43110

Проектирование привода для ленточного конвейера

Реферат

Производство и промышленные технологии

Выбирается в зависимости от скорости скольжения где вращающий момент на колесе передаточное число тихоходной ступени частота вращения червячного колеса При скорости скольжения что соответствует 2ой группе “ безоловянные бронзы и латуни при скорости скольжения для зубчатого венца червячного колеса выбираю материал – ЛАЖМц66632 отливка центробежная Допускаемые контактные напряжения : где для червяков с твердостью на поверхности витков Допускаемые напряжения изгиба вычисляются для материала зубьев червячного колеса:...

Русский

2013-11-03

5.19 MB

7 чел.

Реферат

Реферат содержит 63 страниц, 20 рисунков, 0 таблиц, 3 спецификации.

В моей работе необходимо спроектировать привод для ленточного конвейера, а также подобрать муфты, двигатель. Привод состоит: из редуктора, который в свою очередь состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи – шестерни, зубчатые прямозубые колёса, подшипники, валы и пр.; двигателя; муфт.

Основным элементом привода является редуктор. Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.


1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЕ
РАСЧЕТЫ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВРАЩАЮЩИХ МОМЕНТОВ
НА В
АЛАХ.

1.1 Выбор электродвигателя

По исходным данным определяем мощность на рабочем органе машины:

Pраб.м=Ft*V=4500*0.65=2925Вт,

где - окружная сила, Н

 V – скорость ленты конвейера, м/c.

Определяем требуемую мощность электродвигателя:

,

где   – общий КПД привода:

где  – КПД муфт,

              -КПД цилиндрической(с опорами, закрытой),

КПД принимаются по табл. 1.1 , стр.6 [1].

Определим частоту вращения выходного звена

,

где D – диаметр приводного барабана, м; V-скорость ленты,м/с;

Для заданной конфигурации редуктора рекомендуемыми  передаточным отношениями являются, ;табл. 1.2,стр.7 [1].

По табл. 24.9,стр.459 [1].выбираем двигатель мощностью Рноминальная=4 кВт

АИР112МВ6/950,  nэд=950 мин-1

1.2 Кинематические расчеты

Общее передаточное отношение привода при его компоновке определяется по формуле;

так как в схеме привода отсутствует ременная или цепная передача.

Для двухступенчатого редуктора , где – передаточные отношения тихоходной и быстроходной ступеней соответственно. Табл. 1.3, стр.9 [1].

Расчет быстроходной ступени редуктора: 

 

1.3 Определение частот вращения валов привода

После определения передаточных чисел ступеней редуктора (коробки передач) вычисляем частоты вращения валов привода.

Частота вращения вала колеса тихоходной ступени

;

Частота вращения вала шестерни тихоходной ступени равна частоте вращения вала колеса быстроходной ступени двухступенчатого соосного редуктора:

Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени:

        

1.4 Определение мощностей на валах

Мощность на входном валу:

Р0=Ртреб.эд=1,997кВт;

Мощность на первом валу:

Мощность на втором валу:

Мощность на третьем валу:

Мощность на выходном валу:

        

1.5 Определение вращающих моментов на валах

        Момент на валу электродвигателя

Момент на валу шестерни быстроходной ступени редуктора:

Момент на валу шестерни тихоходной ступени (на валу колеса быстроходной ступени):

Момент на валу колес тихоходной ступени редуктора:

          Вращающий момент на приводном валу:

        

        


2.РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА

2.1 Расчёт червячной передачи

Материалы червяка и колеса. Для червяка выбираю ту же марку стали, что и для зубчатого колеса – Сталь 40Х, улучшение и закалка ТВЧ

твёрдость зубьев:   в сердцевине      269-302НВ

                                на поверхности  45-50HRC

Материал зубчатого венца червячного колеса.

Выбирается в зависимости от скорости скольжения

где - вращающий момент на колесе

- передаточное число тихоходной ступени

- частота вращения червячного колеса

При скорости скольжения , что соответствует 2-ой группе “ безоловянные

бронзы и латуни, при скорости скольжения   , для зубчатого венца червячного колеса выбираю материал – ЛАЖМц66-6-3-2 , отливка - центробежная

,

Допускаемые контактные напряжения :

где - для червяков с твердостью на поверхности витков

Допускаемые напряжения изгиба вычисляются для материала зубьев червячного колеса:

где - коэффициент долговечности

где - эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за

весь срок службы передачи.

- суммарное число циклов перемены напряжения

,

где- время работы передачи

- исходное допускаемое напряжение изгиба

- для 2-ой группы материалов

 

Предельные допускаемые напряжения при проверке на максимальную или

единичную пиковую нагрузку

для 2-ой группы материалов :

Межосевое расстояние (мм)

где  - для эвольвентного червяка(т.к передаваемая мощность больше 1 кВт)

- коэффициент концентрации нагрузки

- начальный коэффициент концентрации нагрузки, зависит от числа витков червяка

при    ,  ,

                

  

Полученное расчетом межосевое расстояние  округляют в большую сторону: для стандартной червячной пары- до стандартного числа из ряда (мм): 80,100, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280  

Основные параметры передачи

число зубьев колеса

модуль передачи   

принимаю m=5мм

коэффициент диаметра червяка 

, полученное значение q округляют до ближайшего стандартного:

Минимально допустимое значение q из условия жесткости червяка :

;

коэффициент смещения

Угол подъёма линии витка червяка :

на делительном цилиндре :  

на начальном цилиндре :

фактическое передаточное отношение :

Размеры червяка и червячного колеса

Делительный диаметр червяка :

Диаметр начальный червяка :

Диаметр вершин витков :

Диаметр впадин :

Длина нарезанной части червяка при>0:

При    

Диаметр делительный червячного колеса :

Диаметр вершин зубьев :

Диаметр впадин :

Диаметр колеса наибольший :

Где  к=2 для передач с эвольвентным червяком

Ширина венца : 

Где

Принимаю

Проверочный расчет передачи на прочность

Определяем скорость скольжения в зацеплении

Где

По полученному значению  уточняют допускаемое напряжение:

Где  - для эвольвентных передач

- коэффициент нагрузки

Окружная скорость червячного колеса , м/с 

При обычной точности изготовления и выполнении условия жесткости червяка принимают:

при

- коэффициент концентрации нагрузки

 

- коэффициент деформации червяка

X  коэффициент учитывающий влияние режима работы передачи на приработку

-

Условие прочности выполняется

Определение КПД червячной передачи

;

Где

Определение сил в зацеплении :

Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

K=1.00086

при

Проверочный расчёт на прочность зубьев червячного колеса при действии пиковой нагрузки

Действие пиковых нагрузок оценивается коэффициентом перегрузки

- условие прочности выполняется

Проверка зубьев червячного колеса на прочность по напряжениям изгиба при действии пикового момента

- условие прочности по напряжениям изгиба при действии пикового момента выполняется.

