автореферат диссертации по технологии, машинам и оборудованию лесозаготовок, лесного хозяйства, деревопереработки и химической переработки биомассы дерева, 05.21.03, диссертация на тему:Разработка методов и средств виброзащиты и вибрационной диагностики дисковых мельниц

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ОРДЕНА ГРУДСЗСГО КРАСНСГО ЗНАМЕНИ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ ШШОЗНО-БУМШОЛ ПРОМЫШЛЕННОСТИ

5 ОД

На правах рукописи

5 ДПР 1953 0

ШХАРЕВ СЕРГЕЯ НИКОЛАЕВИЧ

РАЗРАБОТКА МЕТОДОВ И СРЕДСТВ НИБРСЗАВДШ И ВИБРАЦИОННОЙ ДИАГНОСТИКИ ДИСКОВЫХ МЕЛЬНИЦ

05.21.03 - технология и оборудование химической

переработки древесины; химия древесины

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических ндук

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ОРДЕНА ТРУДОВСГО КРАСНОГО ЗНАМЕНИ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ ЩЛЛЮЛОЗНО-БУМШОЯ ПРОМЫШЛЕННОСТИ

На правах рукописи

БИХАРЕВ СЕРГЕЯ НИКОЛАЕВИЧ

РАЗРАБОТКА МЕТОДОВ И СРЕДСТВ ВИБРОЗАЩШ И ШБРАШ1СННОЯ ДИАГНОСТИКИ ДИСКОШХ ¿МЕЛЬНИЦ

05.21.03 - технология и оборудование химической переработки древесины; химия древесины

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

- г -

Работа выполнена в Уральском лесотехническом институ-имени Ленинского комсомола

Научные руководители

кандидат технических наук, профессор Санников А.А-

кандидат технических наук, с.н.с. Кулеш М.И.

Официальные оппоненты - заслуженный деятель пауки и техники

РСФСР, доктор технических наук, профессор И.Д. Кугушеь

Ведущее предприятие

кандидат технических наук, с.и.с. ВИПОБушрок Л.Н. Лаптоп

Котласский ЦБК

Защита состоится "_"__ 1993 г. в _

часов на заседании специализированного Совета Д G63.24.OI при Санкт-Петербургском ордена Трудового Красного Знамени технологическом институте целлюлозно-бумажной промышленности по адресу: I98C95, Санкт-Петербург, ул.Ивана Черных, Ч.

С диссертацией мояно ознакомиться в библиотеке Санкт-Петербургского Трудового Красного Знамени технологического института целлюлозно-бумажной промышленности.

Автореферат разослан "_"_' IS9 3 г.

Ученып секретарь f ..

специализированного Совета Uj Швецов й.Н.

_________^

- Э -

ОБЕДЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Дисковые мельницы (МД) являются одним из основных агрегатов, входящих в состав линий по подготовке волокнистых полуфабрикатов целлюлозно-бумажных производств. Отказ МД из-за различных механических и технологических причин приводит к значительному экономическому ущербу. Нередки случаи, когда МД возбуядают интенсивные колебания конструкций, на которые они установлены. Одним из путей сокращения затрат на техническое и технологическое обслуживание, ремонт и предотвращение отказов МД является зиброзащита и вибрационная диагностика технического состояния.

Вибрация МД с цельз их виброзащиты и вибрационной диагностики в комплексном виде ранее не исследовалась. Не разрабатывались теоретические основы выбора методов вибрационной диагностики и виброзащиты ВД. Не существовало методики вибрационного расчета МД и методов вибрационной диагностики технического состояния гарнитуры и правильности функционирования

ВД.

Настоящая работа выполнена в соответствии с планом работ отраслевой научно-исследовательской лаборатории виброзащиты и технической диагностики целлюлозно-бумажных, деревообрабатывающих и лесохимических предприятий при Уральском лесотехническом институте по региональной программе междуведомственного координационного совета АН СССР в Ленинграде "Комплексное использование и воспроизводство лесных ресурсов" на 1986-1990 г.г.

Цель работы. Теоретические и экспериментальные исследования вибрации МД для разработки методов и средств их виброзащиты и вибрационной диагностики.

Основные положения методики исследований. Те ope гиче с кие исследования колебаний МД и их элементов выполнялись с применением общей теории колебаний механических систем, а также на базе физической концепции механического воздействия рабочих элементов МД с волокнистым материалом. Исследования проводи-

-

лись с использованием ПЗВМ PC/AT.

Экспериментальные исследования проводились на лабораторной установке и действующих Кд в производственних условиях на предприятиях отрасли, а также на Петрозаводском заводе тяжелого бумагоделательного машиностроения. Вибрация исследовалась при помощи специальных комплексов приборов, реализуащих метрические и резонансный демодуляционный методы обработки вибрационного сигнала. Технологические лабораторные испытания проводились на стандартном оборудовании по стандартной методике.

Научная новизна. Исследованы колебания ML совместно с поддерживающей ее конструкцией. Рассмотрены кзгибные колебания роторов Щ, с учетом анизотропии, упругой податливости опор и гироскопического момента диска. Показано их влияние на динамику роторов Щи Разработаны методы и средства виброзащиты применительно к МД.

Исследованы продольные колебания МД и их элементов - роторов и статоров. Получены диагностическая модель и диагностические признаки технического состояния гарнитуры и правильности функционирования МД.

Практическая ценность. Материалы работы нашли применение гфи решении крупной народно-хозяйственной проблемы - разработки методов и средств виброзащиты и вибродиагностики оборудования ЦБП, уточнения государственного стандарта по нормам вибрации оборудования ЦБП.

В результате теоретических исследований разработана кг-тодика вибрационного расчета МД совместно с поддерживающей ее конструкцией. Экспериментальная проверка данной методики показала хорошую сходимость.

Результаты работы используются службами технической диагностики на предприятиях отрасли и в двух учебных дисциплинах, послужили основой и использованы при написании 2 методических рекомендация для отрасли и 2 методических указаний для студентов специализации "Машины и аппараты ЦЕП".

Реализация работа в промыкленности. В результате использования системы автоматического управления функционированием МД на Соликамском ЦБП были уменьиени удельные энергозатраты на размол.

Проведен вибрационный расчет И/1-5Ш1А совместно с под-дерниваав;ей конструкцией цеха ТММ Сыктывкарского ЛПК. Результаты расчета использованы при внедрении МД-5Ш1А в производство.

Апробация работы. По результатам работы сделаны доклады на 2 региональных и 2 областных научно-технических конференциях.

Публикации. По материалам диссертации опубликовано Ю печатных работ, перечень которых приведен.

Объем работы. Диссертационная работа представлена на 246 страницах машинописного текста, содержит 23 таблицы, 68 рисунков.

Структура работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, выводов и библиографии, содержащей 155 наименований.

Автор защипает:

1. Теоретические исследования колебаний МД, их элементов и поддерживавших конструкций.

2. Методику вибрационного расчета, методы и средства виброзащиты ДД.

3. Результата экспериментальных исследований вибрации №.И 1« элементов на экспериментальной установке и в производственных условиях.

4. Методы вибрационной диагностики технического состояния гарнитуры и правильности функционирования ЧД.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновывается актуальность темы диссертации, сформулированы основные положения, вынооимые на защиту.

В первой главе проведен анализ литературы по виброактивности, виброзащите и технической диагностике МД и агрегатов, подобных им.

Известны работы по исследованию вибрации МД В.Н.Стар-жинского, А.М.Вигвинина, А.Д.Лебедева, А.Н.Кипрушкина, Г.Еульца и др. Однако эти работы посвяцены лишь экспериментальному . исследованию вибрации некоторых марок МД. Хорошо исследована Н.М. Вальщиковым динамика рубительных мапин. На ос-

- б -

нове работ Уральского лесотехнического института разработаны государственные стандарты, регламентирующие, в частности, параметры вибрации МД и методы их виброзащиты. Однако сущгст-вующие в литературе единичные сведения по виброзащите МД и их элементов носят частный характер и не позволяют обоснованно и комплексно подходить к этой проблеме. Не исследованы закономерности колебаний НЕ, и их элементов, в частности роторов и статоров.

Известны работы по технической диагностике функционирования Щ. В.Н.Гончарова, Ю.Д.Алашкевича, G.G.Легоцкого, Л.Н.Лаптева, Г.П.Буйволова, Е.Е.Савицкого, 0.М.Шапорова, А.З.Бывшева и др. Однако методы и средства вибрационной диагностики технического состояния МД не разработаны. Известен лишь виброконтроль металлического контакта ротора и статора.

В связи с вышеиэлокенным ставятся следующие задачи: ■ . I. Теоретически исследовать колебания МД, их основных элементов и провести экспериментальную проверку этих исследований.

2. Разработать методику вибрационного расчета и методы виброзащиты ОД и их элементов.

3. Провести экспериментальные исследования вибрации всех типоразмеров Щ и, при необходимости, внести изменения в государственный стандарт, регламентирующий параметры их вибрации.

4. Обосновать и экспериментально подтвердить диагностическую модель вибрационной диагностики структурных параметров гарнитуры и правильности функционирования МД.

5. Выявить влияние на вибрации отатора технологических и ренимных факторов размола. Разработать способ управления функционированием Mi»

■б. Внедрить результаты работы в производство.

Вторая глава посвящена теоретическим исследованиям колебаний Ж и их элементов. Получены динамические модели роторов МД с консольным и межопорным расположением диска. Основными факторами, возбуждавшими изгибные колебания роторов Щ, являются неуравновеценность диска й эксцентрично приложенная к нему осевая сила. На основе теорем о количестве движения и о

моменте количества движения получена система дифференциальных уравнений, описывающих изгибные колебания роторов МД.

Реиение системы уравнений найдено по методу неопределенных коэффициентов. Получены формулы для расчета частот свободных изгибных колебаний и амплитуд линейныхиугловых зиб-ропереметений ротора. Низшие частота свободных изгибных колебаний ротора ОД с учетом упругой податливости, анизотропии опер и гироскопического момента диска определяются по формуле:

«'л;;2.//¿»С; А)2 ; к,**/*; «I =474"; ; о=х,2 ,•

Л? - масса диска с приведенной массой вала; % , - соответственно осевой и экваториальный моменты инерции ротора;

- коэффициенты влияния соответственно поворота (£ ■ I) и смещения диска ( i = 2) при действии на него единичной силы {/■=.) в направлении оси т) или единичного момента ( / =2) • относительно этой :хе оси; СО - частота вращения ротора.

Упругая податливость опор понижает частоты свободных изгибных колебаний ротороз промышленных МД в вертикальном направлении до а з горизонтальном направлении - в 1,3 - 2,4 раза в зависимости от величины радиального зазора в подшипниках качения. Гироскопический момент диска повышает эти частоты не более, чем на 25$.

ЭДН совместно с поддерживающей конструкцией имевт сложные взаимосвязанные колебания в трех ззаимноперпендикулярнах направлениях. Эти колебания расчленяются на вертикально-гори-зонтально-зр&цательные раздельно в двух вертикальных плоскостях, проходящих соответственно через ось ротора и перпендикулярно оси. Получены динамическая модель системы ротор - корпус НЕ - поддерживающая конструкция и дифференциальные уравнения, описывавшие колебания этой системы. В результате реше- • ния дифференциальных- уравнений получена система алгебраических уравнений. Амплитуды виброперемзщений !«Щ и поддеркивающей

конструкции определяются из решения этой системы.

Волокнистая прослойка между ротором и статором моделируется при жидкостном трении моделью Максвелла-Кельвина, при граничном трении и упругой контакте - телом Гука. Как известно, при прохождении ножей ротора над ножами статора концентрация волокнистой прослойки повышается и изменяется ее вязкость. При граничном трении изменяется жесткость металлического контакта ротора и статора. Изменение параметров жесткости и вязкости происходит при граничном трении - с частотами изменения площади контакта ножей ротора и статора; при кид-костнои трении - с частотами изменения рекупрй длины гарнитуры. Швеназванные частоты названы гарнитурными.

Динамическая модель Щ, в продольном направлении представляет горизонтальный вращающийся вал с роторным диском, который взаимодействует со статорным диском через волокнистую прослойку, параметры которой изменяются во вренгни с гарнитурными частотами. На основе принципа Ддламбера получены дифференциальные уравнения, описывающие колебания Щ. в продольном направлении. Показано, что возбуждение колебаний ¡ф. в этом направлении - парамгтрическое. Низшие частоты свободных колебаний роторов Щ. в продольном направлении определяются по формуле ____

а Лыщщй2- (Ь/щ? _ !Ш2- М

где: ф - жесткость вала в продольном направлении; ¿V - жесткость упорного подшипника и его крепления;/Яр,- масса соответственно диска и вала; (0о - низшие парциальные частоты продольных колебаний соответственно абсолютно жесткого ротора и диска при защемленном конце вала.

Амплитуда виброперемещения роторного диска в продольном направлении от ¡- -ой низкочастотной гармоники осевой силы с _П С* Су /С6) __

где: Л' ,^ - амплитуда и частота ¿'-ой гармоники осевой си-лы;5Л}у7£-- коэффициент динамического усиления при резонансе

ротора з продольном направлении для ¿'-ой гармоники.

Амплитуда виброускорения к-ой точки статора с координатами Ко , во : ц ,

Где: П - параметры элементов модели волокнистой прослойки;

Л* » - величина и частота относительного сжатия волокнистой прослойки; Ф - параметры факторов, влияющих -на ход размола; - прирост качественных характеристик размалываемого ютериала.

Сражение (4) представляет собой качественную) диагностическую модель вибрационной диагностики структурных парамет- г ров гарнитуры и правильности функционирования ВД. ^¿(^о^о^с^п)^ - передаточная функция, которая характеризует ¿-ый отклик системы на воздействие динамической силы А/ , Зависимость (4) исследована экспериментально в пятой главе работы.

Третья глава посвящена экспериментальным исследованиям. Исследование вибрации Щи»« динамических характеристик проводилось в производственных условиях на предприятиях отрасли. Приводится методика исследования вибрации МД.

Исследование диагностической модели (4)' проводилось на экспериментальной установке, изготовленной на базе МД-00 и установленной в УкрНИИБе. Подтверждение этих исследований получено в производственных условиях на НЛ-ЗЕ7 Соликамского ЦБК. Исследования проводились с использованием полнофакторного планирования эксперимента.

В четвертой главе разработаны методы и средства вибро-зшциты ,ЧД. Основными методами виброзащиты Щ являются: уравновешивание ротора; изменение конструктивных элементов и под-деокивавщих ее конструкций; виброизоляция; динамическое виб-рогаыение.

Кеуравновеиенность ротора Щ. складывается из механичес-коГ, гидравлической и гидродинамической сосгавлязеих. Механическая и гидродинамическая составляющие проявляются в основном на частоте вращения ротора, а гидравлическая - на частоте, на 1-5* меньцей названной частоты. Вклад гидравлической и

гидродинамической составляющих в суммарную неуравновешенность ротора составляет от ЮЙ - при размоле массы низких концентраций до - при размоле массы высоких концентраций или щепы. Мзханическая составляющая неуравновешенности ротора мояет увеличиваться до 2,5 раз из-за износа гарнитуры. Разработана конструкция МД с азтобалансировочным устройством ротора, которая защищена авторским свидетельством ).'? 1677122.

Разработана методика расчета виброизоляции поддерживающей конструкции от динамического воздействия МД и конструкция НИ с виброизоляцией отдельных конструктивных элементов, защищенная авторским свидетельством 1559025. Исследована возможность применения динамического виброгашения на примере М^-ЗУб Архангельского ЦБК.

Параметры вибрации МД зависит от их типоразмера. При нормировании вибрации выявлена необходимость разделения МД на две группы и внесения изменений в допускаемые параметры вибрации по ГОСГ 26493-85 (табл.1).

Таблица I

Допустимые параметры вибрации МД по ГОСТ 26493-85

Наименование составных частей оборудования и мест установки вибропреобразователен Пиковое или амплитудное значение вибропереме щешй.мкм Среднее квадратичное значение ■виброскорости,мм•с"* в октавных полосах частот со среднегеометрическим значением частота, Гц

2 Ц 8 16 31,5 63 125

Спорные элементы

корпусов МД с диа-

метром диска

до 1ССО м;-; включит. чО - - 1.2 1,2 1,8 1,8 -

авыше 1С00 им 63 - - 1,8 со л? 1,8 -

Конструктивные нагодь* виброзациги заключаются в обеспе-

чении параметров вынужденной вибрации,меньших допустимых значении, а так,-.;е предотвращения резонансной вибрации при проектировании Я"; и поддерживавших ее конструкций. Низ сие частоты свободных колебаний роторов прошиленных находятся

в пределах: в вертикальном направлении - 35 68 Гц; в горизонтальном - 22 + 40 Гц; з продольном - сдвоенные Щ - 14 * 18 Гц; остальные Щ. - 90 т 165 Гц. Коэффициенты динамического усиления при резонансе лежат в пределах: изгибных колебаний роторов - 17 +24; продольных колебаний - 5 + 10. Относительная ошибка между теоретическим и экспериментальным определением частот свободных колебаний роторов МД не превышает 10%. Разработана методика вибрационного расчета МД совместно с поддерживающей конструкцией. По этой методике рас-читана !<{д-5Ш1А совместно с поддерживающей конструкцией цеха ТММ Сыктывкарского ЛПК, что подтверждается актом внедрения.

В пятой главе разработаны методы и средства вибрационной диагностики Щ. Выявлено, что самым ненадежным и быстро-йэнашваемым элементом Щ, является гарнитура. Диагностичес-тическим признаком технического состояния гарнитуры, в частности ее износа, непараллельности ротора и статора язляатся параметры высокочастотной вибрации статора. Основным источником этой вибрации являются импульсы давления, возникающие при перекрещивании ножей ротора и статора. Это следует из соответствия спектров изменения режувей длины гарнитуры и виброускорений статора (рис. I).

Э' р

к

а)

2.600

Спзктри изменения режущей длины гарнитуры и виброускорений статора

О <5 гр 3,0 Ц //а V /

1 - спектр изменения ре::;ущел длины гарнитуры Р-1000.005,

частота вращения ротора 10 с ;

2 - спе.что виброускорений статора МЛ—ЗХ (гарнитура

Р-1000.005). ри.с> 1# .

Основные частоты вибрации статора равны частотам перекрещивания ножей и являются гарнитурными. Параметры гарнитурной вибрации зависят от типоразмера МП, рисунка и технического состояния гарнитуры, технологических и режимных факторов размола. Гарнитурные частоты равны:

где: Ч - частота вращения ротора, мин"*; , ,Д - число и угол перекрещивания ножей на I -ом ножевом поясе гарнитуры; число вращающихся роторов МД.

Относительная ошибка между теоретическим и экспериментальным определением гарнитурных частот не превышает 101«. Как правило, гарнитурные частоты увеличиваются от центра к периферии диска и могут достигать 25-30 кГц.

При помощи полных факторных экспериментов выявлено влияние на амплитуду гарнитурной вибрации технологических и режимных факторов размола (перечислены в порядке значимости): качественные характеристики полуфабриката на входе в МД; удельная нагрузка на кромки ножей или расход полезной энергии; концентрация и расход юссы. При увеличении первого или четвертого фактора амплитуда гарнитурной вибрации снижается, при увеличении второго или третьего факторов - возрастает.

При полном факторном эксперименте выявлена взаимосвязь между приростом качественных характеристик полуфабриката и уровнем гарнитурной вибрации. Рассчитаны коэффициенты прямолинейной корреляции между изменениями степени помола

, °Шр), разрывной длины (¿К, м), средневзвешенной длины волокна (¿СДВ, дг) и общим уровнем гарнитурной вибрации (,ае . м-с ): Ъ^сц - 0,79 + 0,13; 0,78 ± 0Л^щ^е"

- 0,82 ± 0,12.

Оценивая амплитуду гарнитурной вибрации, можно регулировать работу ЦЦ. Показано, что управление функционированием по этому косвенному показателю не хуже, чем по удельной нагрузке на кромки ножей или приросту температуры массы. Диагностические признаки технического состояния гарнитуры и правильности функционирования Щ приведены в табл.2.

Таблица 2

Диагностические признаки технического состояния гарнитуры и правильности функционирования МД при вибрационной диагностике

Функциональные и структур-

ные параметры технического Диагностический признак

состояния

I. Правильность функциони-

рования Уровень виброускорения статора^

1.1. При постоянней

производительности

1.2. При переменней Отношение урозня виброускорения

производительности статора к производительности Щ

1.3. со ступенчатой Уровни виброускорения статора

регулировкой на гарнитурных частотах перифе-

зазора рийных номевых зон с независимой регулировкой зазора

2. Структурные параметры

технического состояния

гарнитуры

2.1. Не па; аллельность

ротора и статора

2.1.1. Перекос Уровни виброускорения з трех

гарнитуры точках на периферии статора,

статора лежащих на одном радиусе и одинаковых расстояниях друг от друга

2.1.2. Торцевое Амплитуда первой или третьей

биение гармоники оборотной частоты

гарнитуры амплитудной огибающей зийроус-

ротора корения статора на максимальной гарнитурной частоте

2.2. Износ гарнитуры Урозень зиброуекорения статора (или его отношение к производительности ^ при постоянной 2 мощности приводного двигателя

Примечание к табл.2

1 A.c. № 1747579.

2 A.c. ß 1724170.

Схема устройства, реализующего разработанный способ управления функционированием !4£, представлена на рис. 2.

