Реферат : Охлаждение, компрессионная машина 


Полнотекстовый поиск по базе:

Главная >> Реферат >> Теплотехника


Охлаждение, компрессионная машина










Пояснительная записка к комплексному курсовому проекту

«»

Исполнитель

Руководитель

Минск
2000

ВВЕДЕНИЕ

В газотурбинных установках и компрессионных машинах маслоохладители обеспечивают отвод тепла , полученного маслом в подшипниках , редукторных передачах и других элементах . Охлаждение масла производится водой , охлаждаемой в градирнях . В некоторых случаях охлаждение производится проточной водой . Теплообмен между маслом и водой осуществляется в кожухотрубных многоходовых маслоохладителях с кольцевыми или сегментными перегородками между ходами .

В этих аппаратах осуществляется веерное или зигзагообразное течение масла с поперечным обтеканием труб , близким по характеру к обтеканию труб в шахматном пучке . Веерное течение масла осуществляется в маслоохладителях с кольцевыми перегородками , а зигзагообразное – с сегментными . Требуемое число ходов со стороны масла обеспечивается изменением количества перегородок , установленных на пучке труб между трубными досками . В результате значительно уменьшается число креплений труб в трубных досках и снижается трудоемкость изготовления аппарата по сравнению с одноходовой конструкцией . Одновременно с этим снижается эффективность теплообмена в результате перетекания масла из входа в ход через технологические зазоры между перегородками и корпусом и через зазоры около труб пучка .

Со стороны воды маслоохладители выполняются обычно также многоходовыми за счет изменения числа перегородок в крышках , что позволяет регулировать подогрев воды и ее расход без существенного снижения коэффициентов теплоотдачи со стороны воды .[8]

Для охлаждения масла , используемого в подшипниках , редукторных передачах и других элементах компрессорных машин , заводом « Энергомаш « выпускается серия аппаратов типа МА с поверхностью 2;3;5;6;8;16 и 35 м2 . Все охладители имеют вертикальное исполнение и состоят из следующих основных узлов : верхней съемной крышки 1 , трубной системы 2 и корпуса 3 . Вода движется внутри труб и камер , масло – в межтрубном пространстве . Направление движения масла в этих аппаратах создается системой сегментных перегородок или перегородок типа диск-кольцо .[7,стр.32]

1. СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ МАСЛА

В ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ УСТАНОВКЕ

На рис. 1 показана принципиальная схема системы маслоснабжения газоперекачивающего турбокомпрессорного агрегата НЗЛ типа ГТК – 10 , предназначенного для установки на перекачивающих станциях газопроводов . Общая вместимость маслосистемы – 13 м3 . В данном агрегате маслобак совмещен с рамой газотурбокомпрессора . Заливка масла в него осуществляется по специальной линии через фильтр тонкой очистки 1 . Из нижней части ( картера ) бака 2 масло пусковым 4 или главным 6 масляным насосом через систему обратных клапанов 5 подается к охладителю 8 и далее через фильтр 3 по напорным линиям на смазывание и охлаждение подшипников турбины и компрессора . Из подшипников масло вновь сливается в нижнюю часть маслобака 2 .

Охлаждение масла в аппарате 8 осуществляется антифризом , не замерзающим при понижении температуры наружного воздуха до –40 0 С . Охлаждение антифриза производится в параллельно включенных аппаратах 10 , имеющих систему воздушного охлаждения . Воздух через эти охладители продувается вентиляторами 11 , приводимыми от электродвигателей . Циркуляция антифриза в системе осуществляется с помощью главного насоса 13 . Насос 14 является резервным . Бачок 12 служит демпфером . В баках 15 и 17 вместимостью по 10 м3 каждый содержатся соответственно антифриз и дистиллят . Насос 16 является вспомогательным и служит для заполнения системы охлаждения антифризом или дистиллятом . В летнее время рабочим телом в системе охлаждения служит дистиллят . В этом случае для обеспечения работоспособности схемы в зимних условиях в ней предусмотрен дополнительный подогреватель 9 .

