки Принимается цилиндрический кожух с площадью сечения Q 30, = = = 3,06 м2 и диаметром Ф = 2000 мм.

cа 4 Направляющий аппарат (рис. 3.1) расположен перед рабочим коле сом. Принимаем внешний диаметр рабочего колеса d равным 1980 мм.

Для меньших потерь в диффузоре выбираем = 0,5. Тогда диаметр втулки d1 = 990 мм.

Определим среднюю меридиональную скорость Q cm = = 13,3 м/сек Fr и средний коэффициент производительности cm = = 0, 445.

u Средний коэффициент давления будет P = 2 = 0,4.

u Тогда постоянные коэффициенты расхода равны 1,5 0,445 (1 + 0,5) c = = 0, 1 + 0,5 + 0, и коэффициенты давления 2 0, c = = 0,64.

1 + 0, Из этих величин для варианта «направляющий аппарат – рабочее ко лесо» получим постоянный угол притекания c 0, tg = = = 0,493 и c = 26 15.

0, c 1+ c 1+ 4 Для среднего значения коэффициента обратного качества профиля = 0,05 и постоянного коэффициента подъемной силы ca 0,6 получим f = 0,05 (по рис. 3.1) постоянный угол атаки при дуговом профиле l c 3 и постоянный угол установки сечений профилей лопатки c = c + = 2615 + 3 = 2915.

c Постоянная ширина лопатки и число лопаток вычисляются по урав нению 1,98 sin 2615 = 3,06.

0, 0,6lc z = 0, Если принять число лопаток рабочего колеса z = 15, то lc = 340 мм.

Для лопаток направляющего аппарата, если принять число их z = 24, угол выхода будет равен c tgc = 2 = 1,79, тогда c = 6050.

c Принимая среднее значение коэффициента обратного качества про филя = 0,05, к.п.д. рабочего колеса будет равен 1 0,05 0, L = = 0,89.

0, 1+ 0, 0, = 0,51 = 0,5 будет равен di = 0,95 и К.п.д. диффузора для = 0, в соответствии с оставшимся закручиванием на выходе к.п.д. закручивания dr 0,95. Тогда гидравлический к.п.д. может быть принят равным h = 0,89 0,95 0,8.

Механический к.п.д. для двух подшипников и клиноременного при вода составит m 0,92, откуда полный к.п.д.


= 0,8 0,92 = 0, Потребляемая мощность 30,6 N1 = = 25 л.с.

0,735 Потребная мощность двигателя с 10%-ным запасом N2 = 20 кВт.

Скорость вращения осевого вентилятора 60 п= = 290 об/мин.

3,14 1, Помимо уменьшения потребляемой мощности преимущество дан ного осевого вентилятора по сравнению с центробежным заключается в том, что он значительно меньше по размерам и легче по весу: центробеж ный вентилятор имеет высоту 3,5 м и ширину 1,75 м, а осевой – цилинд рический кожух диаметром 2 м и длиной 1 м.

Сила шума одноступенчатого осевого вентилятора с лопатками, вы полненными по дуге круга, отнесенная к окружной скорости и2 примерно равна силе шума центробежного вентилятора с радиальными лопатками и составляет для и2 = 30 м/сек примерно 65 фон. При входном направляю щем аппарате шум уменьшается на 0,1 от общего числа фонов и его можно принять равным 60 фон. Так как два рабочих колеса расположены одно за другим, то результирующая сила шума на 10lg2 3 фона больше, чем сила шума одного рабочего колеса. Следовательно, L = 60 + 3 = 63 фон.

Задача 3.2.

Рассчитать вентилятор низкого давления для промышленной венти ляционной установки, Вентилятор должен подавать 30,6 м3/сек воздуха с удельным весом = 1,225 кг/м3 при разности статических давлений pst = 38,75 мм вод. ст. и создавать в нагнетательном отверстии скорость ca = 10 м/сек. Привод должен осуществляться при помощи клиноременной передачи.

