5060
Расчет параметров механизма шнека-смесителя
Курсовая
Производство и промышленные технологии
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА Тяговая сила цепи F4 = 2,2 кН Скорость перемещения смеси V4 = 1,5 м/сек Наружный диаметр шнека D=500 мм Срок службы привода – 6 лет Рисунок 1 – расчетная схема привода к шнеку-смесителю Общий КПД привода...
Русский
2012-12-02
449.5 KB
263 чел.
1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
Тяговая сила цепи F4 = 2,2 кН
Скорость перемещения смеси V4 = 1,5 м/сек
Наружный диаметр шнека D=500 мм
Срок службы привода 6 лет
Рисунок 1 расчетная схема привода к шнеку-смесителю
Общий КПД привода:
, (1.1)
где: - КПД соединительной муфты;
- КПД червячного редуктора;
- КПД открытой цилиндрической зубчатой передачи ;
- КПД подшипников качения.
принимаем
Определяем мощность IV вала привода, квт:
N= F V (1.2)
N=
Определение частоты вращения IV вала привода, об/мин:
n= (1.3)
n=
Определение мощности на I валу привода:
N= (1.4)
N= = 5,4 (кВт)
Зададимся передаточными отношениями передач привода[1]:
U= 16
U= 4
Определяем передаточное отношение привода:
(1.5)
Определяем частоту вращения I вала привода:
n= n U (1.6)
n= 5764 = 3648 (об/мин)
Выбираем электродвигатель [1]:
Закрытый обдуваемый с повышенным пусковым моментом - двигатель 4АМ100L2Y3
n= 3000 об/ми
N= 5,5 кВт
Уточняем передаточное отклонение открытой передачи:
(1.7)
1.2 Определение скоростей вращения и крутящих моментов валов привода
Определяем частоту вращения всех валов привода:
n= n= 3000 об/мин (1.8)
n= n= 3000 об/мин (1.9)
n= (1.10)
n= = 187,5 об/мин
n= (1.11)
n= = 58,59 об/мин
Определяем крутящие моменты всех валов привода:
T = (1.12)
T = (1.13)
T = = 17,51 (Нм)
T= T (1.14)
T= 17,51 3,2 0,8 = 44,82 (Нм)
T= T U (1.15)
T= 44,82 16 0,8 0,99 =568 (Нм)
T= T U (1.16)
T= 568 0,98 0,99 =551,07 (Нм)
2 РАСЧЁТ РЕДУКТОРА
2.1 Выбор материалов червячного колеса и определение допускаемых напряжений
Для выбора материалов колёс редуктора необходимо учитывать условие его работы, режим работы и длительность технологического процесса, так как мощность выбранного электродвигателя 5,5 кВт, срок службы привода 6 лет и режим работы средний выбираем следующие материалы червячного колеса и червяка.
Червяк изготавливается из стали 45 с твёрдостью Н>45 HRC.
Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения. Скорость скольжения м/с ,определяется по эмпирической формуле:
Скорость скольжения:
, (2.1)
где:
Uзп- передаточное число редуктора,
Т2- вращающий момент на быстроходном валу
Т2= T=568 (Нм)
ώ2- угловая скорость тихоходного вала:
, (2.2)
(1/c),
(м/с),
При такой скорости скольжения венец червячного колеса изготовляем из оловянистой бронзы ОФ 10-1, способ отливки в кокиль.
Допускаемые контактные напряжения для зубьев колеса :
(Мпа),
Допускаемые напряжения изгиба для зубьев колеса :
(Мпа)
2. 2 Расчет геометрических параметров червячной передачи
Определение межосевого расстояния:
(2.3)
(мм)
По ГОСТ 6636-69 принимаем
Определение числа витков червяка Z1,который зависит от передаточного числа редуктора
Uзп=16
Z1=2
Определение числа зубьев червячного колеса Z2:
Z2=Z1·Uзп (2.4)
Z2=2·16=32
Определение модуля зацепления m:
(2.5)
(мм)
Определение коэффициента диаметра червяка:
q=0,25·Z2 (2.6)
q=0,25·32=7,39
По стандарту принимаем q=8.
Определение коэффициента смещения инструмента x:
x=(a (2.7)
x=(80/4)-0.5(8+32)=0
Определяем фактическое значение передаточного числа и проверить его отклонение от заданного U :
(2.8)
=32/2=16
(2.9)
=0 4%
Определяем фактическое значение межосевого расстояния ,мм:
0,5m(q++2x) (2.10)
0,5·4(8+32+2·0)=80
Определяем основные геометрические размеры передачи, мм:
а) основные размеры червяка:
-делительный диаметр:
(2.11)
-начальный диаметр:
(2.12)
-диаметр вершин витков:
(2.13)
-диаметр впадин витков:
(2.14)
-делительный угол подъема линии витков:
(2.15)
-длина нарезаемой части червяка:
(2.16)
x- коэффициент смещения , С=0
б) основные размеры венца червячного колеса:
-делительный диаметр:
(2.17)
-диаметр вершин зубьев:
(2.18)
-наибольший диаметр колеса
(2.19)
-диаметр впадин зубьев
(2.20)
-ширина венца
(2.21)
-радиусы закруглений зубьев
(2.22)
(2.23)
Условный угол обхвата червяка венцом колеса :
(2.24)
2.3 Прочностной (проверочный ) расчёт передачи
Определяем коэффициент полезного действия червячной передачи:
(2.25)
где:
-делительный угол подъема линии витков червяка
-угол трения
(2.26)
Проверка зубчатых колес редуктора по контактным напряжениям:
(2.27)
где:
-окружная сила на колесе:
(2.28)
-коэффициент нагрузки, зависит от:
(2.29)
-допуск контактного напряжения зубьев колеса
Условие прочности на изгиб выполняется.
Проверить напряжение изгиба зубьев колеса
(2.30)
где:
-коэффициент формы зуба колеса
(2.31)
Условие прочности на изгиб выполняется.
(2.32)
3. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
3.1 Предварительный (проектный) расчет и конструирование
валов редуктора
Тихоходный вал
1-я под элемент открытой передачи или полумуфту[1]:
(3.1)
где:
М - крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу, Нм:
(мм)
dпримем равным 58 мм по нормальному ряду
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
(3.2)
(мм)
dпримем равным 65 мм по нормальному ряду
3-я под шестерню, колесо:
(3.3)
(мм)
примем равным 80 мм по нормальному ряду
4-я под подшипник:
(мм)
Рисунок 3- Конструкция тихоходного вала.
Быстроходный вал
1-я под элемент открытой передачи или полумуфту[1]:
(3.4)
где:
М - крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу, Нм:
(мм)
dпримем равным 30 мм по нормальному ряду
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
(3.5)
(мм)
dпримем равным 35 мм по нормальному ряду
3-я под шестерню, колесо:
(3.6)
(мм)
примем равным 45 мм по нормальному ряду
4-я под подшипник:
(мм)
Рисунок 4- Конструкция быстроходного вала.
3.2 Конструирование зубчатых колес
Обод:
-Диаметр наибольший
-Диаметр внутренний
(3.7)
Толщина
(3.8)
(3.9)
(3.10)
(3.11)
Ширина
Ступица:
-диаметр внутренний:
d= 1,55d (3.12)
d= 1,5545 = 70
Толщина:
= 0,3d (3.13)
= 0,326 = 13,5
Длина:
l = 1,25 d (3.14)
l = 1,2526 = 58
Диск:
Толщина:
С = 0,5 (S + )0,25b (3.15)
C = 0,5 (20 + 13,5)0,2526
C = 16,756,5
; - радиус закругления и уклон
Отверстия
3.3 Подбор подшипников качения
Выбор наиболее рационального типа подшипников для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки. Предварительный выбор подшипников для каждого из валов редуктора:
Тип подшипника шариковый радиально упорный однорядный
Серия легкая(средняя)
Схема установки подшипника враспор
Для тихоходного вала:
d = 65 мм
D = 120 мм
B = 23 мм
C = 54,4
C = 46,8
Подшипник 46213 ГОСТ 831-75
Для быстроходного вала:
d = 35 мм
D = 72 мм
B = 17 мм
C= 22,7
C = 16,6
Подшипник 46207 ГОСТ 831-75
4 РАСЧЁТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Определяем диаметр ведущёго шкива , мм.
