Курсовая работа: Аппарат искусственной вентиляции легких

Для определения примерной циклической прочности необходимо знать отношение максимально допустимого удлиннения сильфона к рабочему. Наибольшее число циклов, которое можно определить по номограмме – 1'000'000 и более, при этом отношение удлиннений соответствует около 10. Далее будет вычеслен рабочий ход сильфона – 90 мм. Т.е. для обеспечения максимального ресурса, сильфон должен быть способен растягиваться до 900 мм., при этом не разрушаясь. Легко посчитать длину цилиндра – заготовки, из которой будет сделан сильфон, его длина составит 477 мм. Удлиннение до 900мм составит всего 188%. Этим можно показать, что сильфон получился очень надежным, и его ресурс будет определяться практически только естественным старением полимера.

Рис 3.

4.  Кинематический расчет передачи зубчатым ремнем

Рис 4.

Кинематический расчет привода осуществляется в следующем виде:

Линейная скорость передвижения меха записывается в виде:

                            (6)

где:

– радиус зубчатого колеса 5;

– угловая скорость этого зубчатого колеса.

С другой стороны линейная скорость меха можно записать в виде:

                              (7)

где:

 – закон движения крышки меха, который имеет следующий вид:

                           (8)

где

– ход крышки меха, мм,

– частота вентиляции равная 50 мин==0,83 Гц.

Находим производную по времени от  и подставляем в формулу (7), получим:

                       (9)

Из формулы (6) выражаем :

                            (10)

Теперь подставим формулу (9) в формулу (10), получим:

                        (11)

Здесь можно пренебречь потому что это выражение изменяет только направление движения меха. Угловая скорость  будет зависеть от частоты вентиляции .

Подставляем числовые значения в формулу (11), получим:

==26,062 рад/с

Найдем угловую скорость двигателя по формуле:

                           (12)

где:

n – частота вращения ротора двигателя (об/мин).

Подставив числовые данные, получим:

рад/с.

Найдем общее передаточное отношение.

Общее передаточное отношение запишется в виде:

                             (13)

где:

-соответственно передаточные отношения первой и второй ступени зубчатых передач.

;                          (14)

Подставляя (14) в (13) получаем, что общее передаточное отношение примет вид:

                       (15)

Диаметр делительной окружности:

                             (16)

где:

z – число зубьев З.К.,

m – модуль (характеристика масштаба колеса)

Значение модуля примем по таблице 5 [5. С. 248] с учетом мощности и числа оборотов. m = 2.

Диаметр вершин зубьев:

                            (17)

Диаметр впадин зубьев:

                           (18)

Определение мощности двигателя основывается на балансе мощностей в статическом режиме работы:

N=, [2. т. 1, с. 30]                   (19)

где:

N – минимально необходимая мощность двигателя, Вт;

M – статический момент сил сопротивления на выходном валу редуктора, Н*с;

 – номинальная угловая скорость выходного вала редуктора, рад/с;

 – к.п.д. редуктора;

 – коэффициент запаса, =1,05…1,1.

Подставим числовые данные:

1.                Рассчитаем передаточное отношение:

.

2.                Пусть число зубьев первого зубчатого колеса , тогда т.к. используются 2 одинаковые клиноременные понижающие передачи, то передаточное отношение каждой из них будет i = 2, а следовательно количество зубьев на большем зубчатом колесе будет z= .

3.                Рассчитаем делительные диаметры зубчатых колес:

мм.

мм.

мм.

4.                Рассчитаем диаметры вершин зубьев:

мм.

мм.

мм.

5.                Рассчитаем диаметры впадин зубьев:

мм.

мм.

мм.

6.                Момент двигателя выходного вала:

Н×м.

Номинальная мощность электродвигателя:

N===48,5 Вт.

Определим расчетную мощность электродвигателя по формуле:

5.  Расчет ременной зубчатой передачи

Рис 5.

Межосевое расстояние находится по формуле:

                             (20)

где  находится по формуле при выполнении условия  (в нашем случае это условие выполняется):

             (21)

где:

- число зубьев первого (меньшего) и второго (большого) зубчатого колеса соответственно.

- число зубьев зубчатого ремня, которое выражается из формулы:

,                   (22)

 для 5, 6, 7 и 8-го зубчатых колес находится по формуле:

                           (23)

После определения межосевого расстояния определяются угол обхвата  ремня и число зацепляющихся со шкивами зубьев n.

Угол обхвата для большего шкива:

                          (24)

Угол обхвата для меньшего шкива:

                          (25)

Число зубьев в зацеплении соответственно с большим и меньшим шкивами определяется по формуле:

                        (26)

Число n округляется до ближайшего меньшего целого.

Подставляем числовые данные:

.

z

.

 для 5, 6, 7 и 8-го зубчатых колес находится по формуле:

.

.

Угол обхвата для большего шкива:

.

.

Угол обхвата для меньшего шкива:

 > 120.

Число зубьев в зацеплении с большим зубчатым колесом:

.

Число зубьев в зацеплении с меньшим зубчатым колесом:

.

Расчет зубчатого ремня

Найдем скорость ремня  [5. C. 251].

По табл. 2 [5. C. 246] при  = 28 мм и  = 1.466 м/с находим мощность, передаваемую одним ремнем – W и вычислим потребное число ремней по формуле:  [5. C. 245]                    (27)

где:

K= 1 при спокойной нагрузке;

К =  – корректирующий коэффициент,

 – коэффициент угла обхвата, при , = 0,97.

 = 1,167;

 = 1.

.

Значит достаточно одного ремня.

Рассчитаем общую мощность передачи W и полезную нагрузку Р:

 [5. C. 245],                       (28)

 [5. C. 245],                      (29)

W = 0.15 кВ;

P = кН.

6. Расчет подшипников

В данном аппарате ИВЛ применяются радиальные однорядные шарикоподшипники.

Расчет шарикоподшипника из условия долговечности.

Выбор подшипников качения производят по приведенной нагрузке Р и расчетному ресурсу L в млн. оборотов по формуле:

С=Р [5. С. 152],                       (30)

где р=3 для шарикоподшипников.

Долговечность вычисляется по формуле:

L= [5. C. 149],                      (31)

где L – долговечность, ч.;

частота вращения подшипника ;

динамическая грузоподъемность.

Приведенную динамическую нагрузку определяют по следующей зависимости для радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников

 [3. C. 268]                    (32)

где:

R – радиальная нагрузка (Н);

А – осевая нагрузка (Н);

-коэффициент безопасности , т.к. нагрузка спокойная.

– Температурный коэффициент (при рабочей температуре до 100°С );

 – коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца );

X и Y – коэффициенты нагрузки, определяются по таблице.

Зададимся диаметром вала: d = 8 мм.

По ГОСТу 8338-75 выберем типоразмер подшипника, внутренний диаметр которого равен диаметру цапфы вала – подшипник 1000098:

Внешний диаметр D = 19, количество шариков z = 8. Диаметр шарика Dw =3 мм, предельное количество оборотов в минуту nпр=25000(об/мин). Максимальная динамическая грузоподъемность для данного подшипника С= 900 Н.

Рассчитаем осевую нагрузку А.

Находим по номограмме соответствующий момент трения:. Зная момент трения и число шариков z, по номограмме находим соответствующую осевую нагрузку: .

Рассчитаем радиальную нагрузку R по формуле:

M=M+1,5А+1,25fR                      (33)

где:

f – коэффициент трения качения (f=0,02мм).

M – Начальный момент трения ненагруженного подшипника, М0,04D,

 – диаметр окружности центров шариков (D(D+d)/2 ( мм)),

D==13.5 мм.

М0,54 Н

Из формулы (30) выражая радиальную нагрузку R, получим:

.

Отношение осевой нагрузки к радиальной А/R=2,5/38,126=0,066<0,35 следовательно радиальный тип подшипника выбран правильно.

Находим коэффициенты X и Y по таблице 44 [3. C. 268]:

Найдем значение отношения:

Исходя из неравенства  определяем по таблице X и Y. [3. C. 268]

0,0660,19, следовательно X = 1 и Y = 0.

Вычислим значение приведенной нагрузки Р:

.

Зададимся долговечностью работы L= 10 часов.

Вычислим долговечность:

млн. оборотов.

Найдем динамическую грузоподъемность:

 Н.

Максимальная динамическая грузоподъемность для данного подшипника С= 900 Н. Следовательно подшипник удовлетворяет режиму работы.

7. Заключение

В ходе работы над курсовым проектом было дано описание технических характеристик прибора, достоинства и недостатки, расчет передач зубчатым ремнем, расчет подшипников, расчет дыхательного меха и кинематический расчет.

Графическая часть курсового проекта включает в себя сборочный чертеж прибора ИВЛ «Авенир-221», деталировку и схему кинематического привода.

8. Список литературы

1.Упругие элементы приборов. 2-е издание. Андреева С.М. – М.: Машиностроение, 1981.

2.Тищенко О.Ф. Элементы приборных устройств. Курсовое проектирование, ч. 1,2. – М.: Высшая школа, 1978.

3.Милосердин Ю.М. Расчет и конструирование механизмов, приборов и установок. – М.: Машиностроение, 1987г.

4Шик А.Н. Руководство по классической физиологии дыхания. Л.: Медицина, 1980 г.

5.Расчет на прочность деталей машин: Справочник/ И.А. Биргер, Б.Ф. Шорр, Г.Б. Иосилевич. – 3-е изд., перераб. и доп. – М.:Машиностроение, 1979. 702 с.

6.Справочник конструктора точного машиностроения/ Г.А. Веркович, Е.Н. Головенкин, В.А. Голубков и др.; Под общ. ред. К.Н. Явленского, Б.П. Тимофеева, Е.Е. Чаадаевой. – Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1989. 792 с.

7.http://www.mks.ru/ «Медицинские компьютерные системы».

http://www.mks.ru/library/conf/biomedpribor/2000/plen08.html

«РЕАЛИЗАЦИЯ СОВРЕМЕННЫХ МЕДИЦИНСКИХ ТЕХНОЛОГИЙ В НОВОЙ НАРКОЗНО-ДЫХАТЕЛЬНОЙ АППАРАТУРЕ». Р.И. Бурлаков, А.А. Бунятян, Ю.С. Гальперин, Ю.Г. Стерлин, А.И. Трушин. ЗАО “ВНИИМП-ВИТА” (НИИ медицинского приборостроения) РАМН, РНЦХ РАМН, г. Москва.