ventilador centrifugo.doc

VENTILADOR CENTRÍFUGO UNI-FIM

INDICE

1.- INTRODUCCION………………………………………………………....Pág. 3

2.- OBJETIVOS.………………………………………………………………Pág. 4

3.- FUNDAMENTO TEORICO………………………………………………Pág. 4

4.- APARATOS………………………………………………………………. Pág. 12

5.- PROCEDIMIENTO………………………………………………………. Pág. 14

6.- CALCULOS Y RESULTADOS……………………...………………….. Pág. 16

7.-CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES…………………………..Pág.

8.- BIBLIOGRAFIA…………………………………………………………….Pág.

LABORATORIO DE INGENIERIA MECANICA III Pág.2


INFORME Nº 2: VENTILADOR CENTRÍFUGO

1.- INTRODUCCION:

Las turbomaquinas son maquinas de transferencia de energía que funciona

según el principio de cambio de momento angular que experimenta un fluido a

su paso por un elemento mecánico giratorio llamado rotor. Turbomaquinas

hidráulicas son aquellas en las que el fluido que pasa a través de ellas no

experimenta un cambio sensible en su densidad.

El ventilador de una bomba de aire; puede ser axial o radial según sea la

dirección que sigue el flujo en su recorrido por el rotor. El ventilador eleva la

presion del aire dentro del rango de 0 – 1000 mm de columna de agua. El aire

se puede considerar incompresible; mientras la variación de la densidad no

exceda el 7%. Debido a esto el diseño de un ventilador se simplifica y se lo

clasifica dentro de las turbomaquinas hidráulicas.

Los ventiladores axiales son utilizados cuando el flujo de aire requerido es

relativamente grande comparado a la altura de presion que va a proporcionar el

ventilador. Los ventiladores radiales llamados también centrífugos son

utilizados cuando el flujo de aire requerido es relativamente bajo comparado a

la altura de presion que va a proporcionar el ventilador. Lo que determina

cuando se debe utilizar un ventilador axial o radial es la eficiencia. Para

determinadas condiciones de flujo de aire y altura de presion un ventilador es

más eficiente que otro. Los ventiladores axiales tienen su aplicación en

quemadores y cámaras de combustión, ventilación, tiro forzado en calderas,

torres de enfriamiento, procesos de secado, etc. Mientras que los radiales o

centrífugos tienen su aplicación en transporte neumático, quemadores y

cámaras de combustión, ventilación, tiro forzado y tiro inducido en calderas,

colectores de polvo, procesos de secado, chimeneas, aire acondicionado, etc.

En la presente experiencia de laboratorio se ensayara con un ventilador

centrífugo y un ducto de aire. Se fijaran velocidades de rotación, se ira variando

los caudales y para estas condiciones se tomaran datos de presiones y torque,

con lo que se obtendrá el comportamiento del ventilador. Posteriormente se

analizaran los datos y se mostraran los resultados mediante tablas y graficas

(conchoides).



2.- OBJETIVOS:

Determinar el comportamiento de un ventilador centrífugo a diferentes

condiciones de funcionamiento.

Conocer la performance del ventilador centrífugo a diferentes RPM.

Graficar las curvas de comportamiento de la altura y eficiencia del

ventilador (“conchoide”) en función del caudal para cada velocidad.

3.- FUNDAMENTO TEORICO:

Presión

a) Presión estática

Es la fuerza por unidad de área ejercida sobre las paredes de un recipiente

por un fluido que está en reposo. La presión estática de un fluido en

movimiento es la presión que mediría un instrumento que se desplazaría

con la misma velocidad en el fluido y en la misma dirección y sentido. Dado

que esto no es práctico la presión estática se mide insertando un tubo

manométrico en la pared del recipiente de tal manera que forme un ángulo

recto con la dirección del movimiento del fluido.

b) Presión de velocidad (Pv = )

Es la fuerza por unidad de área ejercida por el movimiento en conjunto de

un fluido sobre un plano perpendicular a la dirección del movimiento. Las

presiones de velocidad se miden con el objeto de determinar velocidades o

caudales.

c) Presión total dinámica o de estancamiento (PT = PV +PE)

