1019
Расчет механического привода
Курсовая
Производство и промышленные технологии
Проектный расчет валов редуктора и межосевого расстояния. Конструктивные размеры червяка и червячного колеса. Проектировочный и проверочный расчет передачи. Проверка прочности шпоночного соединения. Выбор смазки редуктора и уплотнительных устройств.
Русский
2013-01-06
415.5 KB
28 чел.
Московский Автомобильно-Дорожный Институт
(Государственный Технический Университет)
КАФЕДРА ДЕТАЛИ МАШИН И ТММ
расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту
« Расчет механического привода »
Задание № КП-62
вариант 3
Выполнил: Соловьев А.А.
Группа: 3ДМ3
Проверил: Анохина М.В.
МОСКВА 2011
16. Список используемой литературы.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.
Назначение редуктора понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
В данном проекте необходимо спроектировать привод, состоящий из червячного редуктора с глобоидным червяком нижнего расположения и электродвигателя, установленных на общей раме. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи червяк, червячное колесо, подшипники, вал и пр. Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем.
Исходные данные
NВМ= 5,2 кВт
nВМ= 60 об/мин
срок службы 4,7 тыс.ч. (0,536 лет)
1.2. Мощность на выходе N= 5,2 кВт, тогда
- передаточное число привода
1.3. Определим заходность червяка
Z1= 2; Z2=50
1.4. Потребная мощность электродвигателя
Nэд=N1= N2/η=5.2/0.8=6.5 кВт
1.5. Выбор электродвигателя.
Выбираем электродвигатель марки 4А132S4, мощность которого Nн=7,5кВт, частота вращения nдв=1455 об/мин, отношения 3,0
1.6. Передаточное число привода.
1.7. Частоты вращения валов привода.
Для второго вала
1.8. Мощности на валах
Мощность на первом валу NI= 6,5 кВт
Мощность на втором валу NII= 5,2 кВт
1.9. Моменты на валах
Расчетные параметры |
Номера валов |
|
I |
II |
|
Передаточное число ступени |
U=25 |
|
Мощность N, кВт |
6.5 |
5.2 |
Обороты n, об/мин |
1455 |
58.2 |
Момент Т, Нм |
42.66 |
853.26 |
2. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И МЕЖОСЕВОГО РАССТОЯНИЯ.
2.1. Входной вал червячного редуктора.
2.1.1. Выбор материала вала.
2.1.2. Проектный расчет вала.
Приближенно оценим диаметр консольного участка вала при []=15МПа.
Принимаем d=25 мм
2.2. Выходной вал червячного редуктора.
2.2.1. Выбор материала вала.
Выберем сталь 45
2.2.2. Приближенно оценим диаметр выходного конца вала при [] = 30 МПа.
Принимаем d=60 мм
2.3. Расчет межосевого расстояния
КК=4,76
КЗ=1,0 (без модификации)
КТ=1,0 (для 7 степени точности)
КМ=1,0 (для оловянистых бронз)
КР=1,0 (при спокойной непрерывной нагрузке)
Принимаем аW =125 мм
3. Подбор подшипников.
3.1. Подбор подшипников для червяка.
Для червяка примем предварительно подшипники шариковые радиально-упорные однорядные 46310 средней серии.
d = 50 мм, D = 110 мм, В = 27 мм, r = 3.
3.2. Подбор подшипников для вала червячного колеса.
Для вала червячного колеса примем подшипники роликовые конические однорядные 7310 средней серии.
d = 50 мм, D = 110 мм, В = 29,5 мм, r = 3.
4. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЧЕРВЯКА И ЧЕРВЯЧНОГО КОЛЕСА. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ.
Червяк: сталь 40Х, цементация, шлифование, полирование, НВ 330, σВ = 950 МПа,
σT =800 МПа..
Венец червячного колеса: Бр АЖ 9-4 ГОСТ 2171-90,
литье в песчаные формы, σВ = 400 МПа, σT =200 МПа
4.2. Геометрический расчет передачи.
Основные геометрические размеры червяка и червячного колеса определяем по формулам указанным в ГОСТ 54801 73
Диаметры вершин для колеса:
b2=28 мм
Рабочая высота зубьев h и высота головки зубьев ha2:
h=7 мм
ha2=2,8 мм
Диаметры делительных окружностей для червяка:
d1 = 2aW - d2
для колеса:
d2 = da2 2ha2
Длина нарезанной части червяка:
l = d2sinVc
Vc= 1800(zT-0.5/z2 )
ZT=5 число обхватов
Модуль:
m= d2/z2
Диаметр профильной окружности:
DР= аW/1.6
Радиальный зазор:
С=0,1h
Радиусы впадин и вершин витков червяка:
Rf1=0.5da2 + c
Ra1=aW - 0.5da2
Уточняем диаметры вершин червяка:
da1= d1+2ha1
da2= 2(Rf1-c)
Угол подъема витка червяка.
Диаметр ступицы червячного колеса:
dст2 = (1.6…1.8)dбп2 = (1.6…1.8)60 = 102 мм
Длина ступицы червячного колеса:
lст2 = (1.2…1.8)dбп2 = (1.2…1.8)60 = 90 мм
Колесо конструируем отдельно от вала. Изготовим червячное колесо составным : центр колеса из серого чугуна, зубчатый венец из бронзы Бр АЖ 9-1(ГОСТ 2171--90).
Соединим зубчатый венец с центром посадкой с натягом. Так как у нас направление вращения постоянное, то на наружной поверхности центра сделаем буртик. Такая форма центра является традиционной. Однако наличие буртика усложнит изготовление и центра, и венца.
Червячное колесо вращается с небольшой скоростью, поэтому нерабочие поверхности обода, диска, ступицы колеса оставляем необработанными и делаем конусными с большими радиусами закруглений.
Червяк выполняем за одно целое с валом. Размеры вала и червяка были определены ранее, поэтому только выпишем их для удобного дальнейшего использования:
Размеры червячного колеса.
Размеры червяка.
Острые кромки на торцах венца притупляем фасками f 0.5m, где m модуль зацепления.
f = 0.54,188 = 2 (мм)
Окружная скорость червяка и колеса, м/с.
Скорость скольжения в зацеплении:
По скорости скольжения VS выбираем степень точности передачи - 7 степень;Кv=1.1
Коэффициент диаметра червяка
q=0.25Z2=0.2*50=10
Коэффициент смещения.
Коэффициент неравномерности нагрузки:
где - коэффициент деформации червяка, определяемый в зависимости от q и Z2, равный 125
Ti и ti вращающий момент и время его действия на i-той ступени по гистограмме нагружения;
Т2ср среднее значение вращающего момента на валу червячного колеса;
Т2max максимальный из числа длительно действующих вращающих моментов.
Для колес из бронзы, имеющей предел прочности B>300 МПа, опасным является заедание, и допускаемые напряжения назначают в зависимости от скольжения Vs без учета количества циклов нагружения. В нашем случае в зависимости от материала червяка и скорости скольжения без учета количества циклов нагружения принимаем:
Материал бронза Бр АЖ 9-4
[σH] = [σ]H0∙c΄v
[σ]H0 = 300 МПа исходное допускаемое напряжение
c΄v = 1 - 0,085∙Vск = 1 - 0,085∙3,155 = 0,732 - коэффициент учитывающий заедание
[σH] = 220 МПа
Получившийся результат расчетного напряжения не превышает допускаемого более чем на 5%, поэтому выбранные параметры оставим без изменений.
4.4. Проверочный расчет по напряжениям изгиба.
[F]=0.25T+0.08B допускаемые напряжения для всех марок бронз
[F]=0.25200+0.08400=82 МПа
Условие прочности выполняется, так как F<[F], следовательно, m и q были нами выбраны верно.
Условие прочности имеет вид:
, где [H]max=2T предел прочности для безоловянистых бронз, [H]max=2200=400 МПа
Hmax<[H]max, следовательно, условие прочности по пиковым контактным напряжениям выполняется.
4.5.2. Пиковые напряжения изгиба.
Условие прочности по пиковым напряжениям изгиба:
[F]max = 0.8T = 0.8200 = 160 МПа
F2max<[F2]max, следовательно, условие прочности по пиковым напряжениям изгиба выполняется.
5. Силы в зацеплении червячной передачи.
5.1. Окружная сила червячного колеса (Ft2) и осевая сила червяка (Fa1).
=2000*853.26/209.4=8150 H
=2101 H
5.4. Сила от момента Fм1=T1/0.0175=2437.7 H
Fм2=T2/0.020=42663 H
6. Тепловой расчет червячной передачи.
Глобоидные червячные передачи работают в повышенном тепловом режиме, поэтому, как правило, нуждаются в искусственном охлаждении.
[t] = 80…90°C допускаемая температура
A ≈ 25∙aw2 = 0,39 м2 свободная площадь
k = 8,5…15 Вт / м2∙град коэффициент теплоотдачи
Ψ = 0,2…0,3 коэффициент теплоотдачи в фундамент
t = t0 + N1∙103∙(1 η) / k∙A∙(1 + Ψ) = 20 + 6.5∙103∙(1-0,88) / 17.5∙0,39∙(1+0,3) = 108°C > [t] условие не выполняется, следовательно требуется оребрение корпуса.
7. Расчет червяка на жесткость.
Расстояние между серединами опор вала червяка при приближенном расчете можно принимать равным:
L = 1.0d2 = 209.4 мм
Правильность зацепления червячной пары может быть обеспечена лишь при достаточной жесткости червяка. Средняя допускаемая стрела прогиба [f] червяка может быть принята:
Стрела прогиба червяка, вал которого опирается на два радиально-упорных подшипника определяется по формуле:
Здесь
L расстояние между серединами опор;
Jпр приведенный момент инерции сечения червяка, определяемый по эмпирической формуле:
58369.04 мм4
Найдем реальную стрелу прогиба:
=0,039мм ≤0.04188
f < [f], следовательно, условие жесткости выполняется.
Вывод: прочность обеспечена
9. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА.
9.1. Конструирование корпуса.
Для червячного редуктора с межосевым расстоянием меньшим 160 мм рекомендуется неразъемный корпус с двумя окнами на боковых стенках, через которые при сборке вводят внутрь корпуса комплект вала с червячным колесом.
Боковые крышки корпуса центрируем по переходной посадке и крепим к корпусу болтами. Диаметры болтов принимаем принимаем М10, число болтов z = 6.
Толщина стенки корпуса:
принимаем = 6 мм.
Диаметр dф болтов для крепления редуктора к плите:
dф = 1.25d = 1.2510 = 12,5 (мм),
Принимаем М18, число болтов 4.
Толщина лапы 15 мм.
Ширина опорной поверхности 70 мм.
9.2. Конструирование стакана и крышек подшипников.
Стакан и крышки подшипников изготовим из чугуна марки СЧ15. Примем для всех подшипников привертные крышки, которые будем крепить к корпусу редуктора болтами.
10. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ.
Для валов основным видом разрушения является усталостное, статическое разрушение наблюдается значительно реже. Оно происходит под действием случайных кратковременных перегрузок. Поэтому для валов расчет на сопротивление усталости является основным, а расчет на статическую прочность выполняется как проверочный.
10.1. Проверочный расчет входного вала
Ft Fa
Опорные реакции в горизонтальной плоскости:
Проверка: -ZA + Fr1 -ZB = -1685.08+ 1732 46.92 = 0
Опорные реакции в вертикальной плоскости:
Проверка: -YA + Ft1 -YB FM1 = 2375.748 + 2101 2039.048 2437.7 = 0
Изгибающие моменты:
в горизонтальной плоскости
MYA = -ZA115 = -193784,2 (Нмм)
MYB = -ZB135 = -6334,2 (Нмм)
в вертикальной плоскости:
MZВ = -YВ135 = -275271,48 (Нмм)
MZА = -FM1110 = -268147 (Нмм)
Основываясь на эпюрах изгибающих и крутящего моментов и эскизе вала, назначаем сечение, для которого будет выполняться расчет. Это опасное сечение в точке С.
