Курсовая работа: Редуктор двухступенчатый соосный двухпоточный с внутренним зацеплением тихоходной ступени

⚡ 👉🏻👉🏻👉🏻 ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО КУЛЬТУРЕ И КИНЕМАТОГРАФИИ
САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту
"Редуктор двухступенчатый соосный двухпоточный с внутренним зацеплением тихоходной ступени"
Техническое задание на курсовое проектирование. 3
1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя. 4
2. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений. 9
3. Расчет тихоходной ступени привода. 11
3.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям.. 14
3.3 Проверочный расчет зубьев на изгиб. 15
4. Расчет быстроходной ступени привода. 17
5. Проектный расчет валов редуктора. 20
5.1 Расчет тихоходного вала редуктора. 21
5.2 Расчет быстроходного вала редуктора. 25
6. Подбор и проверочный расчет шпонок. 36
7. Проверочный расчет валов на статическую прочность. 39
8. Выбор и проверочный расчет подшипников. 43
9. Выбор масла, смазочных устройств. 46
Список использованной литературы.. 48
редуктор зубчатый цилиндрический двухступенчатый соосный двухпоточный с внутренним зацеплением тихоходной ступени;
Потребный момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Тим=30Нм;
Угловая скорость вала ИМ ωим=5,8с-1.
рабочие чертежи деталей тихоходного вала: зубчатого колеса, вала, крышки подшипника.
потребный момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Тим=30Нм;
угловая скорость вала ИМ ωим=5,8с-1;
Определяем общий КПД привода по схеме привода
где [1, с.9,10]: ηзп=0,972 - КПД зубчатой цилиндрической передачи;
ηп=0,994 - коэффициент, учитывающий потери на трение в подшипниках 4-х валов.
Сделав подстановку в формулу (1.1) получим:
Определяем потребную мощность электродвигателя [1, с.9]
где Nэд - требуемая мощность двигателя:
Выбираем электродвигатель [1, с.18, табл. П2]
Определяем номинальную частоту вращения электродвигателя по формуле (5) [1,c.11]:
nном=nдв·(1-S/100); nном=750·(1-0,08);
Определяем угловую скорость вала двигателя
Определяем общее передаточное число привода
Производим разбивку передаточного числа по ступеням. По схеме привода
Назначаем по рекомендации [1, табл.2.3]: U2=5;
Принимаем окончательно электродвигатель марки АИР71В8.
Угловые скорости определяем по формуле
Рис.1 Схема валов привода: 1 - быстроходный вал; 2 - промежуточный вал; 3 - тихоходный вал.
По схеме валов (рис.1) и формуле (1.4) определяем частоты вращения и угловые скорости каждого вала
Определяем мощность на каждом валу по схеме привода
N2=N1 ηзп ηп3=245*0,97*0,993=230Вт;
Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формулам [1, с.12,14]:
Все рассчитанные параметры сводим в табл.1.
Выбираем материал для шестерни и колеса по табл.3.2 [4,c.52]:
шестерня - сталь 40Х, термообработка - улучшение 270НВ,
колесо - сталь 40Х, термообработка - улучшение 250НВ.
Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле [4,c.53]:
где σHlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;
Определяем σHlimb по табл.3.1 [4,c.51]:
σHlimb1 =2×270+70; σHlimb1 =610МПа;
σHlimb2 =2×250+70; σHlimb1 =570МПа.
Сделав подстановку в формулу (2.1) получим
Определяем допускаемое расчетное напряжение по формуле [4,c.53]:
Определяем допускаемые напряжения по по табл.3.1 [4,c.51]:
Определяем межосевое расстояние передачи по формуле [4,c.61]:
Где Ка - числовой коэффициент, Ка =49,5 [4,c.61] ;
КHβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, КHβ =1 для прямозубых колес [4,c.54] ;
=0,315 назначаем по ГОСТ2185-66 с учетом рекомендаций [4,c.61] ;
U - передаточное отношение, U2=5 (см. табл.1):
Т - вращающий момент на колесе, Т3 =42,5 Нм (см. табл.1).
Подставив значения в формулу (3.1) получим:
Принимаем окончательно по ГОСТ6636-69 [4, табл.13.15]
Так как тихоходная ступень внутреннего зацепления определяем разность зубьев зубьев по формуле [5, т.2, c.432]:
Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [2,c.37]:
z1= z2-z1/(U2+1); z1=140/6=23,3; z1=24;
