99624

Расчет привода к агрегату

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Разбивка общего передаточного отношения привода между передачами. Методика расчета открытой цилиндрической передачи. Расчёт открытой конической прямозубой передачи. Проектировочные (ориентировочные) расчеты валов I и II

Русский

2016-10-02

2 MB

0 чел.

Привод к агрегату

пояснительная записка

Содержание

1. Исходные данные……………………………………………………….……….……

2. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя……….…….….…….

  2.1. Определение КПД привода……………………………………………….…….

  2.2. Определение мощности электродвигателя……………………………………...

  2.3. Разбивка общего передаточного отношения привода между передачами…….

  2.4. Определение частот вращения валов привода………………………………......

  2.5. Определение мощности на валах привода  ………………………………....…...

  2.6. Определение крутящих моментов на валах привода……………………………

3. Методика расчёта открытой конической прямозубой передачи………………..….

4. Методика расчета открытой цилиндрической передачи………….………….…......

5. Первая эскизная компоновка редуктора……………………………………….........

  5.1. Толщина стенки нижней части корпуса…………………………………..……..

  5.2. Толщина стенки крышки редуктора………………………………………...........

  5.3. Диаметр фундаментных болтов……………………………………………..........

  5.4. Диаметр болтов, скрепляющих фланцы корпуса у подшипников……...………

  5.5. Диаметр болтов, скркпляющих нижние фланцы основания корпуса и крышки

6. Проектировочные (ориентировочные) расчеты валов I и II………………….…….

   6.1. Проектировочный (ориентировочный) расчет  ведущего вала…………...…...

   6.2. Проектировочный (ориентировочный) расчет  ведомого вала…………...……

7. Расчет шпоночных соединений……………………………………………….………

  7.1. На ведущий вал (под шкив) ……………………………………………...………

  7.2. На ведомый вал (под муфтой) ……………………………………………..……..

  7.3. На ведомый вал (под колесо) ……………………………………………..………

8.Уточненный  расчет валов……………………………………………………..……...

9. Подбор подшипников……………………………..…………………………………..

  9.1. Подбор подшипников для ведущего вала………………………………...……..

  9.2. Подбор подшипников для ведомого вала……………………………….……….

10. Выбор смазочных материалов и ситемы смазывания……………………………..

11. Таблица допусков и посадок…………………………..………………………........

12. Конструкция  фланцевой муфты……………………………………………………

Список использованной литературы……………………………………………………

Приложение А

Первая эскизная компановка редуктора на координатной бумаге

Приложение Б

Спецификация

2. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя.

2.1. Определение КПД привода и выбор электродвигателя.

2.2. Определение мощности электродвигателя.

По ГОСТ 19523-81 выбираем двигатель 132М4/1460,  мощности , и асинхронной частотой вращения n=1455 об/мин.

2.3 Разбивка общего передаточного отношения привода между передачами.

2.4 Определение частот вращения валов привода.

об/мин;

        ;

        ;

2.5 Определение мощности на валах привода.

;

;

;

2.6 Определение крутящих моментов на валах привода.

Результаты расчетов сведем в таблицу 1

Таблица 1.

Nвала

N, kВт

n,мин

T,Н*мм

Двигатель

11,928

1455

1

11,336

485

2

10,988

162

Требуемый полный ресурс передачи.

3 Проектировочные расчёты передач

3.1 Расчет зубчатой цилиндрической косозубой передачи

Степень точности 7; материал и твердости рабочих поверхностей зубьев. Материал шестерни и колеса сталь 45 , термообработка «улучшение». Твердость шестерни НВ1= 250 МПа , колеса НВ2= 200 МПа  σВ= 800 МПа, σт= 510 МПа

Определяем допускаемые контактные напряжения при расчете на контактную выносливость для длительной работы передачи:

[H] =   ·ZН

где σнlimb– предел выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений;

SН – коэффициент безопасности, при однородной структуре материалаSн=1,1;

ZН – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи:

Базовое число цикловNHlimbопределяется твердостью рабочих поверхностей зубьев, при НВ1= 250 МПа,NHlimb2=23· 106циклов, НВ2= 200 МПаNHlimb2=16,5· 106 циклов.

NHЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжения. При постоянной нагрузке определяется по формуле:

NHЕ=60·n·Lh,

гдеn – частота вращения колеса,

Lh -  долговечность передачи.