Охлаждение масла в данном агрегате осуществляется , таким образом , по двухконтурной схеме : в аппарате 8 теплота от масла передается антифризу ( дистилляту ) , от которого она в свою очередь отводится воздухом в охладителях 10 . Применение этой двухконтурной схемы охлаждения масла в данном случае продиктовано двумя причинами : отсутствием в месте установки газотурбокомпрессоров необходимого количества охлаждающей воды ; необходимостью обеспечения ее надежной работы при температурах наружного воздуха ниже 0 0 С , так как с целью снижения стоимости сооружения газоперекачивающих станций часть их оборудования располагается на открытых площадках .[7,стр.14]

2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННИКА.

Принимаем схему вертикального маслоохладителя с прямыми трубками и перегородками типа диск-кольцо. Внутри трубок течет охлаждающая вода (пресная), в межтрубном пространстве – трансформаторное масло, омывая трубки снаружи.

Средняя температура масла в маслоохладителе[9, стр.54]:

tм.ср.=0,5*(tм1+tм2), оС (2.1)

где tм1-температура масла на входе в маслоохладитель, оС;

tм2-температура масла на выходе из маслоохладителя оС;

tм.ср =0,5*(60+48)=54оС.

Физические свойства при tм.ср.= 54оС: [9, приложение 3]

Срmм=1,876 кДж/(кг оС)

м=859,3кг/м3

м=6,68*10-6 м2

Prм=101

Количество тепла, которое необходимо отвести охлаждающей водой от масла[9, стр.54]:

Qм=(Gм*м* Срmм*( tм1-tм2))/3600, кВт/с (2.2)

где Gм - номинальный расход масла через аппарат, м3/ч;

м – плотность масла при tм.ср.= 54оС, кг/м3 ;

Срmм –удельная теплоемкость масла при tм.ср.= 54оС, кг/м3 ;

Qм =(8,4*859,3*1,876*(60-48))/3600=44,3 кВт/с

Физические свойства воды при tв=18 оС: [9, приложение2]

Срmв=4,185 кДж/кг*оС

в=998,5кг/м3

Температура охлаждающей воды при выходе из маслоохладителя:

Qм= Qв

Gм*м* Срmм*( tм1-tм2)= Gв*в* Срmв*( tв2-tв1) [9, стр.54] (2.3)

tв2=tв1+(Qв*3600/ (Срmв* Gв*в)), оС

где tв1-температура воды на входе в маслоохладитель, оС;

Qв – тепловой поток, воспринимаемый охлаждающей водой, кВт/с;

Gв -номинальный расход воды через аппарат, м3/ч;

tв2=18+(44,3*3600/(4,185*22*998,5))=20 оС

Средняя температура воды[9, стр.54]:

tв.ср.=0,5*( tв1+tв2), оС (2.4)

tв.ср.=0,5*(18+20)=19оС

Физические параметры воды при tв.ср.= 19 оС: [9, приложение 2]

в=0,9394*10-6 м2

Prв=6,5996

в=0,604 Вт/(м*К)

в=997,45 кг/м3

Среднелогарифмический температурный напор (для противоточной схемы) [7, стр. 104]:

tср=((tм1-tв2)-(tм2-tв1))/(ln((tм1-tв2)/(tм2-tв1)))*t, оС (2.5)

tпоправочный коэффициент, учитывающий особенности принятой схемы движения теплоносителей. Для противоточной схемы t=1; [7, стр. 104]

tср =((60-20)-(48-18))/(ln((60-20)/(48-18)))=34 оС

Определение коэффициента теплопередачи:

Среднее значение коэффициента теплопередачи К (Вт/(м2.К) определяется по уравнению (4.29) [7,стр. 108] :

К=1/((1/мпр)+(dн/dвнлат)+(dн/dвнв)), Вт/(м2*К) (2.6)

где м пр-приведенный коэффициент теплоотдачи масла, Вт/(м2*К);

в- коэффициент теплоотдачи воды, Вт/(м2*К);

dн –наружный диаметр трубки,м;

dвн-внутренний диаметр трубки,м;

 -толщина стенки трубки, м;

лат.- коэффициент теплопроводности латуни, Вт/(м*К);

- коэффициент оребрения (=2,26)

Задаемся температурами стенок со стороны воды и со стороны масла:

tст.в.=25 оС

tст.м.=40 оС

Задаемся скоростями воды и масла:

wв=1 м/с

wм=0,5 м/с

Значение приведенного коэффициента теплоотдачи м пр [Вт/(м2*К)] от масла в пучке трубок с поперечным или близким к нему характером омывания определяется соотношением [7,стр.109]:

м пр=мо, (2.7)

где м-среднее значение коэффициента теплоотдачи, Вт/(м2*К);

о-поправочный коэффициент (о=0,95-0,98)

Для вычисления м воспользуемся формулой (4.31) [7,стр. 109]:

м=0,354(м /)*Re0,6*Prм0,33*(Prм/Prw)0,18, Вт/( м2*К) (2.8)

где м - коэффициент теплопроводности масла при .ср.= 54 оС, Вт/(м*К);

Prf число Прандтля для масла при tм.ср.= 54 оС;

Prw - число Прандтля для масла при tст.м.=40 оС;

-расстояние между внешними образующими трубок,м;

Reм- критерий Рейнольдса для масла. Он определяется следующим образом:

Reм=(wм*/м) (2.9)

где wм –скорость масла, м/с;

м –вязкость масла tм.ср.= 54оС, м2/с;

Reм=(0,5*0,003/6,68*10-6)=224

м=0,354(0,107/0,003)*2240,5*101,720,33*(101,72/143,56)0,18=673,2 Вт/( м2*К)

м пр=673,2*0,95=639,5 Вт/( м2*К)

Определяем режим движения воды в трубках. Критерий Рейнольдса для охлаждающей воды [9,стр.55]:

Reв=(wв*dвн/в) (2.10)

где wвскорость воды,м/с;

dвн –внутренний диаметр трубки,м;

в –коэффициент кинематической вязкости, м2 /с;

Reв=(1*0,011/(1,006*10-6))=11000

У нас турбулентный режим течения жидкости, т.к. Reв= 11000>5*103. При таком режиме среднее значение в определяется по формуле[7,стр 114]:

в=0,021*(в/ dвн)* Reв0,8* Prf0,43*( Prf/ Prw)0,25, Вт/( м2*К) (2.11)

в –коэффициент теплопроводности воды при tв.ср.= 19оС;

Prf –число Прандтля для воды при tв.ср.= 19 оС;

Prw - число Прандтля для воды при tст.в.=25 оС;

в=0,021*(0,58/0,011)* 110000,8* 7,020,43*( 7,02/ 6,32)0,25=4460 Вт/( м2*К)

Плотность теплового потока внутри трубок qв[9,стр. 56]:

qв=в*( tст.в.- tв.ср), Вт/м2 (2.12)

qв=4460 *( 25- 19)=13380 Вт/м2

к=1/((1/639,5)+(0,0015*2,26*0,014/104,5*0,011)+(2,26*0,014/4460*0,011))==420 Вт/( м2*К)

Поверхность охлаждения маслоохладителя расчитывается [9,стр. 56]:

F=Q/(k*Tср), м2 (2.13)

Q - количество охлаждаемого водой тепла, Вт;

Tср - среднелогарифмический температурный напор, оС;

k – коэффициент теплопередачи, Вт/( м2*К);

F=44300/(420*34)=3,1 м2

Удельная плотность теплового потока[7,стр. 108]:

q=Q/F, Вт/( м2*К) (2.14)

q=44300/3,1=14290 Вт/( м2*К);

С другой стороны это можно выразить следующим образом [9,стр.55]:

q=м*tм=461*tм (2.15)

Следовательно: tм=q/м=14290/640=21,3 оС

Из рис.2.1 видно что tст.м.=tм.ср.- tм=54-21,3=32,7 оС

Т.к. q=q1=q1=…=qn, то

q=в*tв=4460*tв

tв=q/в=14290/4460=3,2 оС

tст.в.=tв.ср.+tв=19+3,2=22,2 оС

По результатам расчета принимаем температуру стенки со стороны воды tст.в.= 22,2 оС и температуру стенки со стороны масла tст.м.=32,7 оС.

Рис.2.1 График изменения температур теплоносителей вдоль поверхности теплообмена при противотоке.