Решение. Для требуемой производительности необходимо установить вен тилятор двустороннего всасывания, так как при высокой скорости засасы вания, равной 10 м/сек, одно всасывающее отверстие должно иметь пло щадь 3,06 м2 и диаметр 1,98 м.

Для получения максимально высокого к.п.д. рекомендуется приме нение вентилятора с радиально-оканчивающимися лопатками, тем более что использование лопаток, загнутых вперед, для возможно низких скоро стей всасывания недопустимо из-за малого диаметра рабочего колеса.

В соответствии со скоростью выхода са = 10 м/сек динамическое давление составляет pd = = 6,25 мм вод. ст. и полное давление a P = 38,75 + 6,25 = 45 мм вод.ст.

и1 = 0,8 · 30 = 24 м/сек.

6, Коэффициент дросселирования = = 0,14 и = = 0,354.

45 4 Коэффициент давления на основе опытных данных принимается рав ным 0,8. Отсюда окружная скорость u2 будет равна 16 u2 = = 30 м/сек.

0, Принимаем 36 радиальных лопаток с углами 1 = 35 и 2 = 90.

d = 0,8, тогда Число лопаток z = 36 соответствует отношению диаметров d внутренняя окружная скорость u1 будет равна u1 = 0,8 · 30 = 24 м/сек.

Меридиональная скорость идеального вентилятора таких же разме ров, но с бесконечным числом лопаток будет c1 м = u1tg1 = 24 0,7 = 16,8 м/сек.

Теоретическое полное давление P = u 2 = = 112,5 мм вод. ст.

Коэффициент дросселирования принимается равным 0,14 + 0, = 0,175. Далее получим динамическое давление в нагнетательном отвер стии pda = P = 0,175 112,5 = 19,7 мм вод.ст.

Скорость выхода при этом равна:

с a = 4 19,7 = 17,75 м/сек.

Тогда теоретическая производительность при площади нагнетатель ного отверстия Fa = 3,06 м2 составляет Q = 17,75 3,06 = 54,4 м3/сек.

При двухстороннем всасывании Q / 2 = 27,2 м3/сек диаметр входно го отверстия Ф5 принимаем равным 1,5 м. Если принять внутренний диа метр d1 = 1,5 м, то получим внешний диаметр рабочего колеса 1, d2 = = 1,88 м.

0, Принимая во внимание потери в зазоре, равные 0,1Q, получим ши рину лопаток на входе 1,1 27, 1,1Q b1 = = = 0,38 м.

1, 5 3,14 16, 2 d 1c1 m Ширина лопаток на выходе при больших отношениях диаметров принимается b2 = b1 = 0,38 м.

В действительном вентиляторе (при определенных размерах) для по ловины его колеса получим следующие величины:

скорость всасывания 15, cs = = 8,65 м/сек;

1, меридиональная скорость 15, c1m = = 8,55 м/сек;

1,5 3,14 0, 8,55 = 0,356 и 1 = 19 35, tg 1 = относительная скорость 8, 1 = = 25,5 м/сек;

sin меридиональная скорость d c 2 m = 1 c1m = 0,8 8,55 = 6,85 м/сек;

d окружная составляющая с2u 8 12 м/сек;

абсолютная скорость c2 12 2 + 6,852 13,82 м/сек;

0,381 и 2 2050 ;

6,85 tg (30 12 ) относительная скорость 2 19, 6, 2 19,25 м/сек и = 0,755.

1 25, sin Можно было, сузив лопатки кверху, лучше учесть соотношение 2 / 1, однако тогда получили бы повышенную абсолютную скорость с и увеличенные потери преобразования в спиральном кожухе. Поэтому практически полные потери едва ли были бы меньше. Все же для столь большого вентилятора можно добиться, чтобы гидравлический к.п.д. со ставлял h = 0,75. Так как полный к.п.д. из-за клиноременной передачи и трех опорных подшипников, на которых расположен вал рабочего коле са, будет примерно на 10% ниже, то он может быть принят не выше 0,675.

Потребляемая мощность равна 30,6 N1 = = 27 л.с.

0,675 Потребная мощность электродвигателя, включая 10% резерва, N2 = 22 квт.

Скорость вращения вентилятора 60u n= = 306 об/мин.

d Нагнетательное отверстие вентилятора будет квадратным с длиной стороны, равной 1,75 м.

С 1, = = 1,86, причем При проектировании спирального кожуха r2 0, центральный угол спирали может быть получен 360 – = 70°, = 290°.

Для центрального угла = 360°:

1,75 + 0, r = lg = 0, lg r2 0, и вспомогательное число составит k= = 808.

0, Для возможных углов от 22,5° до 290° r r lg = lg =.

r2 0,94 Так как вал рабочего колеса находится вне кожуха вентилятора, его свободная длина L составляет 1,85 м. Такая длина вала требует его провер ки на критическую скорость вращения.

Вопросы для самопроверки 1. Что представляет собой вентиляторная установка;

ее назначение, классификация?

2. Основное оборудование главных вентиляторных установок.

3. Перечислите основные конструктивные узлы центробежных вен тиляторов.

4. Перечислите основные конструктивные узлы осевых вентилято ров.

5. Реверсирование воздушной струи. Как оно производится?

6. По каким параметрам выбирают вентиляторы?

7. Определите рабочий режим вентилятора.

8. Какие существуют системы приводов главных вентиляторов?

9. Характеристика вентиляторной сети, ее уравнение, построение.

10. Назовите основные этапы проектирования вентиляторной уста новки.

Рис. 4.3. Сводные графики областей промышленного использования шахтных центробежных насосов Рис. 6.4. Сводные графики областей промышленного использования шахтных центробежных вентиляторов главного проветривания а) б) Рис. 4.4. Характеристические кривые насосов ЦНС 38-50…250 (а) и ЦНСК 60-40…200 (б) а) б) Рис. 4.5. Характеристические кривые насосов ЦНС 105-98…490 (а), ЦНС 60-98…330 (б) а) б) Рис. 4.6. Характеристические кривые насосов ЦНСК 180-85…425 (а) и ЦНС 180-85…680 (б) Рис. 4.7. Характеристические кривые насоса ЦНС 180-150… а) б) Рис. 4.8. Характеристические кривые насосов ЦНС 300-120…600 (а) и ЦНСК 300-120…600 (б) а) б) Рис. 4.9. Характеристические кривые насосов ЦНС 300-100…700 (а) и ЦНС 300-125…1300 (б) а) ч б) Рис. 4.10. Характеристические кривые насосов ЦНСК 500-160…800 (а) и ЦНСГ 800-250…1000 (б) ЗАДАЧИ И ПРИМЕРЫ РАСЧЁТА ВОДООТЛИВНЫХ УСТАНОВОК Задача 2. Определить напор насоса при его подаче Q = 125 м /ч и к.п.д. тру бопровода, если геометрическая высота подачи Нг = 420 м;

коэффициент гидравлических сопротивлений c = 176, диаметр трубопровода d = мм. Построить характеристику трубопровода.

Решение. Сопротивление сети (трубопровода) 1 + c R=, 2 gF где g = 9,81 м/с2 - ускорение свободного падения;

F = d/4 - площадь по перечного сечения внешней сети, м2.

Подставляя заданные значения, получим:

1 + R= = 28 920.

0,15 2 9,81 4 Напор турбомашины (м) H = H г + RQ 2, т.е.

H = 420 + 28920 = 454,9 м.

При Нг = H = RQ 2 ;

p = RQ 2 * К.п.д. трубопровода Т = H г / H, т.е.

Т = 420 / 454,9 = 0,92.

Уравнение характеристики трубопровода по формуле :

Н = 420 + 28920Q.

В полученное выражение подставляем значения Q от 0 до 1,25 тре буемой подачи и получаем соответствующие значения.

* Формула применяется для расчётов вентиляторных установок. Здесь p- давление воз духа в вентиляционной сети.

Задаваемые 0 0,25 Q 0,5 Q 0,75 Q Q 1,25 Q значения Q, м3/ч 0 31,25 62,5 93,75 125 156, Q, м3/ч 0 0,00868 0,01736 0,02604 0,03472 0, Н, м 420 422,2 428,7 439,6 454,9 474, Согласно полученным данным строим характеристику трубопровода (рис. 2.1).

Рис. 2.1. Характеристика трубопровода (к примеру) Задача 2. Определить рабочий режим насоса, характеристика которого приве дена на рис. 2.2, если H = 225 м, Q = 150 м/ч и Hг = 205 м. Построить ха рактеристику трубопровода.

Решение. Сопротивление сети (трубопровода) определяем из формулы H Hг 225 R= = = 11520.

(150 / 3600) Q Уравнение характеристики трубопровода принимает вид:

Н = 205 + 11520Q.

Ниже приведены результаты вычислений по этому уравнению.

Задаваемые 0 0,25 Q 0,5 Q 0,75 Q Q 1,25 Q значения 0 37,5 75 112,5 150 187, Q, м3/ч 0 0,0104 0,0208 0,0312 0,0417 0, Q, м3/ч 205 206,25 210,2 216,2 225 236, Н, м По полученным данным строим характеристику трубопровода в том же масштабе, что и характеристика насоса.

Рис. 2.2. Характеристики насоса и трубопровода (к примеру) В точке пересечения характеристик получим: Q = 168,75 м/ч;

H = 230,4 м;

(Графическое определение H можно проверить, подставив по лученное значение Q в уравнение Н = 205 + 11520Q) =0,57.

Для обеспечения устойчивого режима работы необходимо условие:

Hг / Ho 0,9 0,95.

В данном случае 205 / 268 = 0,765, что соответствует условию.

Задача 2. Определить мощность двигателя вентилятора в рабочем режиме, ес ли его подача Q = 36,5 м/с;

давление р = 1450 Па;

= 0,72. Вал вентилято ра непосредственно соединен с валом двигателя, к.п.д. передачи от вала двигателя к валу вентилятора п = Решение. Мощность двигателя (кВт) вентилятора Q р 36,5 N= N= = 73,5 кВт.

, 1000 0, 1000 п Вопросы для самопроверки 1. Назовите основное оборудование шахтной водоотливной уста новки.

2. Перечислите вспомогательное оборудование шахтной водоотлив ной установки.

3. Охарактеризуйте схемы рудничного водоотлива.

4. Какие Вы знаете основные способы регулирования основных па раметров центробежных насосов?

5. Какова работа электропривода насосов главного водоотлива?

6. Назовите основные этапы проектирования водоотливной уста новки.

7. Отличие характеристики трубопроводной сети от вентиляционной.

8. Что такое «промышленная зона насоса»?

9. Как определяется рабочий режим насоса?

10. Характеристика трубопровода, ее уравнение и построение.

Таблица 4. Данные расчета Участок Расход Фактическая Расчёная длина с Скорость Расчётные сети воздуха на Диаметры труб, мм длина участков учётом воздуха в потери эквивалентной давления на (рис. 4.1) участке V, труб Iф, м трубе v, опти- принятый принятый м3/мин участке сети длины Iр, м м/с мальный наружный внутренний р, МПа по рис. стандарт- d, мм 4.2., мм ный, мм 1-2 385 360 402 384 500 550 8,61 0, 2-3 290 320 351 335 150 165 8,53 0, 3-4 129 230 245 231 250 275 7,98 0, 2-5 95 200 219 207 200 220 7,32 0, 4-а 48 150 180 170 3000 3300 5,48 0, 4-b 81 190 219 207 3000 3300 6,24 0, 3-а 81 190 219 207 3000 3300 6,24 0, 3-b 81 190 219 207 3000 3300 6,24 0, 5-a 48 150 180 170 3000 3300 5,48 0, 5-b 48 150 180 170 3000 3300 5,48 0,

Pages:     | 1 | 2 ||
 





 
© 2013 www.libed.ru - «Бесплатная библиотека научно-практических конференций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.