МИНИСТЕРСТВО  ОБЩЕГО  И  ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО  ОБРАЗОВАНИЯ   РФ

 

     СЕВЕРО   -   ЗАПАДНЫЙ      ЗАОЧНЫЙ       ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ      ИНСТИТУТ

 

 

 

                            КАФЕДРА   АВТОМОБИЛЬНОГО    ТРАНСПОРТА

 

 

 

 

 

     КУРСОВАЯ    РАБОТА

ПО ДИСЦИПЛИНЕ : РАБОЧИЕ           ПРОЦЕССЫ         И

                                            ЭКОЛОГИЧЕСКАЯ БЕЗОПАСНОСТЬ

                                           АВТОМОБИЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

  ВЫПОЛНИЛ СТУДЕНТ     III    КУРСА ФАКУЛЬТЕТА    ЭМ и АП

  СПЕЦИАЛЬНОСТЬ  2401          ШИФР ____________

                                                                      =   .   .                       =

РУКОВОДИТЕЛЬ РАБОТЫ :                  = А.  Д.  ИЗОТОВ  =

                                                     г. ЗАПОЛЯРНЫЙ

                                                1998 г.

1.   веденИЕ                                                                                                          Стр.3  

2. ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ВЫБОР АНАЛОГА ДВИГАТЕЛЯ                                                                                                                                                       Стр.4.

3.                                                                    Стр.5

3.1                                                                                         Стр.6

3.2    СЖАТИЯ                                                                                        Стр.6

3.3                                                                                                  Стр.6

3.4                                                                              Стр.7

3.5   ПАРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДВИГАТЕЛЯ.    Стр.7

3.6                                        Стр.8

3.7   ИНДИКАТОРНОЙ   ДИАГРАММЫ.                                Стр.9

4.      РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ.                                                            Стр.10

4.1                        Стр.10

4.2      Стр. 12 

4.3 N) , НОРМАЛЬНОЙ (Z) И ТАНГЕНЦИАЛЬНОЙ СИЛ ДЛЯ ОДНОГО ЦИЛИНДРА.                                                                                            Стр.13

4.4

СУММАРНОГО НАБЕГАЮЩЕГО КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА.                      Стр.17

5.                                                                                                                           Стр.18

6.                                                                                     Стр.19

1.  

На наземном транспорте наибольшее распространение получили двигатели внутреннего сгорания. Эти двигатели отличаются компактностью, высокой экономичностью,  долговечностью  и  применяются  во всех отраслях народного хозяйства.

В настоящее время особое внимание уделяется уменьшению токсичности выбрасываемых в атмосферу вредных веществ и снижению уровня шума работы двигателей .

Специфика технологии производства двигателей и повышение требований к качеству двигателей при возрастающем объеме их производства , обусловили необходимость создания специализированных моторных заводов . Успешное применение двигателей внутреннего сгорания , разработка опытных конструкций и повышение мощностных и экономических показателей стали возможны в значительной мере благодаря исследованиям и разработке теории рабочих процессов в двигателях внутреннего сгорания .

Выполнение задач по производству и эксплуатации транспортных двигателей требует от специалистов глубоких знаний рабочего процесса двигателей , знания их конструкций и расчета двигателей внутреннего сгорания .

Рассмотрение отдельных процессов в двигателях и их расчет позволяют определить предполагаемые показатели цикла , мощность и экономичность , а также давление газов , действующих в надпоршневом пространстве цилиндра , в зависимости от угла поворота коленчатого вала . По данным расчета можно установить основные размеры двигателя (диметр цилиндра и ход поршня ) и проверить на прочность его основные детали .

2.  

По заданным параметрам двигателя произвести тепловой расчет , по результатам расчета построить индикаторную диаграмму , определить основные параметры поршня и кривошипа . Разобрать динамику кривошипно-шатунного механизма определить радиальные , тангенциальные , нормальные и суммарные набегающие силы действующие на кривошипно-шатунный механизм . Построить график средних крутящих моментов .

Прототипом двигателя по заданным параметрам может служить двигатель ЗИЛ-164 .

ТАБЛИЦА 1. Параметры двигателя .

Номинальная мощность КВт.	Число цилиндров	Расположение цилиндров .	Тип двигателя .	Частота вращения К.В.	Степень сжатия .	Коэффициент избытка воздух
90	6	Рядное .	Карбюратор.	5400	8,.2	0,95

3.  

При проведении теплового расчета необходимо правильно выбрать исходные данные и опытные коэффициенты , входящие в некоторые формулы . При этом нужно учитывать скоростной режим и другие показатели , характеризующие условия работы двигателя .

ТОПЛИВО :

Степень сжатия   e = 8,2 . Допустимо использование бензина АИ-93 ( октановое число = 81¸90 ) . Элементарный состав жидкого топлива принято выражать в единицах массы . Например в одном килограмме содержится С = 0,855 , Н = 0,145 , где О_т - кислород ; С- углерод ; Н - водород . Для 1кг. жидкого топлива , состоящего из долей углерода , водорода , и кислорода , при отсутствии серы можно записать :   С+Н+О_т = 1 кг .

ПAРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ТЕЛА:

Определение теоретически необходимого количества воздуха при полном сгорании жидкого топлива . Наименьшее количество кислорода О_о , которое необходимо подвести извне к топливу для полного его окисления , называется теоретически необходимым количеством кислорода . В двигателях внутреннего сгорания необходимый для сгорания кислород содержится в воздухе , который вводят в цилиндр во время впуска . Зная , что кислорода в воздухе по массе 0,23% , а по объему 0,208% , получим теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива :

                       кг.

                      кмоль.

Действительное количество воздуха , участвующего в сгорании 1 кг. топлива при a=0,9 :  al_o = 0.9*14.957 =  13.461 кг ; aL_o = 0,9 * 0,516 = 0,464 . При молекулярной массе паров топлива m_т = 115 кмоль , найдем суммарное количество свежей смеси :

М₁ = 1/ m_т + aL_o = 1/115+0,464 = 0,473 кмоль.

При неполном сгорании топлива ( a<1 ) продукты сгорания представляют собой смесь окиси углерода (СО) , углекислого газа (СО₂) , водяного пара (Н₂О) , свободного водорода (Н₂) , и азота (N₂) . Количество отдельных составляющих продуктов сгорания и их сумма при  К=0,47 (постоянная зависящая от отношения количества водорода к окиси углерода , содержащихся в продуктах сгорания).:

М_со =  2*0,21*[(1-a)/(1+K)]*L_o = 0,42*(0,1/1,47)*0,516 = 0,0147 кмоль.

М_СО2 = С/12- М_со = 0,855/12-0,0147 = 0,0565 кмоль.

М_Н2 = К* М_со = 0,47*0,0147 = 0,00692 кмоль.

М_Н2О = Н/2 - М_Н2 = 0,145/2-0,00692 = 0,06558 кмоль.

М_N2 = 0,792*aL_o = 0,792*0,9*0,516 = 0,368 кмоль.

Суммарное количество продуктов сгорания :

        М₂ = 0,0147+0,0565+0,00692+0,06558+0,368 = 0,5117 кмоль.

Проверка : М₂ = С/12+Н/2+0,792*aL_o = 0,855/12+0,145/2+0,792*0,9*0,516 = 0,5117 .

Давление и температура окружающей среды : P_k=P_o=0.1 (МПа) и T_k=T_o= 293 (К) , а приращение температуры в процессе подогрева заряда  DТ = 20^о С . Температура остаточных газов : Т_r =  1030^o К . Давление остаточных газов на номинальном режиме определим по формуле : P_rN = 1.16*P_o = 1,16*0,1 = 0,116 (МПа) .

 , где

Р_rN - давление остаточных газов на номинальном режиме , n_N - частота вращения коленчатого вала на номинальном режиме равное 5400 об/мин. Отсюда получим :

Р_r=Р₀×( 1,035+ А_р×10^-8 ×n²)= 0,1×(1,035+0,42867×10^-8×5400²) = 0,1×(1,035+0,125)=0,116 (Мпа)

3.1

Температура подогрева свежего заряда DТ с целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается DТ_N =10^о С .

Тогда :

DТ = А_т × (110-0,0125×n) = 0,23533×(110-0,0125×5400)= 10^о С .

Плотность заряда на впуске будет :  ,

где Р₀ =0,1 (Мпа) ; Т₀ = 293 (К) ; В - удельная газовая постоянная равная 287 (Дж./кг*град.) Þ r₀ = ( 0,1*10⁶)/(287*293) = 1,189 (кг/м³).

Потери давления на впуске DР_а , в соответствии со скоростным режимом двигателя

(примем (b²+x_вп)= 3,5 , где b - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра , x_вп - коэффициент впускной системы ) ,

DР_а = (b²+x_вп)* А_n²*n²*(r_k /2*10^-6) , где А_n = w_вп/ n_N , где w_вп - средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (w_вп = 95 м/с) , отсюда А_n= 95/5400 = 0,0176 . : r_k = r₀ = 1,189 ( кг/м³) .Þ  DР_а = (3,5× 0,176²×5400²×1,189×10^-6)/2 = (3,5×0,0003094×29160000×1,189×10^-6) = 0,0107 (Мпа).

Тогда давление в конце впуска составит : Р_а = Р₀ - DР_а = 0,1- 0,0107 = 0,0893 (Мпа).

Коэффициент остаточных газов :

 , при Т_к=293 К ; DТ = 10 С ; Р_r = 0,116 (Мпа) ; Т_r = 1000 K ;

 P_a= 0.0893 (Мпа);e = 8,2 , получим : g_r = (293+10)/1000*0,116/(8,2*0,0893-0,116) =0,057.

Коэффициент наполнения : (К).

3.2

Учитывая характерные значения политропы сжатия для заданных параметров двигателя примем средний показатель политропы n= 1,37 . Давление в конце сжатия:

Р_с = Р_а ×eⁿ = 0.0893× 8.2^1.37 =  1,595 (Мпа). Температура в конце сжатия : Т_с = Т_а×e^(n-1) = 340,6×8,2^0,37 = 741,918@ 742 (К).

Средняя молярная теплоемкость в конце сжатия ( без учета влияния остаточных газов): mc_v^’ = 20,16+1,74×10^-3×Т_с = 20,16+1,74×10^-3×742 = 21,45 (Кдж/кмоль×град.)

Число молей остаточных газов : М_r = a×g_r×L₀ = 0,95×0,057×0,516=0,0279 (кмоль).

Число молей газов в конце сжатия до сгорания: М_с= М₁+М_r = 0,473+0,0279= 0,5(кмоль)

3.3

Средняя молярная теплоемкость при постоянном объеме для продуктов сгорания жидкого топлива в карбюраторном двигателе при ( a<1) : mc_в^’’ = (18,4+2,6×a)+(15,5+13,8×a)×10^-4×Т_z= 20,87+28,61×10^-4×Т_z = 20,87+0,00286×Т_z (Кдж/кмоль×К).

Определим количество молей газов после сгорания : М_z = M₂+M_r = 0,5117+0,0279 = 0,5396 (кмоля) . Расчетный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси находится по формуле : b = М_z / M_c = 0,5397/0,5 = 1,08 .

Примем коэффициент использования теплоты x_z = 0,8 , тогда количество теплоты , передаваемой на участке lz  при сгорании топлива в 1 кг. : Q = x_z×(H_u-DQ_H) , где H_u - низшая теплотворная способность топлива равная 42700 (Кдж/кг)., DQ_H =119950×(1-a)× L₀ - количество теплоты , потерянное в следствии химической неполноты сгорания :

DQ_H = 119950×(1-0,95) ×0,516 = 3095 (Кдж/кг) , отсюда  Q = 0,8×(42700-3095) =31684 (Кдж/кг). Определим температуру в конце сгорания из уравнения сгорания для карбюраторного двигателя (a<1) :

                               , тогда получим :

                  1,08(20,87+0,00286*Т_z)*T_z = 36636/(0,95*0,516*(1+0,057))+21,45*742

                  22,4Т_z +0,003Т_z² = 86622     Þ      22,4 Т_z +0,003 Т_z² - 86622 = 0

Максимальное давление в конце процесса сгорания теоретическое : Р_z = P_c*b*T_z /T_c = 1,595*1,08*2810/742 = 6,524 (Мпа) . Действительное максимальное давление в конце процесса сгорания : Р_zд = 0,85*Р_z = 0,85*6,524 =5,545 (МПа) . Степень повышения давления : l = Р_z / Р_с = 6,524/1,595 = 4,09

3.4

С учетом характерных значений показателя политропы расширения для заданных параметров двигателя примем средний показатель политропы расширения n₂ = 1,25

Давление и температура в конце процесса расширения :

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов :

  1037 К . Погрешность составит :

D= 100*(1037-1030)/1030 = 0,68% , эта температура удовлетворяет условия D< 1,7 .

3.5

Теоретическое среднее индикаторное давление определенное по формуле :

=1,163 (МПа) . Для определения среднего индикаторного давления примем коэффициент полноты индикаторной диаграммы равным j_и = 0,96 , тогда среднее индикаторное давление получим : р_i = 0,96* р_i^’ = 0,96*1,163 = 1,116 (МПа) .

Индикаторный К.П.Д. :  h_i = p_i l₀ a / (Q_H r₀ h_v ) = (1,116 *14,957*0,9)/(42,7*1,189*0,763) = 0,388 , Q_н = 42,7 МДж/кг.

Индикаторный удельный расход топлива : g_i = 3600/ (Q_H h_i ) = 3600/(42,7*0,388) =217 г/КВт ч.

3.6 Эффективные показатели двигателя .

При средней скорости поршня С_m = 15 м/с. , при ходе поршня S= 75 мм. и частотой вращения коленчатого вала  двигателя n=5400 об/мин. , рассчитаем среднее давление механических потерь : Р_м = А+В* С_m  , где коэффициенты А и В определяются соотношением S/D =0,75<1 , тогда А=0,0395 , В = 0,0113 , отсюда Р_м = 0,0395+0,0113*15 =0,209 МПа.

Рассчитаем среднее  эффективное давление : р_е = р_i - p_м = 1,116-0,209= 0,907 МПа.

Механический К.П.Д. составит : h_м = р_е / р_i = 0,907/ 1,116 = 0 ,812

Эффективный К.П.Д. и эффективный удельный расход топлива :

h_е=  h_i h_м = 0,388*0,812 = 0,315   ;  g_e = 3600/(Q_H h_е) = 3600/(42,7*0,315) = 268 г/КВт ч

Основные параметры цилиндра и двигателя.

1.   V_л = 30×t N_е / (р_е n) = 30*4*90/(0,907*5400) = 2,205 л.

2.   V_h = V_л / i = 2,205 / 6 = 0,368 л.

3.   D = 2×10³×Ö V_h(pS) = 2*10^3*(0,368/(3,14*75))^(0,5)= 2*10³*0,0395 = 79,05 мм.@ 80 мм.

4.   S = 75 мм. и D = 80мм. объем двигателя составит : V_л = pD²Si / (4*10⁶) = (3,14*6400*75*6)/(4000000)= 2,26 л.

5.   F_п = pD² / 4 = 20096/4 = 5024 мм² = 50,24 (см²).

6.   N_е = р_е V_л n / 30t = (0,907*2,26*5400)/(30*4) = 92,24 (КВт.).

7.   _е = (3*10⁴ / p)(N_e /n) = (30000/3,14)*(92,24/5400) = 163,2 (н×м)

8.   G_т = N_e ×g_e ×10^-3 = 92,24×268×10^-3 = 92,24*268*10^(-3)=24,72 .

9.   N_n = 4× N_e /i×p×D² = (4*92,24)/(6*3,14*80*80) =30,6

3.7

Индикаторную диаграмму строим для номинального режима двигателя , т.е. при N_e=92,24 кВт. И n=5400 об/мин.

Масштабы диаграммы :масштаб хода поршня 1 мм. ; масштаб давлений 0,05 МПа в мм.

Величины соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания :

АВ = S/M_s = 75/1,0 =75 мм. ; ОА = АВ / (e-1) = 75/(8,2-1) = 10,4 мм.

Максимальная высота диаграммы точка Z :  р_z / M_p = 6,524/0,05 = 130,48 мм.

Ординаты характерных точек :

р_а / М_р = 0,0893/0,05 = 1,786 мм. ; р_с / М_р = 1,595/0,05 = 31,9 мм.  ; р_в / М_р = 0,4701/0,05 = 9,402 мм. : р_r / М_р = 0,116/0,05 = 2,32 мм. ; р₀ / М_р = 0,1/0,05 = 2 мм.

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом :

1.   _х = Р_а (V_а V_х )ⁿ¹ . Отсюда Р_х / М_р = (Р_а/М_р)(ОВ/ОХ)ⁿ¹ мм. , где ОВ= ОА+АВ= 75+10,4 = 85,4 мм. ; n₁ = 1,377 .

ТАБЛИЦА 2. Данные политропы сжатия :

                                                                                                                

ТАБЛИЦА 3. Данные политропы расширения .:

Р_х / М_р = Р_в (V_в /V_х)ⁿ²  , отсюда Р_х / М_р = (р_в/М_р)(ОВ/ОХ)ⁿ² , где ОВ= 85,4 ; n₂ =1.25

Рис.1. Индикаторная диаграмма.

4.  

Кинематика кривошипно-шатунного механизма .

S_n = (R+a)- ( R cos.a+acos.b)= R[(1+1/l)-( cos.b+1/l cos.b)] , где l =R / a , тогда S_n = R[(1+ l/4)-( cos.a+ l/4 cos.2a)] , если a=180^о то S_n=S - ходу поршня , тогда : 75 = R[(1+l/4)-(-1+l/4)]  ; 75 = R[1.0625+0.9375]  ; 75 = 2R  Þ  R = 75/2 = 37.5 мм.=0,0375 м.

l=R/L_ш  Þ L_ш = R/l= 37,5/0,25 = 150 мм.=15 см. т.к. l= 0,25

Находим скорость поршня  и ускорение в зависимости от угла поворота кривошипа :

V_п = dS_n/dt = Rw( sina + l/2sin2a) ,  j_n = d²S_n/dt = Rw²(cosa + lcos2a) ,

Угловую скорость найдем по формуле : w = pn/30 = 3,14*5400/30 = 565,2 рад/с .

ТАБЛИЦА 4.. Числовые данные определяющие соотношения :

1- ( sina + l/2sin2a) ; 2- (cosa + lcos2a)

Подставив эти значения в формулы скорости и ускорения и подсчитав результаты занесем их в таблицу 5.

ТАБЛИЦА 5. Скорость поршня при различных углах поворота кривошипа.(м/с)

a	0	30	60	90	120	150	180	210	240	270	300	330
Vп	0	12,89	20,65	21,2	16,06	8,31	0	-8,31	-16,06	-21,2	-20,65	-12,89
a	360	390	420	450	480	510	540	570	600	630	660	690
Vп	0	12,89	20,65	21,2	16,06	8,31	0	-8,31	-16,06	-21,2	-20,65	-12,89

ТАБЛИЦА 6. Ускорение поршня при различных углах поворота кривошипа .

a	0	30	60	90	120	150	180	210	240	270	300	330
jп	14974	11872	4492	-2995	-7487	-8877	-8985	-8877	-7487	-2995	4492	11872
a	360	390	420	450	480	510	540	570	600	630	660	690
jп	14974	11872	4492	-2995	-7487	-8877	-8985	-8877	-7487	-2995	4492	11872

Рис.2 График зависимости скорости поршня от угла поворота кривошипа .

4.2

Отрезок ОО₁ составит :  ОО₁= Rl/2 = 0,25*3,75/2 = 0,47 (см). Отрезок АС :

АС = m_j w² R(1+l) = 0,5 Р_z = 0,5*6,524 = 3,262 (МПа) ; Р_х = 3,262/0,05 = 65,24 мм.

Отсюда можно выразить массу движущихся частей :

     

Рассчитаем отрезки BD и EF :

BD = - m_j w² R(1-l) = - 0,000218*319451*0,0375*(1-0,25) = -1,959 (МПа) .

EF = -3 m_j w² Rl = -3*0,000218*319451*0,0375*0,25 = -1,959 (МПа ). Þ BD= EF

Рис.4 Развернутая индикаторная диаграмма карбюраторного двигателя.

Силы инерции рассчитаем по формуле : Р_j = - m_j w² R(cosa + lcos2a)

ТАБЛИЦА 7.  Силы инерции .

a	0	30	60	90	120	150	180	210	240	270	300	330
Рj	-3,25	-2.58	-0,98	0,65	1,625	1,927	1,95	1,927	1,625	0,65	-0,98	-2,58
a	360	390	420	450	480	510	540	570	600	630	660	690
Pj	-3,25	-2,58	-0,98	0,65	1,625	1,927	1,95	1,927	1,625	0,65	-0,98	-2,58

Расчет радиальной , нормальной и тангенциальной сил для одного цилиндра :

Определение движущей силы , где Р₀ = 0,1 МПа , Р_дв =  Р_r +P_j - P₀ , где Р_r - сила давления газов на поршень , определяется по индикаторной диаграмме теплового расчета . Все значения движущей силы в зависимости от угла поворота приведены в таблице 8. Зная движущую силу определим радиальную , нормальную и тангенциальную силы :

 N= Р_дв*tgb   ;  Z = Р_дв * cos(a+b)/cosb   ; T = Р_дв * sin(a+b)/cosb

ТАБЛИЦА 8. Составляющие силы .

 

По результатам расчетов построим графики радиальной N (рис.5) , нормальной (рис.6) , и тангенциальной (рис.7)  сил в зависимости от угла поворота кривошипа .

Рис.5 График радиальной силы N в зависимости от угла поворота кривошипа .

Рис 6. График зависимости нормальной силы от угла поворота кривошипа.

Рис.7.  График тангенциальной силы в зависимости от угла поворота кривошипа

4.4

Алгебраическая сумма касательных сил , передаваемых от всех предыдущих по расположению цилиндров , начиная со стороны , противоположной фланцу отбора мощности , называется набегающей касательной силой на этой шейке . В таблице 10 собраны тангенциальные силы для каждого цилиндра в соответствии с работой двигателя и определена суммарная набегающая тангенциальная сила на каждом последующем цилиндре .

Суммарный набегающий крутящий момент будет : å М_кр = å (å Т_i) F_п R , где F_п - площадь поршня : F_п = 0,005 м² , ; R= 0,0375 м . - радиус кривошипа . Порядок работы поршней в шести цилиндровом рядном двигателе : 1-4-2-6-3-5 .

Формула перевода крутящего момента : М_кр =98100* F_п R

Рис. 8. График среднего крутящего момента в зависимости от угла поворота кривошипа.

Определим средний крутящий момент : М_кр.ср = ( М_max + M_min)/2

М_кр.ср = (609,94+162,2)/2 = 386 н× м .

5. ВЫВОДЫ.

В результате проделанной работы были рассчитаны индикаторные параметры рабочего цикла двигателя , по результатам расчетов была построена индикаторная диаграмма тепловых характеристик. 

Расчеты динамических показателей дали размеры поршня , в частности его диаметр и ход , радиус кривошипа , были построены графики составляющих сил , а также график суммарных набегающих тангенциальных сил и суммарных набегающих крутящих моментов.

Шестицилиндровые рядные двигатели полностью сбалансированы и не требуют дополнительных мер балансировки .

6. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ.

1. КОЛЧИН А. И. ДЕМИДОВ В. П. РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЬНЫХ И ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ. М.: Высшая школа, 1980г.;

2. АРХАНГЕЛЬСКИЙ В. М. и другие. АВТОМОБИЛЬНЫЕ ДВИГАТЕЛИ. М.: Машиностроение, 1967г.;

3. ИЗОТОВ А. Д. Лекции по дисциплине: «Рабочие процессы и экологическая безопасность автомобильных двигателей» . Заполярный, 1997г..

МИНИСТЕРСТВО  ОБЩЕГО  И  ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО  ОБРАЗОВАНИЯ   РФ      СЕВЕРО   -   ЗАПАДНЫЙ      ЗАОЧНЫЙ       ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ      ИНСТИТУТ                             КАФЕДРА   АВТОМОБИЛЬНОГО    ТРАНСПОРТА      КУРСОВАЯ   

 

• 14:21 05 Июля 2016
  Российско-китайский медуниверситет откроет магистерскую программу по TCM
• 01:21 05 Июля 2016
  На форуме МГУ Россия и Китай обсудят научно-образовательное сотрудничество
• 11:00 04 Июля 2016
  Реморенко: "ЕГЭ-туризм" в России сходит на нет
• 10:52 04 Июля 2016
  Летняя российско-австрийская школа откроется в Москве
• 15:31 01 Июля 2016
  В СПбГУ могут воссоздать географический факультет

Заказать уникальную работу