NHЕ1=60· 485· 9216 = 268.19· 106циклов.

NHЕ2=60· 160· 9216 = 88.47· 106циклов

ПриNНЕ>NHlimb,ZN=1.

Предел выносливости поверхности зубьев σнlimb, для углеродистых и легированных сталей, при НВ100-350 находиться по формуле:

σнlimb=2·НВ+70,

σнlimb1=2·250+70 = 570 МПа,

σнlimb2=2·200+70 = 470 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

н]1== 1347 МПа,

н]2== 1111 МПа.

Дальнейший расчет будем вести для наименьшего значения, т.е.

н]2= 1111 МПа.

Выбираем коэффициент ширины зубчатого венца относительно диаметра при симметричном расположении колеса относительно опор ψbd=1,2

Коэффициент ширины зубчатого венца относительно модуля  ψbm

Определяем предварительное значение коэффициента ширины венца относительно межосевого расстояния:

ψbапр=,

Выбираем число зубьев колес:

Z1≈,Z2=Z1·U;

Определяем коэффициент концентрации нагрузки К=1.07 для симметрично расположенных колес относительно опор, при НВ≤350

Определяем предварительное межосевое расстояние:

,

где Ка – вспомогательный коэффициент, Ка=49,5 для прямозубой, Ка=43,0 (МПа)1/343,0 для косозубой передачи.стояниено межосевого расстояния____________________________________________________________________для косозубой передачи, по монограмме апрw=100 мм.

Определяем модуль колес:

,

где β – угол наклона по делительному цилиндру, β=350 – для косозубых колес

По СТ СЭВ 310-75 выбираем стандартное значение модуляmn=4 мм.

Определяем окружной модуль:

mt= mn / cosβ= 4 / cos 35=4,88мм,

Определяем уточненное межосевое расстояние, мм:

,

Уточненный коэффициент ширины зубчатого венца:

,

Рабочая ширина венца зубчатой передачи:

bw=aw·ψba=195,3239·0,699=136,689~137 мм,

Делительные (начальные) диаметры колес, мм:

,

,

Расчетная удельная окружная сила при расчете на контактную выносливость:

WHt=Wt·K·KHV=30,4·1,05·1,06=36,4 Н/мм,

гдеWt – удельная окружная сила, Н/мм:

Н/мм,

K – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца при фактическом значении ψbd=1,2 ,

KHV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении,

Расчетное контактное напряжение в зоне контакта зубьев, МПа:

,

гдеZM   – коэффициент, учитывающий механические свойства материала колес;

ZН – коэффициент, учитывающий форму сопряженных

поверхностей зубьев;

Zε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

ZM= 274 для стальных колес

ZH = ( 2 cosβ / sin 2αwt)½=( 2 cos 35 / sin 2·20)½=1,596;

εα – коэффициент торцевого перекрытия:

,

Z ε = ( 1 / εα) ½=( 1 / 0,3526) ½=1,684

Условие контактной выносливости:

σН≤ 1,05· [σН],

506,6 МПа≤ 1,05· [σН]–выполняется.

Расчетная удельная окружная сила при расчете на изгибную выносливость зубьев, Н/мм:

WFt=Wt·K·KFV=1,26·1,22·30,4=46,73 Н/мм,

K – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по ширине венца при изгибе,K=1.22 при ψbd=1,2 ,

KFV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,

возникающую в зацеплении,

Допускаемые напряжения изгиба для расчетов на выносливость при длительной работе:

F]=,

где σFlimb– базовый предел выносливости зубьев по излому от напряжений изгиба, соответствующий базовому числу циклов перемены напряженийNFlimb. Базовое число циклов перемены напряжений изгибаNFlimb=4*106.

Экспериментальное значение σFlimb для углеродистых и легированных сталей, при НВ100-350 находиться по формуле.

σFlimb= НВ+260,

σFlimb1= 250+260 = 510 МПа,

σFlimb2= 200+260 =460 МПа.

SF – коэффициент безопасности, для деталей изготовленных из поковок и штамповокSF=1,9,

YN – коэффициент долговечности. При твердости рабочих поверхностей НВ≤350:

, но ≤2.

Для длительно работающих передач приNFЕ>NFlimb,YN=1,0.

