Основные этапы курсового проектирования

Ахлюстина В.В.

А953	Детали машин. Расчет механических передач: учебное пособие / В.В. Ахлюстина, Э.Р. Логунова. – Озерск: Изд-во ОТИ НИЯУ МИФИ, 2017. – 149 с.

 

 

В учебном пособии рассмотрены вопросы расчета и проектирования механических передач, валов, подшипников качения, муфт.

Учебное пособие предназначено для бакалавров очной, очно-заочной и заочной форм, обучающихся по направлению «Конструкторско-технологическое обеспечение машиностроительного производства»151900, может быть использовано студентами немашиностроительных специальностей, изучающих дисциплину «Детали машин и основы конструирования»

 

 

УДК621.81.001.2 (076.5)

 

© Издательство ОТИ МИФИ, 2017

ВВЕДЕНИЕ

Курсовое проектирование является одним из важных этапов в подготовке бакалавра. Любое усовершенствование методов расчета и конструкции деталей машин, позволяющее уменьшить затраты материала, понизить стоимость производства, повысить долговечность, приносит большой экономический эффект, это основные требования к конструкции деталей машин.

Совершенство конструкции детали оценивают по ее надежности и экономичности. Под надежностью понимают свойство изделия сохранять во времени свою работоспособность. Экономичность определяют стоимостью материала, затратами на производство и эксплуатацию. Основные критерии работоспособности и расчета деталей машин: прочность, жесткость, износостойкость, теплостойкость, виброустойчивость.

При конструировании деталей их работоспособность обеспечивают в основном выбором соот­ветствующего материала, рациональной конструктивной формой и расчетом размеров по одному или нескольким критериям. Прочность является главным критерием работоспособности большинства деталей. В курсе деталей машин общие методы расчетов на проч­ность рассматривают в приложении к конкретным деталям.

Погрешности приближенных расчетов существенно снижаются при использовании опыта проектирования и эксплуатации аналогичных конструкций. В результате обобщения предшествующего опыта выра­батывают нормы и рекомендации, например нормы допускаемых напряжений или коэффициентов запасов прочности, рекомендации по выбору материалов, расчетной нагрузки.

Курсовой проект по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» – это первая самостоятельная творческая работа, в которой студент получает опыт инженерных расчетов, проектирования конструкций и оформление документаций. Важной задачей курсового проектирования является приобретение студентами опыта работы со справочной и учебной литературой. Опыт, приобретенный при выполнении проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования», поможет студентам при выполнении проектов по специальным дисциплинам, а также в процессе дипломного проектирования.

 

РАСЧЕТ ПРИВОДА ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО МЕХАНИЗМА

 

РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Ременные передачи (рис. 4) работают на принципе использования трения и применения гибкой связи между ведущим и ведомым шкивом.

 

Рис. 4. Схема ременной передачи

 

По форме сечения ремня передачи различают: плоскоременные, клиноременные, круглоременные и с поликлиновым ремнем, приложение 9.

Достоинства ременных передач: простота и дешевизна конструкций. Недостаток – вытягивание ремня и необходимость применения натяжных устройств [3,6].

 

Расчет ременных передач

Диаметр ведущего шкива ориентировочно определяют по формуле

d ₁=3…4 , мм.

где T ₁ – момент на ведущем шкиве.

Диаметр ведомого шкива

d ₂= d ₁ i (1– x), мм,

где i – передаточное число,

x =0,015…0,02 – коэффициент проскальзывания ремня.

Диаметры шкивов выбирают по ГОСТ 17383-72 из ряда 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400.

Скорость ремня

, м/с,

где n ₁ – частота вращения ведущего шкива

Предельные значения межцентрового расстояния:

a _min = 0,55(d ₁+ d ₂)+ h, мм; a _max=2(d ₁+ d ₂), мм.

Рекомендуемое межосевое расстояние выбирают по табл. 3.

Предварительное межцентровое расстояние a_о= 1,5(d ₁+ d ₂), мм.

Расчетная длина ремня , мм.

 

Таблица 4

Рекомендуемое межцентровое расстояние

Передаточное число i						³6
L/d 1	1,5	1,2		0,95	0,9	0,85

 

После расчета L ₀выбирают длину ремня из ряда L= 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500, 2800, 3150, 3550, 4000, 4500, 5000, 5600, 6300, 7100, 8000, 9000,

10000 мм.

После принятия длины ремня L, мм уточняют межцентровое расстояние по формуле

, мм.

Таблица 5

Значения поправочных коэффициентов

Коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы СР
спокойное	с умеренными толчками	со значительными колебаниями	ударная
	0,9	0,8	0,7
Коэффициент угла обхвата a 1 на меньшем шкиве Ca
Угол обхвата
Для плоских ремней		0,97	0,94	0,91	–	–	–
Для клиновых ремней		0,98	0,95	0,92	0,89	0,86	0,83
Коэффициент влияния натяжения от центробежной силы Сn
Скорость ремня n, м/с
Для плоских ремней	1,04	1,03		0,95	0,88	0,79	0,68
Для клиновых ремней	1,05	1,04		0,94	0,85	0,74	0,6
Коэффициент угла наклона линии центров шкивов по горизонту Сq
Угол наклона q, º	0...60	60...80	80...90
	0,9	0,8
Коэффициент учитывающий длину ремня CL в зависимости от отношения расчетной длины ремня Lр к базовой L 0
Отношение Lр / L 0	0,4	0,6	0,8		1,2	1,4
Для клиновых ремней	0,82	0,89	0,95		1,04	1,07

 

Угол обхвата меньшего шкива (рекомендуется a ₁³120^°)

.

Ориентировочное число ремней в комплекте

,

где – мощность, передаваемая одним ремнем, в зависимости от сечения ремня;

C_a – коэффициент, зависящий от угла обхвата;

С_Р – коэффициент, учитывающий характер нагрузки и режим работы;

C_L – коэффициент, учитывающий длину ремня.

Поправочные коэффициенты выбираются по табл.6.

Расчетное число ремней

,

где С_z – коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте (табл. 6).

После определения z_p принимают целое число ремней z.

Таблица 6

Коэффициент С_z,учитывающий число ремней в комплекте

Число ремней в комплекте	Сz
2...3	0,95
4...6	0,90
более 6	0,85

 

Число пробегов ремня в секунду

£15.

 

Расчет сил ременных передач

 

 

В ременных передачах нагрузки на валы определяются натяжением ветвей ремня (рис. 5). Для обеспечения тяговой способности шкивы устанавливают с предварительным натяжением ремня.

Окружное усилие в ременной передаче

= F ₁ – F ₂, Н,

где T ₁ – момент на ведущем валу в Нм; d ₁ – диаметр ведущего вала.

Рис. 5. Силы в ременной передаче:

F_t – окружное усилие; F ₁ – натяжение

ведущей ветви; F ₂– натяжение ведомой ветви

 

Силы натяжения в ветвях ременной передачи:

в ведущей – , Н;

в ведомой – , Н.

F ₀– усилие, вызванное начальным напряжением s ₀ в передаче,

, Н,

где A =bd,мм² – площадь поперечного сечения плоского ремня, b – ширина ремня, мм, d – толщина ремня, мм.

Для клиноременных передач А выбирается по табл. 6 в зависимости от сечения ремня.

Предварительное напряжение в ременных передачах:

– s ₀ = 1,8 МПа, для плоских прорезиненных ремней;

– s ₀ = 7,5 МПа, для плоских ремней из синтетических материалов;

– s ₀ = 1,6 МПа, для клиновых ремней.

Параметры плоских ремней:

1) резинотканевых ГОСТ 2381-79.

– b – ширина, мм: 20, 25, 32, 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 335, 400, 450, 500, 560, 700, 750, 800, 900, 1000, 1100, 1200;

– d – толщина, мм: 3,9; 4,2; 4,5; 5,6; 6; 6,5; 7; 7,5; 7,8; 9;

2) кожаных ГОСТ 18697-73.

– b – ширина, мм: 10, 16, 20, 25, 32, 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112,..

– d – толщина, мм: 3; 3,5; 4,5; 5; 5,5;

3) хлопчатобумажных ГОСТ 6982-75.

– b – ширина, мм: 30, 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250;

– d – толщина, мм: 4,5; 6,5; 8,5.

Сила давления на вал:

1) в ременных передачах с параллельными ветвями

=2 , Н.

2) в передачах с непараллельными ветвями

, Н,

где g – угол между ветвями ременной передачи.

Таблица 7

Основные размеры клиновых ремней

Тип	Обозначение сечения	Размеры сечения	A, мм2	L, м	d 1min, мм	T 1, Н×м
b	b пр	h	y o
Нормального сечения	О		8,5		2,1		0,4...2,5		£30
A				2,8		0,56...4,0		15...60
Б			10,5			0,8...6,3		50...150
В			13,5	4,8		1,8...10		120...600
Г				6,9		3,15...15		450...2400
Д			23,5	8,3		4,5...18		1600...6000
Е						6,3...18		³4000
Узкие	УО		8,5		2,0		0,63…3,55		£150
УА				2,8		0,8…4,5		90…140
УБ				3,5		1,25…8,0		300…2000
УВ				4,8		2,0…8,0		³1500

 

3) в клиноременных передачах

, Н,

где F ₁ – сила натяжения ведущей ветви;

z – число ремней;

a ₁– угол обхвата ремнем ведущего шкива.

ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Цепные передачи (рис. 7) относятся к механическим передачам зацеплением с гибкой связью[3, 4, 6].

Рис. 7. Схема цепной передачи

 

Достоинством цепных передач по сравнению с ременными, является отсутствие проскальзывания, и передача крутящего момента на значительные расстояния. Основной недостаток цепных передач – удлинение цепи из-за износа ее шарниров и применение натяжных устройств.

 

Расчет цепной передачи

 

Для расчета цепной передачи должны быть заданы: момент на валу ведущей звездочки и частота вращения этого вала , Н∙м, , об/мин.

Определение шага цепи по формуле:

,

где Т ₃– вращающий момент на ведущей звездочке, равной вращающемуся моменту на тихоходном валу, Н м;

К_Э – коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи (табл. 9):

.

Шаг цепи принимают равным ближайшему наименьшему значению шага по табл.7.

Определение количества зубьев звездочек. Число зубьев ведущей звездочки Z₁ желательно должно быть нечетное число

;

где – передаточное число цепной передачи.

Таблица 8

Допускаемое давление в шарнирах цепи

Шаг цепи p, мм	Частота вращения ведущей звездочки n 1, мин–1
12,7; 15,875		31,5	28,5			22,5		18,5
19,05; 25,4				23,5			17,5
31,75; 38,1					18,5	16,5		–
44,45; 50,8				17,5		–	–	–

 

 

Таблица 9

Значение коэффициентов в зависимости от условий работы

Условия работы передачи	Коэффициент
обозначение	значение
Динаминость нагрузки	Равномерная Переменная или толчкообразная		1,2…1,5
Регулировка межосевого расстояния	Передвигающимися опорами Нажимными звездочками Нерегулируемые передачи		0,8 1,25
Положение передачи	Наклон линии центров звездочек к горизонту, град			1,15 1,05
		1,25
Способ смазывания	Непрерывный Капельный Периодический		0,8 1,5
Режим работы	Односменный Двухсменный		1,25

 

Число зубьев ведомой звездочки

.

Допускаемое давление выбирается в зависимости от скорости

цепи или от частоты вращения ведущей звездочки, приложение 10.

n м/с, 0,1 0,4 1,0 2,0 4,0 6,0 8,0 10,0

, Н/мм² 32 28 25 21 17 14 12 10

Межосевое расстояние рекомендуется выбирать в пределах 30 – 50

шагов:

ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

 

Расчет конической передачи

По кинематической схеме привода определить параметры коническо-цилиндрического редуктора (рис. 9).

Материал зубчатых колес Сталь 40ХН, термообработка – улучшение и закалка ТВЧ до твердости HRC 48....53 [2].

Время работы передачи при коэффициенте суточного использования К_сут = 0,7 и годового использования К_год =0,8.

Время работы передачи:

,

где k – срок службы привода.

Число циклов перемены напряжений для колеса:

,

для шестерни: .

Число циклов напряжений при расчете по контактным напряжениям:

Коэффициенты долговечности по контактным напряжениям.

N ₁ >N_HO,то K_{HL 1} = 1; N ₂ >N_HO,то K_{HL 2} = 1

Рис. 9. Кинематическая схема привода

с коническо-цилиндрическим редуктором:1 – электродвигатель;

2 – ременная передача;3 – коническо-цилиндрический редуктор;

4 – муфта фрикционная

 

Базовое контактное напряжение:

– для шестерни;

– для колеса.

Допускаемое контактное напряжение:

.

Базовое число циклов перемены напряжений при изгибе:

N_FO= 4´10⁶.

Коэффициенты долговечности при расчете по изгибу:

N ₁ >N_FO,то K_{FL 1}=1,

N ₂ >N_FO, то K_{FL 2}=1.

Допускаемые напряжения при изгибе:

.

 

7.1.1 Расчет геометрических параметров колес

Геометрические параметры передачи показаны на рис.11.

Пример вал шестерни конической приведен в приложении 16.

Рис.10. Геометрические параметры передачи

 

Диаметр внешней делительной окружности колеса:

,

где v_H = 1 – для прямозубых колес;

v_H =1,85 – для колес с круговым зубом;

K_Hv =1,2 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагрузки для прямозубых колес с твердостью больше 350HB;

K_Hβ= 1+2 y_bd/S – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий, а – коэффициент ширины, S =2 – индекс схемы (см. рис. 12).

Углы делительные конусов:

,

.

Конусное расстояние:

.

Ширина колес:

.

Модуль передачи:

,

где K_Fβ= 1 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий при изгибе для прямозубых колес;

K_Fβ= 1,08 – для колес с круговым зубом;

v_F =0,85 – для прямозубых колес;

v_F = 1 – для колес с круговым зубом.

Число зубьев:

колеса ;шестерни .

Фактическое передаточное число

.

Отклонение от заданного числа не должно быть больше 4 %

Окончательные значения размеров колес.

Углы делительных конусов колеса и шестерни:

; .

Делительные диаметры колес:

,

.

Внешние диаметры колес:

,

.

По расчетным значениям выполнить эскизы конической шестерни и колес (рис.11).

Толщина обода ;

фаска f =(0,5....0,6) m_te;

ширина овода d ₀ = 2,5 m_te +2;

толщина диска С =(0,35) b;

длина ступицы l_cт=( 1....1,2) d_к;

диаметр ступицы d_ст =1,55 d_к;

литейные уклоны g³7°; радиусы R= 6 мм

 

Рис. 11. Эскиз конического колеса

 

7.1.2 Расчет сил в зацеплении (рис. 12).

Силы в зацеплении для колес с прямым зубом:

 

Рис.12. Силы в зацеплении

 

Окружная сила на среднем диаметре колеса

,

где d_{m 2}= 0,857 d_{e 2} – средний диаметр колеса.

Осевая сила на шестерни

,

где a =20° –угол зацепления, tg 20°=0,364.

Радиальная сила на шестерне

.

Осевая сила на колесе

F_{a 2} =F_{r 1}.

Силы в зацеплении для колес с круговым зубом:

Окружная сила на среднем диаметре колеса

,

где d_{m 2}= 0,857 d_{e 2} – средний диаметр колеса.

Осевая сила на колесе

F_{a 2} =F_{r 1}= F_{t 2}(0,44 cos – 0,7sin ).

Радиальная сила на колесе

F_{r 2} =F_{a 1}= F_{t 2}(0,44 sin + 0,7 cos ).

 

7.1.3 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Напряжения изгиба в зубьях колеса

.

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

.

Значения коэффициентов Y_{FS 1}и Y_{FS 2,} учитывающих форму зуба и концентрацию напряжений.

Для колес изготовленных без смещения

Z 17 20 25 30 40 50 60 80 100 180

Y_F 4,27 4,07 3,9 3,8 3,7 3,65 3,63 3,61 3,6 3,62

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

,

где – выбирается по табл. 14.

Расчетное контактное напряжение лежит в интервале:

 

РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ

 

Для расчета червячных передачисходные данные: Т ₂ – вращающий

момент на колесе, Н×м; n ₂– частота вращения колеса, мин^–1; и– переда-точноечисло; L_h – время работы передачи (ресурс), ч.

 

РАСЧЕТ ВАЛОВ

Зубчатые колеса,шкивы, звездочки и другие вращающиеся детали машин устанавливают на валах и осях.

Вал предназначен для передачи вращающего момента вдоль своей оси, а также для поддержания расположенных на нем деталей и восприятия действующих на них сил.

Ось только поддерживает установленные на ней детали и воспринимаетдействующие на эти детали силы, в отличие от вала ось не передает полезного вращающего момента и не испытывает кручения.

Для большинства валов применяют термически обрабатываемые стали марок 45 и 40Х, для высоконагруженных 40ХН, 30ХГСА.

Валы из этих марок подвергают улучшению, закалке с высоким отпуском или поверхностной закалке с нагревом ТВЧ и низким отпуском.

Валы редуктора испытывают два вида деформации – деформацию кручения и деформацию изгиба. На данном этапе работы над курсовым проектом оценить деформацию изгиба не представляется возможным, поэтому валы рассчитывают только на деформацию кручения, но по пониженным допускаемым напряжениям[4, 8].

При расчете валов учитывают изгибающие и крутящие моменты,влияние сжимающих и растягивающих сил мало, обычно не учитывают.

Расчет валов производятся по следующим этапам:

1) Ориентировочный расчет валов по крутящим моментам

2) Предварительный проектный расчет и конструирование вала.

В результате выполнения этого этапа устанавливается диаметр опасного сечения или диаметры нескольких характерных сечений вала, и разрабатывают его конструкцию. При конструировании учитывается возможность свободного продвижении деталей вдоль вала до места их посадки и возможность осевой фиксации этих деталей на валу.

3) Уточненный проверочный расчет.

Этот этап проводится после окончательной разработки конструкции и служит для определения коэффициента запаса прочности для опасного сечения вала илидля нескольких опасных сечений.

Для определения реакций опор и для построения эпюр моментов следует знать расстояния между опорами по эскизной компановке.

 

Расчет промежуточного вала

Дано: силы, действующие на вал , , , , , средний делительный диаметр колеса , и червяка (рис. 31).

Размеры l, k, а определяют по эскизной компоновке редуктора.

 

Рис. 31. Эпюры моментов промежуточного вала зубчато-червячного редуктора

1. Определить реакции в опорах С и Д в вертикальной плоскости Y из суммы моментов относительно опоры С: ; ; ; ; .   2. Построить эпюру моментов в горизонтальной плоскости Y. 3. Определить реакции в опорах С и Д в горизонтальной плоскости X из суммы моментов относительно опоры С: ; ; ; .

 

4. Построить эпюру моментов в горизонтальной плоскости X.

5. Построить эпюру вращающего момента Т ₂.

6. Определить изгибающий момент в опоре Д и сечении Е:

; .

7. Определить эквивалентный момент в опоре Д и сечении Е под червяком:

;

.

8. Определить диаметр вала в опоре Д и под червяком в сечении Е:

; < .

9. Конструирование промежуточного вала зубчато-червячного редуктора (рис. 32).

 

 

Рис. 32. Промежуточный вал зубчато-червячного редуктора

Расчет валов на прочность

 

Коэффициент запаса прочности:

Допускаемый коэффициент запаса прочности .

Расчет ведется по опасному сечению:

;

где – коэффициент запаса прочности при изгибе;

– коэффициент запаса прочности при кручении

; ,

где и – амплитуды напряжений цикла;

и – среднее напряжение цикла.

В расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу и = 0, а касательные напряжения изменяется по отнулевому циклу: , тогда ; при .

Напряжения в опасных сечениях: ; ,

где – результирующий изгибающий момент в рассчитываемом сечении;

– крутящий момент на валу;

– момент сопротивления изгибу (осевой момент);

– момент сопротивления кручению (полярный момент);

для круглого сечения .

Момент сопротивления сечения вала со шпоночным пазом (рис. 35)

; .

Рис. 35. Сечение вала

 

; – предел выносливости в рассматриваемом сечении ; (табл. 24).

, – коэффициенты концентрации напряжений ; ,

где и –коэффициенты концентрации напряжений (табл. 25);

– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

– коэффициент влияния шероховатости(табл. 26);

– коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл. 27).

Размеры шпоночного паза выбирать по приложению 14

 

Таблица 24

Предел напряжений

Марка стали	Диаметр Заготовки, мм	Твердость HB (не ниже)	Механические характеристики, МПа	Коэф.
	Любой							0,05
40Х	Любой							0,05 0,05
40ХН	Любой							0,05 0,05
20Х
							0,05

 

Таблица 25

Значения отношений ;

Диаметр вала, мм	при , МПа	при , МПа
	2,5	3,0	3,5	4,25	1,9	2,2	2,5	2,95
	3,05	3,65	4,3	5,2	2,25	2,6	3,0	3,5
100 и более	3,3	3,95	4,6	5,6	2,4	2,8	3,2	3,8

 

Таблица 26

Значения коэффициента

Среднее арифметическое отклонение профиля мкм	при , МПа
0,1….0,4	1,0	1,0	1,0	1,0
0,8….3,2	1,05	1,1	1,15	1,25

 

Коэффициент влияния асимметрии цикла

.

 

Таблица 27

Значение коэффициента

Вид упрочнения поверхности	сердцевины, МПа
Для гладких валов
Закалка с нагревом ТВЧ	600…800	1,5…1,7	1,6…1,7	2,4…2,8
800…1000	1,3…1,5	_	_
Дробеструйный наклеп	600…1500	1,1…1,25	1,5…1,6	1,7…2,1
Накатка роликом	–	1,1…1,3	1,3…1,5	1,6…2,0

 

РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

 

Для передачи вращающего момента с вала на деталь или наоборот чаще всего применяют призматические шпонки по ГОСТ 23360-79 со скругленными концами. Стандарт предусматривает для каждого диаметра вала определенные размеры поперечного сечения шпонки [3]. На концевых конических участках валов поперечные размеры шпонок известны. Допускаемые напряжения на смятие при стальной ступице .

Шпоночное соединение показано на рис. 45.

Рис. 47. Параметры вала с шпонкой

призматической

 

Расчет шпонок производится по крутящему моменту вала, на котором она устанавливается. Длинна шпонки определяется

.

Полная длина шпонки l = l_р + b.

где b, h, t ₁, t ₂–поперечные размеры шпонок выбираются по таблице 33

Таблица 33

Размеры шпонок в зависимости от диаметра вала

Диаметр вала d	Сечение шпонки	Глубина паза	Длина l
b	h	вала t 1	ступицы t 2
Свыше 12 до 17				2,3	10...56
Свыше 17 до 22			3,5	2,8	14...70
Свыше 22 до 30				3,3	18...90
Свыше 30 до 38				3,3	22...110
Свыше 38 до 44				3,3	28...140
Свыше 44 до 50			5,5	3,8	36...160
Свыше 50 до 58				4,3	45...180
Свыше 58 до 65				4,4	50...20
Свыше 65 до 75		12345678910Следующая ⇒ Поделиться с друзьями: История развития хранилищ для нефти: Первые склады нефти появились в XVII веке. Они представляли собой землянные ямы-амбара глубиной 4…5 м... Историки об Елизавете Петровне: Елизавета попала между двумя встречными культурными течениями, воспитывалась среди новых европейских веяний и преданий... Адаптации растений и животных к жизни в горах: Большое значение для жизни организмов в горах имеют степень расчленения, крутизна и экспозиционные различия склонов... Поперечные профили набережных и береговой полосы: На городских территориях берегоукрепление проектируют с учетом технических и экономических требований, но особое значение придают эстетическим...  © cyberpediasu.com 2017-2026 - Не является автором материалов. Исключительное право сохранено за автором текста. Если вы не хотите, чтобы данный материал был у нас на сайте, перейдите по ссылке: Нарушение авторских прав. Мы поможем в написании вашей работы! 0.019 с.