 Тепловой расчёт.

Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без

искусственного охлаждения.

- коэффициент учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую раму

- коэффициент теплоотдачи для чугунных корпусов при естественном охлаждении.

А=0,42 м2, при aw=140мм, где А- поверхность охлаждения корпуса;

3 Расчёт быстроходной ступени

3.1 Выбор материала для передачи.

Для вала шестерни:

Сталь 40Х. Термообработка - улучшение

Для цилиндрического колеса:

Сталь 40Х. Термообработка – улучшение.

 

Расчёт зубчатых передач

Выбор твёрдости, термической обработки  и материала колёс

- Материал для зубчатого колеса – Сталь 40Х

Термическая обработка – улучшение, твёрдость ,

- Материал для шестерни – Сталь 40Х

Термическая обработка шестерни  – улучшение, твёрдость ,

3.2Расчет цилиндрической зубчатой передачи

1. Межосевое расстояние:

Предварительное значение межосевого расстояния  , мм :

где - вращающий момент на шестерне,

      u- передаточное число

      К – коэффициент зависящий от поверхностной твёрдости и  зубьев шестерни и

            колеса.

      К=10 при  ,

       «+»-относится к внешнему зацеплению; «-»-относится ко внутреннему зацеплению;

Вычисляем окружную скорость , м/с по формуле

где  - частота вращения ведущего вала привода

При скорости скольжения , для прямозубых цилиндрических передач выбираю 8-ую степень точности(передачи пониженной степени точности);

Допускаемые контактные напряжения

где - предел контактной выносливости , зависящий от материала , способа термической обработки  и средней твердости

для шестерни :

для колеса :       

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса

 при условии  

- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяют по средней твёрдости поверхностей зубьев

для шестерни:

для колеса:      

- ресурс передачи

где - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за 1 оборот

     (численно равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым)

- суммарное время работы передачи

- число лет работы

- коэффициент годового использования передачи

- коэффициент суточного использования передачи

В соответствии с кривой усталости напряжения  не могут иметь значений меньших . Поэтому при  принимаю

 

для материалов с однородной структурой(улучшенных);

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости

;

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости

- коэффициент запаса прочности для зубчатых колёс

, для зубчатых колес с однородной структурой материала(улучшенных);

Допускаемое напряжение  для цилиндрической передачи с прямым зубьями рано меньшему значению из допускаемых напряжений   колеса  и шестерни

для шестерни:       

для колеса:            

Выбираю “min” значение

Допускаемое напряжение изгиба зубьев колеса  и шестерни  определяем по общей зависимости (но с подстановкой соответствующих параметров для колеса и шестерни ), учитывая влияние на сопротивление усталости при изгибе долговечности (ресурса), шероховатости поверхности выкрушки (переходной поверхности между смежными зубьями).

где - минимальное значение коэффициента запаса прочности

      

- предел выносливости при отнулевом цикле напряжений

для шестерни (при улучшении):

для колеса (при улучшении):      

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса

, при условии

где  и  - для улучшенных зубчатых колёс

- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости

-назначенный ресурс передачи, вычисляется так же, как и при расчётах

по контактным напряжениям.

В соответствии с кривой усталости напряжения   не могут иметь значений меньших

. Поэтому  при  принимают  и соответственно

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями

- при зубофрезеровании

 - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложении нагрузки

- при одностороннем приложении нагрузки

для шестерни:

для колеса:

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле:

где  - для прямозубых колёс

      - коэффициент ширины, при несимметричном расположении колес относительно опор;

     МПа, допускаемые контактные напряжения

    - коэффициент концентрации нагрузки при расчёте на контактную прочность

- коэффициент внутренней динамической нагрузки

, при  и 8-ой степени точности;

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине

где =0,20 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев, его значение

определяется в зависимости от окружной скорости для зубчатого колеса с меньшей твердостью;

    - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине в начальный

период работы

    , определяют в зависимости от коэффициента ;

- коэффициент распределения нагрузки между парами зубьев

- начальное значение коэффициента распределения нагрузки между парами зубьев

 -  для прямозубых передач

где - степень точности

Принимаю

2.Предварительные основные размеры колеса :

делительный диаметр:  

ширина:                          

3. Модуль передачи:

Максимально допустимый модуль ,мм, определяют из

условия не подрезания зубьев  у основания

Минимальное значение модуля

где - для прямозубых передач

МПа –допускаемые напряжения изгиба, берется меньшее из  

и ;

- коэффициент концентрации напряжений

где -коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения, зависящий от

значения степени точности и твёрдости рабочих поверхностей.

     

     - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у

   оснований зубьев по ширине зубчатого венца.

- коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями

По рекомендации преподавателя  принимаю m=2.5

Суммарное число зубьев :

Число зубьев шестерни и колеса:

Число зубьев шестерни:

Выбираю  
Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число:

Диаметры колёс:

Делительные диаметры :

   шестерни:

   колеса:     

Диаметры  и  окружностей вершин и впадин зубьев колёс

где  и - коэффициенты смещения у шестерни и колеса (,)

      y – коэффициент  воспринимаемого смещения  (y=0)

, где

Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям:

где  - для прямозубых передач

- что допустимо, условие прочности по контактным напряжениям

выполнено.

Силы в зацеплении: 

окружная:

Радиальная:

где - для стандартного угла

Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба: Расчётное напряжение изгиба :

в зубьях шестерни :

где - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений,

в зависимости от приведенного числа зубьев

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

- для 9-ой степени точности

- коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев в косозубой передаче

в зубьях колеса: 

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

- для 8-ой степени точности

- коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев в косозубой передаче

Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки:

Целью расчёта является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента .

Действие пиковых нагрузок оценивается коэффициентом перегрузки

где - максимальный из длительно действующих моментов, по которому проводят расчёты на сопротивление усталости.

 Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного

слоя контактное напряжение  не должно превышать допускаемые напряжения ;

где - контактное напряжение при действии номинального момента Т

  - при улучшении

 

- условие прочности по контактным напряжениям

выполнено.

 

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение

изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое

где - напряжение изгиба, вычисленное при расчётах на сопротивление усталости

Проверку выполняю для зубьев шестерни и колеса отдельно.

Допускаемое напряжение вычисляется в зависимости от вида термической обработки

и возможной частоты приложения пиковой нагрузки:

где - предел выносливости при изгибе

- максимально возможное значение коэффициента долговечности

- для сталей с объёмной термообработкой (улучшение);

- коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки

- коэффициент запаса прочности

для шестерни:

для колеса:

Условие прочности по напряжениям изгиба для шестерни и колеса выполняется

4. РАЗРАБОТКА ЭСКИЗНОГО ПРОЕКТА

После определения межосевых расстояний, диаметров и ширины колес приступаем к разработке конструкции редуктора, коробки передач. Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют расположение деталей передач, расстояния между ними, ориентировочные диаметры ступеней валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки, составляют эскизную компоновку деталей передач.

4.1 Диаметры валов

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяем по следующим формулам, вычисленные значения диаметров округляем в большую сторону до стандартных (табл. 24.1, стр.410 [1]):

для быстроходного (входного) вала:

              , d1 = 20 мм, диаметр под полумуфту;

, диаметр под подшипник;

, диаметр под шестерню;

для 1-го тихоходного вала(вала червяка):

        , диаметр под элементы передачи;

        , диаметр под подшипник;

диаметр под червяк;

        для 2-готихоходного вала:

  , диаметр под элементы передачи;

        , диаметр под подшипник;

диаметр под червяк;

для приводного вала:

, диаметр под элементы передачи;

        , диаметр под подшипник;

где  – номинальные моменты (Нм).

Концы валов берем цилиндрическими. Размеры берем по ГОСТ 12080-66 из табл. 24.28, стр. 432 [1].

Диаметры концов валов согласуем с диаметрами валов и с диаметрами отверстий устанавливаемых на них деталей по табл. 24.28, стр.432  [1]:

Высоту заплечика , координату фаски подшипника  и размер фаски колеса принимаем в зависимости от диаметра  посадочной поверхности по табл. на стр.113 [2].

4.2 Расстояние между деталями передач

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор  (рис. 4.2), который определяют по формуле:

где

– наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм.

Вычисленное значение  округляем в большую сторону до целого числа. В дальнейшем под  будем понимать также расстояние между внутренней поверхностью стенки корпуса и торцом ступицы колеса.

Для червячной ступени :

Принимаю  

Для цилиндрической ступени:

Принимаю  

Расстояние  между дном корпуса и поверхностью колеса или шестерни, или червяка для всех типов редукторов принимаем

5. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС.

5.1 Цилиндрические зубчатые колеса внешнего зацепления.

При объеме годового выпуска более 100 шт. применяют двухсторонние штампы. Форму зубчатых колес для этих случаев проектируем по рис. 5.1. Тонкими линиями показана заготовка колеса после штамповки на рис.5.1(б).

                

Рисунок 5.1

Элемент

колеса

Размер

Способ получения заготовки: штамповка

Обод

Диаметр

dа=110мм

Толщина

,

где  – модуль зацепления, мм.

Ширина

b2=20мм

Ступица

Диаметр

внутренний

Диаметр

наружный

Диаметр  назначают в зависимости от материала ступицы и соединения: для стали, при шпоночном соединении

Толщина

Длинна

Длину  посадочного отверстия колеса желательно принимать равной или больше ширины  зубчатого венца (). Принятую длину ступицы необходимо согласовать с расчетом соединения, выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал, и с диаметром посадочного отверстия :

Диск

Толщина

Для уменьшения влияния термической обработки на точность геометрической формы зубчатые колеса делают массивными, затем полученные значение округляем до стандартных значений:

Радиусы

закруглений

и уклон

, необходимые для свободной выемки заготовок из штампа принимают значения

Отверстия

----------

Примечания:

1.На торцах зубьев выполняются фаски размером

с округлением до стандартного значения  (стр. 63[1]);

2.Угол фаски на прямозубых колесах

5.2 Валы-шестерни.

Возможны два конструктивных исполнения шестерен зубчатых передач: за одно целое с валом (вал-шестерня) и отдельно от него (насадная шестерня). Более рациональной конструкцией является вал-шестерня. Изготовляют вал-шестерню из поковки. Качество (жесткость, точность, надежность) вала-шестерни оказывается выше, так как нет соединения шестерни с валом и, следовательно, меньше возможных погрешностей и источников отказов. При этом стоимость изготовления ниже, чем вала и насадной шестерни.

Именно поэтому все шестерни редукторов выполняют за одно целое с валом. Насадные шестерни применяют в тех случаях, когда по каким-либо причинам их нельзя сделать за одно целое с валом (например, по условиям работы шестерня должна быть подвижной вдоль оси вала).

При изготовлении вала-шестерни зубья цилиндрической зубчатой передачи нарезают на валу. При небольших передаточных числах обеспечивается нарезание зубьев со свободным входом и выходом инструмента. При больших передаточных числах наружный диаметр шестерни, как правило, мало отличается от диаметра вала, и валы-шестерни конструируют по рис. 5.2.

Рисунок 5.2

В конструкциях с врезной шестерней усложнено зубофрезерование и шлифование зубьев. По возможности следует предусмотреть вход инструмента со стороны заплечика вала.

                                       5.3  Червячное колесо

Чаще всего червячные колёса изготавливают составными : центр – из серого чугуна или из стали, зубчатый венец – из бронзы.

Конструкция червячного колеса и способ соединения венца с центром зависят от объёма выпуска. При серийном производстве (годовой объем выпуска более 100 шт.)   экономически выгоднее применять  наплавленный венец: снижаются требования точности обработки сопрягаемых поверхностей венца и центра, не нужны прессы для их соединения, не требуется крепление винтами. Чугунный или стальной центр нагретый до 700…800оС закладывают в металлическую форму, подогревают ее до 150…200оС и заливают расплавленной бронзой. На ободе центра предусматриваем  6  высверленных углублений. Толщину наплавленного венца принимаю .

Рисунок 5.3

Элемент

колеса

Размер

Значения

Обод

Диаметр

наибольший

dам2=220мм

Диаметр

внутренний

Толщина

Ширина

b2=50мм

Ступица

Диаметр

внутренний

Диаметр

наружный

Диаметр  назначают в зависимости от материала ступицы и соединения: для стали, при шпоночном соединении

Толщина

Длинна

Длину  посадочного отверстия колеса желательно принимать равной или больше ширины  зубчатого венца (). Принятую длину ступицы необходимо согласовать с расчетом соединения, выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал, и с диаметром посадочного отверстия :

Диск

Толщина

Для уменьшения влияния термической обработки на точность геометрической формы зубчатые колеса делают массивными, затем полученные значение округляем до стандартных значений:

Радиусы

закруглений

и уклон

, необходимые для свободной выемки заготовок из штампа принимают значения

Отверстия

----------

Примечания:

1.На торцах зубьев выполняются фаски размером

с округлением до стандартного значения  (стр. 63[1]);

2.Угол фаски на прямозубых колесах

5.4 Червяки

Червяки выполняются стальными и чаще всего заодно с валом. Одним из основных требований, предъявляемых к ним, является обеспечение высокой жёсткости червяка. Диаметр валачервяка назначают таким, чтобы обеспечить по возможности свободный выход инструмента при обработке витков и необходимую величину упорного заплечика для подшипника.

Рисунок 5.4

5.4 Установка колес на валах.

Для передачи вращающего момента чаще всего применяют призматические шпонки. Призматические шпонки имеют прямоугольное сечение; концы скругленные (рис. 5.3, а) или плоские (рис. 5.3, б).

 

                          Рисунок 5.5                                                Рисунок 5.6

Шпонки подбираем по напряжениям смятия ,

Быстроходная ступень.

По табл. 24.29, стр. 432 [1] подбираем соответствующую шпонку (рис. 5.5):

Шпонка ГОСТ 23360-78 призматическая

Промежуточная ступень.

Шпонка ГОСТ 23360-78 призматическая

Выходной вал

Шпонка ГОСТ 23360-78 призматическая

Шпонка ГОСТ 23360-78 призматическая

        ;

6. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ
ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ

Динамическая грузоподъемность  – постоянная нагрузка, которую подшипник может выдержать в течение 1 млн. циклов нагружения при вращении внутреннего кольца без появления признаков усталостных разрушений не менее чем у 90 % числа подшипников, подвергаемых испытаниям.

Исходя из величины  определяем номинальную долговечность (ресурс) подшипника  (ч).

Требуемая долговечность подшипника

Расчетный ресурс подшипника

где  – показатель степени,  для шариковых подшипников;

– для роликовых подшипников;

– коэффициент долговечности, принимаем  при надежности 90 %,

– коэффициент качества материалов и условий эксплуатации, для шарикоподшипников , для роликовых –

– динамическая нагрузка,

– коэффициент безопасности, по табл. 7.6 стр.108 [1] выбираем

– коэффициент, учитывающий температуру:  (до 100),

– частота вращения вала, мин-1

6.1 Быстроходный вал

6.1.1 Исходные данные

Силы, действующие на вал:

     

Определим опорные реакции от сил в зацеплении, Н:

1.Вертикальная плоскость:

Проверка:

2.Горизонтальная плоскость

     

    

 

3.Определим опорные реакции от Fм, Н:

     

     

4.Суммарные реакции опор:

Полные реакции опор:

5.Реакции опор для расчёта подшипников

6. Подбор подшипников для быстроходного вала:

   1.

    2. 

  3. Предварительно назначаем для опор роликовые радиальные подшипники с короткими роликами легкой серии 7205А Параметры подшипника:

4.

  

5. Определим осевые составляющие:

6.Т.к.

7.Оношение:

, где V- коэффициент вращения колеса, V=1 – при вращении внутреннего колеса подшипника

8.Эквивалентные динамические нагрузки при

9.Расчётный ресурс подшипника при

а значит подшипник 7205А подходит, основные параметры:

6.2 Тихоходный вал(вал червяка).

Силы, действующие на вал:

Определим опорные реакции от сил в зацеплении, Н:

1.Вертикальная плоскость:

Проверка:

2.Горизонтальная плоскость

     

    

Проверка:

3.Суммарные реакции опор:

Полные реакции опор:

4.Реакции опор для расчёта подшипников

6. Подбор подшипников для тихоходного вала

1.

2.

3. Предварительно назначаем подшипники роликовые двухрядные с большим углом конусности  серии 1027308А, для фиксирующей опоры. Параметры подшипника:

4.

  

5. Определим осевые составляющие:

6.Т.к.

7.Оношение:

, где V- коэффициент вращения колеса, V=1 – при вращении внутреннего колеса подшипника

8.Эквивалентные динамические нагрузки при

9.Расчётный ресурс подшипника при

а значит подшипники роликовые двухрядные с большим углом конусности  серии 1027308А подходит, основные параметры:

10. Для плавающей опоры(К):

     Выбираем подшипник 208(шариковый):

Расчётный ресурс подшипника при

а значит подшипник 208(шариковый) подходит, основные параметры:

6.3 Тихоходный вал(вал червячного колеса).

Силы и моменты, действующие на вал:

     

Определим опорные реакции от сил в зацеплении, Н:

1.Вертикальная плоскость:

Проверка:

2.Горизонтальная плоскость

   

 

    

Проверка:

3.Определим опорные реакции от Fм, Н:

     

     

4.Суммарные реакции опор:

Полные реакции опор:

5.Реакции опор для расчёта подшипников

6. Подбор подшипников для тихоходного вала

1.

2.

3. Предварительно назначаем подшипники роликовые конические однорядные повышенной грузоподьемности серии7212А. Параметры подшипника:

4.

  

5.Определим осевые составляющие:

6.Т.к.

7.Оношение:

, где V- коэффициент вращения колеса, V=1 – при вращении внутреннего колеса подшипника

8.Эквивалентные динамические нагрузки при

9.Расчётный ресурс подшипника при

а значит подшипники роликовые конические однорядные повышенной грузоподьемности серии7212А подходит, основные параметры:

6.3 Приводной вал

Силы и моменты, действующие на вал:

     

Определим опорные реакции от сил в зацеплении, Н:

1.

Проверка:

3.Определим опорные реакции от Fм, Н:

     

     

4.Суммарные реакции опор:

Полные реакции опор:

5.Реакции опор для расчёта подшипников

6. Подбор подшипников для тихоходного вала

1.

2.

3. Предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные сферические двухрядные средней серии1313. Параметры подшипника:

4.

  

5.Определим осевые составляющие:

6.Т.к.

7.Оношение:

, где V- коэффициент вращения колеса, V=1 – при вращении внутреннего колеса подшипника

8.Эквивалентные динамические нагрузки при

9.Расчётный ресурс подшипника при

а значит подшипники шариковые радиальные сферические двухрядные средней серии1313 подходит, основные параметры:

7. Расчеты валов на прочность

Расчет валов выполняем на сопротивление усталости

Для приводного вала используем среднеуглеродистую сталь марки 40Х

Механические характеристики стали (по табл. 10.2, стр. 165 [1]):

,  

,  

,  .

7.1 Тихоходный вал(вал червяка).

Для определения наиболее опасного сечения вала строим эпюры изгибающих и крутящих моментов:

Рисунок   . Эпюра изгибающих и крутящих моментов.

Силы, действующие на вал:

Определим опорные реакции от сил в зацеплении,в Н:

1.Вертикальная плоскость:

Проверка:

2.Горизонтальная плоскость

     

    

Проверка:

3.Суммарные реакции опор:

Полные реакции опор:

Построение эпюры ЭМХ:

1 Участок  

2 Участок  

3 Участок  

Построение эпюры ЭМY:

1 Участок  

2 Участок  

3 Участок  

Построение эпюры ЭМкр:

1 Участок:  

2 Участок:

3 Участок:

Наиболее нагруженным сечением данного вала является сечение L.

Расчет сечения L на статическую прочность. Суммарный изгибающий момент при коэффициенте перегрузке

1.

2.Момент сопротивления сечения вала:

Момент сопротивления на кручение:

3.Нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении:

 

 

5.Общий коэффициент запаса прочности:

;

Расчет сечения L на сопротивление усталости:

1.Определим амплитуду напряжений цикла в опасном сечении вычисляем по формулам:

2.  – коэффициенты снижения предела выносливости.

Значения  вычисляем по зависимостям

,  ,

Значение коэффициентов  и  берем из табл. 10.12, стр. 171  [1]:

=2,45 ,  =2,1.

Коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения берем по табл. 10.7, стр.170  [1]:

= =0,655.

– коэффициенты влияния качества поверхности, определяем по табл. 10.8, стр. 170  [1],

– коэффициент влияния поверхностного упрочнения, определяем по табл. 10.9, стр. 170  [1].

   

3. Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

,  ,

где  – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения,

;   

4.Расчет коэффициента  прочности, минимально допустимое значение которого принимают в диапазоне .

Для предположительно опасного сечения вычисляем коэффициент :

,

где  – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:

;  ,

где   – амплитуды напряжений цикла,

  – средние напряжения цикла,

  – коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения.

В расчетах валов принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу:  и , касательные напряжения – по отнулевому циклу: . Коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала:

, где  –  коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

  ;   

Сопротивление усталости вала в сечении L обеспечено.

7.2 ТИХОХОДНЫЙ (ВЫХОДНОЙ) ВАЛ

        Для определения наиболее опасного сечения вала строим эпюры изгибающих и крутящих моментов:

Рисунок    .Эпюра изгибающих и крутящих моментов

Силы и моменты, действующие на вал:

     

Определим опорные реакции от сил в зацеплении,в Н:

1.Вертикальная плоскость:

Проверка:

2.Горизонтальная плоскость

   

 

    

Проверка:

3.Определим опорные реакции от Fм, Н:

     

     

4.Суммарные реакции опор:

Полные реакции опор:

Построение эпюры ЭМХ:

1 Участок  

2 Участок  

3 Участок  

     Построение эпюры ЭМY:

1 Участок  

2 Участок  

3 Участок  

Построение эпюры ЭМмуфты:

1Участок  

2Участок  

Построение эпюры ЭМкр:

1 Участок:  

2 Участок:

3 Участок:

Наиболее нагруженным сечением данного вала является сечение F.

Расчет сечения F на статическую прочность. Суммарный изгибающий момент при коэффициенте перегрузке

1.

2.Момент сопротивления сечения вала:

Момент сопротивления на кручение:

3.Нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении:

 

 

5.Общий коэффициент запаса прочности:

;следовательно статическая прочность вала в сечении F  обеспечена.

Расчет сечения F на сопротивление усталости:

1.Определим амплитуду напряжений цикла в опасном сечении вычисляем по формулам:

2.  – коэффициенты снижения предела выносливости.

Значения  вычисляем по зависимостям

,  ,

Значение коэффициентов  и  берем из табл. 10.12, стр. 171  [1]:

=2,2 ,  =2,05.

Коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения берем по табл. 10.7, стр.170  [1]:

= =0,6625.

– коэффициенты влияния качества поверхности, определяем по табл. 10.8, стр. 170  [1],

– коэффициент влияния поверхностного упрочнения, определяем по табл. 10.9, стр. 170  [1].

   

3. Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

,  ,

где  – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения,

;   

4.Расчет коэффициента  прочности, минимально допустимое значение которого принимают в диапазоне .

Для предположительно опасного сечения вычисляем коэффициент :

,

где  – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:

;  ,

где   – амплитуды напряжений цикла,

  – средние напряжения цикла,

  – коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения.

В расчетах валов принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу:  и , касательные напряжения – по отнулевому циклу: . Коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала:

где  –  коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

;   

Сопротивление усталости вала в сечении F обеспечено.

7.3 БЫСТРОХОДНЫЙ (ВХОДНОЙ)  ВАЛ.

Для определения наиболее опасного сечения вала строим эпюры изгибающих и крутящих моментов:

Рисунок    .Эпюра изгибающих и крутящих моментов

Силы, действующие на вал:

     

Определим опорные реакции от сил в зацеплении, Н:

1.Вертикальная плоскость:

Проверка:

2.Горизонтальная плоскость

     

    

 

3.Определим опорные реакции от Fм, Н:

     

     

4.Суммарные реакции опор:

Полные реакции опор:

     Построение эпюры ЭМX:

1 Участок  

2 Участок  

3 Участок  

     Построение эпюры ЭМY:

1 Участок  

2 Участок  

3 Участок  

     Построение эпюры ЭМм:

1 Участок  

2 Участок  

3 Участок  

     Построение эпюры ЭМкр:

1 Участок:  

2 Участок:

3 Участок:

Наиболее нагруженным сечением данного вала является сечение C.

Расчет сечения C на статическую прочность. Суммарный изгибающий момент при коэффициенте перегрузке

1.

2.Момент сопротивления сечения вала:

Момент сопротивления на кручение:

3.Нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении:

 

 

5.Общий коэффициент запаса прочности:

;следовательно статическая прочность вала в сечении C  обеспечена.

Расчет сечения C на сопротивление усталости:

1.Определим амплитуду напряжений цикла в опасном сечении вычисляем по формулам:

2.  – коэффициенты снижения предела выносливости.

Значения  вычисляем по зависимостям

,  ,

Значение коэффициентов  и  берем из табл. 10.12, стр. 171  [1]:

=2,45 ,  =2,1.

Коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения берем по табл. 10.7, стр.170  [1]:

= =0,703.

– коэффициенты влияния качества поверхности, определяем по табл. 10.8, стр. 170  [1],

– коэффициент влияния поверхностного упрочнения, определяем по табл. 10.9, стр. 170  [1].

   

3. Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

,  ,

где  – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения,

;   

4.Расчет коэффициента  прочности, минимально допустимое значение которого принимают в диапазоне .

Для предположительно опасного сечения вычисляем коэффициент :

,

где  – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:

;  ,

где   – амплитуды напряжений цикла,

  – средние напряжения цикла,

  – коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения.

В расчетах валов принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу:  и , касательные напряжения – по отнулевому циклу: . Коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала:

где  –  коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

  ;   

Сопротивление усталости вала в сечении C обеспечено.

7.3 Приводной вал

      Силы и моменты, действующие на вал:

    

Определим опорные реакции от сил в зацеплении, Н:

1.

Проверка:

3.Определим опорные реакции от Fм, Н:

     

     

4.Суммарные реакции опор:

Полные реакции опор:

Построение эпюры ЭМY:

1 Участок  

2 Участок  

3 Участок  

     Построение эпюры ЭМм:

1 Участок  

2 Участок  

      Построение эпюры ЭМм в опасном сечении:

Участок  

     Построение эпюры ЭМкр:

1 Участок:  

2 Участок:

3 Участок:

Наиболее нагруженным сечением данного вала является сечение Е.

Расчет сечения Е на статическую прочность. Суммарный изгибающий момент при коэффициенте перегрузке

1.

2.Момент сопротивления сечения вала:

Момент сопротивления на кручение:

3.Нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении:

 

 

5.Общий коэффициент запаса прочности:

;следовательно статическая прочность вала в сечении Е  обеспечена.

Расчет сечения Е на сопротивление усталости:

1.Определим амплитуду напряжений цикла в опасном сечении вычисляем по формулам:

 

2.  – коэффициенты снижения предела выносливости.

Значения  вычисляем по зависимостям

,  ,

Значение коэффициентов  и  берем из табл. 10.12, стр. 171  [1]:

=2,05 ,  =1,65.

Коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения берем по табл. 10.7, стр.170  [1]:

= =0,65.

– коэффициенты влияния качества поверхности, определяем по табл. 10.8, стр. 170  [1],

– коэффициент влияния поверхностного упрочнения, определяем по табл. 10.9, стр. 170  [1].

   

3. Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

,  ,

где  – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения,

;   

4.Расчет коэффициента  прочности, минимально допустимое значение которого принимают в диапазоне .

Для предположительно опасного сечения вычисляем коэффициент :

,

где  – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:

;  ,

где   – амплитуды напряжений цикла,

  – средние напряжения цикла,

  – коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения.

В расчетах валов принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу:  и , касательные напряжения – по отнулевому циклу: . Коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала:

где  –  коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

;   

Сопротивление усталости вала в сечении E обеспечено.

 8. КОРПУСНЫЕ ДЕТАЛИ

 Рекомендуемая толщина стенок для чугунных отливок назначается в зависимости от приведенного габарита N корпуса:

Здесь , где L,H и B- длинна, высота и ширина корпуса, м. Для моего редуктора

Толщина стенки редуктора, отвечающая требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса:

Исходя из конструкторских соображений, проектируемый мною редуктор является двухступенчатым цилиндрочервячным, и из литейных свойств материала

Принимаю толщину стенки корпуса равной  

Материал корпуса – серый чугун СЧ15.

Толщина стенки крышки корпуса ;

Плоскости стенок, встречающиеся под прямым или тупым углом, сопрягаем радиусами

 

Толщина внутренних ребер жесткости  из-за более медленного охлаждения  металла  должна быть равна   Первоначально, высоту ребер принимаем

8.1 Конструкция проушин

Примем

8.3 Крышка люка

Материал крышки – сталь.

Уплотняющая прокладка – техническая резина марки МБС толщиной 2 мм.

L=100 мм

 

Крепление крышки: 4-мя винтами с полукруглой головкой  ГОСТ 17473-84.

8.4 Смазывание зубчатых колес

Глубина погружения в масло деталей червячного редуктора принимают: при нижнем расположении червяка

        , расстояние b0 между дном корпуса и наружной поверхностью червяка принимают:

По табл. 11.1 стр. 173 [1] выбираем:

При и  рекомендуемая кинематическая вязкость.

По табл. 11.2 стр. 173[1] выбираем марку масла:

Масло: Цилиндровое 52

Объем масла: 1,6 л п.в) стр. 225[2].

Сливная пробка:

Размер пробки с цилиндрической резьбой: :

8.5 Оформление сливных отверстий

Наиболее часто в редукторе используют кратерную  систему смазывания, при которой корпус является резервуаром для масла. Масло заливают через верхний люк. При работе передачи масло постепенно загрязняют  продукты изнашивания, оно стареет- свойства его ухудшаются. Поэтому масло периодически меняют. Для слива масла в корпусе выполняют сливное отверстие, закрываемое пробкой. Сливное отверстие должно быть достаточно большого диаметра. Его располагают ниже уровня днища. Чтобы масло из корпуса можно было слить без остатка, дно корпуса выполняют с уклоном 0,5…1,0º  в сторону сливного отверстия.

Перед сверлением сливного отверстия прилив  в корпусе фрезеруют, поэтому он должен выступать над необрабатываемой поверхностью на высоту .  

8.6 Конструирование стаканов и крышек подшипников

Определяющим при конструировании крышки или стакана является диаметр  отверстия в корпусе под подшипник. Различают крышки привертные и закладные. В проектируемом мною редукторе будут использованы привертные крышки, как наиболее актуальные для данного редуктора

Материал – чугун( СЧ15)(стр. 147,[1]).

Крышка подшипника для 1-го тихоходного вала(вал червяка) 

 

, то  толщина стенки .

Размеры других  конструктивных элементов

крышки:

, принимаю

, принимаю

        d-диаметр резьбы винта-M8, z-число винтов крепления крышки к корпусу-4

Принимаю

       

 Стакан под крышку подшипника для 2-го тихоходного вала(выходного вала), через данный стакан производится установка червячного колеса, поэтому диаметр отверстия определяется размерами червячного колеса, поэтому диаметр отверстия выполняем на 10мм больше, чем диаметр червячного колеса

,                                             

Толщина стенки: .

Размеры других конструктивных элементов стакана:

Принимаю

, минимальный диаметр фланца стакана

Принимаю

Диаметр резьбы принимаю d=М10 и число винтов крепления стакана к корпусу z=6,

В стакане выполняется прилив для фиксирования крышки подшипника.

Высота прилива    

Диаметр прилива  

Корпус является симметричным, поэтому с другой стороны устанавливаю аналогичный стакан.

Для усилений данных стаканов  необходимо выполнить ребра жёсткости толщиной 8мм. Количество рёбер жёсткости – 6шт.

Крышка подшипника  для 2-го тихоходного вала(выходного вала) 

, то  толщина стенки .

Размеры других  конструктивных элементов

крышки:

, принимаю

, принимаю

        d-диаметр резьбы винта-M10, z-число винтов крепления крышки к корпусу-6

Принимаю

Так как крышка является сквозной, то для

герметизации  корпуса устанавливаю манжеты,

согласно диаметра вала

Манжета резиновая армированная  1-60*85-3  ГОСТ 8752-79

8.7 Крышка под крышку подшипника для входного вала

Размеры  крышки определяются размерами быстроходной передачи

Ширина отверстия под быстроходную передачу

Высота отверстия                                               

толщина стенки , принимаю

Размеры других конструктивных элементов крышки:

Принимаю

Исходя из экономических соображений принимаю

 

В крышке выполняется прилив для фиксирования крышки подшипника.

Высота прилива    

Диаметр прилива  

Для регулирования уровня масла в крышка выполняется прилив, где монтируется пробка

с цилиндрической резьбой:

Крышка подшипника для входного вала

, то  толщина стенки .

Размеры других  конструктивных элементов крышки:

, принимаю

, принимаю

        

        d-диаметр резьбы винта-M6, z-число винтов крепления крышки к корпусу-4

Принимаю

Так как крышка является сквозной, то для

герметизации  корпуса устанавливаю манжеты,

согласно диаметра вала

Манжета резиновая армированная  1-25*42-3  ГОСТ 8752-79

8.8 Конструктивное оформление приливов под подшипники

Приливы, в  которых располагаются подшипники, конструктивно оформляют по рис.5.  Размеры приливов определяют   конструкция крышки подшипника и диаметр В отверстия  под подшипник. Диаметр прилива принимают (мм): для привёртной  крышки-

где Dф –диаметр фланца крышки подшипника.

8.9 Конструктивное оформление опорной части корпуса

Диаметр винта крепления редуктора к раме:

,

где  – диаметр болта крепления крышки и корпуса редуктора.

Исходя из условия, что проектируемый редуктор выполняется неразъёмным,

то диаметр болтов для крепления крышки к корпусу не может быть ориентиром, то принимаю

Число z винтов принимаем в зависимости от межосевого расстояния тихоходной ступени:

Размеры корпуса в местах крепления к раме:

9 Муфты

Для приближенного расчета вращающего момента , нагружающего муфту в приводе, используют зависимость, где  – номинальный длительно действующий момент,  – динамическая составляющая момента,  – коэффициент режима работы, – при спокойной работе (привода конвейеров, испытательных установок).

9.1 Быстроходный вал

На быстроходный вал устанавливаем муфту упругую с резиновой звездочкой (ГОСТ 14084-93).

Материал полумуфт – сталь 35(ГОСТ 1050-88), материал звездочки- резина с пределом прочности при разрыве  не менее 10 Н/мм2 

Диаметр вала электродвигателя 4А90L4У3

Диаметр цилиндрического конца вала

Параметры муфты:

Приближенный момент вращающий муфту

9.2 Тихоходный вал

На тихоходный вал устанавливаем муфту цепную однорядную по ГОСТ 20742-81.

Материал полумуфт – сталь 45 или 45Л с твердостью рабочей поверхности зубьев полумуфт 40-45 HRC.

Диаметр цилиндрического конца вала

Параметры муфты:

Цепь ПР-38,I-12700: шаг цепи , число звеньев

Приближенный момент вращающий муфту:

Радиальная сила от муфты:

, где  – окружная сила на делительном диаметре звездочки.

10. Определение конструктивных размеров барабана

  1.  По ширине ленты определяем ширину барабана :

Диаметр барабана задан:

По рисунку 14.9 [3] выбираю прототип барабана

Рисунок  8.1

Барабан изготавливаем сварным. Сварная конструкция позволяет снизить толщины

элементов и в связи с этим уменьшить вес. Обод свариваю из вальцованного листа.

Барабан изготавливаем из листа толщиной 10мм , при этом предусматриваем припуск на

обработку 2мм. Диски изготавливаем из листа  13мм; рёбра – из полосы шириной 64мм,

толщиной 12мм

    Опоры приводного вала.

Опоры приводного вала устанавливаем на расстоянии 649мм.Опоры выполняем с подшипниками качения. Опоры будут установлены  на ферме, конструкция которой не

может обеспечить достаточной точности и жёсткости, поэтому необходимо применять

самоустанавливающиеся шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники

по ГОСТ 28428-70.  На валу оба подшипники закрепляю в осевом направлении. В корпусе

один подшипник закрепляю в осевом направлении, а другой оставляю свободным –

«плавающим», так он менее нагружен.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ:

  1.  Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов. – 7-е изд., испр. – М.: Высш. шк., 2001. – 447 с.: ил.
  2.  Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – Изд. 2-е, перераб. и доп. – Калининград: Янтар сказ, 1999. – 454 с.: ил., черт. – Б.ц.
  3.  Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое  проектирование. Учеб. пособие для машиностроит. вузов. М., «Высшая школа», 1975. 551 с. с ил.
  4.  Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. учереждений  среднего профессионального образования.-4=е издание, исправл.- М.: Машинстроение, 2003.-536 с., ил.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

24728. Личность 41 KB
  Задачи: определение подходов к пониманию личности понятия личность подходов выявляющих ядро личности закономерностей развития личности направления исследования личности. Ключевые понятия: личность; система смыслов черт планов отношений; индивид субъект деятельности индивидуальность; биологическое и социальное социализация личности. и краткое их доказательство: В психологии имеются разные подходы к пониманию личности: она м. Подходы выявляющие ядро личности можно систематизировать след.
24729. Тромбоцитопеническая пурпура 140 KB
  Заболевание начинается исподволь или остро с появления геморрагического синдрома: кровоизлияния в кожу или слизистые оболочки и кровотечения из них. Для ТП характерны кровотечения из слизистых оболочек. Наиболее часто у детей наблюдаются кровотечения из носа маточные кровотечения у девочек в пубертатном возрасте. Реже бывают желудочнокишечные и почечные кровотечения.
24730. Патология периода новорожденности 127 KB
  Слайд 2 Последствия перенесенной энцефалопатии в периоде новорожденности нарушения психики церебральные параличи эпилепсия другие заболевания головного мозга. Некоторые дети перенесшие внутричерепную травму остаются с нарушениями психики с церебральными параличами с эпилепсией и другими заболеваниями головного мозга. Механизм развития патологического процесса при внутричерепной травме новорожденных можно представит в виде следующей схемы: Слайд 4 Схема развития патологического процесса при повреждении нервной системы...
24731. ПРОБЛЕМЫ НЕОНАТОЛОГИИ 204 KB
  МЛАДЕНЧЕСКАЯ СМЕРТНОСТЬ И ПУТИ ЕЕ СНИЖЕНИЯ Основное назначение педиатрии и охраны здоровья детей и подростков состоит в том чтобы способствовать нормальному физическому и психическому развитию как можно большего числа родившихся детей. Достижения недостатки а также задачи будущей работы отражают показатели детской смертности то есть отношение числа детей умерших в течение первого года жизни к тысяче родившихся. смертность детей в возрасте до 1 года – показатель социального благополучия страны. Показатель ее рассчитывается на 1000...
24732. ПЕРИОДЫ ДЕТСТВА 128.5 KB
  Внеутробный этап: период новорожденности от рождения до 28го дня жизни; ранний неонатальный от рождения до 7го дня жизни; поздний неонатальный – с 8го до 28й дня жизни; период грудного возраста с 28го дня жизни до 12 мес; ранний детский возраст от 1 года до 3 лет; дошкольный возраст от 3 до 6 лет; 5 младший школьный возраст от 7 до 11 лет; старший школьный период подростковый пубертатный от 12 до 1718лет. В различные периоды развития отмечается неравномерное совершенствование отдельных органов и систем организма...
24733. ПИТАНИЕ ДЕТЕЙ ПЕРВОГО ГОДА ЖИЗНИ. ЕСТЕСТВЕННОЕ ВСКАРМЛИВАНИЕ 164 KB
  слайд 1 Условия для нормального вскармливания ребенка грудного возраста правильная организация вскармливания систематический контроль за вскармливанием культурный уровень матери материальные возможности матери Ошибки допущенные в самом начале исправляются с трудом или вообще неисправимы. Однако гладкая мускулатура у ребенка развита слабее и наблюдается определенная склонность к дистензии желудочнокишечного тракта. Слайд 4 Особенности кала ребенка находящегося на грудном вскармливании кал яичножелтого цвета не имеет...
24734. ПИТАНИЕ ДЕТЕЙ ПЕРВОГО ГОДА ЖИЗНИ. Искусственное и смешанное вскармливание 97 KB
  Слайд 2 Причины перевода ребенка на ИВ: гипо менее 1 5 суточного объема или агалактия у матери; самовольный перевод матерью ребенка на ИВ; противопоказания со стороны матери для лактации; отсутствие у ребенка матери; противопоказания со стороны ребенка врожденные нарушения обмена веществ – галактоземия фенилкетонурия и т. Причины перевода ребенка на ИВ: гипо менее 1 5 суточного объема или агалактия у матери самовольный перевод матерью ребенка на ИВ противопоказания со стороны матери для лактации отсутствие у ребенка матери...
24735. Внутриутробное инфицирование 204.5 KB
  Слайд 1 Роль плацентарного барьера в развитии внутриутробного инфицирования: фетоматеринские трансфузии развиваются более чем в 50 всех беременностей; трансплацентарный пассаж эритроцитов наблюдается уже в четвертойвосьмой неделе гестации; эмбриопатии патология плода 3 – 10 нед беременности заканчивается либо гибелью эмбриона либо формированием врожденных пороков развития; при инфицировании в ранний фетальный период до 28 нед. беременности чаще возникает гипотрофия плода с низкой массой тела при рождении; при позднем инфицировании...