1087

Основы проектирования паровых турбин

Лекция

Энергетика

Основные показатели паровых турбин и их компоновки. Схема компоновки паровой турбины К-800-23,5 ЛМЗ. Предельная мощность однопоточной конденсационной турбины. Компоновочные решения для паровых турбин ТЭС. Упрощенная тепловая схема конденсационной ПТУ. Способы повышения мощности паровых турбин.

Русский

2013-01-06

613 KB

155 чел.

Лекция № 10. Основы проектирования паровых турбин

10.1. Основные показатели паровых турбин и их компоновки

Проектируемые турбина и турбоустановка (ТУ) должны отвечать регламентируемой ГОСТ 4.424-86 системе показателей качества (семь групп), которые характеризуют технический уровень турбин и ТУ. Например, среди показателей назначения установлены номинальная мощность Nном (наибольшая мощность, которую турбина должна длительное время обеспечивать при номинальных параметрах рабочих сред), максимальная мощность Nмах, которую турбина реализует при изменении начальных параметров водяного пара, давления рк, отключении ряда отборов пара и пр., тепловая нагрузка отопительных (регулируемых) отборов пара Qт, ГДж/час, частота вращения n, с-1, давление и температура свежего пара (р0, t0), температура промперегрева (tпп), температура охлаждающей воды для конденсатора ТУ (t), давление в конденсаторе  рк, температура питательной воды tпв. Кроме них устанавливаются массогабаритные показатели турбины и характеристики ее маневренности (время пуска, допустимое число пусков, регулировочный диапазон автоматического изменения мощности). К основным также относятся такие показатели надежности, как наработка на отказ (не менее 5500 ч); установленный ресурс до списания (не менее 40 лет) и между капитальными ремонтами (4-6 лет), а также показатель экономичности - удельный расход теплоты брутто qЭбр, кДж/(кВтч))

Для обеспечения установленных показателей осуществляется выбор тепловой схемы и компоновки турбоагрегата на основе технико-экономических расчетов и обоснований. В частности, выбираются разделительное давление, определяющее давление пара в тракте промежуточного перегрева рпп, способ деаэрации питательной воды и давление в деаэраторе рд, число регенеративных подогревателей Zпод, а также схема и параметры системы сепарации и промперегрева для турбин АЭС. ГОСТы устанавливает необходимость организации промежуточного перегрева для турбин ТЭС, проектируемых на давление свежего пара р012,3 МПа. Число регенеративных отборов пара для подогрева питательной воды и соответствующий расход Gотб определяют в итоге конденсационный расход пара в турбине (Gк), который составляет 50-70% от расхода свежего пара (G0).

    Современные мощные турбины выполняются многоступенчатыми с компоновкой проточной части посредством цилиндров высокого давления (ЦВД), давление за которым определяется давлением промежуточного перегрева пара, среднего давления (ЦСД) и низкого давления (ЦНД). На рис.10.1 представлена компоновка турбины К-800-23,5 ЛМЗ, номинальная мощность которой NЭ=800 МВт, расход G0=650 кг/с, oi=0,85, располагаемый теплоперепад турбины Н0=1400 кДж/кг, число ступеней zЦВД=12, zЦСД=8 (на один поток), zЦНД=4 (на один поток).

Рис. 10.1. Схема компоновки паровой турбины К-800-23,5 ЛМЗ

    

   Многоступенчатое исполнение паровых турбин позволяет:

  1.  реализовать большие мощности (NЭ=500-1500 МВт при Н0=1000-1600 кДж/кг);
  2.  проектировать проточную часть турбины из условия uф=(uф)опт для всех ступеней (чем дороже топливо, используемое на электростанции, тем экономичнее должно быть ее основное и вспомогательное оборудование);
  3.  использовать эффект промперегрева, посредством которого повышаются термический  КПД цикла, растет oiЦСД, снижается степень влажности в последних ступенях ЦНД;
  4.  осуществлять оптимальным образом отборы пара на регенеративный подогрев питательной воды, которые существенно повышают КПД турбоустановки;
  5.  организовывать эффективную схему компенсации осевых нагрузок валопровода;
  6.  использовать энергию выходной скорости предыдущей турбинной ступени для роста располагаемой энергии последующей за ней ступени. Таким образом, увеличивается располагаемый теплоперепад ступеней;
  7.  использовать эффект возврата теплоты, связанный с тем, что потери энергии в ступени переходят в теплоту и повышают энтальпию (теплосодержание) водяного пара за турбинной ступенью. В области перегретого пара этот эффект приводит к повышению температуры t2 за ступенью, а в области влажного – к увеличению степени сухости пара х. За счет повышения t2 или х фактический теплоперепад ступени увеличивается (рис. 10.2) в сравнении с тепловым перепадом, определяемым по основной изоэнтропе. В результате этого эффекта сумма располагаемых теплоперепадов всех ступеней в многоступенчатой турбине больше, чем теплоперепад турбины Н0т, определяемый по основной  изоэнтропе. Разность , где Q –теплота, которая «возвращается» в поток водяного пара в проточной части турбинных ступеней в процессах формирования в них потерь энергии (речь идет о формировании тепловой энергии). Предположив, что внутренний относительный oiст для всех ступеней одинаков по значению, КПД всей турбины можно представить следующим образом:      