Напряжения изгиба в зубьях колеса:

,

гдеyF – коэффициент учитывающий форму зуба,

yβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Определяем геометрические размеры зубчатых колёс.

Диаметр вершин зубьев:

dα1  = ,

dα2  = ,

Диаметр впадин зубчатых колёс:

df1 = ,

df2 = .

Определение чисел зубьев колёс:

z1=[17..22], примем 17

z2=63

3.2  Расчет открытой  клиноременной  передачи.

Выбираем по заданной мощности  числу оборотов малого шкива подходящий профиль ремня «Б».

Прпофиль и размеры:

Т1=450…2000 – Г(Д),

Bp=27·b0=32 мм,h=19 мм,y0=6,9 мм, А=476 мм2,Lp=3150…15000 мм,

dp1min=315.

Выбираем расчетный диаметр  меньшего шкива

,dp1=350 мм,

Определяем диаметр большего шкива

d2=d1·i1-2·(1-ɛ)=350·3·(1-0,01)=1040 мм, по ГОСТ 1284. 3-80:d2=1120 мм,

гдеi1-2 – передаточное отношение ременной передачи,

        ε -  коэффициент относительного проскальзывания.

Проверяем отклонение  передаточного отношения от заданного

iфакт=1120/(350·(1·0,01))=3,19

Назначаем межосевое расстояние а

amax=2·(dp1+dp2) = 2·(350+1120)=2940 мм,

amin=0,55·(dp1+dp2)+h =0,55·(350+1120)+19=827,5мм.

Определяем длину ремня

L ГОСТ = 7100 мм,

Уточняем межосевое расстояние:

Определяем угол обхвата на меньшем шкиве

,

Косвенно проверяем долговечность ремня (сопротивление усталости при изгибе) по частоте пробега точки  ремня мимо меньшего шкива.

1/с,

гдеV – окружная скорость ремня равная ,

Проверяем условие, приv< [v] =10c-1 долговечность ремня обеспечивается.

Определяем мощность, передаваемую одним ремнем из условия  тяговой способности

,

N0=19,12 кВт.

Определяем число ремней из условия  тяговой способности (прочностного сцепления ремня со шкивом)

гдеCp  - коэффициент  динамической нагрузки:

CL- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;

– коэффициент, учитывающий влияние  угла обхвата на тяговую способность;

Cz – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями  в комплекте.

Ориентировочная долговечность ремня

гдеLhcp  -  ресурс наработки при среднем режиме нагружения ремня;

K1 – коэффициент режима нагружения;

K2– коэффициент климатических условий.

4 Проектировочные (ориентировочные) расчёты валов редуктора

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:

для быстроходного вала:

гдеdВ1 – диаметр выходного участка вала;

dУ.М.1– диаметр обеспечения упора полумуфт, шкивов, звездочек;

dП1 – диаметр вала под подшипник;

dУП1 – диаметр буртиков, для создания упора подшипников.

для тихоходного (тихоходного) вала:

гдеdВ2 – диаметр выходного участка вала;

dУ.М.2– диаметр обеспечения упора полумуфт, шкивов, звездочек;

dП2 – диаметр вала под подшипник;

dУП2 – диаметр буртиков, для создания упора подшипников;

dК2 – диаметр вала под колесом.

5 Выбор способа и типа смазки подшипников и передач

Для смазки передач широко применяют картерную систему смазки. В корпус редуктора, коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Картерную систему смазки применяют при окружной скорости зубчатых колес от 0,3 до 12,5 м/с.

Окружная скорость на колесе (тихоходная)

Для данной скорости и контактных напряжениях σH= 494 МПа рекомендуемая кинематическая вязкость масла при температуре 40 градусов Цельсия равна 32 мм2/с. Такой вязкости соответствует масло И-Г-А-32(масло индустриальное, без присадок).

Объём масла в редукторе:

V=0,3·Nвых=0,3·10,998=3,30 дм3.

Глубина погружения определяется по следующей формуле:

h=V/ab=3,30·/(3,84· 1,8)=0,54 дм

Из конструктивных соображений принимаетсяh=60 мм

Подшипники редуктора смазываются тем же маслом, т.к. имеем картерную систему смазывания.

6 Первая эскизная компоновка редуктора

6.1 Толщина стенки корпуса редуктора

гдеaw– межосевое расстояние;

Из технологических соображений принимаем=8 мм.

Толщина стенки крышки редуктора  мм;

Из технологических соображений принимаем  .

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора  - , а со стороны зубчатого венца .

Толщина тонкого фланца – 1,5·δ=12 мм, толстого – 2,35·δ=20 мм.

6.2 Определение диаметров болтов:

Фундаментных болтов , принимаем  М20

Болтов, скрепляющих  фланцы  корпуса у подшипников

, принимаем  М14.

Болтов, скрепляющих нижние фланцы основания корпуса и крышки.

принимаем  М10.

6.3 Определение размеров крышек подшипников

Таблица 6.1 – Размеры крышек подшипников

Характеристики крышек

Кр. ведомого вала

Кр. ведущего вала

Диаметр отверстия в корпусе по подшипникD, мм

124

104

Кол-во винтов в крышке, шт

6

6

Диаметр винта крышки, мм

М10

М10

Толщина фланца крышки, мм

9

9

Ширина фланца крышки, мм

15

15

7 Проектировочные (приближенные) расчеты валов

Для выполнения приближенных расчётов валов были составлены расчетные схемы, представленные на рис. 7.1

Рисунок 7.1. Схема нагружения валов редуктора

гдеFt – окружные усилия

Fr – радиальные усилия

Fx – осевые усилия

FM – радиальная нагрузка на вал от наличия муфты

FВ – сила от ременной передачи

Расчёты производились на ЭВМ. Результаты представлены на листах ______.

Ведущий вал

Эпюра ведущего вала

Ведомый вал

Эпюра ведомого вала

8 Подбор подшипников

При подборе были выбраны схемы установки «с небольшой осевой силой» для обоих валов.

Расчёты проводились на ЭВМ. Результаты представлены на листах _______.

Окончательно были выбраны следующие подшипники:

Входной вал: «Подшипник 209 ГОСТ 8338-75»

Внутренний диаметр – 34 мм;

Внешний диаметр – 80 мм;

Ширина – 21 мм;

Выходной вал: «Подшипник 211 ГОСТ 8338-75»

Внутренний диаметр – 54 мм;

Внешний диаметр – 100 мм;

Ширина – 21 мм;

Подшипники для ведущего вала

Подшипники для ведомого вала

9 Подбор шпонок

Материал шпонки Сталь 45 ( , )

НаI вал (под муфтой):

Подбираем стандартную шпонку под вал диаметром 30 мм:

lраб=51 мм,lГОСТ=50 мм,b=10 мм,h=9 мм.

гдеσсм, [σсм] – фактические и допускаемые напряжения смятия, МПа;

     d - диаметр вала, мм;

     lр - рабочая длина призматической шпонки, мм.;

     h - стандартная высота шпонки, мм;

     t-глубина паза на валу мм.

гдеτср, [τср] – фактические и допускаемые напряжения смятия, МПа;

b – стандартная ширина шпонки, мм;

НаII вал (под колесом):

Подбираем стандартную шпонку под вал диаметром 50 мм:

lраб=68 мм,lГОСТ=70 мм,b=14 мм,h=9 мм.

гдеσсм, [σсм] – фактические и допускаемые напряжения смятия, МПа;

     d - диаметр вала, мм;

     lр - рабочая длина призматической шпонки, мм.;

     h - стандартная высота шпонки, мм;

     t-глубина паза на валу мм.

гдеτср, [τср] – фактические и допускаемые напряжения смятия, МПа;

b – стандартная ширина шпонки, мм;

НаII вал (под шестерней):

Подбираем стандартную шпонку под вал диаметром 58 мм:

lраб=80 мм,lГОСТ=82 мм,b=16 мм,h=9 мм.

гдеσсм, [σсм] – фактические и допускаемые напряжения смятия, МПа;

     d - диаметр вала, мм;

     lр - рабочая длина призматической шпонки, мм.;

     h - стандартная высота шпонки, мм;

     t-глубина паза на валу мм.

гдеτср, [τср] – фактические и допускаемые напряжения смятия, МПа;

b – стандартная ширина шпонки, мм;

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается.

10 Проверочные (уточнённые) расчёты валов

Для наиболее опасных сечений:

- на ведущем валу – сечение 5 – ближайшая в концу вала опора

- на ведомом валу – сечение 5 – ближайшая в концу вала опора

были выполнены проверочные расчеты. Расчёты производятся на ЭВМ. Результаты представлены на листах______.

