87035

Привод станка для шлифования пластин кремния

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Принцип работы данного механизма заключается в следующем: момент с вала двигателя передаётся через вал посредством муфты и выходного вала через червячную передачу на промежуточный вал. Далее посредством цилиндрической прямозубой передачи крутящий момент передаётся на выходной вал. Таким образом получаем значительное усиление крутящего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.

Русский

2015-04-13

1.11 MB

3 чел.

СОДЕРЖАНИЕ


1. Описание конструкции и работы механизма.

Привод станка для шлифования пластин кремния служит для придания вращения шлифовальному диску шлифовального станка. Конструктивно он состоит из двух основных составляющих: источника энергии и редуктора.

Редуктор представляет собой сочетание закрытой червячной передачи и следующей за ней открытой цилиндрической прямозубой передачи. Элементы передачи (колёса, червяк, валы и подшипники) помещены в корпус. Корпус состоит из основания и крышки.

Редуктор предназначен для передачи мощности и момента от двигателя к рабочей машине. При этом происходит понижение угловой скорости и увеличение крутящего момента.

Принцип работы данного механизма заключается в следующем: момент с вала двигателя передаётся через вал посредством муфты и выходного вала через червячную передачу на промежуточный вал. Далее посредством цилиндрической прямозубой передачи крутящий момент передаётся на выходной вал. Таким образом получаем значительное усиление крутящего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.

Надёжность, в том числе безотказность, ремонтопригодность, сохраняемость, долговечность и экономичность изделия следует обеспечить конструкцией деталей и соединений, выбором материалов, прочностными и точностными расчётами, технологичностью деталей и механизмов вцелом.

Принимается, что механизм будет работать в помещении при температуре 20±1°С, нормальном давлении, средней влажности, умеренной запыленности воздуха. Производство проектируемого механизма единичное, поэтому заготовку корпуса механизма (редуктора) можно принять цельную


2. Выбор двигателя.

Источником движущих сил являются электрические, пневматические, гидравлические и пружинные двигатели. По назначению двигатели подразделяются на приводные и исполнительные.

Расчетная мощность двигателя определяется на основании условия, что двигатель должен преодолевать на рабочем органе и в трущихся парах передаточного механизма силы сопротивления, обеспечивая при этом разгон всей системы в течение заданного промежутка времени,

Двигатель выбирают из справочника, в котором содержатся все его технические параметры. Исходными данными для выбора электродвигателя являются: расчетная мощность, которая должна соответствовать номинальной мощности двигателя по справочнику; эксплуатационные условия и требования, предъявляемые к двигателю. С увеличением частоты вращения двигателя его габариты, масса, момент инерции ротора и стоимость уменьшаются. Однако при этом, как правило, увеличивается общее передаточное отношение привода, для реализации которого необходимо большее число ступеней. Это увеличивает общий момент инерции системы и её стоимость.

Приведём основные расчетные соотношения.

Определяем потребляемую мощность по формуле:

,        (2.1)

где NВЫХ – заданная выходная мощность механизма, NВЫХ = 40 Вт;

– угловая скорость на выходном валу, рад/с;

        (2.2)

где n – частота вращения выходного вала, n = 50 об/мин;

рад/с

Тогда момент на выходном валу редуктора по формуле (2.1) будет равен:

Нм

Определяем мощность редуктора по формуле:

,        (2.3)

где – КПД редуктора.

Для двухступенчатого редуктора:

,       (2.4)

где ЧП – КПД червячной передачи, ЧП = 0,7

ЦП – КПД цилиндрической зубчатой передачи, ЦП =0,96

М – КПД, учитывающий потери в муфте, М =0,98

ПП – КПД пары подшипников качения, ПП = 0,995

Тогда общий КПД редуктора:

Мощность редуктора по формуле (2.3) будет равна:

Вт

Требуемую мощность двигателя определяем по формуле:

,       (2.5)

Вт

Из справочника выбираем электродвигательДП150-90-3-24-IМ3081-С22-Р13 ТУ 16-524,638-84 – двигатель постоянного тока, наружный диаметр 150 мм, номинальная мощность 90 Вт, частота вращения вала 3000 об/мин, напряжение питания 24 В, конструктивное исполнение IМ3081, электрическое С22-Р13, климатическое УХЛ2, вращение правое. Технические характеристики двигателя приведены в таблице 2.1, а геометрические в таблице 2.2.

