9356

Энергетический и кинематический расчёт привода, выбрать материал зубчатых передач и определить допускаемые напряжения для них

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Введение Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных п...

Русский

2013-03-04

296 KB

22 чел.

Введение

 

Технический  уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте. Одним из направлений решения этой задачи является совершенствование конструкторской  подготовки студентов высших учебных заведений.

Основная цель курсового проекта по деталям машин - приобретение студентами навыков проектирования. Работая над проектом, студент выполняет расчеты, учится рациональному выбору материалов и форм деталей, стремясь обеспечить их высокую экономичность, надёжность и долговечность. Он широко использует ГОСТы, учебную и справочную литературу. Приобретённый студентом опыт является основой для выполнения им курсовых проектов по специальным дисциплинам и для    дипломного проектирования, а также всей дальнейшей конструкторской работы.

При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия. Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

В данном курсовом проекте необходимо спроектировать привод однобарабанной лебёдки.  Привод лебёдки состоит из электродвигателя, двух муфт- упругой и зубчатой, приводного вала , барабана и червячного редуктора. Вращение вала электродвигателя через упругую втулочно-пальцевую муфту передаётся червяку, который передаёт вращение червячному колесу, сидящему на тихоходном валу. Далее вращение тихоходного вала чрез зубчатую муфту передаётся приводному валу, на котором размещается барабан, вращающийся вместе с валом. Червячный редуктор имеет только одноступенчатую червячную передачу с передаточным числом U=29,49.

Червячная передача относится к передачам зацеплением. Оси её валов перекрещиваются обычно под углом . Её целесообразно использовать там, где требуется плавность, бесшумность, компактность передачи при значительном редуцировании частоты вращения и сравнительно небольшой передаваемой мощности (обычно до 60 кВт). Червячные передачи обеспечивают передаточные числа-500…1000, для силовых передач-8…80, иногда 110.

 В курсовом проекте необходимо произвести энергетический и кинематический расчёт привода, выбрать материал зубчатых передач и определить допускаемые напряжения для них, выполнить проектный и проверочный расчёт передачи и валов, тепловой расчёт передачи , выбрать подшипники и произвести проверочный расчёт, рассчитать шпонки и выбрать муфты. Так же необходимо разработать раму, приводной вал и рабочие чертежи деталей.

   

1 Энергетический и кинематический расчет привода

Мощность, развиваемая рабочим органом [4, стр. 5]:

                                 Pp=FtV=100,23=2,3 кВт                                       (1.1)

где Ft – окружное усилие на рабочем органе, кН;

     V – окружная скорость рабочего органа, м/с.

Коэффициент полезного действия привода [4, стр. 5]:  

                                                        (1.2)   

где ηч – К.П.Д. червячной передачи ηч=0,75, [4, табл. 1];

      ηп – К.П.Д. одной пары подшипников качения ηп=0,99, [4, табл. 1];

      ηм – К.П.Д. муфты ηм=1, [4, табл. 1].

Мощность, потребляемая электродвигателем [4, стр. 5]:

                                                                       (1.3)

Частота вращения рабочего органа [4, стр. 6]:

                                                          (1.4)

где D - диаметр барабана в мм .

Желаемая частота вращения вала электродвигателя [4, стр. 6]:

                               (1.5)

 

где U0 - ориентировочное передаточное число привода, . 

Принимаем электродвигатель с Рэ=4кВт, nэ=720 мин-1 модели 4А132SВУ3,

[4, табл. 3].

Передаточное число привода [4, стр. 6]:

                                                                                (1.6)                                  

Частоты вращения валов привода [4, стр. 11]:

Угловые скорости валов привода [4, стр. 11]:

                                                              (1.7)

Мощности, передаваемые валами привода [4, стр. 11],  кВт:

                                                            (1.8)

Крутящие моменты на валах привода [4, стр. 12],:

                                                              (1.9)

Таблица 1 – Значения параметров элементов привода

№ вала

Частота

Угловая скорость  

Мощность Р, кВт

Крутящий момент

Передаточное число

1

720

75.36

3.13

41.5

29.49

2

24.41

2.55

2.3

901

2 Выбор материала и определение допускаемых напряжений для червячной     передачи

Определяем скорость скольжения [1, стр. 211]:

            

     м/с                              (2.1)

Назначаем материал колеса БрАЖ9-4 [1, табл. 9.4] при т = 200 МПа;       в = 400 МПа; червяк – сталь 40Х, закалка до 54 HRC, витки шлифовать и полировать.

