Загрузил nurievmarsel51

5 УрФУ Комаров Презентация Осевая газовая турбина

реклама
ОСЕВЫЕ ГАЗОВЫЕ ТУРБИНЫ
Составитель: Комаров Олег Вячеславович
доцент, канд. техн. наук
зав. каф. «Энергетика» УрФУ (г.Екатеринбург)
ov_komarov@mail.ru
Перечень использованной литературы
1.Газотурбинные установки с нагнетателями для транспорта газа: справ., пособие / Б. С. Ревзин, И. Д. Ларионов М.:
Недра, 1991. – 303 с.
2.Ревзин Б. С. Газоперекачивающие агрегаты с газотурбинным приводом. Учебное пособие. Екатеринбург.: УГТУ-УПИ.
2008. 269 с.
3.Ревзин Б. С., Комаров О. В. Энергетические газотурбинные установки стационарного типа. Учебное пособие.
Екатеринбург УГТУ-УПИ, 2010. 284 с.
4.Теория и проектирование газотурбинных и комбинированных установок: Учебник для ВУЗов / Ю. С. Елисеев, Э. А.
Манушин, В. Е. Михальцев и др. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.:Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2000. – 640 с.
5.Стационарные газотурбинные установки / под ред. Л.В.Арсеньева и В.Г.Тырышкина. Л.: Машиностроение, 1989. 543 с.
6.Газотурбинные энергетические установки: учебное пособие для вузов / С. В. Цанев, В. Д. Буров, А. С. Земцов, А. С.
Осыка; под ред. С. В. Цанева. – М.: Издательский дом МЭИ, 2011. – 428 с.
7.Копелев С. З., Слитенко А. Ф. Конструкции и расчет системы охлаждения ГТД / под ред. Слитенко А. Ф. – Х.: Изд-во
«Основа» при Харьк. ун-те, 1994 г. – 240 с.
8.Белоусов А.Н., Мусаткин Н.Ф., Радько В.М. Теория и расчет лопаточных машин. – Самара: ФГУП «Изд-во «Самарский
Дом печати», 2003. – 336 с.
9.Нечаев Ю. Н., Федоров Р. М. Теория авиационных газотурбинных двигателей. ч 1, М., «Машиностроение», 1977, 312 с.
10.Основы проектирования турбин авиадвигателей / под ред. С.З.Копелева. М.: Машиностроение, 1988. 328 с.
11.Осевые турбины (Газовая динамика и термодинамика): пер. с англ./ Дж. X. Хорлокк. М.:Машиностроение, 1972, 212 с.
12.Трухний А.Д. Парогазовые установки электростанций: учебное пособие для вузов – М.: Издательский дом МЭИ, 2013,
648 с.
13.Проспекты фирм-производителей ГТУ: General Electric, MHI, Siemens, Alstom.
2
Содержание
ТЕОРИЯ СТУПЕНИ
 Основные термодинамические параметры турбинной ступени
 Схема и принцип работы осевой турбинной ступени
 Плоские решетки профилей лопаточных венцов ступени
 Связь основных параметров ступени
 Потери энергии в неохлаждаемой осевой турбинной ступени
 Влияние основных параметров на потери в ступени
 Процесс в турбине с учетом затурбинного диффузора
ОХЛАЖДЕНИЕ ГАЗОВЫХ ТУРБИН
 Понятие начальной температуры газа перед турбиной
 Рост начальной температуры газа перед турбиной по годам
 Основные требования, предъявляемые к системам охлаждения
 Воздушные системы охлаждения ГТУ
 Решение задачи согласования тепловой инерции ротора и статора
 Классификация систем охлаждения
 Системы охлаждения роторов и статоров ГТУ
 Системы охлаждения лопаток ГТУ
 Дополнительные потери энергии от введения охлаждения
 Промежуточное охлаждение воздуха
 Система охлаждения сопловых лопаток
 Устройство охлаждаемой сопловой лопатки
 Условия эксплуатации рабочих лопаток газовой турбины
 Система охлаждения рабочих лопаток
 Влияние структуры материала на механические свойства
 Эволюция материалов лопаток турбин GE
 Термобарьерные покрытия лопаток
3
Основные термодинамические параметры турбинной ступени
H ад
1 k

k


RT0 1   стk
k 1







- адиабатическая работа
расширения
k
R  сp
k 1
 ст 
ад
- степень понижения давления
T0  T2
h

 cр
H ад
T0  T2ад

ад 
u
k
 T2ад  1 k


 T 
 0 
h
*
H ад
 cр
Т 0  Т 2
Т 0  Т 2ад
- коэффициент полезного
действия
Т 0  Т 2
h