Из условия долговечности для проэктируемых кордшнуровых ремней:
(4.1)
где:
, мм толщина ремня
Определяем диаметр ведомого шкива , мм:
(4.2)
где:
u передаточное число открытой передачи
- коэффициент скольжения
Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного u:
(4.3)
(4.4)
Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:
(4.5)
Определяем расчётную длину ремня l, мм:
(4.6)
Полученное значение l, мм принимаем по стандарту l=2500 мм
Уточняем значение межосевого расстояния а по стандартной длине l:
(4.7)
Определяем угол обхвата ремнём ведущего шкива , град:
(4.8)
Угол должен быть
Определить скорость ремня , м/с:
(4.9)
где:
и - соответственно диаметр ведущего шкива
Определить частоту пробегов ремня U, с:
(4.10)
где:
l стандартная длина ремня, м
Определить окружную силу , H, передаваемую ремнём:
(4.11)
Н
где:
поминальная мощность двигателя, кВт
- скорость ремня, м/с
Определить допускаемую удельную окружную силу , Н/
(4.12)
где:
- допускаемая приведённая удельная окружная сила, Н/мм
С поправочные коэффициенты
Определяем ширину ремня b, мм:
(4.13)
Ширину шкива b округляем до стандартного значения b=80. Стандартное значение ширины шкива В=90.
Определяем площадь поперечного сечения ремня А, мм:
(4.14)
Определяем силу предварительного напряжения ремня , H:
(4.15)
где:
, H/мм - предварительное напряжение
Определить силы напряжения ведущей и ведомой ветвей ремня, Н:
(4.16)
где:
- окружная сила
- сила предварительного натяжения ремня
Определить силу давления ремня на вал , Н:
(4.17)
где:
- угол обхвата ремнём ведущего шкива
Проверочный расчёт
Проверить прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви , Н/мм:
(4.18)
где:
- напряжение растяжения, Н/мм
- напряжение изгиба, Н/мм
- напряжение от центробежных сил, Н/мм
Условие прочности на максимальное напряжение выполняется
По ширине шкива В=80 мм, принимаем длину концевого участка быстроходного вала редуктора l=90 мм.
5 ВЫБОР СОЕДИНИТЕЛЬНОЙ МУФТЫ
В проектируемых приводах применены муфты с торообразной оболочкой в стандартном исполнении. Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора, установленных, как правило, на общей раме, применены втулочно-пальцевые муфты и муфты со звездочкой. Эти муфты обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы. Муфты упругие с торообразной оболочкой обладают небольшими компенсирующими способностями. При соединении несоосных валов муфта оказывает на них значительное силовое воздействие. Они обладают большой радиальной, угловой и осевой жесткостью и требуют точного монтажа узлов.
Момент Т=800
Угловая скорость
Отверстие d = 60мм; l = 44 мм
Габаритные размеры
D=320
=60
Смещение осей
Радиальное
Угловое
Проверяем по величине расчетного крутящего момента
(5.1)
Нм
98,6 < 125
Удовлетворяет заданным требованиям
Муфта с упругая с торообразной оболочкой 800-1-60-1-У2 ГОСТ 20884-82
6 ПОДБОР ШПОНОЧНЫХ (ШЛИЦЕВЫХ) СОЕДИНЕНИЙ
Шпоночное соединение трудоемко в изготовлении. При передаче вращающего момента оно характеризуется значительными местными деформациями вала и ступицы колеса в районе шпоночного паза, что снижает усталостную прочность вала. Его применяют в случаях, когда для заданного момента не удается подобрать посадку с натягом из-за недостаточной прочности материала колеса или по технологическим возможностям.
Определяем шпонку для установки полумуфты на концевом участке быстроходного вала.
d = 30 мм
l = 90 мм
Нм
Сечение шпонки:
b = 8 мм
h = 7 мм
l = 80 мм
Фаска 0,5
Глубина паза:
Вала - t= 4 мм
Ступицы - t= 3,3 мм
Шпонка 80780 ГОСТ 23360-78
Условия прочности:
(6.1)
где:
- окружная сила на шестерне или колесе, Н
А= - площадь смятия, мм
(6.2)
А= мм
(6.3)
Н
МПа
20110…190
Условия смятия выполняются
Определяем шпонку под участок установки зубчатого колеса на тихоходном валу:
d = 58 мм
l = 108 мм
Т= 568 Нм
Сечение шпонки
b = 18 мм
h = 11 мм
l = 100 мм
Фаска 0,5
Глубина паза
Вала - = 7 мм
Ступицы - = 4,4 мм
Шпонка 18011100 ГОСТ 23360-78
Условия прочности:
(6.4)
где:
- окружная сила на шестерне или колесе, Н
А= - площадь смятия, мм
(6.5)
А= мм
(6.6)
Н
81.44110…190
Условия смятия выполняются
d = 80 мм
l = 58 мм
Т= 586,33 Нм
Сечение шпонки
b = 22 мм
h = 14 мм
l = 56 мм
Фаска 0,5
Глубина паза
Вала - = 9 мм
Ступицы - = 5,4 мм
Шпонка 2201456 ГОСТ 23360-78
Условия прочности:
(6.7)
где:
- окружная сила на шестерне или колесе, Н
А= - площадь смятия, мм
(6.8)
А= мм
(6.8)
143.17110…190
Условия смятия выполняются
7 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА
Ft1=1090 (Н),
Fr1=252 (Н),
Fa1=700 (Н),
FM=450 (Н),
d1=0,030 (м),
LБ=0,056 (м),
LМ=0,075 (м).
Вертикальная плоскость.
Определяем опорные реакции:
,
,
, (7.1)
(Н),
,
, (7.2)
(Н),
Проверка:
,
,
313,5-252-(-61,5)=0,
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х:
МХ1=0,
МХ2=-RAYLБ/2,
МХ3=0,
МХ2=RBYLБ/2,
МХ2=313,5*0,056/2=8,7 (Н*м),
Горизонтальная плоскость
Определяем опорные реакции:
,
, (7.3)
(Н),
,
, (7.4)
(Н),
Проверка:
,
,
1147.67-507.67-1090+450=0,
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:
MY1=0,
MY2=-RaxLБ/2, (7.5)
MY4=0,
МY3=FMLM, (7.6)
MY2=-1147.67*0,056/2=-32,13,
MY3=450*0,075=33,75,
Строим эпюру крутящих моментов:
МК=М2=Ft1d1/2, (7.7)
МК=М2=1090*0,03/2=16,35(Н*м),
Определяем суммарные радиальные реакции:
, (7.8)
(Н),
, (7.9)
(Н),
Определяем суммарные изгибающие моменты:
, (7.10)
(Н),
M3=MY3=33,28 (Н).
Проверочный расчет подшипников
Проверяем пригодность подшипников быстроходного вала сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности с базовой по условиям:
Сrp≤Cr, (7.11)
При установке радиально-упорных подшипников точки приложений радиальных реакций смещаются, это смещение составляет:
, (7.12)
(мм),
Определяем коэффициент влияния осевого нагружения:
, (7.13)
Интерполированием находим:
е=0,54,
Y=1,01.
Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок:
RS1=eRr1, (7.14)
RS1=0,54*252=136,08 (Н),
RS2=eRr2, (7.15)
RS2=0,54*700=378(Н),
Определение осевых нагрузок подшипников:
Так как RS2>RS1, то:
Осевая нагрузка подшипника
Ra1=RS1=136,08(Н),
Ra2=Ra1+Fa, (7.16)
Ra2=136.08+4580,7=4716.78 (Н),
Радиальная нагрузка подшипника
Rr1 = Ra
Rr1 =1090 (H)
Rr2 = Rb =1189.3 (H)
Осевая сила в зацеплении
Fа= 4580.7 (H)
Статическая грузоподъемность
Соr =16.6
Коэффициент безопасности
Кб= 1,1
Температурный коэффициент
Кt=1
Коэффициент вращения
V=1
,
Расчетная динамическая грузоподъемность
Определяем эквивалентную нагрузку RE:
, (7.17)
где х-коэффициент радиальной нагрузки,
V- коэффициент вращения,
Y-коэффициент осевой нагрузки,
Кб-коэффициент безопасности,
КТ-температурный коэффициент.
RE=(0,41*1*710,9+0,87*483,4)*1,1*1=783 (Н),
Определим расчетную динамическую грузоподъемность:
, (7.18)
где: m-показательстепени, m=3 для шариковых подшипников,
а1-коэффициент надежности, а1=1 при безотказной работе подшипников,
а23-коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуотации,
n-частота вращения внутреннего кольца подшипника,
Lh-требуемая долговечность подшипников,
(Н),
Расчетная динамическая грузоподъемность меньше базовой, 7,9<54,4 (кН) , следовательно подшипник пригоден.
8 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
8.1 Проверочный расчет быстроходного вала в сечении А-А
Определение напряжений в опасном сечении вала.
Определение амплитуды напряжений:
, (8.1)
где: -расчетные напряжения изгиба,
Wнетто-осевой момент сопротивления сечения вала:
,
(мм2),
(Н/мм2),
Определение амплитуды цикла:
, (8.2)
где: Wрнетто-полярный момент инерции сопротивления сечения вала:
,
(мм3),
,
Определение коэффициента концентраций нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:
, (8.3)
где: и -эффективные коэффициенты концентрации напряжений:
=1,6,
=1,4,
Кd- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения:
Кd=0,77,
КF- коэффициент влияния шероховатости:
КF=1,05,
КY- коэффициент влияния поверхностного упрочнения:
КY=1,6,
()D=(1,6/0,77+1,05-1)1/1,6=1,32,
, (8.4)
,
Определение пределов выносливости в расчетном сечении вала:
, (8.5)
где: и -пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения,
()D=315/1,32=284 (Н/мм2),
, (8.6)
(Н/мм2),
Определение коэффициентов запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
, (8.7)
,
, (8.8)
,
Определение общего коэффициента запаса прочности в опасном сечении:
, (8.9)
[S]=1,3…1,5,
,
Принимаем [S]=1,4.
Быстроходный вал в сечении А-А имеет запас прочности больше допускаемого так как S>[S], следовательно в этом сечении вал пригоден.
8.2 Проверочный расчет быстроходного вала в сечении В-В
Определение напряжений в опасном сечении вала.
Определение амплитуды напряжений:
, (8.10)
где: -расчетные напряжения изгиба,
Wнетто-осевой момент сопротивления сечения вала:
, (8.11)
(мм2),
(Н/мм2),
Определение амплитуды цикла:
, (8.12)
где Wрнетто- полярный момент инерции сопротивления сечения вала:
,
(мм3),
,
Определение коэффициента концентраций нормальных икасательных напряжений для расчетного сечения вала:
, (8.13)
где: и -эффективные коэффициенты концентрации напряжений:
=1,45,
=1,4,
Кd- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения:
Кd=0,77,
КF- коэффициент влияния шероховатости:
КF=1,05,
КY- коэффициент влияния поверхностного упрочнения:
КY=1,6,
()D=(1,45/0,77+1,05-1)1/1,6=1,2,
, (8.14)
,
Определение пределов выносливости в расчетном сечении вала:
, (8.15)
где: и -пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения,
()D=375/1,2=312,5 (Н/мм2),
(Н/мм2),
, (8.6)
(Н/мм2),
Определение коэффициентов запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
, (8.7)
,
, (8.8)
,
Определение общего коэффициента запаса прочности в опасном сечении:
, (8.9)
[S]=1,3…1,5,
Принимаем [S]=1,4.
,
Быстроходный вал в сечении В-В имеет запас прочности больше допускаемого так как S>[S], следовательно в этом сечении вал пригоден.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В данной курсовой работе я рассчитал по всем предложенным параметрам механизм шнека-смесителя. Изучил методы расчёта и конструирования деталей и узлов машин общего назначения. Приобрёл представление о существующих классификациях, о порядке проектирования машин и узлов деталей, узнал общие и специальные методы расчётов. Определил, что данный механизм является:
-надёжным
-работоспособным
-производительным
-экономичным
-металлоемким
-прост и безопасен в обслуживании
-удобен в сборке и разборке.
Детали в механизме соответствуют главному критерию работоспособности прочность, то есть способность детали сопротивляться разрушению или возникновению не допустимых пластических деформаций.
А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать | |||
4893. | Применение логических инструкций | 43 KB | |
Применение логических инструкций Логические команды служат для сброса или установки отдельных бит в байте или слове. Они включают булевы операторы НЕ, И, ИЛИ, исключающее ИЛИ и операцию тестирования, которая устанавливает флаги, но не изменяет значе... | |||
4894. | Механика. Молекулярная физика. Термодинамика. Конспект лекций | 364.15 KB | |
Механика Введение Физика изучает явления, наблюдаемые в реальном мире, и свойства материальных объектов. Эти явления и свойства мы характеризуем с помощью физических величин. Например, движение характеризуется скоростью и ускорением, свойства тел пр... | |||
4895. | Банківські операції. Навчальний посібник | 1.91 MB | |
Передмова Ринкова економіка країни неможлива без існування банківської системи, банків і їх діяльності, яка б максимально задовольняла вимоги й очікування клієнтів і була б стійкою до криз. У сучасному ринковому середовищі підприємства через банківс... | |||
4896. | Техника безопасности при разработке месторождений полезных ископаемых открытым способом | 413 KB | |
Лекции по технике безопасности при разработке месторождений полезных ископаемых открытым способом Введение Основными нормативными документами по безопасности при проектировании и разработке месторождений твердых полезных ископаемых открытым способом... | |||
4897. | Аудит налогообложения. Сущность и назначение аудиторской деятельности | 536 KB | |
Тема 1. Сущность и назначение аудиторской деятельности 1.История развития аудита и его значение в рыночной экономике 2.Цель и задачи аудита 3.Принципы аудита 4.Виды аудита 1.История развития аудита и его значение в рыночной экономике Аудит - одна из... | |||
4898. | Основы маркетинга. Анализ рыночной ситуации в маркетинге. Конспект лекций | 857.5 KB | |
Введение в маркетинг План: Маркетинг и социально-экономическое развитие страны. Сущность и основные понятия маркетинга. Краткая история маркетинга и особенности его становления в России. Маркетинг как составная часть мене... | |||
4899. | Логістика. Навчально-методичний посібник | 1.15 MB | |
Метою вивчення дисципліни є формування системи знань з теорії, методології, методики та організаційних основ логістичного управління ресурсними потоками в національній економіці вивчення практики логістичного обслуговування споживачів різнома... | |||
4900. | Социологические исследования в библиотеках | 968 KB | |
В содержании и условиях деятельности российских библиотек происходят глубокие изменения. Библиотекам необходимо не только адаптироваться к новым экономическим, политическим, социокультурным условиям, но и выработать инновационные стратегии своего по... | |||
4901. | Управление персоналом: понятие и подходы | 34.59 KB | |
Управление персоналом: понятие и подходы Предприятие (организация, фирма), будучи целостной производственно-хозяйственной системой, тем не менее может быть представлено как совокупность составляющих ее элементов (подсистем), естественно взаимосвязан... | |||