Запасы прочности в опасных сечениях валов превышают минимальное допустимое значениеSmin=1,3

1-ый вал

2-ой вал

11 Задание характера сопряжения деталей в редукторе

Таблица 11.1 – допуски и посадки на входной вал

Сопряжение

Посадка

Отклонения

Зазо-ры

Натя-ги

Отверстия

Вала

max

min

max

min

верхнее

нижнее

верхнее

нижнее

Шкив-шпонка

10N9/h9

0

-36

0

-36

36

0

36

0

Шкив-вал

Ø30p6

-

-

42

26

-

-

-

-

Подшипник-вал

Ø34L0/k6

0

-12

18

2

-

-

30

2

Войлок-вал

Ø33d9

-

-

-80

-142

-

-

-

-

Крышка глух.- корпус

Ø80H7/d11

35

0

-120

-340

375

120

-

-

Крышка сквоз.- корпус

Ø80H7/h8

35

0

0

-54

89

0

-

-

Подшипник-корпус

Ø80H7/l0

35

0

0

-15

50

0

-

-

Таблица 11.2 – допуски и посадки на выходной вал

Сопряжение

Посадка

Отклонения

Зазо-ры

Натя-ги

Отверстия

Вала

max

min

max

min

верхнее

нижнее

верхнее

нижнее

Шкив-шпонка

14N9/h9

0

-36

0

-36

36

0

36

0

Шкив-вал

Ø50p6

-

-

42

26

-

-

-

-

Подшипник-вал

Ø54L0/k6

0

-12

21

2

-

-

33

2

Подшипник-корпус

Ø100H7/l0

35

0

0

-15

50

0

-

-

Манжета-вал

Ø51d9

-

-

-100

-174

-

-

-

-

Крышка сквоз.- корпус

Ø100H7/h8

35

0

0

-54

89

0

-

-

Крышка глух. - корпус

Ø100H7/d11

35

0

-120

-340

375

120

-

-

Втулка-вал

Ø54F8/k6

76

30

21

2

74

9

-

-

Шпонка-колесо

16N9/h9

0

-36

0

-36

36

0

36

0

Колесо - вал

Ø58H7/k6

25

0

51

32

-

-

51

7

Втулка-корпус

Ø100H7/d11

35

0

-120

-340

375

120

-

-

12 Конструкция муфты фланцевой

Фланцевые муфты состоят из двух полумуфт с фланцами, стянутыми болтами, причем половина болтов установлена с зазором, а другая – без зазора.

Фланцевые муфты соединяют отдельные части валопровода в один вал, работающий как целый. Для того чтобы этот составной вал оставался прямолинейным, необходима строгая соосность его частей и пригонка полумуфт, в про-тивном случае неизбежны изгиб вала, его биение и появление дополнительных нагрузок на опоры.

Фланцевые муфты просты по конструкции, надежны в работе, могут передавать большие моменты. Они широко распространены в машиностроении. Материал полумуфт – сталь. Эти муфты выбирают по стандарту.

Настоящий стандарт распространяется на фланцевые муфты из стали и чугуна общемашиностроительного применения климатических исполнений У и Т для категорий 1-3, климатических исполнений УХЛ и О для категории 4 по ГОСТ 15150, предназначенные для соединения соосных цилиндрических валов и передачи крутящего момента без уменьшения динамических нагрузок: от 16 до 40000 Н.м при окружной скорости на наружном диаметре муфт до 70 м/с - стальными муфтами, от 8 до 20000 Н.м при окружной скорости до 35 м/с - чугунными муфтами

Рисунок – 12.1 Муфта фланцевая

Список использованной литературы.

1.Детали машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей вузов / М.Н. Иванов, В.А. Финогенов- М.: Высшая школа, 2003.-408 с.

2.Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Учебное пособие для техникумов. – М.: Высшая школа, 1984 г.