Es la suma de las presiones estáticas y de velocidad. Es la presión total

ejercida por un fluido en movimiento. Puede considerarse como la presión

estática que se ejercería si un fluido en movimiento se llevara al reposo de

tal modo que toda la presión de velocidad se transformara en presión

estática. Este proceso llevaría a la corriente fluida a un estado de

estancamiento.

d) Presión en unidades de altura



- Altura de presión estática:

- Altura de presión de velocidad:

- Altura de presión total o de impacto:

VISCOSIDAD

VISCOSIDAD ABSOLUTA:

= tensión cortante

= viscosidad absoluta

= gradiente de velocidad

VISCOSIDAD CINEMÁTICA:

ECUACIÓN DE EULER

ECUACIÓN DE BERNOULLI

Integrando la ecuación de Euler para () cte.

PRINCIPIO DE LA TERMODINÁMICA

+ Ep/mg

Donde: Ep/mg hpérdidas

Perfil del flujo laminar en una tubería horizontal

Vmedia = 0.82 Vmáx



La distribución de velocidades es parabólica, que transcribimos:

El régimen laminar se presenta para un Re (Reynolds) menor o igual a 2000

Su factor de fricción es inverso de Re: (flujo laminar)

NÚMERO DE REYNOLD

V =velocidad media del flujo

DH =diámetro hidráulico

=densidad del fluido a su temperatura media

=viscosidad absoluta a su temperatura media

=viscosidad cinemática a su temperatura media

FLUJO TURBULENTO EN TUBERÍAS

El flujo turbulento tiene su existencia para Re 2300

La velocidad media para el flujo turbulento es:

Vmedia = Vmáx ó Vmedia 0.82Vmax

Asimismo:

Donde: 6.5 n 10

LEY DE LA SUB-CAPA LAMINAR

La ecuación de la pérdida de Nikuradse es:



CAUDAL CON EL TUBO DE PITOT

El tubo de Pitot como se mencionó permite calcular el caudal gracias a que

nos permite medir las presiones de velocidad:

Luego la velocidad en el punto donde se realiza la medición es:

Como el manómetro contiene un fluido diferente al agua que circula debe

convertirse el h en una altura equivalente del fluido. La velocidad hallada se

afecta de un coeficiente de calibración “C” para el tubo; pero como

0.98<C<1.02, normalmente se considera C = 1. Cuando se usan fluidos

incompresibles se usa el siguiente gráfico de corrección de velocidades.

VENTILADORES

Un ventilador es una turbomáquina que se caracteriza porque el fluido

impulsado es un gas (fluido compresible) al que transfiere una potencia con

un determinado rendimiento.

A pesar de que no existe convenio alguno universalmente adoptado; los

ventiladores pueden subdividirse en cuatro grupos:

1. Ventiladores de baja presión: hasta una presión del orden 200 mm de

agua (ventiladores propiamente dichos).

2. Ventiladores de media presión: entre 200 y 800 mm de agua

(soplantes)

3. Ventiladores de alta presión: entre 800 y 2500 mm de agua

(turbosoplantes)



4. Ventiladores de muy alta presión , mayor a 2500 mm de agua

(turbocompresores)

En función de la trayectoria del fluido, todos estos ventiladores se pueden

clasificar en

1. De flujo radial (centrífugos)

2. De flujo semiaxial (helico-centrifugos)

3. De flujo axial

Fig. Configuración típica de sendos rodetes: radial, semiaxial y axial.

Ventiladores radiales (centrífugos)

En los ventiladores centrífugos la trayectoria del fluido sigue la dirección del eje

del rodete a la entrada y está perpendicular al mismo a la salida. Si el aire a la

salida se recoge perimetralmente en una voluta, entonces se dice que el

ventilador es de voluta.

Estos ventiladores tienen tres tipos básicos de rodetes:

1. Alabes curvados hacia adelante,

2. Alabes rectos,

3. Alabes inclinados hacia atrás/curvados hacia atrás.

Los ventiladores de álabes curvados hacia adelante (también se llaman de

jaula de ardilla) tienen una hélice o rodete con las álabes curvadas en el



mismo sentido que la dirección de giro. Estos ventiladores necesitan poco

espacio, baja velocidad periférica y son silenciosos. Se utilizan cuando la

presión estática necesaria es de baja a media, tal como la que se encuentran

en los sistemas de calefacción, aire acondicionado o renovación de aire, etc.