Таблица 2.1

Технические характеристики электродвигателя

n, об/мин

МНОМ, Нм

Р, Вт

I (A) при U, В

3000

0,286

90

8,0

Геометрические размеры электродвигателя


3. Кинематический расчет механизма.

Под кинематическим расчетом механизма понимается определение общего передаточного отношения привода и передаточных отношений составляющих его отдельных ступеней. Кинематический расчет заключается также в определении частот вращения каждого из валов механизма.

Общее передаточное отношение привода определяется по формуле:

,         (3.1)

где  – частота вращения двигателя.

– частота вращения выходного вала,

По формуле (3.1) рассчитаем:

Общее передаточное отношение iОБЩ распределяем между типами и ступенями передач по формуле (3.2):

       (3.2)

где iЦП – передаточное отношение цилиндрической передачи;

iЧП – передаточное отношение червячной передачи.

Примем передаточное отношение цилиндрической передачи iЦП = 5, тогда передаточное отношение червячной передачи определим по формуле (3.2):

В виду того, что при расчете передаточных отношений были использованы целые числа без округлений, то фактические передаточные значения будут совпадать с расчетными.

Фактическое передаточное отношение будет равно:

,         (3.3)

Таким образом условие выполнится автоматически:

     (3.4)

Определим частоты вращения валов механизма.

  1.  Частота вращения первого вала:

об/мин

  1.  Частота вращения первого вала:

об/мин

  1.  Частота вращения первого вала:

об/мин

Частоты вращения валов рассчитаны правильно, так как nIII соответствует nВЫХ = 25 об/мин.


4. Расчет геометрических размеров механизма.

4.1 Геометрический расчет открытой цилиндрической передачи.

Зубчатые цилиндрические передачи получили самое широкое распространение среди всех видов механических передач благодаря их достоинствам: высокая нагрузочная способность, надежность в работе, высокий КПД, работоспособность в широком диапазоне нагрузок и скоростей, постоянность передаточного отношения, компактность.К недостаткам относятся: чувствительность к погрешностям изготовления и монтажа, высокая стоимость изготовления точных передач и др.

Зубчатая передача состоит из двух зубчатых колес, засаженных на валы. Меньшее из них называют шестерней, а большее – колесом.

Геометрические параметры цилиндрической передачи рассмотрим на примере простейшей передачи этого вида, представленного на рисунке:

Рис. 4.2.1. Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи

В расчетах данной курсовой работы геометрические параметры шестерни открытой цилиндрической зубчатой передачи будем обозначать индексом 1, а колеса – 2.

Определяем модуль зацепления передачи по формуле для проектного расчета на изгибную выносливость:

;      (4.1.1)

где  – модуль зацепления, мм,

– коэффициент, который принимается равным для прямозубых колес;

– крутящий момент на валу шестерни, Н мм,

Нмм

Нмм      (4.1.2)

– коэффициент концентрации нагрузки, характеризующий неравномерность распределения нагрузки по ширине колеса, принимают .

– коэффициент динамической нагрузки принимают .

– значение допускаемого напряжения на изгиб,

– коэффициент, равный отношению ширины венца зубчатого колеса к модулю:

,

-угол наклона зуба. Для прямозубой =1.

– число зубьев рассчитываемого колеса. Число зубьев шестерни выбирается из соотношения , для нормальных колёс. Полагаем, что =20, тогда по формуле:

,         (4.1.3)

Тогда получим по формуле (4.1.3):

– коэффициент формы зуба, =0,24;

Допускаемое изгибное напряжение определяется по формуле:

    (4.3.4)

где  – предел выносливости зубьев при изгибе, =1,8 НВ,

– коэффициент безопасности, =2,2,

– коэффициент, учитывающий характер нагрузки =1,

– коэффициент долговечности, принимаем =1,3.

