Курсовая: Привод цепного конвейера - текст курсовой. Скачать бесплатно.
Банк рефератов, курсовых и дипломных работ. Много и бесплатно. # | Правила оформления работ | Добавить в избранное
 
 
   
Меню Меню Меню Меню Меню
   
Napishem.com Napishem.com Napishem.com

Курсовая

Привод цепного конвейера

Банк рефератов / Транспорт

Рубрики  Рубрики реферат банка

закрыть
Категория: Курсовая работа
Язык курсовой: Русский
Дата добавления:   
 
Скачать
Архив Zip, 268 kb, скачать бесплатно
Обойти Антиплагиат
Повысьте уникальность файла до 80-100% здесь.
Промокод referatbank - cкидка 20%!

Узнайте стоимость написания уникальной работы

Министерство образования и науки РФ

Южно- Уральский Государственный Университет







Пояснительная записка к курсовому проекту по курсу «Детали машин»

«Привод цепного конвейера»





Нормоконтроль:

Руководитель: Е.П. Устиновский

Автор проекта: А.Ю.Степанюк

студент группы ТВ-318

Проект защищен с оценкой





Челябинск 2007

Содержание

Введение

1 Кинематический и силовой расчёты привода

1.1 Определение мощности на валу исполнительного механизма

1.2 Определение расчётной мощности на валу электродвигателя

1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма

1.4 Определение частоты вращения вала электродвигателя

1.5 Выбор электродвигателя

1.6 Определение передаточного отношения привода

1.7 Определение мощностей , вращающих моментов и частот вращения валов.

1.8 Выбор материалов и допускаемых напряжений для цилиндрической зубчатой передачи .

1.9 Коэффициент ширины зубчатого венца в долях диаметра шестерни.

1.10 Коэффициент K H?.

1.11 Исходные данные для расчета на ЭВМ.

1.12 График зависимости массы от

2.Допускаемое напряжение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

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

2.2 Допускаемые предельные контактные напряжения

2.3 Допускаемые напряжения при расчёте зуба на выносливость по изгибу.

2.4 Допускаемые напряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки.

3.Расчет закрытых цилиндрических передач.

3.1.1 Геометрический расчет тихоходной передачи.

3.1.2 Геометрический расчет быстроходной передачи.

3.2 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

3.3 Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи на выносливость зубьев по изгибу.

3.4Расчет зубчатой передачи на контактную прочность при действии max нагрузки

3.5 Расчет зубчатой передачи на прочность при изгибе max нагрузкой

3.6 Силы в зацеплении цилиндрической зубчатой передачи

4.Выбор смазки

Литература



Введение

Курсовой проект по дисциплине «Детали машин» является первой работой при выполнении которой приобретаются навыки расчёта и конструирования деталей и узлов машин, изучаются методы, нормы и правила проектирования, обеспечивающих получение надёжных, долговременных и экономических конструкций.


1. Кинематический и силовой расчёты привода.

Выбор электродвигателя


Кинематическая схема привода.

  1. Мотор

  2. МУВП

  3. Редуктор С2

  4. Предохранительная фрикционная компенсирующая муфта

  5. Приводной вал с 2-мя звездочками


1.1 Определение расчетной мощности на валу исполнительного механизма.


Мощность на приводном валу Р3, кВт,

,

где Ft – окружное усилие на приводном валу, Н;

V – окружная скорость на приводном валу, м/с.


1.2 Определение расчётной мощности на валу электродвигателя.


Расчётная мощность на валу двигателя Р1 определяется с учётом потерь в приводе:

где ? – общий КПД привода,

? =?1·?2;

?1– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, ?1=0,97;

?2– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, ?2=0,97;

Согласно [1, стр8 табл.1]

? = 0,97·0,97=0,9409.

При этом


1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма


Частота вращения приводного вала n3, об/мин,

где Z- число зубьев ведущей звездочки цепного конвейера;

t- шаг цепи цепного конвейера, мм.

.


1.4 Определение частоты вращения вала электродвигателя


Частота вращения вала электродвигателя n1, мин-1:

n1= n3·?,

где n3 – частота вращения приводного вала, n3 =105 мин-1;

? – передаточное отношение привода.

? =?1·?2

Согласно [1, стр10, табл. 2] передаточное отношение для зубчатой закрытой цилиндрической передачи:

?1=3…6

?2=3…6.

? =(3…6)*(3…6)=9…36

Тогда n1= 105*(9…36)=945…3780.

Так как в мотор- редукторах с фланцевым консольным креплением редуктора к электродвигателю, установленному на плите на лапах , для уменьшения габаритов редуктора частоту вращения вала электродвигателя следует выбирать близкой к среднему значению найденного интервала оптимальных частот примем

n1=1.500 мин -1.


1.5 Выбор электродвигателя


В приводах общего назначения применяются в основном трёхфазные асинхронные электродвигатели переменного тока с короткозамкнутым ротором серии 4А, отличающиеся простотой конструкции и эксплуатации, а также низкой стоимостью.

Выбираем двигатель 100L /1410 с T max/T ном.=2,2, n1.=1410мин-1.


Число полюсов

d1

l1

l30

b1

h1

d30

l10

l31

l0

b10

h

h10

h31

2,4,6

28

60

391

8

7

240

112

63

160

160

100

12

247


1.6 Определение передаточного отношения привода

После выбора электродвигателя уточним передаточное отношение привода:


1.7 Определение мощностей , вращающих моментов и частот вращения валов.


Определение мощности на быстроходном валу редуктора Р2, кВт,

где Р1– мощность на валу электродвигателя, Р1=3,72кВт;

?1– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, ?1=0,97;


Определение вращающих моментов на валах :


где Р1– мощность на валу двигателя, кВт;

n1 – частота вращения вала, мин-1;

Определение вращающего момента на быстроходном валу редуктора Т2, Н·м,


где Р 1–мощность на валу двигателя, кВт;

?1– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, ?1=0,97

n2-частота вращения на быстроходном валу редуктора мин-1,


Определение вращающего момента на приводном валу Т3, Н·м,

где Р2– мощность на быстроходном валу, кВт;

n3 – частота вращения вала, мин-1;

?1– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, ?1=0,97



Все полученные данные для проектирования на ЭВМ сводим в таблицу1.


таблица1

№ вала

Т, Н·м

Р, кВт

n, мин-1

1

25,19

3,72

1410

2

111,25

3,61

309,75

3

318,3

3,5

105



1.8 Выбор материалов и допускаемых напряжений для цилиндрической зубчатой передачи .


Материал зубчатых колес должен обеспечить высокую прочность зубьев на изгиб и износостойкость передачи. Этим требованиям отвечают термически обрабатываемые углеродистые и легированные стали.

Нагрузочная способность передач редукторов лимитируется контактной прочностью. Допускаемые контактные напряжения в зубьях пропорциональны твердости материалов , а несущая способность передач пропорциональна квадрату твердости . Это указывает на целесообразность широкого применения для зубчатых колес сталей , закаливаемых до высокой твердости.

Наибольшую твердость зубьев Н=55…60 HRC обеспечивает химико- термические упрочнения: поверхностное насыщение углеродом с последующей закалкой.

Поэтому примем в качестве термообработки цементацию, что обеспечит высокую нагрузочную способность.

Согласно источнику [1, стр22 табл.7] цементации соответствуют материалы:

Шестерня- 20Х ГОСТ 4543-71

Колесо- 15Х ГОСТ 4543-71

Сочетания материала зубчатых колес, их термообработка и пределы контактной и изгибной выносливости.

Твердость поверхности зубьев ,HRC:

шестерня- 55…60

колесо- 55…60.

Твердость сердцевины, НВ:

шестерня-230…240

колесо – 230…240.

Предел контактной выносливости, МПа:

.

Предел изгибной выносливости, МПа :

Допускаемое контактное напряжение , МПа:

где ?Hlim b1,?Hlim b2- пределы контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни и колеса;

?Hlim b =23*55=1265 МПа

S Hmin- минимальный коэффициент запаса прочности

При поверхностном упрочнении зубьев: S Hmin= 1,2

– коэффициент долговечности;

Согласно источнику [1, стр21] =1, с последующим уточнением после ЭВМ.

Принимаем = 949 МПа.


1.9 Коэффициент ширины зубчатого венца в долях диаметра шестерни.


Где bW-рабочая ширина зубчатых венцов,

dW1- начальный диаметр шестерни.

Согласно источнику [1, стр33, табл. 14]:

?bd=0,3…0,6

Принимаем ?bd2=0,6


1.10 Коэффициент K H?.


Коэффициент K H?. Учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете на контактную выносливость активных поверхностных зубьев.

Согласно источнику [1, стр34, рис. 10] принимаем:

K H?2=1,12

1.11 Исходные данные для расчета на ЭВМ.

? – передаточное отношение привода

?=13,43

Т1-вращающий момент на тихоходном валу

Т1= 318,3 Н*м

- допускаемое контактное напряжение в быстроходных и тихоходных передачах.

=949МПа

?bd2- коэффициент ширины зубчатого венца

?bd2=0,6

K H?2- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки

K H?2=1,12

Количество потоков мощностей 1;

Вид зубьев – косозубые.

1.12 График зависимости массы от



2.Допускаемое напряжение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.


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


Допускаемые контактные напряжения , МПа , вычисляются отдельно для шестерни и колеса каждой из рассчитываемых передач:


Z Nj – коэффициент долговечности для шестерни и колеса , определяется по формуле:


Где N H lim bj - базовое число циклов контактных напряжений шестерни и колеса. Определяется согласно источнику [1, стр25, рис. 6]:

N H lim b1= N H lim b2=90*106


N HEj- эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса

N HE1=?н*N?1,

N HE2=?н*N?2.


где ?н- коэффициент, характеризующий интенсивность типового режима нагружения при расчёте на контактную прочность, Согласно источнику [1, стр26, табл. 8]:

?н= 0,125


N?1,N?2 – число циклов нагружения зубьев шестерни или колеса за весь срок службы передачи.



где n2– частота вращения 3 вала , взята из табл.1:

n= 105, мин-1


– время работы передачи за весь срок службы привода

= 11.000 часов.

с- число циклов нагружения зуба за один оборот зубчатого колеса

с=1.

n1– частота вращения 2 вала, вычисляется по формуле

n1=n2*i2,

где i2- передаточное отношение.

n1= 105*2,950 =309,75 мин -1.

Тогда

N?1= 60*309,75*11.000=2*108

N?2=60*105*11.000=6,9*106

Эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса:

N HE1=0,125*2*108=0,25*108

N HE2=0,125*6,9*108

Так как N HEj? N H lim bj принимаем q н= 6

0,25*108?90*106

0,86*106?90*106

==1,2

Согласно источнику [1, стр26,п.2]: для материалов неоднородной структуры при поверхностном упрочнении зубьев

0,75? Z Nj?1.8

Принимаем Z N1=1.2

==2.1


Принимаем Z N1=1,8


Найдем допускаемые контактные напряжения:


2.2 Допускаемые предельные контактные напряжения.


Согласно источнику [1, стр27,табл.9]:

?HP max=44* H HRC

?HP max=44*55=2420МПа.


2.3 Допускаемые напряжения при расчёте зуба на выносливость по изгибу.


? F lim b j- предел выносливости шестерни или колеса при изгибе

? F lim b 1=680МПа

? F lim b 2= 680МПа

S F min 1,2- минимальный коэффициент запаса прочности

Согласно источнику [1, стр28]:

S F min 1,2=1,7

Y Nj- коэффициент долговечности, вычисляется по формуле


Y Nj

где N F lim- базовое число циклов напряжений изгиба согласно источнику[1, стр28]:

N F lim=4*106

Для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев Н?350НВ q F=6

N FEj - эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях шестерни или колеса .

N FEj=?F*N?j j=1,2

Согласно источнику [1, стр28, табл. 10]:

?F=0,038

Тогда

N FE1=2*108*0,038=0,76*106

N FE2=6,9*106*0,038=0,26*106

Вычислим коэффициент долговечности:

Y N1=1,3


Y N2=1,5

YA- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубьях

Согласно источнику [1, стр29, табл. 11]принимаем:

YA=1

Допускаемые напряжения :

МПа

МПа

2.4 Допускаемые напряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки.


где ? FSt – предельное напряжение изгиба при максимальной нагрузке МПа, принимаем согласно источнику [1, стр30, табл. 12]:

? FSt= 2000МПа

S FSt min- минимальный коэффициент запаса прочности пери расчете максимальной нагрузки, вычисляется по зависимости:

S FSt min= YZ*SY

Где YZ -коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса , выбираемый согласно источнику [1, стр31, табл. 13]:

YZ=1

SY- коэффициент, зависящий от вероятности неразрушения зубчатого колеса, выбирается согласно источнику [1, стр31]:

SY=1,75

S FSt min=1*1,75=1,75

Yх -коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса , выбирается согласно источнику [1, стр31, рис. 8]:

Yх=1,025

=1171 МПа

3.Расчет закрытых цилиндрических передач.


3.1.1 Геометрический расчет тихоходной передачи.


а)шестерня

-делительный диаметр :

d 1= d w= ,

mn- модуль зацепления

mn=2,250

?-угол наклона зубьев

cos? =cos9.069 = 0.987

Z1-число зубьев

Z1=20

d 1= d w= =45,6мм

-диаметр вершин зубьев:

d a1=d1+2mn

d a1=45,6+2*2,250=50,1мм

-диаметр впадин зубьев

d f1=d1-2.5mn

d f1=45.6-2,5*2,250=39,975мм


б)колесо

-делительный диаметр :

d 2= d w= ,

Z2=59

mn=2,250

cos? =cos9.069 = 0.987

d 2= d w= =134,5

-диаметр вершин зубьев:

d a2=d2+2mn

d a2=134,5+2*2,250=139мм

-диаметр впадин зубьев

d f2=d2-2.5mn

d f2=134,5-2,5*2,250=128,875мм


3.1.2 Геометрический расчет быстроходной передачи.


а)шестерня

-делительный диаметр :

d 1= d w= ,

mn- модуль зацепления

mn=1,250

?-угол наклона зубьев

cos? =cos15,143= 0.965

Z1-число зубьев

Z1=25

d 1= d w= =32,4мм

-диаметр вершин зубьев:

d a1=d1+2mn

d a1=32,4+2*1,25=34,9мм

-диаметр впадин зубьев

d f1=d1-2.5mn

d f1=32,4-2,5*1,250=29,275мм


б)колесо

-делительный диаметр :

d 2= d w= ,

Z2=114

mn=1,250

cos? = 0.965

d 2= d w= =147,7

-диаметр вершин зубьев:

d a2=d2+2mn

d a2=147,7+2*1,250=150,2мм

-диаметр впадин зубьев

d f2=d2-2.5mn

d f2=147,7-2,5*1,250=144,575мм


3.2 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.


3.2.1.Окружная скорость в зацеплении


где d1 –делительный диаметр шестерни

d1=45,570мм

nj-частота вращения вала шестерни, мин -1

n1=309,75

3.2.2 Выбор степени точности передачи.


Согласно источнику [1, стр41, табл. 15] выбираем точность 8 ( средняя)


3.2.3Коэффициент перекрытия

??- коэффициент торцевого перекрытия

??= [1.88-3.2*(1/Z1±1/Z2)]cos ?,

Так как зацепление внешнее – знак «+»

??=[1,88-3,2(1/20+1/59)]*0,987=1,6


??- коэффициент осевого перекрытия

-рабочая ширина зубчатых венцов

b2= bW=28

mn=2,250


??- суммарный коэффициент перекрытия

??= ??+ ??

??=1,6+0,626=2,2


3.2.4Коэффициент KH?, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления.


Согласно источнику [1, стр42, рис. 12] принимаем

KH?=1,08


3.2.5Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении


Где Т1- вращающий момент на шестерне

W HV – удельная окружная динамическая сила, Н/мм

W HV =?н*g 0*V*

Где ?н- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и

модификации профиля зубьев, выбирается согласно источнику

[1, стр42,табл. 16]:

?н=0,004МПа

g 0-коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса выбирается согласно источнику [1, стр43,табл. 17]:

g 0=56


W HV =0,004*56*0,739*


3.2.6 Удельная расчетная окружная силаН/мм

3.2.7 Коэффициент Z ?, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Для косозубых передач с коэффициентом осевого перекрытия ??‹1

Z ?=

Z ?=

3.2.8 Расчетное контактное напряжение , МПа

?н= Z H* Z E Z ?*

где Z H- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, определяется согласно источнику

[1, стр45,рис.13]:

Z H=2,47

Z E- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес , для стальных колес

Z E=190

? HP- допускаемое контактное напряжение


?н= 2,47*190*0,83 *МПа

? HP=0,45*( ? HP1+ ? HP2)

? HP=0,45*(1139+1708)=1281,15МПа

?н? ? HP : 973,8?1281,15


3.3Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи на выносливость зубьев по изгибу.


3.3.1 Коэффициент K F?,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев на выносливость

при изгибе .Выбираем согласно источнику [1, стр45,рис.14]:

K F?=1,19


3.3.2 Коэффициент K F?, учитывающий распределение нагрузки между зубьями .При расчетах на изгибную прочность полагают, что влияние погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями то же, что и в расчетах на контактную прочность , т.е.

K F?= K Н?=1,08


3.3.3 Коэффициент, учитывающий динамическую, возникающую в зацеплении.

W FV- удельная окружная динамическая сила при расчете на изгиб,Н/м

W FV=?F*g 0*V*

?F- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев,Н/м Согласно источнику[1, стр42,табл.16]:

?F=0,006

W FV =0,006*56*0,739*

3.3.4Удельная расчетная окружная сила

3.3.5 Коэффициент Y FS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения.

Согласно источнику[1, стр46,рис.15]: Y FS1=4,09

Y FS2=3,67

3.3.6 Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Для косозубых передач :

Так как ??=0,6 ‹1: Y?= 0.2+0,8/ ??

Y?= 0.2+0,8/ 1,6=0,7


3.3.7 Коэффициент, учитывающий наклон зуба


Y?=1- ??*?/1200?0,7

Y?=1- 0,6*9,069/1200=0,955?0,7

3.3.8Расчетное напряжение изгиба на переходной поверхности зуба:

?F= Z FS1* Z?1* Z ?1*? ?FP

Обычно расчет проводится для менее прочного зубчатого колеса передачи, которое определяется из сравнения отношений для шестерни и колеса:

?F= 4,09* 0,7* 0,955*? ?FP

372,83?520


3.4 Расчет зубчатой передачи на контактную прочность при действии максимальной нагрузки


?нmax= ?н* ?нPmax

Tmax =?1-кратность кратковременных пиковых перегрузок в приводе

TH

?1= 1,25…1,35

Принимаем ?1=1,3

?нmax= 973,8* МПа

?нPmax =2.420МПа

?нmax? ?нPmax

1.110,3?2.420


3.5 Расчет зубчатой передачи на прочность при изгибе максимальной нагрузкой.


?Fmax= Tmax ? ?FPmax

TH

?F=372.83

Tmax =1.3

TH

?FPmax=1.171МПа

?Fmax= 372,83*1,3=484,68МПа

?Fmax? ?FPmax

484,68?1.171

3.6 Силы в зацеплении тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

-окружная сила:

Ft1=

Ft1=

-радиальная сила

Fr= Ft*tg ?W/ cos?


Fr1=4.879*0,6/0,987=1.779 Н

- осевая сила

Fа= Ft* tg?


Fа1=4.879*0,16=780,6Н


3.7 Силы в зацеплении быстроходной цилиндрической зубчатой передачи.

-окружная сила:


Ft2=

Ft1=

-радиальная сила

Fr2= Ft2*tg ?W/ cos?


Fr2=19664*0,36/0,965=7336 Н

- осевая сила

Fа2= Ft2* tg?


Fа2=19664*0,159 = 3126 Н


4. Выбор смазки.


Выбор кинематической вязкости масла для передач зацеплением.

При контактном напряжении ?Н=973,8; окружной скорости V=0,739 м/с согласно источнику [1, стр96,табл.36]: рекомендуется кинематическая вязкость 60 мм2/с при температуре 50 0С

Для быстроходной передачи при скорости V=2,32 и напряжении ?Н=973,8 рекомендуется вязкость 50 мм2/с.

Выбираю среднее значение кинетической вязкости 55 мм2/с.Этой вязкости соответствует марка масла, согласно источнику [1, стр97,табл.37] И50А(индустриальное)


Литература


1 Устиновский Е.П., Шевцов Ю.А., Яшков Ю.К. и др. Многовариантное проектирование зубчатых цилиндрических, конических и червячных передач с применением ЭВМ: Учебное пособие к курсовому проектированию по деталям машин.–Челябинск: ЧГТУ, 1995.–102с.

2 Дунаев П.Ф. , Леликов О.П.Конструирование узлов и деталей машин – М.: Высшая школа, 1978.–352с.

3 Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для вузов С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов и др.– 5–е изд., перераб. и доп.–М.: Машиностроение, 1984.–560с., ил.

4 Пелипенко И.А., Шевцов Ю.А. Разработка компоновки редуктора: Учебное пособие к курсовому проекту по деталям машин.–Челябинск: ЧГТУ, 1991.–41с

1Авиация и космонавтика
2Архитектура и строительство
3Астрономия
 
4Безопасность жизнедеятельности
5Биология
 
6Военная кафедра, гражданская оборона
 
7География, экономическая география
8Геология и геодезия
9Государственное регулирование и налоги
 
10Естествознание
 
11Журналистика
 
12Законодательство и право
13Адвокатура
14Административное право
15Арбитражное процессуальное право
16Банковское право
17Государство и право
18Гражданское право и процесс
19Жилищное право
20Законодательство зарубежных стран
21Земельное право
22Конституционное право
23Конституционное право зарубежных стран
24Международное право
25Муниципальное право
26Налоговое право
27Римское право
28Семейное право
29Таможенное право
30Трудовое право
31Уголовное право и процесс
32Финансовое право
33Хозяйственное право
34Экологическое право
35Юриспруденция
36Иностранные языки
37Информатика, информационные технологии
38Базы данных
39Компьютерные сети
40Программирование
41Искусство и культура
42Краеведение
43Культурология
44Музыка
45История
46Биографии
47Историческая личность
 
48Литература
 
49Маркетинг и реклама
50Математика
51Медицина и здоровье
52Менеджмент
53Антикризисное управление
54Делопроизводство и документооборот
55Логистика
 
56Педагогика
57Политология
58Правоохранительные органы
59Криминалистика и криминология
60Прочее
61Психология
62Юридическая психология
 
63Радиоэлектроника
64Религия
 
65Сельское хозяйство и землепользование
66Социология
67Страхование
 
68Технологии
69Материаловедение
70Машиностроение
71Металлургия
72Транспорт
73Туризм
 
74Физика
75Физкультура и спорт
76Философия
 
77Химия
 
78Экология, охрана природы
79Экономика и финансы
80Анализ хозяйственной деятельности
81Банковское дело и кредитование
82Биржевое дело
83Бухгалтерский учет и аудит
84История экономических учений
85Международные отношения
86Предпринимательство, бизнес, микроэкономика
87Финансы
88Ценные бумаги и фондовый рынок
89Экономика предприятия
90Экономико-математическое моделирование
91Экономическая теория

 Анекдоты - это почти как рефераты, только короткие и смешные Следующий
Муж встречает жену, с новорождённым сыном, из роддома.
- Что-то он на меня совсем не похож!- глянув на младенца, говорит "папашка"
жене.
- Ну что вы?!- вступается за женщину медсестра, - посмотрите на этот носик! И ротик тоже, совсем, как у вас!
- И глазки! - вступает в разговор другая медсестра, - мальчик, - копия вы! Даже не сомневайтесь! Нам мамашка по секрету сказала, там и писюн один к одному!
Anekdot.ru

Узнайте стоимость курсовой, диплома, реферата на заказ.

Обратите внимание, курсовая по транспорту "Привод цепного конвейера", также как и все другие рефераты, курсовые, дипломные и другие работы вы можете скачать бесплатно.

Смотрите также:


Банк рефератов - РефератБанк.ру
© РефератБанк, 2002 - 2017
Рейтинг@Mail.ru