Проектирование и исследование механизмов кузнечно-прессового манипулятора - Производство и технологии курсовая работа
Главная
Производство и технологии
Проектирование и исследование механизмов кузнечно-прессового манипулятора
Определение закона движения механизма. Кинестетический силовой расчет основного рычажного механизма. Проектирование цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи. Построение графика углового ускорения звена приведения в функции обобщенной координаты.
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.
Пояснительная записка к курсовому проекту «Проектирование и исследование механизмов кузнечно-прессового манипулятора» содержит 6 рисунков, 3 таблицы, 4 приложения.
В пояснительной записке приведено: проектирование основного механизма кузнечно-прессового манипулятора, определение закона движения звена приведения, кинестетический силовой расчет основного рычажного механизма, проектирование цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи, проектирование двухрядного планетарного механизма, проектирование кулачкового механизма с силовым замыканием высшей пары.
1. Техническое задание на проектирование
1.1 Краткое описание работы механизмов установки
2. Определение закона движения механизма
2.1.2 Определение основных размеров механизма
2.2 Синтез 4-ехшарнирного механизма
2.2.2 Определение основных размеров механизма
2.3 Определение параметров динамической модели
2.3.1 Расчет кинематических передаточных функций
2.4 Построение графика суммарной работы
2.5 Построение графика угловой скорости звена приведения в функции обобщенной координаты
2.6 Построение графика углового ускорения звена приведения в функции обобщенной координаты
2.7 Построение графика времени и определение времени процесса
3.2 Определение главных векторов и главных моментов сил инерции
3.3 Определение реакций в кинематических парах
4. Проектирование цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи и планетарного механизма
4.1 Проектирование зубчатой передачи
4.1.2 Выбор коэффициентов смещения и построение графиков качественных показателей зубчатой передачи
4.1.3 Расчет основных геометрических параметров зацепления
4.2 Проектирование планетарного редуктора
5. Проектирование кулачкового механизма
5.2 Построение кинематических диаграмм движения толкателя
5.3 Определение основных размеров механизма
5.4 Построение графика угла давления
5.5 Построение центрового и конструктивного профилей кулачка
1. Техническое задание на проектирование
1.1 Краткое описание работы механизмов установки
Манипулятор (рис. 1.1a) выполняет следующие операции: захват заготовки, перемещение заготовки в вертикальной и горизонтальной плоскости, вращение заготовки вокруг ее оси. Манипулятор состоит из подвижного основания 6, хобота 5, схвата 5 и механизмов подъема хобота, его выравнивания (изображен штриховой линией), вращения охвата, а также гидравлических и электрических приводов.
Механизм подъема состоит из гидроцилиндра 3 со штоком 2, коромысла 1, шатуна 4 и коромысла (хобота) 5. Регулирование давления в гидроцилиндре осуществляется кулачковым механизмом, кулачок 15 которого установлен на звене 1, а толкатель 14 соединен с регулятором давления. График изменения силы F 2 , действующей на поршень 2 при подъеме хобота с грузом, представлен на рис. 1.1в.
Механизм вращения схвата приводится в движение от электродвигателя 7 через двухрядный планетарный редуктор 10-11-12 и зубчатую передачу 8-9 (рис. 1.1a). Для предохранения механизма от перегрузок в редукторе установлена фрикционная муфта 13, которая обеспечивает два режима движения: с остановленным колесом 12 и с остановленным колесом 10.
рычажный зубчатый цилиндрический передача
Относительные длины звеньев механизма
Углы поворота звена 1 при перемещении хобота
из верхнего положения в горизонтальное положение
Относительные размеры звеньев и координат центров масс S4, S5, Sг звеньев 4, 5 и груза
Массы звеньев 4, 5 и груза и моменты инерции относительно их центров масс
Угловая координата звена 1 (для силового расчета механизма)
Передаточное отношение планетарного редуктора
Ход толкателя в кулачковом механизме
Допустимый угол давления в кулачковом механизме
2. Определение закона движения механизма
Ход поршня в гидроцилиндреH L = 0.6 мУгол поворота звена 1в = 90°Относительные длины звеньев механизма
(l AB ) min /H L = 2l BL /H L = 1.5
2.1.2 Определение основных размеров механизма
Синтез кулисного механизма 1-2-3 (рис. 1.1б) производят по допустимому углу давления [?] = в / 2, ходу поршня H L и отношению (l AB ) min /H L . Учитывают равенство углов давления в начале и конце ход поршня в цилиндре. Рис. 1.1б:
l BC = H L / (2 * sin (в / 2)) = 0.424 м;
l AC = v(l BC 2 + l AB 2 + 2 * l BC * l AB * sin (в / 2)) = 1.53 м,
где l AB находят из отношения (l AB ) min /H L .
2.2 Синтез 4-ехшарнирного механизма
Длина стойки l CK = 3 м Длина коромысла l EK = 2.35 м Угловые координаты звена 5в верхнем положении? 5 ' = 189°в горизонтальном положении? 5 '' = 196°в нижнем положении? 5 ''' = 203°Углы поворота звена 1 при перемещении хобота из верхнего в горизонтальное положение(? 1 ''-? 1 ') = 45°из верхнего в нижнее положение(? 1 '''-? 1 ') = 90°Относительные размеры звеньев иl EF /l FK = 0.2координат центров масс S 4 , S 5 , S г l KSг /l FK = 2звеньев 4, 5 и груза l DE /l DS4 = 2l KSг /l KS5 = 2Угловые размеры угол BCD = 90°угол EFK = 90°
2.2.2 Определение основных размеров механизма
Синтез 4-ехшарнирного механизма 1-4-5-6 проводят по трем положениям звена 5 и соответствующим углам поворота коромысла 4 (рис. 1.1б). Расчет ведут в среде Mathcad. Записывают координаты точки E для трех положений:
Из которой определяют значения x D , y D и l DE :
Основные размеры находят, используя пункты 8 и 9табл. 1.1:
2.3 Определение параметров динамической модели
2.3.1 Расчет кинематических передаточных функций
Задачу о движении многозвенного механизма машины можно свести к рассмотрению динамической модели машины-- условного звена, координата которого совпадает с обобщенной координатой механизма, угловая скорость совпадает с угловой скоростью звена приведения, к которому приложен силовой фактор, эквивалентный системе всех сил, действующих на механизм, и которое обладает инерционностью, эквивалентной инерционности всех звеньев механизма.
М пр У - приведенный суммарный момент от сил
J пр У - приведенный суммарный момент инерции W пл = 1
Для определения М пр У и J пр У необходимо сначала определить кинематические передаточные функции.
Для расчета кинематических передаточных функций используют среду Mathcad. Определяют координаты центров масс S 4 , S 5 и S г и углы поворота звеньев 4 и 5 (см. прил. 1). Затем находят кинематические передаточные функции (пример для точки S 4 и звена 4):
Далее строят графики кинематических передаточных функций.
Суммарный приведенный момент инерции складывается из момента инерции 1-ой группы звеньев и момента инерции 2-ой группы звеньев. Момент инерции 1-ой группы звеньев постоянен и равен нулю по условию, тогда суммарный приведенный момент инерции будет состоять только из момента инерции 2-ой группы звеньев. Его определяют следующим образом:
Данные соотношения получают из условия равенства кинетических энергий модели и механизма.
Далее строят график момента инерции 2-ой группы звеньев.
Рассчитывают суммарный приведенный момент всех сил следующим образом:
Данные соотношения получают из условия равенства элементарных работ у модели и у механизма.
Определение аналога скорости поршня относительно цилиндра (точка L) аналогично определению кинематических передаточных функций для предыдущих точек. Необходимо определить силу F 2 . Силу F 2 n определяют из возможности начала движения:
Силу F 2 k определяют из условия обеспечения безударного останова по скорости: равенство работ за цикл: A ц F 2 = | A ц G 4 + A ц G 5 + A ц G г |. Откуда получают
Далее строят график суммарного приведенного момента всех сил.
2.4 Построение графика суммарной работы
Работу вычисляют следующим образом:
2.5 Построение графика угловой скорости звена приведения в функции обобщенной координаты
Угловую скорость звена приведения в функции обобщенной координаты получают из интегральной формы уравнения движения:
2.6 Построение графика углового ускорения звена приведения в функции обобщенной координаты
Для вычисления угловогоускорения звена приведения пользуются соотношением, полученным из дифференциальной формы уравнения движения:
2.7 Построение графика времени и определение времени процесса
Строят график зависимости ц = ц(t), откладывая значения ц вдоль оси ординат, а значения tвдоль оси абсцисс.
На этапе силового расчета определяют реакции в кинематических парах и уравновешивающий силовой фактор. Реакции в кинематических парах необходимы для проведения в дальнейшем расчетов на прочность, износостойкость и долговечность кинематических пар и звеньев. Проводят кинетостатический силовой расчет, основанный на применении принципа Д'Аламбера.
Силовой расчет проводят для угла поворота 1-го звена ? 1 = 20°. Этому углу соответствуют следующие значения величин:
щ(? 1 ) = 3.34 рад·с -1 , е(? 1 ) = 10.89 рад·с -2 , F 2 (? 1 ) = 1.833 * 10 5 Н
3.2 Определение главных векторов и главных моментов сил инерции
Сначала определяют ускорения центров масс звеньев 4, 5 и груза и угловые ускорения звеньев 4 и 5 (на примере звена 4):
Далее определяют главные векторы и главные моменты сил инерции (на примере звена 4):
Затем вычисляют значения главных векторов и главных моментов сил инерции для угла ? 1 .
3.3 Определение реакций в кинематических парах
Реакции в кинематических парах определяют в среде Mathcadматричным методом. Метод подробно рассмотрен в приложении 2.
Полученные значения сравнивают с соответствующими, полученными в программе Diada (результаты работы программы представлены в приложении 3).
Можно видеть, что результаты двух способов совпадают. Таким образом, силовой расчет проведен верно.
4. Проектирование цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи и планетарного механизма
4.1 Проектирование зубчатой передачи
Число зубьев шестерниz 1 = 13Число зубьев колесаz 2 = 19Модуль колесm = 12 мм
Также используют стандартные значения величин:h * a = 1- коэффициент высоты зуба;
с * = 0.25 - коэффициент радиального зазора в паре исходных контуров;
с * f = 0.38 - коэффициент радиуса кривизны переходной кривой;
4.1.2 Выбор коэффициентов смещения и построение графиков качественных показателей зубчатой передачи
Все последующие расчеты выполнены в среде Mathcad. Коэффициент смещения колеса принимают x 2 = 0.5. Для шестерни коэффициент смещения x 1 выбирают после построенияграфиков качественных показателей.
Угол зацепления рассчитывают, решая следующее уравнение:
Далее определяют коэффициент воспринимаемого смещения:
Коэффициент уравнительного смещения:
Радиусы начальных окружностей шестерни и колеса:
Радиусы окружностей вершин шестерни и колеса:
Радиусы окружностей впадин шестерни и колеса:
Радиусы делительных окружностей шестерни и колеса:
Радиусы начальных окружностей шестерни и колеса:
Толщины зубьев шестерни и колеса при вершине:
Минимальное число зубьев шестерни без смещения
Тогда минимальный допустимый коэффициент смещения по условию отсутствия подрезания:
Минимальное допустимое значение[S a / m]принимают равным 0.2, поскольку в качестве ХТО принимают улучшение. Минимальное допустимое значение [е б ] принимают равным 1.05, т.к. принимают степень точности 9. Выбранным значениям [S a / m] и[е б ]соответствуют значения смещения и соответственно.
Далее строят графики качественных показателей.
Выбирают x 1 = 0.7 (рис. 4.1), т.к. при таком значении коэффициента смещения шестерни достигается примерное равенство коэффициентов скольжения. Также при выбранном значении x 1 выполняются все необходимые условия и ограничения:S a 1 / m> [S a / m], S a 2 / m> [S a / m], е б >[е б ].
4.1.3 Расчет основных геометрических параметров зацепления
При выбранном значении коэффициента смещения шестерни, пользуясь формулами предыдущего пункта, получают следующие параметры:
Радиусы начальных окружностей шестерни и колеса:
Радиусы окружностей вершин шестерни и колеса:
Радиусы окружностей впадин шестерни и колеса:
Радиусы делительных окружностей шестерни и колеса:
Радиусы начальных окружностей шестерни и колеса:
Толщины зубьев шестерни и колеса при вершине:
После определения основных параметров строят станочное зацепление исходного производящего контура с шестерней z 1 , проводится профилирование зуба методом огибания.
Для спроектированной передачи строят схему зацепления шестерни z 1 и колеса z 2 .
4.2 Проектирование планетарного редуктора
Передаточное отношение планетарного редуктораu (4) 1 H = 16.5Число блоков сателлитовK = 3
Имеется двухрядный планетарный редуктор со смешанным зацеплением (рис. 4.2а). Передаточное отношение такого редуктора u (4) 1 H = 1 + (z 2 * z 4 ) / (z 1 * z 3 ).Необходимо определить числа зубьев z 1 - z 4 редуктора. При этом необходимо выполнение следующих условий:
а) б) в)
1) Обеспечение заданного передаточного отношения с требуемой точностью
Расчетное передаточное отношение должно отличаться от заданного не больше, чем на ±5%.
a wI = r w1 + r w2 = a wII = r w4 - r w3
Откуда следует, что z 1 + z 2 = z 4 -z 3
4) Условие правильности выполнения внутреннего зацепления
sin (р / K) > (max (z 2 , z 3 ) + 2) / (z 1 + z 2 )
u (4) 1 H * z 1 * (1 + K * p) / K = B
Нужно проверить, существует ли такое целое p, при котором B тоже будет целым.
Получают несколько решений, удовлетворяющих вышеперечисленным условиям. Из них выбирают, руководствуясь следующими критериями:
1) Минимальность габаритов: необходимо выбрать такое соотношение зубьев, что максимальная из 2-ух величин (z 1 + 2* z 2 ) и z 4 была минимальной среди прочих наборов чисел зубьев.
2) Минимальность массы: необходимо выбрать такое соотношение зубьев, чтобы величина z 1 + K * (z 2 + z 3 ) + z 4 была минимальной среди прочих наборов чисел зубьев.
Результат: z 1 = 19, z 2 = 55, z 3 = 18, z 4 = 92. Полученный набор зубьев удовлетворяет всем условиям и обеспечивает минимальность габаритов редуктора.
Рис. 4.2б: передаточное отношение определяют следующим образом:
u (4) 1 H = tgш 1 / tgш H = BB' / BB''
Также редуктор может работать при остановленном звене 1 (рис. 4.2в). В этом случае передаточное отношение определяют следующим образом:
u (1) 4 H = 1 + (z 1 * z 3 ) / (z 2 * z 4 ) = 1.07
Графически проверяют следующим образом:
u (1) 4 H = tgш 4 / tgш H = DD' / DD''
рычажный зубчатый цилиндрический передача
5. Проектирование кулачкового механизма
Угол профиля кулачка d p =--j p = 90° Ход толкателя в кулачковом механизмеh Q = 0.03 м
Допустимый угол давления в кулачковом механизме[?] = 35°Закон движения
5.2 Построение кинематических диаграмм движения толкателя
Строят график зависимости аналога скорости толкателя от угла поворота кулачка, пользуясь следующим соотношением:
Затем строят график зависимости аналога ускорения толкателя от угла поворота кулачка, используя соотношение:
5.3 Определение основных размеров механизма
Строят диаграмму кинематических отношений кулачкового механизма (рис 5.1). Для этого откладывают в одинаковых масштабах перемещение толкателя по оси ординат и аналог скорости толкателя против оси абсцисс. Затем проводят касательные к графику под углом [?] к оси ординат. Получают область допустимых решений, в которой располагают центр вращения кулачка с учетом заданного эксцентриситета eи обеспечения минимальности габаритов. Эксцентриситет откладывают в сторону уменьшения углов давлений на фазе удаления при заданном рабочем направлении щ 1 .
Из построенной диаграммы кинематических отношений определяют радиус начальной шайбы центрового профиля:
5.4 Построение графика угла давления
Угол давления вычисляют по следующей формуле:
где s 0 - модуль ординаты точки О 1 (рис. 5.1).
5.5 Построение центрового и конструктивного профилей кулачка
Строят центровой профиль кулачка. Для этого задают масштаб, затем из произвольного центра в масштабе проводят окружности радиусами r 0 и e. Далее из произвольной точки на окружности r 0 в направлении -щ 1 откладывают рабочий угол, угол делят на n интервалов. Из каждой точки деления касательно к окружности радиусом е проводят прямые. На этих прямых от точки пересечения с окружностью r 0 откладывают в выбранном масштабе соответствующие перемещения толкателя S Bi . Полученные точки соединяют плавной кривой, образуя центровой профиль кулачка. Затем на расстоянии, равном радиусу ролика, строят конструктивный профиль.
В ходе выполнения курсового проекта получены следующие результаты:
1) Определен закон движения звена приведения механизма кузнечно-прессового манипулятора щ = щ(ц), е = е(ц); t оп = 0.74 с.
2) Для заданного положения механизма ц 1 = 20° проведен силовой расчет, определены реакции в кинематических парах механизма и уравновешивающий момент.
3) Спроектирована прямозубая цилиндрическая эвольвентная зубчатая передача с модулем m = 12 мм, с числами зубьев колес z 1 = 13 и z 2 = 19, коэффициентами смещения x 1 = 0.7, x 2 = 0.5 и коэффициентом перекрытия е б = 1.122.
4) Спроектирован двухрядный планетарный редуктор со смешанным зацеплением с передаточным отношением u (4) 1 H = 15.8 и с числами зубьев z 1 = 19, z 2 = 55, z 3 = 18, z 4 = 92.
5) Спроектирован кулачковый механизм с поступательно движущимся толкателем при заданном законе перемещения выходного звена. Радиус начальной шайбы центрового профиля кулачка r 0 = 0.087м, радиус начальной шайбы конструктивного профиля кулачка R 0 = 0.061 м, радиус ролика R рол = 0.026 м, эксцентриситет e = 0.01 м.
1. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин: Учеб. Для втузов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Наука.Гл. ред. физ.-мат. лит., 1988. - 640 с.
2. Теория механизмов и машин. Курсовое проектирование:учеб. пособие / под ред. Г.А. Тимофеева - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2012. - 169, [3] с.: ил.
3. Теория механизмов и механика машин:Учеб. для вузов / К.В. Фролов, С.А. Попов, А.К. Мусатов и др.; Под. ред. К.В. Фролова. - 4-е изд., испр. и доп. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2002. -664 с.: ил.
4. Сащенко Д.В. Конспект лекций по теории механизмов и машин. Список ПО: КОМПАС-3D, MathCad, Diada, QtCreator.
Приложение 1. Расчет кинематических передаточных функций
Представлен фрагмент программы, написанной в среде Mathcad, при помощи которой определяются координат центров масс звеньев и других необходимых точек.
Определение координат необходимых точек
Далее дифференцируют необходимые координаты по обобщенной координате и получают кинематические функции.
Приложение 2. Матричный метод определения реакций в кинематических парах
Представлен фрагмент программы, написанной в среде Mathcad, при помощи которой определяются реакции в кинематических парах и уравновешивающий момент на звене 1.
Вспомогательная матрица, соответствующая таблице кинематических пар:
Реакции в кинематических парах и уравновешивающий момент на звене 1:
Приложение 3. Результаты силового расчета, выполненного в программе Diada
Реакции в кинематических парах. ( Н, Нм)
Пара C стойки. Реакция на звено 0 со стороны звена 1
Пара A стойки. Реакция на звено 3 со стороны звена 0
Пара K стойки. Реакция на звено 5 со стороны звена 0
Пара B . Реакция на звено 1 со стороны звена 2
Пара D . Реакция на звено 1 со стороны звена 4
Пара L . Реакция на звено 2 со стороны звена 3
Реакция приложена в основании перпендикуляра, опущенного из пары A на направляющую пары L
Момент сил реакции на звено 2 со стороны звена 3
Пара E . Реакция на звено 4 со стороны звена 5
Приложение 4. Программа подбора чисел зубьев редуктора
Представлен код программы определения чисел зубьев редуктора, написанной в среде Qt.
int K, z1, z2, z3, z4, z1_min, z2_min, z3_min, z4_min, z1_max, z2_max, z3_max, z4_max, G_min, G, z1c, z2c, z3c, z4c;
for (z1 = z1_min; z1 <= z1_max; z1++)
for (z2 = z2_min; z2 <= z2_max; z2++)
for (z3 = z3_min; z3 <= z3_max; z3++)
if ((z4 >= z4_min) && (z4 - z3 >= 8) && (z4 <= z4_max))
float U_1H_e = 1 + (float)(z2 * z4) / (z1 * z3);
if ((U_1H_e >= 0.95 * U_1H_t) && (U_1H_e <= 1.05 * U_1H_t))
if ((int)(U_1H_t * z1 * (1 + K * p)) % K == 0)
if (sin (pi / K) > (float)(max (z2, z3) + 2) / (z1 + z2))
if (G < G_min && z1 % K != 0 && z4 % K != 0)
printf ("z1 = %d, z2 = %d, z3 = %d, z4 = %d\n", z1c, z2c, z3c, z4c);
Кинематическая схема основного механизма двигателя автомобиля в трех положениях, кинематический силовой расчет основного рычажного механизма. Проектирование цилиндрической эвольвентой зубчатой передачи, силовой расчет сложного зубчатого механизма. курсовая работа [992,5 K], добавлен 18.07.2011
Краткое описание работы механизмов ножниц для резки пруткового металла. Определение закона движения, размеров механизма. Силовой расчет механизма. Проектирование цилиндрической эвольвентой зубчатой передачи и планетарного редуктора. Расчет зацепления. курсовая работа [337,4 K], добавлен 19.12.2010
Проектирование основного рычажного механизма, расчет момента инерции маховика, определение истинного закона движения звена приведения. Расчет геометрических параметров. Качественные и кинематические характеристики эвольвентного зубчатого зацепления. курсовая работа [168,5 K], добавлен 28.01.2011
Описание установки "привод дорожного велосипеда". Синтез эвольвентного зубчатого зацепления и алгоритм расчета. Построение эвольвентной зубчатой передачи. Определение закона движения механизма и силовой расчет. Динамическое исследование механизма. курсовая работа [1,5 M], добавлен 11.01.2009
Проектирование схемы, структурное и кинематическое исследование рычажного механизма, силовой расчет. Расчет геометрических параметров неравносмещенной эвольвентной зубчатой передачи внешнего зацепления из условия отсутствия подрезания. Расчет маховика. курсовая работа [216,2 K], добавлен 24.03.2010
Динамический анализ рычажного механизма по коэффициенту неравномерности движения. Силовое исследование рычажного механизма. Проектирование зубчатой передачи и планетарного редуктора. Проектирование и расчет кулачкового механизма и его составляющих. курсовая работа [88,8 K], добавлен 18.01.2010
Определение степени подвижности кинематической цепи и класса механизма. Расчет перемещений, скоростей и ускорений, звеньев механизма и отдельных его точек. Проектирование цилиндрической, прямозубой, эвольвентной, корригированной зубчатой передачи. курсовая работа [619,4 K], добавлен 22.10.2011
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
Проектирование и исследование механизмов кузнечно-прессового манипулятора курсовая работа. Производство и технологии.
Доклад: США и Панамский канал
Сочинение по теме "Изображение дворянства в литературе первой половины XIX века"
Реферат: Налоговая система РФ
Реферат: Религиозные организации. Скачать бесплатно и без регистрации
Реферат: Метеориты
Как Правильно Пронумеровать Страницы В Реферате
Реферат На Тему Файлы
Курсовая работа: Государственный бюджет как основное звено финансовой системы 2
Курсовая Работа В Медицинском Колледже
Курсовая Работа На Тему Товарная Политика Предприятия
Реферат по теме Диагностика и техническое обслуживание ПК. Ремонт периферийного оборудования
Реферат: Средневековая европейская культура
Курсовая работа по теме Разработка программы перевода введенной строки текста в последовательность кодов азбуки Морзе. Программа на языке высокого уровня
Дипломная Работа Физическое Воспитание
Сочинение: Евгений Базаров и Павел Кирсанов в романе И. С. Тургенева Отцы и дети
Курсовая работа по теме Расчет асинхронного двигателя
Анализ Ликвидности Баланса Курсовая
Реферат: От средневековья - к "новому времени" . Скачать бесплатно и без регистрации
Эссе Технология Обучения
Дипломная работа по теме Дизайн костюма
Маркетинговое исследование рынка бесцветной стеклянной тары - Маркетинг, реклама и торговля курсовая работа
Аспекти журналістської професії - Журналистика, издательское дело и СМИ реферат
Фактори формування колективу, їх значення для сучасної школи - Педагогика контрольная работа