Выберем материалы колес. Для шестерни примем сталь 40ХН, цементированную, твердостью 50HRC (480НВ), а для колеса –сталь 40ХН, цементированную, твердостью 48HRC (460НВ).

По формуле (4.3.4):

Тогда модуль зацепления по формуле (4.1.1):

Принимаем .

Основные параметры открытой цилиндрической передачи определим по следующим расчетным соотношениям:

Делительное межосевое расстояние зубчатой пары вычисляется по выражению:

       (4.1.5)

Высота делительной головки зуба вычисляется по выражению:

     (4.1.6)

где  – коэффициент головки зуба принимается:

;         (4.1.7)

Высота ножки зуба вычисляется по формуле:

     (4.1.8)

где  – коэффициент радиального зазора, принимается =0,25

Высота зуба рассчитывается по зависимости:

       (4.1.9)

Диаметры делительных зубчатых колёс рассчитываются по зависимости;

d=zm         (4.1.10)

Делительный диаметр шестерни:

       (4.1.11)

Диаметр делительной окружности зубчатого колеса:

       (4.1.12)

Длина зуба колеса выбирается из условия:

,         (4.1.13)

Длина зуба шестерни принимается

,        (4.1.14)

Диаметр окружности выступов зубчатых колёс с внешним зацеплением определяется по выражению:

     (4.1.15)

Диаметр окружности выступов шестерни:

      (4.1.16)

Диаметр окружности выступов зубчатого колеса:

      (4.1.17)

Расчёт диаметра окружности впадин для колеса с внешним зацеплением осуществляется по выражению:

     (4.1.18)

Для шестерни:

    (4.1.19)

Для зубчатого колеса:

      (4.1.20)

Итак, исходя из формул (4.1.5) – (4.1.20) вычисляем основные геометрические размеры закрытой цилиндрической передачи:

;

Определяем окружную скорость передачи:

     (4.1.21)

В итоге получим по формуле (4.1.21):

Следовательно, выбираем 8-ю степень точности.

4.2 Геометрический расчет закрытой червячной передачи.

Передача

Передаточное число:        (4.2.1)

Модуль:          (4.2.2)

Шаг:          (4.2.3)

Расстояние между осями:       (4.2.4)

Угол профиля в град:       (4.2.5)

Червяк

Число заходов         (4.2.6)

Ход винтовой линии        (4.2.7)

Диаметр делительного цилиндра    (4.2.8)

Диаметр основного цилиндра     (4.2.9)

Угол подъема винтовой линии      (4.2.10)

Высота витка        (4.2.11)

Высота головки зуба (витка) по делительной окружности

         (4.2.12)

Толщина витка в нормальном сечении на делительном цилиндре

        (4.2.13)

Червячное колесо

Число зубьев         (4.2.14)

Диаметр делительной окружности в средней плоскости колеса

         (4.2.15)

Диаметр окружности выступов в средней плоскости колеса

        (4.2.16)

Диаметр окружности выступов по краям зубьев колеса

      (4.2.17)

Половина центрального угла между боковыми срезами колеса –

Радиус выточки заготовки по поверхности зубьев

         (4.2.18)

Высота витка      (4.2.1)   (4.2.19)

Толщина зуба по постоянной хорде  (4.2.20)

Высота головки зуба по постоянной хорде

      (4.2.21)

Расчет размеров

Выберем число заходов червяка z1=2, тогда по формуле (4.2.1) число зубьев червячного колеса     

Принимая во внимание расчет модуля для цилиндрической передачи можем принять модуль червячной передачи  m = 1,25.

Принимая в расчет размеры передачи и диаметры из предложенного в ГОСТ 2144-66 ряда выбираем делительный диаметр червяка d = 20 мм и коэффициент q = 16, угол подъема винтовой линии , .