               Определяем допускаемое контактное напряжение:

                     МПа.                               (2.2)  

Определяем допускаемое напряжение изгиба:

                МПа.                      (2.3)


3 Расчет червячной передачи.

3.1 Проектный расчет передачи.

По рекомендации [1, стр.201] принимаем число заходов червяка . Ориентировочно принимаем [1, стр.205].

Определяем число зубьев колеса:

                                                                     (3.1)

              Условие неподрезания зубьев выполняется.

  По рекомендации  [1, стр.201]   учитывая стандартные значения коэффициента диаметра червяка q, предварительно назначим   При этом   в рекомендуемых пределах.

Находим приведенный модуль упругости по формуле (9.20) из [1]:

         МПа                              (3.2)

где Е1 и Е2 – модули упругости материалов червяка и колеса:

По формуле (9.20) из [1] определим межосевое расстояние:

    (3.3)

Округляем по ряду [1, стр.202] и принимаем aw =200 мм.

Определяем модуль:

                                                                (3.4)

Принимаем m = 10 из стандартного ряда [1, стр.201].

Необходимый коэффициент смещения:

               x = aw /m – 0,5(q + z2) = 200/10 – 0,5(10 +30) = 0                     (3.5)

По условию неподрезания и незаострения зубьев значение x на практике допускают от -0,7 до +0,7.

Определяем делительные диаметры:

                                                                                  (3.6)

                                                                                 (3.7)

Определяем угол подъема винтовой линии:

                                    и                            (3.8)

Определяем окружную скорость червяка:

     

            (3.9)

  

Проверяем выбранное значение vs:

   

                         (3.10)

Ранее было принято 3,12 м/с – материал БрАЖ9-4 сохраняем.

Уточняем контактное напряжение по формуле (2.2):

=523,78=196,5 МПа.

Принимаем: =196,5 МПа; =82 МПа.

3.2 Проверочный расчет передачи

Определяем торцовый коэффициент перекрытия в средней плоскости червячного колеса:

        (3.11)

Определяем окружную скорость колеса:

                 (3.12)

  

Проверяем прочность по контактным напряжениям :

                     ;                                   (3.13)

где  - коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактной             линии;

КН – расчетная нагрузка для червячных передач;

По рекомендации [1, стр.202] .

Расчетная нагрузка для червячных передач:

                                                                                 (3.14)  

где  коэффициент динамической нагрузки , [1, стр.210];

коэффициент концентрации нагрузки , [1, стр.210].

 

                        

Прочность по контактным напряжениям соблюдается.

Проверяем прочность по напряжениям изгиба.

Определяем окружное усилие на колесе:

                                                                    (3.15)

Определяем осевой модуль:

                                                                    (3.16)

Определяем диаметр вершин червяка:

                                                                       (3.17)

Ширина венца колеса:

                                                                             (3.18)

Принимаем b =90мм.

Эквивалентное число зубьев колеса:

                                                                     (3.19)

Определяем напряжение изгиба:

                                           ,                                     (3.20)

где   YF – коэффициент, учитывающий форму зуба, YF =1,76 [1, стр.209].

< [σF]=82 МПа

Прочность по напряжению изгиба соблюдается.

Уточняем КПД :

                                        (3.21)

где   угол трения, [1, табл. 9.3].

Ранее было принято , отклонение 2,5% считаем допустимым и не производим уточняющего расчета на прочность, т. к. запасы прочности были достаточно большими.

3.3 Расчет геометрических параметров передачи

Основные размеры червяка: Z1=1; m=10; q=10; da1=120мм.

Диаметр впадин:

                                                               (3.22)

Длина нарезанной части червяка:

                            мм                       (3.23)

По рекомендациям [1, табл. 9.1] принимаем мм

Основные размеры колеса: aw=200мм; d2=300мм; Z2=30; m=10; b2=90мм.

