Введение. 4.1. Расчет входного вала.4.1. Расчет входного вала.
4.1.1. Определение диаметров под шестерню, подшипник и муфту вала. Крутящий момент, Нмм Мкр1 = 44,8 Нм. Окружная сила Ft1= 2Mкр1/dm1= 2*44,8*103/46=1948 H. Радиальная сила Fr1= Ft1 tga cosd1 =1948*0,364*0,97= 687,8 Н, Осевая сила Fa1= Ft1 tga*sind1 = 172 Н. Радиальное усилие на муфте Fm1= 250(Мкр1)1/2 = 1673 Н. Принимаем материал вала - сталь 45 улучшенная с пределом прочности sв = 750 МПа, пределом текучести sт = 450 МПа. Принимаем также допускаемое напряжение на кручение [t] = 12 МПа. Тогда предварительный диаметр вала d= {Мкр1/(0,2[t])}1/3 = {44,8*103/(0,2*12)}1/3 = 26,52 мм. Выбираем: Посадка шестерни на диаметр, мм dш1=30 мм, ширина шестерни,мм bw = 31,6 мм Диаметр в месте посадки подшипников dп1= 35 мм; месте посадки муфты dм1= 30мм. 4.1.2. Выбор подшипников и определение схемы размещения опор. Предварительно выбираем подшипники и по ним оцениваем конструкцию вала- шестерни с осевыми размерами. Схема размещения опор приведена на рис. П2. 3. Используя принцип подобия, примем следующие плечи вала: a1= 25 мм; b1= 45 мм; c1= 40 мм; l1= a1+ b1=\25+ 45= 70 мм.
Рис. П2.3
4.1.3. Расчет реакций опор. Определим допускаемую радиальную нагрузку на входном валу при Ft1 = 1948 Н. Определим реакции в опорах: в вертикальной плоскости изгибающий момент Ма= 0,5Fa1dm1 = 3956 Нмм. А1 = (Fr1 (a1 + b1)- Ма) / b1 = [687,8*(25+45)- 3956]/45= 982 H. В1 = [Ма - Fr1 a1]/b1 = 294,2 H. (Знак минус будет означать, что реакция опоры В1 направлена вниз.) В горизонтальной плоскости А2 = [Ft (a1 + b1)- Fm1 *c1 ]/b1 = [1948*70- 1673*40]/45= 1543,1 H. В2 = (Ft1+ Fm1) – A2 = (1948+ 1673)- 1543,1= 2077,9 H. Суммарная реакция в опорах, Н А = (А12 + А22)1/2 = (9822+ 1543,12)1/2= 1829 H. В = (В12 + В22)1/2 = (294,2 2+ 2077,9 2)1/2= 2098,6 H. Наиболее нагружена опора B. 4.1.4. Определение напряжений и запасов прочности. Для сечения I изгибающий момент равен М1= {(Fк1 a1)2+ (Ft a1)2+ (Ma)2}1/2= 51,8*103 Нмм Напряжение изгиба определим по формуле 15.5 [4], МПа: sи= М1/(0,1*dп 3)= 51,8*103 /(0,1*353)= 12,08 МПа Напряжения кручения t = Мкр1/(0,2* dп3)= 44,8*103/(0,2* 353)= 5,2 МПа. s-1= 0,4 sв = 0,4*750= 300МПА. t-1= 0,2sв = 150 МПа, tв= 0,6sв= 450 МПа. По рекомендациям [4] принимаем sа=sи; ta=tm= 0,5t.; ys= 0; yt= 0,05. По табл. 15.1 для галтели Кs = 1,85; Кt=1,4 По графику (рис.15.5 кривая2) Kd=0,72. По графику (рис. 15.6) для шлифованного вала КF= 1. Находим запас сопротивления усталости по изгибу Ss=s-1/[saKs/(KdKF)+yssm] = 300*0,72/(12,08*1,85)= 9,66. St= t-1/[taKt/(KdKF)+ yttm]= 150/[2,6*1,4/(0,72*1)+ 0,05*2,6)]= 28,9 Откуда при совместном действии сил S= Ss* St/(S2t+ S2s)1/2 = 9,16 >1,5.
Для второго сечения изгибающий момент равен Ми2@ -Fm1 c1 = -1673*40= = -66,9*103 Нмм Напряжения изгиба sи2= Ми2/(0,1*dв 3) = 66,9*103/(0,1* 353)= 15,6 МПа; кручения t2= Мкр1/(0,2* dп 3) = 44,8*103/(0,2* 353)= 5,2 МПа. Принимаем радиус галтели, равным 2 мм. По табл. 15.1[4] находим Ks= 1,85; Kt= 1,6 Определяем запасы сопротивления усталости по изгибу Ss= s-1/[saKs/(KdKF)+ yssm] = 300*0,72/(15,6*1,85)= 7,48; по кручению St= t-1/[taKt/(KdKF)+ yttm] = 150/[2,6*1,4/(0,72*1)+ 0,05*2,6)]= 28,9. S= Ss* St/(S2t+ S2s)1/2 = 7,24. Больше напряжено 2-е сечение Проверяем статическую прочность при перегрузках, когда напряжения удваиваются, МПа sэк= (s2и2+ 3t2 2)1/2= [(2*15,6)2+ 3*(2*5,2)2]0,5= 36,02 МПа. Должно быть меньше [s]@ 0,8sт= 0,8* 450= 360 МПа. 4.1.5. Проверка жесткости вала. Наиболее опасным здесь является перемещение шестерни. Для определения прогиба вычислим момент инерции сечения вала, мм4 J= pd4п/64= p 354/64= 7,36*104. Прогиб в вертикальной плоскости равняется от силы Fr1, мм yв1 = Fr1a1 2(b1 +a1)/(3EJ) = 687,8*252(25+45)/(3* 2,1*105*7,36*104)=6,48*10-4мм; от момента Ма прогиб равен yв2 = Maa21/(2EJ)= 3956*252/(2*2,1*105*7,36*104)= 0,8*10-4мм, т.е. yв = yв1 - yв2 = (6,48- 048)10-4 = 5,68*10-4мм. Прогиб в горизонтальной плоскости от силы Ft равен yг= Ft1 а1 2(b1 +a1)/(3EJ) = 1948*252(25+45)/(3* 2,1*105*7,36*104)= 1,84*10-3мм Суммарный прогиб равен, мм Y= (y2в+ y2г)1/2 = 10-4 (5,682 +18,42)1/2 = 1,92*10-3мм. Допускаемый прогиб [y]@ 0,01*m= 0,01*2= 0,02 мм. 4.1.6. Определение резонансных частот. Масса шестерни, mш = 7,8*10-6*0,786* d2m1bw cos( 14°2’10” ) = 7,8*10-6* 0,786*462 33,6*0,97 = = 0,423кг. Резонансные частоты круговая wr1= {3ЕJ/[mc12(l1 +c1)]}1/2 = {3*2,1*105*7,36*104/ [0,423*402*110]}1/2 = = 7,89*102 рад/сек; периодическая nr= wr1/(2p)= 1,26*102Гц. Первая критическая частота вращения, при которой возможен резонанс, равна nкр1= 60n1r= 7560 об/мин. Вторая критическая частота вращения от зубцовых колебаний nкр2= 60 n1r / z1= 60 * 7560/23= 19,7*103 об/мин. Крутильная упругость вала, 1/(Нмм)= 10-3(с2кг-1мм-2) Jк= 2*(b1 +c1)/[8*105(dсв1/2)4] = 2*(45+40)/[8*105*103 (31,69/2)4]= 3,37*10-9, где dсв1@ [(dм1+ c1) dм1 2+ b1dn2+ adш12)/(dм1+ b1 + c1+ a1)]1/2= (140625 /140)1/2=31,69мм- средний диаметр вала. Маховой момент шестерни, кгмм2 Jмах= mшR2/2 = mш (dm1/2)2/2 = 0,423 (46/2)2/2= 111,88 Крутильные резонансные частоты круговая wkr= (JмахJк)-1/2 = 0,163*104 рад/сек; периодическая nkr= wkr/(2p)= 259,3 Гц Третья критическая частота вращения вала, об/мин nкр3= wk2*60/(2p) = 2477. Четвертая критическая частота вращения от зубцовых колебаний nк42= 60 nkr / z1= 60 * 259,3/23= 676,4 об/мин. Критические частоты вращения не совпадают с частотой вращения входного вала. 4.1.7. Проверочный расчет подшипников качения на входном валу. Ресурс подшипников Lh0= 24000 час. Исходя из диаметральных размеров выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии 20007307, имеющие Са= 59780 H; С0= 45080 H. Находим Fa1/C0=0,004 Суммарные радиальные составляющие, Н Fr1= (A21+ A22)1/2 = 1829 H Fr2= (B21+ B22)1/2 = 2048,6 H. По табл. 16.5 [4] находим e= 1,5*ctg a. Из каталога следует a»12° и e=7,1 и далее при V=1 Fa1/(VFr max)= 172/2048,6= 0,084 При этом X=1, Y=0. По рекомендациям [4] принимаем Кs= 1,3; Кт = 1. Тогда радиальная нагрузка Pr= Fr max*1,3= 2048,6,4*1,3= 2663,2 H. Используя графики типовых режимов (рис. 8.42 [1]), эквивалентную долговечность определим, час LhE= KHELh0= 0,25*240000= 6000. Находим эквивалентный ресурс LE = 60*10-6*n*LhE=60 *10-6*960*6000= 345,6млн. обор. При а1=1, а2=1, р=3,33 определим динамическую грузоподъемность, Н C= Pr [LE /(a1a2)]1/P = 2663,2(345,6)1/3,33= 15407,7 H. Это меньше паспортной динамической грузоподъемности. Проверяем подшипник по статической грузоподъемности c учетом 2-х кратной перегрузки. P0= X0Fr max+ Y0Fa = 2(0,6 Frmax+0,5Fa1)= 2(0,6*2048,6+ 0,5*172)= 2630,3H. Сравниваем с данными каталога. Если они меньше или существенно больше, то следует выбрать другой подшипник. Таким образом, выбираем подшипник серии 20007107. Са= 25088 Н; С0= 22540 Н.
4.1.8. Выбор и расчет шпонок Шестерня. Из справочника [5] для диаметра 30 мм выбираем призматическую шпонку 8х7х30 ГОСТ 23360- 78 из чистотянутой стали с пределом прочности свыше 600 МПа. Рабочая длина шпонки составляет lp= l- b= 30- 8= 22 мм. Проверяем шпонку на смятие, МПа sсм= 4Мкр1/(hlpdb)= 4*44,8*103/(7*22*30)= 38,8 МПа < [ sсм ]= 80…150 МПа.
Муфта Из справочника [5] для диаметра 30мм выбираем призматическую шпонку такую же, как и для шестерни. Ее напряженность такая же как и на шестерне.
4.2. Расчет выходного вала (см. рис.П2.4) 4.2.1. Определение диаметров под шестерню, подшипник и муфту вала. Крутящий момент Мкр2 = 172 Нм. Окружная сила Ft2=2Мкр2/dm2= 2*172*103/184=1869H. Радиальная сила Fr2= Ft2tga cosd2 =1869*0,364*0,243= 165,4 Н, Осевая сила Fa2= Ft2tga sind2 =1869*0,364*0,97= 659,9 Н. Сила на муфте Fм2= 250*(Мкр2)1/2 = 250*(172)1/2= 3278,7 Н. Принимаем материал вала - сталь 45, улучшенная с пределом прочности sв = 750 МПа; пределом текучести sт = 450 МПа. Принимаем допускаемое напряжение на кручение [t] = 12 МПа. Тогда предварительный диаметр вала d= {Мкр1/(0,2[t])}1/3 = {172*103 /(0,2*12)}1/3 = 41,5 мм Принимаем: Посадка колеса на диаметр dк2= 45 мм, длина зубьев колеса bw = 31,6 мм. Диаметр в месте посадки подшипников dп2= 40 мм; в месте посадки муфты dм2= 35 мм. 4.2.2. Выбор подшипников и определение схемы размещения опор.
Предварительно выбираем роликовые конические однорядные подшипники 20007308, имеющим Са= 59780 Н, Со= 45080 Н. По ним оцениваем конструкцию вала с осевыми размерами. Схема размещения опор приведена на рис. П2.4. Расстояния между опорами и точками приложения сил, определенные из принципа подобия и с учетом размеров колес, составляют, мм: a2= 70; b2=35; c2= 40; l2= a2+ b2=105. 4.2.3. Определение реакций опор. Примем, что радиальная нагрузка на валу Fm2= 250 (Мкр2)1/2 = 250 *1721/2= =3278,7 Н. Изгибающий момент Ma= 0,5Fa2 *dm2= 0,5*659,9 * 184= 6,07*104,Нмм Реакции в опорах от сил в вертикальной плоскости А21=(Frb2 - Ma)/l2 = (165,4*35- 6,07*104)/105= - 522,9 Н; B21= (Fra2 + Ma)/l2 = (165,4 *70+ 6,07*104)/105= 688,4 Н.
Реакция от сил Ft и Fm, действующих в горизонтальной плоскости B22= [Ft2 a2 - Fm2 (c2 +l2)]/l2 = [1869 * 70 - 3278,7(40+ 105)]/105= -3281,7 H; А22= (Ft2 b2 + Fm2 c2)/l2= 1872 Н. 4.2.4. Определение напряжений и запасов по прочности. Для 1-го сечения изгибающий момент равен М21= {(A21 a2)2+ (A22a2)2}1/2 = 70*(522,92+ 18722)1/2= 136,06*103Нмм. Напряжение изгиба sи= М21/(0,1* d3 к2) = 136,06*103/(0,1*453)= 14,93 МПа Напряжение кручения t = Мкр2/(0,2* d3 к2) = 172*103/(0,2*453)= 9,44МПа s-1= 0,4 sв = 0,4*750= 300МПА. t-1= 0,2sв = 150 МПа, tв= 0,6sв= 450 МПа. По рекомендациям [4] принимаем sа=sи; ta=tm= 0,5t; ys=0; yt=0,05 По графику (рис. 15.5 кривая 2) Kd= 0,75. По графику (рис. 15.6) для шлифованного вала КF= 1. По табл. 15.1 для шпоночного паза Кs = 2,0; Кt=1,7. Находим запас сопротивления усталости по изгибу Ss=s-1/[saKs/(KdKF)+yssm] = 300*0,75/(14,93*2)= 7,53; St= t-1/[ta Кt/(KdKF)+ yttm]= 150/[4,72*1,7/(0,75)+ 0,05*4,72]= 13,72
Откуда при совместном действии сил S= Ss* St/(S2t+ S2s)1/2 = 6,6> 1,5.
Рис. П2.4
Для второго сечения изгибающий момент равен Ми2@ Fm2c2 = 3278,7*40= =1,31*105Нмм Напряжения изгиба sи2= Ми2/(0,1*dп2 3) = 1,31*105/(0,1*403)= 20,49МПа. кручения t2= Мкр2/(0,2* dп2 3) = 172*103/(0,2*403)=13,4 МПа.. Принимаем радиус галтели перехода от диаметра под муфту к диаметру вала r = 2 мм, тогда r/d=2/45=0,044 и находим по (табл. 15.1 [4]). По табл. 15.1[4] находим Ks=2,1, Kt= 1,5 Определяем запасы сопротивления усталости по изгибу Ss= s-1/[saKs/(KdKF)+ yssm] = 300*0,75/(20,49*2,1)= 5,22. по кручению St= t-1/[taKt/(KdKF)+ yttm] = 150/[6,72*1,5/(0,75)+ 0,05*6,72]= 10,88. S= Ss* St/(S2t+ S2s)1/2 = 5,22* 10,88.(5,222+ 10,882)1/2 = 4,71>1,5. Больше напряжено 2-е сечение- под подшипником. Проверяем статическую прочность при перегрузках, когда напряжения удваиваются sэк= (s2и2+ 3t2 2)1/2= [(2*20,492+ 3(2*13,4)2]1/2= 61,92 МПа. Должно быть меньше [s]@ 0,8sт= 0,8* 450= 360 МПа. По прочности удовлетворяет.
4.2.5. Проверяем жесткость вала. Наиболее опасным здесь является прогиб вала под колесом. Для определения прогиба вычислим момент инерции сечения вала J= pd4п2/64= p*454/64= 2,01*105, мм4 Прогиб в вертикальной плоскости от силы Fr2 равен мм yв = Fr2a2 2 b2 2/(3EJ l2) = 165,4*702 352/(3*2,1*105*2,01*105*105)= 7,47*10-5 мм От момента Ма прогиб равен нулю. Прогиб в горизонтальной плоскости от сил Ft и Fм равен yг= Ft(a2*b2)2/(3EJ l2) + Fмс2 a2 (l2 2- a2 2)/(6EJ l2) = = 1869* 702 352/(3*2,1*105*2,01*105*105)+ 3278,7*40*70*(1052- - 702)/ (6*2,1*105*2,01*105*105)= 1,31*10-3+ 3,37*10-5= 8,65*10-4 Суммарный прогиб равен, мм Y= (y2в+ y2г)1/2 = [(0,747*10-4)2 +(8,65*10-4)2]1/2 = 8,68*10-4мм. Допускаемый прогиб [y]@ 0,01*m= 0,01*2= 2*10-2мм. Следовательно, прогиб меньше допускаемого. 4.2.6.Определение резонансных частот. Сила веса колеса Gш = 9,8* 7,8*10-6* 0,786*d2m2b’ = 9,8* 7,8*10-6* 0,786* 1842* 8,98= 18,3 H. Здесь ширина колеса определялась из выражения b’@1,1 b*cosd2= 1,1*33,6*0,243= 8,98 мм. (Для цилиндрических колес при cosd2 =1 можно приближено брать b@1,1 bw, хотя в принципе следует учитывать размеры ступицы колеса, его конфигурацию. Вместо dm2 необходимо подставлять делительный диаметр колеса). Прогиб вала от веса колеса, мм yнш=Gшa2b2/(3E J l)= 18,3*702 352/(3*2,1*105*2,01*105*105)= 8,26*10-6мм. Резонансные частоты круговая wr1= (g/yнш)1/2 = (9800/8,26*10-6)1/2= 3,44*104 рад/сек. периодическая nr= wr1/(2p)= 5,47*103Гц. Первая критическая частота вращения, при которой возможен резонанс, равна nкр1= 60nr= 328,2*103 об/мин. Вторая критическая частота вращения от зубцовых колебаний nкр2= 60 nr / z1= 60 * 5,47*103/92= 3567 об/мин. Крутильная упругость вала Jк= 2*(b2 +c2)/[8*105(dсв2/2)4] = 2*(35+40)/[8*105*(36,67/2)2]= 1,66*10-9 1/(Нмм) где dсв2@ [(dм2+ c2) dм2 2+ b2dn 22)/(dм2+ b2 + c2)]1/2= 36,67 мм- средний диаметр вала. Маховой момент колеса Jмах= mшR2/2 = (Gш/g)(dm2/2)2/2= (18,3/9800)*(184/2)2/2= 7,9 Нммсек2 Крутильные резонансные частоты круговая wkr= (JмахJк)-1/2 = (7,9*1,66*10-9)-1/2= 8732 рад/сек; периодическая nkr= wkr/(2p)= 1390,4Гц. Третья критическая частота по крутильным колебаниям nкр3= wkz*60/(2p) = 8732*60/6,28 = 83427 об/мин. Четвертая критическая частота вращения от зубцовых колебаний nк42= 60 nkr / z2= 60 * 1434/92= 906,8 об/мин. Критические частоты вращения не совпадают с частотой вращения выходного вала.
4.2.7. Проверочный расчет подшипников качения на выходном валу. Выбранные в п.п. 4.2.2 подшипники № 2007208 имеют Са= 59780 Н, Со= 45080 Н Ресурс подшипников, Lh0= 24000 час. Находим Fa2/C0= 659,9/45080= 0,0146. Суммарные радиальные составляющие, Н Fr1= (A21+ A22)1/2 = (829,92+ 1872,22)1/2= 2047; Fr2= (B21+ B22)1/2 = (688,42+ 3281,72)1/2 = 3353. По табл. 16.5 [1] находим e= 1,5*ctg a. Из каталога следует a =15° и e=5,56 и далее при V=1 Fa2/(VFrmax)= 659,9/3353= 0,197 При этом X=1, Y=0. По рекомендациям [1] принимаем Кs= 1,3; Кт= 1. Тогда радиальная нагрузка Pr= Frmax*1,3= 1,3*3353= 4358 H. Используя графики типовых режимов (рис. 8.42 [1]), эквивалентную долговечность определим, час LhE= KHELh0=0,25*24000= 6000. Находим эквивалентный ресурс LE = 60*10-6*n*LhE= 60*10-6*240*6000= 86,4 млн. обор. При а1=1, а2=1, р=3,33 определим динамическую грузоподъемность C= Pr [LE /(a1a2)]1/P = 4358*(86,4)1/3,33= 16605 H. Проверяем подшипник по статической грузоподъемности c учетом 2-х кратной перегрузки. P0= X0Fr+ Y0Fa = 2(0,6 Fr max+0,5Fa2)= 2*(0,6*3353+ 0,5*659,9)= 4683,5Н Сравниваем с паспортной составляющей. При необходимости уточняем подшипник и выбираем Са, С0. Здесь этого не требуется. 4.2.8. Выбор и расчет шпонок Муфта Из справочника [5] для диаметра 35 мм выбираем призматическую шпонку 10х8х35 ГОСТ 23360- 78 из чистотянутой стали с пределом прочности свыше 600 МПа. Рабочая длина шпонки составляет lp= l- b= 35- 10= 25 мм. Проверяем шпонку на смятие, МПа sсм= 4Мкр1/(hlpdb)= 4*172*103/(8*25*35)= 98,3 МПа < [ sсм ]= 80…150 МПа.
Колесо Из справочника [5] для диаметра 45 мм выбираем призматическую шпонку 14х9х40 ГОСТ 23360- 78 из чистотянутой стали с пределом прочности свыше 600 МПа. Рабочая длина шпонки составляет lp= l- b= 40- 14= 26 мм. Проверяем шпонку на смятие, МПа sсм= 4Мкр1/(hlpdb)= 4*172*103/(9*26*45)= 65,3 МПа < [ sсм ]= 80…150 МПа.
Введение
В настоящее время наблюдается значительное расширение сферы обслуживания. В развитых странах более 50% предприятий тем или иным образом связаны с обслуживанием. Сегодня туризм является сферой предпринимательской деятельности, которая превратилась в динамично развивающуюся отрасль. В мировом экспорте туризм занимает 3 место, уступая лишь экспорту нефти и продаже автомобилей. В России так же наблюдается активный рост интереса к туристическому и, как следствие, гостиничному сектору экономики. Для ряда стран индустрия гостеприимства это источник дополнительных рабочих мест, обеспеченность занятость населения, расширение международных контактов. Развитие гостиничного хозяйства является стратегически важным направлением для туристской отрасли. По данным Всемирной туристической организации, в мире насчитывается более 16 млн. гостиниц. По оценкам Всемирного совета по туризму и путешествиям, туристский рынок нашей страны в ближайшее десятилетие будет «бурно развиваться, переживем бум инвестиций, войдет в 3 мировых лидеров по объему капиталовложений в туристкою отрасль». В случае реализации наша страна превратиться в один из ведущих центров международной индустрии гостеприимства. В настоящее время гостиничный сектор в России располагает 3,8 тыс. отелей. Москва столица и самый большой мегаполис РФ, но туристский потенциал используется всего лишь на 6-10% от имеющихся в городе возможностей. Общее число туристов, ежегодно посещающих ведущие западноевропейские столицы, превышают соответствующие показатели по Москве в 10-15 раз. Объем обслуживания в Москве, однако, растет, достигая пока около 1,5 млн. иностранных туристов ежегодно, в то время как для Парижа этот показатель составляет 25 млн., для Лондона- 18 млн. туристов. Сегодня в столице функционируют 186 гостиниц на 67,1 тыс. мест. С разной классификацией повышающих уровень гостиниц. Классификация гостиниц - это определение соответствия конкретной гостиницы и номеров критериям или стандартам обслуживания. В настоящее время в мире насчитывается более 30 систем классификации гостиниц, причем в каждой стране приняты свои национальные стандарты. Национальные системы классификации, поддерживаемые государством или национальными гостиничными ассоциациями путем национальных стандартов и узаконенных правил сертификации гостиничных услуг, касаются в основном количественных характеристик материальной базы, полноты сервиса, уровня и качества гостиничных услуг. Начало гостиничной классификации было положено ещё в те времена, когда существовало очень мало заведений, заслуживающих доверия. Классификация имела целью обеспечить безопасные и качественные услуги по проживанию и питанию для путешественников. Для отелей классификация - это способ представить необходимые потребителю сведений о качестве сервиса, инфраструктуре и других возможностях предприятия, помогая, таким образом, потенциальным клиентам и демонстрируя свою лояльность к ним. Для потребителей классификация означает большую согласованность в оценке гостиниц. Гостиничные предприятия классифицируют по различным критериям. Наиболее употребляемые среди них: уровень комфорта, вместимость немого фонда, функциональное назначение, месторасположение, продолжительность работы, обеспечение питанием, продолжительность пребывания, уровень цен, форма собственности. Таким образом, в этой курсовой работе рассматривается классификация гостиниц в России, а так же за рубежом. Критерии и стандарты по обслуживанию принятые мировыми ассоциациями туризма. И рассмотрим это все на примере гостиницы «Президент отель».
|
