Расчет зубчатого механизма редуктора
Задача 3
Передаточное число ступеней механизма должно выбираться в соответствии с
характером преобразования движения в механизме. Все ступени должны работать так
же, как и механизм в целом, в данном случае на уменьшение частоты вращения и
увеличение момента. Ошибка механизма будет наименьшей при минимально возможном
числе ступеней. Для получения минимальной ошибки передачи в редукторе нужно
располагать передаточное отношение отдельных ступеней механизма по возрастанию
от двигателя до входного вала.
Передаточное отношение редуктора определяется по формуле:
Исходя
из вышеописанного, составим следующее распределение передаточных отношений по
ступеням механизма:
U = 200 =
2*4*5*5
U1 = 2, U2 = 4, U3 = 5, U4 = 5
Кинетическая
схема зубчатого механизма редуктора приведена на Рис.3.
Рис.1.
Кинематическая схема
Для
уменьшения габаритных размеров редуктора принято минимальное число зубьев
шестерней. Зная передаточные отношения каждой ступени, рассчитаем число зубьев
колес:
zш1 = 17zк1 = zш1*U1 = 17*2 =
34
zш2 = 17zк2 = zш2*U2 = 17*2 =
68
zш3 = 17zк3 = zш3*U3 = 17*2 =
85
Для
снижения трения в зацеплении и увеличения срока эксплуатации проектируемого
механизма, материалы шестерней и колес редуктора были взяты различные:
Для
шестерни: бронза ОФ6-5-0,15, имеющая характеристики:
модуль
Юнга: Е = 1,1*107 Н/см2,
допускаемое
нормальное напряжение [δ] = 11000 Н/см2,
допускаемое
касательное напряжение [τ] = 15000 Н/см2
Для
колеса: СТ5 (цементация), имеющая характеристики:
модуль
Юнга: Е = 2,15*107 Н/см2,
допускаемое
нормальное напряжение [δ] = 11500 Н/см2,
допускаемое
касательное напряжение [τ] = 45000 Н/см2
Проведем
расчет модуля для самой ступени механизма редуктора - конической пары на
выходе.
Допускаемое
значение модуля на выкрашивание для конического типа передачи рассчитывается по
формуле:
КЕ
- коэффициент, учитывающий разнородность материалов колеса и шестерни, он
рассчитывается по формуле:
ψ - относительная толщина колеса, для конических колес высчитывается по
формуле:
где
δ
- половина угла конуса при вершине
шестерни
Вращающий
момент допустимый на колесе вычисляется по формуле:
где
Кр - коэффициент режима работы равен 1, так как удары и вибрации
отсутствуют, Кд - коэффициент динамичности, зависящий от
погрешностей изготовления колеса, равен 1, Ккнц - коэффициент
концентрации нагрузки равный 1,2, так как зубчатое колесо расположено
симметрично относительно опор.
Допустимое
значение на выкршивание равно:
Допустимое
значение модуля на изгиб для конического типа передачи рассчитывается по
формуле:
где
yэ -
коэффициент формы зуба (yэ = 0,13
для z = 50..100)
Из
двух значений модуля выбираем максимальное mc =
0,565 мм округляем до значения по ГОСТу m = 0,6 мм в
большую сторону.
Проведем
расчет модуля для третьей ступени редуктора, самой нагруженной из ступеней с
цилиндрической прямозубой передачей. Полученное значение модуля отнесем и к
меньше нагруженным первой и второй ступеням редуктора.
Допустимое
значение модуля на выкрашивание равно:
где
предельный вращающий момент рассчитывается по формуле:
в
которой вращающий момент на колесе третьей ступени редуктора Мкрз
можно вычислить по формуле:
Допустимое
значение модуля на изгиб вычисляется по той же формуле, что и для конической
передачи, с учетом того, что относительная толщина колеса ψ = 8
Из
двух значений модуля выбираем максимальное m = 0,486 мм и
округляем до значения по ГОСТу m = 0,5 мм в большую сторону.
Имея
значения модулей, произведем расчет размеров зубчатых колес.
Диаметр
делительной окружности вычисляется по формуле: d = mz
Диаметр
выступов вычисляется по формуле: da = m(z + 2)
Диаметр
впадин рассчитывается по формуле: Dd = m(z -
2,5)
Ширина
зуба вычисляется по формуле: b = mψ
Проведем
расчет для всех зубчатых колес:
1 шестерня: d =
0,5*17 = 8,5 мм da = 0,5(17 + 2) = 9,5 мм dd
= 0,5(17 - 2,5) = 7,25 мм b = 0,5*8 = 4 мм 2 шестерня: d =
0,5*17 = 8,5 мм da = 0,5(17 + 2) = 9,5 мм dd
= 0,5(17 - 2,5) = 7,25 мм b = 0,5*8 = 4 мм 3 шестерня: d =
0,5*17 = 8,5 мм da = 0,5(17 + 2) = 9,5 мм dd
= 0,5(17 - 2,5) = 7,25 мм b = 0,5*8 = 4 мм 4 шестерня: d =
0,6*15 = 8,5 мм da = 0,6(15 + 2) = 9,5 мм dd
= 0,6(15 - 2,5) = 7,25 мм b
= 0,6*3,54 = 2,13 мм
|
1 колесо: d =
0,5*34 = 17 мм da = 0,5(34 + 2) = 18 мм dd
= 0,5(34 - 2,5) = 15,75 мм b = 0,5*8 = 4 мм 2 колесо: d = 0,5*68 =
34 мм da = 0,5(68 + 2) = 35 мм dd = 0,5(68 -
2,5) = 32,75 мм b = 0,5*8 = 4 мм 3 колесо: d = 0,5*85 =
17 мм da = 0,5(34 + 2) = 18 мм dd
= 0,5(34 - 2,5) = 15,75 мм b = 0,5*8 = 4 мм 4 колесо: d = 0,6*75 =
45 мм da = 0,6(75 + 2) = 45,9 мм dd
= 0,6(75 - 2,5) = 43,9 мм b = 0,6*3,54 = 2,13 мм
|
Относительная толщина конических зубчатых колес рассчитывается по
формуле:
В
цилиндрических прямозубых зубчатых колесах при сцеплении возникают два вида
сил: распорные, направленные в сторону вращения и окружные, направленные по
касательной к окружности, описываемой точкой соприкосновения зубьев
В
конических зубчатых колесах возникают также и осестремительные силы,
направленные по осям вращения.
Рассчитаем
силы и моменты для всех кинематических пар редуктора:
IV ступень:
Рок4
= 2М/dк4 =
2*70/4,5 = 33 Н
Рр4
= Рок4tgα = 33*tg20˚
= 12 Н (α = 20˚ т.к. форма зуба эвольвента)
Рос4
= Рр4 = 12 Н
III ступень:
М3
= Рок4dш4/2 =
33*0,9/2 = 14,8 Н*мм
Рок3
= 2М3/dк3 =
2*14,8/4,25 = 6,78 Н
Рр3
= Рок3tgα =
6,78tg20˚ = 2,47 Н
II ступень:
М2
= Рок3dш3/2 =
6,78*0,85/2 = 2,8 Н*мм
Рок2
= 2М2/dк2 =
2*2,8/3,4 = 1,36 Н
Рр2
= Рок2tgα =
1,36tg20˚ = 0,435 Н
I ступень:
М1
= Рок2dш2/2 =
1,36*0,85/2 = 0,578 Н*мм
Рок1
= 2М1/dк1 =
2*0,578/1,7 = 0,68 Н
Рр1
= Рок1tgα =
0,68tg10˚ = 0,245 Н
двигатель
вал редуктор колесо
Определим диаметр выходного вала, на него приходится наибольшая нагрузка.
Диаметр остальных валов примем равным диаметру выходного вала.
Рассчитаем нагрузку, которая оказывается на него:
Значения сил Рок4 и Р4 были рассчитаны в разделе
2.8. Значения длин были взяты из компоновочной схемы (рис.4)
Условно уберем опору В:
Сумма моментов относительно точки А равна 0:
ΣМi(A) = 0 7Рок4 + 15R’b4 = 0 R’b4 =
-7/15Rок4 =
-15,4 Н
|
ΣМi(A) = 0 7Рр4 + 15R’’b4 = 0 R’’b4 =
-7/15Rр4 =
-5,6 Н
|
Условно уберем опору А:
Сумма моментов относительно точки В равна 0:
ΣМi(В) = 0
22Рок4 - 15R’А4 = 0 R’А4
= 22/15Rок4 =
48,4 Н
|
ΣМi(В) = 0
7Рр4 + 15R’’b4 = 0 R’’b4 = -7/15Rр4 = -5,6 Н
|
Проверим верность вычислений. По II закону Ньютона сумма всех сил приложенных к валу равна 0:
ΣFi = 0 -Рок4 + RА4 + RB4 = 0
-33 + 48,4 - 15,4 = 0 - верно
|
ΣFi = 0 -Рр4 + RА4 + RB4 = 0
-12 + 17,6 - 5,6 = 0 - верно
|
Вычисления сил реакций опор выполнены верно
Изгибающий момент на I
участке (x = 0..0,7) вычисляется по формуле:
Ми(х) = Рок4*х
Ми(х) = Рр4*х
Изгибающий момент на II
участке (x = 0,7..2,1) вычисляется по формуле:
Ми(х) = Рок4*0,7 - RA4(x - 0,7)
Ми(х) = Рр4*0,7 - RA4(x - 0,7)
Максимальный изгибающий момент возникает в точке А и равен:
МНиз = Мmax = 0,7Рок = 0,7*33 = 23,1
Н*см
МVиз = Мmax = 0,7Рр4 = 0,7*12 = 8,4
Н*см
Зная горизонтальную и вертикальную составляющие суммарного момента МΣ, найдем его по формуле:
Приведенный
момент равен:
В
качестве материала для вала выберем сталь СТ45 (нормализация), имеющие
следующие характеристики:
Е
= 2,25*107 Н/см2
[σ] = 14000 Н/см2
[τ] = 17300 Н/см2
Допустимый
диаметр вала рассчитывается по формуле:
Округлим
значение диаметра вала в большую сторону до ГОСТа: d = 4,5 мм
Погрешности
зубчатых колес бывают двух видов: погрешности мертвого хода и кинематические
погрешности. Первые вызваны зазором между зубьями шестерни и колеса при
сцеплении, вторые - неточностью формы эвольвенты зуба и диаметров колес.
Погрешность
мертвого хода рассчитывается по формуле:
Δφj
= 7,4(Fj [мкм]/d [мкм])
где
Fj - допуск на погрешность мертвого хода, d -
диаметр колеса.
Погрешность
кинематического характера рассчитывается по формуле:
Δφi = 6,88(Fi [мкм]/d [мкм])
где
Fj - допуск на кинематическую погрешность, d -
диаметр колеса или шестерни.
Рассчитаем
погрешность проектируемого редуктора при использовании шестерней и колес класса
точности 4.
Погрешности
кинематического хода для каждой пары равны:
Δφj1 = 7,4(9/17) = 3,92’
Δφj2 = 7,4(9/34) = 1,96’
Δφj3 = 7,4(9/42,5) = 1,57’
Δφj4 = 7,4(7/45) = 1,15’
Полная
погрешность мертвого хода равна:
Δφj = 0,7(Δφj4
+ Δφj3/U4 + Δφj2/U4*U3 + Δφj1/U4*U3*U2) = 1,11’
Погрешности
кинематического хода для каждой пары равны:
Δφiш1 = 6,88(8/8,5) = 6,48’
Δφiш2 = 6,88(8/8,5) = 6,48’
Δφiш3 = 6,88(8/8,5) = 6,48’
Δφiш4 = 6,88(6/9) = 4,59’ Δφiк1 = 6,88(8/17) = 3,24’
Δφiк2 = 6,88(8/34) = 1,62’
Δφiк3 = 6,88(8/42,5) = 1,3’
Δφiк4 = 6,88(6/45) = 0,92’
Полная кинематическая погрешность равна:
Δφi
= 0,7(Δφiк4 + (Δφiш4 +
Δφiк3)/U4 + (Δφiш3 +
Δφiк2)/U4*U3
+ (Δφiш2 +
Δφiк1)/U4*U3*U2 + Δφiш1/U4*U3*U2*U1) = 1,79’
Полная погрешность равна:
Δφ = Δφi
Δφj = 1,79’ +
1,11’ = 2,9’
Допустимая погрешность Δφ = 10’. При использовании колес и шестерней с
классом точности 4 получаем избыточную погрешность.
Рассчитаем погрешность редуктора при использовании шестерней и колес
класса точности 7.
Погрешности кинематического хода для каждой пары равны:
Δφj1 = 7,4(20/17) = 8,71’
Δφj2 = 7,4(24/34) = 5,22’
Δφj3 = 7,4(24/42,5) = 4,18’
Δφj4 = 7,4(30/45) = 4,93’
Полная погрешность мертвого хода равна:
Δφj
= 0,7(Δφj4 + Δφj3/U4
+ Δφj2/U4*U3
+ Δφj1/U4*U3*U2) = 4,24’
Погрешности кинематического хода для каждой пары равны:
Δφiш1 = 6,88(18/8,5) = 14,6’
Δφiш2 = 6,88(18/8,5) = 14,6’
Δφiш3 = 6,88(18/8,5) = 14,6’
Δφiш4 = 6,88(18/9) = 4,59’
Δφiк1 = 6,88(22/17) = 8,9’
Δφiк2 = 6,88(22/34) = 4,45’
Δφiк3 = 6,88(22/42,5) = 3,56’
Δφiк4 = 6,88(20/45) = 3,06’
Полная кинематическая погрешность равна:
Δφi
= 0,7(Δφiк4 + (Δφiш4 +
Δφiк3)/U4 + (Δφiш3 +
Δφiк2)/U4*U3 + (Δφiш2 +
Δφiк1)/U4*U3*U2 + Δφiш1/U4*U3*U2*U1) = 5,32’
Полная погрешность равна:
Δφ = Δφi
Δφj = 1,79’ +
1,11’ = 9,56’
Полученное значение удовлетворяет допустимой погрешности Δφ
= 10’. При расчете
редуктора были использованы колеса и шестерни класса точности 7.
Задача 5
Кинематические пары механизма:
O(0-1);
A(1-2); B(2-3);B(3-4);
C(0-3); E(4-5);К(0-5) - вращательные пары 5 класса;
Число всех звеньев механизма:
m = 6.
Число подвижных звеньев механизма:
n = 5.
Число степеней свободы механизма:
W = 3×n - 2×P5 - P4= 3×5 - 2×7 - 0 = 1,
гдеP5 - число пар 5-го класса (низшие пары);
P4 - число пар 4-го класса (высшие
пары).
Разложим механизм на группы Ассура
Рассмотрим группу (4-5)
К(0-5)
- возможная пара;
Е(4-5)
- действительная пара;
В(3-4)
- возможная пара.
Wгр = 3×n - 2×P5 = 3×2 - 2×3 = 0,
где
Wгр -
степень свободы группы;
n - число
подвижных звеньев группы;
Р5
- число пар 5-го класса, входящих в группу.
Формула
группы:
Рассмотрим
группу (2-3)
n = 2
А(1-2)
- возможная пара;
В(2-3)
- действительная пара;
В(3-4)
- возможная пара.
Wгр = 3×n - 2×P5 = 3×2 - 2×3 = 0,
Формула
группы:
Рассмотрим
начальный механизм
n = 1;
W = 3×n - 2×P5 - P4;
O(0-1) -
действительная пара
W = 3×1 - 2×1 = 1.
Формула
механизма
Структурная
формула механизма:
Механизм
II класса 1 вида.
Планы
положений механизма строятся методом засечек. Для определения длин звеньев в
миллиметрах, задается масштабный коэффициент. Принимаем OA =
25 мм.
где - масштабный коэффициент длины, ;
lOA -
длина звена OA, мм;
OA - длина звена
OA на плане положений, мм.
Определение
длин звеньев:
где AB,BD,BC,BE,EK ,EF - длины звеньев
на плане скоростей, мм;
длины соответствующих звеньев механизма, м.
Зададим первое положение точки A с таким расчетом, чтобы точка D заняла
крайнее верхнее положение. При этом шатун АВ и кривошип ОА находятся на одной
прямой.
Крайнее верхнее положение точки D:
OA+AB = 32,5+130= 162,5 мм.
Определяем угловую скорость кривошипа:
гдеw1 -
угловая скорость кривошипа, ;
n1 - частота вращения кривошипа, мин-1.
Планы
скоростей строим повернутыми на 90о графо-аналитическим методом,
решая системы векторных уравнений.
Определяем
скорость точки А механизма:
VA = ω1×lAO =
3,66×0,325 = 1,19 м/с,
гдеVA - скорость точки А, м/с;
lAO -
длина звена АО, м.
гдеmV - масштабный
коэффициент плана скоростей, ;
pa - вектор
скорости точки А, мм.
pa принимаем
равным 60 мм.
Найдем
скорость точки B.
Точка
B принадлежит звеньям 2 и 3. Её положение на плане
скоростей определяется как точка пересечения линий действия соответствующих
векторов скоростей.
Так
как точка С неподвижна, то:
Определим
скорость точки Е, принадлежащей звеньям 4 и 5:
Точка
К является неподвижной опорой:
Скорость
точки F определяем исходя из пропорциональных соотношений
длин звеньев с соблюдением обхода точек.
где
fe - искомый отрезок, мм
BE, EF -
длины соответствующих звеньев на чертеже, мм
be - снимается с
плана скоростей (be =57,9 мм);
Аналогично
определяем скорость точки D:
Определение значений скоростей, точек и звеньев механизма
гдеV -
линейная скорость точки или звена, м/с;
вектор
скорости точки, или звена.
VB = pb × μV
= 66,6 × 0,0198 = 1,32 м/с;
VE = pe × μV
= 59,3× 0,0198 = 1,17 м/с;
VD = pd × μV
= 96,2 × 0,0198 = 1,9 м/с;
VF = pf × μV
= 117,7 × 0,0198 = 2,33 м/с;
VAB =
ab × μV
= 45,7 × 0,0198 = 0,9 м/с;
VDF =
df × μV
= 182,4 × 0,0198 = 3,61 м/с.
Угловые
скорости звеньев определяются по формуле:
где
w - угловая скорость звена, с-1;- скорость
звена, м/с;- длина звена, м.
Расчет
угловых скоростей точек для 12 положений механизма сводим в таблицу.
Таблица-
Угловые скорости звеньев, c-1.
|
1
|
2
|
3
|
4
|
5
|
6
|
7
|
8
|
9
|
10
|
11
|
12
|
ω1
|
3,66
|
ω2
|
0
|
0,51
|
0,22
|
0
|
0,24
|
0,58
|
0
|
0,97
|
0,70
|
0,09
|
0,70
|
1,15
|
ω3
|
0
|
1,29
|
1,89
|
2,01
|
1,73
|
1,00
|
0
|
0,78
|
1,41
|
1,96
|
2,24
|
1,58
|
ω4
|
0
|
0,60
|
0,86
|
0,94
|
0,88
|
0,53
|
0
|
0,41
|
0,72
|
0,95
|
1,02
|
0,74
|
ω5
|
0
|
0,71
|
0,82
|
0,56
|
0,20
|
0,02
|
0
|
0,02
|
0,11
|
0,44
|
0,88
|
0,86
|
Массы звеньев 1, 2, 3, 5 не заданы, поэтому их силы тяжести не учитываем.
Приведенный момент Mп представим в виде пары сил Pп с
плечом AB. Приведение произведем с помощью “Рычага Жуковского”. Одна из
составляющих пары сил Pп не будут иметь момента относительно полюса
плана скоростей, поэтому ее не показываем. Величину и направление Pп
определим из равенства - по величине и направлению - момента силы Pп
сумме моментов сил GШ и GF относительно полюса.
Для положения 1:
где
pa, , - плечи сил (снимаются с планов скоростей), мм;
Pпр - приведенная сила, Н;
Для
положения 2:
Для
положения 3:
Для
положения 4:
Для
положения 5:
Для
положения 6:
Для
положения 7:
Для
положения 8:
Для
положения 9:
Для
положения 10:
Для
положения 11:
Для
положения 12:
Приведенный
момент будем определять по формуле:
где
Мс - приведенный момент сил сопротивления, Н×м.
Для
расчетного положения:
Таблица
- Приведенная сила и момент сопротивления
2
|
3
|
4
|
5
|
6
|
7
|
8
|
9
|
10
|
11
|
12
|
РПР, Н
|
0
|
150
|
2800
|
1225
|
1110
|
-625
|
0
|
-3360
|
-7460
|
-12200
|
-13390
|
-6450
|
МС, Н×м
|
0
|
49
|
910
|
398
|
361
|
-203
|
0
|
-1092
|
-2425
|
-3965
|
-4352
|
-2096
|
Масштабный коэффициент графика МС-j по оси угла поворота:
гдеmj - масштабный коэффициент по оси угла поворота,
рад/мм;
L1-1 - длина одного оборота кривошипа, мм
2π - полный оборот (принимаем L1-1=180 мм).
Масштабный
коэффициент графика МС-j по оси моментов:
где
mМ -
масштабный коэффициент графика МС-j по оси
моментов, Н×м / мм;
значение
максимального момента сопротивления, Н×м;
-
значение максимального момента сопротивления на графике, мм (принимаем ).
Строим
график моментов.
Значение
момента на графике:
Таблица
-Моменты сил сопротивления
|
1
|
2
|
3
|
4
|
5
|
6
|
7
|
8
|
9
|
10
|
11
|
12
|
Мi, Н×м
|
0
|
49
|
910
|
398
|
361
|
-203
|
0
|
-1092
|
-2425
|
-3965
|
-4352
|
-2096
|
Mci, мм
|
0
|
1
|
21
|
9
|
8,3
|
4,7
|
0
|
25
|
55,7
|
91,1
|
100
|
48,2
|
График работ сил сопротивления строим графическим интегрированием графика
Мс - j .
Масштабный коэффициент:
где
mА -
масштабный коэффициент графика АС-j, ;
(H-1)
- расстояние от полюса до начала координат, мм;
Принимаем
(H-1)=100 мм.
График
работы сил сопротивления получаем, соединив конец и начало кривой Ас
- j. Продифференцировав ее, получаем график движущего
момента .
Движущий
момент:
гдеМдв
- движущий момент, Н×м;
-m -
величина отрезка, снимаемая с графика, мм.
График
изменения кинетической энергии строим в масштабе:
где
mТ -
масштабный коэффициент графика DТ-j,;
Изменение
кинетической энергии определяется по формуле:
где
DТ - изменение кинетической энергии, Дж;
Адв
- работа движущих сил, Дж;
Ас
- работа сил сопротивления, Дж.
Приведенный момент инерции:
IПР = IПРI + IПРII
,;
IПРI = IДВ
+ I1 , ;
IПРII
= IS4+ m4, ;
где
IДВ -
момент инерции электродвигателя , кг۰ى2;
I1 - ىîىهيٍ
èيهًِèè êًèâîّèïà
, êم۰ى2;
IS4 - ىîىهيٍ
èيهًِèè çâهيà 4 , êم۰ى2;
ؤëے ًàٌ÷هٍيîمî ïîëîوهيèے 11:
منه
-
ٌêîًîٌٍü
ِهيًٍà
ىàٌٌ çâهيà 4, ى/ٌ. (èç
ïëàيà
ٌêîًîٌٍهé)
ذàٌ÷هٍ
ïًèâهنهييîمî ىîىهيٍà èيهًِèè نëے 12 ïîëîوهيèé ٌâîنèى â ٍàلëèَِ
زàلëèِà - دًèâهنهييûه ىîىهيٍû èيهًِèè,
|
1
|
2
|
3
|
4
|
5
|
6
|
7
|
8
|
9
|
10
|
11
|
12
|
Iؤآ
|
0,07
|
I1
|
0,55
|
IS4092,3189,5226,4198,572052,6162,282,7326171,5
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
001,23987,5326,293,2
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
m40162,9218,2112,6151,70
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Iدذ
|
0,62
|
255,8
|
408,4
|
339,7
|
214
|
74,3
|
0,62
|
54,5
|
172
|
371
|
653
|
465,3
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
دًèىه÷àيèه:
ïًè ًàٌ÷هٍه
ىîىهيٍà èيهًِèè 4-مî çâهيà ٌ 8 ïî 12 ïîëîوهيèه
َ÷èٍûâàهى
ىàٌٌَ
ïîنيèىàهىîé وèنêîٌٍè.
رًٍîèى
مًàôèê
ïًèâهنهييîمî ىîىهيٍà èيهًِèè ٌ َ÷هٍîى
ىàٌٍّàليûُ êîôôèِèهيٍîâ:
منه
- ىàٌٍّàليûé êîôôèِèهيٍ
ïî îٌè ïًèâهنهييûُ ىîىهيٍîâ èيهًِèè, ;
- çيà÷هيèه ىàêٌèىàëüيîمî ïًèâهنهييîمî ىîىهيٍà èيهًِèè, ;
- çيà÷هيèه âهêٍîًà يà مًàôèêه, ىى:
- ىàٌٍّàليûé êîôôèِèهيٍ
ïî îٌè , ;
- نëèيà îنيîمî îلîًîٍà êًèâîّèïà
,ىى.
آهêٍîًû ïًèâهنهييîمî ىîىهيٍà èيهًِèè نëے 12 ïîëîوهيèé ىهُàيèçىà ٌâîنèى â ٍàلëèَِ
زàلëèِà - آهêٍîًû ïًèâهنهييîمî ىîىهيٍà èيهًِèè, ىى
|
1
|
2
|
3
|
4
|
5
|
6
|
7
|
8
|
9
|
10
|
11
|
12
|
0,139,262,55232,811,40,18,326,356,810071,3
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
رًٍîèى نèàمًàىىَ
يهًمèے-ىàٌٌà يà îٌيîâه
مًàôèêà
ïًèâهنهييîمî ىîىهيٍà èيهًِèè è مًàôèêà èçىهيهيèے êèيهٍè÷هٌêîé يهًمèè, مًàôè÷هٌêè èٌêë÷àے
îٌü .
ت ïîëَ÷هييîé êًèâîé
يهًمèے-ىàٌٌà ïîن
َمëàىè è
ïًîâîنèى êàٌàٍهëüيûه.
;
;
منه
ymax, ymin - َمëû
يàêëîيà êàٌàٍهëüيûُ ïًîâ