Аппарат искусственной вентиляции легких

Ременная передача зубчатым ремнем - это механическая передача вращения двигателя при помощи натянутого зубчатого ремня, перекинутого через шкивы, закрепленные на валах.

Достоинствами ременных передач являются:

относительно высокий КПД (0,92-0,98);

большая нагрузочная способность;

возможность получения больших передаточных отношений;

малая вытяжка;

малая нагрузка на валы и опоры;

- бесшумность работы при больших скоростях и без динамических нагрузок.

Ремни изготавливают из эластичных пластмасс и резины.

3.Шкив - это деталь ременной передачи, колесо которого имеет цилиндрическую форму.

4.Траверса - это горизонтальная балка, опирающаяся на вертикальные
стойки. Является частью конструкции (обычно в виде поперечной балки). В
данной конструкции с помощью нее осуществляется сжимание разжимание меха.

5.Двигатель ДСТ-150 с частотой вращения до 1000 об/мин.

Для аппарата ИВЛ «Авенир-221» у дыхательного меха ход подвижной крышки меха от 0,744 - 9 см, скорость движения крышки меха при вдохе до 10 см/с. Скорость движения крышки меха при выдохе (заполнение меха смесью газа) до 10 см/с.

Описание работы привода

При включении данного прибора ось эл.дв. (1) начинает вращаться. На оси эл.дв. (1) жестко закреплено З.К. (2), которое через ременную передачу (10) приводит во вращение шкив (3). На одном валу вместе с З.К.2 жестко закреплено З.К.З (4), которое через ременную передачу (11) З.Р.2 приводит во вращение расположенные на одном валу З.К.5 (6) и З.К.7 (8). Расстояние между З.К.5 (6) и З.К.7 (8) такое, что между ними помещается мех (11). Зубчатые колеса З.К.6

и З.К.8 (9) расположены параллельно оси зубчатых колес З.К.5 (6) и З.К.7 (8) соответственно. Они вращаются посредствам ременных передач З.Р.З (12) и З.Р.4 (13). На З.Р.З (12) и З.Р.4 (13) жестко закреплена траверса Т (16). С помощью траверсы Т (16) происходит сжатие и разжимание меха М. (11). Перемещение меха М. (1) происходит за счет того, что конец траверсы Т. (16), приходя в крайнее верхнее или нижнее положение, замыкает поочередно выключатели К.В.1 (14) (верхнее положение) и К.В.2 (15) (нижнее положение). За счет поочередного замыкания выключателей происходит изменение направления тока в обмотках электродвигателя Эл.дв. (17). В результате этого ротор электродвигателя вращается поочередно то в одну сторону, то в другую, приводя мех в движение.

Таблица № 2

Параметры	Вариант № 1
Электродвигатель	ДСП- 150
Длина ремня, мм	447,45
Частота вентиляции, мин	50
Дыхательный объем меха, мл	1000
Давление	0,6

Рис 1. Кинематическая схема привода.

1 - электродвигатель; 2, 4, 5, 7, 8, 10, 12, 14 - шкивы; 3, 6, 9, 13 - зубчатые ремни; 11 - мех; 15 - выключатель 1; 16 - траверса; 17 - выключатель 2; I, II, III, IV, V - валы.

Расчет дыхательного меха (расчет сильфона)

Сильфоны представляют собой тонкостенные трубки с гофрированной боковой поверхностью. Преимуществами сильфонов являются:

Большая чувствительность по давлению и большое тяговое усилие;

Рис 2.

Линейность упругой характеристики.

Примем объем меха 1 литр = 10 мм, высоту меха L = 100 мм.

Материал - резина.

Тогда эффективная площадь меха будет рассчитываться по формуле

S = = =10мм (1)

Средний радиус меха R===39,940 мм. (2)

Зная, что R==40, то R+R=2R. Отсюда R=30 мм, R=50 мм.

Угол наклона стенки гофра к горизонтали находится по формуле:

, [1. C. 265] (3)

где:

- угол наклона стенок гофр меха к горизонтали,

t - шаг волны гофрировки,

r- радиус закругления гофра.

==0.3929.

Жесткость меха K рассчитывается по формуле:

K=, [1. C. 270] (4)

где:

Е - модуль упругости (Е=8*10Па для резины) [],

h - толщина стенки меха,

n - число рабочих гофров,

- безразмерная жесткость, определяется по номограммам (по штриховым линиям, характеризующим относительную жесткость) и зависит от величин:

, , ; [1. C. 265] (5)

Пусть r= 3 мм, t = 15 мм, h= 1 мм, n = 7. Тогда:

, k = [1,5…1,7]; m = =0,1; ==0,03

По номограммам определяем для случая нагружения осевой силой при растяжении и сжатии (условие свободного хода 0, p = 0). Она равна 6,05.

Тогда K=6,05=8,6843 Н/м

К числу основыных рабочих свойств сильфона относятся циклическая прочность, под которой подразумевается число циклов, выдерживаемое сильфоном до разрушения, при переменных нагрузках.

Исследование циклической прочности проводят в основном эксперементальным путем. В ГОСТ 21482-76 и ГОСТ 21754-76 приведены номограммы для определения числа циклов до разрушения бесшовных и сварных сильфонов.

Традиционная оценка циклической прочности, принятая при расчете деталей машин, основанная на сопоставлении напряжений цикла в опасной точке детали с пределом выносливости материала, который определяют при испытании стандартных образцов. Однако изучение усталостных характеристик материалов, применяемых для изготовления сильфонов, на образцах практически невозможно из-за трудностей точного воспроизведения в образце механического состояния материала сильфона. Это связано с тем, что технология изготовления бесшовных сильфонов предопределяет существенный разброс велечины пластической деформации, а следовательно и механических свойств в разных точках сильфона. По этому следует считать целесообразным изучение циклопрочности не на образцах материала, а на самих сильфонах, которые испытывают при каком-нибудь определенном цикле нагружения.

В [1] приведены усредненные номограммы для определения циклической прочности сильфонов, выполненных из металлов. Известно, что полимерные изделия более пластичны и могут выдержать бульшие относительные удлиннения, чем металлы. Так, выбранный тип резины выдерживает удлиннение в 400% без разрушения, и 600% с последующим разрушением, при этом остаточная деформация составляет не более 25%.

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.

Кинематический расчет передачи зубчатым ремнем

35

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:

Нм.

Номинальная мощность электродвигателя:

N===48,5 Вт.

Определим расчетную мощность электродвигателя по формуле:

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 100С );

- 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 D =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.

Страницы: 1, 2