43208

Проектування привіду до стрічкового конвейєра за схемою та графіком навантаження

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Закриті зубчасті передачі при коловій швидкості змащуються зануренням їх в мастило, а також за рахунок масляного туману, який утворюється за рахунок великої колової швидкості. Контактне напруження при швидкості дорівнює 475 МПа. За цими даними вибираємо необхідну в’язкість мастила і вибираємо мастило: індустріальне леговане, для зубчастих передач ИРП-150. одноступінчатого редуктора.

Украинкский

2013-11-04

1.35 MB

8 чел.

Міністерство освіти і науки України

Національний університет харчових технологій

                                                 Кафедра ТМ і ПТ

ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА

до курсового проекту

“Проектування привіду до стрічкового конвейєра за схемою та графіком

навантаження”

                                       

                                                                                                  Розробив ст. гр. М-3-1

                                                          Палій С.М.                     

                                                              Консультант :

                                                                                                доц. Масло М.А.                                                            

 

Київ-2008

Зміст

  1.  Технічне завдання.
  2.  Кінематичний і силовий розрахунок привода.
  3.  Розрахунок механічних передач.

    3.1Розрахунок ланцюгової передачі.

    3.2Розрахунок закритої циліндричної передачі.

  1.  Просторова схема приводу.
  2.  Розрахунок валів редуктора.

    5.1Орієнтовний розрахунок валів.Перша компоновка.

    5.2Розрахунок валів на міцність.

    5.3Розрахунок вихідного вала на витривалість.

  1.  Розрахунок підшипників.
  2.  Перевірний розрахунок муфти.
  3.  Розрахунок шпонкових з”єднань.
  4.  Вибір мастила.
  5.  Використана література.
  6.  Технічна документація.

                  2.Кінематичний розрахунок привода та вибір електродвигуна.

Вихідні дані:

Крутний момент - Твих=0,7 кН м;

Частота обертання – пвих=115 об/хв.;

Термін служби – 4 років;

Число робочих змін за добу – 2.

Рис.1. Схема приводу стрічкового конвеєра

(1-електродвигун, 2-муфта,3-редуктор, 4-ланцюгова передача,5-барабан)

1. Визначаємо потужність на вихідному валу:

Вт .

2. Знаходимо розрахункову необхідну потужність двигуна:

Вт.

де  - ККД привода і визначається за формулою:

0,99- ККД муфти;

0,97 – ККД циліндричного редуктора;

0,92 – ККД ланцюгової передачі;

= 0,99 – ККД підшипників коченя (одна пара) ( ст.15  [1])

Із каталога (Дод. 2 [1]ст.127) підбираємо електродвигун трифазний асинхронний з короткозамкненим ротором , . Вибираємо електродвигун 4А132S4У3 потужністю 7.5 кВт із параметрами : n = 1455 об/хв.; ККД = 87,5; сos = 0.86; ; ; синхронна частота обертання 1500 об/хв

3. Визначаємо загальне передаточне число:

.

4. Передаточне число редуктора приймаємо uр=5 .

5. Передаточне число ланцюгової передачі визначається за формулою:

6. Визначаємо частоту обертання валів привода:

об/хв;  об/хв;  

об/хв;  об/хв;

7. Визначаємо потужність на валах привода:

= Вт;

Вт;

Вт;

                                    Вт;

8.Визначаємо кутові швидкості валів привода:

рад/с;            рад/с;

рад/с;                              рад/с;

 

9. Визначаємо крутні моменти на валах привода:

;

 

;

;

Отримані значення зводимо в таблицю

Номер

вала

Потужність

N,Вт

Частота обертання

n,об/хв

Кутова швидкість

,рад/с

Крутний момент

Т,Н·м

I

6042

1455

152.3

39.67

II

5981

1455

152.3

39.27

III

5743

291

30.46

188.55

IV

5230

115

12.04

434.48

Таб. 1 Таблиця отриманих значень

3.Розрахунок механічних передач

3.1.Розрахунок ланцюгової передачі

Вихідні дані: N3=5743 Вт, n3=291об/хв, Т=188,55 Нм, u=2.53                      

1. Відповідно умовам експлуатації передачі приймаємо :

К1=1 - характер навантаження спокійний;

К2=1,25 - регулювання нажимним роликом;

К3=1 - з умови а=(30...50)t ;

К4=1 - нахил лінії центрів зірочок до горизонту < 700;

К5=1,5 - при періодичному способі змащування;

К6=1 - при однозмінній тривалості роботи(Ст.42 [1]).

При цьому коефіцієнт експлуатації передачі:

.

2. Коефіцієнт St=0,28 – для ланцюгів типу ПР по ГОСТ 13568 – 75.

3. По табл 2.30 [1] при n3=291об/хв. вибираємо попередньо крок ланцюга t =50,80мм.

4. По кроку  t =50,80мм та n3=291об/хв. допустимий тиск в шарнірах із табл. приймаємо (Таб.2.28[1]).

5. По табл.2.25[1] при передаточному числі передачі u = 2.53 приймаємо число зубців ведучої зірочки z1=25.

6. Коефіцієнт, що враховує число рядів ланцюга Кm=1 (при числі рядів zp=1).

7. Розрахунковий крок ланцюга :

8. Приймаємо ланцюг типу ПР – 25, 4 - 5670 з кроком  t =25,4мм ; Qр=56700 Н  Sоп=179,7 мм2 ; вага 1 м ланцюга q = 2,6 кг.(Таб 2.30[1])

9. Колова швидкість ланцюга :

10. Колова сила, яка передається ланцюгом :

11. Середній питомий тиск в шарнірах:

МПа

12. Термін роботи ланцюга при коефіцієнті способу змащування  :

,

де % - допустиме збільшення кроку ланцюга ;

    Кс – коефіцієнт змащування ланцюга і визначається за формулою:

;

   - міжосьова відстань, яка виражена в кроках і визначається за формулою:

.

Тоді  ч, що більше очікуваного терміну служби, ч.

13. Натяг від провисання веденої вітки від власної ваги:

Н.

де Кf = 6 – коефіцієнт провисання ;

мм.

14. Натяг від відцентрових сил при швидкості ланцюга 12м/с не враховується.

15. Сумарний натяг ведучої ланки :

H .

16. Навантаження, яка діє на вали визначаємо за формулою:

H.

17.Перевіряємо ланцюг по запасу міцності , що більше     

допустимого .(таб.2.30[1]) Число зубців веденої зірочки визначаємо за формулою:

18. Довжина ланцюга, виражена в кроках визначаємо за формулою:

19. Визначаємо ділильні діаметри зірочок за формулою:

ведучої :  мм;

 веденої : мм;

20. Уточнюємо міжосьову відстань визначаємо за формулою:

=

= мм.

3.1.Розрахунок закритої циліндричної прямозубої передачі з внутрішнім зачеплення, одноступінчатого редуктора загального призначення

  Номінальна потужність,що передається шестернею N2 = 5981Вт

Частота обертання шестерні n2 =1455 хв-1 (); передаточне число редуктора U =5; строк роботи передачі Т = 12614.4 год; навантаження спокійне; короткочасне діюче максимальне навантаження при пуску в 1,8 раза більше номінального; передача не реверсна;

  1.  По табл.3.12 [1] приймаємо матеріал для шестерні і колеса

Сталь 40 Х .  Термообробка – поліпшення.

Для шестерні :σв =1000 МПа; σт = 800 МПа; НВ1=265;

 Для колеса : σв =750 МПа; σт = 520 МПа; НВ2=240;

  1.  Знаходимо допустиме напруження згину для шестерні

Попередньо знаходимо границю витривалості зубців при згині відповідну еквівалентному числу циклів зміни напружень.

, д е

границя витривалості при згині, відповідна базовому числу циклів напружень (табл.3.19 [1])

МПа

Коефіцієнт, що враховує вплив двохстороннього прикладання навантаження

(табл. 3.20 [1]) KFC = 1, коефіцієнт довговічності

, при НВ < 350  mF =6

базове число циклів змін напружень  еквівалентне (сумарне) число циклів зміни напружень.

,

звідки

так як  >  приймаємо KFL1 =1,0

відповідно

Коефіцієнт безпеки

(табл. 3.19 [1]) ,  (табл. 3.21 [1]).

Коефіцієнт враховуючий чутливість матеріалу  до концентрації напружень .

Коефіцієнт враховуючий шороховатість перехідної поверхні зуба .

Допустиме напруження згина для зубців шестерні.

МПа 

3.Знаходимо допустиме напруження згину для зубців колеса

Попередньо знаходимо границю витривалості зубців при згині відповідний еквівалентному числу циклів зміни напружень.

, д е

границя витривалості при згині, відповідний базовому числу циклів  зміни напружень  (табл.3.19 [1])

МПа

Коефіцієнт, враховуючий вплив двухстороннього прикладання навантаження

(табл. 3.20 [1]) KFC = 1,0; коефіцієнт довговічності

, при НВ < 350  mF =6

базове число циклів змін напружень  еквівалентне (сумарне) число циклів зміни напружень.

,

звідки

так як  >  приймаємо KFL2 =1,0

відповідно

Коефіцієнт безпеки

(табл. 3.19 [1]) ,  (табл. 3.21 [1]).

Коефіцієнт враховуючий чутливість матеріалу  до концентрації напружень .

Коефіцієнт враховуючий шороховатість перехідної поверхні зуба .

Допустиме напруження згина для зубців колеса.

Мпа

  1.  Допустиме напруження згину при розрахунку на дію максимального навантаження для шестерні.

Попередньо знаходимо допустиме напруження, не викликаючи кінцевих деформацій чи хрупкого злому зубця шестерні (табл. 3.19 [1])

МПа

Коефіцієнт безпеки

   (табл. 3.19 [1]) ,  (табл. 3.21 [1])Коефіцієнт враховуючий чутливість матеріалу  до концентрації напружень .

Мпа

  1.  Допустиме напруження згину при розрахунку на дію максимального навантаження для колеса.

Попередньо знаходимо допустиме напруження, не викликаючи кінцевих деформацій чи хрупкого злому зубця шестерні (табл. 3.19 [1])

МПа

Коефіцієнт безпеки

(табл. 3.19 [1]) ,  (табл. 3.21 [1])

Коефіцієнт враховуючий чутливість матеріалу  до концентрації напружень .

Мпа

  1.  Допустиме контактне напруження для шестерні

Попередньо знаходимо границю контактної витривалості поверхні зубців, відповідаючий еквівалентному числу циклів зміни напружень

,

тут границя контактної витривалості, відповідаючий базовому числу циклів зміни напружень (табл. 3.17)

МПа

Коефіцієнт довговічності

, де

базове число циклів зміни напружень (рис.3.16 [1])

;

Відношення > 1, тому коефіцієнт довговічності визначаємо.

Границя контактної витривалості

МПа

Коефіцієнт безпеки для зубців з однорідною структурою матеріалу

Коефіцієнт, враховуючий шорсткість спряжених поверхонь (табл. 3.18 [1]), .

Коефіцієнт, враховуючий кутову швидкість .

Допустиме контактне напруження для шестерні.

МПа

  1.  Допустиме контактне напруження для колеса

Попередньо знаходимо границю контактної витривалості поверхні зубців, відповідаючий еквівалентному числу циклів зміни напружень

,

тут границя контактної витривалості, відповідаючий базовому числу циклів зміни напружень (табл. 3.17)

МПа

Коефіцієнт довговічності

, де

базове число циклів зміни напружень (рис.3.16 [1])

Відношення > 1, тому коефіцієнт довговічності визначаємо.

Границя контактної витривалості

Мпа

Коефіцієнт безпеки для зубців з однорідною структурою матеріалу

Коефіцієнт, що враховує шорсткість спряжених поверхонь (табл. 3.18 [1]), .

Коефіцієнт, враховуючий кутову швидкість .

Допустиме контактне напруження для шестерні.

МПа.

  1.  Допустиме контактне напруження передачі.

Перевіряємо умову

МПа < МПа

тобто умова виконана, тому приймаємо допустиме контактне напруження

передачі  МПа.

  1.  Допустиме контактне напруження при розрахунку на дію максимального навантаження

       

       для шестерні - МПа

       для колеса -     МПа

  1.  Розрахунок передачі на контактну витривалість.

Визначаємо початковий діаметр шестерні (табл. 3.13 [1])

Попередньо визначаємо величини, необхідні для розрахунку.

Номінальний крутний момент на шестерні:

Орієнтована швидкість:

При даній швидкості потрібна степінь точності зубчастих коліс (табл. 3.33 [1]) – 9-та.

Коефіцієнт, враховуючий розподілення навантаження між зубцями

(рис. 3.13 [1]),. Коефіцієнт ширини зубчастого вінця при симетричному розміщені опор (табл. 3.15 [1])  

Коефіцієнт ,враховуючий розподілення навантаження по ширині вінця

(рис. 3.14 [1]), .

Коефіцієнт ,враховуючий динамічне навантаження (табл. 3.16 [1]),

(визначаємо інтерполяцією). Коефіцієнт ,враховуючий форму спряжених поверхонь

Коефіцієнт ,враховуючий механічні властивості матеріалів спряжених коліс

Коефіцієнт ,враховуючий сумарну довжину контактних ліній

Початковий діаметр

Приймемо   мм, тоді  мм;      мм, оскільки такої міжосьової відстані немає, то ми приймаємо :   мм ;

 ;             мм,    мм,      мм; перевіряємо                   

міжосьову відстань: мм. Ширина зубчастого вінця при  (табл. 3.1 [1])

  1.   Перевірний розрахунок зубців на контактну міцність при дії максимального навантаження. Розрахункове навантаження від максимального навантаження

< , де

діюче напруженя при розрахунку  на контактну виносливість (табл. 3.13 [1])

 

  Розрахункове контактне напруження від максимального навантаження

< =2240 МПа ,де

задано в завданні.

  1.  Перевірний розрахунок зубців на виносливість по напруженням згину. Розрахункове напруження згину (табл. 3.13 [1])

Спочатку знаходимо величини, необхідні для розрахунку. Еквівалентне число зубців шестерні і колеса.

Коефіцієнт, враховуючий форму зубця шестерні і колеса (рис. 3.18 [1])

Коефіцієнт, враховуючий вплив нахилу зуба на його напружений стан.

Розрахункове питоме навантаження

, де

коефіцієнт, враховуючий розподілення навантаження між зубцями

Коефіцієнт, враховуючий розподілення навантаження по ширині вінця зуба (рис. 3.14),;

Коефіцієнт, враховуючий динамічне навантаження (табл. 3.16 [1])

(інтерполяція)

Відповідно                

Напруження згину в зубцях шестерні

в зубцях колеса (табл. 3.13 [1])

  1.  Перевірний розрахунок при згині максимальним навантаженням. Розрахункове напруження від максимального навантаження.

Напруження згину при розрахунку на витривалість:

для зубів шестерні

для зубів колеса       

Розрахункове напруження згину від максимального навантаження:

для зубів шестерні

для зубів колеса

  1.  Приймаємо кінцеві параметри передачі:

; ; ; ; ;;

                        Розміри елементів зубців:

Висота головки зубця:  

Висота ніжки:

Висота зубця:

Радіальний зазор:

                      Розміри вінців зубчастого колеса та шестерні:

Діаметри вершин зубців:

Діаметри впадин

Міжосьова відстань:

                                                       

                        5.1 Розробка компоновочного креслення редуктора

Завдання компоновочного креслення редуктора являється визначення розмірів валів, а також відстані між опорами і місцевими прикладаннями

навантажень. Допоміжним завданням є попередній підбір підшипників.

Розрахунок швидкохідного вала

Визначаємо орієнтовно діаметр вала в небезпечному перерізі за формолою

де - крутний момент на швидкохідному валу;

    - допустиме напруження на кручення;

Приймаємо  - кратний п’яти.

Попередньо приймаємо підшипник шариковий радіальний однорядний середньої серії ГОСТ 8338-75 з параметрами 

Розрахунок тихохідного вала

Орієнтовний діаметр вала в небезпечному перерізі

де - крутний момент на тихохідному валу;

Приймаємо . Попередньо приймаємо підшипники шарикові радіальні однорядні середньої серії ГОСТ 8338-75 з параметрами .

Товщина стінки корпуса    

Приймаємо

Приймаємо  болти  М14

 Ширина фланця  К = 40 мм

4.Просторова схема приводу

5.2Розрахунок валів

Виходячи з даних попередніх пунктів виконаємо розрахунок валів, метою якого є визначення дійсних значень діаметрів у небезпечних перерізах.

Розрахунок вхідного вала

Визначаємо сили в зачеплені:

 колова сила:    

 радіальна сила: ; - з компоновочного креслення;

Розрахунок проводимо з побудовою епюр згинальних моментів:

а) горизонтальна площина:

,    

,    

Перевірка:

,   ,

Будуємо епюру у горизонтальній площині

б) вертикальна площина:

,    

,    

Перевірка:

,   ,

Будуємо епюру у вертикальній площині

Сумарна епюра згинальних моментів:

Крутний момент Ткр=39270  Нмм діє через весь вал.

Розрахунок еквівалентного моменту:

, де

- коефіцієнт, що враховує різницю в характеристиках циклів напружень згину і кручення.

Визначаємо діаметр вала :

,

де, для Ст40Х  - допустиме знакоперемінне напруження для вала

              

Остаточно приймаємо :

Розрахунок вихідного вала

Визначаємо сили в зачеплені:

    колова сила:    

     радіальна сила: ; -          з компоновочного креслення;

ланцюгова сила:   

а) вертикальна площина:

,    

,    

Перевірка:

;   ;     

Будуємо епюру у вертикальній площині

б) горизонтальна площина:

,    

,    

Перевірка:

,   ,

Будуємо епюру у горизонтальній площині

Сумарна епюра згинальних моментів:

Розрахунок еквівалентного моменту

, де

- коефіцієнт, що враховує різницю в характеристиках циклів напружень згину і кручення.

Для Сталі 45 при , ,  таким чином

Визначаємо діаметри вала в характерних точках

,

де  - допустиме знакоперемінне напруження для вала

                                       

Остаточно приймаємо : .

                       

                            6.Розрахунок підшипників вхідного вала

Підібрати радіальні шарикові підшипники для швидкохідного вала циліндричного одноступінчастого редуктора при наступних даних: радіальне навантаження на підшипник 1 (на правій опорі);

радіальне навантаження на підшипник 2 (на лівій опорі);

Частота обертання вала ;

посадочні діаметри вала під підшипники ;

коефіцієнт обертання кільця                       ;

коефіцієнт безпеки                                       ;

температурний коефіцієнт                          ;

необхідна довговічність                              .

  1.  Еквівалентне розрахункове навантаження:

для підшипника I 

для підшипника II

Оскільки для обох опор підшипники вибираються однакові, то подальший розрахунок ведемо по найбільш навантаженому підшипнику опори 1  

  1.  Визначаємо довговічність підшипника

-через цей термін служби підшипник

потрібно замінити на новий!!!

де С- каталожна динамічна вантажопідйомність,Н; Р- еквівалентне розрахункове навантаження; р-показник степеня, для кулькових підшипників р=3.

  1.  Визначаємо динамічну вантажопідйомність підшипника

Приймаємо  кульковий радіальний підшипник середньої серії 306 по ГОСТ  8338-75 у якого динамічна вантажопідйомність С=22000Н.Приймаємо підшипник з наступними даними.

; ; ;

Розрахунок підшипників вихідного вала

Підібрати радіальні шарикові підшипники для тихохідного вала циліндричного одноступінчастого редуктора при наступних даних: радіальне навантаження на підшипник I (на правій опорі);

радіальне навантаження на підшипник 2 (на лівій опорі):

Частота обертання вала ;

посадочні діаметри вала під підшипники ;

коефіцієнт обертання кільця                       ;

коефіцієнт безпеки                                       ;

температурний коефіцієнт                          ;

необхідна довговічність                              .

  1.  Еквівалентне розрахункове навантаження:

для підшипника I 

для підшипника II

Подальший розрахунок ведемо по підшипнику опори I 

  1.  Визначаємо довговічність підшипника

  1.  Визначаємо динамічну вантажопідйомність підшипника

Приймаємо попередньо кульковий радіальний підшипник легкої серії 207 по ГОСТ  8338-75 у якого динамічна вантажопідйомність С=25600Н.

; ; ;

7.Вибір муфти

Для передачі крутного моменту приймаємо муфту МУВП по ГОСТ 20720 – 81. По діаметру валів вибираємо напівмуфти.

Розраховуємо втулки муфти на міцність

;   ,

де D0діаметр на якому розміщені упругі елементи, z-кількість пальців, Ткр-крутний момент на валу, dп-діаметр пальця, lвт-довжина упругого елемента.

Розраховуємо пальці муфти на згин

 

, де с-зазор між півмуфтами.


9.Вибір мастила

Закриті  зубчасті передачі при коловій швидкості  змащуються зануренням їх в мастило, а також за рахунок масляного туману, який утворюється за рахунок великої колової швидкості.

Контактне напруження при швидкості  дорівнює 475 МПа. За цими даними вибираємо необхідну в’язкість мастила  і вибираємо мастило: індустріальне леговане, для зубчастих передач ИРП-150.

одноступінчатого редуктора.

Визначаємо найменший рівень мастила:

де b і а – відповідно ширина і довжина внутрішньої полості редуктора

                                 

                             8. Розрахунок шпонок

                                       Вхідний вал

 Вибираємо шпонку призматичну з округлими торцями для діаметра вала , для якої по ГОСТ 10748-79 вибираємо параметри:

Розраховуємо шпонку з матеріалу Ст 5 пс 3, для якої: ,

Розраховуємо вибрану шпонку на зминання від крутного моменту  і на зріз .

                                                    Вихідний вал

Для діаметра вала , вибираємо параметри шпонки:  

Розраховуємо вибрану шпонку на зминання від крутного моменту  і на зріз .

Для діаметра вала , вибираємо параметри шпонки:  

Розраховуємо вибрану шпонку на зминання від крутного моменту  і на зріз .

         

             5.3 Перевірний розрахунок тихохідного вала на витривалість

  Метою перевірного розрахунку є визначення коефіцієнтів запасу міцності n для небезпечних перерізів тихохідного вала циліндричного одноступінчастого редуктора.

Матеріал вала – Сталь 45, нормалізована з характеристикою: тимчасовий опір розриву ; границя витривалості при симетричному циклі напружень згину ; границя витривалості при симетричному циклі напружень кручення; Коефіцієнти чутливості матеріалу до асиметрії циклу напружень відповідно при згині і кручені ; .

 Перевіряємо запас міцності по границі витривалості в перерізі 1-1.

1.Знаходимо ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині і кручені від шпоночного паза: ;.

Масштабні коефіцієнти: ;. Коефіцієнт стану поверхні при шорсткості: ,.

  Сумарні згинаючі моменти у ймовірних небезпечних перерізах : 1-1,2-2; відповідно : ;;

Ефективні коефіцієнти концентрації напружень:

2. Для посадки  по табл. 5.15[1] ;;;

Приймаємо ;

  1.  Визначаємо запас міцності для нормальних напружень:

де - амплітуда номінальних напружень згину

де - осьовий момент опору при

4.Визначаємо запас міцності для дотичних напружень:

де - полярний момент опору при

Амплітуда і середнє значення номінальних напружень кручення:

Запас міцності для дотичних напружень:

5.Загальний запас міцності в перерізі 1-1

-запас міцності достатній.

         Перевіряємо запас міцності по границі витривалості в перерізі 2-2.

Визначаємо ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині та крученні валу, викликане посадкою внутрішнього кільця підшипника на вал.

  1.  Ефективні коефіцієнти концентрації напружень: ;
  2.  Запас міцності для нормальних напружень:

                                   

   де - амплітуда номінальних напружень згину

  1.  Визначаємо запас міцності для дотичних напружень:

   Амплітуда і середнє значення номінальних напружень кручення:

   Запас міцності для дотичних напружень:

4.Загальний запас міцності в перерізі 2-2: - запас міцності достатній.

        


КП.ДМ.
17.01.00.000ПЗ

                  ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

КП.ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

КП.ДМ.17.07.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

КП.ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

ідпис

№ докум.

Арк.

Змн.

КП.ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

ДМ.17.01.00.000ПЗ

ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

КП.ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

КП.ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

                 ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

КП.ДМ.17.01.00.000ПЗ

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

ДМ.17.01.00.000ПЗ                                

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

ДМ.17.01.00.000ПЗ                              

ДМ.17.01.00.000ПЗ                              

Арк.

Дата

Підпис

№ докум.

Арк.

Змн.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

5740. Буддийская скульптура в Корее 1.97 MB
  Буддийская скульптура в Корее Введение Памятники буддийской скульптуры есть во всех странах, где распространен буддизм, - так как отправление буддийских культов требовало скульптурного изображения будд, бодхисаттв и других представителей пантео...
5741. Генрих Манн Психологический портрет короля Генриха IV 40.5 KB
  Выдающемуся немецкому писателю Генриху Манну в исторической дилогии Молодые годы короля Генриха IV 1936 года и Зрелые годы короля Генриха IV 1938 года, удалось создать убедительный и яркий образ идеального монарха. Историческое повествование выс...
5742. Архитектура Византии 212 KB
  Архитектура Византии В конце IV столетия после разделения Римской империи и переноса императором Константином своей резиденции в греческую Византию ведущая роль в политической, экономической и общественной жизни переходит в восточную часть...
5743. Генри ФОРД 57.5 KB
  Генри ФОРД Задайте вопрос: кто изобрел автомобиль? Многие ответят: Генри Форд. Это распространенное заблуждение - награда человеку, который сделал автомобиль доступным для миллионов людей. Хотя считается, что автомобиль был придуман и рожден в ...
5744. Обработка стали. Материаловедение. Элементы теории термической обработки стали 1.65 MB
  Элементы теории термической обработки стали Вступление Технология металлов состоит из трех основных видов: металлургии – получение металла заданного состава механической технологии – получение из металла изделий заданной внешней формы те...
5745. Акционерное общество как юридическое лицо 109 KB
  Введение В гражданском праве РФ (ст. 50 ГК РФ) среди коммерческих юридических лиц рассматривается несколько организационно - правовых форм, таких как: хозяйственные товарищества...
5746. Рынок ценных бумаг в Казахстане 83 KB
  В общем виде рынок ценных бумаг можно определить как совокупность экономических отношений по поводу выпуска и обращения ценных бумаг между его участниками. Рынок ценных бумаг - это составная часть рынка любой страны. Классификация видо...
5747. Бюджетный дефицит и его значение 160 KB
  Введение Бюджетный дефицит - превышение расходов бюджета над его доходами - это финансовое явление, с которым в те или иные периоды своей истории неизбежно сталкивались все государства мира. Полностью сбалансированный государственный бюджет, то есть...
5748. Внутренняя среда предприятия. Внутренние переменные 161.5 KB
  Любая организация находится и функционирует в среде. В менеджменте под средой организации понимается наличие условий и факторов, которые воздействуют на функционирование фирмы и требуют принятия управленческих решений, направленных на их уп...