 ср
H ад
Т 0  Т 2ад
ад  u 


1  ад 1  u 
1  ад 1  ад
Процесс расширения продуктов сгорания в ступени
4
Схема и принцип работы осевой турбинной ступени
DкСА , DсрСА , DпСА , DкРК , DсрРК , DпРК − корневой, средний и периферийный
диаметры на выходе соответственно из соплового аппарата и рабочего колеса;
lc , lр
− высоты сопловой и рабочей лопаток соответственно;
 р − радиальный зазор между статором и вершиной бандажной полки;
S1 − передний осевой (межвенцовый) зазор между СЛ и РЛ;
б
− радиальный зазор между бандажной полкой рабочей лопатки и статором;
РК СА
РК
 СА
к ,  к ,  п ,  п − углы меридионального раскрытия ступени
в СА и РК в корневом и периферийном сечениях;
 к ,  п − перекрыша корневая и периферийная
5
Плоские решетки профилей лопаточных венцов ступени
6
f 0СА , f1СА , f1РК , f 2РК − площадь проходного сечения на
входе и выходе межлопаточного канала в СА и РК
соответственно;
Bc ,
Bр
−
ширина
сопловой
и
рабочей
решетки
соответственно;
bc , bр
tc , tр
− хорда профиля СЛ и РЛ;
− шаг соответственно сопловой и рабочей решетки;
аc , ар
− горло (минимальный проходной размер между
двумя соседними профилями) сопловой и рабочей решетки;
 у ,  у − угол установки сопловой и рабочей лопатки;
 ол , 1л , 1л ,  2л − входной и выходной (лопаточный)
угол соответственно сопловой и рабочей лопатки
Связь основных параметров ступени
Основные геометрические характеристики турбинной ступени (проточной части турбины)
и их связь с кинематическими параметрами
Относительный диаметр ступени (веерность):
Dср 1  d
, где d  Dк / Dн .
Dl 

lр
1 d
Суммарный угол раскрытия меридиональных обводов в зоне сопловых и рабочих
лопаток:
СА
РК
РК
 СА   СА
к   п и  РК   к   п .
Уравнение неразрывности (сплошности):
G1  1Fомс1 sin 1 G2  сonst ,
где 1 - плотность газового потока на выходе из СА (сечение 1−1);
F СА  D СА lc − площадь проходного сечения (ометаемая)
ом
ср
Максимальные допускаемые напряжения растяжения в корневом сечении для
материала лопатки:
 
2
 n
 р  2 м kф   Fом ,
 60 
где  м − плотность материала лопатки;
kф − коэффициент формы лопатки, учитывающий изменение площади сечения
лопатки по ее высоте (обычно 0,45…0,55);
n − частота вращения ротора турбины.
7
Связь основных параметров ступени
План (треугольники) скоростей осевой турбинной ступени
Кинематические и газодинамические характеристики ступени
Коэффициент нагрузки:  
Lu
2
.
u ср
Работа
Lu
на окружности колеса на основании теоремы Эйлера:
При условии, что
u1  u 2  u :  
c1u  c2u
.
u
Lu  c1u  u1  c2u  u2 .
Параметр x  u cад (или x1  u c1 ). Здесь с ад − фиктивная (условная) скорость потока,
кинетическая энергия которого равна располагаемой (адиабатической) работе расширения газа
H ад , т.е. сад  2H ад .
8
Связь основных параметров ступени
9
c  c2u
Кинематическая степень реактивности:   1  1u
.
2ucр
рк
H ад
Термодинамическая степень реактивности:  т 
.
H ад
Кинематическая
степень
термодинамической
тем,
реактивности
что
ее
отличается
расчет
ведется
от
по
кинематическим параметрам действительного процесса, т.е. с
учетом потерь энергии.
c
c
Коэффициент расхода ступени: c1a  1a , c2a  2a .
u1
u2

Зависимость КПД u , ад от x при различных  ст и при , , 1, c2a c1a  const :

