книги / Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов химической технологии.-1
.pdf10. Теоретическая величина работы L6n (в Дж/кг), затрачи ваемой многоступенчатым компрессором при адиабатическом сжа тии 1 кг газа от начального давления рг до конечного давле ния ркон, определяется по формуле:
|
— nRT} |
|
(2Л8) |
|
ИЛИ |
|
|
|
|
|
|
^ад — Af1 + Д*2 + ••* + |
(2.19) |
|
Здесь |
п — число |
ступеней |
сжатия; Д/1э Дt2... — разности энтальпий газа |
|
для 1, 2, |
ступени |
[формула |
(2.13)]. |
|
Потребляемая многоступенчатым компрессором мощность рас считывается по формуле (2.15). Для воздушных компрессоров
иногда пользуются |
также уравнением: |
|
|
|
|
1,69GRTi In JÎ2S5- |
|
AT__ |
l,69GLn3 |
_____________Pi |
(2.20) |
|
3600-1000 |
3600-1000 |
|
|
|
Где N — мощность, кВт; 1,69 — установленный практически коэффициент, учитывающий отличие действительного процесса сжатия воздуха в компрессоре от изогермического.
Производительность многоступенчатого поршневого компрес сора определяется производительностью первой ступени.
Пренебрегая потерей давления между ступенями, прибли женно число ступеней сжатия п находят из уравнения:
^ |
= Ркон/Pi» |
(2.21) |
откуда |
|
|
. _ |
te Ркон te Pi |
|
|
te* |
|
где х — степень сжатия в одной ступени.
ПРИМЕРЫ
Пример 2.1. Манометр на нагнетательном трубопроводе насоса (см. рис. 2.1), перекачивающего 8,4 м3 воды в 1 мин, показывает давление 3,8 кгс/см2 (~0,38 МПа). Вакуумметр на всасывающем трубопроводе показывает вакуум (разрежение) 21 см рт. ст. (~28 кПа). Расстояние по вертикали между местом присоединения манометра и местом присоединения вакуумметра 410 мм. Диаметр
всасывающего трубопровода |
350 мм, нагнетательного — 300 мм. |
Определить напор, развиваемый насосом. |
|
Р е ш е н и е . Применяем |
формулу (2.2). |
Скорость воды во всасывающем трубопроводе:
8.4 К’вс = 8,4-0,785-0,35* = 1,45 М/С
Скорость воды в нагнетательном трубопроводе:
8.4 |
|
1,98 м/с. |
ttPjj ! |
0,3* |
|
60-0,785 |
|
Давление в нагнетательном трубопроводе (принимая атмосфер ное давление равным 1,013-105 Па, или 760 мм рт. ст.):
Рп = (3,8 + 1,013) 91.104 « 474 000 Па.
Давление во всасывающем трубопроводе:
Рве *= (0,76 — 0,21) 133,3.1000 а 73 300 Па.
Напор, развиваемый насосом:
„ |
474000 — |
73300 |
, |
Л>|1 |
, |
1,98s — 1,45я |
|
И ~~ |
1000-9,81 |
+ |
’ |
+ |
2-9,81 |
“ |
|
|
= 40,8 + |
0,41 + |
0,09 = |
41,3 м вод. ст. |
|
Пример 2.2. Поршневой насос, делающий 150 об/мин, должен перекачивать воду, нагретую до 60 °С. Предварительные подсчеты показали, что затрата энергии на создание скорости, инерционные потери и гидравлические сопротивления всасывающей линии составляют в сумме 6,5 м вод. ст. Среднее атмосферное давление в месте установки насоса 736 мм рт. ст. На какой высоте над уровнем воды должен быть установлен насос?
Р е ш е н и е . Величина А — ht — J] h [формула (2.5)1 в дан ном случае равняется:
0,736-13 600 |
2,02 — 6,5 |
1,48 м, |
|
1000 |
|||
|
|
где Л| = 2,02 м взято из табл. 2.2.
Следовательно, теоретическая высота всасывания не может быть больше 1,48 м. Практически, по данным табл. XX, высота всасывания в этом случае (п = 150 об/мин) равна нулю, т. е. насос должен быть установлен ниже уровня жидкости («под заливом»).
Пример 2.3. Поршневой насос двойного действия (рис. 2.6) подает 22,8 м3/ч жидкости. Частота вращения насоса 65 об/мин, диаметр плунжера 125 мм, диаметр штока 35 мм, радиус криво шипа 136 мм. Определить коэффициент подачи насоса.
Р е ш е н и е . Объем, вытесняемый плунжером за один оборот!
(2F — /) s « (2-0,785-0,1253 — 0,785-0,0352) 0,272 = 0,00637 м3,
где 0,272 м — длина хода плунжера, равная удвоенному радиусу кривошипа.
Теоретическая подача насоса при 65 об/мин:
0,00637-65 t= 0,413 м3/мин.
Рис. 2.6 (и примеру 2.3).
Действительная подача!
22,8/60 & 0,38 м3/мин.
Коэффициент подачи:
Tfe— 0,38/0,413 = 0,92.
Пример |
2.4. |
Поршневым |
||||
насосом простого действия |
(см. |
|||||
рис. 2.2) |
с диаметром |
поршня |
||||
160 |
мм |
и |
ходом |
поршня |
||
200 |
мм |
необходимо |
подавать |
|||
430 |
дм8/мин |
жидкости |
относи |
|||
тельной |
плотности |
0,03 |
из |
|||
сборника |
в |
аппарат, |
давление в котором раде = 3,2 кгс/сма |
(-0 ,3 2 МПа). Давление в сборнике атмосферное. Геометрическая высота подъема 19,6 м. Полная потеря напора во всасывающей линии 1,7 м, в нагнетательной — 8,6 м. Какую частоту вращения надо дать насосу и какой мощности электродвигатель установить, если принять коэффициент подачи насоса 0,85 и коэффициенты по лезного действия: насоса 0,8, передачи и электродвигателя по 0,05?
Р е ш е н и е . Из формулы (2.6) находим:
_ Q.60
гhFs
В нашем случае:
430
Q = )-000 60- = 0,00717 м3/с; F = 0,785-0,16* = 0,0201 м»{
п = |
0,00717-60 |
= 126 об/мии. |
0,85-0,0201-0,2 |
Напор, |
развиваемый насосом, определяем по формуле (2.1)! |
||
|
Н > 3,2.9,81-10* + 19,5 + 10,3 = 64,2 м |
||
|
930-9,81 |
|
|
Мощность, потребляемую электродвигателем насоса, рассчи |
|||
тываем по |
формуле |
(2.3): |
|
|
|
0,43-930-9,81-64,2 = 5,82 кВт, |
|
|
|
60 |
1000-0,72 |
где 0,72 — общий к. п. д. насосной установки |
|||
|
т) “ |
%%!]д |
0,8-0,95-0,95 = 0,72. |
В соответствии с |
данными табл. 2.1 необходимо установить |
||
(с запасом |
на перегрузки) |
электродвигатель мощностью |
6,82 -1,17 = 6 ,8 кВт.
Пример 2.5. Центробежный насос, делающий 1200 об/мин, показал при испытании следующие данные:
Q, |
ДМа/с . |
0 |
10,8 |
21,2 |
29,8 |
40.4 |
51,1 |
Н, |
м . |
23,5 |
25,8 |
25,4 |
22,1 |
17,3 |
11,9 |
N, |
кВт . |
5,16 |
7,87 |
10,1 |
11,3 |
12,0 |
18,5 |
Перекачивался раствор относительной плотности 1,12. Опре делить к. п. д. насоса для каждой производительности и построить графическую характеристику насоса.
Р е ш е н и е . К. п. д. насоса определяем из уравнения:
|
N ■ |
QpgH |
’ |
|
|
|
откуда |
lOOOn |
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ЮООЛ' |
|
|
|
|
По этой формуле |
вычислены следующие |
значения к. п. д. |
||||
насоса: |
0 |
10,8 |
21,2 |
29,8 |
40,4 |
51,1 |
Q, дм-Vc |
||||||
П |
0 |
0,39 |
0,587 |
0,643 |
0,637 |
0,36 |
Характеристика насоса представлена на рис. 2.7.
Пример 2.6. Требуется подавать 115 м3/ч раствора относитель ной плотности 1,12 из бака в аппарат на высоту 10,8 м, считая OI уровня жидкости в баке. Давление в аппарате ричб = 0,4 кгс/сма (^40 кПа), давление в баке атмосферное. Трубопровод имеет диаметр 140X4,5 мм, его расчетная длина (собственная длина плюс эквивалентная длина местных сопротивлений ) 140 м. Можно ли применить центробежный насос предыдущего примера, если
принять коэффициент трения |
в трубопроводе Я равным 0,03? |
|||||||
Р е ш е н и е . |
Определяем |
необходимый |
напор, который дол |
|||||
жен давать |
насос. |
|
|
|
|
|
|
|
Скорость |
жидкости: |
|
|
|
|
|
||
|
|
W |
115 |
|
= |
2,37 м/с. |
|
|
|
|
3600 *0,785*0,1312 |
|
|||||
Скоростной |
напор: |
|
|
|
|
|
||
|
|
|
^ск= w2 |
2.372 |
= |
0,286 м. |
|
|
|
|
|
|
2-9,81 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Потеря напора на тре |
||
|
|
|
|
|
|
ние |
и |
местные сопротив |
|
|
|
|
|
|
ления: |
|
|
|
|
|
|
|
|
h,тр+м. с |
Я (L + LQ) и |
|
|
|
|
|
|
|
----- А----- |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
9,16 м. |
Рис. 2.7 (к Примерам 2.5 и 2,6).
пг — 1200 |
об/мин |
Qv дм*/с |
21,2 |
29,8 |
40,4 |
п2 ~ 1260 |
|
Нх, м |
25,4 |
22,1 |
17,3 |
об/мин |
Q2, дма/с |
22,3 |
31,3 |
42,5 |
|
|
|
И2, м |
28,0 |
24,4 |
19,1 |
Требуемый полный напор насоса вычисляем по формуле (2.1):
Я = - |
0,4.10000-9,81 |
+ 10,8 + 9,16 + 0,286 = 23,8 м. |
|
1120-9,81 |
|
Требуемая |
производительность насоса: |
|
|
115.1000 |
3600 |
=32 дм3/с. |
|
Обращаясь к рис. 2.7, мы видим, что точка А с координатами Q = 32 дм3/с, Н = 23,8 м лежит выше кривой характеристики насоса, и, следовательно, данный насос при пг = 1200 об/мин не сможет обеспечить требуемую производительность (при Н = = 23,8 м насос может подавать только 26 дм3/с). Однако, если несколько увеличить частоту вращения, то насос окажется при годным. Пользуясь соотношением (2.8)
Qi |
^ |
/ пг \ 2 |
Qz |
Я2 |
Н2 \ ^2 / |
можно подобрать необходимую новую частоту вращения п2. Если, например, взять п2 = 1260 об/мин и пересчитать дан
ные примера 2.5 по формулам (2.8) на эту новую частоту враще ния, то получим следующие результаты (табл. 2.3).
Вычертив по данным табл. 2.3 кривую характеристики насоса при п2 = 1260 об/мин (рис. 2.8), мы увидим, что при этой частоте вращения насос сможет обеспечить требуемые подачу (32 дм8/с) и напор (23,8 м).
Мощность, потребляемую насосом при новой частоте враще
ния, определяем по |
формуле |
|
N = - QpgH1000т] |
считая приближенно, |
что к. п. д. насоса г] не изменился *. Зна |
чение его берем по данным примера 2.5, в котором было найдено,
что для Q = |
304-40 |
дм3/с |
к. п. д. |
насоса т\ « |
0,64. |
|
||
Мощность, |
потребляемая |
насосом |
|
при п2 = |
1260 об/мин: |
|
||
|
N : |
32.1120.9,81-23,8 |
= 13,1 кВт. |
|
|
|
||
|
1000-1000-0,64 |
|
|
|
|
|||
Пример 2.7. Определить коэффициент подачи шестеренчатого |
||||||||
насоса (рис. 2.9), делающего 440 об/мин. Число |
зубьев на |
ше- |
||||||
* Мощность можно подсчитать также по формуле N* = |
Nx |
взяв |
значение Nt по графику (рис. 2.7).
t
W,M
t
Рис. 2.9 (к примеру 2.7).
стерне 12, ширина зуба 42 мм, площадь сечения зуба, ограничен ная внешней окружностью соседней шестерни, 960 мм*. Насос подает 0,312 м*/мин.
Р е ш е н и е . Производительность шестеренчатого насоса Q (в м8/с) определяется по формуле:
2jbzn
<2 = Пе 60 *
где т)о — коэффициент подачи; f — площадь сечения зуба, ограниченная внеш ней окружностью соседней шестерни, м2; Ь — ширина зуба, м; г — число зубьев на шестерне, п — частота вращения в 1 мин.
Теоретическая подача в нашем случае:
QT = 2fbzn/60 = 2• 0,00096.0,042 • 12• 440/60 = 0,00708 м*/о.
Действительная подача:
Q = 0,312/60 = 0,0052 м*/с.
Отсюда коэффициент подачи:
гъ = Q/QT = 0,0052/0,00708 = 0,735.
Пример 2.8. Определить (пренебрегая потерями) теоретическое разрежение, которое может быть создано рабочей струей воды в ка мере А водоструйного насоса (рис. 2.10). Давление на выходе из диф фузора атмосферное (1,013-10* Па, или 760 мм рт. ст.), скорость струи в этом месте 2,7 м/с. Диаметр струи в
сечении / |
23 мм, в сечении/ / |
50 мм. |
||||
Р е ш е н и е . |
Напишем, |
прене |
||||
брегая |
потерями, уравнение Бернул |
|||||
ли для |
сечении |
струи |
/ |
п - |
||
|
Pi |
wf |
_ |
Рг |
|
wi |
+ ■ре |
"г '2д |
* 2 + |
ре |
|
2g |
Рис. 2.10 (и примерам 2.8 и 2.9).
При |
горизонтальном расположении |
насоса: |
||||
|
|
21 = 2а. |
|
|
|
|
Далее имеем: |
|
|
|
|
|
|
|
wl = - j- w 2 — ( - Ц - ) 22>7 = |
12,8 м/с. |
|
|||
Из |
уравнения |
Бернулли |
находим: |
|
|
|
|
Pi — Р2 т |
|
2,72 — 12,82 |
|||
|
2 щ р = 760-133,3 + —' |
^ |
1000 = |
|||
|
|
= 101 300 — 78 300 = 23 000 Па. |
|
|||
Теоретическое |
разрежение, |
следовательно, |
составляет: |
|||
|
101 300 — 23000 |
= 0,8 кгс/см2 « |
80 кПа. |
|||
|
|
9,8Ы0* |
|
|
|
|
Пример 2.9, Водоструйный насос (рис. 2.10) поднимает 7,8 м8/ч перекачиваемой жидкости относительной плотности 1,02 на вы
соту Н = |
4 м. Расход рабочей (напорной) воды при этом состав |
|||||||||
ляет |
9,6 |
|
Напор |
рабочей |
воды |
перед насосом Нр — 22 м. |
||||
Определить |
к. п. д. водоструйного |
насоса. |
работа (мощ |
|||||||
Р е ш е н и е . Производимая насосом |
полезная |
|||||||||
ность): |
|
ЛГ„0Л = |
7,8.1020-9,81 -4/3600 = |
86,7 Вт. |
|
|||||
|
|
|
|
|||||||
Затрачиваемая |
насосом мощность: |
|
|
|||||||
|
|
|
N = |
9,6-1000-9,81 (22 — 4J/3600 = 471 Вт. |
|
|||||
Отсюда |
к. п. д. |
водоструйного |
насоса: |
|
||||||
|
|
|
|
|
Î1 = “W |
' 100=,M % - |
|
|||
Пример 2.10. Определить давление, развиваемое вентилятором |
||||||||||
(см. рис. 2.4), который подает азот (р = |
1,2 кг/м3) |
из газохрани |
||||||||
лища |
в |
установку. |
Избыточное |
давление в газохранилище |
60 мм вод. ст., в установке 74 мм вод. ст. Потери во всасывающей линии 19 мм вод. ст., в нагнетательной линии 35 мм вод. ст. Ско рость азота в нагнетательном трубопроводе 11,2 м/с.
Р е ш е н и е . Давление, развиваемое вентилятором, находим по формуле (2.9).
Разность давлений в местах нагнетания и всасывания:
р2 — Pi = (74 — 60) 9,81 = 137 Па, или 14 мм вод. ст.
Общие потери во всасывающем и нагнетательном трубопро водах:
Дрвс + Арн = (19 + 35) 9,81 = 530 Па, или 54 мм вод. ст.
Скоростное давление на выходе из трубопровода:
и?р/2=* 11,2е-1,2/2 « 76 Па, или 7,7 мм вод. ст.
Давление, создаваемое вентилятором:
Ар = 137 530 -J- 76 » 743 Па, или 76 мм вод. ст.
Пример 2.11. Во всасывающем трубопроводе перед центробеж ным вентилятором имеется разрежение 15,8 мм вод. ст.; манометр на нагнетательном трубопроводе после вентилятора показывает избыточное давление 20,7 мм вод. ст. Расходомер показывает подачу воздуха 3700 м8/ч. Всасывающий и нагнетательный трубо проводы имеют одинаковый диаметр. Частота вращения в 1 мин равна 960. Вентилятор расходует 0,77 кВт. Определить давление, развиваемое вентилятором, и к п.д. вентилятора. Как изменится производительность вентилятора, если увеличить частоту его вращения до 1150 об/мин, и какая мощность будет расходоваться при новой частоте вращения?
Р е ш е н и е . Давление, развиваемое вентилятором, находим по формуле (2.10). Так как всасывающий и нагнетательный тру бопроводы имеют одинаковый диаметр, то скоростные давления одинаковы. Тогда
ЛР = рст. н — рст. в = 20,7-9,81 — (—15,8-9,81) =, 354 Па.
Секундная подача вентилятора:
Q = 3700/3600 = 1,03 м3/с.
Теоретический |
расход |
мощности: |
|
|
|
|
||||
|
|
Л'т = |
1,03-354/1000 = |
0,368 кВт. |
|
|
||||
К. п. д. |
вентилятора: |
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
Г) = N T/N = |
0,368/0,77 = 0,48. |
|
|
|||||
Подачу |
вентилятора |
при |
п2 = 1150 |
об/мин определяем по |
||||||
формуле (2.8): |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Q2 = |
Qt (n2fnt) = |
3700 (1150/960) = 4430 м*/ч |
|
||||||
Расходуемая мощность при новой частоте вращения: |
||||||||||
|
Nt = |
N\ (rizlnj* = 0,77 |
(1150/960)3 = 1,33 кВт |
|
||||||
Пример 2.12. При испытании центробежного вентилятора о ча |
||||||||||
стотой вращения в 1 мин п = |
1440 получены следующие данные: |
|||||||||
е, |
м®/ч |
|
|
|
100 |
350 |
700 |
1000 |
1600 2000 |
|
Ап ( Па . . . |
|
|
449 |
424 |
432 |
427 |
387 |
316 |
||
Р [ мм вод. ст. |
|
|
45,8 |
43,2 |
44,0 |
43,5 |
39,5 |
32,2 |
Сколько воздуха будет подавать этот вентилятор при работе на некоторую сеть (с той же частотой вращения, что и при испы тании), если расчет сопротивления сети показал, что при про хождении через нее 1350 м3/ч воздуха получаются следующие величины потерь давления:
Арск = 85 Па, или 8,7 мм вод. ст.
Д/?тр 4- АРм. с = 28® Па, или 29,4 мм вод. ст.
Разность давлений в пространстве нагнетания и в пространстве всасывания для рассчитываемой сети составляет
Ард011 = Р2— рх = 128 Па, или 13 мм вод. ст.
Р е ш е н и е . Для решения этой задачи необходимо найти ра бочую точку на пересечении ха рактеристик вентилятора и сети.
Характеристика |
сети выра |
жается параболой, |
в уравнении |
которой |
|
Др r= cQ2+ |
ъ |
первое слагаемое правой части aQ2
равно |
сумме |
потерь |
давления |
ДРек + |
Дртр + |
Дрм. С |
и изме |
няется |
пропорционально квадрату |
расхода, а второе слагаемое b не зависит от расхода и представ ляет собой разность давлений в пространстве нагнетания и в про странстве всасывания, т. е. Дрти\ а — постоянный коэффи циент.
Вычислим по имеющимся данным несколько точек этой пара болы (табл. 2.4).
Нанесем на общий график (рис. 2.11) характеристику венти лятора по данным его испытания и характеристику сети по вы численным точкам.
Точка пересечения обеих характеристик показывает, что при работе на заданную сеть вентилятор будет подавать 1170 м3/ч воздуха.
Пример 2.13. Сравнить теоретическую затрату работы на
сжатие 1 м3 воздуха от рабс = 9,81* 104 Па: а) до |
рабс = |
10,8 X |
X 104 Па и б) до рабс = 49,1.104 Па. Рассчитать |
затрату |
работы |
как по термодинамической формуле для адиабатического |
сжатия, |
так и по гидравлической формуле (т. е. считая воздух несжи маемым).
Р е ш е н и е , |
а) рх = 9,81.104 Па; |
р2 = |
10,8-104 Па. |
||
|
|
|
|
|
Т а б л и ц а 2.4 |
Q, м3/ч |
|
|
|
|
Ар |
|
aQ2 |
|
Па |
мм вод. ст |
|
|
|
|
|
||
|
|
|
* |
|
|
1350 |
900 |
38,1 |
16,9 |
501 |
51,4 |
1350/1,5 = |
38,1/1,б2 = |
293 |
29,9 |
||
1350/2 = |
675 |
38.1/22 = |
9,5 |
221 |
22,5 |
1350/2,5 = |
540 |
38,1/2,5*= 6,1 |
187 |
19,1 |
|
0 |
|
0 |
|
128 |
13 |
ст.). П р и м е ч а н и е . |
Значение |
Ь во всех |
случаях |
128 Па (13 мм вод. |
По формуле (2.12), если отнести работу сжатия в компрес соре к 1 м8 газа (при условиях всасывания), получаем (в Дж/мч):
Для воздуха k = 1,4 (табл. V). Тогда
|
|
L = |
|
|
I |
— |
\ |
|
9520 Дж/м». |
|
|
*4- 9,81 • Ш А М |
1,4 - |
I ) = |
|||||
|
|
м |
0,4 |
|
|
|
|
|
|
| = |
Расчет по гидравлической формуле L, = |
Q Ар дает при Ар = |
|||||||
10,8-10* — 9,81-10* = |
9,9-103 |
Па: |
|
|
|
||||
|
|
|
Lr = |
1 -9,9.10» = 9900 Дж/м», |
|||||
|
б) |
= 9,81.104 |
Па; |
р2 = 49,1.10* |
Па. |
||||
|
По |
термодинамической формуле: |
|
|
|
||||
|
|
Lan = 44- |
9.81 • 10* ( 5 1,4 — 1 ) = |
201 000 Дж/м*. |
|||||
|
|
|
"»4 |
|
|
|
|
|
|
|
По гидравлической формуле при Ар = 49,1* 10* — 9,81-10* = |
||||||||
= |
39,3-10* Па: |
Lr = 1 • 39,3-10* = |
|
|
|
|
|||
|
|
|
393000 Дж/м*. |
Сравнивая варианты а) и б), мы видим, что в первом случае результаты, полученные по термодинамической и по гидравличе ской формулам, различаются всего на 3%. Этот случай (р2/р2 — = 1,1) соответствует предельной степени сжатия воздуха венти ляторами, для которых расчет потребляемой мощности произво дится, как мы видели выше, по гидравлической формуле.
Во втором случае (pJPi — 5), который соответствует сжатию воздуха в компрессоре, результаты, полученные по формуле адиабатического сжатия и по гидравлической формуле, расходятся на 100%. Для расчета мощности, потребляемой компрессором, всегда применяются термодинамические формулы (2.12) и (2.13).
|
|
На теоретической индика |
|||
р, кгс/см2 |
торной диаграмме поршнево |
||||
го |
компрессора |
(рис. |
2.12) |
||
|
|||||
|
ясно видно, что площадь abce |
||||
|
(представляющая |
собой |
за |
||
|
трачиваемую работу адиаба |
||||
|
тического сжатия |
при р2 — |
|||
|
= 1,1 кгс/см2) приблизительно |
||||
|
равна площДци abde, но пло |
||||
|
щадь afge (для р2 = |
5 кгс/см8) |
|||
|
далеко не равна площади afhe. |
||||
|
У,М? Рис. |
2,12 (и примеру 2,18). |
|
||
|
1 Л |
|
|
|
ВО