Привод к операционному токарному станку - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Привод к операционному токарному станку

Разработка технологичного привода к операционному токарному станку. Предварительный расчет валов и подбор подшипников. Подбор шпонок и муф. Кинематический расчет привода. Конструктивные размеры корпусных деталей. Обоснование выбора системы смазки.


посмотреть текст работы


скачать работу можно здесь


полная информация о работе


весь список подобных работ


Нужна помощь с учёбой? Наши эксперты готовы помочь!
Нажимая на кнопку, вы соглашаетесь с
политикой обработки персональных данных

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.


Машиностроительный сектор без преувеличения называют основой промышленного производства любой страны. Возможность его стабильного развития для экономики определяется тем фактором, что на протяжении нескольких столетий сектор остаётся единственным поставщиком капитальных ресурсов на предприятия прочих отраслей. Машиностроение обеспечивает любое производство машинами и оборудованием, а население - предметами потребления. Сегодня невозможно представить себе сферу человеческой жизни, в которой тем или иным образом не использовалась бы продукция отраслей машиностроения. От степени развитости машиностроения, в конечном итоге, зависит устойчивость и эффективность развития других секторов и всей экономики в целом.
Дисциплина «Детали машин» знакомит с основами машиностроения.
Главной задачей дисциплины «Детали машин» является подготовка будущих инженеров-механиков к конструкторскому творчеству, повышение их технического мастерства, освоение процесса создания оптимального варианта машины в документах (главным образом в чертежах) на основе теоретических расчетов, конструкторского, технологического и эксплуатационного опыта.
Целью данной работы является разработка рационального и технологичного привода к операционному токарному станку. Чья конструкция имела бы наибольшую экономическую эффективность и максимально соответствовала заданным техническим параметрам.
Дано: - минимальная частота вращения выходного вала;
- знаменатель геометрического ряда оборотов;
Определяем коэффициент полезного действия привода:
Определяем потребляемую мощность на входе
Определяем частоты вращения выходного вала
Определяем общие передаточные отношения привода
Найдем примерную частоту вращения входного вала
Из каталога (табл.1.2 [1]) выбираем электродвигатель 112М с характеристиками
Определяем общие передаточные отношения
Уточняем передаточное отношение отдельных ступеней:
По стандартному ряду (ГОСТ 2144-76) находим наиболее близкие передаточные отношения
Определяем действительные общие передаточные отношения
Подбираем числа зубьев зубчатых колес, учитывая условие соосности
Получившиеся числа зубьев колес сведем в таблицу1.1:
Определяем действительные частоты вращения выходного вала
Определяем крутящие моменты, угловые скорости и частоты вращения не валах:
Полученные результаты приведены в таблице1.2:
Таблица1.2 - Кинематический расчет коробки скоростей
Проектировочный расчет зацепления 5-6.
Расчету подлежит шестерня с меньшим числом зубьев.
минимальная частота вращения на втором валу ;
максимальный момент на втором валу, ;
U - передаточное число для зацепления 5-6, .
Определяем диаметр зубчатого колеса
Где: М - максимальный момент на втором валу, М;
отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни (табл. 3.8 [1]);
вспомогательный коэффициент для зацепления «сталь-сталь» (табл. 3.7 [1]).
Зубчатые колеса будем изготавливать из стали марки Сталь 40Х; вид термообработки - закалка (табл. 2.1 [1]).
допускаемые напряжения при базовом числе циклов ; , так как нагрузка нереверсивная.
Определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений
Определяем коэффициент долговечности
Определяем допускаемое контактное напряжение
Из стандартного ряда берем значение модуля (ГОСТ 9563-60 табл. 3.9 [1]).
Определяем геометрические параметры колес.
Полученные значения занесены в таблицу 2.1.
Таблица 2.1 - геометрические параметры зубчатых колес
Рассчитываем зацепление 5-6, так как на нем передаточное отношение больше, чем на зацеплении 7-8.
Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев.
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, при нулевом смещении контура и нулевом угле наклона линии зуба (табл. 3.12 [1]).
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов, при зацеплении «сталь-сталь» (табл. 3.7 [1])
Определяем коэффициент торцевого перекрытия
Определяем коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий
Определяем исходную расчетную окружную силу
Определяем межосевое расстояние между колесами 5 и 6
Определяем удельную окружную динамическую силу
где 014 - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев (табл. 3.14 [1]);
коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса, принимаем равным (табл. 3.15 [1]).
Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении
где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (табл. 3.13);
- коэффициент, который зависит от твердости материала, из которого изготовляется колесо (табл. 3.8 [1]).
Определяем удельную расчетную окружную силу
Расчет на изгибную выносливость зубьев.
Коэффициент, учитывающий число зубьев и смещение колеса, принимаем (табл. 3.10 [1]);
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, принимаем ;
Коэффициент, учитывающий наклон зуба, для прямозубых передач ;
Определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений
Определяем коэффициент долговечности при расчете на выносливость по изгибу
Определяем допускаемое напряжение при расчете на выносливость зубьев по изгибу
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ;
коэффициент, учитывающий влияние зубчатой передачи и модификации профиля зубьев .
Определяем удельную окружную динамическую силу
Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении при расчете зуба на изгиб
Определяем удельную расчетную окружную силу
Проектировочный расчет зацепления 1-2. Расчету подлежит шестерня с меньшим числом зубьев.
минимальная частота вращения на первом валу ;
максимальный момент на первом валу, M;
U - передаточное число для зацепления 1-2, .
Определяем диаметр зубчатого колеса
Здесь: M - максимальный момент на втором валу, M;
отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни (табл. 3.8 [1]);
вспомогательный коэффициент для зацепления «сталь-сталь» (табл. 3.9 [1]).
Зубчатые колеса будем изготавливать из стали марки Сталь 40Х; вид термообработки - закалка (табл. 2.1 [1]).
допускаемые напряжения при базовом числе циклов ; , так как нагрузка нереверсивная.
Определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений
Определяем коэффициент долговечности
Определяем допускаемое контактное напряжение
Из стандартного ряда берем значение модуля (ГОСТ 9563-60 табл. 3.9 [1]).
Определяем геометрические параметры колес.
Полученные значения занесены в таблицу 2.2.
Таблица 2.2 - геометрические параметры зубчатых колес
Рассчитываем зацепление 1-2, так как на нем передаточное отношение больше, чем на зацеплении 3-4.
Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев.
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, при нулевом смещении контура и нулевом угле наклона линии зуба (табл. 3.12 [1]).
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов, при зацеплении «сталь-сталь» (табл. 3.7 [1])
Определяем коэффициент торцевого перекрытия
Определяем коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий
Определяем исходную расчетную окружную силу
Определяем межосевое расстояние между колесами 5 и 6
Определяем удельную окружную динамическую силу
где 014 - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев (табл. 3.14 [1]);
коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса, принимаем равным (табл. 3.15 [1]).
Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении
где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (табл. 3.13 [1]);
- коэффициент, который зависит от твердости материала, из которого изготовляется колесо (табл. 3.8 [1]).
Определяем удельную расчетную окружную силу
Расчет на изгибную выносливость зубьев.
Коэффициент, учитывающий число зубьев и смещение колеса, принимаем (табл. 3.10 [1])
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, принимаем
Коэффициент, учитывающий наклон зуба, для прямозубых передач
Определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений:
Определяем коэффициент долговечности при расчете на выносливость по изгибу
Определяем допускаемое напряжение при расчете на выносливость зубьев по изгибу
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
Коэффициент, учитывающий влияние зубчатой передачи и модификации профиля зубьев
Определяем удельную окружную динамическую силу
Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении при расчете зуба на изгиб:
Определяем удельную расчетную окружную силу
2.2 Расчёт передачи поликлиновым ремнём
- передаточное отношение ременной передачи;
- крутящий момент на входном валу коробки скоростей;
частота вращения ведущего шкива - 2850 .
Клиноременная передача в данном варианте коробки передач является связью между валом электродвигателя и входным валом коробки. Так как на быстроходном валу крутящий момент , выбираем ремень профиля К (табл. 6.12 [1]).
Размеры сечения профиля: e ; ; ; ; .
Диаметр меньшего шкива , но так как у нас нет ограничений в габаритах, для повышения долговечности передачи возьмем (ГОСТ 17383-73).
где ?? - коэффициент скольжения ремня =0,01.
Стандартный диаметр по ГОСТ 17383-73 .
Межосевое расстояние, согласно рекомендациям a/d p 2 =1,2:
токарный станок вал подшипник привод
Стандартная длина ремня L=1000 мм (ГОСТ 1284-68).
Уточняем действительное межосевое расстояние
Минимальное расстояние для удобства монтажа и снятия ремней
Максимальное межосевое расстояние для создания натяжения и подтягивания ремня при вытяжке
Исходная длина ремня , относительная длина
Исходная мощность при и выбираем (табл. 6.16 [1])
Коэффициент угла обхвата (табл. 6.17 [1])
Поправка к крутящему моменту на передаточное число
Коэффициент режима работы при указанной нагрузке
Допускаемая мощность на один ремень:
Сила начального натяжения одного клинового ремня
где - плотность ремня (табл. 6.12 [1]).
Усилие, действующее на валы передачи
3.1 Предварительный расчет валов и подбор подшипников
Определяется предварительный диаметр вала расчета на чистое кручение по пониженным допускаемым касательным напряжениям
Где - крутящий момент, передаваемый валом, Н* мм;
- допускаемое напряжение на кручение.
= 12…20 МПа [4], принимается = 16 МПа для расчета всех валов.
Рассчитывается диаметр входного вала
Диаметр входного конца вала, с учетом размеров муфты, принимается
d в1 = 30 мм; конструктивно диаметры под подшипники принимаются d п1 = 30мм; диаметр под блоком шестерней d ш = 38 мм, обусловлен наличием шлицев средней серии D ш = 38 мм, d=32 мм, Z=8, b=6 мм.
Предварительно выбираются шарикоподшипники радиальные однорядные лёгкой серии 207.
Рассчитывается диаметр промежуточного вала:
Конструктивно диаметры под подшипники принимаются d п2 = 35 мм; диаметры под ступицы d к2 = 40 мм. Диаметр под блоком шестерней d ш = 40 мм, обусловлен наличием шлицев лёгкой серии D ш = 40 мм, d=36 мм, Z=8, b=7 мм.
Предварительно выбираются шарикоподшипники радиальные однорядные средней серии 307. Под конструкцию зубчатого колеса №7 выбираются радиальные однорядные шарикоподшипники легкой серии 106.
Рассчитывается диаметр выходного вала
Конструктивно диаметр выходного конца вала принимается d в3 = 40 мм, диаметр под уплотнения d у3 = 42 мм, диаметр под подшипниками d п3 = 45 мм; диаметр под ступицы d к3 = 50 мм.
Предварительно выбираются шарикоподшипники радиальные однорядные средней серии 309 по ГОСТ 8338-75.
Значения диаметров валов сведены в таблицу 3.1.
Таблица 3.1 - значения диаметров валов
Номер подшипников средней (легкой) серии
Характеристики шариковых радиальных подшипников по ГОСТ 8338-75 приведены в таблице 3.2 [3].
Таблица 3.2 - характеристики шариковых радиальных подшипников
Для каждого из валов составляются схемы нагружения и строятся эпюры изгибающих и крутящих моментов.
Силы, действующие в зубчатых зацеплениях, изображены на рисунке 1.
Рисунок 1 - Силы, действующие в зубчатых зацеплениях
Рассматривается входной вал коробки скоростей.
- усилие от ременной передачи, , так как консольная нагрузка на вал отсутствует благодаря используемой конструкции шкива с муфтой (нагрузку от ременной передачи воспринимает стакан, закрепленный в корпусе коробки передач).
а) моменты сил, действующих на вал, относительно опор А и В в плоскости ХОZ
Рисунок 2 - Эпюры нагружения входного вала
После того как построены эпюры изгибающих и крутящих моментов, выбирается материал вала. Принимается материал валов - сталь 45 с наличием т/о - закалкой ТВЧ, механические характеристики которой приведены в таблице 3.3.1.
Таблица 3.3.1 - Механические свойства стали 45
Далее производится расчет вала на усталостную прочность. Он сводится к определению расчетного коэффициента запаса прочности для предположительно опасных сечений вала и сравнению его с допускаемым значением [n], принимаемым обычно 1,8.
Суммарные изгибающие моменты в предполагаемых опасных сечениях равны
Крутящий момент, передаваемый валом
Концентрация напряжений в сечении I-I обусловлена шлицевым валом
где:и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям
где: и - амплитуды напряжений цикла;
и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений.
В расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: и , касательные напряжения по отнулевому циклу: .
где: - изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н*мм;
- осевой момент сопротивления сечения вала, мм 3 ;
о - для средней серии о = 1,14…1,27. Принимаем о = 1,2 (стр. 15[4]);
d - внутренний диаметр шлицевого вала, мм
где - полярный момент сопротивления сечения вала, мм 3 .
где: - эффективный коэффициент концентрации напряжений ;
где: - эффективный коэффициент концентрации напряжений;
Влияние ассиметрии цикла на изменение обычно незначительно
Уточненный расчет оставшихся валов выполнен на ЭВМ и представлен в приложении Б.
Проверочный расчет подшипников проводится на долговечность.
Рассматриваются подшипники на входном валу:
где: - частота вращения входного вала, об/мин;
, - радиальные нагрузки, действующие на правый и левый подшипник соответственно, Н;
- коэффициент безопасности (табл.2);
- обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации (табл.1).
Характеристики выбранного подшипника представлены в таблице 4.1.
Таблица 4.1 - Характеристики подшипника:
а) определяется эквивалентная нагрузка:
где: Х - коэффициент радиальной динамической нагрузки;
у - коэффициент осевой динамической нагрузки.
б) определяется ресурс принятого подшипника:
По результатам расчетов выбранный подшипник удовлетворяет заявленным требованиям.
Результаты расчетов подшипников для промежуточного и выходного валов выполнены на ЭВМ и приведены в приложении Б.
Предварительный подбор размеров шпонок осуществляется в зависимости от диаметра вала. Выбираются призматические шпонки по ГОСТ 23360-78, размеры которых приведены в таблице 5.1.
Таблица 5.1 - Размеры шпонок и пазов:
Выбираем материал для шпонок Сталь 45 улучшенную до HB 230.
Проверка шпонок ведется по наиболее нагруженным зацеплениям на смятие и срез рабочих поверхностей
где: [ см ] - допускаемое напряжение смятия, [ см ]=100 Н/мм 2 ,
Где :[ф ср ] - допускаемое напряжение среза, [ф ср ]=60 Н/мм 2 ,
Для передачи крутящего момента от электродвигателя на входной вал посредством клиноременной передачи используется фрикционная муфта сухого трения. Ее выбираем по отношению мощности, передаваемой на входной вал, и частоты вращения, передаваемой через ременную передачу.
Определяем частоту вращения на входном валу
Определяем мощность на входном валу
В соответствии с полученным отношением выбирается муфта №1(табл.16.3 [2]). Для данной муфты диаметр вала под муфтой .
Муфта для выходного вала подбирается по крутящему моменту (Т = 186,5 Нм) и его диаметру (d = 40мм). Наиболее подходят упругие муфты, так как они обладают способностью снижать динамические нагрузки и предотвращать опасные колебания. Кроме того, упругие муфты допускают некоторую компенсацию неточностей взаимного расположения валов.
Выбирается муфта упругая втулочно-пальцевая по ГОСТ 14085-68 с характеристиками:
7 Конструктивные размеры корпусных деталей
1. Определяется толщина нагруженных стенок, мм:
где - максимальное межосевое расстояние, мм
где d 1 - диаметр винтов крышки, мм:
5. Определяется толщина стенок крышки, мм:
8. Обоснование выбора системы смазки
Для смазывания деталей привода используется картерная смазка. Эта система не требует специальных устройств и является весьма надежной. Данный способ применяется при окружных скоростях более 2 м/с. Зубчатые колеса погружаются в масло на глубину от 2 до 5 модулей. Определяются окружные скорости зубчатых колес
где d - делительный диаметр зубчатого колеса, мм;
n - частота вращения вала колеса, об/мин.
При данной окружной скорости и контактных напряжениях у в = 450 МПа необходимо использовать масло с кинематической вязкостью 50•10 -6 м 2 /с (таблица 10.8, [6]). По таблице 10.10 выбирается масло индустриальное И-50А.
Находится предварительный объем масла
где N эд - мощность электродвигателя привода, кВт.
После проектирования корпуса рассчитываем необходимый объем масла:
где a - высота масляной ванны, мм; a = 42 мм;
b - длина масляной ванны, мм; b = 424 мм;
c - ширина масляной ванны, мм; c = 402 мм.
При скорости колеса 11,48м/с брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипник и смазывает его.
Крутящий момент в опасном сечении T
Изгибающий момент на выходном валу М s
Наличие технологического упрочнения:
Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений изгиба у -1
Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений кручения ф -1
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при изгибе ш у
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении ш ф
Эффективный коэффициент концентраций напряжений K у
Эффективный коэффициент концентраций напряжений K ф
Эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали K уd
Эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали K фd
Амплитуда номинальных напряжений изгиба у A
Амплитуда номинальных напряжений изгиба ф A
Коэффициент запаса прочности для нормальных напряжений n у
Коэффициент запаса прочности для касательных напряжений n ф
Общий коэффициент запаса прочности n
Крутящий момент в опасном сечении T
Изгибающий момент на выходном валу М s
Наличие технологического упрочнения:
Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений изгиба у -1
Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений кручения ф -1
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при изгибе ш у
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении ш ф
Эффективный коэффициент концентраций напряжений K у
Эффективный коэффициент концентраций напряжений K ф
Эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали K уd
Эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали K фd
Амплитуда номинальных напряжений изгиба у A
Амплитуда номинальных напряжений изгиба ф A
Коэффициент запаса прочности для нормальных напряжений n у
Коэффициент запаса прочности для касательных напряжений n ф
Общий коэффициент запаса прочности n
Крутящий момент в опасном сечении T
Изгибающий момент на выходном валу М s
Наличие технологического упрочнения:
Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений изгиба у -1
Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений кручения ф -1
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при изгибе ш у
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении ш ф
Эффективный коэффициент концентраций напряжений K у
Эффективный коэффициент концентраций напряжений K ф
Эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали K уd
Эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали K фd
Амплитуда номинальных напряжений изгиба у A
Амплитуда номинальных напряжений изгиба ф A
Коэффициент запаса прочности для нормальных напряжений n у
Коэффициент запаса прочности для касательных напряжений n ф
Общий коэффициент запаса прочности n
Радиальная нагрузка действующая на левом подшипнике R s1
Радиальная нагрузка действующая на правом подшипнике R s2
Обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации а 2,3
Радиальная нагрузка действующая на левом подшипнике R s1
Радиальная нагрузка действующая на правом подшипнике R s2
Обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации а 2,3
Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Подбор подшипников и шпонок для валов. Первый этап компоновки редуктора. Выбор смазки. курсовая работа [421,3 K], добавлен 29.02.2016
Кинематический и силовой расчет привода. Подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Определение усилий, действующих в зубчатом зацеплении. Выбор материала валов, расчет подшипников. Проверочный расчет шпонок. Выбор смазки деталей редуктора. курсовая работа [144,0 K], добавлен 23.12.2015
Расчет привода, первой косозубой передачи и подшипников. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса, корпуса редуктора. Ориентировочный и уточненный расчет валов. Выбор муфты и расчет смазки. Выбор режима работы. курсовая работа [435,4 K], добавлен 27.02.2009
Определение передаточного числа привода и разбивка его по ступеням. Расчет зубчатых колес. Геометрические параметры быстроходного вала. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Подбор подшипников и шпонок для валов. Выбор смазки и сборка редуктора. курсовая работа [608,3 K], добавлен 03.02.2016
Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений. курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011
Кинематический и эмпирический расчёт привода станции. Расчет валов редуктора, выбор подшипников и электрического двигателя. Расчет шпонок и подбор муфты. Определение размеров корпусных деталей, кожухов и рамы. Описание сборки основных узлов привода. курсовая работа [29,7 K], добавлен 15.09.2010
Описание работы привода и его назначение. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет передач привода. Проектный расчет параметров валов редуктора. Подбор подшипников качения, шпонок, муфты, смазки. Сборка и регулировка редуктора. курсовая работа [1,3 M], добавлен 14.10.2011
Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д. PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах. Рекомендуем скачать работу .

© 2000 — 2021



Привод к операционному токарному станку курсовая работа. Производство и технологии.
Функциональное Моделирование Реферат
Травматология Травматизм Реферат
Реферат по теме О структуре речевого дефекта при сенсорной афазии (нейролингвистический аспект)
Управление Проектами В Профессиональной Деятельности Реферат
Курсовая работа по теме Полномочия органов местного самоуправления в сфере строительства
Роль Искусства Сочинение
Реферат: Принцип образования пара в паровых котлах
Курсовая Работа Сюжетно Ролевые Игры
Сочинение Мой Любимый Классный Руководитель
Контрольная работа по теме Понятие и виды конфиденциальной информации
Курсовая работа по теме Разработка серии открыток на тему 'Ялтинские коты'
Реферат по теме Иван третий - осторожный реформатор
Реферат На Тему Арендные Правоотношения: Общая Характеристика И Некоторые Особенности
Реферат: Этнополитические конфликты и пути их урегулирования
Курсовая Работа На Тему Электроснабжение Цементного Завода
Курсовая Работа На Тему Исполнение Обязанности По Уплате Налогов И Сборов (Пеней, Штрафов) При Ликвидации И Реорганизации Юридического Лица
Дипломная работа: Научно-теоретические основы в отношении лиц с ограниченными возможностями
Практическая Работа С Часами
Возрастные Кризисы Развития Личности Реферат
Реферат: Экстрасенсорное восприятие в общем ряду психических функций
Особенности осуществления управленческих процессов в рекламном агентстве ООО "Клик" - Менеджмент и трудовые отношения отчет по практике
Лингвистический анализ китайских терминов родства - Иностранные языки и языкознание курсовая работа
Модель нарушителя, возможные пути и способы его проникновения на охраняемый объект - Государство и право курсовая работа