Проект водонагревательной установки непрерывного действия

Министерство  образования и науки Российской Федерации

ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ  УНИВЕРСИТЕТ

 

Кафедра теплоэнергетики

 

 

                            Допускаю к защите

 

Руководитель__________ В.М. Мартынов

 

 

Проект водонагревательной установки непрерывного действия

 

 

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

 

К курсовой работе по дисциплине

 

 

Тепломасообменное оборудование предприятий

1.001.00.00.ПЗ

 

 

 

 

Выполнил студент группы  ТЭ-09-1              _______                 Д.И.Голубкин

                                                                            подпись                И.О. Фамилия

 

 

 

Нормоконтроль                                                _______                В.М.Мартынов

                                                                            подпись               И.О. Фамилия

 

 

 

 

 

Курсовая работа защищена с оценкой_______________

 

 

 

 

 

 

Иркутск 2010 г.

 

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ…….…………………………………………………………….…..4

1. Расчет  и выбор кожухотрубного теплообменника  …………………………5

2.Расчет и выбор пластинчатого теплообменника...……………………….....9

3. Гидравлический расчёт кожухотрубного теплообменника, трубопроводов

нагреваемого и греющего теплоносителей и выбор насосов………………..11

4. Расчет  тепловой изоляции…………………………...……………………..17

ЗАКЛЮЧЕНИЕ..……………………………………………………………….19

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВННЫХ ИСТОЧНИКОВ…………………………….19

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ВВЕДЕНИЕ

 

В курсовом проекте рассматриваются расчет и выбор двух видов теплообменников (кожухотрубный и пластинчатый).

Кожухотрубные теплообменники представляют собой аппараты, выполненные из пучков труб, собранных при помощи трубных решеток, и ограниченные кожухами и крышками со штуцерами. Трубное и межтрубное пространства в аппарате разобщены, а каждое из этих пространств может быть разделено при помощи перегородок на несколько ходов. Перегородки устанавливаются с целью увеличения скорости, а следовательно, и  интенсивности теплообмена теплоносителей. Теплообменники этого типа предназначаются для теплообмена между жидкостями и газами.В большинстве случаев пар (греющий теплоноситель) вводится в межтрубное пространство, а нагреваемая жидкость протекает по трубкам. Конденсат из межтрубного пространства выходит к конденсатоотводчику через штуцер, расположенный в нижней части кожуха

Другой вид  – пластинчатые теплообменные аппараты. В пластинчатых теплообменниках поверхность теплообмена образована набором тонких штампованных гофрированных пластин. Эти аппараты могут быть разборными, полуразборными и неразборными (сварными).

В пластинах  разборных теплообменников имеются  угловые отверстия для прохода  теплоносителей и пазы, в которых  закрепляются уплотнительные и компонующие прокладки из специальных термостойких резин. Пластины сжимаются между неподвижной и подвижной плитами таким образом, что благодаря прокладкам между ними образуются каналы для поочередного прохода горячего и холодного теплоносителей. Плиты снабжены штуцерами для присоединения трубопроводов.

 Неподвижная  плита крепится к полу, пластины  и подвижная плита – закрепляются в специальной раме. Группа пластин, образующих систему параллельных каналов, в которых данный теплоноситель движется только в одном направлении, составляет пакет. Пакет по существу аналогичен одному ходу по трубам в многоходовых кожухтрубных теплообменниках.

Целью курсовой работы является – разработатьпроект водонагревательной установки непрерывного действия.

Для этого необходимо:

рассчитать тепловую нагрузку теплообменников;

выполнить приближенную оценку коэффициентов  теплоотдачи, теплопередачи и поверхности нагрева;

выбрать: теплообменник из стандартного ряда; насос (насосы) для подачи воды и возвратного конденсата; а в конце конденсатоотводчик;

выполнить поверочныйи гидравлический расчеты теплообменника

выбрать и рассчитать тепловую изоляцию подводящих и отводящих трубопроводов и аппарата;

составить схему водонагревательной установки.

 

 

1. Расчет тепловой нагрузки аппарата

 

Определяющая температура воды

°С

где t_2н= 5^оС – начальная температура нагреваемого теплоносителя; t_2к= 70^оС – конечная температура нагреваемого теплоносителя.

Теплофизические свойства  воды при  t₂=37,5°С по [1]  :

плотность ρ₂ = 993,5 кг/м³;

теплоемкость С₂= 4,174 кДж/(кг·К);

теплопроводность λ₂= 0,625 Вт/(м·К);

динамический коэффициент вязкости μ₂= 684,8·10^-6Па·с;

число Прандтля Pr₂= 4,58;

кинематический коэффициент вязкости ν₂= 0,69·10^-6 м²/с.

Теплота, воспринятая нагреваемым  теплоносителем без изменения его  агрегатного состояния

Q₂ = G₂C₂(t_2к-t_2н) = 10·4,174·(70-5) = 2713,115 кВт.

Тепловая нагрузка из уравнения  теплового баланса для греющего теплоносителя

 кВт,

где η = 0,95 – КПД теплообменника, учитывающий потери теплоты в окружающую среду.

 

Тепловой  баланс и определение расхода  одного из

теплоносителей  при известном расходе другого  теплоносителя

 

Из уравнения теплового баланса при конденсации насыщенных паров без охлаждения конденсата

,

выражаем  расход греющего теплоносителя

кг/с.

где r = 2383,3кДж/(кг·К) – теплота парообразования при температуре насыщения t_н= 104,8 ^оС  и при заданном давлении P = 0,12 МПа по [1,2].

Теплофизические показатели конденсата приt_н=104,8 ^оС по [1]:

теплоемкость С₁= 4,227 кДж/(кг·К);

плотность ρ₁= 955,3 кг/м³;

теплопроводность λ₁= 0,679 Вт/(м·К);

динамический коэффициент вязкости μ₁= 269,37·10^-6Па·с;

кинематический коэффициент вязкости ν₁= 0,282·10^-6 м²/с.

число ПрандтляPr₁=1,674.

 

Определение среднего температурного напора

 

Греющий теплоноситель имеет постоянную температуру на всем протяжении теплообменника, следовательно, среднелогарифмические напоры при противотоке и прямотоке будут равны. Выбираю в качестве схемы движения теплоносителей противоток.

На рис.1 изображено изменение температур теплоносителей по поверхности теплообменника при противотоке.

Рисунок 1 –  Изменение температур теплоносителей по поверхности

теплообменника  при противотоке

 

Определяем большую Δt_б и меньшую Δt_м разности температур двух теплоносителей на концах теплообменника (рис.1):

Δt_б = t_н-t_2н= 104,8 - 5 = 98,8 ^оС;

Δt_м = t_н-t_2к= 104,8 - 70 = 34,8 ^оС.

Проверяем соотношение

^оС.

Так как отношение Δt_б/Δt_м<4,5, средний температурный напор при противотоке

Δt_ср = 0,5(Δt_б+ Δt_м)-0,1(Δt_б+Δt_м) = 0,5(98,5+34,8)-0,1(98,5-34,8) =60,3 ^оС.

 

Приближенная  оценка коэффициента теплоотдачи, теплопередачи  и поверхности нагрева

 

Принимаю ориентировочное значение коэффициента теплопередачи K_ор=2000 Вт/(м²·К) из табл. 2.1 [3].

 

Основное уравнение теплопередачи

,

откуда ориентировочная площадь  поверхности теплообмена

=22,49 м².

Ориентировочный коэффициент теплопередачи для  вынужденного движения соответствует развитому турбулентному режиму течению и оптимальному режиму работы аппарата.

 

Выбор теплообменника из стандартного ряда

 

Выбираю стандартныйкожухотрубный теплообменник из табл. 2.3 [3] со следующими характеристиками (рис.2):

внутренний  диаметр кожуха Dв = 325 мм;

наружный  диаметр труб  d_н×δ = 20×2 мм;

число ходов z = 2;

общее число  труб n = 90;

высоты труб H = 3 м;

площадь поверхности  теплообмена F = 17 м².

 

Расчет  коэффициентов теплоотдачи с  греющей и нагреваемой стороны, коэффициент теплопередачи и  поверхности теплообмена

 

Коэффициент теплоотдачи вычисляем по формуле из [3]

.

 

Здесь определяющим размером является внутренний диаметр  трубок, который можно вычислить по формуле

.

Для определения  расчётной формулы критерия Нуссельта  необходимо рассчитать:

 – скорость движения нагреваемой  воды в трубках;

– площадь сечения пучка труб. Здесь n=166 и z=2 – соответственно число трубок и число ходов; тогда критерий Рейнольдса

 – режим течения турбулентный.

При турбулентном течении жидкости в прямых трубах и каналах с различной формой поперечного сечения для определения критерия Нуссельта справедлива формула М.А. Михеева (с. 45) из [2]

,

поскольку t_c~t_ж, то поправкой Pr_ж/Pr_c пренебрегаем.

Тогда формула  значительно упрощается и принимает  вид:

.

Коэффициент теплоотдачи от стенки к нагреваемой  воде

.

 

Коэффициент теплоотдачи от пара, конденсирующегося на пучке горизонтально расположенных труб , определим по уравнению

 

Расчет  коэффициента теплопередачи и поверхности 

теплообмена

 

Поскольку толщина  трубок теплообменника не превышает 2,5 мм, для уточнения коэффициента теплопередачи  использую формулу для плоской  стенки [3, с.27], термическим сопротивлением загрязнения пренебрегаем, ошибка составит не более 3%:

,

где = 0,002 м – толщина стенки, – теплопроводность стали.

Уточняю  площадь поверхности  теплообмена

Сопоставляю стандартную поверхность  теплообмена с рассчитанной

.

Запас поверхности  составляет 11,4%, что является допустимым,  и принимаем к установке ранее выбранный теплообменник 325ТГК-6-М1-0/20-3-1гр.А

Условное  обозначение теплообменника325ТВК-12-М1-О/16-3-2 гр. А[3]:

325 мм – диаметр кожуха; Т - теплообменник; Г – горизонтальный; К – конденсатор; 12ата (0,12 МПа) – давление в трубном пространстве, М1 – материал группы 1; О – обыкновенного исполнения по температурному ограничению; 20 мм – наружный диаметр труб; 3 м – длина труб; 2 – двухходовый по трубному пространству; А – для нагрева и охлаждения не взрывоопасных пожаробезопасных сред и сред, не обладающих токсичностью.

 

 

Рисунок 2 – Вертикальный кожухотрубчатый двухходовой (по трубному пространству) теплообменник: 1 – крышка распределительной камеры; 2 – распределительная камера; 3 – кожух; 4 – теплообменные трубы; 5 – перегородка с сегментным вырезом; 6 – штуцер; 7 – крышка

 

 

 

 

2. Расчёт и выбор пластинчатого теплообменника

 

Выбираю пластинчатый подогреватель (конденсатор паров) из табл. 2.13 [3] с поверхностью теплообмена F = 16 м², поверхностью пластины f= 0,3 м² и числом пластин N = 56.

Конструктивные  характеристики данного теплообменника из табл. 2.14 [3]:

эквивалентный диаметр канала d_э= 8,0 мм;

поперечное  сечение канала S = 0,0011 м²;

приведенная длина канала l= 1,12 м;

диаметр условного  прохода штуцеров d_шт = 65 мм.

Условное  обозначение теплообменника ТПР 0,3Е-16-1-2-10 (рис. 3): Т – теплообменник; П – пластинчатый; Р – разборный; 0,3 м² – площадь одной пластины; Е – тип пластин; 20 м² – площадь поверхности теплообмена; 1 – на консольной раме; 2 – марка материала; 10 – марка материала прокладки (стойкая резина СУ-359).

 

Рисунок 3 – Разборный пластинчатый теплообменник:

I – греющий теплоноситель (конденсат) ;II – нагреваемый теплоноситель (вода)

 

Скорость жидкости и число Рейнольдса в N/2 = 28 каналах из [3] равны

м/с;

,

так как  то наблюдается турбулентный режим из [3].

Критерий Нуссельта из [2]

.

Коэффициент теплоотдачи

Вт/(м²·К).

Число Рейнольдса из [2]

,

так какRe>50, то наблюдается турбулентный режим из [3].

Критерий  Нуссельта из [3]

,

где 240 – коэффициент, зависящий от площади пластины из [3].

Коэффициент теплоотдачи от пара к стенке

 Вт/(м²·К).

 Вт/(м²·К),

где δ=0,001м – толщина пластин, λ=17,5 Вт/(м∙К) для нержавеющей стали из [2].

Уточняем  площадь  поверхности теплообмена

Сопоставляем  стандартную (ранее выбранную) поверхность теплообмена срассчитанной, то есть запас поверхности равен

.

Площадь поверхности  стандартного теплообменника больше расчетной, запас поверхности составляет 9%. Выбранный теплообменник подходит по всем параметрам.

8. Гидравлический расчет  пластинчатого теплообменника и  выбор насосов

 

Расчет  гидравлического сопротивления  необходим для определения затрат энергии на перемещение воды и  подбора машин (насосов), используемых для перемещения теплоносителя. Схема подключения теплообменника изображена на рис. 4.

Скорость  воды в штуцерах из [2] равна

 

Гидравлическое  сопротивление аппарата, в соответствие с формулой 2.37  из [2]

 

 

 

где х=1 –  число пакетов (ходов) для данного  теплоносителя; ξ=α₂/Re₂^0,25= =19,3/(3842,33)^0,25 =2,45 из [2]; α₂=19.3 при f = 0,3 м² из [2].

 

Рисунок 4 – Схема подключения теплообменника: 1- теплообменник; 2 - насос; 3,5,12 - задвижка; 4- заборный бак; 6 - конденсатоотводчик; 7 - обратный клапан; 8 - бак сбора конденсата; 9 - конденсатный насос; 10 - всасывающий трубопровод; 11 - напорный трубопровод

Скорость течения нагреваемой  воды в трубопроводе принимаю w_тр=2 м/с (стр.16 из [2]), тогда, в соответствие с формулой (1.8) из [2], диаметр трубопровода

 

где V₂= G₂/ρ₂=10/943,5=0,01 м³/с – объемный расход воды.

Принимаю стальную трубу с наружным диаметром d_тр.н=90 мм и толщиной стенки =5 мм. Следовательно, внутренний диаметр трубопровода d_тр.вн=80 мм.

Фактическая скорость воды в трубе

м/с.

Определяем  потери на трение и местные сопротивления  в трубопроводе нагреваемой воды

Критерий  Рейнольдса

 –  турбулентный режим течения.

Принимаем абсолютную шероховатость равную ∆=1∙10^-4 м (стр.14 [2]), тогда относительная шероховатость

В турбулентном потоке различают три зоны, для  которых коэффициент трения рассчитывают по разным формулам, границы которых равны 2320, и . Подставляя значение относительной шероховатости получаем

                  , тогда  ,

таким  образом,  в  трубопроводе  имеет  место зона смешанного трения по  отношению  к  Re и коэффициент трения по формуле 1.6 из [2] равен

 

Определяем сумму коэффициентов  местных сопротивлений.

Для всасывающей линии:

1)  – вход в трубу, n = 1шт;

2)  – задвижка, n = 1шт;

3)  – отвод под углом 90°, n = 1шт.

Сумма  коэффициентов местных  сопротивлений  во  всасывающей  линии равна

.

Потеря напора во всасывающей линии, в соответствие с формулой 1.2 из [2], равна

м вод. ст.,

где l_вс = 5 м – длина трубопровода на линии всасывания.

Для нагнетательной линии:

1)  – клапан обратный поворотный, n = 1 шт;

2)  – задвижка, n = 1 шт;

3)  – выход из трубы, n =1 шт.

Сумма  коэффициентов  местных сопротивлений нагнетательной линии нагреваемой воды равна

Потери напора для нагнетательной линии равны

м вод. ст.,

где l_наг =10 м - длина трубопровода на линии нагнетания.

Общие потери насоса равны

м вод. ст.

Потребный напор  насоса равен

где Р₁ =0,1013 МПа – давление в заборном баке, из которого перекачивается вода (атмосферное); Р₂=0,31 МПа – давление в аппарате, в который подается жидкость (при t_2к=70^оС); h_п – общие потери насоса.

Полезная  мощность насоса, затрачиваемая на перекачивание жидкости,  определяется по формуле (1.32) [2]

Принимая  η_пер=1 – КПД перемещения и η_н=0,7 – КПД насоса как для центробежного, находим мощность  на  выходном валу  двигателя при установившемся режиме работы по формуле (1.34) [2]

.

По приложению 1.1 [2] выбираем центробежный  насос  марки Х45/54, который имеет следующие характеристики:

производительность  V=1,25·10^-2 м³/с;

частота вращения n = 48,3  с^-1;

КПД насоса η_н = 0,6;

развиваемый напор Н = 32,6 м вод. ст.

Насос  обеспечен  электродвигателем АО2-71-2 номинальными мощностью N_н=22 кВт и КПД η_дв=0,88.

Запас  напора  на  кавитацию по формуле (1.37) [2] равен

  вод. ст

Условие для  высоты всасывания определяется по формуле (1.36) [2]

=

м вод. ст

где =8, 718·10³  кПа – давление насыщенного пара перекачиваемой воды при рабочей температуре t_2н=5^оС из [1].

Таким образом, возможно расположение насоса на высоте до 4,33 м над уровнем воды в емкости.

Скорость  течения воды в отводящем трубопроводе конденсата принимаю w_тр=1,5 м/с [2], тогда, в соответствие с формулой 1.8 из [2], диаметр трубопровода

 

Объемный  расход V₁= G₁/ρ₁=1,19/913,3=0,0013 м³/с. Принимаю стальную трубу с наружным диаметром d_тр.н=38 мм и толщиной стенки =2 мм. Следовательно, внутренний диаметр трубопровода d_тр.вн=34 мм.

Фактическая скорость воды в трубе

м/с.

Определяем  потери на трение и местные сопротивления  в трубопроводе нагреваемой воды.

Критерий  Рейнольдса

 – турбулентный  режим течения.

Принимаем абсолютную шероховатость равную ∆=1∙10^-4 м [2], тогда относительная шероховатость

В турбулентном потоке различают три зоны, для  которых коэффициент трения рассчитывают по разным формулам, границы которых равны 2320, и . Подставляя значение относительной шероховатости получаем:

       , тогда  ,

таким  образом,  в  трубопроводе  имеет  место  зона, смешанного трения по отношению  к  Re и коэффициент трения по формуле из[3] равен

 

Определяем  сумму коэффициентов местных  сопротивлений.

Для всасывающей  линии:

   1)  - вход в трубу, n=1шт;

   2)  - задвижка, n=1шт;

Сумма  коэффициентов местных  сопротивлений  во  всасывающей  линии равна

.

Потеря  напора во всасывающей линии, в соответствие с формулой (1.2) [2], равна

м,

где l_вс =15 м - длина трубопровода на линии всасывания.

Для нагнетательной линии:

1)  - клапан обратный поворотный, n=1 шт;

2)  - задвижка, n=1 шт;

3)  - выход из трубы, n=1 шт .

Сумма  коэффициентов местных сопротивлений  нагнетательной линии 

 

Потери  напора для нагнетательной линии  равны

м вод. ст

где l_наг =10 м - длина трубопровода на линии нагнетания.

Общие потери насоса равны

м вод. ст

 

Потребный напор насоса равен

м вод. ст.,

где Р₂=Р₁ =0,1013 МПа – в аппарате, в который подается жидкость.

Полезная  мощность насоса, затрачиваемая на перекачивание жидкости,  определяется по формуле (1.32) [2]

_^.

Принимая  η_пер=1 – КПД перемещения и η_н=0,7 – КПД насоса как для центробежного, находим мощность  на  выходном валу  двигателя при установившемся режиме работы по формуле (1.34) [2]

.

По приложению 1.1 [2] выбираем центробежный  насос  марки Х20/18, который имеет следующие характеристики:

производительность  V=5,5·10^-3 м³/с;

частота вращения n=48,3  с^-1;

КПД насоса η_н=0,6;

развиваемый напор Н=10,5 м вод. ст.

Насос  обеспечен  электродвигателем АО2-31-2 номинальными мощностью N_н=3 кВт и КПД η_дв=0,83.

Запас  напора  на  кавитацию по формуле 1.37 из [2] равен

м,

Условие для высоты всасывания определяется по формуле 1.36 из [2]:

м,

где = Р₁ =0,12 МПа – давление насыщенного пара перекачиваемой жидкости при рабочей температуре t_1к= t_н = 377,5 К [2].

Таким образом, возможно расположение насоса на высоте 4,04 м ниже уровня конденсата в емкости.

4. Расчет тепловой изоляции

 

Расчет изоляции трубопроводов заключается в  определении толщины изоляционного слоя, обеспечивающего предотвращение потерь теплоты в окружающую среду. В данной курсовой работе считаем тепловую изоляцию для трубопроводов пара. Методика расчета полностью основана на материале из [5].

В качестве изоляционного материала выбираем маты минераловатные прошивные марки 100 с коэффициентом теплопроводности

=0,049+0,0002t_ср.из.

Для цилиндрических объектов диаметром менее 2 м толщина теплоизоляционного слоя из [4] равна

гдеВ – отношение наружных диаметров изоляции и изолируемого объекта и определяется по формуле

,

где м·К/Вт – сопротивление теплопередачи на 1 м длины теплоизоляционной конструкции цилиндрических объектов; q_l= 6 Вт/м – нормированная линейная плотность теплового потока с 1 м длины цилиндрической теплоизоляционной конструкции; k₁ = 1,09 – поправочный коэффициент на географическое положение (Восточная Сибирь);

м·К/Вт – термическое сопротивление  стенки трубопровода.

Суммарный коэффициент теплоотдачи  лучеиспусканием и конвекцией

α₂=9,3+0,058t_н=9,3+0,058∙30=11 Вт/(м²К).

Проверка пригодности материала  изоляции для уменьшения тепловых потерь от трубопровода в окружающую среду производится по критическому диаметру, который определяется по формуле

.

Если условие d_кр<d_тр.н  выполняется, то применение данной изоляции целесообразно.

Средняя температура изоляции на трубопроводах  пара равна

˚С,

где t_вн=104,8 °С – температура внутренней поверхности изоляции на  трубопроводе пара; t_н=30^оС – температура наружной поверхности изоляции.

Коэффициент теплопроводности равен

=0,049+0,0002·67,4=0,0625  Вт/(м·°С).

Диаметры условного прохода  штуцеров пара в пластинчатом теплообменнике равны 0,2 м (табл.2.14 [3]). Поэтому выбираю трубопроводы для пара тех же размеров, что и трубопровод для воды d_тр.н=194 мм.

=

;

В=1,8.

Толщина изоляции на трубопроводе пара равна

=0,09(1,8-1)/2=0,036 м.

Критический диаметр

=2·0,0625/11=0,0114 м,

условие выполняется  d_кр<d_тр.н – изоляция пригодна.

Средняя температура  изоляции на трубопроводах конденсата

˚С,

Коэффициент теплопроводности

λ_к=0,049+0,0002·102,68=0,0695 Вт/(м·°С).

Тепловые  потери с наружной поверхности изоляции трубопровода пара

,

где α₂– это коэффициент теплоотдачи с наружной поверхности изоляции, Вт/(м²К); F = 16 м² – площадь поверхности теплообмена; = 30°С – температура наружной поверхности изоляции; = 20°С – температура воздуха.

Конденсатоотводчики предназначаются для автоматического отвода конденсата из теплообменных аппаратов. Они должны обеспечивать полную конденсацию пара в теплообменнике, а в некоторых случаях и частичное переохлаждение конденсата.

В данном случае выбираем конденсатоотводчик с производительностью 

V₂ = 0,01 м³/с и давлением пара 0,12 МПа из [4].

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

 

В курсовой работе был произведен тепловой конструктивный расчет кожухотрубчатого теплообменника для нагрева воды за счет теплоты конденсации водяного пара. Была выбрана противоточная схема движения теплоносителей.

В результате был выбран стандартный кожухотрубчатый  теплообменник 325ТВК-12-М1-О/16-3-2 гр. А с конструктивными характеристиками:

диаметр кожуха Dв=325 мм;

диаметр труб d×δ=20×2 мм;

число ходов z=2;

общее число  труб n=90;

высота труб H =3 м;

площадь поверхности  теплообмена F=17 м².

Также были определены следующие характеристики: