Разработка и конструирование редуктора - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Разработка и конструирование редуктора

Проектирование редуктора, выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет ременной передачи и закрытых цилиндрических зубчатых передач. Разработка конструкции вала. Расчет валов на усталостную прочность. Смазочные устройства и утопления.


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.
к курсовому проекту по конструированию
Разработка и конструирования «редукт о ра»
1. Техническое задание на проектирование
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
4. Расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач
6. Проектировочный расчет валов на совместное действие изгиба и кручения
8. Расчет валов на усталостную прочность
9. Расчет быстроходного вала на жесткость
11. Смазочные устройства и утопления
1. Техническое задание на проектирование
N э =1,5 кВт, n э =960 об/мин, n вых =15, t=10000 часов.
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет пр и вода
По заданным значениям N э =1,5 кВт, n э =960 об/мин, n вых =15 об/мин из таблице выбираем двигатель серии АИР 90L6/925. В нашем случае асинхронная частота двигателя не совпадает с частотой, указанной в задании то мы берем стандартную частоту n э =925 .
Общее передаточное число привода определится по формуле:
Распределим между типами и ступенями передач
Положим u рем =4 , тогда . Из рекомендаций по распределению передаточных чисел в двухступенчатом редукторе найдем передаточное число тихоходного вала
Проверим расчетные данные по частоте выходы
Определим вращающие моменты на валах
Полученные данные сведены в табл. 1
Выбираем по заданной мощности и частоте вращения, используя номограмму (рис. 1) вид сечения ремня О.
Выбираем из ближайшего стандартного мм. Тогда диаметр ведомого шкива определится с учетом проскальзывания как
Уточним передаточное число ременной передачи и частоту вращения быстроходной передачи
( берется из таблицы в зависимости от выбранного сечения ремня);
За межосевое расстояние принимаем промежуточное значение
Округляя до ближайшего стандартного значения , получаем мм. Уточним межосевое расстояние
Определим по таблице следующие коэффициенты
Номинальная мощность, допускаемая для передачи одним ремнем
здесь кВт номинальная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, определяется по табличным данным табл. 2 (лит.: Демидович В.М., Зайденштейн Г.И., Юрьева В.А. Проектирование ременных передач на ЭВМ с использованием языка “Бейсик”: Методические указания к курсовому проектированию по прикладной механике и деталям машин. Казань: КАИ. 1987. - 40с.).
Частота вращения меньшего шкива, об/мин
где - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил. Для нашего случая Н·с 2 /м 2 .
Здесь кг/м 3 - плотность материала ремня, Н/мм - модуль упругости.
Здесь Н/мм 2 - предел выносливости материала, - число шкивов, , - коэффициент, учитывающий различную величину напряжения изгиба на малом и большом шкиве.
Усилие, действующее на вал от ременной передачи
В соответствии с числом ремней z =4 ширина клинового ремня выбирается по ГОСТ-20889-75 - ГОСТ-20897-75, т.е. M =52 мм.
Длинна ступицы может быть определена как
Размеры профиля канавок шкива для клинового ремня с выбранным сечением “О” приведены в табл. 3
механические свойства после обработки
представленные выше стали все с объемной закалкой
Допускаемые контактные напряжения при расчете зубчатых передач на контактную прочность определяются по формуле
где - базовый предел выносливости поверхности зубьев по контактным напряжениям для пульсирующего цикла вычислится как , . Коэффициент долговечности при переменной нагрузке определится как , где базовое число , число циклов нагружения зубьев
Причем для однородной структуры материала (в данном случае объемная закалка) коэффициент ограничивают в пределах 1 2,6 . В случае, когда расчетная <1 , будем принимать = 1 .
Допускаемые изгибные напряжения могут быть определены по формуле
где - базовый предел выносливости материала колеса по изгибным напряжениям для пульсирующего цикла определится следующим образом
; . Коэффициент долговечности определится как
где базовое число . Число циклов нагрузки
Укажем на некоторые ограничения на величину : 1 2 при HB 350 ; 1 1,6 при HB >350 . В случае, когда расчетная <1 , примем =1 .
Все расчетные данные занесем в табл. 5
4. Расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач
Для определения межосевого расстояния прямозубых передач используется формула вида
Здесь коэффициент динамической нагрузки для предварительных расчетов примем ; относительная ширина передачи из нормального ряда чисел ; допускаемые контактные напряжение шестерни , т.к. оно меньше колеса.
Зададим число зубьев шестерни . Определим следующим образом . Округлим до ближайшего целого .
Рассчитаем диаметры а) шестерни и б) колеса
округляем b 2 до ближайшего целого мм.
Ширина шестерни для компенсации неточностей сборки определится
По данной скорости в соответствии с табличными данными уточним коэффициент . По значению в соответствии с рис. 5 определим , тогда .
В соответствии с уточненными данными произведем проверку контактных напряжений
недогрузка на 12% за счет увеличения модуля до ближайшего стандартного.
где - коэффициент, учитывающий форму зуба; , , тогда .
Определим межосевое расстояние косозубых передач
Здесь допускаемые контактные напряжение шестерни .
Зададим число зубьев шестерни . Определим следующим образом . Округлим до ближайшего целого .
Вследствие того, что быстроходное колесо зацепляет тихоходный вал на расстояние , где - диаметр вершин быстроходного колеса, - диаметр тихоходного вала (см. ниже раздел “ Ориентировочный расчет вала ”) требуется увеличить межосевое расстояния за счет увеличения модуля до . Тогда межосевое расстояние определится как
Рассчитаем диаметры а) шестерни и б) колеса
Ширина шестерни для компенсации неточностей сворки определится как
По данной скорости в соответствии с табличными данными уточним коэффициент . По значению в соответствии с рис. 5 определим , тогда .
В соответствии с уточненными данными произведем проверку контактных напряжений
недогрузка на 37% за счет увеличения модуля до ближайшего стандартного.
где , - коэффициент, учитывающий форму зуба; коэффициент, учитывающий участие в зацеплении косозубой передачи
коэффициент, учитывающий наклон зубьев
Ориентировочный диаметр вала определяется по формуле
- крутящий момент, передаваемый валом, Н/мм; - условное допускаемое напряжение на валу.
т.к. диаметр вала двигателя d э =24 мм, диаметр быстроходного вала d быстр =24,462 , а для ременной передачи d быстр =1,2 · d э =1,2 · 24=28,8 мм, значит
Расчетные значения занесем в табл. 6.
Определим основные параметры ступицы
длинна - l ст =( 0,8 …1,5) · d пром = 0,8 ·40= 32 мм
диаметр - l ст =(1,6…1,8) · d пром =1,8 ·40=72 мм
длинна - l ст =( 0,8 …1,5) · d тих = 0,8 ·55=4 4 мм
диаметр - l ст =(1,6…1,8) · d тих =1,8 ·55=99 мм
Проведем обвод внутренней стенки на расстояние C 0 =20 мм от боковой и торцевой поверхности колес. Расстояние между торцевой поверхностью колес двухступенчатого редуктора определим по формуле: C =0,5· C 0 =0,5·20=10 мм.
Ширина фланца ( B фл ) равна ширине наибольшего подшипника ( B ) + (10…15) мм, т.е.
B фл = B + ( 10…15 ) = 29 + ( 10…15 ) = 40 мм
По диаметрам валов подбираем в первом приближении подшипники (рис. 3), основные параметры которых занесем в табл. 7
На входном участке быстроходного вала установлен шкив ременной передачи, где расстояние от середины подшипника до середины ступицы шкива принимается l 1 =2,1· d быстр =2,1·30=63 мм.
На тихоходном валу установлена муфта. Расстояние от середины подшипника до конца вала определяется как l 2 * =2,5· d тих =2,5·55= 137,5 мм. Причем l 2  -  расстояние от середины подшипника до середины муфты.
С учетом эскизной компоновки редуктора (рис. 4) внесем в табл. 8 следующие неизвестные параметры: l i , f i , k i , t i
6. Проектировочный расчет валов на совместное действие изгиба и кручения
Для цилиндрической передачи силы взаимодействия рассчитываются следующим образом:
1. - окружные составляющие (индекс “1” для шестерни; “2” для колеса)
2. - радиальные составляющие (- угол зацепле-ния; для передач без смещения ; - угол наклона линии зуба)
Изгибающие моменты рассчитываются как
где d 1 и d 2 - диаметры делительной окружности.
Усилие, действующее на вал от ременной передачи F рем =765,868 Н
Радиальная сила, действующая на вал со стороны муфты
Полученные величины параметров занесем в табл. 9
M A =F t1 ·f 2 +R B в ·(f 1 +f 2 )=0 R B в = -2173,525
M B = - F t1 ·f 1 - R A в ·(f 1 +f 2 )=0 R A в = -1074,552
Проверка: Y = F t 1 + R A в + R B в =0
m x 2 = M ( x 2 ) - R A в · x 2 =0
m x 3 = - M ( x 3 ) + R B в · x 3 =0
M A =F r1 ·f 2 +R B г ·(f 1 +f 2 )+ F r ·l 1 =0 R B г = -1153,878
M B = - F r1 ·f 1 - R A г ·(f 1 +f 2 )+ F r ·(l 1 +f 1 +f 2 )=0 R A г = 737,543
Проверка: Y = - F r + F r 1 + R A г + R B г =0
m x 2 = M ( x 2 ) - R A г · x 2 + F r ·( x 2 + f 1 ) =0
m x 3 = - M ( x 3 )+ R B г · x 3 =0
Суммарный изгибающий момент в опасном сечении
Из условий прочности на изгиб с кручением определяется расчетный диаметр вала в опасном сечении
Здесь Н/мм 2 , где Н/мм 2 (сталь 45).
M A = - F t3 ·k 3 +R B в ·(k 1 +k 2 + k 3 ) - F t2 ·( k 2 +k 3 )=0 R B в = 5488,073
M B = F t2 ·k 1 - R A в ·(k 1 +k 2 + k 3 )+ F t3 ·( k 2 +k 1 )=0 R A в = 7472,811
Проверка: Y = - F t 2 - F t 3 + R A в + R B в =0
m x 1 = M ( x 1 ) - R A в · x 1 =0
m x2 = M(x 2 ) - R A в · ( x 2 + k 3 )+ F t3 ·x 2 =0
m x 3 = - M ( x 3 )+ R B в · x 3 =0
M A = F r3 ·k 3 +R B г ·(k 1 +k 2 + k 3 ) - F r2 ·( k 2 +k 3 ) - M a3 =0 R B г = -72,536
M B =F r2 ·k 1 - R A г ·(k 1 +k 2 + k 3 ) - F r3 ·( k 2 +k 1 ) - M a3 =0 R A г = -2334,97
Проверка: Y = - F r 2 + F r 3 + R A г + R B г =0
m x 1 = M ( x 1 ) - R A г · x 1 =0
m x2 = M(x 2 ) - R A г ·( x 2 + k 3 ) - F r 3 ·x 2 - M a3 =0
m x 3 = - M ( x 3 )+ R B г · x 3 =0
Суммарный изгибающий момент в опасном сечении
Из условий прочности на изгиб с кручением определяется расчетный диаметр вала в опасном сечении
Здесь Н/мм 2 , где Н/мм 2 (сталь 45).
M A =F t4 ·t 2 +R B в ·(t 1 +t 2 )=0 R B в = -3392,341
M B = - F t1 · t 1 - R A в ·( t 1 + t 2 )=0 R A в = -6320,467
Проверка: Y = F t 4 + R A в + R B в =0
m x 1 = M ( x 1 ) - R A в · x 1 =0
m x 2 = - M ( x 2 )+ R B в · x 2 =0
M A = - F r 4 ·t 2 +R B г ·(t 1 +t 2 )+M a4 - F М ·(t 1 +t 2 +l 2 ) =0 R B г = 2521,729
M B =F r 4 ·t 1 - R A г ·(t 1 +t 2 )+ M a4 - F М ·l 2 =0 R A г = 2536,808
Проверка: Y = - F r 4 + R A г + R B г =0
m x 1 = M ( x 1 ) - R A г · x 1 =0
m x 2 = - M ( x 2 )+ R B г · x 2 =0
Суммарный изгибающий момент в опасном сечении
Из условий прочности на изгиб с кручением определяется расчетный диаметр вала в опасном сечении
Здесь Н/мм 2 , где Н/мм 2 (сталь 45).
Примем d 3 =1,1 · d вр =1,1 · = 28,674 , что меньше d =30 мм следовательно = d =30 мм. Диаметр по Ra 40 мм. На диаметре d 4 расположена распорная втулка, который определится как мм. Диаметр выбирается как ближайшее меньше стандартное значение , т.е. мм. мм.
мм. мм. Проверка полученного диаметра d 6 на кручения по условию
следовательно шестерня нарезается прямо на валу.
Выбираем шлиц средней серии . l p = 45
; z =8 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
Примем d 3 =1,1 · d вр =1,1· = 43,262 , что округлим до ближайшего стандартного значения по Ra 40 мм. , следовательно шестерня нарезается прямо на валу. Диаметр по Ra 40 мм. На диаметре d 4 расположена распорная втулка, который определится как мм. Диаметр выбирается как ближайшее меньшее стандартное значение , т.е. мм. можно принять как мм.
По d = 45 подбираем шпонку с параметрами b =1 4 , h = 9 , t = 5,5 .
Проверка шпоночного соединения на смятие
Примем d 3 = 1,1 · d вр =1,1· = 56,093 , что округлим до ближайшего стандартного значения по Ra 40 мм. Диаметр по Ra 40 мм. На диаметре d 4 расположена распорная втулка, который определится как мм. Диаметр выбирается как ближайшее меньшее стандартное значение , т.е. мм. можно принять как мм. мм. Выходной диаметр мм.
Проверка полученного диаметра d 6 на кручения по условию
По d = 56 подбираем шпонку с параметрами b =1 6 , h =1 0 , t = 6 .
Проверка шпоночного соединения на смятие
По d = 4 5 подбираем шпонку с параметрами b =14 , h =9 , t =5,5 .
Проверка шпоночного соединения на смятие
Расчет валов на статическую прочность
, где соответственно и - напряжения изгиба и кручения от действия и T . ; , причем - осевой момент; - полярный момент.
Расчетные параметры занесем в табл. 16.
8. Расчет валов на усталостную прочность
- коэффициент запаса усталостной прочности по напряжениям изгиба;
- коэффициент запаса усталостной прочности по напряжениям кручения.
, - пределы выносливости материала при симметричном цикле изменения напряжений по нормальным и касательным напряжениям =380 МПа, =230 МПа.
k и k - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении.
k d и k F - масштабны фактор и фактор качества поверхности
, - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала вала к асимметрии цикла.
, - амплитуда и среднее значение цикла изменения нормальных напряжений изгиба. Для валов .
Для поперечных сечений валов, ослабленных шпоночными пазами, осевой момент сопротивления изгибу
амплитуда и среднее значение цикла изменения касательных напряжений от кручений. Для валов .
Для поперечных сечений валов, ослабленных шпоночными пазами, полярный момент сопротивления изгибу
Полученные расчетные значения искомых параметров занесем в табл. 17
Валы удовлетворяют условию на усталостную прочность.
9. Расчет быстроходного вала на жесткость
[]= 0,0016 рад; []= 0, 0002· l ; [] =0,1· m
M A =F t1 ·f 2 +R B в ·(f 1 +f 2 )=0 R B в = -2173,525
M B = - F t1 ·f 1 - R A в ·(f 1 +f 2 )=0 R A в = -1074,552
Проверка: Y = F t 1 + R A в + R B в =0
В точке x 1 =63 и x 3 =0 значение =0 , тогда параметры C и D определятся как
Подставив параметры C и D в EI и EI , получим следующие выражения
EI =EI 0 =0 ; 0 (max) =0 < [] =0,0016
EI =EI 0 =0 ; 0 (max) =0 < []= 0,000 3 ·l =0,01 9
EI = EI 0 - ( -1074,552 ) · =0 ; = 0, 00 1 < [] =0,0016
EI = EI 0 - ( -1074,552 ) · =0 ; = 0,0 0 2 1 < []= 0,0003· l =0,04
EI =- EI 0 + ( -2173,525 ) · =0 ; =0,00 1 < [] =0,0016
EI =- EI 0 + ( -2173,525 ) · =0 ; = 0,0 0 21 < []= 0,0003· l =0,04
M A =F r1 ·f 2 +R B г ·(f 1 +f 2 )+ F r ·l 1 =0 R B г = -1153,878
M B = - F r1 ·f 1 - R A г ·(f 1 +f 2 )+ F r ·(l 1 +f 1 +f 2 )=0 R A г = 737,543
Проверка: Y = - F r + F r 1 + R A г + R B г =0
EI =EI 0 - R A г · + F r ·( x 2 +f 1 ) ·x 2 +C=0
EI =EI 0 - R A г · + F r ·( x 2 + f 1 ) · +C· x 2 +D=0
В точке x 1 =63 и x 3 =0 значение =0 , тогда параметры C и D определятся как
Подставив параметры C и D в EI и EI , получим следующие выражения
EI = EI 0 + 765,868 · - =0; 0 ( max ) = 0,00 02 < [] =0,0016
EI =EI 0 + 765,868 · - · x 1 =0 ; 0 (max) =0,00 2 < []= 0,000 3 ·l = 0,0 19
EI = EI 0 - 737,543 · + 765,868 · ( x 2 + 63 ) · x 2 - =0 ;
EI = EI 0 - 737,543 · + 765,868 · ( x 2 + 63 ) · - · x 2 =0 ;
EI =- EI 0 + ( -1153,878 ) · - =0; = 0,00028 < [] =0,0016
EI =- EI 0 + (-1153,878) · - · x 2 =0; = 0, 0 07 < []= 0,0003· l =0,04
Вал удовлетворяет условиям на жесткость.
условие жесткости при кручении выполняется.
Для всех валов подбираем радиально-упорные роликовые подшипники средней серии.
Быстроходный вал : по внутреннему диаметру d =30 подшипник 2007 106А. C r =35,8 кН. C or =44,0 кН. e=0,43 .
Промежуточный вал : по внутреннему диаметру d =40 подшипник 2007108А. C r =52,8 кН. C or =71,0 кН. e =0,37.
Тихоходный вал : по внутреннему диаметру d =50 подшипник 2007 110А*. C r =60,5 кН. C or =88,0 кН. e =0,43.
При действии на радиальные и радиально-упорные подшип-ники одновременно радиальной F r и осевой F a нагрузок расчеты ведут по эквивалентной радиальной статической нагрузке Р о r , ко-торая вызывает такие же контактные напряжения, как и действи-тельная нагрузка:
Р or = max{ Х 0 F r + Y 0 F a , F r },
а для упорно-радиальных и упорных подшипников - по эквивалентной осевой статической нагрузке
где Х 0 - коэффициент статической радиальной нагрузки, Y 0 - ко-эффициент статической осевой нагрузки.
Ресурсы подшипников, выра-женные в миллионах оборотов L или в часах L h (при постоянной частоте вращения), связаны между собой соот-ношением:
для цилиндрических редукторов общего назначения рекомендуется: L h 12500.
Для радиальных и ради-ально-упорных подшипников эквивалентная динамическая ради-альная нагрузка
P = P r =( XVF r + YF a ) К Б К Т ,
где F r и F a - соответственно радиальная и осевая нагрузки; X и Y - коэффициенты радиальной и осевой динамической нагрузки; V - коэффициент вращения; V =1 . K Б - коэффициент динамичности нагрузки; К Т - температурный коэффициент. Кратковременная перегрузка до 150 %, зубчатые передачи К Б =1,3 .
Основные и расчетные параметры подшипников в соответствии с диаметром расчетного вала (из ГОСТ 27365-87 радиально-упорные роликовые подшипники средней серии для повышенной грузоподъемности и из ГОСТ 8338-75 шариковые радиальные однорядные) приведем в табл. 18
11. Смазочные устройства и утопления
В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в его нижнюю часть. картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес от 0,3 до 12,5 м/c. Выбирается сорт масла И -50 А. Уровень погружения в масло мм. Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач. При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей. Поэтому его периодически меняют.
1. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование: Справочное учебно-методическое пособие - 2-е изд., испр.: М.: Высш. шк., 2005.-309 с.: ил.
2. Иванов М.Н. Детали машин.-5-е изд., перераб.- М.: Высш. шк., 1991.-383 с.: ил.
3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование.-2-е изд., перераб. и доп.- Высш. шк., 1990.-399 с., ил.
4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высш. шк.,1991. -432 с.: ил.
5. Кудрявцев В.Н., Державец Ю.А., Арефьев И.И., и др.. Курсовое проектирование деталей машин. Л.: Машиностроение, 1984. 400 с., ил.
Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение параметров приводного вала. Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность. Выбор материала и вида термообработки зубчатых колес. Расчет валов; выбор подшипников, шпонок, муфты. курсовая работа [177,3 K], добавлен 13.02.2016
Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач. Расчет и проектирование открытой цепной передачи, конструирование валов. Выбор подшипников и расчет их на долговечность. Определение типа смазки. курсовая работа [427,5 K], добавлен 21.02.2011
Выбор двигателя, кинематический и силовой расчет привода. Проектный и проверочный расчет цилиндрических зубчатых передач редуктора. Выбор сорта масла и его объема. Проверочный расчет выходного вала редуктора на усталостную прочность, подшипников. курсовая работа [987,4 K], добавлен 26.01.2011
Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых передач редуктора, ременной передачи, валов редуктора. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры корпуса редуктора. Проверка подшипников на долговечность. Проверка прочности шпоночных соединений. курсовая работа [555,6 K], добавлен 20.12.2014
Проектирование привода к ленточному транспортёру. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колёс редуктора. Расчет валов. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Расчёт ременной передачи, выбор посадок, сборка редуктора. курсовая работа [898,8 K], добавлен 24.01.2010
Кинематический расчет привода, выбор электродвигателя и стандартного редуктора. Расчет закрытой зубчатой и цепной передач, валов редуктора и их конструктивная проработка. Выбор и проверка на прочность по сложному сопротивлению вала и подшипников; смазка. курсовая работа [345,9 K], добавлен 13.12.2011
Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет клиноременной передачи привода, зубчатых колес редуктора, валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников. курсовая работа [505,0 K], добавлен 11.11.2008
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



Разработка и конструирование редуктора курсовая работа. Производство и технологии.
Курсовая работа по теме Основные понятия и направления системных исследований
Сочинение На Тему Описание Любимого Человека
Курсовая работа по теме Утилизация и переработка медицинских отходов
Курсовая работа по теме Стандартизация технологии безопасности информационных систем
Реферат На Тему Первая Советская Электронно-Счетная Машина С.А. Лебедева
Сергей Довлатов Собрание Сочинений Купить
Древний китай
Баскетбол Азбука Баскетбола Реферат
Курсовая работа по теме Перспективы развития малого предпринимательства в российской экономике
Дипломная работа: Геополитика и геоэкономика Норвегии
Реферат по теме Повреждения и воспаления поджелудочной железы
Теория цветовых впечатлений
Контрольная работа по теме Понятие и виды дисциплинарной ответственности
Реферат: Фантастика в произведениях Эдгара По
Сочинение На Тему Шепот Осенней Листвы
Контрольная работа по теме Управление персоналом в структурной среде
Дипломная работа по теме Общественные отношения, возникающие в области страхования
Сочинение Про Тему Золотая Осень
Реферат Про Лапту
Курсовая работа по теме Система специальных упражнений в пауэрлифтинге
Аудиторские услуги - Бухгалтерский учет и аудит контрольная работа
Стратегия и тактика кадрового менеджмента - Менеджмент и трудовые отношения дипломная работа
Сущность искусственного интеллекта - Программирование, компьютеры и кибернетика реферат