Особливості моделювання і дослідження процесів знімання й віддачі теплоти відпрацьованих газів ДВЗ в конструкції теплообмінника системи утилізації теплової енергії з тепловим акумулятором фазового переходу Текст научной статьи по специальности «Электротехника, электронная техника, информационные технологии»

УДК 621.435

П'ЯТНИЧКО О.1., к.т.н., заступник директора ( 1нститут Газу НАН Украши); ВЕРБОВСЬКИЙ В.С., науковий ствроб^ник (1нститут Газу НАН Украши); ГРИЦУК 1.В., к.т.н, доцент (ДонГЗТ); АДРОВ Д.С., астрант (ДонНАБА).

Особливостi моделювання i досл1дження процесiв зшмання й вiддачi теплоти вщпрацьованих газ1в ДВЗ в конструкцй' теплообм1нника си-стеми утил1защ1 теплово'1 енергй' з тепловим акумулятором фазового переходу

Актуальшсть

При експлуатацп двигушв внутрш-нього згорання (ДВЗ) в умовах низьких температур виникае проблема 1'х стiйкого i безаварiйного пуску, а також пщготовки до прийняття навантаження при виконан-нi штатних режимiв, тобто прогрiваннi 1'х до вщповщно!' температури. Тому вироб-ники сучасних енергетичних установок рекомендують комплектувати ДВЗ агрегатами, що забезпечують теплову пщготов-ку 1'х двигушв.

Для виконання означено'1' задачi авторами запропонована система утилiзацii вщпрацьованих газiв з тепловим акумулятором (ТА) фазового переходу i приско-реного прогрiву ДВЗ [1]. При виконанш моделювання i дослiдження процеав знiмання й вiддачi теплоти вщпрацьованих газiв ДВЗ в нш виникае загальна проблема - оптимiзацiя конструкцй елементiв щс! системи, в тому чист теплообмiнника системи уташзацп теплово'1 енергл з тепловим акумулятором фазового переходу. Для виконання цього моделювання по-трiбно розробити математичну модель з метою проведення оптимiзацii ро-зрахункiв i дослiдження процесiв тепло-обмiну в нiй.

Анал1з публ1кац1й

Одним з важливих аспекпв розвитку енергетичного комплексу е широкомас-

штабне освоення ресурсо- i енергоз-берiгаючих технологий, зокрема залучення в енергетичний оборот вторинних енерго-ресурсiв, збiльшення частки нетрадицш-них i вiдновлюваних джерел енергл. Для цього використовуються рiзнi методики i пiдходи для дослщження i розрахунку означених систем утилiзацii теплоти. Iснуючi методики розрахунку i моделювання теплоутилiзацiйного обладнання i процесiв в системi утилiзацii не дозволя-ють в повнiй мiрi проводити дослiдження системи утилiзацii вщпрацьованих газiв з тепловим акумулятором (ТА) фазового переходу i прискореного прорву ДВЗ. Приведена робота ставить за мету усунути iснуючий недолiк в цьому питанш.

Мета роботи

Метою роботи е розробка матема-тично'1 моделi для проведення оптимiзацii конструкцй i дослiдження процесiв знiмання й вiддачi теплоти вщпрацьова-них газiв ДВЗ в конструкцй теплообмш-ника системи утилiзацii теплово'1 енергй з

тепловим акумулятором фазового переходу

Основний матер1ал

Для здшснення поставлено! мети було розглянуто задачу утилiзацii енергй (теплоти) викидних (вiдпрацьованих) газiв (ВГ) енергетичног установки з двигуном

внутршнього згорання з метою отримати гарячий теплоносш в системi утилiзащi вiдпрацьованих газiв з тепловим акумуля-тором (ТА) фазового переходу [1]. Для цього дослщжуеться можливють вирiшення поставленоi задачi шляхом ви-користання рекуперативного теплообмш-ника, а також можливють його застосу-вання з метою отримання найбiльшоi ефективностi при одночасному зменшеннi габаритсв та металоeмностi утилiзацiйноi установки.