Суммарный изгибающий момент в сечении С:
Моменты сопротивления сечения вала-червяка:
Напряжения изгиба:
Напряжения кручения:
Пределы выносливости материала : -1 = 400 МПа; -1 = 210 МПа.
Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений для стали 40Х: = 0.15; = 0.1
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения с червяком для стали 40Х с пределом прочности В = 950 МПа : K = 2.2; K = 2,0
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения : = 0.90; = 0.95
Коэффициент влияния шероховатости поверхности : KF = 1.12
Коэффициент влияния поверхности упрочнения : KV = 1.1
Коэффициент перехода от пределов выносливости образцов к пределу выносливости деталей.
по нормальным напряжениям:
по касательным напряжениям:
Коэффициент запаса только по нормальным напряжениям изгиба:
Коэффициент запаса только по касательным напряжениям кручения:
Коэффициент запаса сопротивлению усталости:
10.2. Проверочный расчет выходного вала.
Опорные реакции в горизонтальной плоскости:
Проверка: ZA - Fr1 + ZB = 1316.22 - 1732 + 415.78 = 0
Опорные реакции в вертикальной плоскости:
Проверка: YA - Ft2 + YB + FM = 45214.32. 8150 79727.32 + 42663 = 0
Изгибающие моменты:
в горизонтальной плоскости
MYA = ZA70 = 92135,4 (Нмм)
MYB = ZB70 = 29104,6 (Нмм)
в вертикальной плоскости:
MZA = YA70 = 3165002,4 (Нмм)
MZB = FM135 = 5759505 (Нмм)
Основываясь на эпюрах изгибающих и крутящего моментов и эскизе вала, назначаем сечение, для которого будет выполняться расчет. Это опасное сечение в точке С.
Суммарный изгибающий момент в сечении С:
Моменты сопротивления сечения вала при наличии шпоночного паза:
Напряжения изгиба:
Напряжения кручения:
Пределы выносливости материала :
-1 = 300 МПа; -1 = 200 МПа.
Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений для стали 45: = 0.1; = 0.05
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения со шпоночной канавкой с пределом прочности В = 560 МПа : K = 1.6; K = 1.3
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения при d = 60 мм :
= 0.98; = 0.85
Коэффициент влияния шероховатости поверхности : KF = 1.05
Коэффициент влияния поверхности упрочнения : KV = 1,1
Коэффициент перехода от пределов выносливости образцов к пределу выносливости деталей.
по нормальным напряжениям:
по касательным напряжениям:
Коэффициент запаса только по нормальным напряжениям изгиба:
Коэффициент запаса только по касательным напряжениям кручения:
Коэффициент запаса сопротивлению усталости:
Ft
Fa Fr
11. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ.
11.1. Подшипники для входного вала.
Для червяка примем подшипники радиально-упорные однорядные 46310 средней серии. Из таблицы выписываем: d = 50 мм, D = 110 мм, В = 27 мм, Сr = 56300 Н, Соr = 44800 Н.
Из условия равновесия вала:
от сил, действующих в вертикальной плоскости, Fr
от сил, действующих в горизонтальной плоскости, Ft
Наиболее нагруженным является первый подшипник
Рассчитаем приведенную нагрузку первого подшипника
P1 = (VXFr1 + YFa1)KбKт , где
Kб = 1.2 коэффициент безопасности;
KТ = 1.0 температурный коэффициент;
Х коэффициент радиальной нагрузки;
Y- коэффициент осевой нагрузки;
V коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника.V=1
Определим коэффициенты Х и Y:
iFa/C0r=1*8150/44800=0.18, тогда коэффициент осевого нагружения e=0,48.
Fa/VFr= 8150/1*2912.67=2.79
Выбираем Х = 0.4 и Y = 1.13
P1 = (10.42912.67 + 1.138150)1.21.0 = 12449,4 (H)
Ресурс подшипника:
РЕ = 0,54Р1=6722,6
Подшипники удовлетворяют поставленным требованиям.
11.2. Подшипники для выходного вала.
Для вала червячного колеса примем подшипники роликовые конические однорядные 7310 средней серии.
Из таблицы выписываем: d = 50 мм, D = 110 мм, Т = 29,5мм, e = 0.31, Сr = 96600 Н., Сr0 = 75900 Н, Y=1.94
Из условия равновесия вала:
от сил, действующих в вертикальной плоскости, Fr
от сил, действующих в горизонтальной плоскости, Ft
Наиболее нагруженным является второй подшипник
Рассчитаем приведенную нагрузку второго подшипника
P1 = (VXFr1 + YFa1)KбKт , где
Kб = 1.2 коэффициент безопасности;
KТ = 1.0 температурный коэффициент;
Х коэффициент радиальной нагрузки;
V коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника.V=1
Y- коэффициент осевой нагрузки;
Определим коэффициенты Х и Y:
Fa/VFr= 2101/1*79728.4=0.026
Выбираем Х = 0.4 и Y = 1.94
P1 = (0.4179728.4 + 1.942101)1.21.0 = 43160.76 (H)
Ресурс подшипника:
.
РЕ = 0,54Р1=23306.81
Подшипники удовлетворяют поставленным требованиям.
12. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ .
Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки выбираем по таблице:
- сечение b h = 10 8 мм;
- фаска 0.3 мм;
- глубина паза вала t1 = 5 мм;
- глубина паза ступицы t2 = 3,3 мм;
- длина l = 40 мм.
Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:
При чугунной ступице []см = 70…100 МПа.
Передаваемый момент Т = 42,66 Нм.
см < []см , следовательно, допустимо установить муфту из чугуна СЧ20
Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки выбираем по таблице :
- сечение b h = 18 11 мм;
- фаска 0.5 мм;
- глубина паза вала t1 = 7,0 мм;
- глубина паза ступицы t2 = 4,4 мм;
- длина l = 70 мм.
Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:
[]см = 120…300 МПа.
Передаваемый момент Т = 853,26 Нм.
см < []см , следовательно, допустимо центр червячного колеса изготовить из серого чугуна СЧ20
Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки выбираем по таблице:
- сечение b h = 12 8 мм;
- фаска 0.4 мм;
- глубина паза вала t1 = 5 мм;
- глубина паза ступицы t2 = 3.3 мм;
- длина l = 70 мм.
Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:
При чугунной ступице []см = 120…300 МПа.
Передаваемый момент Т = 853,26 Нм.
см < []см , следовательно, допустимо установить муфту из чугуна СЧ20
13.1. Выбор системы и вида смазки.
Скорость скольжения в зацеплении VS = 3,155 м/с. Выберем масло И-Т-Д-220.
Используем картерную систему смазывания.
При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями червяка, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.
И для червяка, и для червячного колеса выберем манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.
Выбор муфты для входного вала.
Исходные данные известные из предыдущих расчетов:
Так как диаметры консольного участка вала (38 мм) и консольного участка двигателя (38 мм) одинаковы, то муфта, соединяющая их, будет стандартная. Правую полумуфту выберем по ГОСТ 21424-75 для d = 38 мм: D = 170 мм; l = 110 мм. (левую также). Длина всей муфты L =224 мм.
Тип муфты втулочно-пальцевая
Расчет упругого элемента(резинового элемента) на смятие:
σСМ= 2Т/(dzlD)=2*42.66*103/24*8*32*45=0.3
[σСМ]=1.5-2.0
Условие прочности обеспечено
Расчет пальца на срез
τСР= 2Т/(DzF)=2*42.66*1000/(45*8*153,86)=1,54 МПа
Материал пальца сталь 45, предел текучести=340 МПа
[ τСР ] = 0.5*340=170 МПА
Условие прочности выполнено.
Для изготовления рамы используются швеллера по ГОСТ 8240-72. Швеллера соединяются между собой посредством сваривания плавящими электродами.
Два продольных швеллера №16 длиной по 808 мм скрепляются между собой швеллерами №16.Редуктор крепится на 2 продольных швеллера №16, а двигатель на 2 поперечных платика. В местах их крепления привариваются пластины и сверлятся отверстия диаметром 12 мм и 18 мм, а снизу привариваются косые шайбы. На нижних полках продольных швеллеров в местах крепления рамы к фундаменту сверлятся отверстия диаметром 22 мм и привариваются косые шайбы.
Габаритные размеры рамы: длина 808 мм, высота 204 мм, ширина 400 мм.
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ.
Режим работы
Ti
Tmaxax
1
0.7
0.4
ti
t
0.5
0.3
0.3
Y
F
=1,45
max,
s
Hmax
=
MFt
Нмм
B
A
C
MFr
MFa
Нмм
MΣ
Нмм
T
Нмм
T
Нмм
MΣ
Нмм
MFa
Нмм
MFr
MFt
Нмм
A
B
C
А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать | |||
49031. | Цифровая система передачи непрерывных сообщений | 539.5 KB | |
Кодирование отсчетов сигнала bti: kразрядный равномерный двоичный код с добавлением одного бита проверки на четность. Канал связи с постоянными параметрами и аддитивной помехой имеет полосу пропускания ΔFk значительно большую чем ширина спектра модулированного сигнала ΔFU. Смесь сигнала и шума на выходе канала zt=stnt где st= ut∙Kпк сигнал на выходе канала nt аддитивный гауссовский шум с равномерным энергетическим спектром белый... | |||
49032. | Разработка технологического процесса изготовления детали по чертежу | 1.51 MB | |
Технология изготовления заготовки Возможные способы изготовления заготовки. Технологический процесс изготовления заготовки. Технология изготовления детали Технологический процесс стр... | |||
49034. | Разработка технологии изготовления заготовки и детали с выбором оборудования и инструмента | 271.5 KB | |
Задание по курсовой работе Целью и заданием данной курсовой работы является разработка технологии изготовления заготовки и детали. Технологический процесс изготовления заготовки Данную заготовку получаем в литейной форме продольный разрез которой показан на рисунке. | |||
49035. | Технологический процесс изготовления заготовки опоры | 735.17 KB | |
При литье в кокиль отливки получают путем заливки расплавленного металла в металлические формы – кокили. Полости в отливках оформляют песчаными, оболочковыми или металлическими стержнями. Кокили с песчаными или оболочковыми стержнями используют для получения отливок сложной конфигурации. | |||
49036. | СИСТЕМА АВТОМАТИЧЕСКОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ ДВИГАТЕЛЯ ПОСТОЯННОГО ТОКА | 2 MB | |
Анализ действующих на систему возмущающих воздействия и их влияние на статические характеристики САР Принцип работы системы Классификация САР Позвенное аналитическое описание процессов в САУ. Получим дифференциальные уравнения и передаточные функции звеньев САУ Разработка структурной схемы САР Уравнения динамики замкнутой САР Анализ на структурную устойчивость САР Расчёт требуемого коэффициента усиления в разомкнутом состоянии... | |||
49037. | Экономическая теория. Особенности экономических процессов | 957.34 KB | |
Экономика – одна из древнейших наук, которая всегда привлекала внимание ученых и образованных людей. Объясняется это тем, что изучение экономической теории – это реализация объективной необходимости познания мотивов, действий людей в хозяйственной деятельности, законов хозяйствования во все времена. | |||
49038. | ПРАВА ГРОМАДЯН У СФЕРІ ВИКОНАВЧОЇ ВЛАДИ: АДМІНІСТРАТИВНО-ПРАВОВЕ ЗАБЕЗПЕЧЕННЯ РЕАЛІЗАЦІЇ ТА ЗАХИСТУ | 798.5 KB | |
Досліджуються актуальні проблеми адміністративно-правового забезпечення реалізації та захисту прав громадян у сфері виконавчої влади. Ґрунтовно розглядаються політико-правові аспекти взаємодії людини, держави і управління, розвиток демократичних засад державного управління у світлі сучасного європейського досвіду... | |||
49039. | Выполнение действия в виде функций с динамическим распределением памяти программным способом | 365.5 KB | |
Вывести результат сглаживания заданной вещественной матрицы размером 10 на 10. Соседями элемента Аij в матрице назовем элементы. Операция сглаживания матрицы дает новую матрицу того же размера, каждый элемент которой получается как среднее арифметическое имеющихся соседей соответствующего элемента исходной матрицы. | |||