Теперь пересчитываем площадь поверхности охлаждения относительно найденных температур стенок:

Prв(при tст.в.= 22,2 оС)=6,32

в=0,021*(0,58/0,011)* 110000,8* 7,020,43*( 7,02/6,78)0,25=4263,5 Вт/( м2*К)

qв=4263,5 *( 22,2- 19)=13643 Вт/м2

Prм(при tст.м.= 32,7оС)=132,8

м=0,354(0,107/0,003)*2240,5*101,720,33*(101,72/132,8)0,18=695,3 Вт/( м2*К)

м пр=695,3*0,95=660,5 Вт/( м2*К)

q=660,5*(54-32,7)=14069,4 Вт/м2

к=1/((1/660,5)+(0,0015*2,26*0,014/104,5*0,011)+(2,26*0,014/4263,5*0,011))=

=412 Вт/( м2*К)

F=44300/412*34=3,16 м2

Поверхность охлаждения с учетом загрязнения[9,стр.56]:

F=1,1*F, м2 (2.16)

F=1,1*3,16=3,47 м2

Далее проводим аналогичный расчет для разных скоростей воды и масла, для того, чтобы выбрать оптимальную площадь поверхности охлаждения и оптимальные скорости воды и масла. Варианты расчетных скоростей и результаты вычислений приведены в табл. 2.1.

Таблица 2.1

Зависимость поверхности охлаждения маслоохлодителя от скоростей воды и масла .

wв, м/с

0,7

1

1,3

1,5

wм, м/с

0,3

0,5

0,7

0,9

Reв

29806

14903

19374

22354

в, Вт/( м2*К)

7833

4493,3

5549,7

6222,7

qв, Вт/ м2

18799,5

10784

13319,2

14934,4

Reм

11,8

19,7

27,6

35,5

м, Вт/( м2*К)

321,5

412

492

557,8

qм, Вт/ м2

7779,4

9969,8

11904

13498

к, Вт/( м2*К)

308,6

384,6

456,6

507,6

F, м2

9,24

7,4

6,3

5,6

F, м2

8,4

6,7

5,7

5,1

Выбираем вариант с площадью поверхности охлаждения F=3,47м2 и скоростями воды и масла wв=1 м/с и wм=0,5м/с.

3. КОНСТРУКТИВНЫЙ РАСЧЕТ.

3.1 Определение количества трубок и способа их размещения.

Конструктивный расчет кожухотрубных теплообменников состоит в определении количества трубок и способа их размещения, нахождении внутреннего диаметра корпуса и числа ходов в трубном и межтрубном пространстве.

В основу расчета положены исходные и результаты теплового расчета, приведенные выше.

Общая длина трубы в расчете на одноходовой пучок, м[6,стр.26]:

L=900*F*dвн*wв*в/Gв (3.1.1)

F- поверхность теплообмена, м2;

dвн – внутренний диаметр трубы,м;

– скорость теплоносителя (в нашем случае это скорость воды, т.к. она течет внутри трубок), м/с;

в – плотность воды, кг/ м3;

Gв – часовой расход воды, кг/ч;

L=900*3,16*0,014*1*997,45/10008=9,3м

Рабочая длина трубы в одном ходу,м:

L’=L/Zв, м

L – общая длина трубы,м;

Zв – число ходов по воде; (3.1.2) [6,стр26]

Определяем число ходов по воде. Для этого рассчитаем несколько вариантов и выберем оптимальный.

Zв=2 L’=9,3/2=4,65 м

Zв=4 L’=9,3/4=2,325 м

Zв=6 L’=9,3/6=1,55 м

Выбираем Zв=4 и L’=2,325 м.

Число трубок одного хода в трубном пространстве, шт.:

No=(4*Gв)/(3600**dвн2*в*wв ) (3.1.3) [6,стр27]

Gв – массовый расход воды в трубном пространстве, кг/ч;

dвн – внутренний диаметр трубок, м;

в – плотность воды, кг/м3;

wв – скорость воды,м/с;

No=(4*10008)/(3600*3,14* (0,014)2*997,45*1)=18 шт

Общее количество трубок, шт;

N=No*Zв,шт (3.1.4) [6,стр27]

No - число труб одного хода в трубном пространстве, шт;

Zв – число ходов воды в трубном пространстве;

N=18*4=72

Шаг труб в пучке t (расстояние между центрами трубок) принимают из условий прочности:

t=(1,3…1,.5)*dн, м (3.1.5) [6,стр27]

dн – наружный диаметр трубок,м;

t=1,3*0,016=0,02м

Выбираем концентрическое размещение труб из условий максимальной компактности, удобства разметки трубных досок и монтажа пучка труб. [6,стр27]

3.2 Внутренний диаметр корпуса теплообменника.