3.Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С. А. Чернавский, К.Н. Боков –М.:Машиностроение, 1988.- 416 с.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

24609. Облік фінансових інвестицій 36 KB
  Фінансова інвестиції – активи які утримуються підприємством з метою збільшення прибутку зростання вартості капіталу. первісно оцінюються за собівартістю з:ціни придбання комісійних винагород мита податків зборів та ін. за Дт придбання Кт зменшення їх вартості та вибуття.35 за варт.
24610. Облік власного капіталу 44.5 KB
  Облік власного капіталу В момент створення підпрва його страховий капітал втілюється в активах інвестованих засновниками і представляє собою варт. Власний капітал ВК – частина в активах підпрва яка залишається після вирахування всіх його зобов’язань К=АЗ. Складові: статутний капітал рах. капіт.
24611. Облік розрахунків векселями 38.5 KB
  Облік розрахунків векселями Облік розрахунків за векселями регламентується постановою Верховної Ради України Про застосування векселів в господарському обороті України. Вексель являє собою письмове боргове зобов'язання векселедавця сплатити векселедержцю власнику векселя по настанні строку суму вказану у векселі.Розрізняють векселі прості і переказні. У простому векселі беруть участь дві сторони: векселедавець І векселедержєць.
24612. Облік кредитів банку 41.5 KB
  Синтетичний облік розрахунків по банківських кредитах здійснюється на пасивних рахунках 60 Короткострокові позики 50 Довгострокові позики. На рахунку 60 Короткострокові позики ведеться облік розрахунків у національній і іноземній валюті по кредитах банків строк повернення яких не перевищує 12 місяців з дати балансу та за позиками строк погашення яких минув.По кредиту рахунка 60 Короткострокові позики відображаються суми одержаних кредитів позик по дебету сума їх погашення та переведення до довгострокових зобов'язань у разі...
24613. Облік фінансових результатів діяльності підприємства 39 KB
  Облік фінансових результатів діяльності підприємства Формування доходів і витрат за видами діяльності і функціями. Фінансові результати за видами діяльності в результаті яких вони виникають поділяються на прибуток збиток від звичайної діяльності та від надзвичайних подій.Під звичайною діяльністю розуміють будьяку діяльність підприємства а також операції які забезпечують її або які виникають внаслідок здійснення такої діяльності.Прикладом звичайної діяльності є виробництво і реалізація продукції робіт послуг розрахунки з...
24614. Склад та призначення фінансової звітності підприємства 37 KB
  Склад та призначення фінансової звітності підприємства За видами звітність поділяється на бухгалтерську статистичну та оперативну. Бухгалтерська звітність містить показники виробничофінансової діяльності підприємства. Оперативна звітність призначена для поточного контролю та управління всередині підприємства на момент здійснення господарських операцій або одразу ж після їх завершення. В ній містяться дані про виконання плану поставок матеріалів виробництва продукції а також про дотримання укладених договорів та фінансовий стан підприємства...
24615. Облік дебіторської заборгованості за товари, роботи, послуги. Резерв сумнівних боргів 35.5 KB
  Облік дебіторської заборгованості за товари роботи послуги. Резерв сумнівних боргів Дебіторська заборгованість за продукцію товари роботи послуги це заборгованість покупців або замовників за надані їм продукцію товари роботи або послуги.Дебіторська заборгованість за продукцію товари роботи послуги виникає коли підприємство реалізує продукцію товари роботи послуги в кредит з відстрочкою платежу.Таким чином для визнання поточної дебіторської заборгованості за продукцію товари роботи послуги необхідно щоб виконувалися...
24616. Облік розрахунків з підзвітними особами: нормативні вимоги то особливості обліку 31.5 KB
  Облік розрахунків з підзвітними особами: нормативні вимоги то особливості обліку Готівка видається працівникам підприємства підзвіт на відрядження та на господарські потреби за розпорядженням керівника підприємства за умови що у працівника немає заборгованості по раніше виданих авансах.Службове відрядження поїздка на визначений строк в іншу місцевість для виконання службових обов'язків.Термін відрядження не може перевищувати 30 календарних днів у межах України і 60 днів при відрядженні за кордон.Термін відрядження визначається за відмітками...
24617. Облік доходів підприємства 39.5 KB
  Облік доходів підприємства Нормативним документом який визначає методологічні засади формування в бухгалтерському обліку інформації про доходи підприємства та її розкриття у фінансовій звітності є Положення стандарт бухгалтерського обліку 15 Дохід який затверджено наказом Міністерства фінансів України. Визнані доходи класифікуються в бухгалтерському обліку за такими групами: а дохід виручка від реалізації продукції товарів робіт послуг; б інші операційні доходи; в фінансові доходи; г інші доходи: д надзвичайні доходи. Склад...