Курсовая работа: Проект привода ленточного конвейера

💣 👉🏻👉🏻👉🏻 ВСЯ ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

Согласно заданию требуется разработать привод ленточного транспортера, состоящий из электродвигателя, клиноременной передачи и двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора.
Требуется выбрать электродвигатель, рассчитать зубчатые передачи, спроектировать и проверить пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора, разработать рабочие чертежи деталей: выходного вала, зубчатого колеса, крышек подшипников, шкива.
Электродвигатель выбирается исходя из потребной мощности и частоты вращения. Зубчатая передача рассчитывается по условиям контактной и изгибной выносливости зубьев, проверяется на статическую прочность. Параметры ременной передачи принимаются по результатам расчета на тяговую способность. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет) и проверяются на выносливость по коэффициенту запаса прочности.
Шпоночные соединения проверяются на смятие, и размеры принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Типовой размер муфты определяется исходя из передаваемого момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.
Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода определяются конструктивными и технологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок.
При расчёте и проектировании ставится цель получить компактную, экономичную и эстетичную конструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода.
Привод состоит из электродвигателя, клиноременной передачи и 2-х ступенчатого циллиндрического редуктора. Движение от электродвигателя через клиноременную передачу 1-2 передается на входной вал редуктора 2-3. Через косозубую цилиндрическую передачу 3-4 передается движение на промежуточный вал 4-5 и далее через косозубую цилиндрическую передачу 5-6 на выходной вал редуктора – 6, который упругой муфтой соединен с валом барабана транспортера.
1.2.1 Требуемая мощность электродвигателя

где Р вых
- общая мощность на выходе, кВт.
h общ
= h 12
×h 34
×h 56
×h 4
п
×h м
где,
h 34
- КПД косозубой цилиндрической передачи 3-4;
h 56
- КПД косозубой цилиндрической передачи 5-6;
h общ
= 0,95 ×0,97×0,97 ×0.99 4
×0,98= 0,841
Р вых
= F t
× V, где F t
- окружное усилие на барабане, кН ;
Р вых
= 8700∙0,45 = 3915Вт = 3,9 кВт;
n э
.
тр
= n вых
×i 12
×i 34
× i 56

где, i 12
-передаточное отношение передачи 1-2
i 34
- передаточное отношение передачи 3-4
i 56
- передаточное отношение передачи 5 - 6
n вых
- требуемая частота вращения на выходе привода
Параметры: P = 5,5 кВт, n эд
= 960 мин -1
.
Рисунок 2-Электродвигатель 132
S
6.

где U ред
– передаточное число редуктора;
U 12
– передаточное число ременной передачи (U 12
=3).
1.4 Кинематический и силовой расчет

1.4.1 Мощность, передаваемая на валы привода

где P 1
– мощность на 1-ом валу, Вт;
P 23
– мощность, передаваемая на вал 2-3, Вт;
P 45
– мощность, передаваемая на вал 4-5, Вт;
P 6
– мощность, передаваемая на выходной вал редуктора, Вт.
1.4.2 Частота вращения валов привода

1.4.3 Угловые скорости вращения валов

2.1 Критерии работоспособности и расчета

Критериями работоспособности зубчатой косозубой цилиндрической передачи являются:
Расчет на прочность ведется от определения допускаемых контактных напряжений и определения допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.
Таблица 2
Выбор материала зубчатых колес.

2.4.1 Допускаемые контактные напряжения

В соответствии с ГОСТ 21354-75 допускаемые контактные напряжения равны
где у HlimB
– предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм 2
;
S H
– коэффициент безопасности (для зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшение) S H
= 1.1).
При способе термической обработки, как улучшение, для сталей 45 и 40Х предел контактной выносливости поверхности зубьев
где N HO
– базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости;
N HE
– эквивалентное число циклов перемены напряжений.
где n i
– частота вращения того зубчатого колеса, для которого определяется допускаемое напряжение, мин -1
;
c – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один оборот (c = 1);
T n
– максимальный из длительно действующих моментов;
t 1
,t 2
– время действия моментов.
где - срок службы привода, годы ( =9);
- количество рабочих часов в каждую смену ( ).
Для цилиндрических передач с косыми зубьями в качестве расчётных напряжений принимаются:
2.4.2 Допускаемые напряжения у ножки зуба

где у 0
Flim
– предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений, Н/мм 2
;
S F
– коэффициент безопасности (принимаем S F
= 1.75 для улучшенных сталей 45, 40Х ).
где N FO
– базовое число циклов перемены напряжений ( );
N FE
– эквивалентное число циклов перемены напряжений ( ).
2.4.3 Максимальные допустимые напряжения

Для зубьев зубчатых колес, подвергнутых улучшению
где у т
– предел текучести материала при растяжении, Н/мм 2
.
где у FlimM
– предельное значение напряжения, не вызывающего остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, Н/мм 2
;
S FM
– коэффициент безопасности (для улучшенных сталей 45, 40Х S FM
= 1.75).
2.5.1 Определение коэффициентов перегрузки

Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:
при расчете на контактную выносливость
при расчете на изгибную выносливость
где K H
в
, K F
в
– коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (ширине зубчатого венца);
K HV
, K FV
– динамические коэффициенты (учитывают внутреннюю динамику передачи).
По ГОСТ 21354-75 быстроходная передача 3-4 – 3 схема, тихоходная передача 5-6 – 5 схема, тогда ориентировочное значение коэффициентов концентрации нагрузки по длине можно определить из графиков .
где u – передаточное число рассчитываемой передачи.
Значение коэффициентов K HV
и K FV
выбирают в зависимости от окружной скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости зуба.
где n ш
– частота вращения шестерни, мин -1
;
C V
– вспомогательный коэффициент (для косозубых цилиндрических передач и 1 группы термообработки C V
= 1500);
Выбираются значения коэффициентов K HV
и K FV

Цель расчета: определение геометрических размеров передачи, выполненной в герметичном корпусе.
Принимаем мм из стандартного ряда.
Принимаем мм из стандартного ряда.
Определяем числа зубьев зубчатых колёс:
Ширину шестерни принимаем на 5 миллиметров больше.
т.к. полученное значение скорости находится в том же диапазоне при выборе и , то коэффициенты и остаются прежними.
Допускается недогруз передачи до 10%.В данном случае недогруз составляет 6,8%.
,где Y F
-коэффициент прочности зуба(выбирается в зависимости от приведённого числа зубьев колёс).
5. Диаметр делительной окружности шестерни
6. Диаметр делительной окружности колеса
7. Диаметр окружности выступов шестерни
8. Диаметр окружности выступов колеса
9. Диаметр окружности впадин шестерни
10. Диаметр окружности впадин колеса
11. Ширина зубчатого венца шестерни
Цель расчета: определение геометрических размеров передачи, выполненной в герметичном корпусе.
Принимаем мм из стандартного ряда.
Принимаем мм из стандартного ряда.
Определяем числа зубьев зубчатых колёс:
Ширину шестерни принимаем на 5 миллиметров больше.
После определения основных геометрических размеров необходимо выполнить проверочные расчеты по контактным напряжениям, напряжениям изгиба и по предельным напряжениям с целью предотвращения возможных ошибок.
т.к. полученное значение скорости находится в том же диапазоне при выборе и , то коэффициенты и остаются прежними.
Допускается недогруз передачи до 10%.В данном случае недогруз составляет 8,3%.
где Y F
-коэффициент прочности зуба(выбирается в зависимости от приведённого числа зубьев колёс).
5. Диаметр делительной окружности шестерни
6. Диаметр делительной окружности колеса
7. Диаметр окружности выступов шестерни
8. Диаметр окружности выступов колеса
9. Диаметр окружности впадин шестерни
10. Диаметр окружности впадин колеса
11. Ширина зубчатого венца шестерни
Выбираем сечение клинового ремня, предварительно определив угловую скорость и номинальный вращающий момент ведущего вала:
При таком значении вращающего момента принимаем сечение ремня типа А, минимальный диаметр . Принимаем .
Определяем передаточное отношение i без учета скольжения
Находим диаметр ведомого шкива, приняв относительное скольжение е = 0,015:
Ближайшее стандартное значение . Уточняем передаточное отношение i с учетом:
Расхождение с заданным составляет 1,5 %, что не превышает допустимого значения 3%.
Определяем межосевое расстояние а: его выбираем в интервале
принимаем близкое к среднему значение а = 450 мм.
Ближайшее стандартное значение L = 1400 мм.
и определяем новое значение а с учетом стандартной длины L:
По таблице определяем величину окружного усилия , передаваемого клиновым ремнем: на один ремень.
Допускаемое окружное усилие на один ремень:
Определяем усилия в ременной передаче, приняв напряжение от предварительного натяжения
Предварительное натяжение каждой ветви ремня:
Шкивы изготавливать из чугуна СЧ 15-32, шероховатость рабочих поверхностей .
Сила предварительного натяжения одного ремня
Сила предварительного натяжения одной ветви комплекта ремней передачи
Натяжение ветвей комплекта ремней передачи, нагруженной номинальной мощностью P
Натяжение F 1
ведущей ветви комплекта ремней
Натяжение F 2
ведомой ветви комплекта ремней
, где Т - момент на быстроходном валу, Н×м;
мм принимаем d = 35 мм; хвостовик конический (М20´1,5),
Диаметр участка вала под подшипник:
где, t - высота заплечника, мм; t = 2мм ,
где, r - координата фаски подшипника, мм r = 2,5мм ,
Рисунок 6-Эскиз промежуточного вала 4-5

, где Т 45
-момент на промежуточном валу;
d БК
³ d К
+ 3×f , где f -размер фаски колеса; f = 1,6мм ,
d БК
³ 45 + 3×1,6 ³49,8 мм Принимаем d БК
= 50мм
d БК
=d К
+3×f , где f– размер фаски колеса; f =2,6мм ,
Подбираются шпонки призматические (ГОСТ 23360-78).
где T – передаваемый вращающий момент;
d ср
– диаметр вала (средний) в месте установки шпонки;
Проверочный расчет шпонки 6Ч6Ч40 ГОСТ 23360-78, на валу 2-3.
Т.к. материал ступицы (шкив) – чугун, то допускаемое напряжение смятия [у см
] 2-3
= 80 Н/мм 2
.
Проверочный расчет шпонки 14Ч9Ч32 ГОСТ 23360-78, на валу 4-5.
Т.к. материал ступицы (зубчатое колесо 4) – сталь, то допускаемое напряжение смятия
Проверочный расчет шпонки 18Ч11Ч56 ГОСТ 23360-78, на валу 6 под зубчатое колесо 6.
Т.к. материал ступицы (зубчатое колесо 6) – сталь, то допускаемое напряжение смятия
Проверочный расчет шпонки 12Ч8Ч63 ГОСТ 23360-78, на валу 6 под полумуфту.
Т.к. материал ступицы (полумуфта) – чугун, то допускаемое напряжение смятия
Т.к. , то необходимо поставить две шпонки под углов 180 є
, считая, что каждая шпонка передает половину нагрузки.
Проверка показала, данные шпонки можно использовать в шпоночных соединениях редуктора.
Исходя из условий работы данного привода, будет использоваться втулочно-пальцевая муфта (ГОСТ 20884-93). Муфта выбирается по диаметру вала и по величине расчетного момента
где k – коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия, для ленточных транспортеров при нагрузке спокойной – k = 1.5 (табл. 9.3, стр. 172, /8/).
Таблица 5
.Основные параметры МУВП

Упругие элементы рассчитываются на смятие:
у см
=2×T/(z×D×d п
×l вт
)≤[ у см
],
у см
=2×10 3
×1216/(8×220×22×110)=0.54≤2 МПа
7 Определение реакций опор промежуточного вала и построение эпюр

Для проверки выбираем промежуточный вал 2-3. Так как на него действует большее количество сил.
Рассмотрим проекции сил в плоскости ХZ :
-F t
2
×55 + F t
5
× 125 – R ХВ
× 175 =0;
-F t
5
×50 + F t
4
× 120 – R ХА
× 175 =0;
Проверка: SF IX
=0; R ХА
- F t
4
+ F t
5
- R ХВ
= 31,7 – 1198,9 + 2766,25 – 1599 = 0.
Рассмотрим проекции сил в плоскости УZ:
-F r4
× 55 - F a4
× 127,5 – F r5
× 125 + F a5
× 48,7 + R У
B
× 175 =0;
F r5
×50 + F a5
× 48,7 + F r4
× 120 – F a4
× 127,5 - R УА
× 175 =0;
Проверка: SF IY
=0; R Y
А
- F r
4
- F r
5
+ R Y
В
= 859,5 – 442,7 – 1020,1+ 593,2 = 0.
Определим значения изгибающих моментов:
Сечение 1: 0 < X 1
<0.055м. Сечение 2: 0 < X 2
<0.70м.
M X
= R ХА
× X 1
M X
= R ХА
× (0,055 + X 1
) - F t
4
× X 2

M X
(0)
= 0 M X
(0)
= 31,7 × 0,055 = 1,74 Н×м
M X
(0.036)
= 31,7× 0.055 = 1,74 Н×м M X
(0.138)
= 31,7 × 0,125 – 1198,9 × 0,7 = -79,95 Н×м
M X
(0.042)
= -1599 × 0.05 = -79,95 Н×м
M У(0.036)
=859,5 × 0.055 = 47,5Н×м
M У
= R УА
× (0,055 + У 2
) – F r
4
× У 2
+ F a
4
× 0,0127
M У(0)
= 859,5 × 0,055 + 442,7 × 0,0127 = 53 Н×м
M У(0.7)
= 859,5 × 0,125 – 442,7 × 0,7 + 5,6= 98,5 Н×м
M У(0.05)
= 593,2 × 0.05 = 29,66 Н×м
7.1 Проверочный расчет промежуточного вала

Проверочный расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) напряжениями [S]. Прочность соблюдена при S >= [S] .
Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений вала.
Сечение А - А
: Концентратором напряжений является шпоночный паз.
где у а
и ф а
─ амплитуды напряжений цикла;
ш ф
D
─ коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений.
у а
=10 3
·М/W; ф а
=10 3
·М к
/2W к

W=р·d 3
/32-b·h·(2d-h) 2
/(16d)=3.14·45 3
/32-14·9(2·45 -9) 2
/(16·45) = 8045мм 3

W к
=р·d 3
/16-b·h·(2d-h) 2
/(16d)= 3.14·45 3
/16-14·9(2·45-9) 2
/(16·45) = 16987мм 3

у -1
D
= у -1
/К у
D
; ф -1
D
= ф -1
/К ф
D
,
где К у
D
и К ф
D
─ коэффициенты снижения предела выносливости.
К у
D
=( К у
/ К d
у
+1/ К F
у
-1)/ К V
,

К ф
D
=( К ф
/ К d
ф
+1/ К F
ф
-1)/ К V
,

где К у
и К ф
─ эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
К d
т
и К d
ф
─ коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
К F
т
и К F
ф
─ коэффициенты влияния качества поверхности;
К V
─ коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
К у
D
=( 2,2/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,77
К ф
D
=( 1,75/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,21
у -1
D
= 410 / 2,77 =148 МПа; ф -1
D
= 230 /2,21 = 104.1 МПа
S у
= 148 / 6,6 = 22,4 S ф
= 104.1 / (9.3 + 0,035 × 9.3) = 10.8
Проверка показала, что коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.
Сечение Б-Б:
Концентратором напряжений является галтель у шестерни.
у а
=10 3
·М/W; ф а
=10 3
·М к
/2W к

W=р·d 3
/32=3.14·50 3
/32=12267 мм 3

W к
=р·d 3
/16=3.14·50 3
/16=24531 мм 3

у а
=10 3
· 126,8 / 12267 = 10,3 МПа
ф а
=10 3
· 130 / 2 · 24531 = 2,6 МПа
у -1
D
= у -1
/К у
D
; ф -1
D
= ф -1
/К ф
D
,
где К у
D
и К ф
D
─ коэффициенты снижения предела выносливости.
К у
D
=( К у
/ К d
у
+1/ К F
у
-1)/ К V
,

К ф
D
=( К ф
/ К d
ф
+1/ К F
ф
-1)/ К V
,

К у
D
=( 2,2/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,77
К ф
D
=( 1,75/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,21
у -1
D
= 410 / 2,77 =148 МПа; ф -1
D
= 230 /2,21 = 104.1 МПа
S у
= 148 / 10,3= 14,4 S ф
= 104.1 / (2,6 + 0,045 × 2,6) = 38,5
Проверка показала, что коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.
8 Проверка пригодности подшипников промежуточного вала 2 – 3

Предварительно назначаем радиальные шариковые подшипники лёгкой серии 207. Схема установки подшипников - враспор.
C r
= 20100 H; e = 0,26; Y =1,71;X=0,56 .
Минимально необходимые для нормальной работы подшипников осевые силы:
F aAmin
= 0.83 × e × R A
= 0,83 × 0,26 × 860,08= 185,6 H
Значения осевых сил берём из расчёта зубчатых передач:
F a
4
= 204,9H; F a
5
= 450H , тогда F A
= F a
5
+ F a
4
= 754,9H.
Отношение F a
А
/ (V × R A
) = 754,9/1× 860,08 =0,87, что больше e = 0,26. Тогда для опоры А: Х =0,56; Y = 1,71.
Найдём эквивалентную динамическую радиальную нагрузку:
где коэффициенты V = 1, К б
= 1,2 , К Т
= 1
Вычисляем ресурс работы подшипника:
где, С r
- базовая радиальная динамическая грузоподъёмность подшипника, Н
Р r
- эквивалентная радиальная динамическая нагрузка, Н
к=3 - показатель степени для шариковых подшипников;
а 1
=1 - коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от надежности (90%);
а 23
=0,75 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника.
Расчётная долговечность должна отвечать условию
где t S
─ требуемый ресурс, t S
= 21600 ч.
Данное условие выполняется, следовательно, подшипники 207 пригодны.
Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор
Расстояние b 0
между дном корпуса и поверхностью колес
В двухступенчатых соосных редукторах между торцевыми поверхностями шестерни быстроходной ступени и колеса тихоходной ступени расположены два подшипника опор соосных валов. Расстояние l s
между зубчатыми колесами
где T 3
и T 6
– ширины подшипников опор быстроходного и тихоходного валов.
принимаются фундаментальные болты с резьбой М20;
При минимальном количестве масла смазывание редуктора осуществляется погружением колеса на высоту зуба в масло - картерное смазывание. Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач. При смазывании колес погружением на подшипники попадают брызги масла, стекающего с колес, валов и стенок корпуса.
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в смазку (масло), заливаемую внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 1/3. Объем масляной ванны 4…6 л.
По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях до 1000 Н/мм 2
и скорости V до 2 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 мм 2
/с. По таблице из справочной литературы принимаем масло индустриальное И-Г-А-46 (табл. 11.1-11.3, стр. 200, /4/).
Контроль масла, находящегося в корпусе редуктора осуществляется с помощью жезлового маслоуказателя.




Крышки торцовых узлов на подшипниках качения: H7/h8.
Перед сборкой полость корпуса редуктора подвергают очистке и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида.
На входной вал насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100˚С.
На промежуточный вал насаживают подшипник предварительно нагретый в масле до 80 - 100˚С.Затем закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала. Насаживают подшипник предварительно нагретый в масле до 80 - 100˚С.
На выходной вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо, насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100˚С.
Валы устанавливают в корпус. Для центровки устанавливают крышку редуктора на корпус с помощью цилиндрических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку редуктора с корпусом.
На конические хвостовики входного и выходного валов закладывают шпонки и надевают муфту и шкив.
Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляя крышку винтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе установленной техническими условиями.




1. Согласно заданию был разработан привод - редуктор цилиндрический.
2. Был выбран электродвигатель, рассчитаны зубчатые передачи, спроектированы и проверены на пригодность шпоночные соединения, подшипники, разработан общий вид редуктора, разработаны рабочие чертежи деталей..
3. Электродвигатель был выбран исходя из потребной мощности и условий работы привода.
4. Шпоночные соединения были проверены на смятие.
5. Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода были определены конструктивными и технологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок.


1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие-4-е изд.,исп.- М.: Высш.щк.,1985-415 с.,ил..
2. Левитский И. Г. Расчет клиноременной передачи: Методические указания по курсовому проектированию. Хабаровск, издательство ХГТУ, 1991.
3. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. М.: Машиностроение, 1979.

Название: Проект привода ленточного конвейера
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа
Добавлен 11:17:55 02 декабря 2010 Похожие работы
Просмотров: 57
Комментариев: 9
Оценило: 1 человек
Средний балл: 5
Оценка: неизвестно   Скачать

Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.

Курсовая работа: Проект привода ленточного конвейера
Контрольная Работа Семакин 9 Класс
Реферат: История Русского театра. Скачать бесплатно и без регистрации
Курсовая работа по теме БАДы. Из чего делают и с чем едят. Противники и сторонники биологических активных добавок к пище
Сочинение: Лирика Пушкина 1830х годов
Математика 5 Класс Мерзляк Контрольные Работы
Топик: School in Great Britain
Мини Сочинение На Тему Скоро Зима
Реферат по теме Производственная система Тойоты и ее возможности в фарминдустрии
Курсовая работа по теме Технологія виробництва азотної кислоти
Сочинение На Тему Разговор С Собой Аргументы
Курсовая работа по теме Учетная политика банка
Курсовая работа по теме Организация производства условного нефтехимического предприятия
Эссе Морали
Виды И Характеристика Сканеров Курсовая
Приобщение Детей К Русской Народной Культуре Реферат
Курсовая работа по теме Сюжетно-композиционное построение журналистского произведения
Моя Родина Казахстан Эссе
Дипломная работа по теме Организация и совершенствование стимулирования труда в учреждении
Реферат Политика Государства
Примеры Декабрьских Сочинений По Направлению Забвению Не
Сочинение: Автор и его герои по роману Н. С. Лескова «Соборяне»
Реферат: Арника горная 2
Книга: Психология как профессия, Климов Е.А.