                  (10.1)

В (10.1) qвт=Q/H0т – коэффициент возврата теплоты.

                Рис. 10.2. Процесс расширения

                                в многоступенчатой турбине

     Итак, относительный внутренний КПД паровой турбины oi при ее многоступенчатом исполнении увеличивается за счет эффекта возврата теплоты. В расчетах коэффициент возврата теплоты обычно оценивают по формуле  

                                              ,                                           (10.2)

где коэффициент kt=4,810-4 для турбинных ступеней, работающих в области перегретого пара; kt=(3,2…4,3)10-4 – для ступеней, часть которых работает в области перегретого пара, а часть – в области влажного пара; kt=2,810-4 - для ступеней, работающих в области влажного пара. Обычно значение qвт в зависимости от числа турбинных ступеней z и располагаемого теплоперепада турбины Н0т изменяется от 0,02 до 0,10.

    Отечественное турбостроение выпускает паровые турбины активного типа, хотя в проточной части ЦСД и ЦНД степень реактивности ступеней в их сечениях со средним диаметром приближается к значению ср=0,3…0,5, а в последних ступенях ЦНД турбины и того выше. Конструктивным признаком турбин активного типа является использование в них роторов дисковой конструкции. Большинство турбин ТЭС эксплуатируются с переменной мощностью, т.е. участвуют в диспетчерском графике изменения нагрузок энергосистемы. Это предполагает использование системы соплового парораспределения турбины, признаком которой является наличие регулирующей ступени в ЦВД. Исключение составляют паровая турбина К-1200-23,5 ЛМЗ и большинство турбин АЭС, которые предназначены для обеспечения в энергосистемах преимущественно базовых нагрузок. В этих турбинах применяется дроссельное парораспределение.

   Компоновочные решения для паровых турбин, изготовленных  для ТЭС турбостроительными заводами бывшего СССР, показаны на рис. 10.3.

Рис. 10.3. Компоновочные решения для паровых турбин ТЭС

10.2. Предельная мощность однопоточной конденсационной турбины

Предельная мощность паровой турбины определяется расходом водяного пара через последнюю ступень (G2), который ограничивается значением абсолютной скорости с2 за ее рабочей решеткой из условия Мс21, удельным объемом влажного пара v2, зависящим от давления рк в конденсаторе, а также площадью рабочей решетки последней ступени F2=d2l2sin2. Последние ступени отличаются большими длинами лопаток, т.к. при низких значениях давления рк необходимо реализовывать огромные по значению объемные расходы (G2v2) водяного пара в конденсатор (Gк=G2). В связи с большой длиной рабочих лопаток их механическая прочность находится на предельных уровнях по напряжениям растяжения, формируемых в корневых сечениях лопаток от действия центробежных сил. Отсюда предельный расход водяного пара, который можно пропустить через последнюю ступень, зависит от механической прочности ее рабочих лопаток.

Предельный расход пара определяет и предельное значение внутренней мощности однопоточной конденсационной турбины (рис. 10.4), которую можно оценить по формуле

                                                       Ni=mGкH0тoiт,                                                   (10.3)

где m=1,1…1,3 – коэффициент, учитывающий выработку мощности потоками водяного пара, направляемого в соответствующие регенеративные отборы турбины.

Рис. 10.4. Упрощенная тепловая схема конденсационной ПТУ

Учитывая, что направление абсолютной скорости с2 выбирается с приближением к углу 2=900 (sin2=1), расход пара в конденсатор однопоточной турбины определяется из уравнения неразрывности следующим образом:

                                              ,                                          (10.4)

где 2=d2l2 – аксиальная (осевая) площадь выхода из рабочих лопаток последней ступени; с2, v2 – осредненные по высоте выходного сечения рабочей решетки значения абсолютной скорости и удельного объема. Максимальные значения напряжения растяжения р, мах от действия центробежных сил Rцс при вращении ротора с угловой частотой =2n имеют место в корневом сечении рабочей лопатки. При постоянном значении площади fл сечений профиля по высоте лопатки (рабочие лопатки постоянного сечения) напряжения р, махпост определяется следующим образом:

             ,                  (10.5)

где ст – плотность материала лопаток, n – частота вращения ротора турбины.

Поскольку лопатки последних ступеней выполняют с переменным сечением профиля по высоте l2 (площадь сечения уменьшается от корня к периферии рабочей лопатки), что приводит к снижению напряжения р в корневом сечении, то в (10.5) следует ввести коэффициент разгрузки kразгр, определяемый отношением площадей сечений у вершины и корня лопатки fпер/fкор, а также законом изменения площадей по высоте, из выражения:

                                          1/kразгр0,35+0,65fпер/fкор.                                                       (10.6)

Наименьшие значения fпер/fкор достигают 0,1…0,14, для которых kразгр2,30…2,4. Тогда напряжение растяжения в корневом сечении для лопатки переменного профиля

                                              .                                                        (10.7)

Решение (10.7) относительно осевой площади  и подстановка его в выражение (10.4), а далее в (10.3), позволяет получить формулу для определения предельного значения внутренней мощности однопоточной турбины (с учетом допускаемого значения напряжения на растяжение для материала лопаток [р]):

                                       .                                               (10.8)

Из этой формулы следует, что предельная мощность турбины кроме располагаемого теплоперепада турбины Нот, ее относительного внутреннего КПД oiт, коэффициентов m и kразгр зависит от следующих величин:

  1.  напряжения растяжения, значение которого определяется допустимым напряжением [р] для материала лопатки (для высоколегированной стали [р]450 МПа);
  2.  плотности материала лопатки ст (для нержавеющих сталей ст=7,8103 кг/м3);
  3.  скорости с2, определяемой ограничениями потерь с выходной скоростью Нвс=0,5с22 и допустимым диапазоном режимов течения по числу Маха (Мс20,9). Для мощных турбин потери энергии с выходной скоростью составляют 20-40 кДж/кг. Их изменение для влажнопаровых турбин АЭС оказывает большее влияние на экономичность, чем для турбин, работающих с перегретым паром;
  4.  удельного объема v2 водяного пара, зависящего от давления рк в конденсаторе;
  5.  частоты вращения ротора n (при переходе с n=50 с-1 к n=25 с-1 предельная мощность турбины увеличивается в четыре раза).

     Например, для стальных лопаток при n=50 с-1 реализуется предельное значение площади рабочей решетки последней ступени =8,6 м2, при которой внутренняя  мощность турбины при р0=23,5 МПа, t0=565 0С и рк=4 кПа  Niпред=117 МВт.

      Располагаемый теплоперепад турбины зависит от параметров пара перед турбиной. Сегодня кроме сверхкритических параметров водяного пара (р0=23,5 МПа) начинают применять и сверхвысокие его параметры (СВП) с давлением р0=25…39 МПа и температурой t0=570…6000С, что увеличивает располагаемый теплоперепад турбины Нот. В турбоустановках с СВП чаще применяются две ступени промперегрева, что увеличивает термический КПД турбоустановки и значение располагаемого теплоперепада турбины. Следует понимать, что для турбин АЭС, работающих на влажном паре (р0=5…7 МПа), Н0т значительно меньше, чем для турбин перегретого пара, что определяет сокращение их предельной мощности примерно на 20%. Повышение давления рк в конденсаторе, например, с 3,5 кПа до 5,0 кПа увеличивает предельную мощность при прочих равных условий на 43% (за счет уменьшения удельного объема пара v2). Но, при этом, абсолютный электрический КПД паротурбинных установок ТЭС уменьшается на Э/Э=0,5% и на Э/Э=0,9% для турбоустановок АЭС. В общем случае выбор давления в конденсаторе зависит от климатических условий места нахождения электростанции, системы ее водоснабжения, вида и стоимости топлива, а также ряда других факторов.

10.3. Способы повышения мощности паровых турбин

  1.  Переход к варианту исполнения турбины с частотой вращения ротора n=25 с-1 (тихоходные турбины). Такие решения используются в паровых турбинах насыщенного пара для АЭС. При этом применяют четырехполюсный электрогенератор. Уменьшение частоты вращения n в два раза позволяет в соответствии с (10.8) увеличить предельную мощность однопоточной турбины в четыре раза. В реальных условиях из-за большого роста габаритных размеров турбины и конденсатора, а также строительных конструкций машинного зала АЭС, увеличение мощности турбины с переходом на n=25 с-1 меньше. Но предельные значения длины рабочих лопаток последней ступени ЦНД таких турбин в 1,5 раза больше, чем у быстроходных турбин с частотой вращения ротора n=50 с-1 (см. рис. 9.5,в).
  2.  Использование вместо стальных лопаток из титанового сплава, которые обладают вдвое большей удельной прочностью [р]/тит из-за меньшей плотности этого сплава (тит4500 кг/м3). Использование титановых сплавов для рабочих лопаток позволяет повысить предельную мощность в 1,5 раза. Рабочие лопатки из титанового сплава применяются в последних ступенях ЦНД турбины К-1200-23,5 ЛМЗ (табл. 10.1). При длине рабочих лопаток l2=1200 мм обеспечивается аксиальная площадь рабочей решетки =11,3 м2 (предельная мощность одного потока в этой турбине составляет 200 МВт). Такая лопатка применена и в быстроходной турбине ЛМЗ К-1000-5,9 для АЭС. Существуют проекты рабочих лопаток длиной l2=1350…1500 мм.

Таблица 10.1. Основные характеристики ЦНД мощных паровых турбин 

Турбина

Завод

Давление рк, кПа

Длина l2, мм

Средний диаметр d2, мм

Число ЦНД и

выхлопов

Суммарная площадь F2, м2

К-500-23,5-4

К-800-23,5-3

К-1200-23,5-3

К-1000-5,9-2

К-1000-5,9/25

ЛМЗ

«

«

«

ХТЗ

3,3

3,4

3,5

4,9

6,0

960

960

1200

1200

1450

2480

2480

3000

3000

4150

2х2

3х2

3х2

4x2

3х2

29,92

44,88

67,86

90,48

113,4

  1.  Использование в компоновке турбоагрегатов нескольких ЦНД двухпоточного исполнения (2-3 ЦНД в мощных турбинах ТЭС (табл. 10.1) и 2-4 ЦНД в турбинах АЭС). Ранее, на рис. 10.1, показана компоновка турбины К-800-23,5 ЛМЗ с тремя двухпоточными ЦНД. В турбине К-1200-23,5 (рис. 10.5) шесть потоков в ЦНД позволяют получить номинальную мощность 1200 МВт (ее максимальная мощность Nэмах=1400 МВт).

   а) цилиндр высокого давления

б) цилиндр среднего давления

в) цилиндр низкого давления (один из трех)

Рис. 10.5. Примеры  исполнения цилиндров паровой турбины К-1200-23,5 ЛМЗ

  1.         Использование в ЦНД двухярусной предпоследней ступени (ступени Баумана). Через верхний ярус такой ступени одна треть расхода пара направляется в конденсатор, минуя последнюю ступень, предельную по характеристикам прочности (рис. 10.6). В результате предельная мощность такой ступени увеличивается в 1,5 раза. Ступени Баумана применяются, например, в ЦНД паровой турбины К-215-12,8 ЛМЗ.

Рис. 10.6. Проточная часть ЦНД со ступенью Баумана

10.4. Определение размеров последней ступени турбины

Поиск оптимального решения по размерам последних ступеней является задачей технико-экономического расчета. В первом приближении определение размеров при известном значении расхода водяного пара в конденсатор Gк и числе выхлопов i в ЦНД турбины осуществляется следующим образом:

  1.  оценивают (см. лекцию №11) относительный внутренний КПД цилиндров (oiЦВД=0,82…0,87; oiЦСД=0,86…0,92; oiЦНД=0,78…0,83);
  2.  по значению р2к в конце процесса расширения определяют удельный объем v2;
  3.  задаются потерями с выходной скоростью Нвс (для мощных турбин 20…40 кДж/кг) и определяют значение средней скорости с2= (рис. 10.7).

Рис. 10.7. К выбору уровня потерь с выходной скоростью (а) и эффективности последних

ступеней (б) ЦНД: 1 – l2=550 мм, dк=1350 мм; 2 – l2=755 мм, dк=1350 мм; 3 – l2=755 мм, dк=1520 мм; 4 – l2=960 мм, dк=1520 мм; 5 – l2=1000 мм, dк=1800 мм; 6 – l2=1200 мм, dк=1800 мм

  1.  вычисляют число Мс222, значение которого должно быть меньше 0,75…0,85. Скорость звука а2=, где показатель адиабаты k находят с учетом влажности водяного пара (k=1,1…1,12);
  2.  по формуле (10.4) определяют аксиальную площадь 2=d2l2. Для обеспечения умеренных напряжений в рабочих лопатках принимаются значения 2=4-6 м2;
  3.  задаются значением параметра 2=d2/l2 (желательно 23). В ступенях с предельными напряжениями значения 2,723 (в крайних случаях 2=2,4…2,7);
  4.  определяют средний диаметр ступени

                                       ;                                             (10.9)

  1.  вычисленная длина рабочей лопатки l2=d2/2 сопоставляется и корректируется в соответствии с длиной лопатки заводского исполнения (табл. 10.2).  

Если найденные размеры превышают наибольшие из известных ступеней, то следует пересмотреть значения величин в (10.9) с целью приближения длины рабочей лопатки l2 к значениям, используемым в практике. Следует помнить, что увеличение потерь с выходной скоростью Нвс последней ступени, приводящее к уменьшению ее размеров, ухудшает экономические показатели турбины.

Таблица 10.2. Основные характеристики последних ступеней паровых турбин

Марка турбины

Завод- изготови-тель

Давление рк, кПа

Длина рабочей лопатки

 l2, мм

Средний диаметр

d, мм

Число

ЦНД

и

выхлопов

Суммарная площадь

F2, м2

К-50-8,8-3

К-100-8,8-6

К-125-12,8

К-210-12,8-3

К-300-16,6-2

К-500-16,3-2

К-300-23,5-3

К-500-23,5-4

К-800-23,5-3

К-1200-23,5-3

Т-180/210-12,8-1

Т-180/210-12,8-2

ПТ-80/100-12,8/1,3

ПТ-60/75-12,8/1,3

Р-50/60-12,8/1,3-2

К-1000-5,9-1

К-1000-5,9-2

К-800-12,8

К-170-12,8-3

К-300-23,5-2

К-310-23,5-3

К-320-23,5-4

К-500-17,7

К-500-23,5-2

К-220-4,4/25-3

К-220-4,4/25-4

К-500-6,4/25-2

К-750-6,4/50

К-500-5,9/25

К-1000-5,9/25-1

К-1000-5,9/25-2

К-1100-5,9/25-4

Т-250/300-23,5-3

Т-185/220-12,8-2

Т-110/120-12,8-5

Т-50/60-12,8-6

ПТ-135/162-12,8/1,5

ПТ-50/60-12,8/0,7

Р-100-12,8/1,3-2

ЛМЗ

«

«

«

«

«

«

«

«

«

«

«

«

«

«

(для АЭС)

«

«

ХТЗ

«

«

«

«

«

(для АЭС)

«

(РБМК-1000)

«

(ВВЭР-1000)

«

«

«

ТМЗ

«

«

«

«

«

«

3,4

3,4

3,9

3,9

6,4

5,9

3,4

3,3

3,4

3,5

6,5

6,3

-

-

-

4,9

4,0

3,9

3,8

3,6

3,7

4,8

2,7/5

3,9

3,0

6,3

3,9

4,4

6,0

4,0

3,7

4,0

5,8

5,0

5,6

5,1

6,2

5,4

3,0 МПа

665

665

960

765

755

960

960

960

960

1200

640

755

665

665

122

1200

1200

1200

780

1050

1030

1030

1030

1030

1030

920

852

1030

1450

1450

1450

1450

940

830

550

458

830

550

127

2000

2000

2480

2100

2275

2480

2480

2480

2480

3000

2090

2205

2000

2000

931

3000

3000

3000

2125

2250

2530

2530

2530

2530

2530

2820

2352

2530

4150

4150

4150

4150

2390

2280

1915

1596

2280

1915

1127

1х1

1х2

1х1

1х2

1х2

2х2

1х3

2х2

3х2

3х2

1х2

1х2

1х2

1х1

1х1

4x2

4x2

2x2

1x2

1x2

1x2

1x2

2x2

2x2

2х2

1х2

4х2

4х2

1х2

3х2

3х2

3х2

1х2

1х2

1х2

1х1

1х1

1х1

1х1

4,18

8,36

7,48

15,28

29,92

16,2

22,44

29,92

44,88

67,86

8,4

10,46

4,18

4,18

0,36

90,48

90,48

45,24

10,41

25,23

16,37

16,37

32,74

32,74

32,74

16,3

50,36

65,48

37,8

113,4

113,4

113,4

14,1

11,8

6,62

2,3

11,8

3,31

-

Лектор: В.Ф. Касилов


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

75764. Теоретические основы и практические функции БЖД 21.59 KB
  Иначе говоря традиционно в данном научном направлении рассматривается преимущественно лишь локальная система жизнедеятельности как образующая своего рода фундамент безопасности для системы более высокого уровня так называемой глобальной системы жизнедеятельности. Соответственно можно выделить пространство локальной безопасности жизнедеятельности которое составляет часть более общего пространства глобальной безопасности жизнедеятельности. Кроме того говоря о локальной безопасности жизнедеятельности следует учитывать что в последнее время...
75765. Индивидуальный и социальный риск 15.64 KB
  Индивидуальный и социальный риск Наиболее распространенной оценкой опасности является риск. Риск частота реализации опасностей. Риск расценивается или как опасное условие при котором выполняется деятельность или же как действие совершаемое в условиях неопределенности. Различают индивидуальный и социальный риск.
75766. Основные задачи БЖД 12.77 KB
  Основные задачи БЖД Безопасность жизнедеятельности представляет собой область научных знаний охватывающих теорию и практику защиты человека от опасных и вредных факторов во всех сферах человеческой деятельности сохранение безопасности и здоровья в среде обитания. Эта дисциплина решает следующие основные задачи: идентификация распознавание и количественная оценка негативных воздействий среды обитания; защита от опасностей или предупреждение воздействия тех или иных негативных факторов на человека; ликвидация отрицательных последствий...
75767. Опасность – центральное понятие БЖД 14.38 KB
  Опасность – центральное понятие БЖД Опасность центральное понятие в науке БЖД под которым подразумеваются любые явления процессы объекты свойства предметов способные в определенных условиях причинить ущерб здоровью и жизни человека. Опасность хранят все системы имеющие энергию химически или биологически активные компоненты а так же свойства несоответствующие условиям жизнедеятельности человека. Потенциальный означает опасность возможная скрытая отложенная на потом. Признаками определяющими опасность являются: ...
75768. Номенклатура опасностей. Идентификация опасностей 16.99 KB
  Номенклатура опасностей. Идентификация опасностей. В процессе идентификации выявляются номенклатура опасностей. Главное в идентификации заключается в установлении возможных причин проявления опасностей.
75769. ДИАГНОСТИКА РЕЗУЛЬТАТОВ ОСВОЕНИЯ МЛАДШИМИ ШКОЛЬНИКАМИ СОДЕРЖАТЕЛЬНОЙ ЛИНИИ «ЧЕЛОВЕК-ОБЩЕСТВО» 179 KB
  Система диагностики результатов освоения младшими школьниками образовательной области Окружающий мир. Оценивание как основой метод диагностики результатов освоения содержательных линий. Оценивание метапредметных результатов освоения содержательных линий образования.
75770. Методы теории вероятностей в анализе безопасности и надежности летательных аппаратов 1.04 MB
  Теория вероятностей возникла в середине 17 в. То, что случайные явления представляют собой не исключение, а правило в реальном мире, было замечено еще в древности. Об этом словами Лукреция Кара прекрасно говорит Альфред Реньи.
75771. НОРМАТИВНО-ПРАВОВОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ АВТОРСКОГО ПРАВА НА ИНТЕРНЕТ-САЙТ 198 KB
  Цели и задачи работы. Целью данной работы является формирование целостного представления о сети Интернет как о явлении, имеющем правовое значение, выявление основополагающих моментов в регулировании ее деятельности. Достижение этой цели зависит от решения следующих задач...