сплошные линии  ад ; прерывистые линии  u
Потери энергии в неохлаждаемой осевой турбинной ступени
Потери располагаемой работы в реальной осевой турбинной ступени можно разделить на
внешние и внутренние. К внешним относят потери, которые не оказывают влияния на тепловое
состояние продуктов сгорания в проточной части турбины: утечки газа через уплотнения; потери на
трение в подшипниковых узлах турбомашины и т.д.
Внутренние потери в ступени, влияющие на тепловое состояние рабочего тела в проточной
части, рассматривают как для отдельного венца, так и с учетом взаимного влияния неподвижного и
вращающегося венца. В отдельном венце разделяют профильные, концевые и потери от вращения
(только для РК).
Профильные потери  пр складываются из потерь трения и вихреобразования в пограничном
слое между газом и профилем лопаток  тр , кромочных потерь  кр , потерь от угла атаки  i ,
волновых потерь  волн : пр   тр  кр  i  волн .
Основные факторы, влияющие на величину профильных потерь, следующие:
 угол поворота потока в решетке, который тем больше, чем меньше сумма углов  0  1 _ для
сопловой решетки и 1   2 − для рабочей;
 степень
конфузорности
межлопаточных
каналов
конфузорности, тем меньше величина  пр ;
 форма и размеры входных и выходных кромок профиля;
 относительный шаг решетки t / b ;
 относительная толщина профиля;
 шероховатость поверхности профиля лопатки.
( sin 1 / sin  2 ).
Чем
больше
степень
10
Влияние основных параметров на потери в ступени
График влияния относительного угла атаки на профильные потери
Формы входной кромки лопаток
высокотемпературных ступеней:
а – "традиционная" входная кромка;
б, в – форма входной кромки, характерная для
лопаток современных высокотемпературных ГТУ
Коэффициент профильных потерь в решетке при нулевом угле атаки:
а – сопловые; б – рабочие лопатки
11
Влияние основных параметров на потери в ступени
12
п , ср
L - 0,83
14
Зависимость для определения величины оптимального
относительного шага решетки
t опт
 1  cmax 
Формулы для оценки величины кромочных потерь
в венцах сопловых и рабочих лопаток
рл
 кр

0,4rвых
t р sin 1
 сл
кр 
0,4rвых
t c sin 1
Влияние значения относительного радиального
зазора на КПД ступени
р.з
 
0,3  l 
 
  к п 1 
 ср  sin  2  t п 
J - 0,89
I - 0,81
H - 0,22
G-0
F - 0,89
E - 0,16
10
,%
13

sin1 
180 o
 0,55


o
180  1   2  sin 2 
K - 0,50
12
8
6
D - 0,60
С-0
4
В-0
А - 0,24
2
0
0,01
0,03
0,02
р
0,04
0,05
/l
Влияние радиального зазора и его конфигурации на КПД турбины:
сплошные линии  короткие лопатки без бандажа; штриховые  проточка
в корпусе турбины; штрихпунктирные  обандаженные лопатки
Процесс в турбине с учетом затурбинного диффузора
13
Понятие начальной температуры газа перед турбиной
Под начальной температурой газа перед турбиной могут пониматься температуры в различных сечениях:
 сечение А-А – средняя температура перед СА первой ступени турбины (для неохлаждаемых турбин);
 сечение В-В - средняя температура на выходном срезе СА первой ступени (General Electric,);
 сечение С-С - средняя расчетная температура перед первым рядом рабочих лопаток по ISO 2314 – «Газовые турбины –
приемочные испытания» (Siemens, Alstom, российские авиапроизводители).
При TА=1500 С разность ТА-ТВ=60 С, а ТА-ТС=170 С.
14
Рост начальной температуры газа перед турбиной по годам
 За последние 40 лет произошло двукратное увеличение
начальной температуры газа;
 Уровень начальной температуры газа для наземных
установок превысил 1500 С (General Electric, Toshiba);
 Среднегодовой рост составляет 13 С;
 Крупнейший производитель ГТУ в мире (GE) увеличила
единичную мощность с 1960 по 2000 год в 15 раз (1/3
прироста за счет увеличения расхода рабочего тела; 2/3 –
за счет повышения начальной температуры газа).
P.F=(Tmax-TГ)/(TГ-Tза СА1)=0,1-0,2
15
Основные требования, предъявляемые к системам охлаждения
 при прочих равных условиях выбор наиболее простой конструкции, с точки зрения технологии изготовления, надежности
системы, эксплуатационных характеристик;
 максимальная надежность в процессе использования;
 максимальная экономичность, чему способствует минимизация расхода охладителя за счет рационального его распределения по
каналам охлаждения, интенсификации теплообмена и выпуска охладителя в проточную часть с наименьшими потерями энергии
основного потока газа (для открытых систем);
 использование для охлаждения по возможности более низконапорного воздуха, отбираемого из компрессора (для воздушных
систем), с целью уменьшения затрат энергии на его сжатие;
 давление охладителя по всему тракту системы охлаждения должно незначительно превышать давление рабочего тела в
соответствующих местах проточной части, чтобы исключить подсос горячих газов в каналы охлаждения и уменьшить утечки
охладителя (для открытых систем);
 герметичность тракта подачи охладителя к горячим элементам проточной части;
 формирование равномерного температурного поля в охлаждаемых деталях для исключения больших термических напряжений в
них;
 организация дифференцированного подвода охладителя в зависимости от степени нагрева отдельных элементов и
интенсивности теплообмена;
 обеспечение возможности контроля работоспособности системы в процессе эксплуатации и восстановления характеристик при
ремонтах.
Количественной характеристикой эффективности системы охлаждения является
относительная глубина (интенсивность) охлаждения:
Т г  Т м
 