В якост об'екта при визначеннi особливостей моделювання i дослiдження процесiв знiмання й вiддачi теплоти вiдпрацьованих газiв ДВЗ в конструкцп теплообмiнника системи уташзацп тепло-во! енерги з тепловим акумулятором фазового переходу було розглянуто тепло-обмшник з поперечним обтшанням рядiв трубок, по яким рухаеться теплоносiй, що пiдiгрiваeться потоком викидних (вщпра-цьованих) газiв. Загальний характер взаемного руху потоку теплоноая та газо-

вого потоку - протиток. Як показали результата попереднього аналiзу та результата розрахунюв за допомогою розробле-ного математичного забезпечення, варто обмежитись схемою з шаховим розташу-ванням гладких трубок. Застосування будь-яких ребер з метою тдвищення коефщенту тепловiддачi вiд газiв до по-верхнi трубок виглядае недоцiльним, оскшьки це не тiльки пiдвищуе вартють установки та ускладнюе 11 подальшу експлуатацiю, але й призводить до мало!' швидкосп газового потоку, а отже i до малого значення коефщенту тепловiддачi у поток теплоноая.

Конструктивно теплообмiнник ви-конано у виглядi пакету змiйовикiв, кiнцi яких входять у вiдповiднi вхiдний та вихь дний колектори. Самi змшовики зсунутi один вiдносно iншого таким чином, щоб у поперечному перетиш утворювалась шахова схема обтшання трубок газовим потоком.

Газовий потш

Рис. 1. - Розрахункова схема теплообмшника з поперечним обтшанням рядiв трубок, по яким рухаеться теплоносш, що пвд^ваеться потоком викидних (вщпрацьова-

них) газiв

Величина визначае вщстань мiж трубками в шарi трубок i може змшюва-тись в процесi конструювання. Величина 82 визначае вiдстань мiж шарами трубок. Ця величина вважаеться заданою i визна-чаеться величиною радiусу згинання трубок у змшовик Я, який, в свою чергу, за-

лежить вiд матерiалу трубок, 1х внутрiшнього - ёв та зовшшнього -дiаметрiв та наявнох технологи виготов-лення змшовика: 2Б2 = Я.

При розробщ математичного опису для визначення коефщешив тепловiддачi

вщ газу до поверхш трубок та падiння тиску в газовому потощ використовува-лись наявш в лiтературi залежностi, яю вiдносяться для трубного пакету в щлому. Трубний пакет шахового типу складаеться з N2 шарiв трубок, в кожному шарi мiститься N1 трубок довжиною Ь, з внутршшм - ёв i зовнiшнiм - дiаметра-ми.

Спочатку визначали падшня тиску в газовому потощ при проходженш через трубний пакет. Зпдно [2] падiння тиску дорiвнюе

АР = С • С2 • N +1) • Яе^027- • VI, [Па] (1)

де С] - коефщент, який залежить вiд величини 5];

Ci

3,4 3,0 2,6 2,2 1,8 1,4 1,0

Л

личини вщсташ мiж центрами сумiжних труб в рiзних шарах

двох

S = yj 0,25 • S + S2

Re* =■

V • d

v„

C2 - коефiцieнт, що залежить вiд ве-

де У% - швидкiсть газового потоку в найбшьш вузькому мющ пакету [м/с]; - кшематична в'язкiсть (м /с); рё - густина газового потоку (кг/м3). Величини Уё, уё, рё обчислюються при середнiй температурi газового потоку в межах трубного пакету. Значення С1 та С2 визначаються з табличних даних, отриманих з графшв, якi вiдображають залежнiсть цих коефщешив вiд зазначе-них вище параметрiв трубного пакету (рис. 17-7, стр.190[2]).

С2

1,4

1,2

1,0

0,8 0,6

1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 4,0 Sl/d3

1,0 1,4 1,8 2,2 2,6 3,0 S/di

Рис.2. - Залежнють коефщенпв С1 та С2 вiд стввщношення кроюв мiж трубами

в пакет та ïx зовнiшнiм дiаметром.

При заданому допустимому падшш тиску АР, величинах Sb, S2 та d3 допустима середня швидюсть дорiвнюeться

AP •

d

0.27 Л/1.73

V С1 • С2 • (N2 + 1) р

Для заданох витрати газового потоку Оя (кг/с) при зазначених вище параметрах трубного пакету необхщна довжина трубок становить

L =-

G„

(S d3 ) V •Pg • N1

де S'= min(S, S) (2)

При розрахунку теплового балансу для газового потоку та потоку теплоноая на одному шарi трубок, проводимо ïx окрему з визначенням вщповщних пара-метрiв складових. Так, тепловий баланс для потоку теплоноая проводимо з урахуванням загального протитоку i от-римуемо:

-для потоку теплоноая

йТ

— = К- (Т - Тг), 0 < I < ь й1 v № ' (3)

Т8 = 0,5 - (Т - Г)

-для газового потоку

(4)

Тут

л П

к = - к

О, - С

ТО

1п -

а й 2 -Я й а (7)

№ в в w \ /

коефщент теплопередачi мiж газом та теплоноаем, (кВт/м град)

О - ^ - Т0 = О - ^ - Т(5)

ьа = Ок - ск - (Т (0) - Т (Ь)) (6)

П = N -7 - - сумарний периметр уах трубок шару (м),

КтО 1 й йз , 1

Т„ - температура води, Т^ = 0,5 - (Т - Т°) - середня температура газу в межах шару трубок,

Т, Т0 - температура газу на входi та виходi шару трубок,

0№,е„ - витрата (кг/с) та питома теп-лоемшсть теплоноая (кДж/кг град)

а„ - коефщент тепловiддачi вiд теп-лоносiя до внутр^ньо! стiнки (кВт/м2 град)

ая - коефiцiент тепловiддачi вiд газу до зовшшньо!' стiнки,

X - коефщент теплопровiдностi ма-терiалу трубок (кВт/м град);

Оя,ея - витрата (кг/с) та питома теп-лоемшсть газу (кДж/кг град)

ЛQ - кшьюсть тепла, яка в одиницю часу в поточному шарi трубок передаеться вщ потоку газiв теплоноаю (кВт)

При визначеннi коефiцiентiв теп-ловiддачi були використанi наступнi стввщношення.

-Для теплоносiя

- Я

а = -

№

Л

3,66, Яе <2300 №

(-6,55 + 0,0046 - Яе ) - Рг0,4, (-3 + 0,0039 - Яе^) - Р^4, 0,023 - Яе№8-PгW;,4, 2300-(Яе <5000 № 5000 Яе <10000 Му 10000 < Яе № (8)

Рг.,

Яе = ^

№

О - V - С и - С

Я Я о

0,25-7-йе2 • N1 -Pw

Для потоку газiв виходимо з наступ-них мiркувань: оскiльки на входi в труб-

ний пакет гази мають досить високу температуру (при робот на номшальному навантаженнi бiля 600°С i вище), то вини-кае необхщшсть урахування радiацiйноi складовоi загального процесу теплооб-мiну. Тому для коефщента тепловiддачi вiд газу до стшки маемо

а=+^

де а ^ - складова конвекцiйного теп-

лообмшу,

г

обмшу,

складова радiацiйного тепло-

Зпдно (3) для обчислення кон-векцiйноi складовоi використовувались наступнi спiввiдношення.

с —«. -Я ас =-1^ 8

1,04-Яе°4 -Рг;36 -

0,71-Яе°,5-Рг°,36 -

0,35-Яе0;6 -Рга36 -

0,40-Яе0;6 -Рга36 -

0,031 - Яе0 ® -Рг^4

Г \0,25 Рг 0,25

Рг

V я« У

0,25 Рг 0,25

Рг

V я« У

Рг

V я« У

0

Рг 0

5

^ < 2

5

Рг

V я« У

0,25 Рг 0,25

V2

• г

Рг

V я. У

45<Ые„^1000

1000 <Ые„-< 200000,

200000 < Яе„

(9)

V -й Яе я = ^

Рг„

О -V -С и -С

g g _ g

Я

Я - число Прандтля для газу при температурi ядра потоку Тё

Рг^. - число Прандтля для газу при температурi стшки трубок Тк

1, N,>-14 або Яе <100 ^ 6

8 = • 8(—2), 100 ^БЦ, <1000

82 (—2 ), 1000^ БЦ,

Значення для £/ та е2 наведенi в табл. [3].

N2 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14

£/ 0.83 0.88 0.91 0.93 0.94 0.96 0.97 0.98 0.98 0.98 0.99 0.99 0.99 1.0

£2 0.62 0.75 0.85 0.9 0.92 0.95 0.95 0.96 0.96 0.97 0.97 0.98 0.959 1.0

Для визначення радiацiйного коефiцiенту тепловiддачi були застосоваш такi спiввiдношення [4]

5,67

а;=-

Т + 273,15 100

Т. + 273,15 100

,4Л

(10)

(т - Т V

V я г«)

1 1

-1

Тут е^ = 0,5 • (1 + ем,) - ефективна

стетнь чорноти зовшшньо!' поверхнi трубок,

ew - степiнь чорноти зовшшньо!' по-верхнi трубок,

ея - стетнь чорноти газу при температур Тя

Приймаемо, що степiнь чорноти газу дорiвнюе його поглинальнш здатностi ая :

е = а =1 - ехр(-к^е ) , (11)

де К - ефективне значення коефщенту ослаблення промшв в газовому середовищ^

- ефективна довжина шляху про-меня для мiжтрубного простору трубного пакету [2]

1,87 • - 4,1 d.. 2,82• -10,6 d,,

Sl + S2 < 7

(12)

й.

Величина К обчислюеться за формулою [2]

цшно1 процедури температури зовшшньо1 поверхнi стiнки з використанням рiвнянь (7) - (13) та стввщношення

T = T - Кто- (Т - T )

Я п 8 ™

ая

Розрахунок параметрiв теплообмш-ника проводився з використанням методiв оптимiзацii для досягнення максимально'' ефективносп в дослщжуваному варiантi. Спочатку при проведеннi розрахунку теп-лоутилiзацiйного теплообмiнника задава-лися наступними параметрами:

- в напрямку викидних газ1в - витрата викидних газiв G , 1'х склад хя, температура Тя' i тиск на входi в теплообмiнник Р, температура газiв на виходi теплообмш-ника Т°я, припустиме падшня тиску АР;

- в напрямку потоку теплоноЫя -температура теплоноая на входi Т^ та ви-ходi ТО теплообмiнника. Витрата тепло-носiя Gw, який пiдiгрiваеться, визначаеть-ся з умови теплового балансу

^ - К ) = •( I ( Хя , ТЯ)-1 ( ХЯ , Т0)),

к = К'РР,

де Рр = Рсо2 + Рн2о = Р • (хсо2 + Хн2о ) - сумарний парщальний тиск двооксиду вуглецю та водяно'1 пари,

х х •

Сог н2° мольнi долi двооксиду вуглецю та водяно' пари,

кя - коефщент послаблення про-менiв газовим середовищем

Для обчислення кя застосовувалось стввщношення [2]

0,8 +1,6• р„п / к = , -(1 -0,38-10-

Гр.

Р • !<е/

•(ТЯ + 273))

(13)

Розрахунок коефiцiенту теплопере-дачi мiж водяним i газовим потоками по-в'язаний з визначенням в процес ^ера-

де !(хя , Тя) - ентальтя газу складу хя при температурi Тя.

Вибiр оптимального конструктивного варiанту, пов'язаний, в першу чергу, з вибором критерш в якост оцiнки ефек-тивностi варiанту, що розглядаеться. В рамках дано'1 роботи таким показником е маса М теплообмшно! частини установки:

М = N-N2 -0,25 d2 -с12в )• Ь

Конструктивнi параметри, якими можливо варiювання (пiдбирання) для ви-конання поставлених умов щодо вихiдних температур наступнi: N] - кшьюсть трубок в шарi; N2 - кiлькiсть шарiв в трубному пакету Ь - довжина трубок; - зовшшнш дiаметр трубок; ёв - внутршнш дiаметр трубок (або ёМ! = 0.5 • (ё3 - ёв) - товщина

•V =

стшки трубок); - вiдстань мiж трубками в шарi трубок; S2 - вщстань мiж шарами трубок в пакета

Рiзнi комбшацп зазначених пара-метрiв можуть забезпечити заданi значен-ня температур потоюв на виходi з тепло-обмiнника, та гарантувати виконання умови щодо падiння тиску в газовому потощ, але значення критер^ М при цьому будуть рiзними.

Враховуючи те, що частина з наве-дених параметрiв N2, ё3, dв) прийма-ють тiльки дискретш значення, то пошук мiнiмального значення величини М стано-вить складну комбшаторну задачу, яка в значнш мiрi полягае в переборi рiзних варiантiв, а отже вимагае великоi кшь-костi розрахункiв. Для зменшення обсягу розрахунюв бажано в максимальнш сте-пенi врахувати всi технолопчш та кон-структивнi обмеження.

В данш роботi величини 82, ё3, ёв, виходячи з наявних матерiальних ресурсiв та можливостей згинання труб при виго-товленнi змiйовикiв, були задаш. Крiм того, були накладеш умови на допустиму максимальну та мшмальну довжину прямо'! дшянки змiйовика (теплообмiнноi дiлянки), що також було викликано вимо-гами до габаршив теплоутилiзацiйноi установки. Тобто, повинна виконуватись умова Ьт1п < Ь < Ьтах.

Як зазначалось вище, якщо падiння тиску газового потоку дорiвнюеться зада-ному допустимому значенню Щ€1 величини, то юнуе зв'язок мiж такими конструк-тивними параметрами, як N/, N2, Ь, 8]:

L =

G.

(Sd3)V -р-n'

де S *= min(S, S)

V =

AP-

0.27 Л/1.73

С-С2-( N2 +1)-pg

KpiM того, вщповщно до конструкцп трубного пакету

F -pg

де Fg - площа найбiльш вузького мiсця трубного пакету для проходу ra3iB

Fg = min (Fi, F2) • L Fi = (Si - d3) • (N1 - 0,5) F2 = (S - d3) • (2 • N1 -1) + (Si - d)

Наведеш стввщношення дозволя-ють при вщомих значеннях N1, N2, L знайти значення S1, при якому падшня тиску газового потоку буде дорiвнювати заданому допустимому АР.

Величина L при вщомих N1, N2 пщбираеться iз умови забезпечення зада-них температур на виходi з теплообмшни-ка.

Оскiльки радiацiйна складова коефщенту тепловiддачi вiд газiв до стшок трубок суттево змiнюeться в про-цесi охолодження газу, то основу теплового розрахунку теплообмшника складае пошаровий розрахунок температур тепло-ноая та газу.

Безпосередньо з рiвнянь (3) - (6) маемо, що якщо до шару надходить потш газу з температурою T'g, а в трубки входить теплоносш з температурою Tw (0), то температура газу тсля проходження шару трубок дорiвнюе

J>o _

G-cg.r - G-cw -Ц1 - exp [ К-L J-(7; (0)-0,5-Г)

Gg-cg - 0,5-Gw-Cw-|1 - exp | K-L

а температура теплоноая на виходi трубок дорiвнюватиме:

Г (Ь) = exp ^К• Ь) • Г (0) + ^ 1 - exp ^К• Ь ^ • Г Оскiльки К залежить вщ величини

Т, то розрахунок за наведеними рiвнян-

нями носить ^еративний характер

Розрахунок всього теплообмшника складаеться з послiдовностi N2 пошарових розрахункiв, починаючи з нижнього шару трубок, на який наб^ае спочатку вхщний газовий потiк з вщомою температурою. Для розглядання означеного випадку за-гального протитоку температура тепло-ноая на виходi з трубок нижнього шару в процес розрахунку пiдбираеться такою, щоб розрахункова температура теплоносiя на входi в теплообмiнник дорiвнювалась заданiй. Тобто розрахунок теплообмшника в цшому носить ^еративний характер.

Таким чином, пошук оптимального конструктивного ршення за наведеним критерiем та заданими обмеженнями мае вигляд послщовного перебору варiантiв поеднання рiзних значень кшькосп шарiв трубного пакету - N2 та кiлькостi трубок в шарi - N]. Варiанти, для яких не вико-нуеться умова Ьтг„ < Ь < Ьтах вщкидають-ся, а серед тих, як задовольняють данiй умовi обираеться той, для якого значення маси теплообмшно! частини установки М - мшмальне. При цьому, виходячи з кон-структивних обмежень додатково накла-даються обмеження на допустимi значення кшькосп трубок в шарi та загально'' кiлькостi шарiв в трубному пакета

N1min < N < N1max, N2min < N < N2max.

Розроблена методика в повному обсязi дозволяе проводити моделювання i до-слiдження процеав як знiмання так i вщ-дачi теплоти вiдпрацьованих газiв ДВЗ в конструкцп теплообмiнника системи утилiзацii теплово'' енергл з тепловим акумулятором фазового переходу ще на стадп проектування i розробки означено'' системи.

Висновки

Розроблена методика проведення пошуку оптимального конструктивного ршення знiмання i B^a4i теплоти вщпра-цьованих гaзiв ДВЗ в конструкцп теплооб-мiнникa системи утилiзaщi теплово'1 енергл з тепловим акумулятором фазового переходу за обраним крш^ем та заданими обмеженнями, що мае вигляд послщовного перебору вaрiaнтiв поеднання рiзних значень кшькосп шaрiв трубного пакету та кшькосп трубок в шар^ дозволяе з достат-ньою ефективнiстю проводити його моделювання i дослщження для системи: про-дукти згорання - теплоносiй системи зарядки теплового акумулятора фазового переходу.

Список лггератури

1. Патент на корисну модель UA № 62417, МКП F01P 3/22 (2006.01). Система регулювання температури охолоджуючоi рiдини газопоршневого електроагрегату з утилiзaцiею теплоти з тепловим акумулятором / Грицук 1.В., Краснокутска З.1., Адров Д.С., Вербовський В.С., Черняк Ю.В., Прилепський Ю.В., Гущiн А.М., Дорошко В.1. -0публ.25.08.2011, Бюл. №16, 5с.

2. Кутателадзе С.С., Боришанский В.М. Справочник по теплопередаче. М., Госэнергоиздат, 415с.

3. Жукаускас А.А. Конвективный перенос в теплообменниках. М., Наука, 1982, 472с.

4. Исаченко В.П., Осипов В.А., Сурков А.С. Теплопередача. М., Энергоиз-дат,1981, 408с.

5. Соснин Ю.П., Бухаркин Е.Н. Высокоэффективные газовые контактные во-доподогреватели. М., Стройиздат, 1988, 376с.

6. Псаченко В.П., Осипов В.А. Справочник по теплопередаче. М., 1986, 456с.

7. Поликер Б.Е., Михальский Л.Л., Марков В.А., Васильев В.К., Буханец Д.И.

Дизельные двигатели для электроагрегатов и электростанций / Под ред. Б.Е.Поликера.- М.: Легион-Автодата, 2006. - 328с.

yTrai3a^i' теплово! енергп з тепловим акумулято-ром фазового переходу.

Разработана математическая модель, учитывающая особенности моделирования и исследования процессов съема и отдачи теплоты сгорания ДВС в конструкции теплообменника системы утилизации тепловой энергии с тепловым аккумулятором фазового перехода.

Анотацн:

Розроблено математичну модель, що врахо-вуе особливосп моделювання i дослiдження про-цесiв знiмання й вiддачi теплоти вщпрацьованих газiв ДВЗ в конструкцп теплообмiнника системи

The mathematical model that takes into account the peculiarities of design and research processes of heat removal and return of exhaust gases in internal combustion heat exchanger design heat recovery systems with heat accumulator phase transition.

УДК 629.463:001.63 ФОМ1Н О.В., к.т.н. (Дон1ЗТ).

Визначення законом1рностей змши основних показникчв перспектив-них профЫв для вантажного вагонобудування

Постановка проблеми i аналп резуль-тат1в останнiх дослiджень

Техшчний р1вень зал1зничного транспорту безпосередньо впливае на еко-ном1чш показники краши. Тому поси-лення потужностей зал1знично! галуз1 Укра!ни е стратепчним напрямком роз-витку ii економ1ки. Ключову роль у за-безпеченш конкурентоспроможност та ефективносп зал1зничного транспорту вщ1грае р1вень техшко-економ1чних по-казниюв (ТЕП) рухомого складу, найбь льша частка якого припадае на вантажш вагони. Прюритетним напрямком полш-

шення ТЕП вантажних вагошв е удоско-налення !х конструкцш, що доцшьно ро-бити за рахунок модершзацп !х окремих складових. При цьому удосконалення складових передбачае використання у якосп !х елемент1в нових профшв, як1 характеризуются меншими матер1алое-мшстю та соб1вартютю виготовлення при забезпеченш умов мщносп.

Анал1з впровадження р1зних профь л1в у якосп елемент1в вантажних вагошв [1] дозволив визначити !х перспективы вар1анти (рис.1), до яких вщнесено: а) профшь з перер1зом у вигляд1 прямокут-но! труби; б) гнутий швелер; в) корито-