1.Техническое задание

1.1. Краткое описание работы плунжерного насоса.



Плунжерные насосы предназначаются для перекачки различного рода жидкостей. Схема плунжерного насоса представлена на рис. 1.

Привод насоса осуществляется от электродвигателя 10 через планетарный редуктор 9 и пару зубчатых колёс Z5 и Z6. C зубчатым колесом Z6 жестко связан кривошипный вал 1 (ось О), движение от которого передаётся на шатун 2, который заставляет колебаться коромысло 3 вокруг оси D. Шатун 4 передаёт движение плунжеру 5 гидравлического цилиндра 6. Шестизвенный механизм OABDС является основным механизмом плунжерного насоса. Рабочий процесс в цилиндре 6 насоса, т.е. всасывание и нагнетание жидкости, осуществляется за двойной ход плунжера 5, чему соответствует один оборот кривошипа 1.

Рис.1. Схема плунжерного насоса.

Смазка механизмов насоса выполняется плунжерным масляным насосом кулачкового типа. Кулачок 7 приводит в движение толкатель 8 (плунжер насоса). При проектировании кулачкового механизма необходимо осуществить заданный закон изменения ускорения толкателя (рис. 2).

Рис.2. Закон изменения ускорения толкателя.

При проектировании и исследовании механизма плунжерного насоса считать известными параметры, приведенные в таблице 1.

1.2. Исходные данные.

Таблица 1

п/п

Параметр

Обозначение

Размерность

Значение

1.

Координаты центра вращения О кривошипа

a

b

м

м

0,120

0,225

2.

Длина звеньев l3 и l4

BD

м

0,18

3.

Положение центра тяжести S2

-

0,4


4.

Положение центра тяжести S4

-

0,3

5.

Крайние положения звена (отсчет от горизонтальной прямой)

1

2

град

град

35

60

6.

Диаметр плунжерного насоса

d

м

0,04

7.

Число оборотов кривошипа 1

N1

1

2,2

8.

Число оборотов вала эл. Двигателя

Ng

1

24

9.

Давление жидкости в циллиндре при нагнетании (по ходу плунжера - постоянное)

P

Па

29,4*105

10.

Вес шатуна 2

G2

кг

245

11.

Вес шатуна 4

G4

кг

147

12.

Вес ползунка с плунжером

G5

кг

539,55

13.

Момент инерции шатуна 2

J2S

кг*м2

0,5

14.

Момент инерции шатуна 4

J4S

кг*м2

0,4

15.

Момент инерции кривошипного вала

J10

кг*м2

0,09

16.

Маховой момент электродвигателя

кг*м2

0,2

17.

Маховой момент редуктора, колеса Z5 и кулачка, приведенный к валу О

GD2

кг*м2

0,9

18.

Коэффициент неравномерности вращения кривошипного вала

-

1/9

19.

Координата для силового расчёта

1

град

25

20.

Угол рабочего профиля кулачка

раб

град

200

21.

Ход плунжера масляного насоса

h

м

0,03

22.

Угол давления в кулачковом механизме

доп

град

30

23.

Внеосность

e

м

0,02

24.

Соотношение между ускорениями толкателя

=

-

2

25.

Числа зубьев колёс 5 и 6

Z5

Z6

-

-

12

14

26.

Модуль зубчатых колёс 5 и 6

m

м

5

27.

Число сателлитов в редукторе 9

k

-

3



2. Проектирование основного механизма и звена приведения.

Определение закона движения механизма.

Расчет производиться с целью определить основные размеры кривошипно-шатунного механизма, определить момент инерции маховых масс обеспечивающий заданную неравномерность хода. Используется метод моделирования системы одномассовой моделью. В качестве звена приведения принимается коленчатый вал насоса (кривошип 1).





2.1. Определение основных размеров механизма.

Четырехшарнирный механизм (рис. 3) может быть трех видов: кривошипно-коромысловым, двухкривошипным и двухкоромысловым. Положения звеньев 1 и 3 в системе OXY определяются их угловыми координатами и .

Проектирование основного механизма при выбранной схеме сводится к определению размеров звеньев LOA, LAB .

Дано: координат длина стойки , длина коромысла и его координаты и в крайних положениях (Рис. 3.)

Cоединяя прямыми точки и с точкой О, имеем , откуда

Аналитическое решение системы уравнений (из геометрических соображений), длина звена 2 и 1, соответственно:






Все размеры механизма приведены в таблице 2, сам механизм изображён на рис. 3.





Таблица 2.

Звено

Длина, м

1

0,037

2

0,246

3

0,18

4

0,18



























Рис. 3

Масштаб изображения кинематической схемы на чертеже равен:

Таким образом, мм/м.







2.2 Нахождение силы сопротивления.

Для определения силы давления на поршень необходимо давление умножить на площадь поршня.

Изобразим на чертеже закон изменения силы сопротивления в масштабе .



2.3 Определение передаточных функций скоростей и передаточных отношений кривошипно-ползунного механизма.



Искомые передаточные функции находим по следующим формулам:

;

где 1 - угловая скорость кривошипа 1 [рад/с];

2, ω4 - угловая скорость шатуна 2, 4 [рад/с];

VqS4, VqS2 , VqS5- скорости точек B и S2 и S5 соответственно [м/с].

Значения скоростей точек и угловых скоростей звеньев получены с помощью программы ‘Diada’. Таблица с результатами работы этой программы представлена в приложении 1.

Графики аналогов скоростей по результатам программы ‘Diada’.



Графики передаточных функций по результатам программы ‘Diada’.

Графики VqS2(), VqS4(), VqS5(),VqB() и U21(), U41(), строим на листе соответственно в масштабах и мм. Масштаб угла поворота .







2.4. Выбор динамической модели механизма и вывод формул приведения.

Для механизма с одной степенью свободы достаточно определить закон движения одного звена, а законы движения остальных звеньев всегда можно определить с помощью кинематических методов. Заменим механизм одномассовой динамической моделью механизма. Вращающиеся звено модели движется так, что его координата в любой момент времени совпадает с координатой начального звена . К звену модели приложен суммарный приведенный момент , а ее момент инерции относительно оси вращения равен суммарному приведенному моменту инерции .













Мпр. - суммарный приведенный момент - параметр ди­намической модели, который является эквивалентом задан­ной нагрузки, приложенной к механизму;

Jпр. - суммарный приведенный момент инерции - является эквивалентом всей инерционности механизма;

Все фактические силы и моменты заменяются Мпр., приложенным к динамической модели. В основу приведения сил и моментов должно быть положено условие равенства элементарных работ каждой силы на возможном перемещении точки ее приложения или момента на возможном угловом перемещении звена, на которое он действует, работе , приложенного к модели на угловом перемещении модели:

(1)

(2)




Знак приведенного момента определяется знаком действительной силы: если действительная сила (или момент) положительна, т.е. совершает положительную работу, то и приведенный момент положителен, т.е. направлен по угловой скорости звена динамической модели. Следовательно, в формуле (1) берется по абсолютной величине.



2.5. Определение суммарного приведенного момента инерции механизма.



Приведенный момент инерции - расчетный момент инерции динамической модели, кинетическая энергия которой равна сумме кинетических энергий всех звеньев механизма. То есть приведенный момент инерции можно определить из следующего равенства:

Выделяют моменты инерции первой и второй группы:

, где



- приведенный момент инерции звена, связанный со звеном приведения посто­янным передаточным отношением.

.- сумма приведенных моментов инерции звеньев, связанных со звеном приведения пере­менным передаточным отношением.

Для звеньев заданного механизма:

; .



2.6. Определение суммарного приведенного момента сил сопротивления.

В результате приведения действующих сил и моментов получены выражения: = 0 (точка S1 совпадает с точкой O и лежит на оси вращения кривошипа - =0);

; ; ;

Зависимость приведенного момента силы F от перемещения звена 5 (точки приложения силы F):

- при движении звена 5 влево (сжатии) возникает сила равная Fc= 3695 H;

- при движении вправо (всасывании) силой, возникающей под поршнем, пренебрегаем.

- суммарный приведенный момент от сил сопротивления.

Результаты расчетов изображены на графике моментов от сил тяжести , : (), от силы F, момента сопротивления и движущего ().





2.7. Построение графика суммарной работы А и нахождение среднего движущего момента Мд.



Суммарная работа А() всех сил равна работе ()

Если известна зависимость момента , то, интег­рируя эту кривую, можно получить график суммарной работы (рис. 19) (угол должен быть отложен в радианах):



При установившемся режиме работы машинного агрегата работа движущих сил за цикл должна быть равна работе сил сопротивления. Это учитывается при определении движущего момента: . Движущий момент постоянен при любом и равен:



График движущего момента – прямая параллельная оси , , масштаб .

Суммарная работа включает в себя работу сил сопротивления и работу движущего момента .

Сложив графики Ад и Ас() получим график суммарной работы за цикл A ().

Для проверки используется равенство нулю А() за цикл установившегося движения.

Зависимость приведённого момента сопротивления и движущего момента от угла изображена на графике в масштабе .

Построение графиков кинетической энергии.

Кинетическая энергия и работа связана следующим соотношением:


;

Таким образом, принимая во внимание, что отсчет графиков кинетической энергии и суммарной работы не совпадают (и отличаются на величину ), имеем примерный график кинетической энергии.

, где - кинетическая энергия I группы звеньев, - кинетическая энергия II группы звеньев.

Найдём кинетическую энергию значение, которой не зависит от положения механизма (энергию первой группы звеньев).



График - изображен в масштабе .

Найдём по графику максимальное и минимальное значение и воспользуемся формулой Мерцалова.

- по условию.

Начальная кинетическая энергия:



Путём расчётов в программе «MathCAD» получим ,
(распечатка программы в приложении 1).

Полная кинетическая энергия: .




2.8.Определение момента инерции дополнительной маховой массы.



Необходимый момент инерции маховых масс первой группы звеньев, обеспечивающий заданный коэффициент неравномерности для нашего случая () был найден по методу Мерцалова:

Определим сумму приведенных моментов инерции звеньев I группы .

момент инерции кривошипного вала.

- момент инерции редуктора приведенный к валу 1.

- момент инерции электродвигателя приведенный к валу 1.

Момент инерции дополнительной маховой массы относительно оси кривошипного вала.

Ввиду малости и отрицательного значения момента инерции дополнительной маховой массы, пренебрежём ей.



2.9. Построение графика угловой скорости.

Определим угловую скорость звена приведения в зависимости от угла по формуле:



- приведённый момент инерции;

- момент инерции второй группы звеньев.



График изображён на листе в масштабе

Угловое ускорение звена 1 получается дифференцированием по времени.

Все расчёты и построения графиков проведены в программе «MathCAD» (распечатка в приложении 1).

График изображён на листе в масштабе

3.Силовой расчет механизма.

3.1 Исходные данные для силового расчёта механизма.

Угловая координата кривошипа для силового расчёта = 25°. Моменты инерции звеньев первой группы механизма I1pr = 6.263. Моменты инерции остальных звеньев:

,

Массы звеньев механизма m2 = 24.5 кг, m4 = 14.7 кг, m5= 53.955 кг.

В заданном положении механизма угловая скорость равна:

угловое ускорение:

где :

Максимальная сила сопротивления, действующая на поршень 5 при нагнетании

3.2.1 Построение плана скоростей.

Линейную скорость точки A звена 1 находим по формуле для вращательного дви­жения

На плане скорость изображается отрезком pa. Зададимся величиной этого от­резка рva = 134.47 мм и определим масштаб плана скоростей:

Для нахождения скорости точки В звена 3 составим векторное уравнение сложного движения:

из графического решения этого уравнения устанавливаем значения скорости

м/c

м/c

м/c

м/c



Относительные скорости точек S2 и S4 определяем пропорциональным делением отрезков плана скоростей ab и cb соответственно:

,



,



Векторное уравнение сложного движения для точек S2 и S4:

м/c



м/c

3.2.2 Построение плана ускорений.

Ускорение точки А звена 1 определяем по формуле вращательного движения

где - нормальная составляющая ускорения,

=14.537·0.037=7.819 м/с2

где - тангенциальная составляющая,

= - 4.133·0.037= - 0.153 м/с2

Задаемся величиной отрезка =158мм изображающего на плане ускорений нормальную составляющую, и устанавливаем масштаб:



м·с-2

Ускорение точки В звена 2 определяется совместным решением векторного уравнения сложного движения точки В относительно точки А:

Часть ускорений найдем аналитически:

м/с2

м/с2

м/с2



Остальные ускорения определим согласно построенному плану ускорений:

м/с2

м/с2

м/с2

м/с2



Ускорение точек S2 и S4 определим методом пропорционального деления отрезков плана ускорений и используя уравнение сложного движения точек S2 и S4:

,



м/c

м/c



По величине тангенциальной составляющей находим угловое ускорение звеньев 2 и 4:

рад/с2 ;

рад/с2 ;

Ускорение точки C звена 4 определяется из решения векторного уравнения сложного движения точки C относительно точки B:

Из плана ускорений:

м/с2



3.3 Определение главных векторов и главных моментов сил инерции.

Главные векторы сил инерции:



Главные моменты сил инерции:



Силы тяжести звеньев механизма:



3.4 Кинетостатический силовой расчет механизма.



3.4.1 Силовой расчёт группы звеньев 4-5



Рассмотрим звено 5. Сумма моментов для звена 5 относительно точки C:

отсюда следует, что плечо силы равно нулю.



Рассмотрим группу звеньев 4-5. Сумма моментов для этой группы относительно точки B:

Учитывая, что :





Векторное уравнение сил:

- известны полностью, - по направлению.



Векторное уравнение сил для группы звеньев 4-5 дает возможность графически определить значение , построив план сил.

Строим план сил в масштабе 0.05 мм/Н и находим:




3.4.2 Силовой расчет группы звеньев 2-3.



Записываем уравнения моментов относительно точки В для звена 3:

Массой звена 3 пренебрегаем (по условию), значит , тогда .



Рассмотрим группу звеньев 4-5. Сумма моментов для этой группы относительно точки B:

Учитывая, что :



Векторное уравнение сил:

- известны по величине и направлению, - по направлению.



Векторное уравнение сил для группы звеньев 4-5 дает возможность графически определить значение .

Строим план сил в масштабе 0.05 мм/Н и находим:





3.4.3 Силовой расчет начального звена 1.



Сумма моментов для звена 1 относительно точки О позволяет вычислить значение движущего момента, с учётом того что :

где - условное обозначение приведенного движущего момента, полученного из силового расчета.



Сравнивая приведенный момент, определенный в силовом расчете, со средним движущим моментом, найденным на первом листе, проведем оценку точности:





















4. Проектирование зубчатых передач планетарного редуктора.

4.1 Построение профиля зуба колеса, изготовляемого реечным инструментом.

4.1.1 Расчет параметров зубчатой передачи.

Для построения зубчатой передачи воспользуемся программой «MathCAD» (алгоритм расчёта представлен в приложении 3), для проверки полученных данных выполним расчёт в программе ZUB, которая позволяет рассчитать необходимые коэффициенты и качественные показатели в зависимости от величины смещения режущего инструмента. Заданные параметры для расчета:

число зубьев шестерни Z2=12; число зубьев колеса Z3=14; модуль зуба m=5;

угол наклона линии зубьев по делительному цилиндру =00;

параметры инструмента:=200,h*=1,с*=0,25;

Рассчитанные параметры, представлены в виде таблицы. По этим параметрам строим график по оси абсцисс которого отложим X1,а по оси, ординат - значение S*a b и коэффициента перекрытия , ,. Добиться того, что бы все качественные показатели одновременно были хорошими трудно. При выборе коэффициента смещение необходимо учитывать.

- проектируемая передача не должна заклинивать;

- коэффициент перекрытия проектируемой передачи должен быть больше допустимого

(>[

- зубья у проектируемой передачи не должны быть подрезаны и толщина их на окружности вершин должна быть больше допустимой(Sa>[ Sa]).

Значения коэффициента X1,X2 должны быть такими, что бы предотвратить все перечисленные явления. Расчетные коэффициенты должны быть выбраны так, что бы не было подрезания зубьев. Отсутствие подрезания обеспечивается при наименьшем, а отсутствие заострения – при максимальном значении коэффициента перекрытия, при этом должно выполняться неравенство: X1max>X1>X1min

Согласно рекомендациям, изложенным в методическом указании, при и , смещения соответственно равны и .

Максимальный и минимальный коэффициенты смещения следуют из диаграммы, изображённой на листе 3, в которой учитываются: подрез зубьев, коэффициент перекрытия, коэффициент удельного давления и величина максимального из двух возможных коэффициентов скольжения. Значение коэффициентов определяются крайними точками области на диаграмме, на которую наложены все выше изложенные условия.

Лист расчетов программы ZUB прилагается.



4.1.2 Построение станочного зацепления.

Профиль зуба изготовляемого колеса воспроизводиться, как огибающая ряда положений исходного производящего контура реечного инструмента в станочном зацеплении. При этом эвольвентная часть профиля зуба образуется прямолинейной частью исходного производящего контура реечного инструмента, а переходная кривая профиля зуба – закругленным участком.

Построения производятся следующим образом. Проводим делительную dw1 и основную db1 окружности, окружности вершин da1 и впадин df1 в масштабе

Откладываем от делительной окружности с учетом знака смещения x1m и проводят делительную прямую исходного производящего контура реечного инструмента. Эта прямая проходит выше делительной окружности колеса, что соответствует положительному смещению инструмента x1m . На расстоянии ha* m верх и вниз от делительной прямой проводят прямые граничных точек, а на расстоянии (hc*m+C*m) - прямые вершин и впадин; станочно-начальную прямую Q-Q проводят касательной к делительной окружности в точке Р0 (полюс станочного зацепления).

Проводим линию станочного зацепления N0 Р0 через полюс станочного зацепления Р0 касательно к основной окружности в точке N0 эта линия образует с прямыми исходного производящего контура инструмента углы .

Строим исходный производящий контур реечного инструмента так, чтобы ось симметрии впадины совпадала с вертикалью. Симметрично относительно вертикали РО строим профиль второго исходного производящего контура. Расстояние между одноименными профилями зубьев сходного контура равно шагу р=m .

Строим профиль зуба проектируемого колеса, касающегося профиля исходного производящего контура.

Для построения ряда последовательных положений профиля зуба исходного производящего контура проводим вспомогательную прямую касательно к окружности вершин. Фиксируем точку пересечения линий с прямолинейной частью профиля инструмента, и центра закругленного участка профиля в точку L. Далее строим круговую сетку, с помощью которой производим обкатку зуба проектируемого колеса исходным производящим контуром. Получаем эвольвентный профиль зуба. Далее производим копирование зубьев по делительной окружности.



4.2 Построение проектируемой зубчатой передачи.

Откладываем межосевое расстояние аw и проводим начальные окружности dw1 dw2, делительные d1, d2, основные db1, db2, вершин dа1, dа2, впадин df1, df2 в масштабе

Начальные окружности касаются в полюсе зацепления. Расстояние между делительными окружностями по осевой линии равно ym. Расстояние между окружностями вершин одного колеса и окружностями впадин другого, измеренное по оси, равно С*m.

Через полюс зацепления касательной к основным окружностям колес проводим линию зацепления. Точки касания N1 и N2 называются предельными точками линии зацепления. Буквами В1 и В2 отмечена активная линия зацепления, точка В1 – точка начала зацепления , точка В2 - точка конца зацепления.

Зубья шестерни копируем из построения станочного зацепления, а зубья зубчатого колеса получаем графическим построением.

Строим эвольвентную кривую от окружности rb6 до пересечения с окружностью вершин, откладываем по окружности вершин ширину зуба Sa6, проводим ось симметрии зуба через середину отрезка Sa6 и симметрично откладываем от неё полученную выше эвольвенту, сопрягаем эвольвенту с окружностью впадин радиусом .


4.3 Расчет планетарного редуктора.



Данные механизма:

Количество оборотов электродвигателя: об/сек.

Количество оборотов кривошипа 1: об/сек.

Передаточное число зацепления 5-6:

Количество оборотов шестерни 5: об/сек.

Момент на электродвигателе: Нм



Исходные данные для редуктора:

Передаточное число редуктора: об/сек.

k=3 – число сателлитов в редукторе.

( - момент на входе редуктора).



По условию сборки:

Найдём перебрав Р и Ц (перебор выполнен в программе «MathCAD», приложение 3), получим по формуле:



В результате получим близкое к целому, округлим его до целого значения, получим , сохранив равенство , погрешность между незначительна, ввиду близости значений .

Выберем и Р из результатов перебора из соображений близости к целому значению, минимальному (при этом ), по возможности малому значению Р.


; P=7.



Согласно уравнению соосности:



Уравнение передаточного отношения:



Зададимся минимальным количеством зубьев колеса 4:



,

Округлим до целого: .



По уравнению соосности:



Числа зубьев, соответственно, равны:











Проверка.

Передаточное отношение:

Требуемое



Условие совместности:



Условие сборки (угол поворота):

При P=7:





Условие соосности:



Проверка отсутствия кратности числу сателлитов:





Максимальный габарит:



Суммарное количество зубьев:





Редуктор с таким числом зубьев удовлетворяет всем выше изложенным условиям, имеет минимальный из возможных максимальный габарит Г=106.

Момент на электродвигателе: Нм

Модуль зубчатых зацеплений одинаков во всём редукторе и равен:

где .

Примем модуль m=1.



Размеры мм.

мм.

мм.

мм.



Масштаб изображения редуктора на чертеже: .





5. Проектирование кулачкового механизма.

5.1 Построение кинематических диаграмм методом графического интегрирования.



График изменения ускорений толкателя показан на чертеже.

Заданный закон движения толкателя – прямолинейный симметричный. График скорости Vb=f(t) толкателя можно получить методом графического интегрирования из графика ускорения толкателя, а график перемещения толкателя – методом графического интегрирования из графика скорости толкателя.

Масштаб по оси абсцисс:

Для соблюдения равенства масштабов отрезки интегрирования К в обоих случаях должны быть равны K=188.4 мм.

Масштаб перемещения:

где - максимальная ордината на графике перемещений центра ролика толкателя

h – ход толкателя (по условию = 0.02м)

Из графика перемещений находим, что =98.63 мм

=98.63/0.03=3287.5 мм/м

Масштаб передаточной функции скорости:

Масштаб передаточной функции ускорения:


5.2 Определение основных размеров кулачкового механизма.

Для определения минимального радиуса кулачка r0 необходимо построить область допустимых решений. Для этого строим график зависимости перемещения толкателя от его скорости. Выполним построения в масштабе 1609 мм/м (т.е. в увеличивающем масштабе 1.6:1). Для этого вычислим коэффициенты, на которые следует домножать величины, взятые с графиков vqB и SB. Для графика скорости:



Для графика перемещений толкателя:

Строим фазовый портрет. Из крайних левой и правой точек от перпендикуляра к лучам отложим допустимые углы давлений (по условию =30о). Там, где эти прямые пересекутся получится точка О. На расстоянии е от точки О проводим прямую параллельную оси перемещений S. На пересечении этой прямой и луча, проведённого под углом =30о получим точку О1. Расстояние от начала координат до точки О1 и есть минимальный радиус теоретического профиля кулачка.

При заданном допустимом угле давления, эксцентриситете получим минимальный радиус теоретического профиля кулачка м


5.3 Построение профиля кулачка.


При графическом построении профиля кулачка применяют метод обращения движения: всем звеньям механизма условно сообщают угловую скорость, равную . При этом кулачок становится неподвижным, а остальные звенья вращаются с угловой скоростью, равной по величине, но противоположной по направлению угловой скорости кулачка.

При построении профиля кулачка из центра – точки О проводят окружность радиусом r0 и окружность радиусом e. Затем отмечают на окружности заданный рабочий угол кулачка и делят полученный сектор на части(их количество должно быть равно количеству отрезков разбиения на графике). К каждой точки разбиения проводим касательную от окружности с радиусом e; на каждой касательной откладывают соответствующее перемещение толкателя в масштабе и соединяют полученные точки плавной кривой. Таким образом, получают теоретический (центровой) профиль кулачка.

Для получения конструктивного (рабочего) профиля кулачка строят профиль, отстоящий от центрового на величину радиуса ролика. Он получается как огибающая к дугам, проведенным из произвольных точек центрового профиля радиусом ролика.

Радиус ролика выбирается соотношением : =(0.25-0.4)r0 .

Выберем , при

В конце строим график зависимости угла давления от положения толкателя. Для этого в каждой точке теоретического профиля проводим нормаль и измеряем угол между этой нормалью и радиусом. Этот угол откладываем на оси ординат. Полученные точки соединяем плавной линией.

6. Заключение


Случайные файлы

Файл
183645.rtf
117836.rtf
158755.rtf
157208.rtf
16123-1.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.