Расчет гидравлических двигателей и регулирующей аппаратуры. Варианты комплектации привода продольного перемещения буровых головок. Выбор гидромотора для привода шестерни комбайна. Подбор насоса и гидробака. Расчет потребляемой электрической мощности.
При низкой оригинальности работы "Разработка гидравлической схемы гидропривода очистного угольного комбайна-полуавтомата", Вы можете повысить уникальность этой работы до 80-100%
Для привода системы продольного перемещения буровых головок предлагается рассмотреть три варианта: выдвижение буровых головок реализуется с помощью гидромотора и механической передачи «винт-гайка», выдвижение буровых головок реализуется за счет гидроцилиндра, выдвижение буровых головок реализуется за счет телескопического гидроцилиндра. Когда комбайн заканчивает быстрое перемещение, срабатывает кулачковый механизм К1, который переводит распределитель в правое положении и направляет поток через регулятор расхода, который настроен на рабочее перемещение, но этот сигнал возвращает распределитель Р7 в исходное положение, распределитель Р8 в левое положение, привод ведущей шестерни робота временно отключен. В то же время сигнал К1 переводит распределитель Р9 в правое положение, тем самым подается питание на привод продольного перемещения буровых головок. Когда заканчивается рабочее обратное перемещение, срабатывает кулачковый механизм К5, сигнал подается на распределитель Р7 - он занимает исходное (центральное) положение, на распределитель Р6 - он занимает левое положение, и на распределитель Р9, перемещая его в левое положение, а так же на распределитель Р4, перемещая его в правое положение. Когда комбайн возвращается в исходное положение, срабатывает кулачковый механизм К7, который возвращает распределитель Р7 в исходное положение, распределители Р5 и Р6 в левое (исходное) положение, распределитель Р11 в исходное положение, тем самым снимая питание с клапана КВ2.Зависимость давления питания цилиндра от удельной нагрузки определяется уравнением: Считаем, что при потребный расход не зависит от нагрузки и равен , а при , подчиняется квадратичному закону [3]: Скорость движения выходного звена определяется из элементарных соображений: Зависимость мощности привода от удельной нагрузки определяется выражением: А КПД может быть найден как: Вращение буровых головок регулируется дросселем Зависимость давления питания цилиндра от удельной нагрузки вытекает напрямую из уравнения статического равновесия выходного звена: причем, данная зависимость выходит на насыщение при заторможенном выходном звене: Потребный расход в данном случае проходит через дроссель ДР, поэтому он может быть определен из формулы: где - площадь проходного отверстия дросселя ДР, - перепад на дросселе. Выполняя необходимые преобразования, получаем: Скорость движения выходного звена определяется из следующего выражения: Зависимость мощности привода от удельной нагрузки определяется выражением: А КПД может быть найден как: Гидроцилиндр регулируется с помощью дросселя. Зависимость давления питания цилиндра от удельной нагрузки вытекает напрямую из уравнения статического равновесия выходного звена: причем, данная зависимость выходит на насыщение при заторможенном выходном звене: Потребный расход в данном случае проходит через дроссель ДР, поэтому он может быть определен из формулы: где - площадь проходного отверстия дросселя ДР, - перепад на дросселе. Выполняя необходимые преобразования, получаем: Скорость движения выходного звена определяется из элементарных соображений: Зависимость мощности привода от удельной нагрузки определяется выражением: А КПД может быть найден как: Входная мощность определяется из зависимости Q(r): 3.Для любого рассматриваемого срока эксплуатации гидросистемы промышленного робота наибольшие затраты приходятся на случай комплектации системы гидропитания двумя насосами постоянной подачи, а наименьшие - на случай комплектации системы гидропитания насосом постоянной подачи и дополнительно установленным пневмогидравлическим аккумулятором. Вариант комплектации системы гидропитания одним насосом постоянной подачи, вал которого приводится в движение с помощью асинхронного электродвигателя типа АИМ с частотным преобразователем частоты (ЧПЧ), является самым тяжелым, и в то же время наиболее дорогим в эксплуатации. Вариант с насосом постоянной подачи является наиболее экономичным, и в то же время обладает наименьшей массой, то есть обладают лучшими показателями конкурентоспособности. Таким образом, наилучшей комплектацией системы гидропитания для данного промышленного робота является «Один насос постоянной подачи и дополнительно установленный пневмогидравлический аккумулятор». двигатель буровой комбайн насос Расчет и проектирование силовых гидросистем промышленных роботов.
