Привод механизма передвижения мостового крана - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Привод механизма передвижения мостового крана

Условия эксплуатации машинного агрегата, определение мощности и частоты вращения двигателя, срока службы приводного устройства. Расчет силовых и кинематических параметров привода. Проектный расчет валов и выбор допускаемых напряжений на кручение.


посмотреть текст работы


скачать работу можно здесь


полная информация о работе


весь список подобных работ


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

Условия эксплуатации машинного агрегата
Работа в одну смену, нагрузка маломеняющаяся, режим реверсивный, продолжительность смены t c = 8 ч. Кран устанавливается на открытой площадке.
Срок службы (ресурс) L h , ч, определяется по формуле
где L г - срок службы привода, лет; К г - коэффициент годового использования,
(Число дней работы в году = Число дней работы в месяц * 12);
t c - продолжительность смены, ч; L c - число смен; К с - коэффициент сменного использования,
Таким образом ресурс привода равен:
Принимаем время простоя машинного агрегата - 15% ресурса. Тогда
Рабочий ресурс привода принимаем L h = 8600 ч.
Эксплуатационные характеристики машинного агрегата.
Определение мощности и частоты вращения двигателя
Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения - от частоты вращения приводного вала рабочей машины.
1. Определяем требуемую мощность рабочей машины P рм , кВт:
где T, кНм - момент сопротивления вращению; , рад/с - угловая скорость тягового органа рабочей машины; v, м/с, - скорость поворота;
2. Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:
где зп , оп , м , пс - коэффициенты полезного действия закрытой передачи (редуктора), открытой передачи, муфты и подшипников скольжения (по схеме на приводном валу рабочей Машины одна пара подшипников).
Значения КПД передач и подшипников:
3. Определяем требуемую мощность двигателя Р д в , кВт:
4. Определяем номинальную мощность двигателя Р н ом , кВт.
т.о. получаем, что Р ном = 0,75 кВт.
Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Р ном = 0,75 кВт.
Данному значению номинальной мощности Р ном соответствует несколько типов двигателей с различными частотами вращения, синхронными 3000, 1500, 1000, 750 об/мин. Выбор оптимального типа двигателя зависит от типов передач, входящих в привод, кинематических характеристик рабочей машины, и производится после определения передаточного числа привода и его ступеней. При этом надо учесть, что двигатели с большой частотой вращения (синхронной 3000 об/мин) имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами (синхронными 750 об/мин) весьма металлоемки, поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах общего назначения малой мощности.
Применим для расчета четыре варианта типа двигателя:
Определение передаточного числа привода и его ступеней
1. Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины п рм , об/мин:
где v - скорость тягового органа, м/с; D - диаметр колонны, мм.
2. Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя.
Передаточное число привода и определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя п ном к частоте вращения приводного вала рабочей машины п рм при номинальной нагрузке:
3. Определить передаточные числа ступеней привода.
Определение и выбор передаточных чисел ступеней производится разбивкой передаточного числа привода для всех вариантов типа двигателя так, чтобы
где и, и зп , и оп - соответственно передаточные числа привода, редуктора и открытой передачи.
Выбираем передаточное число редуктора и зп = 25. Оставляем его постоянным, изменяя передаточное число открытой передачи:
4. Анализируя полученные значения передаточных чисел, приходим к выводу:
а) четвертый вариант (и =744 п ном = 280 об/мин) затрудняет реализацию принятой схемы двухступенчатого привода посредством червячного редуктора и цилиндрической зубчатой передачи из-за большого передаточного числа всего привода;
б) первый вариант (и =183; п ном = 700 об/мин) не рекомендуется для приводов общего назначения;
в) в третьем варианте (и = 364, п ном =1390 об/мин) получилось большое значение передаточного числа цилиндрической зубчатой передачи, уменьшение которого за счет увеличения передаточного числа редуктора нежелательно;
г) из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее второй: и =240; п ном =915 об/мин. Здесь передаточное число цилиндрической зубчатой передачи можно уменьшить за счет допускаемого отклонения скорости поворота крана и таким образом получить среднее приемлемое значение.
5. Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала крана:
п рм = п рм /100 = 3,824/100 = 0,163 об/мин.
6. Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала крана:, приняв п рм = - 0,03 об/мин:
[п рм ] = п рм + п рм = 3,82 - 0,16 = 3,66 об/мин;
отсюда фактическое передаточное число привода
передаточное число цилиндрической зубчатой передачи
Таким образом, выбираем двигатель 4АМ80А6УЗ (Р но м = 0,75 кВт, п ном = 915 об/мин); передаточные числа: привода и = 250, редуктора и зп = 25, цилиндрической зубчатой передачи и оп =10.
Определение силовых и кинематических параметров привода
Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме: двмзпопрм.
Силовые и кинематические параметры привода рассчитывают на валах из требуемой (расчетной) мощности двигателя Р дв и его номинальной частоты вращения п ном при установившемся режиме.
Расчетная мощность на валу двигателя:
Расчетная мощность на быстроходном валу редуктора:
Р 1 = Р дв м пс = 0,750,980,98 = 0,72 кВт
Расчетная мощность на тихоходном валу редуктора:
Р 2 = Р 1 зп пс = 0,720,850,98 = 0,60 кВт
Расчетная мощность на приводном валу рабочей машины:
Р рм = Р 2 оп пс = 0,600,940,98 = 0,55 кВт
Угловая скорость быстроходного вала редуктора:
Угловая скорость тихоходного вала редуктора:
Угловая скорость приводного вала рабочей машины:
Частота вращения быстроходного вала редуктора:
Частота вращения тихоходного вала редуктора:
Частота вращения приводного вала рабочей машины:
Вращающий момент на валу двигателя:
Вращающий момент на быстроходном валу редуктора:
Т 1 = Т дв м пс = 7,90,980,98 = 7,59 Нм
Вращающий момент на тихоходном валу редуктора:
Т 2 = Т 1 и оп зп пс = 7,59200,850,98 = 126,4 Нм
Вращающий момент на приводном валу рабочей машины:
Т рм = Т 2 оп пс = 126,4100,940,98 = 1164 Нм
Силовые и кинематические параметры привода
Выбираем материал зубчатой передачи.
а) Для червяка выбираем сталь марки 40ХН,
Механические характеристики стали 40ХН:
б) Для червячного колеса выбор материала зависит от скорости скольжения:
где Т 2 - вращающий момент на валу червячного колеса, Нм; 2 - угловая скорость тихоходного вала, 1/с; и зп -- передаточное число редуктора.
Определение допускаемых контактных [] H и изгибных [] F напряжений
где K FL - коэффициент долговечности при расчете на изгиб:
Где N - число циклов нагружения зубьев за весь срок службы - наработка:
Механические характеристики материалов червячной передачи.
1. Для открытой цилиндрической передачи
Выбираем материал зубчатой передачи.
Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни HB 1 назначается больше твердости колеса НВ 2
а) Для шестерни выбираем сталь марки 45, твердость 350HB 1 ; для колеса сталь марки 45Л, твердость 350HB 2 . Разность средних твердостей
б) Механические характеристики стали 45 (для шестерни):
твердость 235...262 НВ 1 , термообработка -- улучшение, D пред =125 мм;
Механические характеристики стали 45Л (для колеса):
в) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:
Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [] Н1 и колеса [] Н2 .
а) Рассчитываем коэффициент долговечности K HL ,
где N HO - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; N--число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка).
где - угловая скорость соответствующего вала, 1/с; L h - срок службы привода (ресурс), ч.
для шестерни N 1 = 573 1 L h . = 5733,838600 = 2910 6 циклов
для колеса: N 2 = 573 2 L h . = 5730,388600 = 2,910 6 циклов
Число циклов перемены напряжений N HO , соответствующее пределу выносливости, находим по табл. 3.3 интерполированием:
для шестерни N HO 1 = 16,310 6 циклов
для колеса: N HO 2 = 12,710 6 циклов
Так как N 1 > N H 01 , то коэффициент долговечности
б) Определяем допускаемое контактное напряжение [] Н0 , соответствующее числу циклов перемены напряжений N HO :
для шестерни [] HO 1 = 1,8НВ 1ср +67 = 1,8248,5+67 = 514 Н/мм 2 ;
для колеса [] H 02 = 1,8НВ 2ср +67 = 1,8221+67 = 467 Н/мм 2 .
в) Определяем допускаемое контактное напряжение:
для шестерни [] H 1 =К HL 1 [] HO 1 = 1514 = 514 Н/мм 2 ;
для колеса [] Н2 = К HL 2 [] HO 2 = 1,28467 = 598 Н/мм2.
Так как НВ 1ср -НВ 2ср = 248,5-221 = 37,5, то передача рассчитывается на прочность по меньшему значению [] H ,т.е. по менее прочным зубьям: [] Н = 514 Н/мм 2 . Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [] F 1 и колеса [] F 2 .
а) Рассчитываем коэффициент долговечности K FL .
Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, N F 0 =410 6 для обоих колес.
Так как N 1 > N FO 1 , то коэффициент долговечности K FL 1 = 1
б) Определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений N FO :
для шестерни [] FO 1 = l,03 HB 2 cp = l,03248,5 = 256 Н/мм 2 ;
для колеса [] F 02 = l,03 HB 2 cp = l,03221 = 228 Н/мм 2 .
в) Определяем допускаемое напряжение изгиба:
для шестерни [] F 1 = K FL 1 [] FO 1 = l256 = 256 Н/мм 2 ;
для колеса [] F 2 = K FL 2 [] FO 2 = 1,05228 = 239 Н/мм 2 .
Механические характеристики материалов цилиндрической зубчатой передачи.
Закрытая цилиндрическая косозубая передача
1. Определяем главный параметр - межосевое расстояние a w ,мм:
а) Т 2 - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м
б) [] H - допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса, Н/мм 2
Полученное значение межосевого расстояния a w округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров: a w = 100 мм.
2. Выбираем число витков червяка z 1 = 2.
3. Определяем число зубьев червячного колеса:
4. Определяем модуль зацепления m, мм:
5. Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка
6. Определяем коэффициент смещения инструмента х:
x = (a w /m)-0,5(q+z 2 ) = 100/3,15-0,5(12,5+50) = 0,5
7. Определяем фактическое передаточное число и ф и проверяем его отклонение и от заданного и:
8. Определяем фактическое значение межосевого расстояния a w , мм:
a w = 0,5m(q+z 2 +2х) = 0,53,15(12,5+50+20,5) = 100 мм
9. Определяем основные геометрические размеры передачи, мм.
делительный диаметр d 1 = qm= 12,53,15 = 40 мм;
начальный диаметр d wl =m(q+2x) =3,15(12,5+20,5) = 43 мм;
диаметр вершин витков d а1 = d 1 +2m = 40+23,15 = 46,3 мм;
диаметр впадин витков d f 1 = d 1 -2,4m = 40-2,4 3,15= 32,4 мм;z
делительный угол подъема линии витков
где х - коэффициент смещения. С = 0; т.к. х 0
б) Основные размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр d 2 = d w 2 = mz 2 = 3,1550 = 157,5 мм;
диаметр вершин зубьев d а 2 = d 2 + 2m(1+х) = 157,5+231,5 = 167мм;
диаметр впадин зубьев d f 2 = d 2 -2т(1,2-х) = 157,5-23,150,7 = 153 мм;
ширина венца: b 2 = 0,355a w = 0,355100 = 35,5 мм
R а = 0,5d 1 -т = 0,540-3,15 = 16,85 мм;
R f = 0,5d 1 +1,2т = 0,540+1,23,15 = 23,8 мм;
условный угол обхвата червяка венцом колеса 2:
10. Определяем коэффициент полезного действия червячной передачи
где - делительный угол подъема линии витков червяка; - угол трения. Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения:
11. Проверяем контактные напряжения зубьев колеса Н , Н/мм 2 :
где a) F t 2 = 2Т 2 10 3 /d 2 = 2126,410 3 /157,5 = 1605Н - окружная сила на колесе;
б) К- коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от окружной скорости колеса
в) [] Н - допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, Н/мм 2 . Уточняется по фактической скорости скольжения v s
Наблюдается недогрузка 11%, что допустимо.
12. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:
Делительный угол витков червяка , град.
Угол обхвата червяка венцом колеса 2, град
Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи
1. Определяем главный параметр - межосевое расстояние a w , мм:
а) К а - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К а = 49,5;
б) a - b 2 /a w - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,3;
в) и - передаточное число редуктора;
г) Т 2 - вращающий момент на тихоходом валу редуктора;
Д) [] Н - среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм 2 ;
е) К Н - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для
Полученное значение межосевого расстояния a w округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров: a w = 140 мм.
т.к. D колонны 300мм то пусть a w = 200 мм
2. Определяем модуль зацепления т, мм:
а) К т - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К т = 6,8;
б) d 2 = 2a w u/(u+1) - делительный диаметр колеса
в) b 2 = a a w - ширина венца колеса,
г) [] F - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм 2 ;
Полученное значение модуля m округляем в большую сторону до стандартного из ряда чисел: т = 2,0 мм.
3. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
z = z 1 + z 2 = 2a w /m = 2200/ = 200
6. Определяем число зубьев шестерни:
8. Определяем фактическое передаточное число u ф и проверяем его отклонение и от заданного и:
9. Определяем фактическое межосевое расстояние:
a w = (z 1 + z 2 )т /2 = (18+182)2/2 = 200
10. Определяем основные геометрические параметры передачи, мм.
шестерни d 1 = mz 1 = 2,018 = 36 мм
колеса d 2 = mz 2 = 2,0182 = 364 мм
шестерни d a 1 = d 1 +2m = 36+22 = 40 мм
колеса d a 2 = d 2 +2m = 364+22 = 368 мм
шестерни d f 1 = d 1 -2,4m = 36-2,42 = 31,2 мм
колеса d f 2 = d 2 -2,4m = 364-2,42 = 359,2 мм
колеса b 2 = a a w = 0,3200 = 60 мм
11. Проверяем межосевое расстояние:
a w =(d1+d2)/2 = (36+364)/2 = 200 мм.
12. Проверяем пригодность заготовок колес исходя из условий пригодности:
D заг = d a 1 +6 = 40+6 = 46 < 125 мм.
Размер заготовки колеса закрытой передачи:
13. Проверяем контактные напряжения Н , Н/мм 2 :
а) К - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К H = 436
б) F t = 2T 2 10 3 /d 2 = 695 H - окружная сила в зацеплении;
в) К H - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
г) K Hv - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной
скорости колес и степени точности передачи.
14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни F 1 и колеса F 2 , Н/мм 2 :
а) т - модуль зацепления, мм; Ь 2 - ширина зубчатого венца колеса, мм;
F t - окружная сила в зацеплении, Н;
б) К F - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. К F = 1
в) К F - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес К F = 1;
г) K Fv - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи K Fv ;= 1,13;
д) Y F 1 и Y F 2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса.
Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм
Определение сил в зацеплении закрытой червячной передачи.
на шестерне F t 1 = 2T 1 10 3 /d 1 =27,910 3 /40 =395 H
на колесе F t 2 = 2T 2 10 3 /d 2 = 2126,410 3 /157,5 = 1605
на колесе F r 2 = F t 2 tg = 1605tg 20= 584 H
Силы в зацеплении закрытой червячной передачи.
(цилиндрическая прямозубая передача)
на колесе F t 2 = 2T рм 10 3 /d 2 = 2116410 3 /364 = 6400 H
на колесе F r 2 = F t 2 tg = 1440tg 20= 2330 H
Радиальная сила на муфте быстроходного вала.
Выбор допускаемых напряжений на кручение
Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Следовательно для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: [] к = 10...20 Н/мм 2 . При этом меньшие значения [] к -- для быстроходных валов, большие [] к --для тихоходных.
Таким образом [] К1 = 10 Н/мм 2 ; [] К2 = 20 Н/мм 2 .
Определение размеров ступеней валов одноступенчатого цилиндрического редуктора.
1-я ступень вала (под элемент открытой передачи или полумуфту).
Округляем d 1 по R a 40 - d 1 = 16 мм.
Округляем d 1 по R a 20 - d 1 = 32 мм.
2-я ступень вала (под уплотнение крышки с отверстием и подшипник).
d 2 = d 1 +2t = 16+22 = 20 мм, округляем до d 2 = 20 мм;
d 2 = d 1 +2t = 32+22,5 = 37 мм, округляем до d 2 = 40 мм;
3-я ступень вала (под шестерню, колесо).
d 3 = d 2 +3,2r = 20+3,220 = 26,4 мм, округляем до d 2 = 28 мм;
l 3 определяется графически на эскизной компоновке.
d 3 = d 2 +3,2r = 40+3,22,5 =48 мм, округляем
l 3 определяется графически на эскизной компоновке.
l 4 = В+с - для шариковых подшипников,
l 4 = Т+с - для роликовых конических подшипников
l 4 = В - для шариковых подшипников,
l 4 = Т - для роликовых конических подшипников
d 5 = d 3 +3f = 48+31,6 = 52,8 мм, округляем до d 4 = 53 мм;
l 5 = определяется графически на эскизной компоновке.
(под элемент открытой передачи или полумуфту).
(под уплотнение крышки с отверстием и подшипник).
При конструировании валов размеры диаметров и длин ступеней уточняются.
Предварительный выбор подшипников качения
Определение реакций в опорах подшипника.
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Z в характерных сечениях 1…4, Нм.
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y
4. Определяем суммарные радиальные реакции
5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях.
Определение реакций в опорах подшипника.
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Нм.
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y в характерных сечениях 1…4, Нм.
4. Определяем суммарные радиальные реакции
5. Определяем суммарные изгибающие моменты
1. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку
а) Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки R s 1 и R s 2
R s 1 = 0,83eR r 1 = 0,830,36255 = 76 Н
R s 2 = 0,83eR r 2 = 0,830,36279 = 83 Н
б) Определяем осевые нагрузки подшипников R а1 и R а2
R а2 = R а1 +F a = 76+1605 =1681 Н
г) R e 1 = VR r 1 К б К Т = 12551,21 = 306 Н
R e 2 = (XVR r 2 +YR a 2 )К б К Т =
где К б = 1,2 - коэффициент безопасности
К Т = 1 - температурный коэффициент
Х = 0,4 -коэффициент радиальной нагрузки
Y = 1,67 -коэффициент осевой нагрузки
2. Рассчитаем динамическую грузоподъемность С rp и долговечность L l 0 h подшипника.
Показатель степени т = 3,33 для роликовых подшипников.
Следовательно, подшипник 7204 для использования на быстроходном валу редуктора пригоден.
1. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку
а) Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки R s 1 и R s 2
R s 1 = 0,83eR r 1 = 0,830,386677 = 2106 Н
R s 2 = 0,83eR r 2 = 0,830,383900 = 1230 Н
б) Определяем осевые нагрузки подшипников R а1 и R а2
R а2 = R a 1 +F a = 2106+395 = 2501 Н
г) R e 1 = VR r 1 К б К Т = 166771,21 = 8012 Н
где К б = 1,2 - коэффициент безопасности
К Т = 1 - температурный коэффициент
Х = 0,4 -коэффициент радиальной нагрузки
Y = 1,56 -коэффициент осевой нагрузки
2. Рассчитаем динамическую грузоподъемность С rp и долговечность L l 0 h подшипника.
Показатель степени т = 3,33 для роликовых подшипников.
Следовательно, подшипник 7208 для использования на тихоходном валу редуктора пригоден.
Кинематическая схема машинного агрегата. Срок службы приводного устройства. Определение мощности и частоты вращения двигателя. Расчет силовых и кинематических параметров привода. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений. курсовая работа [322,8 K], добавлен 22.11.2014
Определение срока службы приводного устройства, передаточного числа привода и его ступеней, силовых и кинематических параметров. Выбор материалов червяка и расчет червячных передач. Нагрузки валов редуктора. Расчет допускаемых напряжений на кручение. курсовая работа [119,6 K], добавлен 06.08.2013
Срок службы машинного агрегата. Выбор двигателя: определение мощности и частоты вращения двигателя, передаточного числа привода и его ступеней, силовых и кинематических параметров привода. Расчет зубчатых передач редуктора. Нагрузки валов редуктора. курсовая работа [1,0 M], добавлен 31.05.2010
Срок службы приводного устройства. Определение мощности и частоты вращения двигателя; силовых и кинематических параметров привода, его передаточного числа и ступеней. Расчет закрытой червячной и открытой поликлиновой ременной передач. Выбор подшипников. курсовая работа [100,1 K], добавлен 15.01.2015
Определение срока службы привода. Вычисление мощности и частоты вращения двигателя. Выбор материалов зубчатых передач, проверка допускаемых напряжений. Расчет геометрических параметров закрытой цилиндрической зубчатой передачи, валов и подшипников. курсовая работа [104,7 K], добавлен 18.11.2012
Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя. Определение передаточного числа привода и его ступеней, силовых и кинематических параметров привода. Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений. курсовая работа [285,3 K], добавлен 24.02.2015
Назначение и устройство мостового крана. Условия эксплуатации и ресурс приводного устройства к мостовому крану. Срок службы приводного устройства. Синтез привода к мостовому крану. Определение передаточного числа, силовых и кинематических характеристик. курсовая работа [290,2 K], добавлен 02.06.2014
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 механизма передвижения мостового крана курсовая работа. Производство и технологии.
Контрольная работа: Станаўленне беларускай нацыі ў XIX-пач. XX стст.
Темы Направлений Итогового Сочинения 2022
Реферат: Допустимость доказательств в гражданском и арбитражном процессах
Где Искать Литературу Для Курсовой
Курсовая работа: Строительство сетей и сооружений системы водоснабжения города и промышленного предприятия
Курсовая работа по теме Экономико-статистический анализ правонарушений в Ханты-Мансийском автономном округе
Курсовая работа по теме Особенности стратегического планирования на предприятии
Строительство Курсовая Работа
Курсовая работа по теме Особенности технологии кулинарных изделий и блюд из мяса венгерской кухни
Дневник Педагогической Практики Начальная Школа
Реферат: Князь Владимир Святой
Балет Ярославна Реферат 8 Класс
Реферат: Родіола рожева родовик лікарський розрив-трава дрібноквіткова
Дипломная работа по теме Личностные особенности жертвы сексуального насилия
Курсовая Работа На Тему Беларускія, Польскія І Рускія Фразеалагізмы З Мэтэаралагічным Кампанентам
Сочинение по теме О чём говорят книги?
Сочинение По Тексту Некрасова
Предмет И Объект Реферата Пример
Практическое задание по теме Гибкие тяговые органы
Курсовая работа по теме Способ прекращения права собственности по законодательству Российской Федерации и праву зарубежных стран
Сердечно-лёгочная реанимация у детей - Медицина реферат
Организация управления в ИП "Мустакимова" Агентства недвижимости "City Plus" - Менеджмент и трудовые отношения отчет по практике
Этические проблемы изучения генетики - Медицина эссе