автореферат диссертации по энергетике, 05.14.05, диссертация на тему:Диссипативный разогрев системы "вал-диск" в камере балансировки роторов турбин при барометрическом и пониженном давлениях среды

РГ6 од

2 г "~! -

На правах рукописи

ТРЕБУХИН Сергей Александрович

ДИССИПАТИВНЫИ РАЗОГРЕВ СИСТЕМЫ "ВАЛ-ДИСК" В КАМЕРЕ БАЛАНСИРОВКИ РОТОРОВ ТУРБИН ПРИ БАРОМЕТРИЧЕСКОМ И ПОНИЖЕННОМ ДАВЛЕНИЯХ СРЕДЫ

Специальность 05.]4.05 - Теоретические основы теплотехники

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Екатеринбург 1998

Работа выполнена в Уральском государственном техническом университете на кафедре "Турбины и двигатели" и "Теоретическая теплотехника".

Научный руководитель:

доктор технических наук, профессор

Консультант:

кандидат технических наук, доцент

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор кандидат технических наук, доцент

Бродов Ю.М. Похорилер В.Л.

Щеклеин С.Е.; Сафронов А.И.

Ведущая организация -

АО "Свердловэнерго"

Защита диссертации состоится " 23 " июня 1998 года в 16 часов 00 минут на , заседании диссертационного совета К.063.14.09 Уральского государственного технического университета в ауд. Т-210 по адресу: 620002, г.Екатеринбург, К-2. УГТУ.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке УГТУ.

Отзывы на автореферат в 1 экземпляре с подписью составителя, заверенные печатью . организации, просим направлять по адресу: 620002, г. Екатеринбург К-2, ученому секретарю совета.

Автореферат разослан " 1998 г.

Ученый секретарь диссертационного совета , кандидат технических наук, доцент

Васанова Л.К.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность исследований и цель работы. Теплообмен и трение вращающихся осесимметричных тел (дисков, валов и др.) составляют предмет исследования достаточно большого количества экспериментальных и теоретических работ. Полученные данные важны при конструировании и анализе работ многих машин и агрегатов, имеющих вращающиеся элементы. В энергетических машинах -турбинах и компрессорах - информация о диссипативных потерях на трение и теплообмене имеют непосредственное отношение к проблеме КПД преобразования энергии и оптимизации тепловых режимов. Последнее также чрезвычайно важно для организации моторных режимов работы турбоустановок при переводе их на холостой режим работы и на консервацию.

Другой важной проблемой, связанной с технологией изготовления турбомашин, является обеспечение заданного теплового состояния ротора при балансировке, что также непосредственно связано с процессами трения и теплообмена. Учитывая, что в ряде случаев для решения перечисленных выше задач приходится использовать данные, полученные на модельных образцах в малогабаритных установках, исследования теплообмена и вязкой диссипации энергии на рабочих элементах роторов серийных турбомашин являются актуальными. Такие эксперименты трудоемки, требуют специального оборудования и достаточно больших энергозатрат, а также в известной мере - нестандартных подходов. Целью настоящей работы является экспериментальное исследование теплообмена и вязкой диссипации на натурном диске без турбинных лопаток; исследование влияния на эти процессы вентиляционных потоков, вызванных вращением диска с лопатками в кожухе; аналитическое исследование вязкой диссипации в пограничном слое диска на основе диссипативной функции неравновесной термодинамики. Работа выполнялась в рамках Координационного плана АН СССР по проблеме "Теплофизика и теплоэнергетика" № Г.Р. 01840005222 (Программа Минвуза "Человек и окружающая среда").

Научная новизна. Впервые для исследования теплообмена и вязкой диссипации на натурных элементах ротора турбомашины использованы уникальные возможности разгонно-балансировочной установки (РБУ) фирмы "Schenk". Это дало возможность варьировать давление окружающей среды от барометрического до 60 Па и изменять частоту вращения вала от 1000 до 3000 оборотов в минуту.

Исследование теплообмена диска без кожуха расширило и подтвердило возможности использования известной критериальной зависимости (Л.А.Дорфмана) числа Нуссельта от числа Рейнольдса в

3

турбулентном режиме для всех рассмотренных интервалов изменения давления и угловых скоростей вращения, включая и рабочие для турбомашины частоты.

На основе полученных впервые экспериментальных данных для вращающегося в кожухе диска с турбинными лопатками установлено влияние на теплообмен высоты лопаток, давления среды и частоты вращения.

На основе диссипативной функции неравновесной термодинамики для двухслойной модели пограничного слоя получено выражение для расчета теплоты трения диска о газ, учитывающее плотность и вязкость среды, размеры и частоту вращения. Формула подтверждена собственными экспериментальными данными автора.

Практическая значимость работы. Получены экспериментальные данные и теоретические результаты, составляющие основу инженерных методик оценки диссипативного разогрева роторов турбин, работающих в моторном режиме, и теплового состояния турбокомпрессоров в режиме холостого хода. Эти данные могут также использоваться для анализа теплообмена и вязкой диссипации вращающихся деталей машин и механизмов, имеющих форму диска с выступами на периферии и без них.

На основе полученных в работе результатов разработаны рекомендации по моделированию теплового состояния серийных роторов турбомашин при их балансировке в камере РБУ, что улучшает качество балансировки и диагностику результатов балансировочных операций (внедрено на АО ТМЗ г. Екатеринбург).

Апробация работы и публикации. Работа докладывалась на двух региональных и одной международной конференциях. По теме диссертации опубликовано 9 печатных работ.

Автор защищает:

- результаты экспериментального исследования теплообмена и вязкого трения натурных элементов роторов от 1000 до 3000 об/мин и давления среды от 105 до 60 Па;

- результаты экспериментального исследования теплообмена и трения натурного диска без турбинных лопаток и с лопатками в кожухе;

полученные в работе эмпирические корреляции, устанавливающие влияние вентиляционных эффектов на теплообмен диска в кожухе;

- результаты теоретического анализа вязкого трения на основе диссипативной функции неравновесной термодинамики.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

В первой главе приводится обзор литературных источников, посвященных вопросам оценки потерь мощности на трение и вентиляцию в ступенях роторов турбин, а также теплообмену и гидродинамике при вращении тел. В основу всех математических моделей положена модель Стодолы, предложенная еще в начале века. Отличие всех последующих методик оценки названных потерь мощности заключается в попытке многочисленных авторов учесть при расчетах геометрические характеристики ступеней, а также углы входа и выхода потока на лопатку ступени, среднее сечение полости внутренней рабочей лопатки, средний sin профильных углов, отношение высоты и ширины рабочей лопатки к среднему диаметру ступени, веерности ступени и т.д. Анализ расчетов потерь мощности на трение и вентиляцию, произведенных по формулам различных авторов, показал, что абсолютные величины названных потерь в некоторых случаях отличаются на порядок, а модели не являются универсальными. Аналогичная картина прослеживается и в оценке тепловых потоков в телах вращения. Это объясняется сложностью теплофизических процессов, происходящих в пристенной зоне тел вращения (цилиндров , дисков).

Подходы к исследованию теплообмена в пристенной зоне тел вращения весьма разнообразны. В них, в частности, нашли место попытки увязать влияние центробежных и Кориолисовых сил на интенсификацию турбулентности и увеличение коэффициента теплоотдачи. Исследовалось также влияние на теплообмен соотношений радиальной и окружной составляющих относительной скорости в пограничном слое диска и определялись моменты сопротивления для степенного и логарифмического профилей скоростей. Большинство математических моделей, позволяющих оценить коэффициенты теплоотдачи в системе "диск - среда", получены в лабораторных условиях. Для практической реализации накопленного материала по описанию процессов диссипации энергии для осесимметричных тел вращения универсальных моделей не существует.

Во второй главе произведен аналитический расчет диссипатиз-ного разогрева диска, вращающегося в кожухе. При выводе уравнений теплопроводности делается предположение, что тепло через стенки кожуха не передается и не учитывается радиальный перенос тепла в газе. Так как из-за малой объемной теплоемкости среды ее нагревом по сравнению с нагревом диска можно пренебречь, то уравнение теплопроводности для диска приобретает вид;

ох р-с-8

тепловой поток диссипации,

где О/г) = а(г)[7; -7(г)] -

приходящийся на единицу кольцевой поверхности толщиной й1г. Данное уравнение решается, если известна функция {2х(г) -распределение плотности теплового потока по радиусу, которая вычисляется на основе диссипативной функции единичного объема

жидкости ()у . Для осесимметричного течения несжимаемой жидкости

= л

(дА)2

V дгг)

+

К

+

дк V,

дг

+

дК ег

+

дУт

гг.

Пограничный слой у стенки вращающегося диска условно разбивается на вязкий подслой, где происходит основное тепловыделение и турбулентное ядро, где профиля скоростей подчиняются эмпирическому закону "степени 1/7". В вязком подслое профили составляющих скоростей подчиняются линейному закону. После стыковки профилей скоростей на границе вязкого подслоя и турбулентного подслоя рассчитываются диссипатнвные потери в вязком подслое.

Полные диссипативные потери на вращающемся диске (с одной стороны) определяются интегрированием по объему вязкого подслоя

бд = 2п11 вУ ■ Т] -йг -й2 = 0,486 •рс2'\0'3[ф4'4 - г04А)]Ке*~/7

где

Яе* - критерий Рейнольдса, в котором определяющим размером является толщина вязкого подслоя.

Численное значение Яе* получено по опытным данным и для

^ _ 5/

различных роторов турбин оказалось одинаковым; Ие* /7 =78,2.

При расчетах по (1) величина Яе* использовалась в качестве единственного параметра подгонки. В табл. 1 приведены значения потерь мощности на трение для 2 типов роторов серийных турбин, рассчитанные по реперной точке, и сравнения их с опытными данными.

(1)

Таблица 1

П, об/мин Потери мощности на трение в роторе высокого давления турбин Т-110-130 и Т-175/210-130 (кВт)

Т-110-130 Т-110-130 Т-175/210-130 Т-175/210-130

расчет опыт расчет опыт

1500 2,700 1,47 7,236 6,030

2000 5,875 4,465 15,735 13,940

2500 10,731 9,960 28,743 28,500

3000 18,060 18,060 47,025 47,200

Рис. 1. Потери мощности в роторе ВД турбины Т-110-130:

1 - потери на трение;

2 - потери на трение и вентиляцию

В третьей главе приведена методика экспериментального исследования потерь мощности на трение и вентиляцию. Для проведения опытов была использована разгонно-балансировочная установка типа "Schenk". Камера полезного объема 2900 м5 позволяла помещать в нее серийные роторы паровых турбин и вращать их в широком диапазоне частот (О-ьбООО об/мин). Вакуумными насосами в камере можно было создать глубокое разряжение до 60 Па, при котором потери мощности на трение и вентиляцию практически исключались.

По значениям силы тока J и напряжения U, измеряемым на приводе РБУ, определяем суммарную мощность установки, включающую затраты мощности в двигателях, генераторах, подшипниках привода и ротора, в дисках, лопатках. В камеру

7

балансировочной установки помещались роторы турбин с необлопаченными и облопаченными дисками. По разности мощностей, измеряемых на приводе установки, можно было выделить в чистом виде как потери мощности на трение, так и на вентиляцию.

Количественные оценки потерь мощности на трение и вентиляцию производились по балансу мощностей, уравнение которого можно записать в виде:

'"яр ""ев 11Гподш гх,в 1Гт.в.<

где мощность на электроприводе установки;

Ы0 й - потери мощности в электрических обмотках двигателей; оди- потери мощности в подшипниках ротора и привода; потери мощности на вентиляцию в лопатках ротора;

Л^р- потери мощности на трение в цилиндрических частях ротора, боковых поверхностях дисков и их ободах;

N т.е.' суммарные потери мощности на трение и вентиляцию.

При глубоком вакууме (Р=60 Па) потерями на трение и вентиляцию можно пренебречь (Мт в =0), поэтому при этом давлении мощность привода расходуется только на преодоление трения в подшипниках привода и ротора, а также на электрические потери в обмотках двигателей привода установки.

Считая, что потери в обмотках и подшипниках не зависят от давления среды, оценивали потери на трение и вентиляцию по разности мощностей, измеренных на приводе установки, при выбранных давлениях среды в камере и давлении Р=60 Па:

Мтм(Р, п) = Ntщ(P, п)+Кв(Р,п) = (Р,п) - = 60 Па).

Данная методика позволяет разделить потери мощности на трение и вентиляцию, помещая в камеру необлопаченные и облопаченные диски ротора

дТ0бл_ дгн еоб л_ ДТ

рот рот А*«•

Опыты показали, что на частотах вращения от 500мин4 до 1500мин-' разброс данных при всех давлениях в камере весьма значителен, что объясняется неустойчивостью на этих оборотах гидродинамического режима в масляном клине подшипников и вследствие этого повышенной погрешностью измерений.

На рис. 1 представлены зависимости потерь мощности на трение и суммарных потерь мощности на трение и вентиляцию от частот вращения ротора ВД турбины Т-110-130, полученные из эксперимента

8

при давлении среды (воздуха) в камере Р=97,59 кПа.

В табл. 2 представлены опытные данные потерь мощности на вентиляцию в одной ступени ротора. Приведенные результаты получены для различных частот вращения ротора, различных давлений среды (воздуха) в камере и 3 типов рабочих лопаток:

)\ = 45 мм, Н^= 50 мм, = 55 мм.

Относительная погрешность экспериментального определения потерь мощности составляла от 3,19 до 14,7 % в зависимости от частоты вращения ротора.

Таблица 2

Вентиляционные потери мощности в ступени (кВт)

П, Р= =2,7 кПа Р= 40 кПа Р= =66,7 кПа Р= 98,7 к Па

об/мин ь, Ы Ьз 11) Ъг Ьз Ъ2 Из ь, 112 Ы

1000 1,05 1,55 1,55 0,9 3,4 1,4 2,19 2,29 2,29 2,86 2,96 3,06,

1500 6,2 6,1 6,2 5,7 5,8 6,1 5,6 5,7 6,9 5,18 5,58 7,88

2000 5,6 5,7 5,9 5,3 5,5 5,7 4,6 5,0 5,4 7,99 8,59 9,09

2500 7,7 8,3 8,3 6,29 6,59 6,99 5,48 5,88 6,18 7,98 8,68 9,48

3000 10,6 10,8 11,0 7,89 8,29 8,79 8,47 9,27 10,07 8,17 9,47 10,47

В четвертой главе представлены экспериментальные данные исследования теплообмена диска, вращающегося в кожухе и неограниченном пространстве. В исследуемый диск вставлялся сгеклотекстолитовый вкладыш толщиной 0,03 м (рис.2). С наружной и внутренней сторон на

радиусах , ^ > ^3 приклеивались тензотермодатчики на платиноиридие-вой основе, сигналы от которых поступали по проводам через токосъемник к показывающим приборам. Ротор турбины с препарированным диском в кожухе помещался в камеру РБУ и по отработанной методике вращался при различных частотах и давлениях среды (воздуха). Малая теплопроводность стеклотексголитового вкладыша позволяла фиксировать разность температур по толщине вкладыша и по этой разности оценивать удельные тепловые потоки на различных радиусах

о

Рис. 2. Диск в кожухе

1 - стектотпсстслитовый:

вкладыш;

2 - тензотермодатчики;

3 - турбинная початка

Суммарный тепловой поток <2 для различных давлений среды и частот вращения определялся интегрированием

6= ¡д(г)2пКс1г.

(3)

На рис. 3-6 представлены зависимости суммарных тепловых потоков через боковую поверхность диска от частоты вращения (п) при различных давлениях среды (воздуха) и высотах рабочих лопаток (Ьл).

Для анализа теплообмена диска, вращающегося в кожухе, использовалась известная формула Л.А.Дорфмана для турбулентного режима

М/ = 0,018411е0'8 (4)

Расчет по приведенной критериальной зависимости и опытные данные для необлопаченного диска хорошо согласуются между собой (рис.7). На рис. 8-11 представлена зависимость коэффициента теплоотдачи для диска, вращающегося в кожухе, как необлопаченного, так и укомплектованного рабочими лопатками различной высоты.

Для оценки теплообмена диска, вращающегося в кожухе, оснащенного комплектами рабочих лопаток, в выражение (4) был введен дополнительный множитель

Ыи = 0,0184 Яе1

0,8

1 + Р

Ал ■ вЛ ' П т'

Рд

(5)

где /гл - высота рабочей лопатки,

вл - хорда рабочей лопатки,

Пл- количество рабочих лопаток,

^ - боковая поверхность диска,

Р, К - эмпирические константы, рассчитанные по экспериментальным данным методом наименьших квадратов. Для использованных в экспериментах рабочих лопаток коэффициенты (3 и К составили: Р = 21,4; # = 4,25.

На рис. 12 представлена графическая зависимость для необлопаченного и облопаченного рабочими лопатками различных высот диска, вращающегося в кожухе. Следует отметить, что коэффициенты теплоотдачи слабо зависят от давления среды в камере РБУ и наблюдаемый разброс значений "а" укладывается в погрешность измерений,

10

15D0

2000

25 яа

äÖOtr

£

п а°/ П, /мин

ЕА

Рис. 3. Суммарный тепловой поток через боковую поверхность необлопаченного диска, вращающегося в кожухе

180 М W 12П 100 811 60

р=98,& кЛо /

//

у / /?-66,в ' / кГГО

У/ у /

У

■Е-

R

ISP0

2а со

Р5ПП

5сао

п,

мим

Рис. 4. Суммарный тепловой поток через боковую поверхность облопаченного диска, вращающегося в кожухе (Ьл=45 мм)

а,вг

24 а 2\ О 180 150 120 90 60 50

;

У/

--- ~~

д

I/

1500

гпаа

5Ш

П,

Рис. 5. Суммарный тепловой поток через боковую поверхность облопаченного диска, вращающегося в кожухе (Ьл=50 мм)

500 2П ¿40

180 150 12 С 9П

ьа

ЗЯ

Р--Б6.Б т/

/

П

15ПП

гова

25ПП

дао

ао г Я г /ми//

Рис. 6. Суммарный тепловой поток через боковую;поверхность облопаченного диска, вращающегося в кожухе (Ъл=55 мм)

3.0

7-8

7.6 7.4 U

7.0 6.8

шва

Bifo

8.0'

7.8

7.6 7А 12 70 6.8

En Ни

8. а

73 7-6

74 7.2 7. а 6.8

Шоп

р = 93.1 >5 K'f - la И

1 í

Р)

Iе?

15.8 \h.Q 15.11 15.2

istia

2UQ0 25 иП ЗПОО

15ЦП

2апа gsaa stma

PnRe

Ha

i

©

©

15.8 140 '4-2- ЙЛ j^-6 15.a is.£

En Re

/мм

9.99 íüa

-0"

i

e

13.8 íít.a K.2. | ил щ.ь |£,.8 : 15. Q 15.2.

CnRe

О; /МиН

Рис. 7. Теплоотдача диска, вращающегося в кожухе

1 - расчет по М/ = 0,0184- Яе ©-эксперимент

Рис.8. Коэффициент теплоотдачи для диска, вращающегося в кожухе

вращающегося в кожухе

Рис. 9. Коэффициент теплоотдачи для диска, вращающегося в кожухе

Рис. 11. Коэффициент теплоотдачи для диска,

впашяюнгрглгсг о

foNu

■8.9 Й-S 8-7 9.6 as вл ai a.í

¡LtJ-7.3 Z9 7.7 Z6 75 7Л 7.3

т Ьл = 55^Af

fy„ - 55 им

Ьл -

Л л-17 мп

¡4.3 \kk 14.5 1Í.-7 1^.6

iSUQ 2000 25Q0 suaa

Рис. 12. Теплоотдача диска, вращающегося в кожухе (эксперимент; р = 98,6 кПа)

№.

П мин i

Основные выводы

1. В результате экспериментального исследования теплообмена натурного диска в кожухе установлено, что в интервале частот вращения 1000+3000 об/мин и в интервале давлений среды 60-И О5 Па для расчета конвективного теплообмена между диском и средой можно пользоваться известным критериальным уравнением

Nu — 0,0184Re°'8, полученным в модельных экспериментах при барометрическом давлении.

2. На основе полученных экспериментальных данных для диска с турбинными лопатками, вращающегося в кожухе, выявлено влияние на теплообмен высоты лопаток, частоты вращения и давления среды. Обработка экспериментальных данных позволила учесть эти факторы путем введения дополнительного сомножителя в приведенное выше критериальное уравнение Nu = Nu{Re). Поправка отражает влияние вентиляционных эффектов, вызванных движением лопаток диска в кожухе.

3. На основе диссипативной функции неравновесной термодинамики получено подтвержденное экспериментально выражение для расчета теплоты диссипации, выделяющейся в пограничном слое на диске, учитывающее теплофизические свойства газа, частоту вращения и геометрические размеры. При расчетах использована двухслойная модель пограничного слоя. Анализ экспериментальных данных, полученных для дисков роторов различных модификаций, позволил распространить полученную формулу на все рассмотренные случаи при помощи единственного параметра подгонки, аналогичного по смыслу эмпирической константе

турбулентности. Роль этого параметра играет число Re*,

рассчитанное по толщине пограничного слоя. Для всех рассмотренных

*-5/

модификаций Re* /7 = 78,2, что свидетельствует об автомодельное™ гидродинамических режимов пограничного слоя в исследуемой области.

4. На основе полученных в работе результатов разработана методика моделировавния теплового состояния ротора турбины в процессе балансировки путем регулирования диссилативного разогрева ротора вариацией числа оборотов и давления в камере РБУ.

5. Сформулирован ряд рекомендаций для инженерной практики при балансировке натурных роторов паровых турбин в РБУ типа "Schenk" в широком диапазоне изменений всех основных параметров установки.

СПИСОК ОСНОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ

Qv(f,z)- диссипативная функция единичного объема жидкости. Vr; - радиальная и азимутальная составляющие относительных

скоростей. Z0 - толщина вязкого подслоя. 0,д - мощность диссипативных потерь диска. 7q - радиус вала. R-- радиус диска ротора.

рс - плотность среды. V- кинематическая вязкость среды.

Nm в - потери мощности на трение и вентиляцию в ступени ротора.

Nmр- потери мощности на трение в ступени.

/?л - высота лопатки.

й7 - хорда лопатки.

П1 - количество лопаток.

- удельный тепловой поток. Q - суммарный тепловой поток. Re - критерий Рейнольдса. Nil - критерий Нуссельта. Р, К - эмпирические константы.

Основное содержание диссертации изложено в следующих публикациях:

1. Потери мощности на трение и вентиляцию в турбомашинах /С.А. Требухин, В.С.Белоусов, М.ИЛьвов, А.В.Урьев // Экспресс-информация. Энергетическое машиностроение. М.,1986. Вып.10.

2. Диссипативный разогрев вращающегося диска /В.С.Белоусов, В.Л.Похорилер, С.А.Требухин, Г.П.Ясников //Физ.-Хим. гидродинамика: Сб.научн.тр. Свердловск : УрГУ, 1986. С.14-25.

3.Требухин С.А., Белоусов B.C. Диссипативный разогрев ступеней роторов серийных паровых турбин // Теплофизика ядерных энергетических установок: Сб.научн.тр. Свердловск, 1987.- С.95-98.

4. Требухин С.А., Шурубура A.M., Ошуркова Т.В.

17

Экспериментальное определение потерь мощности на трение и вентиляцию в ступенях серийных роторов //Тезисы докладов на конференции "Актуальные проблемы создания и эксплуатации турбинного оборудования". Свердловск, 1986.

5. Аналитическое определение потерь мощности на трение и вентиляцию /С.А.Требухин, В.С.Белоусов, А.М.Шурубура, Т.В.Ощуркова //Тезисы докладов на конференции "Актуальные проблемы создания и. эксплуатации турбинного оборудования". Свердловск, 1986.

6. Экспериментальное определение потерь мощности на трение и вентиляцию в натурных роторах высокого давления теплофикационных паровых турбин /С.А.Требухин, В.С.Белоусов, ВЛ.Похорилер, А.В.Урьев, М.И.Львов //Изв ВУЗов. Энергетика. Минск, 1988. № 4. С.64-68.

7 Требухин С.А., Белоусов B.C., Урьев Е.В. Экспериментальное определение потерь мощности ступени ротора высокого давления турбины Т-110-130 //Совершенствование конструкций, схем и режимов паровых и газовых турбин: Межвуз. сб. научн. тр. Екатеринбург, 1993.

8. Белоусов B.C., Требухин С.А., Урьев A.B. Натурное исследование теплообмена ступени ротора высокого давления турбины Т-110-130 //Разработка и исследование эффективного тепломассообменного и теплоэнергетического оборудования промышленных предприятий, ТЭС и АЭС: Тезисы докладов на научно-технич.конференции. Свердловск, 1990.

9. Бродов Ю.М., Вульфов Е.Э., Требухин С.А. Диссипативный разогрев диска серийного ротора турбины, вращающегося в кожухе // Безопасность, подготовка кадров и экологические проблемы ядерной энергетики: Тезисы докладов. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 1997, С.106-108.

Подписано в печать 12.05.98' Формат 60x84 1/16

Бумага писчая Офсетная печать Усл.пл. 1,16

Уч.-изд.л. 1,00 Тираж 100 Заказ 131 Бесплатно

Издательство УГТУ 620002, Екатеринбург, Мира, 19

ЗАО УМЦ УПИ, 620002, Екатеринбург, Мира, 17