Реферат: Расчёт тепловой схемы паротурбинной установки с турбиной типа К - 11 - 3.6
👉🏻👉🏻👉🏻 ВСЯ ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ РФ
Брянский Государственный Университет
для курсового проекта по дисциплине: «Энергетические машины»
на тему: «Рассчитать и спроектировать многоступенчатую конденсационную паровую турбину с сопловым парораспределением типа К-11-3,6»
Номинальная мощность турбины - N ном
= 11 МВт
Начальное давление пара - Р 0
= 3,6 МПа
Начальная температура пара - T 0
= 723 К
Конечное давление пара - P к
= 4 кПа
Температура питательной воды - Т пв
= 418 К
Данные из расчета тепловой схемы ПТУ:
Начальная энтальпия пара i 0
= 3337 кДж/кг.
Изоэнтропийный перепад энтальпий в турбине H 0
= 1179 кДж/кг.
· подводимого к турбине G0 = 14,905 кг/с;
· отбираемого на П1 G 1
= 0,716 кг/с;
· отбираемого на П2 G 2
= 0,67 кг/с;
· отбираемого на П3 G 3
= 0,71кг/с;
· отбираемого на П4 G 4
= 0,689 кг/с;
· отводимого в конденсатор G к
= 12,12 кг/с.
· отбираемого на П1 P 1
= 0,0426 МПа;
· отбираемого на П2 P 2
= 0,117 МПа;
· отбираемого на П3 P 3
= 0,293 МПа;
· отбираемого на П4 P 4
= 0,586 МПа;
· за последней ступенью турбины P к
= 0,006 МПа.
· пара d =0,0011 кг/кДж; 3,96 кг/кВт ч.
· тепла q = 2,97 кДж/кДж; 2551,79 ккал/кВт ч.
· топлива b = 0,000101 кг/кДж; 0,365 кг/кВт ч.
Относительный внутренний КПД турбины η oi
= 0,906
В курсовой работе произведён расчёт тепловой схемы паротурбинной установки с регенеративным подогревом питательной воды с турбиной типа К – 11 – 3,6. Целью расчета является определение расхода пара, подводимого к турбине и отводимого от неё в подогреватели, и вычисление экономии от применения регенерации.
Современная паротурбинная установка (ПТУ) представляет собой сложный комплекс агрегатов, взаимно связанных технологическим процессом выработки тепловой и электрической (или механической) энергии. Одним из эффективных средств повышения экономичности ПТУ является регенеративный подогрев питательной воды потоками пара, частично отработавшими в турбине и отбираемыми из её проточной части в подогреватели (теплообменники). При таком способе преобразования энергии отводимый на подогрев пар совершает работу в турбине без потери тепла в конденсаторе ( холодном источнике ), но с использованием его в цикле для повышения энтальпии питательной воды. Вследствие этого удельный расход тепла на выработку электроэнергии существенно снижается. От применения регенерации экономия тепла при определённых условиях достигает 10 – 15%. Поэтому все современные ПТУ средней и большой мощности выполняются с регенеративным подогревом питательной воды, хотя при этом они становятся сложнее.
На величину экономии тепла от применения регенерации главным образом влияют следующие факторы:
1. Начальные параметры пара и давления в конденсаторе.
2. Температура подогрева питательной воды.
3. Число ступеней подогрева (число подогревателей).
4. Распределение общего подогрева между подогревателями (выбор точек отбора пара из турбины).
5. Способ возвращения в систему конденсата греющего пара.
В данной курсовой работе выполнен расчет тепловой схемы ПТУ с турбиной типа К-11-3,6. Этот расчет позволяет определить параметры и расходы пара из каждого отбора, которые необходимы для теплового расчета проточной части турбины. Вычисляется также экономия от применения регенерации (в рассматриваемой работе ).
Рассчитать тепловую схему ПТУ с турбиной типа К – 11 – 3,6 по следующим данным:
· номинальная мощность N ном
=11 МВт;
· начальная температура T 0
=723 K;
· давление пара в конденсаторе (конечное давление) p к
=4 кПа;
· температура питательной воды перед парогенератором T пв
=418 К
Принципиальная тепловая схема К-11-3,6 состоит из парогенератора (ПГ), однокорпусной паровой турбины (ПТ), электрического генератора (ЭГ), конденсатора (К) и системы регенеративного подогрева питательной воды. Система регенерации включает в себя: конденсатный насос (КН), пароструйный эжектор (Э), поверхностный ПНД (П1) и смешивающий ПНД -деаэратор атмосферного типа (П2 или Д), питательный насос (ПН), поверх-ностный ПВД (П3), поверхностный ПВД (П4), перекачивающий конденсатный (сливной) насос (ПКН, СН), конденсатоотводчики (КО) для регулирования слива конденсата греющего пара каскадом из подогревателя более высокого давления в подогреватель с меньшим давлением.
В паровую турбину из парогенератора поступает свежий пар в количестве G 0
с начальными параметрами: давлением p 0
, температурой T 0
и энтальпией i 0
. Значительная часть его расширяется до конечных параметров пара в конденсаторе (до давления p k
). Из четырех камер между ступенями турбины осуществляются нерегулируемые отборы пара в количестве G 1
, G 2
, G 3
, G 4
на регенеративный подогрев питательной воды в подогревателях П1, П2(Д), П3, П4. В пароструйный эжектор (Э) подводится рабочий пар в количестве G Э
с параметрами свежего пара.
Конденсат греющего пара через конденсатоотводчики (КО) из П4 сливается в П3 , из П3 — в П2 (Д), а из П1 перекачивающим конденсатным насосом (ПКН) подаётся в П2 (Д), из Э в П1, и питательным насосом (ПН) из П2(Д) — в П3.
рис. 1 Принципиальная тепловая схема ПТУ
ПТ — однокорпусная паровая турбина; ПГ — парогенератор; ЭГ — электрический генератор; К — конденсатор.
КН — конденсатный насос; Э — пароструйный эжектор; П1 — поверхностный ПНД; П2 (Д) — смешивающий ПНД – деаэратор атмосферного типа; ПН — питательный насос; П3 и П4 — поверхностные ПВД; ПКН — перекачивающий конденсатный насос; КО — конденсатоотводчики для регулирования слива конденсата греющего пара каскадом из подогревателя более высокого давления в подогреватель с меньшим давлением.
Расчет тепловой схемы ПТУ с регенеративным подогревом питательной воды имеет целью определить расходы пара, подводимого в турбину и отбираемого из нее в подогреватели, и вычислить экономию от применения регенерации.
Расчет тепловой схемы, выполненный до расчета проточной части турбины, называется предварительным, так как при этом рядом величин приходится задаваться (например, КПД турбины, давлением отбираемого пара и т.д.). После выполнения расчета турбины становятся известными КПД турбины, места отборов пара и т.д. и производится уточненный расчет схемы регенерации. Метод расчета при расчетном и переменных режимах работы установки одинаков.
Определение расходов пара осуществляется решением уравнений теплового, материального и мощностного балансов.
Расчет тепловой схемы ПТУ с РППВ проведём по следующим данным:
· номинальная мощность N ном
=11 МВт,
· давление пара перед стопорным клапаном (начальное давление)
· температура пара перед стопорным клапаном (начальная температура) Т 0
=723К;
· давление пара в конденсаторе (конечное давление) Р к
=4 кПа;
· температура питательной воды перед парогенератором T пв
=418 К.
Построим одним из способов приближённый процесс расширения пара в турбине в i-s – диаграмме (рис.2).
рис. 2 Приближённый тепловой процесс в i,S - диаграмме
Точка О определяет начальное состояние пара перед стопорным клапаном и находится по заданным Р 0
и Т 0
. Энтальпия в точке О будет i 0
= 3337 кДж/кг. Потерю давления в органах парораспределения турбины можно вычислить с использованием опытных характеристик. Обычно при полном открытии клапанов величина потерь в органах парораспределения составляет приблизительно 5% от начального давления. Поэтому при отсутствии опытных данных гидравлического сопротивления стопорного и регулирующего клапанов давление перед соплами первой ступени можно определить по соотношению:
Р′ 0
= 0,95×Р 0
= 0,95×3,6 МПа = 3,42 МПа. (1)
Предполагая, что падение давления происходит при постоянной энтальпии, находим по изобаре Р′ 0
= const точку O’ (см. рис.2).
Давление пара за последней ступенью турбины определяется с учётом потерь давления в выходном патрубке, которые можно найти по эмпириче-ской формуле:
С – средняя скорость пара в выходном патрубке;
Коэффициент λ зависит от аэродинамического совершенства конструкции выходного патрубка турбины и находится в пределах от 0,05 до 0,1. Средняя скорость С обычно принимается для конденсационных турбин равной 80-120 м/с.
Тогда, приняв рекомендуемые значения величин, найдём потерю давле-ния в выходном патрубке турбины по формуле (2):
Давление пара за рабочим колесом последней ступени турбины будет:
Р′ к
=Р к
+ ΔР к
= 4+0,26=4,26 кПа. (3)
Проведём в тепловой диаграмме по изоэнтропе прямую линию из точки О до пересечения с изобарой Рк = const в точке К t
(i кt
= 2107 кДж/кг). Отрезок прямой ОК равен изоэнтропийному располагаемому перепаду энтальпий в турбине:
Н′ 0
= i 0
– i кt
= 3337 – 2107=1230 кДж/кг. (4)
Величину использованного в турбине перепада энтальпий можно определить по выражению:
Предварительно оценим относительный внутренний КПД. На основании испытаний η oi
можно принимать в пределах 0,78…0,88 с последующим уточнением принятого значения. В первом приближении КПД следует брать тем выше, чем больше мощность турбины. Для рассматриваемой турбины средней мощности принимаем η oi
= 0,85. Тогда использованный перепад энтальпий в турбине находим по выражению (5):
Энтальпия пара в конце процесса расширения в точке К (см. рис.2) на изобаре Р к
будет:
i к
= i 0
– Н i
= 3337–1045,5 = 2291,5 кДж/кг. (6)
Найдём расчётную мощность турбины, принимаемую равной:
N э
= 0,88×N ном
= 0,88 11000=9680 кВт
Внутренняя мощность турбины связана с мощностью на клеммах элек-трического генератора соотношением:
где η м
– механический КПД агрегата;
η эг
– КПД электрического генератора. Его выбираем по рис. 5 «КПД электрических генераторов» [2].
Принимаем η м
= 0,993, η эг
= 0,968.
Для рассчитываемой турбины, по формуле (8), имеем:
Ni = N э
/η м
η эг
=9350/0,993 0,968 = 9727,18 кВт.
Определим расход пара турбиной при отсутствии регенеративных отборов, т.е. при чисто конденсационном режиме работы турбины:
G ок
= N i
/H i
= 9727,18/1045,5 = 9,3 кг/с. (9)
Расход пара с учётом отборов на РППВ можно ориентировочно вычислить по соотношению:
где К – коэффициент, учитывающий увеличение расхода пара через часть высокого давления турбины вследствие неполного использования в турбине энергии потоков пара, идущих в отбор. В предварительных расчетах К может быть принят равным 1,1…1,3 .
Принимаем К = 1,1, используя выражение (10), получим:
G 0
= К×G 0
K
= 1,1 9,3 = 10,23 кг/с.
Уточним теперь принятое значение относительного внутреннего КПД турбины, считая, что он в основном зависит от объёмного пропуска пара. В свою очередь объёмный расход пара определяет проходные сечения сопел, так что последняя величина является критерием для оценки КПД турбины. Площадь проходного сечения эквивалентного критического сопла можно рассчитать по формуле:
μ – коэффициент расхода (μ = 0,97);
V 0
– начальный удельный объём пара, м 3
/кг.
Зависимость η oi
от F показана на рис. 6 [2]. Уточняем принятое ранее значение КПД — η′ oi
= 0,81. Новая величина η′ oi
далее умножается на поправочный коэффициент К 1
, который выбираем по рис.7 [2] . К 1
зависит от начального давления и разности температур перегрева и насыщения:
Тогда использованный перепад энтальпий в турбине:
H i
= H 0
η′ oi
К 1
=1230 0,81 1,012 =1008,26 кДж/кг. (12)
i к
= i 0
– H i
=3337 – 1008,26 =2328,74 кДж/кг. (13)
По этому значению энтальпии i к
на изобаре p к
’ = const уточняем положение точки K (рис.2). Для построения приближенного теплового процесса в турбине соединим точки O’ и K прямой линией и отрезок O’K разделим на четыре приблизительно равные части O’a ab bc cК. Через точки a и с проведем изобары и на них найдем точки a’ и с’, от точки a отложив вверх и от точки с вниз. Через точки O', a', b', c', K проводим плавную линию, изображающую приближенный процесс расширения пара с учетом потерь энергии (рис. 2).
В соответствии с принятым вариантом тепловой схемы суммарное повышение энтальпии питательной воды от q к
в конденсаторе до q пв
перед парогенератором распределяется по подогревателям, исходя из принципа равномерного подогрева по ступеням, и выбираются параметры греющего пара в подогревателя и отборах турбины.
По табл. VI «Вода и перегретый водяной пар» [1] найдём энтальпию питательной воды q пв
= 613,2 кДж/кг по заданной температуре Т пв
= 418 К и принятому давлению перед парогенератором Р о
n
= К 2
×Ро = 1,35×3,6 = = 4,86 МПа (где К 2
– коэффициент, учитывающий потери давления на участке от питательного насоса до стопорного клапана турбины,
- для барабанных парогенераторов).
Энтальпия конденсата в выходном патрубке конденсатора находится по табл. V «Состояние насыщения (по давлениям)» [1]: q к
= 121,42 кДж/кг по давлению Р к
= 4 кПа.
Энтальпия питательной воды на выходе из бака деаэратора q д
определяется как энтальпия кипящей жидкости при соответствующем давлении в принятом типе деаэратора также по табл. V «Состояние насыщения (по давлениям)». В рассматриваемой тепловой схеме используется деаэратор атмосферного типа, поэтому при Р 2
= 0,1 МПа энтальпия q д
= 419,7 кДж/кг.
Определим подогрев питательной воды в каждом подогревателе высокого давления:
Δq вд
= Δq 3
= Δq 4
= (q пв
-q д
)/2 = (613,2 – 419,7)/2 = 96,75 кДж/кг. (14)
Подогрев конденсата в каждом подогревателе низкого давления определим по выражению:
Δq нд
= Δq 1
= Δq 2
= (q д
-q к
-Δq э
)/2 = (419,7 -121,42 -17,2)/2 =140,54 кДж/кг, (15)
где Δq э
= 20 кДж/кг принято в первом приближении.
Энтальпия нагреваемого основного конденсата за подогревателями низкого давления и питательной воды за подогревателями высокого давления будут соответственно равны:
q э
= q к
+ Δq э
= 121,42 + 17,2= 138,62 кДж/кг;
q 1
= q э
+ Δq 1
= 138,62 + 140,54 = 279,16 кДж/кг;
q 2
= q 1
+ Δq 2
= 279,16 + 140,54 = 419,7 кДж/кг;
q 3
= q 2
+ Δq 3
= 419,7 + 96,75 = 516,45 кДж/кг;
q пв
= q 4
= q 3
+ Δq 4
= 516,45 + 96,75 = 613,2 кДж/кг.
Определим энтальпии конденсата греющего пара с учётом термического сопротивления поверхностей нагрева подогревателей Δq тс
, которое примем Δq тс
= 23,3 кДж/кг:
в подогревателе П1: q 1
' = q 1
+ Δq тс
= 279,16 + 23,3 = 302,46 кДж/кг;
в деаэраторе П2: q д
' = q д
= 419,7 кДж/кг;
в подогревателе П3: q 3
'= q 3
+ Δq тс
= 516,45 + 23,3 = 539,75 кДж/кг;
в подогревателе П4: q 4
' = q 4
+ Δq тс
= 613,2 + 23,3 = 636,5 кДж/кг.
Этим энтальпиям соответствуют давления пара в подогревателях, значение которого определяется по табл. V «Состояние насыщения (по давлениям)» [1]:
в подогревателе П1: Р 1
' = 0,034 МПа;
в деаэраторе Д (П2): Р 2
' = 0,1 МПа;
в подогревателе П3: Р 3
' = 0,26 МПа;
в подогревателе П4: Р 4
' = 0,49 МПа.
При транспортировке греющего пара из камеры отбора турбины до соответствующего подогревателя на преодоление путевых и местных сопротивлений затрачивается от 5 до 8% давления в отборе. Поэтому в отборах турбины должны быть соответственно давления:
Р 1
= (1,05…1,08)×Р1' = 1,065×0,034=0,036 МПа;
Р 3
= (1,05…1,08)×Р3' = 1,065×0,26=0,28 МПа;
Р 4
= (1,05..1,08)×Р4' = 1,065×0,49=0,52 МПа.
Для обеспечения надёжной работы деаэратора при небольшом пониже-нии нагрузки турбины в камере отбора пара в деаэратор атмосферного давления принимается расчётное значение Р 2
= 0,117 МПа.
В i-s – диаграмме находим изобары, соответствующие давлениям в камерах отбора турбины Р 1
, Р 2
, Р 3
и Р 4
. В точках пересечения этих изобар с линией процесса турбины О'а'b'с'К (рис. 2) определим параметры пара, отбираемого из проточной части турбины для РППВ. Энтальпии греющего пара в отборах 1, 2, 3 и 4 будут соответственно:
Использованные в турбине перепады энтальпий потоков пара, отводимых в подогреватели, будут:
H i1
= i 0
- i 1
= 3337 – 2561 = 776 кДж/кг;
H i2
= i 0
- i 2
= 3337 – 2722 = 615 кДж/кг;
H i3
= i 0
- i 3
= 3337 – 2870 = 467 кДж/кг;
H i4
= i 0
- i 4
= 3337 – 2980 = 357 кДж/кг.
Пароструйный эжектор, как правило, работает свежим паром, который дросселируется до расчётного давления, так что его энтальпия i э
≈ i 0
= 3332 кДж/кг.
Конденсация греющего пара в эжекторе происходит при давлении, близком к атмосферному, поэтому его энтальпия может быть принята q' э
= 419,7 кДж/кг.
Расход пара в эжектор зависит от мощности ПТУ. G э
= 0,02…0,4 кг/с.
В регенеративных подогревателях паротурбинной установки, как и в других теплообменниках, тепло Q, отдаваемое потоками греющего теплоносителя, расходуется на нагрев подогреваемого теплоносителя Q' и на потерю тепла в окружающую среду ΔQ. Уравнение теплового баланса подогревателя устанавливает равенство между количествами подведённого и отведённого тепла:
Значения ΔQ и η определяются по опытным данным для соответствующего типа подогревателя. Их величина зависит от температуры теплоносителей в подогревателе, от качества изоляции корпуса подогревателя. Для предварительных расчетов тепловых схем ПТУ рекомендуются следующие значения КПД:
ПНД — η = 0,99…0,995; ПВД — η = 0,97…0,98; деаэраторы — η = 0,94…0,95.
В соответствии с тепловой схемой (рис.1) уравнения балансов будут иметь следующий вид.
где G к
– расход пара в конденсатор; G э
– в эжектор; G 1
, G 2
, G 3
и G 4
в подогреватели П1, П2, П3 и П4.
Семь уравнений балансов составляют замкнутую систему, так как определяют связь между семью неизвестными: G к
, G э
, G 1
, G 2
, G 3
и G 4
, а также внутренней мощностью турбины N i
. Остальные величины в этой системе уравнений можно выбрать на основании вышеуказанных рекомендаций и записать в уравнения в численном виде.
Вначале в первом приближении задаем расход по выражению:
G к
= К к
G 0к
= (1/K)×G 0к
=9,3/1,1 = 8,45 кг/с.
Решаем данную систему уравнений методом последовательных приближений. Результаты расчётов заносим в таблицу 1.
Итак, G э
=0,05 кг/с, G 1
=0,53 кг/с, G 2
=0,53 кг/с, G 3
=0,42 кг/с, G 4
=0,43 кг/с.
N ik
= G k
×H i
= 8,45×990,53 = 12005,22 кВт;
N i1
= G 1
×H i1
= 0,53×776 = 411,26 кВт;
N i2
= G 2
×H i2
= 0,53×615 = 325,95 кВт;
N i3
= G 3
×H i3
= 0,42×467 = 196,14 кВт;
N i4
= G 4
×H i4
= 0,43×357 = 153,51 кВт;
N i
'=N ik
+N i
1
+N i
2
+N i
3
+N i
4
= 8519,8+411,28+325,95+196,14+153,51 = = 9606,68 кВт.
Расчётная внутренняя мощность равна N i
'= 9606,68 кВт.
Сравним её с принятой в начале расчёта по выражению (4).
Для предварительного расчёта расхождение не более ±3% допустимо.
Окончательные результаты расчета приведены в табл. 1.
Давление пара в камере отбора турбины
Энтальпия при выходе из теплообменника
Энтальпия при входе в теплообменник
Повышение энтальпии в теплообменнике
Расход подогреваемого теплоносителя
Энтальпия при входе в теплообменник
Энтальпия при выходе из теплообменника
Понижение энтальпии в теплообменнике
Использованный перепад энтальпий в турбине
d = G 0
/N′ i
×
η м
×η эг
= 10,35/9606,68×0,993×0,97 =0,0011 кг/кДж (23)
q = d×(i 0
- q пв
) = 0,0011×(3337 – 613,2) = 2,996 кДж/кДж (24)
или 3600×2,97/4,19 =2574,13 ккал / кВт×ч.
в) удельный расход условного топлива:
b = q /Q р
н
= 2,996/29330 = 1,02×10 -4
кг/кДж, (25)
где Q р
н
= 29330 кДж/кг или 7000 ккал/кг – теплотворная способность условного топлива.
d кр
= G 0к
/N i
×η м
×η эг
= 9,3/9727,18×0,993×0,968 = 0,001 кг/кДж (26)
q кр
= d кр
×(i 0
- q к
) = 0,001×(3337 – 121,42) = 3,216 кДж/кДж (27)
или 3600×3,18/4,19=2763,15 ккал /кВт×ч.
в) удельный расход условного топлива:
b кр
= q кр
/Q р
н
= 3,216/29330 = 1,1×10 -4
кг/кДж (21)
Таким образом, экономический эффект от внедрения регенеративного подогрева питательной воды в ПТУ выражается в снижении расхода условного топлива на:
1. Вукалович, М.П. Теплофизические свойства воды и водяного па-ра/М.П. Вукалович - М.: Машиностроение, 1967. - 160 с.
2. Гоголев, И.Г. Расчет тепловой схемы паротурбинных установок с регенеративным подогревом питательной воды. Методические указания к выполнению курсовой работы/ И.Г. Гоголев - Брянск: БГТУ, 2001. – 27 с.
Название: Расчёт тепловой схемы паротурбинной установки с турбиной типа К - 11 - 3.6
Раздел: Промышленность, производство
Тип: реферат
Добавлен 16:18:03 06 июня 2011 Похожие работы
Просмотров: 144
Комментариев: 16
Оценило: 2 человек
Средний балл: 5
Оценка: неизвестно Скачать
Срочная помощь учащимся в написании различных работ. Бесплатные корректировки! Круглосуточная поддержка! Узнай стоимость твоей работы на сайте 64362.ru
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.
Реферат: Расчёт тепловой схемы паротурбинной установки с турбиной типа К - 11 - 3.6
Курсовая работа: Анализ эффективности использования оборотных средств и пути ее повышения на примере ООО Славгородский
Контрольная Работа По Химии Номер 1
Тихонова Дн Диссертация Ясная Поляна
Сочинение На Тему Первая Зелень Некрасовка
Преддипломная Практика Отчет Программиста В Школе Html
Реферат по теме Контуры новой стратегии подготовки спортсменов олимпийского класса
Сочинение: Есенин с. а. - Что открыла мне лирика сергея есенина
Реферат: Appearance Verus Reality In Hamlet Essay Research
Редкие виды семейства Розоцветные Пензенской области: распространение и охрана
Реферат: 1. Венчурный бизнес и его развитие в России
Лето Веселая Песня Природы Сочинение
Реферат: Уголовная ответственность за бандитизм. Скачать бесплатно и без регистрации
Дипломная работа: Электрооборудование здание для содержания 414 телок с автоматизацией водогрейного котла ВЭП-600
Отчет По Практике По Хлебу
Формування в учнів 4 класу умінь працювати з географічними картами
Малые Фольклорные Жанры Реферат
Курсовая работа по теме Структурный синтез перестраиваемых arc-схем.
Сочинение по теме Герхарт Гауптман. Потонувший колокол
Обязательное Страхование Проблемы И Перспективы Курсовая Работа
Контрольная работа: Права и обязанности детей и родителей
Реферат: Физиологические основы внимания
Доклад: Передвижники
Дипломная работа: Исследование рынка страхования автотранспортных средств