Отклонения передаточного числа от номинального нет.
Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле [5, т.2, c.432]:
Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам [5, т.2, c.432]:
Назначаем точность изготовления зубчатых колес - 7F [2,c.32].
Определяем силы в зацеплении [4, табл.6.1]: окружная
Параметры зубчатой передачи тихоходной ступени
; где α=20° - угол зацепления; (3.8)
Осевые силы в прямозубой передачи отсутствуют.
Все вычисленные параметры заносим в табл.2.
Проверку контактных напряжений производим по формуле {4, c.64]:
где: - К - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач К=436;
КНα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес КНα =1;
КНυ - коэффициент динамической нагруки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, КНυ =1,04 [4, табл.4.3].
Расчетные напряжения изгиба в основании ножки зубьев колеса и шестерни [4, с.67]:
где: КFβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев КFβ =1;
КFv - коэффициент динамической нагруки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, КНυ =1,1 [4, табл.4.3] ;
YF1 и YF2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, YF1 =3,9, YF2 =3,61 [4, табл.4.4].
Подставив значения в формулы (3.11) и (3.12), получим:
Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.
Все вычисленные параметры проверочных расчетов заносим в табл.3.
Межосевое расстояние для быстроходной ступени с учетом того, что редуктор соосный и двухпоточный, определяем половину расстояния тихоходной ступени:
Из условия (3.2) принимаем модуль mn=1,5мм
Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]:
Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [2,c.37]:
z1= zΣ/(U1+1); z1=94/(2,5+1); z1=26,1; принимаем z1=26.
Фактическое передаточное соотношение U1=68/26=2,6
Отклонение передаточного числа от номинального незначительное.
Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [2,c.37]:
Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам [2,c.37]:
Назначаем точность изготовления зубчатых колес - 7А [2,c.32].
Определяем силы в зацеплении (3.7, 3.8):
Осевые силы в прямозубой передачи отсутствуют.
Все вычисленные параметры заносим в табл.4.
Параметры зубчатой передачи быстроходной ступени
Учитывая, что геометрические параметры быстроходной ступени незначительно отличаются от тихоходной, выполнение проверочных расчетов нецелесообразно.
По кинематической схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора по закону равенства действия и противодействия. Для этого мысленно расцепим шестерни и колеса редуктора, при этом дублирующий вал не учитываем.
Рис.2 Схема усилий, действующих на валы редуктора.
Из табл.1,2,4 выбираем рассчитанные значения:
Ft1=166,7 Н; Ft2=1012 Н; Fr1=60,7 Н; Fr2=368 Н;
d1=39мм; d2=102мм; d3=14мм; d4=84мм.
Fm1 и Fm1 - консольные силы от муфт, которые равны [4, табл.6.2]:
Rx и Ry - реакции опор, которые необходимо рассчитать.
Так как размеры промежуточного вала определяются размерами остальных валов, расчет начнем с тихоходного вала.
Схема усилий действующих на валы редуктора представлена на рис.2.
Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [2, табл.8.4] σв=730Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2.
Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение [2,c.161]:
Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа20 (ГОСТ6636-69): мм.
Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.3), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10мм.
Рис.3 Приближенная конструкция тихоходного вала
Учитывая, что осевых нагрузок на валу нет предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо легкой серии по мм подшипник №106, у которого Dп=55мм; Вп=13мм [4, табл. К27].
Выбираем конструктивно остальные размеры: W=20мм; lм=20мм; l1=35мм; l=60мм; с=5мм.
расстояние от оси полумуфты до оси подшипника.
Проводим расчет тихоходного вала на изгиб с кручением.
Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников (см. рис.4

). Назначаем характерные точки 1,2, 3 и 4.
Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.
Рис.4 Эпюры изгибающих моментов тихоходного вала
Определяем изгибающие моменты в характерных точках: М1у=0;
М2у=0; М3у=RЕy·0,03; М3у=22Нм2; М3у=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм2 (рис.3)
Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.
ΣМ4x=0; Fm2·0,115 - RЕx·0,06+ Ft2·0,03=0;
ΣМ2x=0; Fm2·0,055 - Ft2·0,03+ RFx·0,6=0;
RFx= (1012·0,03 - 814·0,055) / 0,06;
результат получился отрицательным, следовательно нужно изменить направление реакции.
Строим эпюру изгибающих моментов Мх.
Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8 .2

]:
Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:
Схема усилий, действующих на быстроходный вал представлена на рис.2.
Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [2, табл.8.4] σв=730Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2.
Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение [2,c.161]:
Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа5 (ГОСТ6636-69): мм.
Намечаем приближенную конструкцию быстроходного вала вала редуктора (рис.5), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10мм.
Учитывая, что осевых нагрузок на валу нет предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо легкой серии по мм подшипник №101, у которого Dп=28мм; Вп=8мм [4, табл. К27].
Выбираем конструктивно остальные размеры:
расстояние от оси полумуфты до оси подшипника.
Проводим расчет быстроходного вала на изгиб с кручением.
Рис.5 Приближенная конструкция быстроходного вала
Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников (см. Рис.6

). Назначаем характерные точки 1,2, 3 и 4.
Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.
Определяем изгибающие моменты в характерных точках:
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм2 ( Рис.6

).
Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.
ΣМ4x=0; Fm1·0,1 - RАx·0,06+ Ft1·0,03=0;
Рис.6 Эпюры изгибающих моментов быстроходного вала
ΣМ2x=0; Fm1·0,02 - Ft1·0,03+ RВx·0,06=0;
RВx= (166,7·0,03 - 130·0,02) / 0,06;
Строим эпюру изгибающих моментов Мх.
Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8 .2

]:
Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:
Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [1, табл.8.4] σв=730Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2.
Определяем диаметр выходного конца вала из расчёта на чистое кручение
С учетом того, что выходной конец промежуточного вала является валом-шестерней с диаметром выступов 24мм, принимаем диаметр вала под подшипник 25мм.
Намечаем приближенную конструкцию промежуточного вала редуктора (рис.7), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм
Рис.7 Приближенная конструкция промежуточного вала
Расстояние l определяем из суммарных расстояний тихоходного и быстроходного валов с зазором между ними 25…35мм.
Предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо легкой серии по dп=25мм подшипник №105, у которого Dп=47мм; Вп=12мм [4, табл. К27].
Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.
Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)
Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.
Назначаем характерные точки 1, 2, 3, и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм ( рис.8

).
Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.
Назначаем характерные точки 1, 2, 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм ( рис.8

)
Рис.8

Эпюры изгибающих и крутящих моментов промежуточного вала.
Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8 .2

]:
Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:
Все рассчитанные значения сводим в табл.5.
Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по [4]. Обозначения используемых размеров приведены на рис.11.
Для выходного конца быстроходного вала при d=10 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ23360-78 bxh=3x3 мм2 при t=1,8мм ( рис.9

).
При длине ступицы полумуфты lм=16 мм выбираем длину шпонки l=14мм.
Материал шпонки - сталь 40Х нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:
где Т - передаваемый момент, Н×мм; Т1=3,4 Н×м.
lр - рабочая длина шпонки, при скругленных концах lр=l-b, мм;
[s] см - допускаемое напряжение смятия.
С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст.3 ([s] см=110…190 Н/мм2) вычисляем:
Для зубчатого колеса вала при d=30 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=8x7 мм2 при t=4мм, t1=3,3мм. Т2=8,5Нм.
При длине ступицы шестерни lш=25 мм выбираем длину шпонки l=25мм.
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (6.1):
Для выходного конца вала при d= 22мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=6x6 мм2 при t=3,5мм.
При длине ступицы полумуфты lМ=20 мм выбираем длину шпонки l=16мм.
Для зубчатого колеса тихоходного вала при d=35 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=10x8мм2 при t=5мм.
При длине ступицы шестерни lш=20 мм выбираем длину шпонки l=20мм.
С учетом того, что на ведомом валу устанавливаются шестерни из стали 45 ([s] см=170…190 Н/мм2) вычисляем по формуле (6.1):
Параметры шпонок и шпоночных соединений
В соответствии с табл.5 наиболее опасным является сечение 3-3 тихоходного вала, в котором имеются концентраторы напряжений от посадки зубчатого колеса с натягом, шпоночного паза и возникают наибольшие моменты.
При расчете принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения - по отнулевому циклу.
Определяем диаметр вала в рассчитываемом сечении при допускаемом напряжении при изгибе [σ-1] и=60МПа:
где W - момент сопротивлению изгибу. По [4, табл.11.1]:
При симметричном цикле его амплитуда равна:
где Wк - момент сопротивлению кручению. По [4, табл.22.1]:
При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла равна:
Определяем коэффициенты концентрации напряжении вала [4, с.258]:
(Кσ) D=(Кσ/Кd+ КF-1) / Кy; (Кτ) D=(Кτ/Кd+ КF-1) / Кy; (7.1)
где Кσ и Кτ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, по табл.11.2 [4] выбираем для шпоночных пазов, выполненных концевой фрезой Кσ =1,6, Кτ =1,4;
Кd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, по табл.11.3 [4] выбираем Кd =0,75;
КF - коэффициент влияния шероховатости, по табл.11.4 [4] выбираем для шероховатости Rа=1,6 КF=1,05;
Кy - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, по табл.11.4 [4] выбираем для закалки с нагревом ТВЧ Кy =1,5.
Подставив значения в формулы (7.1) получим:
(Кσ) D=(1,6/0,75+ 1,05-1) / 1,5=1,45;
(Кτ) D=(1,4/0,75+ 1,05-1) / 1,5=1,28.
Определяем пределы выносливости вала [4, c263]:
(σ-1) D=σ-1/(Кσ) D; (τ-1) D=τ-1/(Кτ) D; (7.2)
где σ-1 и τ-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, по табл.3. [4] σ-1 = 380Н/мм2, τ-1 ≈0,58 σ-1 =220Н/мм2;
(σ-1) D=380/1,45=262Н/мм2; (τ-1) D=220/1,28=172 Н/мм2.
Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям 4, c263]:
sσ=(σ-1) D/ σа; sτ=(τ-1) D/ τа. (7.3)
Определяем общий коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям [4, c263]:
где [s] =1,6…2,1 - допускаемый коэффициент запаса прочности.
Сопротивление усталости вала в сечении 3-3 обеспечивается, расчет остальных валов не проводим, т.к расчет проведен на самом опасном сечении, и коэффициент запаса прочности значительно превышает допустимый.
Предварительно выбранные подшипниками с действующими на них радиальными нагрузками приведены в табл.7.
Подшипники устанавливаем по схеме "враспор". Пригодность подшипников определяем по условиям [4, c.129]:
где Ср - расчетная динамическая грузоподъемность;
Lh - требуемая долговечность подшипника, для зубчатых редукторов Lh =10000ч.
где ω - угловая скорость соответствующего вала (см. табл.1);
RЕ - эквивалентная динамическая нагрузка, при отсутствии осевых усилий [4, табл.9.1]:
где Kd - коэффициент безопасности; Kd =1,1…1,2 [4, табл.9.4]. Принимаем Kd =1,1.
V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1
Kτ - температурный коэффициент; Kτ =1 (до 100ºС) [4, табл.9.4]. Определяем расчетную долговечность подшипников в часах [4, c.129]:
Подставив значения в формулы (8.1) - (8.3) проверяем подшипники.
Окончательные параметры подшипников приведены в табл.7.
Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен на глубину hм (рис.10):
hм max £ 0.25d2 = 0.25×102 = 25,5мм;
При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.
Рис.10 Схема определения уровня масла в редукторе
Объем масляной ванны принимаем из расчета 0,5 л на 1кВт передаваемой мощности V = 0,5×Nдв = 0,5×0,25 = 0,125 л.
Контроль уровня масла производится жезловым маслоуказателем, который ввинчивается в корпус редуктора при помощи резьбы. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку в верхней части корпуса.
Выбираем смазочный материал. Для этого ориентировочно рассчитаем необходимую вязкость:
где ν50 - рекомендуемая кинематическая вязкость смазки при температуре 50°С;
ν1 =170мм2/с - рекомендуемая вязкость при v=1м/с для зубчатых передач с зубьями без термообработки;
v=1,2м/с - окружная скорость в зацеплении
Принимаем по табл.10.29 [4] масло И-220А.
И для шестерни, и для зубчатого колеса выберем манжетные уплотнения типа 1 из ряда 1 по ГОСТ 8752-79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.
1. Основы конструирования: Методические указания к курсовому проектированию/ Сост.А. А. Скороходов, В. А Скорых. - СПб.: СПбГУКиТ, 1999.
2. Дунаев П.Ф., Детали машин, Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990.
3. Скойбеда А.Т., Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н., Детали машин и основы конструирования, Минск: "Вышейшая школа", 2000.
4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. - М.: Высш. шк., 1991
5. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. - 8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. - М.: Машиностроение, 1999

Название: Редуктор двухступенчатый соосный двухпоточный с внутренним зацеплением тихоходной ступени
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа
Добавлен 17:39:38 29 мая 2009 Похожие работы
Просмотров: 3413
Комментариев: 15
Оценило: 2 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: Редуктор двухступенчатый соосный двухпоточный с внутренним зацеплением тихоходной ступени
Дипломная работа по теме Учет и аудит финансовых активов
Практическое задание по теме BUSINESS RELATIONSHIPS IN JAPAN
Социальная И Юридическая Природа Права Реферат
Отчет По Организационно Производственной Практике
Реферат: Практика применения норм ГК и ТК РФ в практике расследования несчастных случаев. Скачать бесплатно и без регистрации
Сочинение Говорящие Слова
Сочинение На Тему Поэзия Пушкина
Курсовая работа: Вузол підготовки сировини
Реферат: Кредитная система Германии
Курсовая работа по теме Державне регулювання економіки України
Дипломная работа по теме Технологический процесс ОАО 'Молочный комбинат Энгельсский' по производству ряженки
Контрольная Работа По Биологии Химическая Организация Клетки
Курсовая работа по теме Программа социологического исследования 'Выявление конфликтности в молодежной среде'
Реферат: Тест по правоведению
Курсовая работа по теме Використання сучасних технологічних засобів при викладанні біології в школі
Велико Отечественная Война Сочинение
Реферат На Тему Правительство: Порядок Образования, Состав, Компетенция
Диссертация Требования К Оформлению 2022
Дипломная работа по теме Компьютерное моделирование коэффициента сервиса руки человека
Профессиональная Деятельность Машиниста Курсовая Работа
Реферат: Виды бетонов
Реферат: Запорізька Січ у 18 столітті
Курсовая работа: Договор финансирования под уступку денежного требования (факторинг)