Для многоходовых теплообменников внутренний диаметр корпуса определяется:

D=1,1*t*(N/)0,5,м (3.2.1) [6,стр28]

t – щаг труб в пучке,м;

N – общее количество труб,шт;

- коэффициент заполнения трубной решетки (принимается 0,6-0,8);

D=1,1*0,02*(72/0,7)0,5=0,223м

3.3 Конструкция и размеры межтрубного пространства.

Для повышения скорости теплоносителя в межтрубном пространстве кожухотрубных теплообменников используются поперечные перегородки. В нашем случае это перегородки типа диск-кольцо. [6,стр28]

Площадь межтрубного пространства,:

Sмтр=S1=S2=S3=Gм/(3600*м*wм), м2 (3.3.1) [6,стр29]

S1 – площадь кольцевого зазора между корпусом и диском, м2;

S2 – площадь в вертикальном сечении между кольцевыми и дисковыми перегородками, м2;

S3 – проходное сечение для теплоносителя в кольце, м2;

Gм – массовый расход теплоносителя (в данном случае это масло, т.к. оно течет в межтрубном пространстве) ,кг/ч;

м – плотность масла, кг/м3;

wм – скорость масла в межтрубном пространстве, м/с;

Sмтр=10008/(3600*859,3*0,5)=0,0065 м2

Площадь кольцевого зазора между корпусом и диском:

S1=(/4)*[( D2- D22)-N*dн2], м2 (3.3.2) [6,стр28]

D – внутренний диаметр корпуса, м;

D2 – диаметр дисковой перегородки, м;

N – число труб, шт;

dн –наружный диаметр трубки, м;

D2=[(*( D2- N*dн2)-4*S1)/ ]0,5,м

D2=[(3,14*( 0,2232- 72*(0,016)2)-4*0,0065)/3,14]0,5=0,152м

Проходное сечение для теплоносителя в кольце:

S3=(* D12/4)*[1-0,91**(dн/t)2], м2 (3.3.3) [6,стр29]

D1 – диаметр кольцевой перегородки, м;

- коэффициент заполнения трубной решетки (принимается 0,6-0,8);

dн –наружный диаметр трубки, м;

t – щаг труб в пучке,м;

D1=[4*S3/((1-0,91**(dн/t)2)* )] 0,5

D1=[4*0,0065/((1-0,91*0,7*(0,016/0,02)2)*3,14)] 0,5=0,014м

Площадь в вертикальном сечении между кольцевыми и дисковыми перегородками:

S2=*Do*h*(1-(dн/t))2 (3.3.4) [6,стр28]

Do – средний диаметр, м;

Do=0,5*(D1+D2)=0,083м

h – расстояние между перегородками, м;

dн –наружный диаметр трубки, м;

t – щаг труб в пучке,м;

h=S2/[*Do*(1-(dн/t))], м

h=0,0065/[3,14*0,083*(1-(0,016/0,02))]=0,1244 м

Число ходов масла в межтрубном пространстве:

Zм=L’/h

L’ – рабочая длина трубы в одном ходу, м:

h – расстояние между перегородками, м;

Zм=2,325/0,1244=18

Число перегородок в межтрубном пространстве равно Zм-1=18-1=17

3.4 Определение диаметра патрубков.

Диаметр патрубков dn зависит от расхода и скорости теплоносителя и определяется из соотношения:

(/dn2)=(G/(3600**wn)) (3.4.1) [6,стр31]

G – расход теплоносителя, кг/ч;

 - плотность теплоносителя, кг/м3;

wn – скорость теплоносителя, м/с.

dn=[(4*G)/( *3600**wn)]0,5,м

Скорости в патрубках обычно принимаются несколько большими, чем в аппарате. Мы принимаем:

wв=2,5м/с

wм=1м/с

Т.о. диаметр патрубков для воды:

dnв=[(4*10008)/( 3,14*3600*997,45*2,5)]0,5=0,0014м,

для масла:

dnм=[(4*3,6)/( 3,14*859,3*1)]0,5=0,0053м,

4. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ.

Задачей гидравлического расчета является определение величины потери давления теплоносителей при их движении через теплообменные аппараты. Падение давления Рто в теплообменниках при прохождении теплоносителя по трубам и в межтрубном пространстве складывается из потерь на сопротивление трению и на местные сопротивления, Па:

Рто=Ртр+Рмс=[(*L’* w2)/(dэ*2)]*+*( (w2*)/2), Па

(4.1.1) [6,стр32]

- коэффициент гидравлического трения ( для латунных труб =0,02);

L’ – рабочая длина трубы в одном ходу, м;

w – средняя скорость движения теплоносителя на данном участке, м/с;

dэ – эквивалентный диаметр сечения канала, равный 4*f/Sсм;

f – площадь сечения прохода теплоносителя, м2;

f=Sмтр=0,0065 м2 ;

Sсм – смоченный периметр прохода теплоносителя, м;

Sсм=*D;

D – внутренний диаметр корпуса теплообменника, м;

Sсм=3,14*0,223=0,7м;

dэ=4*0,0065/0,7=0,037м

- плотность теплоносителя, кг/м3;

 - сумма коэффициентов местных сопротивлений. Ихзначения мы берем из таблицы (табл.1,[9]);

Для воды мы учитываем коэффициенты, приведенные в таблице 4.1.

Таблица 4.1.

Значения коэффициентов местных сопротивлений.

Местное сопротивление

Коэффициент

Входная или выходная камера(удар и поворот)

1,5

Поворот на 1800 внутри камеры при переходе из одного пучка трубок в другой

2,5

Вход в трубное пространство и выход из него

1

Таким образом, сумма коэффициентов местных сопротивлений для воды:

в=1,5*2+2,5*3+1*2=12,5

Ртов=Ртр+Рмс=[(0,02*2,325*12)/(0,037*2)]*997,45+[12,5*((12*997,45)/2)]=

=6861 Па

Располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом:

Рр=Рто+Ртр,Па

Ртр=[(*L’* w2)/(dэ*2)]*=[(0,02*2,235*12)/(0,037*2)]*997,45=626,8 Па

Ррв=6861+626,8=7478,7 Па

Соответствующее значение температурного напора:

Нр=Рр/(*g), м (4.1.2) [6,стр34]

Рр - располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом, Па;

- плотность теплоносителя, кг/м3;

g – ускорение свободного падения, м2/с;

Нрв=7487,7/(997,45*9,8)=0,77 м

Мощность N, кВт на валу насоса:

N=(G*Рр)/(1000**н), кВт (4.1.3) [6,стр34]

G – расход рабочей среды, кг/с;

Рр - располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом, Па;

- плотность теплоносителя, кг/м3;

н – КПД насоса;

Nв=(2,78*7487,7)/(1000*997,45*0,7)=0,03 кВт

Далее делаем аналогичный расчет для масла.

=0,02+(1,7/Re 0,5)

=0,02+(1,7/19,70,5)=0,4

Для масла учитываем коэффициенты, приведенные в таблице 4.2.

Таблица 4.2.

Значения коэффициентов местных сопротивлений.

Местное сопротивление

Коэффициент

Входная или выходная камера(удар и поворот)

1,5

Поворот на 1800 через перегородку в межтрубном пространстве

1,5

Вход в межтрубное пространство

1,5

Задвижка нормальная

0,5-1,0

Таким образом, сумма коэффициентов местных сопротивлений для масла:

м=1,5*2+1,5*17+1,2*2+0,7*2=32,9

Ртом=Ртр+Рмс=[(0,4*0,325*0,52)/(0,037*2)]*859,3+[32,9*((0,52*859,3)/2)]=

=6233,7 Па

Располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом:

Ртрм= (0,4*0,325*0,52)/(0,037*2)]*859,3=2699,8Па

Ррм=6233,7+2699,8=8933,5 Па

Соответствующее значение температурного напора:

Нрм=8933,5/(859,3*9,8)=1,06 м

Мощность N, кВт на валу насоса:

Nм=(3,6*8933,5)/(1000*859,3*0,7)=0,053 кВт

Похожие работы: