5063
Проектирование привода люлечного элеватора
Курсовая
Производство и промышленные технологии
Определение срока службы привода Срок службы (ресурс). Определение силовых и кинематических параметров привода. Расчет требуемой мощности двигателя. Расчет силовых и кинематических параметров привода...
Русский
2012-12-02
427 KB
84 чел.
Срок службы (ресурс) Lh, ч, определяем по формуле: Lh =365LrtcLc
где Lr - срок службы привода, лет;
tc - продолжительность смены, ч;
Lс - число смен, Lc =2
Lh=23658·6=35040 час.
Из полученного значения Lh следует вычесть примерно 15% часов на профилактику, текущий ремонт, нерабочие дни.
Lh1= Lh0,75=350400,85=29784 час.
Рабочий ресурс привода принимаем Lh1=30000 час
Таблица 1
Место установки |
Lr |
Lc |
tc |
Lh |
Характер нагрузки |
Режим работы |
Стройплощадка |
6 |
2 |
8 |
30000 |
С малыми колебаниями |
Реверсивный |
Требуемую мощность привода определяем по формуле:
Ррм=FV=2,01,4=2,8 кВт
Требуемую мощность двигателя находим по формуле:
КПД привода определяем по формуле:
=муфцилцеп2пкпс=0,980,970,920,995 20,99=0,857
Bыбираем двигатель [5, табл. К9, стр 384] серии 4А с номинальной мощностью Рном=4 кВт, основные параметры двигателя приведены в таблице 2.
Таблица 2 Параметры двигателя
Вариант |
Тип двигателя |
Номинальная мощность Рном,кВт |
Частота вращения, об/мин |
|
Синхронная |
При нормальном режиме nном |
|||
1 |
4АМ100S2У3 |
4,0 |
3000 |
2880 |
2 |
4АМ100L4У3 |
4,0 |
1500 |
1430 |
3 |
4АМ112MB6У3 |
4,0 |
1000 |
950 |
4 |
4АМ132S2У3 |
4,0 |
750 |
720 |
Определяем частоту вращения приводного вала по формуле:
Для первого варианта:
Для второго варианта:
Для третьего варианта:
Для четвертого варианта:
Произведем разбивку передаточного числа привода и, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным иред=4,5. Расчет передаточного числа открытой цепной передачи для всех четырех вариантов производим по формуле:
Полученные данные сводим в таблицу.
Таблица 3 Данные расчетов передаточных чисел привода
Передаточное число |
Варианты |
|||
1 |
2 |
3 |
4 |
|
Привода и |
34,29 |
17,02 |
11,31 |
8,57 |
Редуктора иред |
4,5 |
4,5 |
4,5 |
4,5 |
Конической передачи ицп |
7,62 |
3,78 |
2,51 |
1,9 |
Выбор |
- |
+ |
- |
- |
Таблица 4 Силовые и кинематические параметры привода
Тип двигателя Рном=4 кВт; nном=1430 об/мин |
|||||||
Параметр |
Передача |
Параметр |
Вал |
||||
Закрытая (редуктор) |
Открытая |
Двигатель |
Редуктора |
Приводной машины |
|||
Быстроходный |
Тихоходный |
||||||
Передаточное число и |
4,5 |
3,78 |
Расчетная мощность Р, кВт |
4 |
3,9 |
3,76 |
3,43 |
Угловая скорость , 1/с |
149,7 |
149,7 |
33,26 |
8,8 |
|||
КПД |
0,97 |
0,92 |
Частота вращения n, об/мин |
1430 |
1430 |
317,8 |
84 |
Вращающий момент Т, Нм |
26,7 |
26,04 |
114,24 |
393,31 |
Материалы шестерен, колес и их твердость выбираем из [5, таб. 3.1, стр. 49] приведены в таблице 5.
Таблица 5
Параметр |
Закрытая и открытая передача |
|
Колесо |
Шестерня |
|
Материал |
Сталь 40 |
Сталь 40 |
Термообработка |
Улучшение |
Улучшение |
Твердость |
195 НВ |
210 НВ |
Определение допускаемых контактных напряжений [н], Н/мм2 для шестерни и колеса производим по следующей схеме:
Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни КHL1 и колеса КHL2:
,
принимаем KHL1=1
,
принимаем KHL2=1
где NH0 число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;
N - число циклов переменных напряжений за весь срок службы (наработка), N=573Lh : N1=2573,310 6; N2=571,710 6 .
Определяем допускаемые контактные напряжения зубьев шестерни и колеса :
Определение допускаемых контактных напряжений [F], Н/мм2 для шестерни и колеса производим по следующей схеме:
Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни КFL1 и колеса КFL2: , принимаем KFL1=1
, принимаем KFL2=1
где NF0=410 6 число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [5, стр 52];
N - число циклов переменных напряжений за весь срок службы (наработка), N=573Lh : N1=2573,310 6; N2=571,710 6 .
Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса (т.к. передача реверсивная то уменьшаем на 25%):
Полученные данные сводим в таблицу
Таблица 6
Элемент передачи |
Марка стали |
Dпред |
Sпред |
Термообра- ботка |
НВср |
||
Н/мм2 |
|||||||
Шестерня |
Сталь 40 |
200 |
125 |
Улучшение |
210 |
445 |
162,2 |
Колесо |
Сталь40 |
200 |
125 |
Улучшение |
195 |
420 |
150,6 |
Схема цилиндрической зубчатой передачи приведена на рисунке 1.
Рис. 1. Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи
1. Определяем главный параметр межосевое расстояние а, мм:
где Ка вспомогательный коэффициент. Для косозубых [5, стр 58] передач Ка=43;
а=b2./аw коэффициент ширины венца колеса, равный 0,3 - для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах [5, стр 58];
и - передаточное число редуктора;
T2 - вращающий момент на тихоходом валу при расчете редуктора, Нм;
- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом, Н/мм2;
КН - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев КН=1 [5, стр 59].
мм
Полученное значение межосевого расстояния а для нестандартных передач округляем до ближайшего линейного числа [5, таб.13.15, стр 312]. а=115 мм.
2. Определяем модуль зацепления т, мм:
где Кт вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Кт=5,8
[5, стр 59];
- делительный диаметр колеса;
- ширина венца колеса;
- допускаемые напряжения изгиба для зубьев колеса, Н/мм2
Значение модуля принимаем т=1,75 мм.
Определяем угол наклона зубьев min:
3. Определяем суммарное количество зубьев шестерни и колеса:
Уточняем действительную величину наклона зубьев:
4. Определяем число зубьев шестерни:
5. Определяем число зубьев колеса:
6. Определяем фактическое передаточное число иф и проверяем его отклонение от заданного:
;
7. Определяем фактическое межосевое расстояние:
8. Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм. Полученные данные сводим в таблицу.
Таблица 7 Основные геометрические параметры передачи
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
|
Диаметр |
Делительный, мм |
41 |
189 |
Вершин зубьев, мм |
44,5 |
192,5 |
|
Впадин зубьев, мм |
36,8 |
184,8 |
|
Ширина венца |
38 |
35 |
1. Проверяем межосевое расстояние:
2. Проверим пригодность заготовок колес. Условие пригодности колес:
Dзаг Dпред; Cзаг (Sзаг) Sпред
Dзаг=dа1+6мм=44,5+6=50,5 Dпред=200мм
Sзаг=b2+4мм=35+4=39мм125мм
3. Проверим контактные напряжения Н/мм2
где К - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К = 376
[5, стр 61];
F1= окружная сила в зацеплении;
КН- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Кн=1 [5, стр 61];
КН - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, КН=1,15 [5, таб. 4.3, стр 62] ;
4. Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса
где т - модуль зацепления, мм;
b2 - ширина зубчатого венца колеса, мм;
F2 - окружная сила в зацеплении, Н;
KFa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых передач зависит от степени точности передачи, для нашей передачи KFa=1 [5, стр 63] :
КF - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающих зубьев колес КF=1 [5, стр 63] ;
КF - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи КF=1,13 [5, таб. 4.3, стр 63];
YF1 и YF2 - коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса. YF1=3,68, YF2=3,63 [5, таб. 4.4, стр 63];
- допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм2.
Полученные данные сводим в таблицу.
Параметры зубчатой цилиндрической косозубой передачи, мм Таблица 8
Проектный расчет |
|||||||
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
||||
Межосевое расстояние, аw |
115 мм |
Угол наклона зубьев β |
11,032 |
||||
Модуль зацепления, m |
1,75 мм |
Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2 |
41 мм 189 мм |
||||
Ширина зубчатого венца: шестерни b1, колеса b2 |
38 мм 35 мм |
||||||
Число зубьев: шестерни Z1, колеса Z2. |
23 106 |
Диаметр окружности вершин: шестерни dal колеса da2 |
44,5 мм 192,5 мм |
||||
Вид зубьев |
косой |
Диаметр окружности впадин: шестерни df1, колеса df2 |
36,8 мм 184,8 мм |
||||
Проверочный расчет |
|||||||
Параметр |
Допустимые значения |
Расчет. значения |
Примечания |
||||
Контактные напряжения, Н/мм2 |
420 |
408,3 |
Недогр.2,7% |
||||
Напряжения изгиба, Н/мм2 |
Шестерни |
162,2 |
82,15 |
||||
Колеса |
150 |
81 |
Схема цепной передачи приведена на рисунке 2.
Рис. 2. Геометрические параметры цепной передачи
1. Определяем шаг цепи р, мм
, где Т1 вращающий момент на ведущей звездочке;
Кэ коэффициент эксплутации,
Кэ=КДКсКχКрегКр=11,511,251,25=2,34
z1 число зубьев ведущей звездочки
z1=29-2u=29-23,7821
v число рядов цепи;
- допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/мм2: =23
2. Определяем число зубьев ведомой звездочки:
z2=z1u=213,78=79
3. Определяем фактическое передаточное число передачи
;
4. Определяем оптимальное межосевое расстояние а, мм. Из условия долговечности цепи а=(30…50)р, где р- стандартный шаг цепи. Тогда ар=а/р=30…50 межосевое расстояние в шагах. Принимаем ар=40.
5. Определяем число звеньев цепи lp:
6. Уточнить межосевое расстояние ар в шагах:
7. Определим фактическое межосевое расстояние:
а=арр=39,9325,4=1014,3 мм
Определим монтажное межосевое расстояние с учетом провисания цепи:
ам=а0,995=1009,2 мм
8. Определим длину цепи:
l=lpp=13225,4=3352,8 мм
9. Определяем параметры звездочек, мм. Полученные данные сводим в таблицу.
Таблица 9 Основные геометрические параметры звездочек
Параметр |
Ведущей |
Ведомой |
|
Диаметр |
Делительный, мм |
170,4 |
638,9 |
Вершин зубьев, мм |
178,4 |
644,4 |
|
Впадин зубьев, мм |
164,8 |
635,4 |
|
Ширина венца |
16 |
16 |
1. Проверим частоту вращения ведущей звездочки
;
Условие выполняется.
2. Проверим число ударов цепи о зубья звездочек U, с-1 ; ;
Условие выполняется.
3. Определяем окружную силу, передаваемую цепью, Н.
4. Проверим давление в шарнирах цепи:
5. Проверим прочность цепи: ; ;
Таблица 10.
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
|||
Межосевое расстояние, а |
1014,3мм |
Диаметр делительной окружности звездочек: ведущей ведомой |
170,4 мм 638,9 мм |
|||
Тип цепи |
ПР-25,4-6000 |
|||||
Длина цепи, мм |
3352,8 мм |
|||||
Число звеньев:
|
132 |
Диаметр окружности вершин звездочек: ведущей ведомой |
178,4 мм 644,4 мм |
|||
Число зубьев звездочки: Ведущей Z1: Ведомой Z2: |
21 79 |
Диаметр окружности впадин звездочек: ведущей ведомой |
164,8 мм 635,4 мм |
|||
Параметр |
Допускаемые значения |
Расчетные значения |
Примечания |
|||
Частота вращения ведущей зв |
590,55 |
317,8 |
||||
Число ударов цепи |
20 |
3,4 |
||||
Коэффициент запаса прочности |
8,9 |
9,4 |
В проектируемом приводе конструируется цилиндрический редуктор с косым типом зубьев. Схема нагружения валов цилиндрического редуктора приведена на рисунке 3.
Рис 3. Схема нагружения цилиндрического редуктора.
Определим силы действующие в зацеплении:
Окружная сила
Радиальная сила
Осевая сила
В проектируемом приводе применяется открытая цепная передача, определяющая консольную нагрузку на выходной конец тихоходного вала. Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтой, соединяющей двигатель с редуктором.
Определим консольные силы действующие на выходные концы валов редуктора:
Силы действующие со стороны муфты:
Силы действующие со стороны цепной передачи:
В проектируемом редукторе применяем термически обработанную среднеуглеродистую сталь 40, одинаковую для быстроходного и тихоходного валов (механические характеристики стали приведены в таблице 11).
Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения, не учитывая напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменчивость напряжения во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяем заниженное:
;
Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.
Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр и длину.
Быстроходный вал:
Рис. 4. Эскиз быстроходного вала.
Диаметр под полумуфту:
Длина вала под полумуфту: l1=1,5d1=1,524=36мм
Диаметр под подшипник:
d2=d1+2t=24+22,2=28,430 мм
Длина участка вала под уплотнение и подшипник: l2=1,5d2=1,530=45 мм
Диаметр вала под шестерню: d3=d2+3,2r=30+3,22=36,440 мм
Длина вала под шестерню определяется графически.
Тихоходный вал:
Рис. 5. Эскиз тихоходного вала.
Диаметр под коническую шестерню:
Длина вала под коническую шестерню: l1=1,5d1=1,53845 мм
Диаметр под уплотнительную манжету и подшипник:
d2=d1+2t=38+22,550 мм
Длина участка вала под уплотнение и подшипник: l2=1,5d2=1,550=75 мм
Диаметр вала под колесо: d3=d2+3,2r=50+3,22,5=5860 мм
Длина вала под колесо определяется графически.
Диаметр вала под упорный буртик: d4=d3+3f=60+31,6=64,865 мм
Длина упорного буртика определяется графически.
Выбор наиболее рационального типа подшипника 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.
Рассчитанные размеры ступеней и параметры выбранных подшипников сводим в таблицу 11.
.
Таблица 11 Материал валов, размеры ступеней, подшипники
Вал (материал сталь40 в=700Н/ мм2 т=400Н/ мм2 -1=300Н/ мм2) |
Размеры ступеней, мм |
Подшипники |
|||||||
d1 |
d2 |
d3 |
d4 |
Типоразмер |
dxDxB (мм) |
Динамическая грузоподъемность, Сr, кН |
Статическая грузоподъемность, Соr, кН |
||
l1 |
l2 |
l3 |
l4 |
||||||
Быстроходный |
24 |
30 |
40 |
- |
Шариковые радиальные однорядные |
206 |
30х62х16 |
19,5 |
10,0 |
36 |
45 |
- |
|||||||
Тихоходный |
38 |
50 |
60 |
65 |
210 |
50х85х19 |
33,2 |
18,6 |
|
45 |
75 |
Расчет реакций в опорах быстроходного вала
Из условия равенства нулю моментов сил в опорах А и В имеем:
В плоскости ХОZ
Определяем опорные реакции, Н:
Произведем проверку:
В плоскости УOZ
Определяем опорные реакции, Н:
Произведем проверку:
Суммарные реакции опор:
Рис. 6 Эпюры крутящих и изгибающих моментов действующих на быстроходном валу
Расчет реакций в опорах тихоходного вала
Из условия равенства нулю моментов сил в опорах А и В имеем:
В плоскости ХОZ
Определяем опорные реакции, Н:
Произведем проверку:
В плоскости УOZ
Определяем опорные реакции, Н:
Произведем проверку:
Суммарные реакции опор:
Рис. 7 Эпюры крутящих и изгибающих моментов действующих на тихоходном валу
N=1430 об/мин; d=30 мм; L10ahmin=30000 ч.
Выбираем подшипник марки 206 выписываем : Сr=19500 H;
Эквивалентная нагрузка: РE=(VXРr+YFa) КБКТ
Отношение этой величине соответствует е=0,21
Отношение ,тогда Х=0,56; Y=2
Для данной опоры эквивалентная нагрузка составляет при КБ=1,1; КТ=1
РE=(VXРr+YFa) КБКТ=(0,561080,5+2236)1,11=1185 Н
Расчетная долговечность более нагруженного подшипника при а23=0,7
Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке :
Условие выполняется.
N=317,8 об/мин; d=50 мм; L10ahmin=30000 ч.
Выбираем подшипник марки 210 выписываем: Сr=35100 H;
Эквивалентная нагрузка: РE=(VXРr+YFa) КБКТ
Отношение этой величине соответствует е=0,19
Отношение
Находим нагрузки при КБ=1,1; КТ=1
RE= Rr1КБКТ=4800Н;
Расчетная долговечность более нагруженного подшипника при а23=0,7
Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке :
Условие выполняется.
Основные размеры и эксплутационные характеристики подшипников
Таблица 12
Вал |
Подшипник |
Размеры dxDxT, мм |
Динамическая грузоподъемность, Н |
Долговечность, ч |
|||
Предварительно принятый |
Выбран окончательно |
Сrp |
Cr |
L10h |
Lh |
||
Б |
206 |
206 |
30х62х16 |
17520 |
19500 |
91610 |
30000 |
Т |
210 |
210 |
50х90х23 |
31546 |
35100 |
37727 |
30000 |
Принимаем допускаемые напряжения смятия ,
Рис. 8 Схема шпоночного соединения
Определим напряжения смятия в шпоночном соединении муфты и ведущего вала, размеры шпонки bxhxlxt1=8x7x20x4:
Определим напряжения смятия в шпоночном соединении колеса и тихоходного вала, размеры шпонки bxhxlxt1=16x10x15x5,5:
а
Определим напряжения смятия в шпоночном соединении звездочки и тихоходного вала, размеры шпонки bxhxlxt1=10x8x35x5:
Все условия выполняются.
В проектируемом одноступенчатом редукторе наметилось два опасных сечения: одно под шестерней на быстроходном валу, второе под подшипником опоры тихоходного вала.
Быстроходный вал
Определим напряжения в опасном сечении вала - шестерня.
Нормальное напряжение
, где
W=
Касательное напряжение
,где
W=
Определим коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:
, где
Кσ = 1,5 , df1=36,8; d3=36
Кd =0,74 ( Сталь 40) КF=1,0
, где
Кτ =1,35 Кd =0,74 ( Сталь 40) КF=1,0
Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала:
, где σ-1 = 300 Н\мм2
, где
τ-1 = 0,58 σ 1 = 0,58 ∙ 300 =174
Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Определим общий коэффициент запаса прочности
15,6 >[s] =1,6….2,1 Условие прочности выполняется .
Тихоходный вал
Определим напряжения в опасном сечении вала.
Нормальное напряжение
, где W=0,1d3
Касательное напряжение
,где W=0,2d3
Определим коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:
, где
Кd =0,75 (Сталь 40) КF=1,0
, где
Кd =0,75 (Сталь 40) КF=1,0
Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала:
, где σ-1 = 300 Н\мм2
, где
τ-1 = 0,58 σ 1 = 0,58 ∙ 300 =174
Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Определим общий коэффициент запаса прочности
5,71 >[s] = 1,6…2,1 Условие прочности выполняется
Для передачи крутящего момента от двигателя к редуктору применяем упругую втулочно-пальцевую муфту.
Данные муфты предназначены для соединения валов с небольшим радиальным смещением, они допускают осевое и угловое смещение соединяемых валов. Полумуфты изготовляют из стали 35, материал пальцев- металлический стержень покрытый резиной с пределом прочности при разрыве не менее 10 Н/мм2.
Рис.9 Упругая втулочно-пальцевая муфта.
Выбранная муфта выдерживает крутящий момент Т=125 Нм и угловую скорость =480 с1, и допускает радиальное смещение валов в пределах 0,3 мм и угловое не более 1 о30 1.
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, а так же для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и для лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежное смазывание.
Для смазывания передач проектируемого редуктора применяем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы часть зубчатого венца колеса была в него погружены. При вращении колеса масло увлекается зубьями колеса, разбрызгиваясь по элементам редуктора смазывая их, и стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпус деталей.
Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.
Для проектируемого редуктора применяем масло марки И-Г-А-46
Обозначение масла: индустриальное ( И ) для тяжелонагруженных узлов; ( Г ) для гидравлических систем; ( А ) масло с антиокислительными, антикоррозионными и противоизносными свойствами, четвертый (число) класс кинематической вязкости.
Подшипники смазывают тем же маслом что и детали передач. Стекающее с колес, стенок корпуса масло по специальным каналам попадает в подшипники.
Определим массу редуктора:
где- коэффициент заполнения, =0,45;
- плотность чугуна;
V- условный объем редуктора, V=12480000 мм3.
Определим критерий технического уровня редуктора:
Спроектированный редуктор относится к среднему техническому уровню.
1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя; В 3 Т. 6-е изд., перераб. в доп. М.: Машиностроение, 1982.
2.Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов в деталей машин: Учеб. пособие. 4-е изд., перераб. в доп. М.: Высш.шк., 1985.
3.Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Н. Решетова. М.: Машиностроение, 1979.
4. Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов. М.:Высшая школа, 1980.
5. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Калининград.: Янтарный сказ, 1999г.
А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать | |||
882. | Вычисление определенного интеграла методом Симпсона | 169 KB | |
Реализовано вычисление определенного интеграла заданной функции методом Симпсона с заданной точностью. Предусмотрено сохранение и загрузка рабочих параметров программы. Алгоритм вычисления по формуле Симпсона. | |||
883. | Основы теории изобразительной грамоты | 172.5 KB | |
Академический рисунок как методическая система обучения изобразительному искусству. Вспомогательные линии построения формы. Методическая последовательность работы над рисунком натюрморта. Закономерности построения формы тоном. | |||
884. | Теорія ігор | 255.5 KB | |
Навчитись графічно розв’язувати задачі з теорії ігор та обирати найкращі альтернативи за різними критеріями при певному значенні критерію оптимізму. | |||
885. | Определение ускорения свободного падения при помощи универсального маятника | 130 KB | |
Определение ускорения свободного падения при помощи универсального маятника. Абсолютная погрешность ускорения свободного падения. Окончательный результат с записью средних абсолютных погрешностей косвенных измерений. | |||
886. | Совершенствование государственной поддержки малого и среднего бизнеса в России | 678 KB | |
Теоретические основы развития малого и среднего бизнеса в Российской Федерации. Роль малого и среднего бизнеса в развитии территории региона. Налоговая политика государства в отношении малого и среднего бизнеса: история и современное состояние. Развитие малого и среднего бизнеса в Ростовской области. | |||
887. | Разработка и реализация управленческих стратегий | 174.5 KB | |
Особенности и правила разработки управленческой стратегии. Анализ внутренней и внешней среды предприятия в диагностике проблем в процессе разработки и реализации управленческой стратегии (на примере предприятия). Предложения по разработке и реализации управленческой стратегии в предприятии. | |||
888. | Охорона праці в галузі | 466.5 KB | |
Зміст домашніх завдань та методичні рекомендації з виконання домашнього завдання. Вплив людини як біологічного об'єкту. Інформація про стан машини, що обробляється людиною. Значення світлової характеристики світлових прорізів при бічному освітленні. | |||
889. | Теорія алгоритмів | 173.5 KB | |
Введення до теорії алгоритмів. Сучасний погляд на алгоритмізацію. Основні алгоритмічні конструкції. Модульна структура програмних продуктів. | |||
890. | Расчёт рекуператора | 147 KB | |
Определение расхода продуктов сгорания через рекуператор. Определение среднеарифметических температур воздуха и продуктов сгорания. Определение коэффициента теплоотдачи от продуктов сгорания к стенке. Определение действительной скорости воздуха и продуктов сгорания. | |||