No es recomendable utilizar este tipo de ventilador con aire polvoriento, ya

que las partículas se adhieren a los pequeños álabes curvados y pueden

provocan el desequilibrado del rodete.

Estos ventiladores tienen un rendimiento bajo fuera del punto de proyecto.

Además, como su característica de potencia absorbida crece rápidamente con

el caudal, ha de tenerse mucho cuidado con el cálculo de la presión necesaria

en la instalación para no sobrecargarlo. En general son bastante inestables

funcionando en paralelo vista su característica caudal-presión.

Fig. Ventiladores

centrífugos de álabes

curvados hacia delante,

radiales y atrás.

Los ventiladores centrífugos radiales tienen el rodete con los álabes

dispuestas en forma radial. La carcasa está diseñada de forma que a la

entrada y a la salida se alcanzar velocidades de transporte de materiales.

Existen una gran variedad de diseños de rodetes que van desde los de "alta

eficacia con poco material" hasta los de "alta resistencia a impacto". La

disposición radial de los álabes evita la acumulación de materiales sobre las

mismas. Este tipo de ventilador es el comúnmente utilizado en las

instalaciones de extracción localizada en las que el aire contaminado con

partículas debe circular a través del ventilador. En este tipo 'de ventiladores la

velocidad periférica es media y se utilizar en muchos sistemas de extracción

localizada que vehicular aire sucio o limpio.



Fig. Triángulos de velocidades a la salida para los distintos rodetes centrífugos

Los ventiladores centrífugos de álabes curvados hacia atrás tienen un rodete

con las álabes inclinados en sentido contrario al de rotación. Este tipo de

ventilador es el de mayor velocidad periférica y mayor rendimiento con un

nivel sonoro relativamente bajo y una característica de consumo de energía

del tipo "no sobrecargable". En un ventilador "no sobrecargable", el consumo

máximo de energía se produce en un punto próximo al de rendimiento óptimo

de forma que cualquier cambio a partir de este punto debido a cambios de la

resistencia del sistema resultará en un consumo de energía menor. La forma

de los álabes condiciona la acumulación de materiales sobre ellas, de forma

que el uso de estos ventiladores debe limitarse como se indica a

continuación:

o Alabes de espesor uniforme: Los álabes macizos permiten el trabajo

con aire ligeramente sucio o húmedo. No debe emplearse con aire

conteniendo materiales sólidos ya que tienen tendencia a acumularse

en la parte posterior de los álabes.

o Alabes de ala portante: Las álabes de ala portante permiten mayores

rendimientos y una operación más silenciosa. Los álabes huecos se

erosionan rápidamente y se pueden llenar de líquido si la humedad es

alta, por ello su uso queda limitado a aplicaciones en las que se

manipule aire limpio.


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Fig. Curvas características relativas para ventiladores centrífugos. No se

observa en la figura, pero las características de “álabes adelante” pasan por

encima de las otras dos en valor absoluto.

4.- APARATOS:

Ventilador Centrífugo: De alabes curvados hacia atrás (2<90º).



Ducto del Sistema: Cilíndrico de 12 pulg. de diámetro, de plancha

galvanizada. Las tuberías están unidas mediante bridas. El sistema está

provisto de un cono de regulación de caudal y un Tubo de Pitot.

Motor Eléctrico:

Marca: US ELECTRIC MOTOR

Pot. Placa: 2HP

Voltaje: 230/460 v

Intensidad: 7.2/3.6 A

Velocidad: 1600rpm

Frecuencia: 60 Hz.

Equipo de cambio de velocidad: Permite cambiar las velocidades desde

450 hasta 4500rpm.



Un manómetro digital: Para medir la presion total y la presion de

velocidad.

Un Tacómetro y una Wincha

5.-

PROCEDIMIENTO

Marcar 10 posiciones distintas del cono regulador de caudal para las

cuales se realizara la experiencia.

Graduar el tubo de Pitot en el centro del ducto y conectarlo al

manómetro digital.



Chequear que el indicador de variación de velocidad en el equipo de

cambio de velocidad este al mínimo.

Nivelar la plataforma para que el medidor del torque reactivo del motor

eléctrico marque cero.

Sujetar la plataforma basculante para evitar el golpe producido por el par

de arranque al encender el motor.

Encender el motor y fijar la velocidad de trabajo usando el tacómetro.

Se coloca el cono en la primera posición marcada previamente.

Para esta velocidad de rotación y para cada posición del cono medir la

presion de velocidad, presion total y el torque.



Repetir los mismos pasos para las otras 3 velocidades de rotación.

Terminadas todas las mediciones, llevar la velocidad de rotación al

mínimo y apagar el motor.

Finalmente medir la longitud del ducto entre los puntos en los cuales se

hizo la medición.

6.- CALCULOS Y RESULTADOS:

Primeramente ordenamos los datos tomados de laboratorio en cuadros, y

transformamos las unidades a unidades del sistema internacional.

Para N = 2330 RPM

Punto F (lbs.) PT (pulg.H2O) PV (pulg.H2O)1 2.59375 3.802 0.0872 2.59375 3.065 0.1593 2.59375 2.218 0.3084 2.59375 1.799 0.4035 2.59375 1.467 0.4726 2.59375 1.197 0.5157 2.59375 1.031 0.5518 2.59375 0.931 0.5589 2.59375 0.868 0.568

10 2.59375 0.826 0.596

Para N = 2102 RPM




10 2.59375 0.695 0.494

Para N = 1802 RPM


10 2.34375 0.535 0.372

Para N = 1500 RPM


10 1.71875 0.368 0.258

Procedemos a realizar las conversiones correspondientes para obtener las

unidades en el sistema internacional.

Sin embargo, debemos tener en cuenta que tomamos la presión de velocidad

en el punto medio del ducto. Por lo cual podemos calcular la velocidad máxima,

y por ende, la velocidad media del flujo y de ese modo determinar el caudal que

fluye por el ducto. Utilizaremos las siguientes relaciones:



Obtenemos las siguientes tablas de resultados para cada una de las

velocidades a la que se puso en funcionamiento el ventilador.

Para N = 2300 RPM

PV (m.Aire) Vmax (m/s) Vmedia (m/s) Caudal Q (m3/s)1.8354 6.0008 4.9207 0.35903.3543 8.1124 6.6522 0.48546.4977 11.2909 9.2585 0.67568.5018 12.9153 10.5906 0.77289.9575 13.9773 11.4614 0.8363

10.8646 14.6001 11.9721 0.873611.6241 15.1018 12.3835 0.903611.7718 15.1974 12.4619 0.909311.9827 15.3330 12.5731 0.917412.5734 15.7064 12.8792 0.9397

Para N = 2102 RPM

PV (m.Aire) Vmax (m/s) Vmedia (m/s) Caudal Q (m3/s)0.9915 4.4106 3.6167 0.26392.8269 7.4474 6.1069 0.44565.3163 10.2130 8.3747 0.61117.0040 11.7226 9.6125 0.70147.2360 11.9152 9.7704 0.71299.3879 13.5717 11.1288 0.8120

10.0419 14.0364 11.5099 0.839810.2317 14.1685 11.6182 0.847710.3794 14.2704 11.7017 0.853810.4216 14.2994 11.7255 0.8556

Para N = 1802 RPM

PV (m.Aire) Vmax (m/s) Vmedia (m/s) Caudal Q (m3/s)0.6962 3.6958 3.0306 0.22112.1518 6.4976 5.3280 0.38884.0927 8.9609 7.3480 0.53625.2741 10.1724 8.3414 0.60866.1179 10.9560 8.9839 0.65556.9829 11.7049 9.5980 0.70037.3415 12.0017 9.8414 0.71817.4470 12.0876 9.9118 0.7232



7.6791 12.2745 10.0651 0.73447.8478 12.4087 10.1751 0.7424

Para N = 1500 RPM

PV (m.Aire) Vmax (m/s) Vmedia (m/s) Caudal Q (m3/s)0.5063 3.1518 2.5845 0.18861.5611 5.5344 4.5382 0.33112.7636 7.3636 6.0381 0.44063.6075 8.4130 6.8987 0.50344.3037 9.1890 7.5350 0.54984.8100 9.7145 7.9659 0.58124.9787 9.8835 8.1044 0.59135.2319 10.1316 8.3079 0.60625.3796 10.2736 8.4244 0.61475.4429 10.3339 8.4738 0.6183

Ahora, para determinar la altura del ventilador, debemos calcular las pérdidas

del sistema, tanto primarias como secundarias. Comenzaremos calculando las

perdidas primarias para lo cual determinaremos el factor de fricción para cada

caso, mediante la ecuación de Colebrook.

Para el material del ducto, es decir, plancha galvanizado tenemos un rango de

variación de la rugosidad absoluta, para lo cual tomaremos el mayor valor

debido al constante uso que se le da a nuestro ducto experimental. Para

resolver la ecuación de Colebrook hallaremos el número de Reynolds para

cada situación. Procederemos con las siguientes formulas.

Para las condiciones ambientales que se presentaron en el momento de

nuestra experiencia, tenemos el siguiente valor de la densidad y la viscosidad

cinemática.

Condiciones ambientales:

Longitud de Tubería: 8.2 m

Densidad del aire:

Viscosidad cinemática:



Rango de variación de la rugosidad absoluta del ducto:

[0.06 – 0.24] mm

Diámetro del ducto: D = 12 pulgadas.

Obtenemos las siguientes tablas:

Para N = 2330 RPM

Reynolds Factor de friccion f Hf100321.85 0.0215977 0.7171135623.35 0.0209369 1.2704188760.57 0.0203542 2.3924215917.79 0.0201546 3.0997233672.13 0.0200465 3.6109244084.12 0.0199896 3.9287252471.12 0.0199468 4.1943254069.78 0.0199389 4.2459256336.28 0.0199279 4.3196262578.43 0.0198985 4.5258

Para N = 2102 RPM


Para N = 1802 RPM

Reynolds Factor de friccion f Hf61786.40 0.0229628 0.2892108626.55 0.0214104 0.8334149808.61 0.0207470 1.5360170061.47 0.0205234 1.9580183161.80 0.0204017 2.2579195681.56 0.0202987 2.5641200643.70 0.0202611 2.6908



202079.97 0.0202504 2.7280205204.37 0.0202278 2.8099207447.11 0.0202120 2.8694

Para N = 1500 RPM


Procedemos a calcular las perdidas secundarias. Para lograr aquello,

necesitamos conocer el factor de pérdidas de los accesorios, tales como el

codo y los dos conoces reductores que se presentan en el sistema.

Para el codo:

Al ser un codo de 90°… , R = 0.34 cm, D = 12 pulgadas.

Para ambos conos reductores, encontramos que se valor de K es función del

ángulo de reducción, encontrándose que para ambos se presenta un ángulo

reductor no mayor de 10° por lo que le corresponde un valor de:

El valor de las perdidas será:

Obtenemos las siguientes tablas.

Para N = 2330 RPM

Kcodo Hcodo Kred.1 Vel.mayor 1 Hred.1 Kred.2 Vel.mayor 2 Hred.20.1977 0.2440 0.16 7.8513 0.5027 0.16 4.9207 0.19750.1966 0.4434 0.16 10.6140 0.9187 0.16 6.6522 0.3609



0.1956 0.8544 0.16 14.7726 1.7797 0.16 9.2585 0.69900.1952 1.1159 0.16 16.8980 2.3286 0.16 10.5906 0.91470.1950 1.3057 0.16 18.2875 2.7273 0.16 11.4614 1.07130.1949 1.4239 0.16 19.1023 2.9757 0.16 11.9721 1.16890.1948 1.5229 0.16 19.7587 3.1837 0.16 12.3835 1.25060.1948 1.5421 0.16 19.8838 3.2242 0.16 12.4619 1.26650.1948 1.5696 0.16 20.0612 3.2820 0.16 12.5731 1.28910.1948 1.6465 0.16 20.5497 3.4438 0.16 12.8792 1.3527

Para N = 2102 RPM

Kcodo Hcodo Kred.1 Vel.mayor 1 Hred.1 Kred.2 Vel.mayor 2 Hred.20.1992 0.1328 0.16 5.7707 0.2716 0.16 3.6167 0.10670.1969 0.3742 0.16 9.7439 0.7743 0.16 6.1069 0.30410.1958 0.7001 0.16 13.3623 1.4561 0.16 8.3747 0.57190.1955 0.9205 0.16 15.3374 1.9183 0.16 9.6125 0.75350.1954 0.9508 0.16 15.5894 1.9819 0.16 9.7704 0.77850.1951 1.2314 0.16 17.7567 2.5713 0.16 11.1288 1.01000.1950 1.3167 0.16 18.3648 2.7504 0.16 11.5099 1.08030.1950 1.3414 0.16 18.5376 2.8024 0.16 11.6182 1.10080.1950 1.3607 0.16 18.6709 2.8428 0.16 11.7017 1.11670.1950 1.3662 0.16 18.7088 2.8544 0.16 11.7255 1.1212