Введение
Данная работа была проведена с целью разработки гидравлической схемы гидропривода очистного угольного комбайна-полуавтомата на основе требований заказчика, расчета параметров элементов схемы, а также анализа эффективности различных схемных решений на основе массово-экономических показателей в краткосрочной, среднесрочной и долгосрочной перспективе.
2. Виды исполнительных устройств, реализующих требуемые движения выходных звеньев системы: а. высокомоментный гидромотор или высокооборотный гидромотор и планетарный редуктор;
б. гидромотор;
в. гидромотор и винтовая передача;
3. Стопорение выходных звеньев: а. фиксация осевого положения буровых головок осуществляется гидрозамками;
б. для фиксации остальных гидрофицированнных звеньев могут применяться направляющие распределители.
4. Движение выходного звена первого привода: а. быстрое перемещение: § ход 5м;
§ потребное тяговое усилие на цепи 15КН;
б. рабочее перемещение: § ход 50м;
§ потребное тяговое усилие на цепи 200КН.
5. Движение выходного звена второго привода: § частота вращения буров Зоб/мин;
§ момент трения при вращении 1.2 КНМ;
§ максимальный развиваемый момент при резании породы 15КНМ;
§ осевое усилие при вхождении в породу 20КН;
6. Движение выходного звена третьего привода: § ход буровых головок при перемещении на один шаг 0,8 м;
§ усилие трения в направляющих 150 Н;
§ усилие трения в направляющих 150 Н;
КПД насоса для всех режимов работы принимается равным ?н = 0,85
КПД приводного электродвигателя ?э = 0,8
Потери на каждом направляющем гидроаппарате принимаются равным , на каждом схемном участке гидролинии , на каждом гидроузле , на сливе , потеря давления на редукционном клапане , потеря давления на дросселе ругелятора расхода .
1.2 Описание работы гидравлической системы
Привод ведущей шестерни комбайна предлагается укомплектовать гидромотором, так как ход комбайна при рабочем перемещении составляет 50 м. привод буровых головок так же предлагается укомплектовать гидромотором.
Для привода системы продольного перемещения буровых головок предлагается рассмотреть три варианта: выдвижение буровых головок реализуется с помощью гидромотора и механической передачи «винт-гайка», выдвижение буровых головок реализуется за счет гидроцилиндра, выдвижение буровых головок реализуется за счет телескопического гидроцилиндра. Для начала опишем работу системы для варианта, где используется гидромотор и механическая передача «винт-гайка».
В исходном состоянии системы Р7, Р9 находятся в среднем положении. После нажатия на рукоять «ПУСК» распределитель Р11 перемещается вправо, питание подается на клапан выдержки времени КВ2, который пропускает жидкость через себя только через 120 секунд за счет соответствующей настройки дросселя на клапане. Тем самым мы удовлетворяем требование заказчика - нахождение системы в исходном состоянии после нажатия рукояти «ПУСК» 120 секунд. После срабатывания клапана КВ2 формируется гидравлический сигнал, который переводит распределитель Р7 в крайнее правое положение. Питание привода ведущей шестерни комбайна включено. Через регуляторы расхода РР1, РР2, которые обеспечивают быстрое и рабочее перемещение соответственно, рабочее тело поступает к мотору М1. Когда комбайн заканчивает быстрое перемещение, срабатывает кулачковый механизм К1, который переводит распределитель в правое положении и направляет поток через регулятор расхода, который настроен на рабочее перемещение, но этот сигнал возвращает распределитель Р7 в исходное положение, распределитель Р8 в левое положение, привод ведущей шестерни робота временно отключен. В то же время сигнал К1 переводит распределитель Р9 в правое положение, тем самым подается питание на привод продольного перемещения буровых головок. После выдвижения буровых головок на шаг, задействуется кулачковый механизм К2, который возвращает распределитель Р9 в исходное положение. Питание привода продольного перемещения буровых головок прекращается. В то же время сигнал К2 переводит распределитель Р4 в левое положения, тем самым обеспечивая питание привода буровых головок. Заказчик требует, чтобы буровые головки вращались свободно 15 секунд. Это осуществляется за счет установки клапана выдержки времени КВ1, который формирует гидравлический сигнал на распределитель Р8, заставляя принять его правое положение. Тем самым гидравлический сигнал на Р7 восстановлен, распределитель принимает правое положение. Начинается рабочее перемещение комбайна вдоль пласта породы. Клапан предохранительный КП9 защищает систему от мотор от перегрузок. Клапан обратный КО2 обеспечивает прохождение потока только в одном направлении и выполняет защитные свойства сливной линии.
Когда рабочее перемещение заканчивается, срабатывает кулачковый механизм К3, который перемещает распределитель Р7 в центральное положение, а распределитель Р8 в левое, питание привода ведущий шестерни комбайна прекращается. В то же время сигнал К3 перемещает распределитель Р9 в правое положение, происходит выдвижение приводных головок еще на один шаг. После выдвижения еще на один шаг срабатывает кулачковый механизм К4, который возвращает распределитель Р9 в исходное положение. Распределитель Р7 перемещается в левое положение, начинается обратное рабочее перемещение комбайна. Поток жидкости идет через регулятор расхода РР3, который обеспечивает рабочее перемещение (регулятор РР4 обеспечивает быстрое перемещение). Когда заканчивается рабочее обратное перемещение, срабатывает кулачковый механизм К5, сигнал подается на распределитель Р7 - он занимает исходное (центральное) положение, на распределитель Р6 - он занимает левое положение, и на распределитель Р9, перемещая его в левое положение, а так же на распределитель Р4, перемещая его в правое положение. Таким образом, питание снимается с привода буровых головок, происходит обратное продольное перемещение буровых головок. Когда заканчивается обратное продольное перемещение, срабатывает кулачковый механизм К6, этот сигнал возвращает распределитель Р9 в исходное (центральное) положение. Питание с привода продольного перемещения привода снято. В то же время сигнал К6 перемещает распределитель Р7 в левое положение. Распределитель Р6 был ранее переключен сигналом К5, и направляет поток в регулятор расхода РР4, настроенный на быстрое перемещение. Комбайн быстро перемещается до исходного положения.
Когда комбайн возвращается в исходное положение, срабатывает кулачковый механизм К7, который возвращает распределитель Р7 в исходное положение, распределители Р5 и Р6 в левое (исходное) положение, распределитель Р11 в исходное положение, тем самым снимая питание с клапана КВ2. Система находится в исходном положении и готова к новому циклу.
В проекте реализована возможность перехода на ручное управление в аварийном режиме (при защемлении буровых головок). В этом случае респределители Р1,Р2 и Р3 обеспечивают реверс мотора буровых головок. Клапаны КП3 и КП4 так же защищают мотор буровых головок от резких перегрузок. Двусторонний гидрозамок ЗМ1 обеспечивает стопорение жидкости при аварийной потере питания. На схеме блок А1 - привод продольного перемещения буровых головок, А2 - привод вращения буровых головок. Количество буровых головок - 4 штуки. Гидроочистители привода имеют резервирование, обеспечивающее автоматическое подключение исправной группы фильтроэлементов при одновременном отключении загрязненных. Реализуется это с помощью распределителя Р10 и предохранительных клапанов КП12 и КП13. Напорная линия защищается предохранительным клапаном КП11.
В следующем варианте предлагается разбить прямое перемещение буровых головок на 2 этапа, и реализовать это отдельными гидроцилиндрами, т.е. за каждый цилиндр будет отвечать за выдвижение буровых головок на один шаг. При этом цилиндр, который выполняет перемещение на второй шаг, крепится на гидроцилиндр, который отвечает за перемещение на второй шаг, а трубопровод делается подвижным.
В третьем варианте предлагается использовать телескопический гидроцилиндр. С одной стороны, этот ход существенно упростил бы конструкцию системы, но во время обратного хода на шток гидроцилиндра не воздействует нагрузка, а это является неблагоприятным фактором, так как телескопический гидроцилиндр плохо работает в режиме обратного хода без нагрузки. Этот вариант реализации в дальнейшем рассматриваться не будет.
Гидравлические схемы для первых двух вариантов приведены в прил. 1.
1.3 Циклограмма работы системы робота
Циклограмма системы для комплекта 1 (привод продольного перемещения буров - гидроцилиндр) изображена на рис.1.1.
Рис.1.1
Циклограмма системы для комплекта 2 (привод продольного перемещения буров - гидромотор) изображена на рис.1.2.
Рис.1.2
2. Расчет гидравлических двигателей и регулирующей аппаратуры
2.1 Варианты комплектации привода продольного перемещения буровых головок
Необходимо рассмотреть два варианта реализации заданного движения толкателей: с помощью гидроцилиндра и с помощью гидромотора с механической передачей «винт-гайка».
2.1.1 Выбор гидроцилиндра для привода продольного перемещения буровых головок
Предлагается, что выдвижение на каждый шаг осуществляет один гидроцилиндр, как показано в схеме в прил.1
Определим нагрузки в режимах прямого и обратного ходов. Тогда нагрузки: , где, - усилие трения в направляющих буровой головки, - осевое усилие на буровой головке при ее вхождении в породу
, , Для расчета силовой части выберем наиболее энергозатратный режим, т.е. режим прямого хода. Схема включения гидроцилиндра приведена на схеме в прил.1.
Определим давление питания перед дросселем:
, где - давление насоса, определяемое настройками предохранительного клапана; - падение давления на направляющей гидроаппаратуре; - падение давления на схемном участке гидролинии; - падение давления на гидроузле. При определении потерь использовалась гидравлическая схема. Принимая все это во внимание для можно записать: .
Давление в штоковой области цилиндра в режиме прямого определяется следующим соотношением: , где - давление в открытом гидробаке системы; потери на фильтре.
.
Из уравнений (2.1) и (2.2),определим необходимую минимальную площадь поршня из соображений энергодостаточности [3]:
Зная площадь, найдем диаметры поршня и штока , подставив ее в следующие соотношения:
Найденные диаметры поршня и штока гидроцилиндра округлим до стандартизированного значения согласно ГОСТ 6540-68: D=32 мм, d=25 мм.
Руководствуясь полученными значениями диаметров и максимальным возможным давлением в гидролинии, из каталога фирмы Bosch Rexroth [6] был подобран гидроцилиндр, наиболее подходящий под наши параметры, c круглым корпусом из линейки CDMF3/Н3 с диаметрами для поршня и штока соответственно.
Найдем скорость движения поршня в режиме прямого хода:
Определим расход прямого хода:
Вычислим мощность, развиваемую гидроцилиндром при прямом ходе:
Найдем скорость движения поршня в режиме обратного хода:
Определим расход обратного хода:
).
Вычислим мощность, развиваемую гидроцилиндром при прямом ходе:
).
Данный расчет действителен для всех гидроцилиндров, используемых в схеме.
2.1.2 Выбор гидромотора для привода продольного перемещения буровых головок
Чтобы выбрать гидромотор, нужно определить его объемную постоянную, скорость вращения выходного вала, а также рабочее давление. Для расчета силовой части выберем наиболее энергозатратный режим, т.е. режим прямого хода. Схема включения приведена на рис. 2.1.
Рис. 2.1
Для линейного перемещения первого толкателя с помощью гидромотора применим схему с использованием передачи «винт-гайка». Определим частоты вращения выходного вала гидромотора, обеспечивающие заданные линейные скорости, из следующих соотношений:
где - шаг ходового винта.
Из (2.3) выразим моменты:
Определим объемную постоянную мотора из следующих уравнений [3]:
Где потери на редукционном клапане регулятора расхода.
, ).
Приняв во внимание величины объемной постоянной и максимальной частоты вращения вала, был подобран гидромотор фирмы Bosh Rexroth аксиально-поршневой A2FM10/61W-VBB030 [6] с рабочим объемом
Определим расход в режиме прямого хода:
Вычислим мощность, развиваемую гидроцилиндром при прямом ходе:
Определим расход в режиме обратного хода:
Вычислим мощность, развиваемую гидроцилиндром при обратном ходе:
2.2 Выбор гидромотора для привода ведущей шестерни комбайна
Для осуществления вращения ведущей шестерни необходимо рассмотреть варианты приводов с высокомоментным гидромотором, а также высокооборотным гидромоторам и планетарными редукторами. Схема включения гидромотора приведена на схеме в прил.1.
Определим потребный момент гидромотора:
где R-потребное тяговое усилие при рабочем перемещении комбайна; D-диаметр делительной окружности ведущей шестерни комбайна.
Определим давление питания перед регулятором расхода: , .
Давление в сливной области мотора определяется следующим соотношением:
.
Определим объемную постоянную мотора из следующих уравнений [3]:
где потери на редукционном клапане регулятора расхода; потери на дросселе.
, ).
Скорость:
Частота вращения:
Мощность:
Высокомоментный гидромотор с подходящими характеристиками подобрать не удалось. Рассмотрим вариант комплектации привода высокооборотным гидромотором с планетарной передачей.
Посчитаем Момент с учетом одной ступени:
где -передаточное отношение одной ступени планетарной передачи, -КПД планетарной передачи.
Определим значение объемной постоянной, частоты вращения и мощности в соответствии с новым моментом:
Добавим еще одну ступень:
Добавим еще одну ступень
Приняв во внимание величины объемной постоянной и максимальной частоты вращения вала, был подобран высокооборотный гидромотор фирмы Poclain Hydraulics MS05 8 14A F05 [6].
Определим расход в режиме прямого хода:
Определим расход в режиме обратного хода:
Определим мощности:
2.3 Выбор гидромотора для привода буровых головок
Буровые головки вращаются в свободном режиме и в режиме резанья породы. При этом момент трения при вращении буровых головок , Максимальный развиваемый момент при резании породы буром . Схема включения гидромотора приведена на схеме в прил.1.
Определим потребный момент:
Определим давление питания перед регулятором расхода: , .
Давление в сливной области мотора определяется следующим соотношением:
.
Определим объемную постоянную мотора из следующих уравнений:
,
).
Частота вращения в режиме резанья породы и в режиме свободного вращения
Скорость вращенья буров:
Определим мощности:
Приняв во внимание величины объемной постоянной и максимальной частоты вращения вала, был подобран высокооборотный гидромотор аксиально-поршневой Poclain Hydraulics MK35 0 121 A18 1140 [6] с рабочим объемом
Определим расход в режиме резанья работы:
Определим расход в режиме свободного вращения:
2.4 Расчет дросселей и регуляторов расхода
Через дроссель ДР5 течет жидкость в режиме прямого перемещения гидроцилиндра.
Расчетная модель представлена на схеме в прил.1.
Расход жидкости, протекающей через дроссель, можно выразить следующими соотношениями [3]:
где m - коэффициент расхода рабочей жидкости через дроссель регулятор расхода;
f5 - проходная площадь дросселя;
? - плотность рабочей жидкости.
Так как используемые в гидросистеме дроссели относятся к турбулентным, то можно принять m = 0,7.
В качестве рабочей жидкости примем минеральное масло МГЕ-10Е в соответствии с ГОСТ 20799-75. Для данного масла кг/м3.
Уравнение равновесия выходного звена имеет вид:
Подставляя численные значения, найдем из записанных уравнений проходную площадь дросселя ДР5:
Эквивалентный диаметр отверстия диафрагмы можно найти по формуле:
Подставив численные значения, получим: Через дроссель ДР6 жидкость течет в режиме обратного хода гидроцилиндра. Расчетная модель представлена на схеме в прил.1.
Расход жидкости, протекающей через дроссель, можно выразить следующими соотношениями:
Уравнение равновесия выходного звена имеет вид:
Подставляя численные значения, найдем из записанных уравнений проходную площадь дросселя ДР6:
Эквивалентный диаметр отверстия диафрагмы можно найти по формуле:
Подставив численные значения, получим: Через регулятор расхода РР5 течет жидкость в режиме прямого хода поворотного гидродвигателя.
Запишем выражения для расхода жидкости, протекающей через дроссель регулятора расхода:
Подставляя численные значения, найдем из записанных уравнений проходную площадь дросселя РР7:
Эквивалентный диаметр отверстия диафрагмы: Для РР6 те же значения напорых и сливных величин. Так как угловая скорость обратного хода гидродвигателя.
Эквивалентный диаметр отверстия диафрагмы: Через дроссель регулятора расхода РР2 течет жидкость в режиме рабочего хода поворотного гидродвигателя (см. рис. 2.2).
Запишем выражения для расхода жидкости, протекающей через дроссель регулятора расхода:
Подставляя численные значения, найдем из записанных уравнений проходную площадь дросселя РР7:
Эквивалентный диаметр отверстия диафрагмы: Через дроссель регулятора расхода РР1 течет жидкость в режиме быстрого хода поворотного гидродвигателя.
Запишем выражения для расхода жидкости, протекающей через дроссель регулятора расхода:
Подставляя численные значения, найдем из записанных уравнений проходную площадь дросселя РР7:
Эквивалентный диаметр отверстия диафрагмы: Через дроссель ДР1 течет жидкость в режиме резанья порода и свободного вращения поворотного гидродвигателя.
Запишем выражения для расхода жидкости, протекающей через дроссель регулятора расхода:
Подставляя численные значения, найдем из записанных уравнений проходную площадь дросселя РР7:
Эквивалентный диаметр отверстия диафрагмы: 2.6 Подбор насоса и гидробака
На основании циклограммы потребных расходов, заключаем, что требуемая подача насоса, равная максимальному из потребных расходов за цикл работы робота, составляет 80 л/мин.
Требуемое давление в гидросистеме составляет 40 МПА.
Исходя из этих условий, подбираем Аксиально-плунжерный насос с наклонным баком фирмы Bosch Rexroth E-А4F028/60-PZB06 [6].
Основные параметры насоса: - Рабочий объем см3;
- Подача номинальная = 110 л/мин;
- Давление максимальное = 32 МПА;
- Частота вращения номинальная = 597 об/мин;
- мощность максимальная = 75 КВТ;
- Масса m =18 кг.
Минимальный объем гидробака определяется формулой: л.
В соответствии с ГОСТ 12448-80 выберем объем бака равным 160 литрам.
Насос подходит для двух возможных вариантов исполнения.
2.7 Расчет среднего КПД привода и суммарной потребляемой электрической мощности
Суммарная мощность за цикл определяется формулой: .
На основании циклограммы полезных мощностей
По условию полный КПД насоса принимается равным ?н = 0,85, а полный КПД электродвигателя насоса равен ?э = 0,8.
Электрическая мощность, потребляемая от электросети электродвигателем насоса за цикл работы гидросистемы определяется по формуле:
Подставляя числовые данные, получаем .
Средний КПД привода за цикл работы можно оценить по формуле:
2.8 Расчет диаметров трубопроводов
Расход, проходящий через всасывающий участок гидролиний, найдем по формуле:
По условию заданы следующие допустимые средние скорости движения жидкости: для всасывающей гидролинии , для напорной гидролинии , для сливной гидролинии
Для любого рассматриваемого срока эксплуатации гидросистемы промышленного робота наибольшие затраты приходятся на случай комплектации системы гидропитания двумя насосами постоянной подачи, а наименьшие - на случай комплектации системы гидропитания насосом постоянной подачи и дополнительно установленным пневмогидравлическим аккумулятором.
Вариант комплектации системы гидропитания одним насосом постоянной подачи, вал которого приводится в движение с помощью асинхронного электродвигателя типа АИМ с частотным преобразователем частоты (ЧПЧ), является самым тяжелым, и в то же время наиболее дорогим в эксплуатации. Вариант с насосом постоянной подачи является наиболее экономичным, и в то же время обладает наименьшей массой, то есть обладают лучшими показателями конкурентоспособности.
Переход на давление питания 40 МПА невозможен и неконкурентоспособен.
Таким образом, наилучшей комплектацией системы гидропитания для данного промышленного робота является «Один насос постоянной подачи и дополнительно установленный пневмогидравлический аккумулятор». двигатель буровой комбайн насос
Перечень библиографических источников
1. Свешников В.К., Усов А.А. Станочные гидроприводы: Справочник. М.: Машиностроение, 1988. 512 с.
2. Зуев Ю.Ю., Зубкова А.Г., Черкасских С.Н. Расчет и проектирование силовых гидросистем промышленных роботов. Методическое пособие. -М.: Изд-во МЭИ, 1999.
3. Голубев В.И., Зуев Ю.Ю. Методические указания к типовому расчету по курсу “Объемный гидропривод”. -М.: Изд-во МЭИ, 1986.
4. Статистические данные по стоимостным и массовым показателям силового гидрооборудования промышленных роботов.
5. ГОСТ 7.32 - 2001. Отчет о научно-исследовательской работе. Структура и правила оформления.
Размещено на .ru
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
