85631

Расчет и выбор посадок типовых соединений

Курсовая

Производство и промышленные технологии

В соответствии с выбранными посадками подшипника на вал и в корпус по ГОСТ 25347 - 82 на поля допусков цилиндрических соединений устанавливаются предельные отклонения на размер вала по системе отверстия и на размер отверстия в корпус по системе вала.

Русский

2015-03-28

454.5 KB

2 чел.

Оглавление

[1] Оглавление

[2]
1. ГРАФИЧЕСКОЕ ИЗОБРАЖЕНИЕ ПОЛЕЙ ДОПУСКОВ И РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ПОСАДОК ГЛАДКИХ СОЕДИНЕНИЙ.

[3] ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ Номинальный диаметр D=50мм;

[3.1] Посадки в СА для соединения ø50 в шестом квалитете:      Таблица 1.1

[3.2] Посадки в СВ для соединения ø50 в седьмом квалитете:               Таблица 1.2

[3.3]                                                                 

[3.4] 1.3  Пример расчета посадки ø:

[3.4.0.1]  

[3.4.0.2]  

[3.4.0.3]     (4.8)                                             

[3.4.0.4]    (4.9)

[3.4.0.5] Рисунок 5. Схема расположения полей допусков калибра – пробки для контроля отверстия Dн=80мм.

[3.5] 5. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ.

[3.5.0.1] 5.1. Исходные данные:


1. ГРАФИЧЕСКОЕ ИЗОБРАЖЕНИЕ ПОЛЕЙ ДОПУСКОВ И
 РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ПОСАДОК ГЛАДКИХ СОЕДИНЕНИЙ.

1.1 Исходные данные:

ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ Номинальный диаметр D=50мм;

  •  Основная посадка в системе отверстия (СА) H7;
  •  Основная посадка в системе вала (СВ) h7;

1.2 Определение предельных размеров допусков зазоров и натягов.

Посадки в СА для соединения ø50 в шестом квалитете:      Таблица 1.1

Посадки

Отклонение, мкм

Предельные  размеры, мкм

Допуск, мкм

Зазор, мкм

Натяг, мкм

Допуск  посадок,

D

d

D

d

D

d

S

N

T

ES

EI

es

ei

Dmax

Dmin

dmax

dmin

TD

Td

Smax

Smin

Sср

Nmax

Nmin

Nср

Ts 

 TN ,мкм

Ts

TN мкм

+25

0

-9

-25

50,025

   50

49,991

49,975

25

 16

50

9

29,5

-

-

-

 41

0,041

+25

0

+33

+17

50,025

50

50,033

50,017

25

16

8

-

-

33

-

-

41

0,041

+25

0

+42

+26

50,025

50

50,042

50,026

25

16

-

-

42

1

21,5

41

0,041

Посадки в СВ для соединения ø50 в седьмом квалитете:               Таблица 1.2

Посадки

Отклонение, мкм

Предельные  размеры, мкм

Допуск, мкм

Зазор, мкм

Натяг, мкм

Допуск  посадок,

D

d

D

d

D

d

S

N

T

ES

EI

es

ei

Dmax

Dmin

dmax

dmin

TD

Td

Smax

Smin

Sср

Nmax

Nmin

Nср

Ts 

 TN ,мкм

Ts

TN мкм

+64

+25

0

-25

50,064

 50,025

50

49,975

39

25

89

25

57

-

-

-

64

0,064

К8h7

+12

-27

0

-25

50,012

49,973

    50

49,975

39

25

37

-

-

27

-

-

64

0,064

R8

h 7

-34

-73

0

-25

49,966

49,927

50

49,975

39

25

-

-

-

73

9

 41

64

0,064

                                                                

1.3  Пример расчета посадки ø:

а) Определяем предельные отклонения вала и отверстия:

ЕS = +0,025                           es = -0,009

EI = 0                                       ei = -0,025

.

б) Определяем предельные размеры вала и отверстия:

Dmax = Dн + ES = 50+0,025 = 50,025 мм;       (1.1)

Dmin = Dн + EI = 50+0 = 50 мм;        (1.2)

dmax = dн + es = 50-0,009= 49,991мм;       (1.3)

dmin = dн + ei =50-0,025=49,975мм       (1.4)

где  Dн, dн – номинальные  размеры  отверстия  и  вала, мм;

       ES, es – верхнее отклонение отверстия и вала, мм;

      EI,  ei – нижнее отклонение отверстия и вала, мм.

в) Определение величин допусков отверстия и вала:

 ТD = Dmax – Dmin = ES - EI=0,025-0 = 0,025 мм;     (1.5)

Td = dmax – dmin = es – ei =-0,009 –(-0,025) = 0,016 мм.     (1.6)

г) Определение зазоров в соединении:

Smax= Dmax – dmin = ES – ei= 0,025 +0,025 = 0,050 мм;     (1.7)

Smin = Dmin  – dmax =EI - es = 0 + 0,009 = 0,009 мм;      (1.8)

Sср = (Smax+Smin)/2 = (0,050 + 0,009)/2 = 0,295мм.      (1.9)

д) Определение допуска посадки:

Тs = Smax Smin = 0,050 – 0,009 = 0,041мм;       (1.10)

TN = Nmax Nmin = TD + Td =0,025+0,016=0,041мм.     (1.11)

е) Определение натягов:

Nmax=es-EI;           (1.12)
Nmin=ei-ES;           (1.13)
Ncp=(Nmax+Nmin)/2.          (1.14)

Аналогично  рассчитываем  параметры  других  посадок.


2. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДКИ С ЗАЗОРОМ.

2.1. Исходные данные:

  •  D = 60 мм = 0,06 м  - номинальный диаметр подшипника;
  •  L = 80 мм = 0,08 м - длина подшипника;
  •  Масло – инд. 50;
  •  ή= 0,040 - динамический коэффициент вязкости масла;
  •  Рн = Р = 2000 Н - нагрузка на цапфу;
  •  n = 800 об/мин;
  •   - угловая скорость вала.

2.2. Определяем среднее удельное давление в подшипнике:

                                           q =  = Н/мм,                                     (2.1)

2.3. Определяем значения произведения:

               ,           (2.2)

2.4. Определяем наивыгоднейший зазор.

Наивыгоднейший тепловой режим работы подшипника при наименьшем коэффициенте трения наступает при установившемся движении, когда .  Подставляя значение  в формулу (2.2), получим наивыгоднейший зазор:

 

                                   ,                   (2.3)

2.5.  Расчетный зазор, по которому выбираем посадку, определяем по формуле:

 

                                ,                    (2.4)

где, - шероховатость поверхностей вала и отверстия по ГОСТ-2789-73, которая принимается   и  .

2.6. Чтобы большая часть подвижных соединений при сборке имела зазор, близкий к расчетному, при выборе стандартной посадки необходимо равенство:

                                                    

Расхождение допускается не более .  Выбирать посадку H/h и H/a не рекомендуется.

Выбираем посадку из справочников и строим схему положения полей:

 

                                        ,                                     (2.5)

                                                       

   

ø

 

2.7. Выбранную посадку проверим на наименьшую толщину масленой пленки , при котором обеспечивается жидкостное трение:

         .   (2.6)

Для обеспечения жидкостного трения нужно соблюдать условие:

hminRz1+ Rz2

            Условие соблюдается, значит посадка выбрана верно.

          3. РАСЧЕТ И ВЫБОР НЕПОДВИЖНОЙ ПОСАДКИ.

Величина натяга в неподвижном соединении должна обеспечивать:

  •  прочность неподвижных соединения, т. е. гарантировать относительную неподвижность вала и отверстия;
  •  прочность деталей, образующих неподвижное соединение, т. Е. при сборке соединения детали не должны разрушаться.

Исходя из этих условий производим расчет и выбор посадки.

3.1. Исходные данные:

  •  d = 40 мм = 0,04м;
  •  d1= 0мм;
  •  d2= 80мм = 0,08м;
  •  l = 60мм = 0,06м; 
  •  Мкр=0,4 3Нм;
  •   Сталь 45.

3.2. Удельное давление на сопрягаемых поверхностях неподвижного соединения определяем в зависимости от вида нагрузки:

- при действии крутящего момента Мкр, Нм

                                   Р = = ,              (3.1)

где d – номинальный размер соединения, м;

      L – длина соединения, м.

       Мкр – крутящий момент, Нм;

      Рос – осевая сила, Н;

       f  - коэффициент трения, f = 0,15.

3.3. Наименьший натяг в соединении определяем на основании зависимостей известных из решения задачи Лемы для толстостенных цилиндров:

        (3.2)

где Е1 и Е2 = 2·10-11Н/м2 - модули упругости материала вала и отверстия для стали

       С1 и С1- коэффициенты, определяемые по формуле:

С1  = μ1 =

                                                                                                                                  (3.3)                                                                     

С2 = + μ2 =   (3.4)

где μ1 и μ2 - коэффициенты Пуассона для материала вала и отверстия (для стали ).

3.4. Расчетный натяг, по которому выбираем посадку, определяют по формуле:

                                    (3.5)

        Величины и - шероховатость поверхностей вала и отверстий по ГОСТ 2789 – 73,  которая принимается  и  .

3.5. Выбор стандартной посадки производим из условия относительной неподвижности соединяемых деталей:

Nmin стандNрасч

                                                          

Посадка              

 

 

3.6.  Посадку проверяем на прочность деталей при наибольшем натяге. Определим удельное давление, возникающее при наибольшем натяге выбранной посадки:

     .   (3.6)

3.7.  Возникающие при этом напряжение в охватывающей (отверстие) и охватываемой (вал) детали будут соответственно равны:

                                    (3.7)      

                                                                                                                                     

                                     (3.8)

3.8.  Если σ1 и σ2  меньше предела текучести материала деталей соединения, т. е. σ1<σT1  и  σ2<σT2,  то посадка выбрана правильно.

                                                      .           

                                          

                                          

Посадка  выбрана правильно.

4. РАСЧЕТ ИСПОЛНИТЕЛЬНЫХ РАЗМЕРОВ ГЛАДКИХ ПРЕДЕЛЬНЫХ КАЛИБРОВ.

Исполнительными размерами калибров называют размеры, которые проставляются на рабочих чертежах калибров, т. е. размеры, по которым должны изготовляться новые калибры

         

4.1. Исходные данные:      ø

 

4.2. Для заданной посадки определяем предельные отклонения и предельные размеры деталей соединения по ГОСТ 25346-89 или по ГОСТ 25347-82.

                                    ЕS = -0,039мм;                           es = 0мм;

                                   EI = -0,064мм;                             ei = -0,016мм;

                                  Dmax= 39,961мм;                         dmax= 40мм;

                                 Dmin= 39,936мм.                          dmin= 39,984мм.

 

 

                 

.4.3. Определяем допуски и отклонения калибров.

Размеры для калибра – пробки:

  •  H = 4мкм = 0,004мм;
  •  y = 3мкм = 0,003мм;
  •  z = 3,5мкм = 0,0035мм;
  •  мм.

Размеры для калибра – скобы:

  •  H1 = 4мкм = 0,004мм;
  •  Y1 = 3мк = 0,003мм;
  •  Z1 = 3,5мкм = 0,0035мм;
  •  Hр = 1,5мкм = 0,0015мм;
  •  мм.

4.4. Определяем предельные размеры для калибра - пробки:

                

  (4.1)

  (4.2)

                                                             (4.3)

    (4.4)

                       (4.5)

4.5. Определяем предельные размеры для калибра - скобы:

  (4.6)

   (4.7)

    (4.8)                                             

   (4.9)

                              (4.10)

4.6. Определяем контрольные калибры для контроля скоб:

                              

              (4.11)

    (4.12)

  (4.13)

Рисунок 5. Схема расположения полей допусков калибра – пробки для контроля отверстия Dн=80мм.

Рисунок 6. Схема расположения полей допусков калибра – скоб для контроля отверстия dн=40мм.

5. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ.

5.1. Исходные данные:

  •  №  подшипника 304;
  •  Нагрузка Рн = 0,8кН;
  •  Класс точности – 0.

5.2. По номеру подшипника устанавливаем его техническую характеристику из таблиц ГОСТ 8338 – 75, которая содержит габаритные размеры:

  •  Наружный диаметр D = 52мм;
  •  Внутренний диаметр d = 20мм;
  •  Ширина кольца В = 15мм;
  •  Радиус фаски r =2,0мм.

Установочные размеры сопрягаемых с подшипником деталей:

  •  Диаметр заплечика вала d2min= 26,5мм;
  •  Диаметр заплечика корпуса D2max= 45мм;

5.2 По характеру нагрузки подшипника в зависимости от вращения вала или корпуса определяем интенсивность радиальной нагрузки на посадочной поверхности циркуляционного кольца по формуле:

                                     кН/м2            (5.1)

 

где РR - радиальная нагрузка на опору, кН;

       b - рабочая ширина посадочного места, м (b=B-2r);

Найдем ширину посадочного места b:

                                             b = В - 2r = 15 - 2 · 2 = 11м.                  (5.2)

        r – радиус скругления кромок отверстия внутреннего кольца;

      - динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки;

      - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе;

      - коэффициент, неравномерности распределения радиальной нагрузки FR  между рядами роликов в двурядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки FA на опору.

Для расчета примем вращение вала.

       5.3. По величине  определяем посадку для циркуляционно-нагруженного кольца подшипника:

 

                                                Ø20.

.

                                                

 

 Рисунок 5. Схема расположения полей допусков соединения внешнего кольца подшипника и вала (СВ).

                                     

                                    ,                  (5.3)

                                                           (5.4)

5.3. Определяем посадку для места наружного кольца подшипника в корпус:

                                                    Ø52.

Рисунок 5.1 Схема расположения полей допусков соединения наружного кольца подшипника с корпусом (СВ).

5.4.  В соответствии с выбранными посадками подшипника на вал и в корпус по ГОСТ 25347 - 82 на поля допусков цилиндрических соединений устанавливаются предельные отклонения на размер вала по системе отверстия и на размер отверстия в корпус по системе вала.

                                                    

                                                              Smax = 43мкм,    

5.5 Определение среднего значения начального зазора:

                                              мкм                   (5.5)

5.6. Определяем значение приведенного среднего диаметра беговой дорожки циркуляционно-нагруженного кольца подшипника:

                                               мм                  (5.6)

где  - приведенный диаметр внутреннего кольца, мм;

      - внутренний диаметр подшипника, мм;

      - наружный диаметр подшипника, мм.

5.7. Определяем величину диаметральной деформации беговой дорожки циркуляционно-нагруженного кольца после посадки его на сопрягаемую деталь с натягом:

                                             мкм                   (5.7)

                                           мкм                 

где -эффективный (действительный) натяг, мкм.

5.8. По величине диаметральной деформации циркулярного нагруженного кольца определяем посадочный зазор  подшипника после посадки его на вал или в корпус.

                                             мкм                        (5.8)

                                             мкм

Выбираем подшипник из стандартного ряда.

6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКОВ И ПРЕДЕЛЬНЫХ РАЗМЕРОВ РЕЗЬБОВОГО СОЕДИНЕНИЯ.

6.1.Исходные данные:

  •  М36×2 - .

6.1. Определяем шаг резьбы. Резьбовое соединение с мелким шагом ø36  Р = 2 мм - шаг резьбы.

6.2. Определяем номинальные размеры наружного, среднего и внутреннего диаметров по ГОСТ24705 - 81.

- наружный диаметр болта и гайки;

Средний диаметр болта и гайки:

                               мм                   (6.1)

Внутренний диаметр болта и гайки:

                   мм                     (6.2)

6.3. Определяем отклонения и допуски на размеры резьбового соединения по ГОСТ 16093 - 81 для посадки с зазором.

Наружная резьба (болт)

Наружный диаметр d = 36мм;                     Внутренний диаметр d1 =33,835 мм;

Верхнее отклонение es = 0мкм;      Верхнее отклонение еs = 0мкмм

Нижнее отклонение еi = -0,180мкм;        Нижнее отклонение еi = не норм.

Допуск Тd =0,180мкм.                                          Допуск Тd =не норм.

         Средний диаметр d2 = 34,701мм;

                                        Верхнее отклонение еs =  0мкм;

                                        Нижнее отклонение еi = -0,106мкм;

                                        Допуск Тd = 0,106мкм.

Внутренняя резьба (гайка)

Наружный диаметр D = 36мм;                  Внутренний диаметр  D1 =33,835мм;

Верхнее отклонение ES = не норм.;      Верхнее отклонение ES = + 0,3мкм;

Нижнее отклонение  EI = 0мкм;            Нижнее отклонение ЕI = 0мкм;

Допуск ТD = не норм.                                     Допуск ТD = 0,3мкм.

                                       

                                        Средний диаметр D2 =34,701мм;

                                        Верхнее отклонение ES = + 0,180мкм;

                                        Нижнее отклонение ЕI = 0 мкм;

                                        Допуск ТD =0,180мкм.

6.4. По отклонениям подсчитываем предельные размеры наружного, внутреннего и среднего диаметра резьбового соединения и заносим в таблицы  раздельно для болта гайки.

Таблица 6.1.Предельные размеры болта наружной резьбы

Болт

Наружный диаметр

Внутренний диаметр

Средний диаметр

d,  мм

d1, мм

d2, мм

Номинальный диаметр dн 

36

34,701

33,835

Наибольший диаметр dmax

36

34,701

33,835

Наименьший диаметр dmin

35,82

34,541

-

Таблица 6.2.Предельные размеры гайки внутренней резьбы

Гайка

Наружный диаметр

Внутренний диаметр

Средний диаметр

D,  мм

D1, мм

D2, мм

Номинальный диаметр Dн 

36

34,701

33,835

Наибольший диаметр Dmax

-

34,881

34,135

Наименьший диаметр Dmin

36

34,701

33,835

7. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКОВ И ПРЕДЕЛЬНЫХ РАЗМЕРОВ ДЛЯ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ.

7.1. Исходные данные:

  •  Диаметр вала – D =12мм;
  •  Длина шпонки  l = 25мм;
  •  Исполнение - 2;
  •   Соединение – нормальное

7.1. По ГОСТ 23360 – 78 «Шпонки призматические. Размеры, допуски и посадки» в зависимости от диаметра шпоночного соединения определяем номинальные размеры: на ширину шпонки b, мм; на высоту шпонки h, мм; на глубину паза вала t1, мм; на глубину паза втулки t2, мм:

b = 4мм – ширина шпонки;

h  = 4мм – высота шпонки;

t1 = 2,5мм – глубина паза вала;

t2 = 1,8 мм – глубина паза втулки.

 

7.2. Определяем предельные размеры для несопрягаемых размеров по ГОСТ 23360 – 78:

  •  Высота шпонки ;
  •  Длина шпонки ;
  •  Длина паза вала .

Определяем отклонения для глубины паза на валу и на втулке:

  •  Отклонение глубины паза вала:  мм;
  •  Отклонение глубины паза во втулке: мм;

 

7.3. Определяем предельные отклонения на размер шпонки, пазов на валу и втулке по ширине b при свободном соединении:

  •  Ширине шпонки  ;
  •  Паз на валу по ширине шпонки ;
  •   Паз во втулке по ширине шпонки .

7.4. Строим схему расположения полей допусков по ширине шпонки:

Рисунок 7. Схема расположения полей допусков на ширину шпонки.

8. РАСЧЕТ ТОЧНОСТИ РАЗМЕРОВ, ВХОДЯЩИХ В РАЗМЕРНЫЕ ЦЕПИ.

8.1. Исходные данные:

  •  Исходное звено размерной цепи А= 1мм;
  •  Составляющее увеличивающее звено размерной цепи  А1 = 61мм.

8.1. Составляем размерную цепь и рассчитываем номинальные размеры неизвестных звеньев. Определяем увеличивающие и уменьшающие звенья.

Рисунок 8. Схема размерной цепи.

8.2. Определяем номинальные размеры составляющих звеньев размерной цепи по формуле:

           ,                                       (8.1)

где  - исходное звено размерной цепи, мм;

      - составляющее увеличивающее звено размерной цепи, мм;

       - количество увеличивающих звеньев размерной цепи, мм;

      - составляющее увеличивающее звено размерной цепи, мм.

       - общее количество звеньев размерной цепи, включая и исходное.

                                    ;

                                        ;

                                                          

8.3. Определяем допуск замыкающего звена.

                                        ТА= ЕS - EI = 110 - (- 800) = 910мм.

                 i1=1,86 мкм                                          i5=1.31 мкм

                 i2=1,86 мкм                                          i6=0.73 мкм

                 i3=0.73 мкм                                          i7=1.56 мкм

                 i4=0.90 мкм      

8.4.Найдем аm:

                                  ,                                (8.4)

где  

8.5. Квалитет IT = 11

По квалитету определяем стандартные допуски размеров составляющих звеньев:

                         ТА1=190 мкм                              ТА4=90 мкм

                         ТА2=190 мкм                              ТА5=130 мкм

                         ТА3=75 мкм                                ТА6=75 мкм

                                                                              ТА7=160 мкм

8.6. Проверяем правильность назначения допусков:

                                                        

ТА≥ ∑ТАi

                                                    910 910

Условия выполняется допуск и отклонения на все размеры назначены верно.


Smin
=0,100

ES=+0,046

 H8

EI=0

Dmin=60

Smax=0,220

es=-0,1

  

  d9

Dн=dн=60

Dmax=60,046

ei=-0,174

dmax=59,9

dmin=59,826

Рисунок 2.1 Схема расположения полей допусков.

Рисунок 3.1 схема неподвижного соединения

es=0,054

dmin=40,43

dmax=40,054

Dmin=40

Dmax=40,016

ES=0,016

ei=-0,043

Nmin=0,027

Nmax=0,054

 H6

  s5

EI=0

Рисунок 3.2 Схема расположения полей допусков в системе отверстия

Dn=dn=40

es=0

 h6

ES=-0,039

Dн=dн=40

ei=-0,016

  

  Т7

Dmax=80

Dmin=39,984

dmax=39,961

dmin=39,946

EI=-0,064

Рисунок 4. Схема расположения полей допусков

0

Dmт  =39,936

Т 7

 P - HE

         P - ПР

N

Н

Н

P – ПРmin

+0

0

P – ПРиз

P - ПРmax  =60,0155

0

Dmax =39,961

dmax=40

z1

H1

H1

Hp

Hp

Hp

dmin=39,984

       К -НЕ

      Р - НЕ

       Р - ПР

       К - ПР

      К - ПРиз

h 6

Nmax=0,0075555

es=+0,0065

Smax=0,0065

Js6

ES=0

0

Dн=dн=20

L0

EI=-0,001

ei=-0,0065

    EI=0

Smax=0,010

es=0

l0

ei=-0,013

H7

    ES=0,003

Dн=dн=52

0

Smax=0,045

0

ei=-0,03

es=0

N9

h9

Dn=dn=12

   Js9

EI=-0,015

EI=0

ES=0,015

Smin =N min0,030

EI=-0,03

Nmax=0,015

  6           А          25            10               2              5

 А6            1             А5            А4                                  А3


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

79829. МИРОВОЙ ОПЫТ И СХЕМЫ ФИНАНСИРОВАНИЯ ИННОВАЦИЙ 45.5 KB
  Однако общепризнанно что кредитным ресурсам принадлежит ведущая роль в мировой практике финансирования инновационной сферы. в Кредитный союз Кредитный союз объединение нескольких нуждающихся в финансировании фирм создающих общий фонд финансирования и пользующихся им в качестве залога или резерва совместно по очереди. чиновников и часто используется для финансирования в небольших масштабах.
79830. МАЛЫЕ ФОРМЫ ОРГАНИЗАЦИИ ИННОВАЦИОННОЙ ДЕЯТЕЛЬНОСТИ 84.5 KB
  Обычно создание венчурной фирмы предполагает наличие трех условий: идеи нововведения предпринимателя готового на основе этой идеи образовать новую фирму и капитала. Поэтому в инновационной деятельности здесь принимают участие не только инновационные фирмы но и компании рискового капитала. В отличие от промышленного и банковского капитала рисковый капитал отличается рядом особенностей. Вкладчики капитала заранее соглашаются на возможность потери средств при неудаче финансовой фирмы в обмен на высокую норму прибыли в случае ее успеха.
79831. Анализ эффективности инвестиционных проектов 224.5 KB
  В условиях рыночных отношений в основе определения эффективности инвестиционного проекта должны лежать другие критерии и методы. С позиций финансового анализа реализация инвестиционного проекта может быть представлена как два взаимосвязанных процесса: процесс инвестиций в создание производственного объекта или накопление капитала и процесс получения доходов от вложенных средств. В случае производственных инвестиций интенсивность результирующего потока платежей формируется как разность между интенсивностью расходами в единицу времени...
79833. ПОНЯТИЕ И СУЩНОСТЬ ИННОВАЦИИ КАК СРЕДСТВА ЭКОНОМИЧЕСКОГО РАЗВИТИЯ 86 KB
  В ней речь шла о новых комбинациях изменений в развитии выходящих за рамки процесса обновления производства в замкнутом кругу обновления выше уровня простого воспроизводства. Ученый выделил пять типичных факторов обуславливающих новые комбинации в развитии производства и рынка. Использование новой техники новых технологических процессов или нового рыночного обеспечения производства. Изменения в организации производства и его материально-техническом обеспечении.
79835. КЛАССИФИКАЦИОННЫЕ ПОДХОДЫ К ГРУППИРОВКЕ И ОРГАНИЗАЦИИ ИННОВАЦИЙ 64 KB
  ИН структуры предприятия Целевые качественные или количественные изменения в выборе и использовании материалов сырья информации оборудования информации работников и других ресурсов Целевые изменения в производственных обслуживающих и вспомогательных процессах как по качеству так и по количеству а так же по организации и способу ее обеспечения. То есть изменения отдельных элементов и их взаимных связей в структуре предприятия как системе Целевые качественны или количественные изменения в результатах производственно хозяйственной...
79836. Анализ использования основных производственных фондов и производственных мощностей 218.5 KB
  Цели и задачи анализа использования основных производственных фондов При анализе использования основных производственных фондов решаются следующие задачи: изучение структуры состава и движения основных производственных фондов; их распределение по местам использования и назначения; оценка технического состояния фондов степени их обновления и технического совершенства; изучение эффективности использования основных производственных фондов; определение технического состояния машин и оборудования; оценка уровня использования производственной...