Тогда по формуле (4.2.14) рассчитаем:  мм

Ход винтовой линии

Диаметр делительного цилиндра червяка определим по формуле (4.2.8):

мм

Диаметр основного цилиндра определим по формуле (4.2.9):

мм

Высота витка определяется по формуле (4.2.11):   мм

Высота головки зуба (витка) по делительной окружности:  мм

Толщина витка в нормальном сечении на делительном цилиндре:

мм

Диаметр делительной окружности в средней плоскости колеса

мм

Диаметр окружности выступов в средней плоскости колеса

мм

Диаметр окружности выступов по краям зубьев колеса

мм

Половина центрального угла между боковыми срезами колеса взятая из таблицы

 = 30

Радиус выточки заготовки по поверхности зубьев

мм

Высота витка определяется по формуле (4.2.19):

мм

Толщина зуба по постоянной хорде определяется по формуле (4.2.20)

мм

Высота головки зуба по постоянной хорде определяется по формуле (4.2.21)

мм

По рекомендуемым ГОСТом параметрам строим червячное колесо:

4.3 Расчет геометрических размеров валов

Для данного механизма при изготовлении валов используется материал Ст20X(цементированная, закаленная, качественная).

Диаметры валов определяются по формуле:

,        (4.3.1)

где  – крутящий момент на валу, Н м;

коэффициент 1,1 учитывает ослабление вала под штифт;

– допускаемое напряжение на кручение, =20-30 МПа. Принимаем =20 МПа для Ст20X.

Диаметр ведущего вала (входного) по формуле (4.3.1):

Диаметры вала под подшипники и под зубчатое колесо определяется конструктивно с учетом технологических удобств по соотношениям:

,        (4.3.2)

,        (4.3.3)

где -диаметр вала;

диаметр вала под подшипник;

– диаметр вала под колесо.

Исходя из соотношений (4.3.2) и (4.3.3) диаметры вала под подшипник и под зубчатое колесо:

Рассчитываем диаметры вала промежуточного, на котором закреплено колесо закрытой цилиндрической передачи и шестерня кривошипа. Рассчитываем диаметр вала промежуточного по формуле(4.3.1):

Исходя из соотношений (4.3.2) и (4.3.3) диаметры вала под подшипник и под зубчатое колесо:

Рассчитываем диаметры вала промежуточного, на котором закреплен крест одноцевочного мальтийского механизма и шестерня открытой конической передачи. Аналогично предыдущему валу диаметр вала по формуле(4.3.1):

Исходя из соотношений (4.3.2) и (4.3.3) диаметры вала под подшипник и под зубчатое колесо:

Рассчитываем диаметр выходного вала (4.3.1):

Исходя из соотношений (4.3.2) и (4.3.3) диаметры выходного вала под подшипник и под зубчатое колесо:


5. Расчет на прочность выходной ступени привода.

Проверочный расчет на прочность предусматривает определение по заданным нагрузкам и размерам колеса наибольших контактных и изгибных напряжений, сопоставление их с допускаемыми.

В данном курсовом проекте выполняется расчет на прочность выходной ступени привода, которой является коническая передача. Открытая коническая передача работает в условиях полусухого трения. Это приводит к значительному износу. Поэтому для открытых передач  вначале выполняется расчет на изгиб. Цель расчета – обеспечить выносливость зуба при изгибе (предотвратить его усталостный изгиб ).

Так как шестерня и колесо выполняются из одного материала, то проверочный расчет на прочность будем вести  по шестерни.

Действующее напряжение на зуб при изгибе находится из формулы:

;      (5.1)

где  – окружная сила, ;      (5.2)

– длина зуба шестерни, = 5мм;

– коэффициент формы зуба, =0,24;

– коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями;

– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий;

– коэффициент динамической нагрузки в зацеплении;

Согласно ГОСТ 21354-87, условие  выносливости зубьев при изгибе описывается выражением:

;     (5.3)

где -допускаемое напряжение на изгиб, =549,8Мпа (см.п 4.1.3 ).

