Пояснительная записка к курсовому проекту Детали машин Содержание- Введение характеристика наз
Работа добавлена на сайт samzan.net:
Пояснительная записка к курсовому проекту «Детали машин»
Содержание:
Введение (характеристика, назначение).
- Выбор эл. двигателя и кинематический расчет.
- Расчет ременной передачи.
- Расчет редуктора.
- Расчет валов.
- Расчет элементов корпуса редуктора.
- Расчет шпоночных соединений.
- Расчет подшипников.
- Выбор смазки.
- Спецификация на редуктор.
Введение.
Спроектировать привод к лебедочному механизму по схеме. Мощность на ведомом валу редуктора N = 9 кВт и частота вращения этого вала n = 7 об/мин.
1.Выбор эл. Двигателя и кинематический расчет.
- Определяем общий привода
общ= 0,913
общ = п*п2*з = 0,96*0,992*0,97 =0,913
- КПД ременной передачи
- КПД подшипников
- КПД зубчатой цилиндрической передачи
- Требуемая мощность двигателя
Ртр=3,286 кВт
Nд = N/общ = 9/0,913 = 3,286 кВт
Nд - требуемая мощность двигателя
N – мощность на тихоходном валу
- Выбираем эл. двигатель по П61.
Рдв = 4 кВт
4А132 8У3 720 min-1
4А100S2У3 2880 min-1
4А100L4У3 1440 min-1
4А112МВ6У3 955 min-1
4А132 8У3 720 min-1
- Определяем общее передаточное число редуктора uобщ:
uобщ = 104,7
uобщ = nдв/nдв = 731,25/7 = 104,5
nдв – число оборотов двигателя
n3 – число оборотов на тихоходном валу редуктора
- Принимаем по ГОСТу для зубчатых передач 1 и 2 передаточные числа uб = 5,6 , uб = 6,3 тогда передаточное число тихоходной передачи равно:
uт = 3
uрем = uобщ / uь*uп = 104,5/ 5,6*6,3 =2,9
- Определяем обороты и моменты на валах привода:
1 вал - вал двигателя:
n1 = nдвиг =731,25 min-1 1 = n1*3,14/30 =76,54 рад/c
T1 = Nд/1 = 10470/76,54 = 136,7 Н*м
T1 – момент вала двигателя
T2 = T1*м = 136,7*0,96 = 131,3 Н*м
м- КПД муфты
T2 – момент вала первой шестерни редуктора.
T3 = T2*uб*ред =131,3*6,3*0,98 = 810 Н*м
uб – передаточное число первого зубчатого зацепления.
T3 – момент вала первого колеса и второй шестерни редуктора.
T4 = T3*uп*(ред)2 =810*5,5*0,98*0,98 = 4281 Н*м
uп – передаточное число второго зубчатого зацепления.
T4 – момент вала третьей шестерни и второго колеса редуктора.
T5 = T4*uт*(ред)3 =4281*3*0,98*0,98*0,98 = 12090 Н*м
uт – передаточное число третьего зубчатого зацепления.
T5 – момент вала третьего колеса редуктора.
T6 = T5*пр =12090*0,86 = 10390 Н*м
пр – КПД привода.
T6 – момент вала к рабочему органу.
Определим угловые скорости валов.
1=nд*3,14/30=731,25*3,14/30=76,5 с-1
2=1=76,5 с-1
3=2/uб=76,5/6,3=12,1 с-1
4=3/uп=2,2 с-1
5=4/uт=0,73 с-1
6=5=0,73 с-1
|
ВАЛ |
n min-1 |
рад/c |
T Н*м |
|
1 |
731,25 |
76,5 |
136,7 |
|
2 |
731,25 |
76,5 |
131,2 |
|
3 |
116 |
12,1 |
810,4 |
|
4 |
21,1 |
2,2 |
4281 |
|
5 |
7 |
0,73 |
12090 |
|
6 |
7 |
0,73 |
10390 |
3. Расчет редуктора.
3.1 Используя П21 и П28 Назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой:
Колесо (нормализация) Шестерня (улутшение)
НВ 180…220 НВ 240..280
G= 420 Мпа G= 600 Мпа
NHo = 107 NHo = 1,5*107
G=110 Мпа G=130 Мпа
Для реверсивной подачи
NFo = 4*106 NFo = 4*106
3.2 Назначая ресурс передачи tч 104 часов находим число циклов перемены напряжений NHE = NFE = 60tч*n3 60*104*68,78 = 4,12*107 т.к. NHE > NHO и NFE > NFO, то значения коэф. долговечности принимаем: KHL = 1 и KFL = 1
Допускаемые напряжения для колеса:
G= G*KHL = 420 МПа G= G*KFL = 110 МПа
для шестерни:
G= G*KHL = 600 МПа G= G*KFL = 130 МПа
3.3 Определения параметров передачи:
Ka = 4300 коэф. для стальных косозубых колес
ba = 0,2…0,8 коэф. ширины колеса ba = 0,4
bd = 0,5ba*(uз+1) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2
по П25 KH 1,05 и так найдем межосевое расстояние aw:
aw = 180 мм
aw Ka*(uз+1)= 25800*64,92-7 = 0,1679 м
по ГОСТу aw = 180 мм
mn = 2,5 мм
3.4 Определяем нормальный модуль mn:
mn = (0,01…0,02)aw = 1,8...3,6 мм по ГОСТу
= 150
3.5 Обозначаем угол наклона линии зуба :
= 8…200 принимаем = 150
Находим кол-во зубьев шестерни Z1:
Z1 = 23
Z1 = 2aw*cos/[mn(uз+1)] = 2*180*cos150/[2,5(5+1)] = 23,18
Принимаем Z1 = 23
Z2 = 115
Тогда Z2 = uз*Z1 = 5*23 = 115
Находим точное значение угла :
= 160 35/
cos = mn*Z1(uз+1)/2aw = 2,5*23*6/360 = 0,9583
mt = 2,61 мм
3.6 Определяем размер окружного модуля mt:
mt = mn/cos =2,5/cos160 35/ = 2,61 мм
3.7 Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев da, и диаметры впадин df шестерни и колеса:
шестерня колесо
d1 = mt*Z1 = 2,61*23 = 60 мм d2 = mt*Z2 = 2,61*115 = 300 мм
da1 = d1+2mn = 60+2*2,5 = 65 мм da2 = d2+2mn = 300+5 = 305 мм
df1 = d1-2,5mn = 60-2,5*2,5 = 53,75 мм df2 = d2-2,5mn = 300-2,5*2,5 = 293,75 мм
d1 = 60 мм d2 = 300 мм
da1 = 65 мм da2 = 305 мм
df1 = 53,75 мм df2 = 293,75 мм
3.8 Уточняем межосевое расстояние:
aw = (d1+d2)/2 = (60+300)/2 = 180 мм
3.9 Определяем ширину венца зубчатых колес b:
b = a*aw = 0,4*180 = 72 мм
принимаем b2 = 72 мм для колеса, b1 = 75 мм
Vп = 1,08 м/с
3.10 Определение окружной скорости передачи Vп:
Vп = *n2*d1/60 = 3,14*343,84*60*10-3/60 = 1,08 м/с
По таблице 2 выбираем 8-мую степень точности
Ft = 3,04*103 Н
3.11 Вычисляем окружную силу Ft:
Ft = Pтр/Vп = 3286/1,08 = 3,04*103 Н
Fa = 906,5 H
Осевая сила Fa:
Fa = Ft*tg = 3,04*103*tg160 36/ = 906,5 H
Fr = 1154,59 H
Радиальная (распорная) сила Fr:
Fr = Ft*tg/cos = 3040*tg200/cos160 36/ = 1154,59 H
3.12 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев:
ZH 1,7
ZH 1,7 при = 160 36/ по таб. 3
= 1,64
ZM = 274*103 Па1/2 по таб. П22
[1,88-3,2(1/Z1+1/Z2)]cos = 1,64
Ze = 0,7
ZM = 274*103 Па1/2
Ze = == 0,78
= b2*sin/(mn) = 72*sin160 36//3,14*2,5 = 2,62 > 0,9
по таб. П25 KH = 1,05
по таб. П24 KH = 1,05
KH = 1,11
по таб. П26 KHV = 1,01
коэф. нагрузки KH = KH*KH *KHV = 1,11
GH = 371,84 МПа
3.13 Проверяем контактную выносливость зубьев:
GH=ZH*ZM*Ze=1,7*274*103*0,78*968,16=351,18 МПа << GHP=420МПа
3.14 Определяем коэф.
по таб. П25 KF = 0,91
по таб. 10 KF = 1,1
KFV = 3KHV-2 = 3*1,01-2 = 1,03 KFV = 1,03
KF = 1,031
Коэф. нагрузки:
KF = KF * KF * KFV = 0,91*1,1*1,03 = 1,031
Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:
Z= 26,1
Z= 131
Z= Z1/cos3 = 23/0,9583 = 26,1
Z= Z2/cos3 = 115/0,9583 = 131
По таб. П27 определяем коэф. формы зуба шестерни Y 3,94 при Z= 26
По таб. П27 определяем коэф. формы зуба колеса Y 3,77 при Z= 131
Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе:
G/Y = 130/3,94 = 33 МПа
G/Y = 110/3,77 = 29,2 МПа
Y = 0,884
Найдем значение коэф. Y:
Y = 1-0/1400 = 0,884
3.15 Проверяем выносливость зубьев на изгиб:
GF = YF*Y*KF*Ft/(b2mn) = 3,77*0,884*1,031*3040/(72*2,5) = 58 МПа << G
4. Расчет валов.
Принимаем [k]/ = 25 МПа для стали 45 и [k]// = 20 МПа для стали 35
dВ1= 28 мм
4.1 Быстроходный вал
d = 32 мм
d = 2,62*10-2 м принимаем по ГОСТу dВ1= 28 мм
d = 35 мм
принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 32 мм
d = 44 мм
принимаем диаметр вала под подшипник d = 35 мм
принимаем диаметр вала для буртика d = 44 мм
4.2 Тихоходный вал:
dВ2= 50 мм
d = 54 мм
d = 4,88*10-2 м принимаем по ГОСТу dВ2= 50 мм
d = 55 мм
принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 54 мм
принимаем диаметр вала под подшипник d = 55 мм
d = 60 мм
принимаем диаметр вала для колеса d = 60 мм
d= 95 мм
4.3 Конструктивные размеры зубчатого колеса:
диаметр ступицы d (1,5…1,7) d = 90…102 мм
lст = 75 мм
длина ступицы lcт (0,7…1,8) d = 42…108 мм
0 = 7мм
толщина обода 0 (2,5…4)mn = 6,25…10 мм
е = 18 мм
Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая.
Толщина e (0,2…0,3)b2 = 14,4…21,6 мм
G-1 = 352 МПа
4.4 Проверка прочности валов:
Быстроходный вал: G-1 0,43G = 0,43*820 = 352 МПа
4.5 Допускаемое напряжение изгиба [GИ]-1 при [n] = 2,2 K = 2,2 и kри = 1:
[GИ]-1 = 72,7 МПа
[GИ]-1 = [G-1/([n] K)] kри = 72,7 МПа
YB = 849,2 H
4.6.1 Определяем реакции опор в плоскости zOy :
YA = 305,4 H
YB = Fr/2+Fad1/4a1 = 849,2 H
YA = Fr/2-Fad1/4a1 = 305,4 H
XA = XB = 1520 H
4.6.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz :
XA = XB = 0,5Ft = 0,5*3040 = 1520 H
4.6.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:
M = 15,27 Н*м
MA = MB = 0
M= 42,46 Н*м
M= YA*a1 = 305,4*0,05 = 15,27 Н*м
M= YВ*a1 = 849,2*0,05 = 42,46 Н*м
(MFrFa)max= 42,46 H*м
в плоскости xOz:
M= 76 Н*м
MA = MB = 0
M= XA*a1 = 1520*0,05 = 76 Н*м
MFt = 76 H*м
4.6.4 Крутящий момент T = T2 = 87,779 Н*м
Ми =87,06 Н*м
4.7 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми :
Gи = 5,71 МПа
Ми = = 87,06 Н*м
Значит : Gи = 32Mи/d= 5,71 МПа
Gэ111 = 8,11 МПа
к = 16T2/(d) = 16*87,779/(3,14*0,053753) = 2,88 МПа
4.8 Gэ111== 8,11 МПа
4.9 Тихоходный вал:
G-1 = 219,3 МПа
Для стали 35 по таб. П3 при d < 100 мм GB = 510 МПа
G-1 0,43G = 0,43*510 = 219,3 МПа
4.10 Допускаемое напряжение изгиба [GИ]-1 при [n] = 2,2 K = 2,2 и kри = 1:
[GИ]-1 = 45,3 МПа
[GИ]-1 = [G-1/([n] K)] kри = 45,3 МПа
YB = 2022,74 H
4.10.1 Определяем реакции опор в плоскости yOz :
YA = -869,2 H
YB = Fr/2+Fad2/4a2 = 2022,74 H
YA = Fr/2-Fad2/4a2 = -869,2 H
XA = XB = 1520 H
4.10.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz :
XA = XB = 0,5Ft = 0,5*3040 = 1520 H
4.10.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:
M = -40,85 Н*м
MA = MB = 0
M= 95,07 Н*м
M= YA*a2 = -869,2*0,047 = -40,85 Н*м
M= YВ*a2 = 2022,74*0,047 = 95,07 Н*м
(MFrFa)max= 95,07 H*м
в плоскости xOz:
M= 71,44 Н*м
MA = MB = 0
M= XA*a2 = 1520*0,047 = 71,44 Н*м
MFt = 71,44 H*м
Крутящий момент T = T3 = 455,67 Н*м
Ми =118,92 Н*м
4.11 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми :
Gи = 7,28 МПа
Ми = = 118,92 Н*м
Значит : Gи = 32Mи/d= 7,28 МПа
Gэ111 = 28,83 МПа
к = 16T3/(d) = 16*318,47/(3,14*0,0553) = 13,95 МПа
4.12 Gэ111== 28,83 МПа < 45,25 МПа
5. Расчет элементов корпуса редуктора.
= 9 мм
Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.
5.1 Толщина стенки корпуса 0,025aw+1…5 мм = 4,5+1…5 мм
1 = 8 мм
5.2 Толщина стенки крышки корпуса 1 0,02aw+1…5 мм = 3,6+1…5 мм
s =14 мм
5.3 Толщина верхнего пояса корпуса s 1,5 = 13,5 мм
t = 20 мм
5.4 Толщина нижнего пояса корпуса t (2…2,5) = 18…22,5 мм
С = 8 мм
5.5 Толщина ребер жесткости корпуса C 0,85 = 7,65 мм
dф = 18 мм
5.6 Диаметр фундаментных болтов dф (1,5…2,5) = 13,5…22,5 мм
К2 = 38 мм
5.7 Ширина нижнего пояса корпуса К2 2,1 dф = 2,1*18 = 37,8 мм
dk = 10 мм
5.8 Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой dk (0,5…0,6)dф
s1 = 12 мм
5.9 Толщина пояса крышки s1 1,51 = 12 мм
K = 30 мм
5.10 Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников
K1 = 25 мм
K 3dk = 3*10 = 30 мм
dkп=12 мм
5.11 Диаметр болтов для подшипников dkп 0,75dф = 0,75*18 = 13,5 мм
5.12 Диаметр болтов для крепления крышек подшипников
d= d = 10 мм
dп (0,7..1,4) = 6,3…12,6 мм
5.13 Диаметр обжимных болтов можно принять 8…16 мм
dkc = 8 мм
5.14 Диаметр болтов для крышки смотрового окна
dkc = 6…10 мм
dпр = 18 мм
5.15 Диаметр резьбы пробки для слива масла
dпр (1,6…2,2) = 14,4…19,8 мм
y = 9 мм
5.16 Зазор y:
y (0,5…1,5) = 4,5…13,5 мм
y1 = 20 мм
5.17 Зазор y1:
y= 35 мм
y1 (1,5…3) = 13,5…27 мм
y= (3…4) = 27…36 мм
5.18 Длины выходных концов быстроходного и тихоходного валов:
l1 = 50 мм
l2 = 85 мм
l1 (1,5…2)dB1 = 42…56 мм
l2 (1,5…2)dB2 = 75…100 мм
5.19 Назначаем тип подшипников
средняя серия для быстроходного вала и легкая для тихоходного
d = d = 35 мм, D1 = 80 мм, T= 23 мм
d = d = 55 мм, D2 = 100 мм, T= 23 мм
X/ = X// = 20 мм
размер X 2dп, принимаем X/ = X// = 2d= 2*10 = 20 мм
l= l= 35 мм
l= l = 12 мм
размер l= l 1,5 T= 1,5*23 = 35,5 мм
l= l = 8…18 мм
l=15 мм
осевой размер глухой крышки подшипника
l 8…25 мм
a2 = 47 мм
5.20 Тихоходный вал:
a2 y+0,5lст= 9+0,5*75 = 46,5 мм
а1 = 50 мм
быстроходный вал
a1 l+0,5b1 = 12+0,5*75 = 49,5 мм
ВР = 335 мм
Lp= 470 мм
НР = 388 мм
5.21 Габаритные размеры редуктора:
ширина ВР
ВР l2+ l+2,5T+2y +lст+ l+l1 = 85+35+ 2,5*23+18+75+15+50 = 335,5 мм
Длина Lp
Lp 2(K1++y1)+0,5(da2+da1)+aw = 2(25+9+20)+0,5(305+60)+ 180 = 470 мм
Высота НР
НР 1+y1+da2+y+t = 8+20+305+35+20 = 388 мм
6. Расчет шпоночных соединений.
6.1 Быстроходный вал dB1= 28 мм по П49 подбираем шпонку bh = 87
l = 45мм
lp = 37 мм
l = l1-3…10 мм = 45 мм
lp = l-b = 45-8 = 37 мм
допускаемые напряжения смятия [Gсм]:
[Gсм] = 100…150 МПа
Gсм 4,4T2/(dlph) = 53,25 МПа < [Gсм]
Выбираем шпонку 8745 по СТ-СЭВ-189-75
6.2 Тихоходный вал dB2= 50 мм по П49 подбираем шпонку bh = 149
l = 80 мм
lp = 66 мм
l = l2-3…10 мм = 80 мм
lp = l-b = 80-14 = 66 мм
допускаемые напряжения смятия [Gсм]:
[Gсм] = 60…90 МПа
Gсм 4,4T3/(dВ2 lph) = 67,5 МПа
Выбераем шпонку 14980 по СТ-СЭВ-189-75
6.3 Ступица зубчатого колеса d2= 60 мм по П49 подбираем шпонку bh = 1811
l = 70 мм
lp = 52 мм
l = lст-3…10 мм = 70 мм
lp = l-b = 70-18 = 52 мм
допускаемые напряжения смятия [Gсм]:
Gсм 4,4T3/(d2 lph) = 58,4 МПа < [Gсм]
Выбераем шпонку 181170 по СТ-СЭВ-189-75
7.Расчет подшипников
7.1 Быстроходный вал
FrA = 1580,17 H
Fa = 906,5 H
FrB = 1741,13 H
FrA = = 1580,17 H
FrB = = 1741,13 H
Т.к. FrB > FrA то подбор подшипников ведем по опоре В
7.2 Выбираем тип подшипника т.к.
(Fa/FrB)*100% = (1580,17/1741,13)*100% = 52,06% > 20…25% то принимаем радиально- упорные роликоподшипники
7.3 Определяем осевые составляющие реакции подшипников при е = 0,319 для средней серии при d = 35 мм:
SA = 0,83e*FrA = 0,83*0,319*1580,17 = 418,38 H
SB = 0,83e*FrB = 0,83*0,319*1741,13 = 461 H
7.4 По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки:
т.к. SA < SB и Fа = 906,5 > SB-SA = 42,62 H то
FaA = SA = 418,38 H и FaB = SA+Fa = 1324,88 H (расчетная)
Lh = 15*103 часов
7.5 Долговечность подшипника Lh:
Lh = (12…25)103 часов
V = 1 т.к. вращается внутреннее кольцо П45
Kб = 1,6 П46
Кт = 1 П47
При FaB/VFrB = 1324,88/1*1741,13 = 0,76 > e=0,319 по таб. П43 принимаем
X = 0,4
Y = 1,881
n = n2 = 343,84 min-1
= 10/3
7.6 Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника
Стр = (XVFrB+YFaB)KбKт(6*10-5n2Lh)1/ = 24,68 кН
7.7 По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7307 средней серии
d = 35 мм
D = 80 мм
Tmax = 23 мм
С = 47,2 кН
nпр > 3,15*103 min-1
7.8 Тихоходный вал
FrA = 1750,97 H
Fa = 906,5 H
FrB = 2530,19 H
FrA = = 1750,97 H
FrB = = 2530,19 H
Т.к. FrB > FrA то подбор подшипников ведем по опоре В
7.9 Выбираем тип подшипника т.к.
(Fa/FrB)*100% = (906,5/2530,19)*100% = 35,83 % > 20…25% то принимаем радиально- упорные роликоподшипники
7.10 Определяем осевые составляющие реакции подшипников при е = 0,411 для легкой серии при d = 55 мм:
SA = 0,83e*FrA = 0,83*0,411*1750,97 = 597,3 H
SB = 0,83e*FrB = 0,83*0,411*2530,19 = 863,1 H
7.11 По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки:
т.к. SA < SB и Fа = 906,5 > SB-SA = 265,8 H то
FaA = SA = 597,3 H и FaB = SA+Fa = 1500,2 H (расчетная)
7.12 При FaB/VFrB = 1500,2/1*2530,19 = 0,523 > e=0,411 по таб. П43 принимаем
X = 0,4
Y = 1,459
n3 = 59,814 min-1
= 10/3
7.13 Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника при Lh = 15*103часов, V=1, Kб = 1,6, Кт = 1, = 10/3
Стр = (XVFrB+YFaB)KбKт(6*10-5n3Lh)1/ = 13,19 кН
7.7 По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7211 легкой серии
d = 55 мм
D = 100 мм
Tmax = 23 мм
С = 56,8 кН
nпр > 4*103 min-1
8. Выбор смазки.
Для тихоходных и среднескоростных редукторов смазки зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в маслянную ванну кратера, обьем которой Vk=0,6Р3 =1,8 л. V = 1,08 м/с
Масло И-100А, которое заливается в кратер редуктора с таким расчетом, чтобы зубчатое колесо погрузилось в масло не более чем на высоту зуба.
2. Административная ответственность Новый Кодекс об административных правонарушениях в ст
3. всеединства В.Соловьева
4. Статья- Атомная энергия и человек
5. Что для Вас важно
6. Тема- Відмінювання іменників що вживаються лишев мнoжині Мета- пояснити oсобливoсті відмiнювання іменників
7. снежный ком ~ из ваты или белой ткани внутри которого тоже могут быть спрятаны сладкие призы
8. The decentrliztion process could tke big mount of time from the country depending on its territory size politicl sitution nd regime even on the culture nd mentlity of the citizens.
9. Расчет прочности и организация строительства магистрального трубопровода
10. Приборы радиационной разведки
11. РЕФЕРАТ дисертації на здобуття наукового степеня кандидата економічних наук
12. ЛАБОРАТОРНАЯ РАБОТА 11 Создание макросов в EXCEL Цель работы
13. Задание 4. Студенту фта ПГС курс IVгруппа
14. тема которая находится в постоянном развитии; Б рынок ценных бумаг ~ это сфера приложения интересов эм
15. Лабораторная работа 1 Сбор информации о системе По итогам выполнения лабораторной работы необходим
16. Бизнес план массажного салона Выполнили Штейникова К
17. РЕФЕРАТ дисертації на здобуття наукового ступеня доктора філософських наук2
18. Тема 1. Уравнение состояния идеального газа.html
19. Особенности метода социометрии Дж
20. Процесс обслуживания сервера