Аппарат искусственной вентиляции легких (стр. 4 из 6)

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 бóльшие 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.

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.