По формуле (5.1):

, следовательно условие выполняется, поэтому выносливость зуба обеспечена.


6. Расчет на прочность и жесткость выходного вала.


7. Определение кинематической погрешности, приведённой к выходному валу.

Точность зубчатой передачи зависит не только от точности изготовления зубчатых колес, но и от точности их монтажа, условий эксплуатации.

Комплексным показателем точности является ёё кинематическая погрешность. Допуск на кинематическую погрешность передачи находят как сумму допусков на кинематическую погрешность составляющих ёё колес.

Кинематическую погрешность зубчатой передачи измеряется в угловых минутах и рассчитывается по формуле:

      (7.1)

где  – допуск на кинематическую погрешность к-ого колеса, мин;

– число зубьев к-ого колеса;

– модуль передачи;

– передаточное отношение;

– общее передаточное отношение редуктора.

Допуск на кинематическую погрешность колеса в мкм рассматривают по формуле:

        (7.2)

где  – допуск на накопленную погрешность шага, мкм;

– допуск на погрешность профиля зуба.

Определим кинематическую погрешность цилиндрической закрытой зубчатой передачи.

Учитывая диаметры колес и степень точности из таблиц найдем для каждого колеса:

;

Учитывая диаметры колес и степень точности из таблиц найдем для каждого колеса:

;

Из формулы (7.2) находим допуск на кинематическую погрешность для каждого колеса:

Подставляя численные значения  и  в формулу (7.1) и находим кинематическую погрешность закрытой цилиндрической зубчатой передачи:

Определим мертвый ход:

       (7.3)

где  – боковой зазор, мкм;

– делительный радиус колеса, ;

– угол профиля, .

Найдем боковой зазор обеспечивающий нормальные условия смазки. Для этого необходимо учитывать межосевое расстояние , вид сопряжения D, так как степень точности по нормам плавности равна 8. Итак, боковой зазор  должен быть не меньше 54 мкм.

По формуле (7.3) мертвый ход равен:

Определим кинематическую погрешность открытой конической зубчатой передачи. Учитывая диаметры колес и степень точности из таблиц найдем для каждого колеса:

Учитывая диаметры колес и степень точности из таблиц найдем для каждого колеса:

Из формулы (7.2) находим допуск на кинематическую погрешность для каждого колеса:

Подставляя численные значения  и в формулу (7.1) и находим кинематическую погрешность открытой конической зубчатой передачи:

Определим мертвый ход по формуле (7.3), для этого найдем боковой зазор обеспечивающий нормальные условия смазки. Для этого необходимо учитывать вид сопряжения D, так как степень точности по нормам плавности равна 8. Итак, боковой зазор  должен быть не меньше 63 мкм.

По формуле (7.3) мертвый ход равен:

Определим мертвый ход:

Ошибка положения креста:

;

где  – ошибка по длине кривошипа, ;

– отклонение паза мальтийского креста от плоской формы, ;

– неточность межосевого расстояния, ;

– отклонение по длине кривошипа, ;

– неточность по расстоянию паза кривошипа,

По формулам находим , , :

Кинематическая погрешность приведенная к выходному валу рассчитывается:

Отсюда, по формуле


8. Обоснование выбора подшипников.

В разрабатываемом механизме наиболее целесообразно будет использование подшипников качения. Это наиболее распространенный вид опор передаточный механизмов, систем автоматики и ЭВМ, которые обладают значительно меньшим сопротивлением вращению по сравнению с подшипниками качения.

При подборе подшипников необходимо определить его тип в зависимости от действующих нагрузок, условий работы, точности функционирования узла и ряда других данных. Затем по диаметру цапфы вала находят в каталоге подшипник. Выбор серии зависит от нагрузки.