Диаметр вершин зубьев:

                                                                  

Наружный диаметр колеса:

                                                            (3.24)    

Диаметр впадин:

                                      мм                          

Толщина венца:

                                            S=2,5m=2,510=25мм.                                    (3.25)

Толщина обода:

                                    S0=(1,2 … 1,3)S=1,3 · 25 = 32,5мм                         (3.26)  

Диаметр ступицы:

                                dcт=(1,6 … 1,8)d = 1,63 · 75 = 122мм.                        (3.27)

Длина ступицы:

                                  Lст=(1,3 …2)d = 1,8 · 75 = 135мм.                          (3.28)

Толщина диска:

                                            С=0,3В=0,390=27мм                                     (3.29)

3.4 Расчет передачи с помощью ЭВМ

  Для расчета геометрических параметров червячного колеса разработана программа на языке VBA. В данной программе исходные данные вводятся на лист Excel, результаты расчетов также выводятся на лист Excel. В этой программе используются стандартные действия и свойство функции const.

Текст программы приведен в приложении 4.

Исходные данные:

Модуль m = 10мм;

Число витков червяка Z1 = 1;

Число зубьев червячного колеса Z2 = 30;

Межосевое расстояние aw = 200мм;

Диаметр вершин червяка  = 120мм;

Коэффициент смещения Х = 0.

Результаты расчета:

червячное колесо

Делительный диаметр

= 300мм

Диаметр вершин

= 320мм

Наружный диаметр колеса

= 340мм

Диаметр впадин

= 276мм

Ширина червячного колеса

= 90мм

Толщина венца колеса

S = 25мм

          

               

4 Расчет валов.

4.1 Проектный расчет валов.

 

Материал вала – сталь 45, улучшенная; σВ=750МПа; σТ=450МПа. Срок службы длительный, нагрузка близка к постоянной, допускается двукратная кратковременная перегрузка [3, табл.16.2.1]. Материал червяка Сталь 40Х.

Быстроходный вал – червяк:

Диаметр посадки полумуфты определяем по формуле из [4, стр. 15]:

                                      (4.1)

Согласовав, полученное значение с величиной диаметра вала электродвигателя, принимаем d=38мм.

Диаметр для установки подшипников определяем по формуле из [4, стр. 15]:

                                    (4.2)

Принимаем dП=50мм.

Диаметр буртика для упора подшипников по формуле из [4, стр. 15]:

                                  (4.3)

Принимаем dБП=59мм.

Тихоходный вал:

Средний диаметр вала при  по формуле (15.1) из [1]:

                                                                    (4.4)

Принимаем диаметр вала в месте посадки колеса .

Диаметр ступени для посадки на неё муфты:

                                                                            (4.5)

Принимаем диаметр ступени для посадки на неё муфты

Диаметр участка для постановки подшипника:

                                                                               (4.6)

Принимаем .

Диаметр буртика для упора колеса:

                                                                      (4.7)

Принимаем .

4.2 Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора

;; ; ширина колеса – 90 мм; диаметр колеса   (z=30;m=10); на выходном конце вала установлена упругая пальцевая муфта; материал вала – сталь 45; улучшенная , ; l=200мм, а=100мм, в=100мм, с=118мм (Рисунок 1).

Определяем силу, действующую со стороны муфты:

                                                                 (4.8)

Окружная сила определяется по формуле (8.5) из [1]:

                                                                (4.9)

Радиальная сила определяется по формуле (8.6) из [1]:

                                                                (4.10)

Определяем реакции в опорах.

;

;

 

Просчитываем два предполагаемых опасных сечения I-I под колесом ослабленное шпоночным пазом, и сечение II-II рядом с подшипником, ослабленное галтелью. Для первого сечения изгибающий момент определяется  по формуле   [1, стр. 306]:

        (4.11)

Напряжение изгиба определяется  по формуле (15.8) из [1]:

                                                           (4.12)

Напряжение кручения определяется  по формуле (15.9) из [1]:

                                                             (4.13)

                                                                    (4.14)

По табл. 15.1 [1] для шпоночного паза: , . По графику        [1, рис. 15.5] . По графику [1, рис. 15.6]  для шлифованного вала . По формулам [1, 15.4] с учётом формулы (15.5) из [1], принимая по формуле (15.6) из [1] , , находим:

                                            (4.15)

                                  (4.16)

где  и  - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений;

и - постоянные составляющие.

Запас сопротивления усталости определяется по формуле (15.3) из [1]:

                                                   (4.17)

Для второго сечения изгибающий момент:

Напряжение изгиба:

                                                                  (4.18)

Напряжение кручения:

                                                                     (4.19)

Принимаем r галтели равным 2 мм; и находим  , .

Больше нагружено 2-ое сечение.

Проверяем статическую прочность при перегрузках [1, 15.8].При перегрузках напряжения удваиваются и для 2-го сечения  и .

Предельное допускаемое напряжение по формуле (15.10) из [1]:

                                                                    (4.20)

Проверяем жёсткость вала.

По условиям работы зубчатого зацепления опасным является прогиб вала под шестерней. Полярный момент инерции сечения вала: 

                                                              (4.21)

Прогиб в вертикальной плоскости от силы Fr [1, табл. 15.2]:

                                          (4.22)

Прогиб в горизонтальной плоскости от силы Ft и Fм [1, табл. 15.2]:

 

           (4.23)

Суммарный прогиб:

                                                   (4.24)

Допускаемый прогиб:

                                                      (4.25)

Т.о. условие прочности и жёсткости выполняется. Диаметр вала можно сохранить.

 

Рисунок 1 – Расчётная схема

4.3Тепловой расчет червячной передачи.

Условие теплового баланса:

WW1  

Определяем мощность тепловыделения:

                                (4.26)

где  Р1 =3.1 кВт – мощность на валу червяка;

η = 0,77 – КПД червячной передачи.

W = 3100 · (1 - 0,77) =713Вт.

Определяем мощность теплоотдачи:

                      (4.27)

где  К=14…17 – коэффициент теплоотдачи, принимаем  К=17;                           

t = 100º…120º – температура масла, принимаем t = 120º;

t0 = 20º - температура окружающей среды;

А – площадь поверхности охлаждения, м2   

А = (0,18·0,235·2)+(0,39·0,18·2)+(0,235·0,39)+(0,036·0,2·4)=0,45 м2

  

т.к. 765>713Вт, значит условие теплового баланса выполняется.

5 Выбор подшипников качения

5.1 Проверочный расчёт подшипников качения тихоходного вала

Для быстроходного вала принимаем подшипники роликовые конические однорядные 2007310 по ТУ 37.006.162-89 [5, табл. 7.10.6] и подшипник шариковый радиальный однорядный 7000310 по ГОСТ 8338-75 [5, табл. 7.10.2]. Для тихоходного вала принимаем подшипники роликовые конические однорядные 2007315 по ТУ 37.006.162-89 [5, табл. 7.10.6].

Таблица 2 – Выбор подшипников качения

№ подшипника

 d, мм

D, мм

B, мм

Динамическая грузоподъемность С, кН

Статическая грузоподъемность С0, кН

 2007310

  50

 110

  29

             100

            75,5

  7000310

  50

 110

  27

            61,8

              36

  2007315

  75

 160

  37

            180

              148

Диаметр в месте посадки подшипника d=75мм, n=24.41 мин-1, ресурс Ln=10000 ч., режим нагрузки II [1, рис 8.42 и табл. 16.4], допускаются двукратные кратковременные перегрузки, температура подшипника  t<1000с, .

Реакции опор по формуле [1, стр. 340]:

                                                (5.1)

Предварительно назначаем роликовые конические однорядные подшипники средней узкой серии, условное обозначение 315, для которых по каталогу C=180000 Н, С0=148000 Н, е=0.34, Y=1.8, .

Выполняем проверочный расчёт подшипника.

Суммарная осевая составляющая по формуле [1, стр. 339]:

                                                                                                 (5.2)

где е – параметр осевой нагрузки.

Принимаем [1, стр. 339].

Находим следующую осевую силу по формуле [1, стр. 339]:

                                                                       (5.3)

Условие

                выполняется, следовательно силы найдены правильно.

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле [1, стр. 335]:

                                                                          (5.4)

где Х – коэффициент радиальной нагрузки [1, табл. 16.5];

     Y – коэффициент осевой нагрузки [1, табл. 16.5];

     V – коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается,V=1 [1, стр. 335];

     Kδ – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки,             Kδ =1,3 [1, стр. 335];

     КТ – температурный коэффициент, КТ =1 [1, стр. 335].

При                                                                    (5.5)

Находим                                              (5.6)

И при

Находим

Т.к. , рассчитываем только первый подшипник.

Эквивалентная долговечность по формуле [1, стр. 336]:

                                                                    (5.7)

где КHE – коэффициент режима нагрузки [1, табл. 8.10].

Количество оборотов по формуле [1, стр. 336]:

                                       (5.8)

Динамическая грузоподъёмность по формуле [1, стр. 332]:

                                                             (5.9)

где а1 – коэффициент надёжности, [1, стр. 333];

а2 – обобщённый коэффициент совместного влияния качества металла условий эксплуатации,  [1, табл. 16.3].

Рассчитанная динамическая грузоподъёмность значительно меньше паспортного значения С. Следовательно оставляем выбранный подшипник.

Проверяем подшипник по статической грузоподъёмности.

Условие проверки и подбора:

При [1, стр. 337], эквивалентная статическая нагрузка с учётом двукратной перегрузки  определяется по формуле [1, стр. 337]:

 

где Х0, Y0 – коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок.  

Условие  соблюдается.    

6 Расчёт шпоночных соединений

Для закрепления червячного колеса и муфт на валах будем применять соединения призматическими шпонками, ГОСТ2360-78. Материал шпонок – сталь чистотянутая по ГОСТ8787-68 [5].

Длина шпонки по формуле (6.1) из [1]:

                                                               (6.1)

где h – высота шпонки [5, табл.9.1.2];

     [σСМ]-допускаемое напряжение смятия, [σСМ]=110 МПа [1, стр. 90].

Червяк.

Под муфту:

Принимаем l=63мм [5, табл.9.1.3].

Выходной вал.

Под колесо:

Принимаем l=110мм [5, табл.9.1.3], т.к.  мм.

Под муфту:

Принимаем l=90мм [5, табл.9.1.3].

Таблица 2 – Выбор шпонок

Вал

Т,

Нм

d,

мм

b,

мм

h,

мм

t1,

мм

l,

мм

Червяк

под муфту:

41,5

38

10

8

5

63

Тихоходный

под колесо:

под муфту:

901

75

60

20

18

12

11

  7,5

7

110

90


7 Выбор муфт

Для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом используем муфту упругую втулочно-пальцевую с обозначением Муфта 250-38-1  по ГОСТ 21424-93 [5, табл.13.3.1].

Таблица 3 – Параметры упругой втулочно-пальцевой муфты

Т, кН*м

ω, с-1

d, мм

D, мм

L, мм

0,25

12

38

140

165

Для соединения тихоходного вала редуктора с приводным валом  используем зубчатую муфту с обозначением Муфта 1-2500-60-1 по             ГОСТ 5006-94 [5, табл.13.2.1].

Таблица 4 – Параметры зубчатой муфты

Т, кН*м

m,мм

d, мм

Z

b,мм

2,5

3

60

36

15

8 Смазка редуктора

Устанавливаем вязкость масла. При υs = 3,78 м/с рекомендуемая вязкость масла υ50 = 180 . [6, табл. 1.13]

Смазка осуществляется путем окунания червяка в масляную ванну.

При нижнем расположении червяка глубина его погружения в масло не должна превышать высоты витка. Следовательно, величина погружения червяка в масло составляет 22 мм.

Принимаем для смазки редуктора масло Авиационное МК-22 по ГОСТ 21743-76 [6, табл. 1.14].

Заключение

При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были использованы знания в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение, программирование.

В ходе выполнения поставленного  задания, была освоена методика выбора элементов привода, методика его расчёта, методика разработки программы расчётов на ЭВМ, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма, а также его экономичность, что не мало важно. В основу всех расчётов положены главные критерии работоспособности.

Поставленная цель в курсовой работе была выполнена, а именно: разработан общий вид привода, редуктора, вала с барабаном и подшипниками, рама, рабочие чертежи деталей, выполнены необходимые проектные и проверочные расчёты.

Навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта совместно с навыками, полученными на лабораторных роботах, будут использованы при сдачи экзамена по “Деталям машин” , при выполнении последующих курсовых проектов по другим дисциплинам и дипломного проекта.

Список литературы

1 Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений. – 5 – е изд., перераб. – М.: Высш. шк.; 1991. – 383с.: ил.

2 Проектирование механических передач / С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов и др. – М.: Машиностроение, 1984. – 560 с.

3 Иванов М.Н. Детали машин. Курсовое проетирование. Учеб. пособие для машиностроит. вузов. М., «Высш. школа», 1975. – 575 с.: ил.

4 Рогачевский Н.И. Проектирование узлов и деталей машин. Техническое предложение и эскизный проект. - Могилев:  ММИ, 1997. - 24с.

5 Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: Учеб. пособие / Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. – Мн.: УП “Технопринт”, 2001. – 290с.

6 Кузьмин А.В. Курсовое проектирование деталей машин. Справочное пособие. Издательство «Вышэйшая школа», 1982. – 332

Приложение 1

(0бязательное)

                                                КОМПОНОВКА

                                      ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА

Приложение 2

(0бязательное)

                                          СПЕЦИФИКАЦИЯ

                                К СБОРОЧНОМУ ЧЕРТЕЖУ

                                 ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА

Приложение 3

(0бязательное)

                                          СПЕЦИФИКАЦИЯ

                                   К ПРИВОДНОМУ ВАЛУ

                             ОДНОБАРАБАННОЙ ЛЕБЁДКИ

Приложение 4

(Справочное)

ПЕРЕЧЕНЬ

СОСТАВНЫХ ЧАСТЕЙ ПРИВОДА

Приложение 5

(Справочное)

                                                       ТЕКСТ

                             ПРОГРАММЫ РАСЧЁТА ПРИВОДА

Public Sub Geometriya kolesa ()

m=10: Z1=1: Z2=30: aw=200: dA1=120: X=0

d2=(m*Z2)

dA2=d2+2*m

dH=dA2+2*m

dF2=d2-2,4*m

в2=0,75*dA1

S=2,5*m

Worksheets (2). Cells (10,2)=d2

Worksheets (2). Cells (11,2)=dA2

Worksheets (2). Cells (12,2)=dH

Worksheets (2). Cells (13,2)=dF2

Worksheets (2). Cells (14,2)=в2

Worksheets (2). Cells (15,2)=S

End Sub


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

42557. Інструкції з охорони праці, що діють на підприємстві 84 KB
  Інструкції з охорони праці попереджують дію на працівників на робочих місцях небезпечних та шкідливих виробничих факторів, ліквідують умови, при яких вони можуть діяти на людей, а також зменшують ризик можливих небезпечних дій самих працівників. Призначення інструкцій з охорони праці полягає в тому, щоб вказати працівнику, в якому порядку необхідно виконувати технологічні операції та інші виробничі дії, щоб забезпечити власну безпеку, безпеку інших людей, безаварійну експлуатацію обладнання та зменшити вплив небезпечних та шкідливих виробничих факторів на конкретних робочих місцях.
42560. Оплата труда работников предприятия и пути ее совершенствования на примере предприятия ЗАО «ЭпиЭл» 548.5 KB
  Исследовать теоретические аспекты экономико-правового регулирования оплаты труда на предприятиях; Проанализировать существующую систему организации оплаты труда на ЗАО «ЭпиЭл» Разработать мероприятия, направленные на повышение эффективности организации оплаты труда на предприятии.
42561. Создание параметрических чертежей в AutoCAD с применением Visual LISP 6.69 MB
  Определить исходя из задания исходные параметры, которые необходимо задать для параметрического построения объекта. Если количество этих параметров велико, необходимо в программе считывать их из файла.
42562. Розрахунок природного освітлення 121 KB
  Нормоване значення коефіцієнту природного освітлення приміщення для заданих умов. Виконати перевірочний розрахунок бокового природного освітлення методом світлового коефіцієнта. 2 Виконаємо розрахунок бокового природного освітлення методом коефіцієнта природного освітлення: Розрахунок бокового природного освітлення приміщення базується на такій формулі Sвік. де Sвік – площа вікон Sпідл – площа підлоги КПОN – нормоване значення КПО КЗ – коефіцієнт запасу НВ – світлова характеристика вікон Кбуд –...
42564. Гиперссылки в HTML-документах 36 KB
  Гиперссылки в HTMLдокументах Шаблон элемента гиперссылки имеет вид: href= Адрес ссылки текст для щелчка отсылающий по адресу ссылки Каждый документ файл в Интернете имеет адрес называемый Универсальным указателем ресурсов uniform resource loctor URL Поэтому атрибут href элемента гиперссылки А задающий адрес ссылки в общем случае имеет шаблон: href= URL или href= Протокол: Адрес ссылки Ссылки к ресурсам Интернета по протоколу HTTP Атрибут href задающий адрес ссылки в случае обращения к WEBресурсу Интернета имеет шаблон: href=...
42565. Текстовый редактор Microsoft Word 427 KB
  Харьков 2010 Цель работы: получить практические навыки работы в текстовом редакторе Microsoft Word. Порядок выполнения работы: Запустить текстовый редактор Word. Выполнить рисунок в графическом редакторе Pint и поместить его на лист редактора Word.