,
Т г  Т в
где Т г − температура торможения газа (продуктов сгорания);
Т в − температура торможения охладителя (воздуха);
Т м − температура материала детали.
16
Воздушные системы охлаждения ГТУ
Проект ГТУ-180, ЛМЗ-Авиадвигатель
17
Решение задачи согласования тепловой инерции ротора и статора
Для решения задачи стабилизации зазоров в проточной части помимо применения систем охлаждения разрабатываются
конструктивные мероприятия:
 Обойменная конструкция статора;
 Прирабатывающиеся уплотнения;
 Системы активного управления радиальными зазорами;
 Применение термоактивных эелементов;
 Применение упругих элементов и телескопических соединений и т.д.
Проточная часть турбины газогенератора ГТД АЛ-31Ф
Система активного управления радиальными
зазорами в проточной части ГТУ Mitsubishi
18
Классификация систем охлаждения
19
По типу охладителя и его
циркуляции
По способу охлаждения
Системы охлаждения роторов и статоров ГТУ
 Для облегчения изготовления диски роторов выполняют из сталей
перлитного и ферритного классов (Тм не должна превышать 550 С);
 Наилучших результатов удается достичь при комбинировании
различных способов охлаждения дисков;
 Помимо прямого охлаждения дисков применяется отсечение
теплового потока от лопаточного аппарата путем продувки воздуха
под хвостовиками лопаток, использование удлиненной ножки
хвостовика лопатки;
 Охлаждение статора возможно как путем прокачки охлаждающего
воздуха, так его прососа.
20
Системы охлаждения лопаток ГТУ
Сравнительная характеристика эффективности различных
систем охлаждения лопаток
21
Дополнительные потери энергии от введения охлаждения
 термодинамические потери, связанные с отводом теплоты от продуктов сгорания. Чем больше
расход воздуха на систему охлаждения и чем больше его возвращается в проточную часть
турбины, тем выше термодинамические потери, которые сопровождаются уменьшением
располагаемого теплоперепада на турбину. Повышение относительной глубины охлаждения
также приводит к возрастанию данного вида потерь. Снижение внутреннего КПД ступени может
достигать 1%, поэтому при выборе системы охлаждения необходимо руководствоваться
эквивалентным выигрышем от ее применения при заданной начальной температуре газа;
 затраты энергии на сжатие охлаждающего воздуха. С целью оптимизации данных потерь
необходимо рационализировать места отбора охладителя из компрессора и его количество, чтобы
давление воздуха незначительно превышало давление газа в месте его выпуска в проточную
часть турбины;
 затраты энергии на прокачку охлаждающего воздуха, которые включают: гидравлические потери по трактам системы охлаждения,
потери на утечки хладагента при охлаждении дисков роторов и подшипников, когда воздух не возвращается в проточную часть
турбины. Сюда же относят затраты энергии на разгон охлаждающего воздуха от окружной скорости в месте отбора до окружной
скорости в месте его выпуска из полостей рабочей лопатки. По этой причине наиболее затратным является вариант выпуска
охладителя в радиальный зазор, где достигается максимальная окружная скорость. Эти потери выражаются в повышении
температуры воздуха на 40…500С за счет работы центробежных сил. Иногда для снижения температуры охладителя в статорном
узле применяют специальную решетку, подкручивающую поток воздуха перед его подачей в полости рабочих лопаток по
направлению вращения ротора;
 потери, возникающие при смешивании охлаждающего воздуха с основным потоком газа. Независимо от способа выпуска воздуха в
проточную часть турбины, это приводит дополнительному расходованию кинетической энергии продуктов сгорания на
выравнивание полей давлений, скоростей и плотностей смешивающихся сред. Однако величина такого рода потерь во многом
определяется, каким способом охлаждающий воздух выпускается в проточную часть. Так, при выпуске его через щели в выходной
кромке лопаток – потери минимальны; во входной – максимальны. Применение заградительного (пленочного) охлаждения лопаток
также способствует росту потерь. Максимальные затраты энергии возникают при проникающем (пористом) охлаждении, когда по
всему контуру профиля, фактически нормально к основному потоку, выпускается охладитель;
 потери из-за аэродинамической неоптимальности профилей охлаждаемых лопаток по сравнению с неохлаждаемыми. Поскольку в
полости лопатки необходимо организовать эффективную систему охлаждения, то увеличиваются радиусы входных и выходных
кромок, относительная толщина профиля.
22
Промежуточное охлаждение воздуха
По типу охладителя и его
циркуляции
Промежуточный теплообменник в ГТД АЛ-31Ф
23
Система охлаждения сопловых лопаток
а
б
24
в
По типу охладителя и его
циркуляции
Лопатки внутреннего конвективного охлаждения:
с продольным (а), продольно-петлевым (б) движением
охлаждающего воздуха и лопатка дефлекторного типа (в)
Преимущества систем охлаждения с лопатками дефлекторного типа
следующие:
 происходит сближение коэффициентов теплоотдачи по воздуху и
продуктам сгорания, что позволяет иметь равномерное
температурное поле по сечению лопатки;
 появляется возможность организации дифференцированного
охлаждения отдельных частей лопатки по радиусу и сечению
(например, входной и выходной кромки) за счет количества и
места расположения отверстий в дефлекторе;
 возможность управления глубиной охлаждения лопатки;
 глубина охлаждения увеличивается до 200…250 оС.
а
б
Сопловые лопатки первой ступени ГТУ серии M501G/M701G фирмы Mitsubishi (а),
ГТУ SGT-300 фирмы Siemens (б)
Система охлаждения сопловых лопаток
 Профильные части СА отливаются как одно целое с бандажными полками с
захватами, с помощью которых они устанавливаются в верхней и нижней
половинах обойм или корпусов.
25
Устройство охлаждаемой сопловой лопатки
26
Литейные стержни сопловой (сверху) и
рабочей (снизу) лопатки
Условия эксплуатации рабочих лопаток газовой турбины
В процессе работы рабочие лопатки подвергаются:
 воздействию от высоких напряжений растяжения от центробежных сил;
 воздействию напряжений от газодинамических (аэродинамических) сил изгиба вследствие малого количества ступеней
и большой их нагруженностью;
 воздействию от стационарных температурных напряжений на установившихся режимах, возникающих вследствие
неравномерности температурного поля рабочего тела (Патерн-фактор), разности толщины профиля по высоте и
сечению, наличия каналов охлаждения в лопатках.
В результате воздействия указанных факторов рассматривают устойчивость лопаток на:
 исчерпание длительной прочности материала лопатки (способности сопротивляться
 длительное время действию высоких напряжений в условиях высокой температуры);
 трещиностойкость (сопротивление быстрому развитию трещины);
 сопротивление хрупкому отрыву (вязкость разрушения).
Агрессивное воздействие продуктов сгорания на материал лопаток заключается:
 в развитии высокотемпературной коррозии (при температурах 815-930 С) из-за
наличия в продуктах сгорания щелочных металлов (калий, натрий), вступающих в
химическую реакцию с серой и образованием расплавленных сульфатов, которые
отлагаются на поверхности лопаток;
 в развитии низкотемпературной коррозии (590 -760 С) вследствие взаимодействия
Длительная прочность на базе 100 тыс. ч.
сульфата натрия с облопачиванием;
наработки материалов РЛ ГТУ GE
 в высокотемпературном окислении из-за наличия избытка воздуха в продуктах
сгорания (особенно активное течение при температуре газа выше 900 С).
На переходных режимах работы в лопатках дополнительно развиваются:
 временные циклические термические напряжения, что может приводить к циклическим пластическим деформациям и образованию
трещин термической усталости;
 напряжения вследствие развития многоцикловой усталости с образованием трещин из-за большого цикла (более 1 млн. циклов)
нагружений сравнительно небольшой интенсивности (обычно, это следствие работы лопаток в условиях резонанса).
27
Система охлаждения рабочих лопаток
Охлаждение рабочих лопаток представляет собой более сложную задачу, нежели сопловых, поскольку:
 на РЛ дополнительно действуют центробежные силы, значит – они более нагружены;
 к периферии лопатки происходит значительное уменьшение площади поперечного сечения
профиля;
 из-за вращения ротора возникают дополнительные сложности, связанные с герметичным подводом
теплоносителя к охлаждаемой детали.
Однако по характеру теплообмена и способу его реализации системы охлаждения СЛ и РЛ схожи.
а
б
в
г
Рабочие лопатки с системой открытого воздушного охлаждения:
а − с продольным течением теплоносителя (канального типа); б – с продольно-поперечным движением воздуха;
в – дефлекторного типа; г – гильзовые
28
Система охлаждения рабочих лопаток (пример)
а
б
Охлаждаемые рабочие лопатки турбины ГТУ серии M501G/M701G фирмы Mitsubishi (а), ГТУ SGT-300 фирмы Siemens (б)
29
Система охлаждения рабочих лопаток (пример)
 Для снижения передачи теплоты от пера лопатки к хвостовику и в
диск между ними выполняют промежуточный элемент (удлиненную
ножку), которая имеет с двух сторон пазухи для минимизации
поперечного сечения для передачи теплоты.
 Для интенсификации теплообмена во внутренней полости лопаток
выполняют вихревую матрицу (систему ребер, выступов, перегородок,
штырьков, завихрителей), турбулизирующую поток.
 Организуют дифференцированную подачи воздуха в каналы
охлаждения лопаток.
30
Влияние структуры материала на механические свойства
31
 Основной технологией изготовления охлаждаемых лопаток является точное литье по выплавляемым моделям в
вакууме в целях исключения вредного влияния на металл кислорода и азота, содержащихся в воздухе.
 При традиционной технологии металл отливаемой лопатки затвердевает от поверхности к оси с формированием
хаотичной кристаллической решетки, характеризующейся одинаковыми механическими и физическими свойствами во
всех направлениях. В результате на границах кристаллов с течением эксплуатации скапливаются вредные примеси.
 Для исключения формирования границ кристаллов в поперечном оси лопатки направлении применяются технологии
направленной кристаллизации, когда от хвостовика формируются столбики кристаллов в продольном оси лопатки
направлении. Исключаются границы кристаллов, поперечные действующим центробежным силам.
 Еще более совершенная технология, когда лопатка изготавливается из одного кристалла – монокристаллической.
а
б
в
Зависимость допустимой температуры металла РЛ от
структуры на базе 100 тыс. ч. при напряжении 140
Мпа (по данным GE): 1 – сплав GTD-111, равноосная
структура; 2 – GTD-111, направленная
кристаллизация; 3 – монокристаллическая лопатка
Охлаждаемые рабочие лопатки с равноосной структурой (a, MHI),
направленной кристаллизацией (б, MHI) и монокристаллическая (в, GE)
Эволюция материалов лопаток турбин GE
32
Термобарьерные покрытия лопаток
Достижение современных уровней температуры лопаток 900 С и выше невозможно
без применения термобарьерных покрытий: однослойных из алюминада платины
(PtAl), получаемых при помощи диффузии на поверхность лопатки; двухслойных,
получаемых путем высокоскоростного плазменного напыления в вакууме порошков
различного состава.
33
34
Комаров Олег Вячеславович
доцент, канд. техн. наук
зав. каф. «Энергетика» УрФУ
ov_komarov@mail.ru
Спасибо за внимание!
Скачать