Para N = 1802 RPM


Para N = 1500 RPM




Por ende, ahora podemos calcular la altura del ventilador mediante la

aplicación de la ecuación de Bernoulli con pérdidas, en su forma reducida para

nuestra aplicación.

Anteriormente debimos haber convertido la presión total de pulgadas de agua a

metros de aire. Seguidamente calculamos la potencia del aire mediante la

fórmula:

Hallamos la potencia el eje del motor, mediante:

Finalmente la eficiencia será:

Para N = 2330 RPM

Ptotal (m.aire) Hv (m.aire) Paire (W) F(N) Peje (W) nv80.2083 81.8696 347.1877 11.5658 728.0793 0.476964.6603 67.6537 387.8575 11.5658 728.0793 0.532746.7917 52.5172 419.0436 11.5658 728.0793 0.575537.9523 45.4111 414.4738 11.5658 728.0793 0.569330.9483 39.6634 391.7813 11.5658 728.0793 0.538125.2523 34.7495 358.5372 11.5658 728.0793 0.492421.7503 31.9018 340.4654 11.5658 728.0793 0.467619.6407 29.9193 321.3299 11.5658 728.0793 0.441318.3116 28.7719 311.7635 11.5658 728.0793 0.428217.4256 28.3944 315.1650 11.5658 728.0793 0.4329

Para N = 2102 RPM

Ptotal (m.aire) Hv (m.aire) Paire (W) F(N) Peje (W) nv66.7066 67.6198 210.7681 9.1969 522.3016 0.403554.1332 56.6654 298.2310 10.5903 601.4382 0.495940.6527 45.3538 327.3379 11.0084 625.1791 0.523632.7626 38.9265 322.4753 11.1477 633.0928 0.509426.4126 32.7773 275.9957 11.1477 633.0928 0.435921.3284 29.5521 283.4335 11.2871 641.0065 0.442218.4171 27.2050 269.8574 11.2871 641.0065 0.4210



16.6028 25.5544 255.8700 11.4264 648.9201 0.394315.8012 24.8801 250.9093 11.5658 656.8338 0.382014.6620 23.7773 240.2745 11.5658 656.8338 0.3658

Para N = 1802 RPM


Para N = 1500 RPM




Grafica Hv vs Q y líneas de isoeficiencia



Grafica nv vs Q



7.- CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES:

Se observa que a medida que aumenta las rpm del ventilador, aumenta

la potencia del aire, el caudal.

También se observa que la tendencia de las curvas para cada tipo de

velocidad del ventilador, en general son ascendentes en función de la

altura (Hv).

Como era de esperarse, mientras variábamos la posición del cono de

regulación aumentando el caudal, la altura del ventilador disminuye para

cada RPM.

La eficiencia del ventilador no sobrepasa el 58%.

Al graficar las conchoides para cada isoeficiencia se observan que sus

tendencias se acercan a las curvas teóricas, es decir, mientras aumenta

la eficiencia se van cerrando las curvas.

Al medir la fuerza sobre el dinamómetro la medición no fue muy precisa

porque la aguja oscilaba mucho.

Se coloco el tubo de Pitot en la posición media del ducto para obtener la

máxima velocidad del flujo, para posteriormente hallar la velocidad

media

Para el cálculo de perdidas por accesorios se busco información sobre

codos y reductores para tomar un valor de K aceptable.

Para el cálculo de las perdidas por fricción en el ducto se entro a tablas

de materiales de plancha galvanizada para un diámetro de 12 pulg.

8.- BIBLIOGRAFIA:

1.- Manual de Laboratorio de Ingeniería Mecánica III………UNI-FIM

2.- Ventiladores y turbocompresores………………………....Masana

3.- Web: http:monografias.com/ventiladores centrífugos


ventilador centrifugo.doc

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