Проектировании кулачковых

17.4. При проектировании котельных at регатов предусматривают возможность их ра боты как на основном, так и на резервном топливе. Если основное топливо природный газ, а резервное — мазут, то устанавливают газомазутные горелки. Существенно ли изменится расход воздуха при переходе с одного топлива на другое, если мощность котла, его КПД и коэффициент избытка воздуха оставить неизменными? Для природного газа V" = = 9,73 м3/м:\ Q? = 36,70 МДж/м", для мазута V"=10,2 м;)/кг, Qf = 38,76 МДж/кг.

При проектировании котельных для промышленных предприятий дороги, сооружения и здания одинакового назначения следует объединять. Территория котельной, если котельная размещается вне промышленного предприятия и имеет открытые площадки с находящимися на них оборудованием, складами, транспортными устройствами и связями,, должна быть благоустроена, защитная зона озеленена и отделена оградой сетчатого типа высотой в 2,4 м. Между зданиями, сооружениями, складом топлива и другими устройствами должны быть предусмотрены соответствующие строительным нормам и правилам расстояния (разрывы) и дороги, обеспечивающие возможность осуществления транспортных и пожарных операций. Главный въезд на территорию и кольцевую

При проектировании котельных установок, промышленных печей, рекуператоров, регенераторов и котлов-утилизаторов приходится выполнять много расчетов, в частности делать подробные расчеты горения при различных избытках воздуха, вычислять калориметрические температуры сгорания при разных подогревах воздуха и топлива и т. п. Эти расчеты значительно упрощаются при пользовании диаграммами f — / сгорания для типичных топлив. Схема такой диаграммы показана на рис. 18-2.

В настоящее время известно несколько систем автоматического регулирования и безопасности работы газифицированных котлоагрегатов. Большое внимание при проектировании котельных установок уделяется вопросам перевода газифицированных котельных на диспетчерское обслуживание. Управление автоматизированными котельными, объединенными в кусты по 10—20 котельных, осуществляется из диспетчерского пункта, расположенного в отдельном помещении или в одной из котельных данного куста.

При проектировании котельных установок и в процессе эксплуатации не всегда уделяют должное внимание складам топлива, что приводит не только к значительным потерям его на складе (т)Скл^Р,9), но и к увеличению потерь тепла в котлоагрегатах, снижению тепловой мощности и надежности работы котельной из-за ухудшения качеетва топлива.

При проектировании котельных агрегатов в настоящее время принимают ^=140—180°С. Более высокой эту температуру не берут, чтобы не получить слишком большую потерю с уходящими газами; ниже ее не берут потому, что при этом сильно растут хвостовые поверхности нагрева котлоагрегата, из-за малой разности температур между газами, с одной стороны, и воздухом или водой, с другой.

Последним выражением пользуются для оценки величины q± при проектировании котельных агрегатов. Нетрудно видеть, что потеря от механической неполноты сгорания (?4) прямо пропорциональна приведенной зольности топлива:

рекомендуется пользоваться при проектировании котельных агрегатов. Так как абсолютное значение потерь в окружающую среду, выраженное в калориях в час, мало зависит от нагрузки котельного агрегата, то величина qb почти обратно пропорциональна нагрузке агрегата. Поэтому при нагрузках, отличных от номинальной, соответствующее новое значение потери тепла в окружающую среду (q5x) находится из отношения

3-1. В. И. Шутов, О проектировании котельных с мощными котлами, «Электрические станции», 1959, № 9.

При проектировании котельных

Паропаровой теплообменник в первой ступени промежуточного перегрева едва ли вызовет какие-нибудь дополнительные осложнения. Что касается второй ступени, то, учитывая невысокий уровень давления пара, падение давления пара в ней может оказаться чувствительным. При проектировании котельных агрегатов на эту сторону дела нужно обратить особое внимание.

опасны для работы кулачковых механизмов, поэтому многие тихоходные кулачковые механизмы работают в условиях мягких ударов. Из рис. 26.11 также следует, что угол наклона р прямой km больше угла а наклона прямой an, т. е. при задании одних и тех же значений h (подъем толкателя) и фп (фазы подъема) аналог скоростей s2 на участках подъема и опускания для закона, показанного на рис. 26.10, будет всегда больше, чем для закона, показанного на рис. 26.9. Из рассмотренных примеров законов движения следует, что при выборе того или иного закона необходимо знание аналогов скоростей и ускорений движения выходно- д го звена. Обычно при проектировании кулачковых механизмов задаются аналогами ускорений выходного звена. По заданным аналогам ускорений и начальным условиям опре- g деля ют аналоги скоростей и закон движения выходного звена. Рассмотрим следующие законы изменения аналогов ускорений на фазе подъема:

Как было показано в § 95, при проектировании кулачковых механизмов можно применять в расчетах не угол давления $, а угол передачи у12 (рис. 26.18). Очевидно, что этот угол должен удовлетворять условиям

Угол давления и его зависимость от основных параметров кулачкового механизма. Углом давления называется угол Ф, заключенный между нормалью пп к профилю кулачка в точке касания и вектором скорости центра ролика. Чем больше •&, тем меньше составляющая F2i = F2icosu, где F2i—сила давления кулачка на толкатель. При увеличении § до некоторого критического значения Фдоп наступает заклинивание механизма. Поэтому при проектировании кулачковых механизмов основные параметры—минимальный радиус кулачка R0 и смещение е—определяются из условия незаклинивания механизма: •§,- < •Одоп- В общем случае угол О,- является величиной переменной и может быть выражен через основные параметры кулачкового механизма.

При проектировании кулачковых механизмов можно вместо О задаться углом передачи движения у = 90 —О. Это острый угол, заключенный между касательной к профилю кулачка в точке касания и линией движения толкателя.

Графическое интегрирование. Во многих случаях инженерной практики, например при экспериментальном исследовании движения исполнительных органов машин проектировании кулачковых механизмов и т. д., приходится решать обратную задачу, а именно; по диаграмме ускорений строить диаграмму скоростей или диаграмму перемещений. Эту задачу можно решить методом графического интегрирования.

Чем меньше коэффициенты трения f,-2i и /','Ь и больше допустимое значение коэффициента v/, тем большие углы давления ft возможно использовать при проектировании кулачковых механизмов.

При проектировании кулачковых механизмов конструктор стремится выбрать закон движения толкателя, который бы наилучшим образом удовлетворял заданным требованиям. Во многих случаях в качестве исходного принимают график изменения ускорения толкателя а« (или относительных значений ускорения v,,— = ыл,/иВ,а,!) в функции угла поворота кулачка (рис. 17.6, а). Остальные кинематические параметры получают в аналитической форме или путем численного или графического интегрирования. Например, график скорости толкателя vn или кинематической передаточной функции скорости v,,n = с1/!/!»: (рис. 17.6, 6) при графическом интегрировании находят по соотношениям:

Кинематические диаграммы используют главным образом для звеньев с вращательным или прямолинейно-поступательным движением: а) при анализе и проектировании кулачковых механизмов; б) реже при анализе механизмов с низшими парами *, например, механизма качающейся кулисы поперечно-строгального станка.

Более простым, но менее точным, является построение по одной имеющейся диаграмме двух других способами графического дифференцирования и интегрирования. При анализе обычно легко получить построениями на чертеже механизма диаграмму s = fi (t); тогда две остальные диаграммы строят путем двукратного графического дифференцирования. При проектировании кулачковых механизмов часто задается закон изменения ускорения а = /3 (0> двукратным графическим интегрированием которого получают диаграммы о= f2(t) и s = = fi (t). Последнюю используют при профилировании кулачка.

При проектировании кулачковых механизмов соблюдаются следующие условия: для поступательно движущегося толкателя (рис. 15.1, а) при положении кулачка, характеризуемого углом поворота его ф! = 0, перемещение толкателя s2 = sfemm и скорость его

При проектировании кулачковых механизмов необходимо удовлетворить различные требования минимума габаритных размеров контактных напряжений и потерь на трение, исключения возможности заклинивания при работе и др. Для снижения материалоемкости обычно стремятся к уменьшению габаритных размеров. Так как угол давления определяется направлениями вектора скорости выходного звена и нормали к профилю кулачка, то, следовательно, выбор геометрических размеров механизма определяет и его эксплуатационные свойства. Для всего диапазона изменения передаточной функции необходимо обеспечить значение угла давления, меньшее минимально допустимого осд Размеры, полученные из условия обеспечения требуемых качественных характеристик и определяющие габаритные размеры механизма, называют основными. Установим связь между углом давления и геометрическими размерами механизма с толкателем. Аналитическое выражение передаточной функции определится^ из подобия треугольников, образованных векторами скорости VA,, VA,, VACA, на плане скоростей (рис. 15,3) и ЛО,ЛВ на схеме механизма: