На бирже курсовых и дипломных проектов можно найти образцы готовых работ или получить помощь в написании уникальных курсовых работ, дипломов, лабораторных работ, контрольных работ, диссертаций, рефератов. Так же вы мажете самостоятельно повысить уникальность своей работы для прохождения проверки на плагиат всего за несколько минут.

ЛИЧНЫЙ КАБИНЕТ 

 

Здравствуйте гость!

 

Логин:

Пароль:

 

Запомнить

 

 

Забыли пароль? Регистрация

Повышение уникальности

Предлагаем нашим посетителям воспользоваться бесплатным программным обеспечением «StudentHelp», которое позволит вам всего за несколько минут, выполнить повышение уникальности любого файла в формате MS Word. После такого повышения уникальности, ваша работа легко пройдете проверку в системах антиплагиат вуз, antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru. Программа «StudentHelp» работает по уникальной технологии и при повышении уникальности не вставляет в текст скрытых символов, и даже если препод скопирует текст в блокнот – не увидит ни каких отличий от текста в Word файле.

Результат поиска


Наименование:


Курсовик Редуктор червячный к электродвигателю

Информация:

Тип работы: Курсовик. Предмет: Машиностроение. Добавлен: 17.02.2012. Сдан: 2010. Страниц: 43 + 4-е чертежа. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):




Содержание


1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА.
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.
2. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ.
3.предварительный расчет валов редуктора.
4.Уточненный расчет валов.
5. Проверочный расчет стрелы прогиба червяка.
6. Проверка прочности шпоночных соединений.
7.Конструкивные размеры корпуса редуктора.
8. выбор сорта масла.
9. Расчет открытой ременной передачи.
10. Расчет муфты
11. Расчет исполнительного механизма


Рисунок 1– Кинематическая схема привода.


1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА.
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.

1.1. Определение частоты вращения вала исполнительного механизма

Частота nk , мин-1 , вращения вала исполнительного механизма вычисляется по формуле:

. (1)

где Vk – линейная скорость , м/с , Vk=0,5.
z – число зубьев звездочки, z=19.
t – шаг цепи, t=250.

, мин-1.

1.2 Определение мощности на валу исполнительного механизма.

Мощность Рk на валу исполнительного механизма вычисляется по следующей формуле:

. (2)

где Tk – вращательный момент на валу исполнительного механизма , H*м
nk – частота вращения вала исполнительного механизма, мин-1

1.3. Определение расчетной мощности на валу электродвигателя.

Расчетная мощность Р1 ,кВт, на валу двигателя определяется по мощности на валу исполнительного механизма с учетом потерь в приводе:

, кВт . (3)

где -общий КПД привода.
Общий КПД привода вычисляется как произведение КПД отдельных передач, учитывающих потери во всех элементах кинематической цепи привода:

. (4)

рем -КПД учитывающий потери в ременной передаче рем=0,96.
черв -КПД учитывающий потери в червячной передаче черв=0,85.
подш -КПД учитывающий потери на подшипникахцил=0,99.

.






Рисунок 2– Электродвигатель.





1.4. Определение частоты вращения вала электродвигателя.

Частота n1 вращения вала двигателя определяется по формуле:

n1= nk i , мин -1 . (5)

где i -передаточное отношение привода.
Передаточное отношение привода равно произведению передаточных отношений всех передач

i = iрем iчервiчерв . (6)

где iрем - передаточное отношение ременной передачи, выбранное из
таблицы 2.
iчерв - передаточное отношение червячной передачи, выбранное из
таблицы 2.
i рем=2. . .3
iчерв=8. . .63

i=2,5∙8∙10=200.

n1=6,32∙200=124,4 мин-1.

1.5. Выбор электродвигателя.

Типоразмер двигателя выбираем по расчетной мощности Р1 и по намеченной частоте n1 вращения вала. По экономическим соображениям мощность Рдв двигателя должна быть близка к расчетной мощности Р1 при выполнении условия
Р1≤1,05 Рдв . (7)

Выбираем электродвигатель из справочника .
Асинхронный, серия 4А, закрытый,
Тип двигателя 4A100L4
Мощность двигателя Рдв=4 кВт
Отношение вращающего момента к номинальному1=2.
Синхронная частота вращения nc=1500 мин -1.
Номинальная частота вращения:
n1= nc (1- S), мин -1 . (8)

где S-относительное скольжение вала, S=0,047.

n1=1500(1- 0,047)=1430, мин -1.

1.6.Определение передаточного отношения

. (9)
.
Определяем передаточное отношение редуктора по формуле:
. (10)
принимаем iрем =2,5

.

1.7.Определение мощностей, вращающих моментов и частот вращения валов

Связь между мощностями и частотами вращения предыдущего и последующего валов выражается зависимостями:

(11)
где y-порядковый номер вала исполнительного механизма в
кинематической схеме.
Вращающие моменты на валах вычисляются по формуле:

,Н∙м . (12)

Результаты вычислений заносим в таблицу 1.

Таблица 1.
Силовые и кинематические параметры привода.

Номер вала
Мощность Р, кВт
Частота вращения n, мин -1
Вращающий момент Т, Нм
1
3,97
1430
26,5
2
3,77
525,3
68,5
3
3,18
60
506
4
2,65
6,32
4000

После распечатки на ЭВМ:
i3=8,75 , iпод=83,12.

.

мин-1 ; H∙м.

мин-1 ; H∙м.






2. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ.

2.1. Материалы червяка и червячного колеса.

Выбираем для червяка сталь 40Х (ГОСТ4543-71).
Термообработка - поверхностная закалка HRS 45...60 для червячного колеса – безоловянная литейная бронза по ГОСТ 493-79, БрА9ЖЗЛ, способ отливки в землю.
σв=400 МПа ; σт=200 МПа

2.2. Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев.

σнр= σ°нр∙zн . (13)

zн = 1 => σнр=σ°нр= 250 МПа
коэффициент нагрузки k принимаем 1,2;
k=1,2

2.3. Проверочный расчет червячной передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев.

Уточнение коэффициента нагрузки

k = kv∙k β . (14)

где kv - коэффициент динамической нагрузки, учитывающий
динамические нагрузки в зацеплении.
k β - коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий
неравномерность распределения в зоне контакта.

k β β . (15)

где Ө - коэффициент деформации червяка, определяющий в
зависимости от z1 и q1 , Т.33 [1]
в быстроходных и тихоходных передачах
z1=4 ; q=8 => Ө=47
- коэффициент режима , т.33[1]
=0,5(редкий, нормальный режим III)
Для быстроходной передачи:

.


Для тихоходной передачи:

.

kб=1,206 ; kт=1,26
Действительные контактные напряжения

. (16)

где Т2-момент на червячном колесе
Для быстроходной передачи

МПа.

Для тихоходной передачи

МПа.

=229 МПа и =238 МПа <2510 МПа условие выполняют.

2.4. Допускаемые напряжения при расчете зубьев червячного колеса на выносливость по изгибу.

. (17)

где - допускаемые базовые напряжения изгиба , т,26[1] =80 МПа.
-коэффициент, учитывающий влияние двустороннего
приложения нагрузки на зубья. =1
- коэффициент долговечности

. (18)

где - эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях
червячного колеса.

. (19)

где - число циклов напряжений изгиба на зубьях
червячного колеса за весь срок службы передачи.
- коэффициент, характеризующий интенсивность полного
режима нагружения при расчете на выносливость зубьев по
изгибу.
. (20)

где n – частота вращения вала, на котором устанавливается червячное
колесо
- время работы передачи за весь срок службы привода.

Быстроходная передача:

.

.

.

МПа.

Тихоходная передача:

.

.

.

МПа.


Рисунок 3– геометрические параметры червячной передачи.


2.5. Проверочный расчет червячной передачи на выносливость зубьев по изгибу

Действительные напряжения изгиба зубьев червячного колеса:

. (21)

где YF – коэффициент формы зуба червячного колеса, зависящий от
эквивалентного числа зубьев колеса

. (22)

где γ – делительный угол подъёма линии витка.

. (23)

.

Для быстроходной передачи:

; .

МПа.

Для тихоходной передачи:
; .
МПа.

2.6. Расчет червячной передачи на прочность при действительных кратковременных нагрузок.

σн max– расчетное напряжение, создаваемое наибольшей нагрузкой из числа подводимых к передачи.

. (24)

.

.

– для безопасных бронз
; .
















Рисунок 4– Силы в червячной передачи.

2.7. Проверка изгибной прочности при действии максимальной нагрузки.

. (25)

где σFmax– расчетные напряжения, создаваемые наибольшей нагрузкой из числа подвижных к передачи.

.

.

2.8. Силы в зацеплении червячной передачи.

Быстроходная передача:
Окружная сила на червяке Ft2, равная осевой силе на червяке Fa1

. (26)

где Т1,Т2 – вращающие моменты соответственно на червяке и червячном
колесе, Н∙м

.

Радиальная сила:

. (27)

где α – угол профиля червяка в осевом сечении; для архимедова червяка
α=20°

Тихоходная передача:

.

.

.


























3.предварительный расчет валов редуктора.

Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [ik]=25МПа.
Ведущий (быстроходный вал):

. (28)


.

принимаем db1=25 мм.
Диаметр подшипниковых шеек dn1=30 мм.
Параметры нарезной части: df1=35,28 мм; d1=50,4 мм; da1=63 мм.
Длинна нарезной части: b1=130 мм.
Расстояние между опорами червяка примем l1=240 мм; l2=40 мм.

. (29)

мм.

мм.



Рисунок 5– Вал ведущий (быстроходный)






3.1. Проверка долговечности подшипников.

Ведущий вал (быстроходный).
My1=Rx1∙L1=146 H.
My2=Rx2∙L1=282 H.
Mx1=Ry1+Fa∙d/2=175 H.
Mx2=Fx2∙L2=48,2 H.
Ma=0,5d∙Fa=115,6 H.



Рисунок 6–Эпюра изгибающих и крутящих моментов действующих на ведущий вал.

Ft1=2718 H ; Fa1=4590 H ; Fr1=1671 H ; L1=120 мм ; L2=40 мм ; d=50,4 мм ;

Fbx=Fby=Fb∙sin 45°=1206∙0,707=853 H.

Реакции опор:

в плоскости XZ:

.

.

Проверка: .

в плоскости YZ:

.
Проверка: .

Промежуточный вал.
Диаметр подшипниковых шеек:

.

принимаем dn2=50 мм.
Диаметр вала в месте посадки червячного колеса dk1=55 мм.
Параметры нарезной части: df1=70 мм ; d1=100 мм ; da1=125 мм ;
Длинна нарезной части: b1=210 мм.

Ведомый вал (тихоходный).
Диаметр выходного конца:

мм.

Диаметр подшипниковых шеек: dn3= 100 мм; dk2=105 мм.
Принимаем радиально-упорные подшипники: шариковые средней серии, роликовые конические легкой серии.











Рисунок 6 – Подшипник шариковый радиально-упорный однорядный.
















Рисунок 7– Подшипник роликовый конический однорядный повышенной грузоподъемности.






Таблица 2.
Выбор подшипников.

№ вала
Обознач. подш.
d
D
B
T
C
Co
L


мм.
kH

II
7206
30
62
16
17,25
31,5
22
0,36
III
7210
50
90
21
21,75
56
40
0,37
III
46310
50
110
27
27
71,8
44

IV
7220
100
180
34
37
185
146
0,41

Суммарные проекции:

.

.

Осевые составляющие:

.

.

Отношение : x=1, y=o =>осевые нагрузки не учитываем.

Эквивалентная нагрузка:

. (30)

kδ=1 ; kT=1 ; v=1 (вращается внутренне кольцо).

Расчетная долговечность L, мин∙об.

. (31)

.

Расчетная долговечность , ч.



. (32)

.
16∙104 > 23∙103 часов.

Промежуточный вал.
Ft1=4590 H ; Fa1=2718 H ; Fz1=1671 H ; d1=220,5 мм.; Ft2=10120 H ; Fa2=16842H ; Fz2=6130H ; d2=100 мм ; L1=40 мм ; L2=130 мм ; L3=140 мм .

My1=Rx1∙L1=342,7 H ;
My2=kx2∙L3=860 H;

Mx1=Ry1∙L1+Fa1∙d1/2=321,3 H ;
Mx2=Ry2∙L3+Fa2∙d2/2=174,3 H;

Ma1=0,5d1∙Fa1=300 H ;
Ma2=0,5d2∙Fa2=842 H.





Рисунок 7– Эпюра изгибающих и крутящих моментов действующих на промежуточный вал.

Реакции опор:
в плоскости XZ:

.

.

Проверка:
.





в плоскости YZ:



.



.

Проверка:
.

Реакции суммарные:

.

.

Рассмотрим более нагруженную опору.
.
Отношение.
.

Осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентные нагрузки:

.

Расчетная долговечность, мин∙об.

.




Расчетная долговечность, ч:

.

56,7∙103 > 23∙103.









































4.Уточненный расчет валов.

Ведущий вал.
Материал: сталь 45
σв=570 МПа , σ-1=0,45∙570=246 МПа ; τ-1=0,58∙246=142 МПа.
Рассмотрим сечение вала под шкив ременной передачи.
Концентрация обусловлена наличием шпоночной канавки.
=1,59 ; =1,49 ; εσ=0,8 ; ετ=0,69 ; [2].т.8.5.
Изгибающий момент:

мм.

Момент сопротивления сечения нетто. При b=8 мм , t1=4 мм.

.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба.

(33)

МПа.

Момент сопротивления кручения сечения, нетто.

мм3.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

. (34)

МПа.

Коэффициент запаса прочности.

.

.

Результирующий коэффициент.

.

2,3 > 1,7 условие выполняется.




































5. Проверочный расчет стрелы прогиба червяка.

Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка.

мм4.

Стрела прогиба:

мм.

Допускаемый прогиб:

.

жесткость обеспечена.

f=0,04 мм <[f] .



























6. Проверка прочности шпоночных соединений.

Размеры сечений шпонок и размеров и длины шпонок по ГОСТ 23360-78
Материал шпонок- сталь 45 нормализованная.

6.1. Напряжение смятия и условие прочности.

.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице.
[σсм]=100120МПа.


Рисунок 8 – Шпоночное соединение.

Таблица 3.
Валы.

№ вала
d1, мм
T, H∙м
bxh, мм
t1, мм
L, мм
II
25
68,5
8х7
4
55
III
55
506
16х10
6
71
IV
95
4000
25х14
9
165
IV
105
4000
28х16
10
140

.
Условия выполняются.





































7.Конструкивные размеры корпуса редуктора.

7.1. Толщина стенок корпуса и крышки.

δ=0,04∙а+1=11,2+1=12,2 .

Принимаем δ=12 мм.

δ

Принимаем δ=10 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и крышки.

мм.

мм.

нижнего пояса корпуса.

мм.

Принимаем Р=28 мм.

7.2. Диаметр болтов.

Фундаментных:

Принимаем d1=М20.

Крепящих крышку к корпусу у подшипников:



Принимаем d2=М16.

Соединяющих крышку с корпусом.


Принимаем d3=М12.





8. выбор сорта масла.

Смазывание зацепления производится окунанием червяка в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения червяка на всю высоту витка.

При σН=238 МПа и v=0.5 м/с.
Вязкость (таблица 10.8[2]) равна 32∙10-6 м2/с.

Масло выбираем по таблице 10.10 [2] индустриальное И-30А ГОСТ-20799-75.
Объем масляной ванны принимаем из расчета 0,50,8 л масла на 1квт передаваемой мощности.
Р=4 кВт.

V=4∙0,8=3,2 л.
































9. Расчет открытой ременной передачи.




Рисунок 9– Ременная передача.


iрем=2,72.

n1=1430 мин-1.

Т=26,5.

Р=3,97 кВт.

Диаметр ведущего шкива (мм) вычисляют по эмпирической зависимости:

. (34)

мм.

По полученному значению подбирают диаметр шкива (мм) из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73.

d1=180 мм.

Диаметр ведомого шкива (мм) определяют с учетом относительного скольжения ремня ξ.

. (35)

.

Для передач с регулируемым натяжением ремня ξ=0,01
принимаем d2= 500 мм.

Межосевое расстояние передачи.

. (36)

мм.

Угол обхвата малого шкива.

. (37)

.

Длина ремня (без учета припуска на соединение конуса) .

. (38)

мм.

Скорость ремня:

. (39)

м/с.

Силы действующие в ременной передаче, Н:
окружная.

. (40)

.

Натяжения ведущей ветви:

.

Натяжения ведомой ветви:



где Fo– предварительное натяжения каждой ветви.

(41)

где σ0 – напряжения от предварительного натяжение ремня, оптимальное
значение его σ0=1,8 МПа.
b – ширина ремня, мм.
δ – толщина ремня, мм.







Требуемую ширину резинного ремня находят согласно ГОСТ 23831-79 из условия:

(42)

где z – число прокладок, выбирается по таблице 7.1
[p] –допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки.

(43)

где Р0 – наибольшая нагрузка на 1мм ширины прокладки.
С α – коэффициент учитывает влияние угла обхвата ремнем меньшего
шкива.
С v – коэффициент учитывает влияние скорости ремня.
С р – коэффициент учитывающий режима работы ремня.
С Ө – коэффициент учитывающий расположения передачи.
принимаем С Ө =1






см.

Для передачи с автоматическим регулированием натяжения ремня С=1 при любом значении Ө. b=50 мм.

Найденное по формуле значения округляют до ближайшего большего значения. Для обеспечения достаточной эластичности ремня необходимо соблюдать условие:



где δ0 – толщина одной прокладки с резиновой прокладкой.



При расчете сечений кожаных и хлопчатобумажных ремней определяют площадь поперечного сечения ремня.







где [k] – допускаемая удельная окружная сила на единицу площади
поперечного сечения ремня, МПа.



Принимают для контактных ремней k0=2,2 МПа, для хлопчатобумажных k0=1,7 МПа. Значение коэффициентов также , как и для резинотканевых передач.







Максимальное напряжение в сечении ремня:

(44)

где σ1– напряжение от растяжения.
σn– напряжение от изгиба ремня.
σv– напряжение от центробежной силы.

(45)

(46)

где En – равно для кожаных и резинотканевых ремней 100200 МПа.
Для хлопчатобумажных En=5080 МПа.

(47)

где ρ – плотность ремня 11002000 кг/м3.
10-6 – служит для перевода σv в МПа.







Максимальное напряжение не должно превышать предела выносливости. σ-1<5 МПа.

σmax=2,45+1,25+0,2=3,9

Расчетную долговечность ремня определяют в зависимости от базового числа циклов (обычно его принимают 107) и от числа пробегов за все время эксплуатации Nn=2∙3600∙H0 ; λ–число пробегов ремня в секунду:

(48)


Долговечность, ч.:

(49)

где Сi – коэффициент, учитывающий влияние придаточного отношения при
периодически изменяющиеся нагрузке от нуля до номинального
значения.
СН– при постоянной нагрузке равно 1.

ч.

Нагрузку на валы ременной передачи определяют в зависимости от способа регулирования натяжения ремня:
При периодическом регулировании.

(50)



Ширина обода шкива, при b=50 мм. равна В=63 мм.




























10. Расчет муфты


Муфта, соединяющая вал редуктора с валом звездочек. Принимаем муфту комбинированную – упруго предохранительную.

10.1 Расчет полумуфты упругой.

На выходном валу редуктора устанавливаем полумуфту упругую втулочно-пальцевую.
Условие подбора.

. (51)

где – допускаемый момент муфты, Н∙м.
k – коэффициент безопасности k=1,21,5

Tp=1,25∙4000=5000 Н∙м.

Посадочный диаметр полумуфты dнх=95 мм.
Назначаем полумуфту по ГОСТ 2124-93.


Рисунок 10 – упругая полумуфта.


D=400 мм.; d=95 мм.; L2=44 мм.; L1=90 мм.; Lст=170 мм.; dст=220 мм.; dn=38 мм.; z=10; Гайка М30.


10.2 Расчет полумуфты фрикционной.

На выходном участке вала звездочек устанавливаем полумуфту фрикционную.
Материал дисков сталь-металлокерамика.
Коэффициент трение f=0,4.
Допускаемое давление Р=0,335 МПа.
Число пар трения.

. (52)

где β – коэффициент запаса прочности ≈4.
Dn – наружный диаметр.
Dвн – внутренний диаметр диска.
Dср – средний диаметр диска.

(53)

(54)

(55)

мм.

мм.

мм.



Принимаем z=4.
Толщина первого диска – 2 мм.
Толщина напыления – 2 мм.
Толщина одной пары трения - 2 мм.
Толщина пакета - 32 мм.
Сила смятия пружины :

. (56)


H.

Сила сжатия одной пружины:

(57)

Н.

сила сжатия при максимальных деформациях:

. (58)

где δ – относительный инерционный зазор пружин δ=0,1.

Н.

По ГОСТ 13374-86 выбираем пружину №121
Параметры:
d=5 мм. – диаметр проволоки
D=25 мм. – наружный диаметр
С1= 766,4 Н∙мм – жесткость одного витка.
Число витков:

(59)



Полное число витков:

n1=n+n0=3+2=5

Пружины поджимаются винтом М30.
Между собой полумуфты соединяются по принципу фланцевых муфт.
Болт М24 – 6 шт.





11. Расчет исполнительного механизма

Приводной вал:
Задано: z=19 ; t=20.
Вращающий момент Т=4000 Н∙м

11.1 Исполнительные размеры звездочек




Рисунок 11 –Звездочка.

d=dвнх=105 мм.
DСТ=1,6∙ dвнх=1,6∙105=168 мм.
LСТ=(0,8…1,2)d=(0,8…1,2)105=84126 мм.
LСТ=100 мм.

Делительный диаметр d, мм.:

(60)

мм.

Диаметр наружной окружности Dс, мм.:

(61)

где К=0,46
Кz=5,99
λ=13,9

мм.

Диаметр окружности впадин Di , мм.:

(62)

мм.

Ширина звездочки b, мм.:

(63)

b=0,9∙27-1=23,3 мм.

Цепь тяговая по ГОСТ 588-81 М80-I-80
d=Dy=18 мм.
b3=27 мм.

По схеме принимаем:
b=300 мм.
a=200 мм.



С=170/2+18+78/2=142 мм.















11.2 Расчетная схема вала



Рисунок 12 – эпюра сил действующих на вал исполнительного механизма.

Mx=Fм∙c=6667∙0,142=946,7
Mx2=Fм∙ (c+a)+Ax∙a=6667∙0,342-5386,45∙0,2=1202,7
Mx3=Bx∙a=3985,45∙0,2=797,1
На вал действуют силы:
Ft=T/Dзв=4000∙103/1518,92=2633 Н.
Fм – сила, со стороны муфты.
Fм=(0,2…0,3)2Т/Dср=0,25∙ Н.



Н.




Н.

Проверка : -6667-(-5386,45)+2633+2633-3985,45=0



11.3 Расчет подшипника




d=100 мм.
D=180 мм.
B=34 мм.
C=68,9 кН.
C0=40,5 кН.








Рисунок 13–подшипник №1220 шариковый радиальный сферический двухрядный.

Опора А нагружается силой:
FRA=АХ=5386,45 Н.
Опора B :
FRB=BX=3985,45 Н.
Осевой силы нет, следовательно FA/C0=0
x=1 y=0
Расчет проведен для опоры А, как более нагруженной.



Н.

Долговечность Lh, ч.:



ч.

Это условие больше заданного–условие выполняется.



Перейти к полному тексту работы


Скачать работу с онлайн повышением уникальности до 90% по antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru


Смотреть похожие работы


* Примечание. Уникальность работы указана на дату публикации, текущее значение может отличаться от указанного.