Схема устройства для регулирования

I - волновод; 2 - вибропреобразователь; 3 - регулирующий блок; 4 - задатчик; 5 - механизм присадки.

Рис.2.

Разработанное устройство для регулирования процесса размола внедрено в производство на Соликамском ЦБК. (кидаемый экономический эффект составил только на одной мельнице 18,5 тыс.рублей в год.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТУ

1. Теоретически исследованы колебания Мд, их основных элементов и проведена экспериментальная проверка этих исследований.

2. Разработаны методика вибрационного расчета Щ, методы и средства 1« виброзащиты.

3. Проведены экспериментальные исследования вибрации всех типоразмеров Ид и внесены изменения в государственный стандарт, регламентирующий параметры их вибрации.

Обоснована и экспериментально подтверждена диагностическая модель вибрационной диагностики структурных пара-

- Г5 -

метров гарнитуры и правильности функционирования МД.

5. Выявлено влияние на вибрации статора технологических и режимных факторов размола. Разработан способ управления функционированием Мд-

6. Результаты работы внедрены в производство на Соликамском ЦБК и использованы при внедрении э эксплуатации дисковых мельниц Щ-5Ш1А на Сыктывкарском ЛПК.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах:

1. Зихарев С.Н., Санников A.A. Диагностика и виброзащита оборудования древесно-массных цехов. Виброзащита и вибродиагностика технического состояния дисковых мельниц. Мзтоди-ческке рекомендации. - М.: Минлесбумпром СССР. - 1989. - 61 с.

2. Санников A.A., КистерЯ.Я., Зихарев С.Н., Зыряноза А.Б., Вохменцез А.Е. Диагностика и виброзащита оборудования по производству древесных плит. Мзтодические рекомендации. -М.: Минлеспром СССР. - 1990. - 87 с.

3. Зихарев С.Н., Санников A.A. Критические частоты зра-щения роторов дисковых мельниц // Машины и аппараты целлюлозно-бумажного производства: Мгжвуз.сб.научн.тр. -Л., 1988. -С.36-40.

4. Бихарез С.Н. Экспериментальные исследования процесса размола при помощи вибрации на гарнитуре статора // Машины и аппараты целлюлозно-бумажного производства: Межвуз.сб.научн. тр. - Л., 1990. - С.29-33.

5. Зырянова А.Б., йзвенко З.Н., Вихарев С.Н., Клепалоз A.M., Санников A.A. Динамический" гаситель колебаний дисковой мэльницы // йнформ.листок ^ 274-90. - Свердловский межотраслевой территориальный центр научно-техн.информации. - 1990. -4 с •

6. A.c. 1448233 СССР, Mffl3 G OIM 13/04. Стенд для вибрационной диагностики подшипников качения / Санников A.A., Кирякоз А.Г., Щукин В.В., Зихарев С.Н. (СССР). - 3 е.: ил.

7. A.c. I559G25 СССР, ЖИ3 Д21Д 1/30. Сдвоенная диско-гая мельница / Вихарев С.Н., Санников A.A., Анохина М.Ф.

(СССР). - 3 с.: ил.

8. A.c. I677122 СССР, ЖИ3 Д21Д 1/30. Дисковая мельница для размола волокнистых материалов / Вихарев С.Н., Трень-кин А.И., Добрынин A.A. (СССР). - 3 е.: ил.

9. A.c. 1724770 СССР, ШИ3 Д 21 Д 1/30, б .01 В 21/30. Способ определения степени износа гарнитуры дисковой мельницы / Вихарев С.Н., Фанаков A.A. (СССР). - 2 с.

10. A.c. 1747579 СССР, ШИ Д21Д 1/02. Способ регулирования процесса размола бумажной массы / Вихарев С.Н., Санников A.A. (СССР). - 3 е.: ил.

Подписано в печать 15.03.93 г. Формат 60x84 1/16. Печать офсетная. Усл.печ.л. 1,05. Тираж 100 экз. Заказ 1047. Отпечатано в Уральском институте типового проектирования. 620062, г.Екатеринбург, ул.Чебышева, 4.