Расчет подшипников качения предполагает проверку или определение долговечности , которая характеризует вероятный ресурс работы подшипника в зависимости от нагрузки, скорости, температуры и других факторов, а также определение момента трения. Под расчетной долговечностью понимается время, в течении которого гарантируется 90%-ая надежность работы подшипников при определенных условиях эксплуатации.

Расчет будем вести по максимальным силам, находим как среднее геометрическое реакции опор:

        (8.1)

(8.2)

    Подставляем численные значения реакции опор в формулы (8.1) и (8.2), получим:


Выполним проверочный расчет подшипника:

  1.  определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

(8.3)

где -коэффициент вращения, =1;

,  - коэффициент радиальной  и осевой нагрузок ;

- температурный коэффициент, =1;

- коэффициент динамичности, 1,3;

По формуле (8.3):

2) Критерием выбора подшипника является определение сопоставления расчетной динамической грузоподъемностью с базовой :

; (8.4)

; (8.5)

где - коэффициент, зависящий от формы качения, = 3 для шарикоподшипников;

- требуемая долговечность, =12000 ч.

Итак, по формуле (8.5):

.

, следовательно условие (8.4) выполняется.

3) Пригодность подшипника определяется сопоставлением требуемой долговечности  с базовой :

; (8.6)

Базовая долговечность определяется по формуле:

; (8.7)

Отсюда по (8.7):

, следовательно условие (8.7) выполняется.

Так как условия пригодности выполняются, то данный подшипник пригоден к применению.


9. Обоснование выбора применяемых материалов.

Выбор материалов деталей необходимо производить с учетом технических требований, предъявляемых как к устройству в целом, так и к деталям в частности, а также исходя из способов ее изготовления.

Для деталей механизма приняты приведенные ниже материалы [6,7].

Корпус механических устройств предназначен для крепления подвижных и неподвижных деталей и узлов, для восприятия возникающих при работе нагрузок, защиты деталей механизма от попадания пыли, грязи и удержания смазки. Для обеспечения нормальной работоспособности зацепления зубчатых колес, червяка и червячного колеса, подшипников, размещаемых внутри корпуса, он должен обладать достаточной жесткостью. Конструкция корпуса также зависит и от типа производства, в данном случае это единичное производство.

Итак, выбираем материал корпуса – Сталь 20 ГОСТ 1050-88, так как производство единичное, то корпус выполняем разборным.

Детали муфты – сталь 20Х, ГОСТ 4543-71.

Для валов I,II,III выбираем Ст20Х ГОСТ 4543-71, так как работают в условиях ударных нагрузок, при этом цапфы валов цементируются и закаливаются.

Выбор материала для изготовления зубчатых колес, червяка и червячного колеса необходимо производить с учетом режимов работы передачи (степень загруженности, окружная скорость, температурные условия). Для лучшей приработки рабочих поверхностей зубьев сопряженных колес зубья шестерни, нагружаемых чаще, возьмем с более высокой твердостью рабочих поверхностей по сравнению со вторым колесом. Для шестерни и червяка примем сталь 40ХН ГОСТ 1050-74, цементированную, твердостью 50HRC (480НВ), а для зубчатого и червячного колёс и – сталь 40ХН ГОСТ 1050-74, цементированную, твердостью 48HRC (460НВ). Выбираем для мальтийского креста сталь 40ХН(50HRCэ), ГОСТ 4543-71 и для цевки ШХ15(63HRCэ), ГОСТ 4546-71.

Штифты – сталь Ст5, ГОСТ 380-71.

Прокладка между подшипниковыми крышками изготавливают из меди М3, которая обладает повышенной коррозийной стойкостью и сравнительно дешева.

Для изготовления болтов и винтов, ввиду небольших нагрузок на них, выбираем углеродистую обыкновенного использования сталь Ст3.

В качестве смазочного материала выбираем ЦИАТИМ 201 ГОСТ 6227-74.


Список использованной литературы.

  1.  Рощин Г.И. Несущие конструкции и механизмы РЭА: Учебник для вузов. - М.: Высшая школа, 1981.-375с.
  2.  Элементы приборных устройств:Учебное пособие для студентов вузов. в 2-х ч./Под ред. О.Ф.Тищенко. - М.: Высшая школа,1982.
  3.  Элементы приборных устройств(Курсовое проектирование): Учебное пособие для студентов вузов. в 2-х ч. / Под ред. О.Ф.Тищенко.-М.: Высшая школа,1978.
  4.  Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя в 3-х т. - М.: Машиностроение, 1982-116с.
  5.  Атлас конструкций элементов приборных устройств. / Под ред. О.Ф.Тищенко. - М.: Машиностроение, 1982-116с.


Приложение.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

74509. Предмет и основные понятия корпоративных информационных систем 1.1 MB
  Понятие информационной системы. Корпоративные информационные системы. Структура корпоративной информационной системы. Цель изучения дисциплины Корпоративные информационные системы – подготовка к использованию современных информационных технологий в рамках КИС как инструмента для решения научных и практических задач в своей предметной области на высоком профессиональном уровне а также к участию в разработке и внедрении этих систем.
74510. ПРИКЛАДНОЕ ПРОГРАММНОЕ ОБЕСПЕЧЕНИЕ КОРПОРАТИВНЫХ ИНФОРМАЦИОННЫХ СИСТЕМ 2.7 MB
  Посмотрим каким критериям должна удовлетворить концепция КИС: концепция КИС должна быть полностью формализована и ясна с точки зрения реализации обеспечивается технологиями ООП; созданная КИС не должна требовать частых переделок КИС меняется Пользователем на пользовательском уровне Разработчик в этом участвует значительно реже только подменяя ядро КИС на более эффективное; КИС должна иметь форму коробочного продукта КИС реализованная на принципах ООП близка этой форме; КИС должна требовать минимальной настройки под конкретное...
74511. ПРОЕКТИРОВАНИЕ КОРПОРАТИВНЫХ ИНФОРМАЦИОННЫХ СИСТЕМ 192.5 KB
  Более подробно жизненный цикл КИС корпоративной информационной системы можно представить следующим образом: Этап анализа на котором происходит сбор предложений требований пожеланий аналогий фактов примеров эскизов сценариев и т. Этап управления вариантами системы необходим чтобы не утонуть в накапливаемом аналитическом материале. Этап конструирования знаменуют собой начало синтеза первых очертаний системы. Здесь происходит разработка вариантов архитектуры системы концептуальных моделей системы диаграмм взаимодействия подсистем...
74512. Сетевое обеспечение корпоративных информационных систем 6.39 MB
  Корпоративные сети. Целесообразность создания компьютерной сети обуславливается следующим: возможностью использования территориально распределенного программного обеспечения информационных баз данных и баз знаний находящихся у различных пользователей; возможностью организации распределенной обработки данных путем привлечения ресурсов многих вычислительных машин; оперативному перераспределению нагрузки между компьютерами включенными в сеть и ликвидации пиковой нагрузки за счет перераспределения ее с учетом часовых поясов; специализацией...
74514. Корпоративные базы данных 3.81 MB
  Корпоративная база данных является центральным звеном корпоративной информационной системы и позволяет создать единое информационное пространство корпорации. Корпоративные базы данных
74516. Обєкт БД- запит. Способи створення запитів. Прості запити 543 KB
  Ознайомити студентів з новим обєктом баз даних - запитами; показати актуальність створення різних видів запитів у роботі з даними бази, навчити створювати запити для вибору даних та для дій над даними.
74517. Бази даних. Системи управління базами даних. Моделі, об\'єкти баз даних. СУБД Access. Проектування бази даних у середовищі СУБД Access. Створення таблиць БД 1.15 MB
  Показати значущість матеріалу, його застосування в практичній діяльності, надати початкові знання з теми, показати різні форми організації даних у БД, виробити навички вибору методів СУБД Access зі створення таблиць, навчити створювати таблиці в середовищі СУБД Access.