Расчет элементов механизма подачи металлорежущего станка. Курсовая работа (т). Технология машиностроения.
🛑 👉🏻👉🏻👉🏻 ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻
Вы можете узнать стоимость помощи в написании студенческой работы.
Помощь в написании работы, которую точно примут!
Похожие работы на - Расчет элементов механизма подачи металлорежущего станка
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Нужна качественная работа без плагиата?
Не нашел материал для своей работы?
Поможем написать качественную работу Без плагиата!
На чертеже
показана часть механизма подач металлорежущего станка. Передача движения с
нижнего вала на верхний осуществляется с помощью сменных зубчатых колес 2 и 1,
сидящих на шлицевых концах валов (рисунок 3).
На верхнем
валу смонтирована предохранительная шариковая муфта, отключающая червяк 4 при
перегрузках механизма. В этом случае при вращающемся верхнем вале червяк будет
оставаться неподвижным.
В стальной
червяк запрессована бронзовая втулка, которая образует с шейкой вала подшипник
скольжения. Зазор в подшипнике должен быть минимальным, чтобы заметно не
нарушать центрирование червяка на валу.
Зубчатое
колесо 3 должно быть хорошо сцентрировано относительно вала. Передача крутящего
момента обеспечивается через призматическую шпонку 9 (характер соединения по b – плотный).
Шлицы в
отверстиях зубчатых колес закаливаются.
Подшипники 5
и 6 имеют перегрузку не более 150%, толчки и вибрации умеренные, режим работы
нормальный.
2. Расчёт
гладких цилиндрических соединений
Назначить и
обосновать посадки в соединениях D 1 , D 2 , D 3 заданного узла (узел 3) в зависимости от условий
работы узла.
Диаметры: D 1 =80 мм,
D 2 =75 мм, D 3 =60 мм.
Назначить и
обосновать посадки D9/h9, H6/s6, H7/n6.
Посадка на
диаметре D1 должна иметь натяг (бронзовая втулка запрессовывается в зубчатое
колесо). Исходя из этого, на диаметр D1 назначается посадка H6/s6.
Предельные
отклонения по ГОСТ 25347–82:
– отверстия
d80 H6: ES = +19 мкм = +0,019 мм;
– вала
d80 s6: es = +78 мкм = +0,078 мм;
Схема
расположения полей допусков представлена на рисунках 1 и 2.
D MAX =
D + ES = 80,000 + 0,019 = 80,019 (мм);
D MIN
= D + EI = 80,000 + 0 = 80,000 (мм);
d MAX
= d + es = 80,000 + 0,078 = 80,078 (мм);
d MIN
= d + ei = 80,000 + 0,059 = 80,059 (мм).
Рисунок 1.
Схема расположения полей допусков гладкого цилиндрического соединения d80 H6/s6.
Рисунок 2.
Схема расположения полей допусков гладкого цилиндрического соединения d80 H6/s6.
TD = D MAX – D MIN = 80,019 – 80,000 =
0,019 (мм);
Td = d MAX – d MIN = 80,078 – 80,059 =
0,019 (мм).
N MAX
= d MAX – D MIN = 80,078 – 80,000 = 0,078 (мм);
N MIN
= d MIN – D MAX = 80,059 – 80,019 = 0,040 (мм).
TN = N MAX – N MIN = 0,078 – 0,040 = 0,038
(мм);
TП = TD + Td = 0,019 + 0,019 = 0,038
(мм).
Эскиз вала,
отверстия и посадки приведен на рисунке 3.
Рисунок 3.
Эскиз вала, отверстия и гладкого соединения d80H6/s6
Посадка на
диаметре D2
должна иметь зазор, так как бронзовая втулка в паре с валом должна образовать
подшипник скольжения. Выбрана посадка D9/h9.
Предельные
отклонения по ГОСТ 25347–82:
– отверстия
d75 D6: ES = +174 мкм = +0,174 мм;
– вала
d75 h9: es = 0;
Схема
расположения полей допусков представлена на рисунках 4 и 5.
Рисунок 4.
Схема расположения полей допусков гладкого цилиндрического соединения d75 D6/h9.
D MAX = D + ES = 75,000 + 0,174 =
75,174 (мм);
D MIN
= D + EI = 75,000 + 0,100 = 75,100 (мм);
d MAX
= d + es = 75,000 + 0 = 75,000 (мм);
d MIN
= d + ei = 75,000 – 0,074 = 74,926 (мм);
TD = D MAX – D MIN = 75,174 – 75,100 =
0,074 (мм);
Td = d MAX – d MIN = 75,000 – 74,926 =
0,074 (мм);
S MAX = D MAX – d MIN = 75,174 – 74,926 =
0,248 (мм);
S MIN = D MIN – d MAX = 75,100 – 75,000 =
0,100 (мм);
TS = S MAX – S MIN = 0,248 – 0,100 = 0,148
(мм);
TП = TD + Td = 0,074 + 0,074 = 0,148 (мм);
Рисунок 5.
Схема расположения полей допусков гладкого цилиндрического соединения d75 D6/h9.
Эскиз вала,
отверстия и посадки приведен на рисунке 6.
Рисунок 6.
Эскиз вала, отверстия и гладкого соединения d75 D9/h9
Предельные
отклонения по ГОСТ 25347–82:
– отверстия
d60 H7: ES = +30 мкм = +0,030 мм;
– вала
d60 n6: es = +39 мкм = +0,039 мм;
Схема
расположения полей допусков представлена на рисунках 7 и 8.
Рисунок 7.
Схема расположения полей допусков гладкого цилиндрического соединения d60 h7/n6.
D MAX =
D + ES = 60,000 + 0,030 = 60,030 (мм);
D MIN
= D + EI = 60,000 + 0 = 60,000 (мм);
d MAX
= d + es = 60,000 + 0,039 = 60,039 (мм);
d MIN
= d + ei = 60,000 + 0,020 = 60,020 (мм);
TD = D MAX – D MIN = 60,030 – 60,000 =
0,030 (мм);
Td = d MAX – d MIN = 60,039 – 60,020 =
0,019 (мм);
S MAX = D MAX – d MIN = 60,030 – 60,020 =
0,010 (мм);
N MAX = d MAX – D MIN = 60,039 – 60,000 =
0,039 (мм);
TП = TS = TN = S MAX + N MAX = 0,010 + 0,039 = 0,049
(мм);
Эскиз вала,
отверстия и посадки приведен на рисунке 9.
Рисунок 8.
Схема расположения полей допусков гладкого цилиндрического соединения d60 H7/n6.
Рисунок 9.
Эскиз вала, отверстия и гладкого соединения d60 H7/n6
3.
Расчет калибров для контроля деталей соединения
В данном
пункте производится расчет предельных и исполнительных размеров калибров,
необходимых для контроля отверстия и вала соединения d60H7/n6, а также контрольных
калибров для скоб.
3.1
Калибры для контроля отверстия d 60 H 7
Предельные
отклонения: ES = 30 мкм; EI = 0.
Предельные
размеры: D MAX = 60,030 мм; D MIN = 60,000 мм.
Допуски
отклонения для пробок по ГОСТ 24853–81: Z=4 мкм, Y=3 мкм, H=5 мкм.
Схемы
расположения полей допусков калибров-пробок приведены на рисунках 10 и 11.
Рисунок 10.
Схема расположения полей допусков калибров-пробок для контроля отверстия d60H7.
Расчет
предельных и исполнительных размеров калибров для контроля отверстия d60H7:
ПР MAX =
D MIN + Z + H/2 = 60,000 + 0,004 + 0,0025 = 60,0065 (мм)
ПР MIN = D MIN
+ Z – H/2 = 60,000 + 0,004 – 0,0025 = 60,0015 (мм)
ПР ИЗН = D MIN
– Y = 60,000 – 0,003 = 59,997 (мм)
НЕ MAX = D MAX
+ H/2 = 60,030 + 0,0025 = 60,0325 (мм)
НЕ MIN = D MAX
– H/2 = 60,030 – 0,0025 = 60,0275 (мм)
Рисунок 11.
Схема расположения полей допусков калибров-пробок для контроля отверстия d60H7
3.2
Калибры для контроля вала d 60 n 6, а также контрольные
размеры скоб
Предельные
отклонения: es = 0,039 мкм; ei = 0,020 мкм.
Предельные
размеры: d MIN = 60,020 мм; d MAX = 60,039 мм.
Допуски
отклонений для скоб: Z 1 =4 мкм, Y 1 = 3 мкм, H 1 = 5 мкм, H Р = 2 мкм.
Схемы
расположения полей допусков калибров-скоб приведены на рисунках 12 и 13.
ПР MIN = d MAX
– Z 1 – H 1 /2 = 60,039 – 0,004 – 0,0025 = 60,00325 (мм)
ПР ИЗН
= d MAX + Y 1 = 60,039 + 0,003 =
60,042 (мм)
НЕ MAX = d MIN + H 1 /2 = 60,020 + 0,0025 =
60,0225 (мм)
НЕ MIN = d MIN – H 1 /2 = 60,020 – 0,0025 =
60,0175 (мм)
Размеры
котрольных калибров для скоб:
К-ПР MAX = d MAX – Z 1 + H P /2 = 60,039 – 0,004 +
0,001 = 60,036 (мм)
К-ПР MIN = d MAX – Z 1 – H P /2 = 60,039 – 0,004 –
0,001 = 60,034 (мм)
К-НЕ MAX = d MIN + H P /2 = 60,020 + 0,001 =
60,021 (мм)
К-НЕ MIN = d MIN – H P /2 = 60,020 – 0,001 =
60,019 (мм)
К-И MAX = d MAX + Y 1 + H P /2 = 60,039 + 0,003 +
0,001 = 60,043 (мм)
К-И MIN = d MAX + Y 1 – H P /2 = 60,039 + 0,003 –
0,001 = 60,041 (мм)
Рисунок 12.
Схема расположения полей допусков калибров для контроля вала d60n6
Исходные
данные: узел номер 3, подшипник 0–110 (позиция 5 на чертеже узла); радиальная
нагрузка Fr=3000 Н; перегрузка подшипника не более 150%; толчки и вибрации
умеренные, режим работы нормальный.
4.1
Характеристика подшипника 0–110 и его размеры
По ГОСТ 8338–75
подшипник 0–110 – шариковый радиальный однорядный, особо легкой серии.
Номинальные
размеры: d=50 мм,
D=80 мм, B=16 мм, r=1,5 мм.
4.2 Виды
нагружения колец подшипника
Нагружение
циркуляционное, при котором постоянная по величине и направлению нагрузка
передается вращающемуся кольцу. В этом случае нагруженной оказывается вся
поверхность кольца.
Нагружение
местное, при котором постоянная по величине и направлению нагрузка передается
невращающемуся кольцу, следовательно под нагрузкой оказывается только определенный
участок поверхности кольца.
4.3
Интенсивность радиальной нагрузки определяется по формуле:
(4.1)
где: Fr –
радиальная нагрузка, Н;
K 1
– динамический коэффициент посадки; K 1 = 1 при нормальных условиях
работы;
K 2
– коэффициент учитывающий ослабление посадочного натяга, для сплошного вала K 2
= 1;
K 3
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения радиальной нагрузки; K 3
= 1 для радиальных шариковых подшипников;
b – рабочая
ширина посадочного места.
4.4 Поля
допусков вала и отверстия в корпусе выбираются из [], табл. 5.3 и 5.6 для
подшипников нулевого класса
– поле
допуска отверстия в корпусе – H7.
Таблица 4.1
Посадочные размеры узла подшипника, мм
Схемы
расположения полей допусков приведены на рисунках 13 – 16.
Рисунок 13.
Схема расположения полей допусков внутреннего кольца и вала
Посадка в
соединении внутреннего кольца и вала – переходная, в системе отверстия.
N MAX
= 0,008 – (– 0,012) = 0,020 (мм);
Рисунок 14.
Схема расположения полей допусков внутреннего кольца и вала
Рисунок 15.
Схема расположения полей допусков отверстия в корпусе и наружного кольца
Посадка
соединения наружного кольца и отверстия в корпусе – с зазором, в системе вала.
S MAX
= 0,030 – (–0,013) = 0,043 (мм);
Рисунок 16.
Схема расположения полей допусков отверстия в корпусе и наружного кольца
4.6
Отклонения формы и взаимного расположения поверхностей вала и отверстия в
корпусе
– допуск
круглости 4 мкм ([], табл. 4.2);
– допуск
профиля продольного сечения 4 мкм ([], табл. 4.2);
– допуск
торцового биения заплечников валов 25 мкм ([], табл. 4.3);
– допуск
круглости 7,5 мкм ([], табл. 4.2);
– допуск
профиля продольного сечения 7,5 мкм ([], табл. 4.2);
Шероховатость
поверхностей ([], табл. 4.1):
– опорных
поверхностей заплечиков вала – Ra 2,5 мкм.
Эскиз вала,
подшипника и отверстия под подшипник приведен на рисунке 17.
Рисунок 17.
Эскиз вала, подшипника и отверстия под подшипник
5.1
Исходные данные (по ГОСТ 24705–81)
– средний
диаметр d 2 (D 2 )=25,701 мм;
– внутренний
диаметр d(D)=24,835 мм;
5.2
Предельные отклонения диаметров резьбы по ГОСТ 16093–81 приведены в таблице 5.1
и 5.2. Эскизы гайки, болта и резьбового соединения приведены на рисунке 18
Таблица 5.1.
Предельные отклонеия диаметров резьбы болта М27´2 – 8g, мкм.
Таблица 5.2.
Предельные отклонения диаметров резьбы гайки М27´2 – 7H, мкм.
Рисунок 18.
Эскиз гайки, болта и резьбового соединения М27´2 – 7H/8g
d MAX
= d + es = 27,000 – 0,038 = 26,962 (мм);
d MIN
= d + ei = 27,000 – 0,488 = 26,512 (мм);
d 1
MAX = d 1 + es = 24,835 – 0,038 = 24,797 (мм);
d 1 MIN
= d 1 + ei – не нормируется;
d 2
MAX = d 2 + es = 25,701 – 0,038 = 25,663 (мм);
d 2
MIN = d 2 + ei = 25,701 – 0,303 = 25,398 (мм).
D MIN
= D + EI = 27,000 + 0 = 27,000 (мм);
D 1
MAX = D 1 + ES = 24,835 + 0,280 = 25,115 (мм);
D 1
MIN = D 1 + EI = 24,835 + 0 = 24,835 (мм);
D 2
MAX =D 2 + ES = 25,701 + 0,475 = 26,176 (мм);
D 2
MIN = D 2 + EI = 25,701 + 0 = 25,701 (мм).
Td =
d MAX – d MIN = 26,962 – 26,512 = 0,450 (мм);
Td 2
= d 2 MAX – d 2 MIN = 25,663 – 25,398 = 0,265 (мм);
TD 2
= D 2 MAX – D 2 MIN = 26,176 – 25,701 = 0,475 (мм);
TD 1
= D 1 MAX – D 1 MIN = 25,115 – 24,835 = 0,280 (мм).
S MIN
= D MIN – d MAX = 27,000 – 26,962 = 0,038 (мм);
S 2 MAX
= D 2 MAX – d 2 MIN = 26,176 – 25,398 = 0,778 (мм);
S 2 MIN = D 2 MIN – d 2 MAX = 25,701 – 25,663 =
0,038 (мм);
S 1 MIN = D 1 MIN – d 1 MAX = 24,835 – 24,797 =
0,038 (мм).
Схема
расположения полей допусков приведена на рисунках 19 и 20.
Рисунок 20. Схема расположения полей допусков
резьбового соединения М27х2 – 7H/8g
Исходные
данные: шлицевое соединение 8х46х50, b=9 мм, шлицы в отверстиях зубчатых колес закаливаются,
соединение неподвижное.
Внутренний
диаметр – d=46 мм;
Наружный
диаметр – D=50 мм;
Ширина зуба
(паза) – b=9 мм;
Центрирование
по внутреннему диаметру, т. к. шлицы в отверстии втулки закаливаются, что
затрудняет обработку шлицов после закалки при центрировании по наружному
диаметру.
для
соединения шлицевого неподвижного по ГОСТ 1139–80 ([], табл. 2.2)
– по
боковым поверхностям шлицов по b характер соединения выбирают
– по
нецентрируемому диаметру D ([], табл. 2.5):
Схемы полей
допусков приведены на рисунках 21 и 22.
Эскизы вала и
втулки (сечения) приведены на рисунке 23.
Параметры
шероховатости выбраны из [], табл. 2.5.
Рисунок 21.
Схема полей допусков шлицевого соединения
Рисунок 22.
Схема полей допусков шлицевого соединения
Рисунок 23.
Эскиз вала и втулки при шлицевом соединении
Исходные
данные: соединение вала и втулки с помощью призматической шпонки по диаметру d60 H7/n6. Характер соединения по
b – плотный.
7.1
Основные параметры шпонки и паза по ГОСТ 23360–78
– ширина
шпонки b=18 мм;
– высота h=11 мм;
– длина l=50 мм;
– глубина
паза вала t 1 =7,0 +0,2 мм;
– глубина
паза втулки t 2 =4,4 +0,2 мм;
– размер
d+t 2 = 60 + 4,4 = 64,4 мм;
7.2 Поля
допусков и предельные отклонения размеров по ГОСТ 25347–82, 23360–78
– диаметр
втулки d60 H7 ( +0,03 );
– диаметр
вала d60 n6 ( );
– ширина
паза вала 18 P9 ( );
– ширина
шпонки 18 h9 ( –0,043 );
– высота
шпонки 11 h11 ( –0,11 );
– длина
шпонки 50 h14 ( –0,43 );
– размер
d-t 1 53 –0,2
мм;
– размер
d+t 2 64,4 +0,2 мм.
Схема полей
допусков по «b»
приведена на рисунке 24.
Рисунок 24.
Схема полей допусков по «b»
S MAX = –0,018 + 0,043 = 0,025
(мм).
Посадка по «b»
одинакова для соединений «паз вала – шпонка» и «паз втулки – шпонка». Обе
посадки переходные в системе вала.
Схема полей
допусков всего шпоночного соединения приведена на рисунке 25.
Эскиз вала и
втулки шпоночного соединения приведен на рисунке 26.
Рисунок 25. Схема
полей допусков шпоночного соединения
Рисунок 26.
Эскиз вала и втулки шпоночного соединения
Составить
схему размерной цепи с указанием увеличивающих и уменьшающих звеньев.
Определить номинальный размер и допуск замыкающего звена. Произвести расчет
размерной цепи, определив точность размерных составляющих методом максимума –
минимума (способ допусков одного квалитета).
Схема
размерной цепи для узла номер 3 приведена на рисунке 27.
Рисунок 27.
Схема расчетной размерной цепи
Размер А 1
– увеличивающий (звена);
8.1
Номинальное значение замыкающего размера
где: m – количество
увеличивающих размеров;
p – количество уменьшающих
размеров.
8.2 Величина
допуска замыкающего размера
TА D =0,08 – (–0,28) = 0,36
(мм) = 360 (мкм)
8.3
Определяем квалитет, в котором выполнены составляющие размерной цепи
где: n – количество
составляющих размерной цепи;
i – единица допуска для
выбранного диапазона размеров.
i 1 = 2,90 для A 1 = 240 мм (180…250),
i 2 = 1,08 для А 2
= А 4 = 18 мм (10…18),
По ГОСТ 25346–82
определяю квалитет.
Для 9
квалитета a cm = 40, для 10 квалитета a cm = 64. Ближайший квалитет по
числу а m – 10 квалитет.
За
корректирующий размер принимаю A 1 =240 мм – увеличивающий (240 +0,185 ).
А 2
= А 4 = 18 мм; ТА 2 = ТА 4 = 70 (мкм)=0,07
(мм); на чертеже 18 –0,07;
А 3
= 200 мм; ТА 3 = 185 (мкм)=0,185 (мм); на чертеже 200 –
0,185.
ТА кор
= 360 – (70 + 185 + 70) = 35 (мкм).
8.6
Предельные отклонения А кор (увеличивающий размер)
Es(А кор ) = 80 – 0 +
(–70 – 185 – 70) = –245 (мкм);
Ei(А кор ) = –280
– 0 + (0+0+0) = –280 (мкм).
Рисунок 28.
Схема рассчитанной размерной цепи с отклонениями
Исходные
данные: узел номер 3, m=4,5, z=37, точность зубчатого
колеса 8-D (табл. 2.8 []). Диаметр
посадочного отверстия d В = D 3 = 60 мм (по чертежу узла). Показатели
контроля норм точности 5; 1; 2; 3 (табл. 2.9 []).
9.2
Показатели норм точности (табл. 2.10)
F vwr – колебание длины общей
нормали;
f ' ir – местная кинематическая
погрешность зубчатого колеса;
F kr – суммарная погрешность
контактной линии;
– E ws – наименьшее отклонение
длины общей нормали для зубчатого колеса с внешними зубьями;
T w – допуск на длину общей
нормали.
Колебание
длины общей нормали F vwr – разность между наибольшей и наименьшей
действительными длинами общей нормали в одном и том же зубчатом колесе.
Под
действительной длиной общей нормали понимается расстояние между двумя
параллельными плоскостями, касательными к двум разноименным активным боковым
поверхностям зубьев зубчатого колеса.
Местная кинематическая
погрешность зубчатого колеса f ' ir – наибольшая разность
между местными соседними экстремальными (минимальным и максимальным) значениями
кинематической погрешности зубчатого колеса в пределах его оборота (рисунок
29).
Рисунок 29.
Кинематическая погрешность зубчатого колеса
Рисунок 30.
Действительная контактная линия
Таблица 9.1
Числовые значения показателей норм точности (по ГОСТ 1643–81), мкм.
Наименование показателя норм точности
2. Местная кинематическая погрешность зубчатого колеса
3. Суммарная погрешность контактной линии
4. Наименьшее отклонение длины общей нормали для
зубчатого колеса с внешними зубьями
9.3 Расчет
основных параметров зубчатого колеса
где Y –
коеффициент, равный для прямозубых передач 6…10;
где h a = h * a ×m, h * a = 1 по ГОСТ 13755–81
1. Ступина Л.Б., Шабаль К.Г.,
Методические указания к курсовой работе по курсу «Взаимозаменяемость,
стандартизация и технические измерения», Сумы, СумГУ, 1995 г.
2. Мягков В.Д., Палей М.А.
и др., «Допуски и посадки», справочник в 2-х частях, издание шестое, М: «Машиностроение»,
1982 г.
3. И.М. Белкин, «Справочник
по допускам и посадкам для рабочего-машиностроителя», М: «Машиностроение», 1985 г.
4. ГОСТ 25347–82. «Поля
допусков и рекомендуемые посадки».
5. ГОСТ 25346–82. «Общие
положения, ряды допусков и основных отклонений».
6. ГОСТ 24853–81. «Калибры
гладкие для размеров до 500 мм. Допуски»
7. ГОСТ 8338–75. «Подшипники
шариковые радиальные однорядные. Основные размеры».
8. ГОСТ 23360–78. «Шпонки
призматические. Размеры»
9. ГОСТ 16093–81. «Резьба
метрическая для диаметров от 1 до 500 мм. Допуски»
10. ГОСТ 24705–81. «Основные
нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая»
Курсовая работа (т). Технология машиностроения.
Курсовая работа по теме Создание проектов решения вычислительных задач на Visual Basic
Реферат: Планета Уран
Реферат: Война России в Чечне
Реферат по теме Обеспечение безопасности информации на наиболее уязвимых участках офисной деятельности
Курсовая Работа На Тему Речь В Межличностных И Общественных Отношениях
Простой План К Сочинению Про Ягоды
Курсовая работа по теме Дидактическая игра как средство развития воображения у старших дошкольников
Шпаргалка: Шпаргалка по Естествознания
Курсовая работа по теме Социо-эколого-экономический анализ негативных воздействий на окружающую среду нефтеперерабатывающего завода в условиях Крайнего Севера и мероприятия по их минимизации
Геометрия 7 Атанасян Мельникова Контрольные Работы
Реферат: Brady Bill And Its Passage Essay Research
Дипломная Работа Пожилые Люди
Реферат: Сущность самоуправления
Меланома Волосистой Части Головы Реферат
Курсовая Работа На Тему Защита Авторских И Смежных Прав В Республике Казахстан
Курсовая работа по теме Сельское хозяйство Приволжского федерального округа
Сочинение Огэ Бедная Лиза
Курсовая работа по теме Проектирование системы водоснабжения для обеспечения потребностей поселка и предприятия
Контрольная работа по теме Мифы о Северной столице
Реферат На Тему Функции Религии В Жизни Общества
Похожие работы на - Ресурсы предприятия и основные финансовые результаты деятельности предприятия
Курсовая работа: Генезис экономической теории
Курсовая работа: Генетически модифицированные организмы в колбасных изделиях