CC BY
0Траектория изменения элементного состава древесной биомассы (кривая метаморфоза) может быть описана с погрешностью, не превышающей погрешности исходных данных, уравнением
(О/С) = 0,2253 • (Н/С)2 + 0,125 • (Н/С). (2) Эта же зависимость в традиционной для диаграммы Ван Кревелена системе координат может быть записана как
(Н/С) = (- 0Л25+(0Д252+4-0,2253-(О/С))°,5)/(2Ю,2253) (3) Изменение высшей теплоты сгорания древесины с изменением элементного состава при пиролизе линейно и может быть представлено как
О^ __21,19 • (О/С) + 33,95 , МДж/кг, (4) что качественно совпадает с данными [7]. Соответственно, тепловой коэффициент конверсии
т1д = —1,067 • (О/С) + 1,71 . (5)
Опытные данные по выходу летучих для древесной биомассы при различных значениях отношения (О/С) немногочисленны. Однако вид зависимости выхода летучих из твердого остатка для промежуточных значений всего диапазона возможных значений 0<(0/С)<0,665 с достаточной точностью может быть получен из следующих более или менее очевидных соображений.
A. При (О/С) = 0,665 (необработанная древес-
п
ная биомасса) = 0.855 и-= 0;
) 8(0 / С)
B. При (О/С) = 0 (процесс выхода летучих завершен) Vм = 0;
C. Функция Уаа = _ДО/С) монотонна, непрерывна и может быть представлена полиномом второй степени.
Тогда
= - 1,933-(О/С)2 + 2,571-(О/С) . (6) Имеющиеся опытные данные более чем удовлетворительно совпадают с зависимостью (6).
Теперь можно найти массовый коэффициент конверсии для любого промежуточного состояния древесной биомассы как
0,145
П =-- . (7)
8 1 — (- 1,933 •( О/С)2 + 2,571-( О/С))
Вычислив значения эффективного коэффициента конверсии Пэф= % для различных значений (О/С) в интервале от 0 до 0,665, можно заметить, что значение Пэф сохраняется около 1,0 при значениях (О/С) от 0,665 до 0,58, а при значении 0,62 равно 1,02. При дальнейшем уменьшении отношения (О/С) происходит падение Пэф до 0,248 при (О/С) = 0.
Список литературы
1. Левин А.Б. Интегральная оценка эффективности производства жидкого топлива из древесной биомассы методом быстрого пиролиза.// Строение, свойства и качество древесины - 2014. Материалы V Международного симпозиума РКСД М.: ФГОУ ВПО МГУЛ, 2015, - 232 с.
2. Левин А. Б., Афанасьев Г.Н. Энергетический и материальный баланс процесса производства жидкого топлива из древесной биомассы методом быстрого пиролиза. Труды Международного симпозиума «Надежность и качество», т. 2, Издательство ПГУ, 2017, С. 286 - 291.
3. Левин А.Б., Малинин В.Г., Хроменко А.В, Афанасьев Г.Н. Оценка эффективности технологий конверсии древесной' биомассы в топливо с улучшенными потребительскими свойствами // The scientific heritage (Budapest, Hungary), No 17(17), Vol.1, 2017. P. 53...59.
4. Bernical Q., Joulia X., Noirot-Le Borgne I., Floquet P., Baurens P., Boissonnet G. Sustainabil-ity Assessment of an Integrated High Temperature Steam Electrolysis-Enhanced Biomass to Liquid Fuel Process// Ind. Eng. Chem. Res., 2013, 52 (22), pp 71897195.
5. Van Krevelen D.W., Shuyer J. Coal science -Amsterdam, Princeton N.J.: Elsevier Pub. Co., 1957, 352 p.
6. Левин А.Б. Энергетическое использование древесной биомассы: учебник/ А. Б. Левин, Ю.П. Семенов, В.Г. Малинин, А.В. Хроменко; под ред. А.Б. Левина. - М.: ИНФРА-М, 2016. - 199 с.
7. Ермоченков М.Г. Прогнозирование свойств термически модифицированной древесины. - М. : Горячая линия - Телеком, 2017. - 220 с.
ЭНЕРГОСИЛОВЫЕ ПАРАМЕТРЫ ДРОБИЛЬНЫХ МАШИН С ЦИКЛОИДАЛЬНЫМ ДВИЖЕНИЕМ РАБОЧИХ ОРГАНОВ
Рабат О.Ж.
Казахская автомобильно-дорожная академия (КазАДИ) им. Л.Б. Гончарова, д.т.н., профессор, зав.
кафедрой «Транспортная техника и организация перевозок»
Ли С.В.
Казахская автомобильно-дорожная академия (КазАДИ) им. Л.Б. Гончарова, д.т.н., профессор
Салманова А.Н.
Екибастузский инженерно-технический институт им. академика К.Сатпаева, старший преподаватель, соискатель КазАДИ по кафедре «Транспортная техника и организация перевозок»
ENERGY-STRENGHT PARAMETERS OF CRUSHING MACHINES WITH CYCLOIDAL MOVEMENT
OF WORKING BODIES
Rabat O.J.
Kazakh Automobile and Highway Academy (KazADI) them. L.B. Goncharova, doctor of technical sciences, professor, head. Department of Transport Technology and Organization of Transportation
Lee S.V.
Kazakh Automobile and Highway Academy (KazADI) them. L.B.
Goncharova, Doctor of Technical Sciences, Professor
Salmanova A.N.
Ekibastuz Engineering and Technical Institute. academician K. Satpaev, senior lecturer, competitor of KazADI in the department "Transport equipment and transportation organization "
Аннотация
В работе исследованы энергосиловые параметры дробильных машин с циклоидальным движением с использованием вариационных принципов механики деформируемого твердого тела. Деформируемый материал предполагается идеальным жесткопластическим в виде сплошной плоской ленты с толщиной равной максимальному размеру куска
Abstract
In the paper, energy-strength parameters of crushing machines with cycloidal motion are investigated using the variational principles of the mechanics of a deformed solid. The deformable material is assumed to be ideal rigid-plastic in the form of a continuous flat tape with a thickness equal to the maximum size of the piece.
Ключевые слова: вариационные принципы, моделирование, энергоемкость, мощность, удельное давление, дробилка, циклоидальное движение, рабочий орган (валок), жесткопластический материал, поле скоростей, годограф скоростей.
Keywords: variational principles, modeling, energy intensity, power, specific pressure, crusher, cycloidal motion, working member (roll), rigid-plastic material, velocity field, speed curve.
В работах Тарновского И.Я., Поздеева А.А., Колмогорова В.Л., Гун Г.Я. и других [6] широко используются вариационные принципы механики деформируемого тела для исследования течения металла и определения необходимых для деформации усилий. Они позволяют приближенно решать двухмерные и трехмерные задачи.
На стадии разработки и создания новой машины информация об оцениваемом объекте обычно не может быть полной. В этих условиях для прогнозирования качественных показателей и технико-экономических оценок машин используются методы математического моделирования. На начальном этапе работ по созданию новой техники эффективность машин можно оценить, используя показатель энергоемкости рабочего процесса [1].
Для определения мощности и удельных давлений рабочего процесса дробилки с циклоидальным движением рабочих органов в работе использован метод верхней оценки, который основан на известных принципах математической теории механики деформируемых тел, достаточно прост и позволяет с минимальными затратами труда определить энерго-силовые параметры рабочего процесса [6].
В данной работе исследование энерго-силовых параметров связано с необходимостью определения мощности, удельных давлений и оптимальных условий рабочего процесса дробилки с циклоидальным движением РО.
Дробилка с циклоидальным движением РО характеризуется циклической работой. За один оборот валка происходит z циклов дробления. Каждый из циклов включает рабочую и нерабочую (холостую) части. Рабочая часть цикла (непосредственно дробление) начинается в положении валков, при
котором угол между касательными к их поверхностям в точке касания с куском материала становится равным углу захвата. Положение исходного куска материала заданной крупности при этом является предельным нижним. При дальнейшем вращении валков куски материала дробятся. Заканчивается рабочая часть цикла, когда пара вершин поперечного сечения валков находится в верхнем положении на расстоянии друг от друга, равном ширине разгрузочной щели [4].
Нерабочей части цикла соответствует движение этой пары вершин вниз до положения, при котором начинается следующий цикл дробления.
В зависимости от величины угловой скорости валков дробилки захватывание кусков материала и процесс дробления может происходить по-разному. При большой угловой скорости валков куски материала будут захватываться, и дробиться раньше, чем успеют переместиться до предельного нижнего положения. В результате этого уменьшается величина поверхности валков, активно взаимодействующая с материалом, что приводит к более интенсивному износу валков.
При небольшой угловой скорости валков куски успеют переместиться до крайнего нижнего положения, но будут накапливаться в рабочем пространстве, что вызовет его переполнение и вследствие этого, повышенный расход энергии на дробление, а также возможно и поломку деталей дробилки.
Таким образом, оптимальной является такая угловая скорость валков, при которой поток материала, падая с высоты головки питающего конвейера или бункера, перемещался бы в угловом рабо-
чем пространстве дробилки в виде сплошной плоской ленты с толщиной равной минимальному размеру куска.
Деформируемый поток материала предполагается идеальным жесткопластическим в виде сплошной плоской ленты с толщиной равной максимальному размеру куска. Задача решается с помощью упрощенного поля скоростей, когда дуга захвата заменяется стягивающей ее хордой. Поле скоростей состоит из жестких блоков и линий разрыва (рисунок 1), оно удовлетворяет граничным условиям в скоростях. Поле скоростей не полностью отражает реальную картину течения потока материала при дроблении, но зато оно удовлетворяет всем требованиям, предъявленным к кинематически возможному полю скоростей [3].
Отрезки АО, ВО являются линиями, на которых касательные к ним составляющие скоростей терпят разрыв. Течение потока материала внутри областей, разделенных линиями разрыва, считаем однородным. Эти области движутся относительно друг друга как жесткие блоки.
Полная мощность процесса дробления суммируется из мощностей, рассеиваемых на линиях разрыва скоростей, и из мощности, расходуемой на преодоление сил трения на поверхности АВ.
Угол а является варьируемым параметром. Варьируя а, будем отыскивать минимум полной мощности рассеивания и, таким образом, минимальную верхнюю оценку для мощности при дроблении.
Вычислим мощность, рассеивающуюся на линиях разрыва скоростей. На рисунке 1, б приведен годограф скоростей для рассматриваемого течения. Из годографа легко получаем:
V = V-§1Па
81П
(а-/)
(1)
V = V2 sm(r + ß) = (ctg ßsmy + cos ^,(2)
8Ш Р
Из условия равновесия:
— 1
Ъз = V - = VI-—-п 1 -е
После преобразований получим:
(3)
V
1 = V2 (ctg ß sin r + cos r) (4)
1 -e
рабочий орган
деформируемый материал
a)
Рисунок 1 - Кинематический возможное поле скоростей
Для определения угла ß в соотношении (4) выразим V2 через Vi, используя формулу (1):
1 sm(a-y) А _ . _
----— = ctg ßsin у + cosy, (5)
1 -s sina или после преобразований:
ctgß + ctg у = -1- (ctg у — ctg a). (6) 1 — s
Тогда
ctg ß = ~~ (s- ctgy — ctga). (7) 1 — s
Отсюда угол ß: ß = arctg
-1- (s- ctgy- ctga) 1 -s
. (8)
Разрывы касательных составляющих скоростей равны: на АО
V-2 = Уг~
на ВО
sin у
V2-3 = Vx-
sin (a-у)' sinasin у
sin ßsin (a-у) Длины линий разрыва скоростей:
H _ h
AO =
2sina'
BO = -
2sin ß
F = 2 -
(9) (10)
(11) sin у
Мощность, рассеиваемая на линиях разрыва скоростей, равна (размер в направлении, перпендикулярном к плоскости чертежа):
Шр = 2к(Л0 • ¥_2 + во • У2_3), (12)
здесь k - постоянная среды (потока материала). Мощность сил трения на линии контакта:
Жтр = 4/ кЛВ(Ув —¥2), (13)
Н — к
где ЛВ = —;-, ц - коэффициент трения по
2БШ у
Прандтлю.
При определении сил трения принято, что высота нейтрального сечения равна средней высоте по длине очага деформации. Тогда скорость валка:
V =Т2" V. (14) 2 _ £
Полная мощность:
Ш = + Жтр = к• Н•¥ • Р, (15)
где
F =
к - H-V1
ность процесса дробления. Она равна:
- безразмерная мощ-
sin a sin у
+ 4j—
_ 2sinasin (a-у) 2(1 -s)sin2 ßsin (a-у) 2 sina
+
sin у
_ 2 -s sin (a-у)_
(i6)
где ß выражается через a.
Угол увыражается через е и Г = Rh форму-
лой:
у = acrtg-
s 2
,(17)
!(1 -s)2 -
"(1 -s)-
2
Поиск минимума функции Р (а) выполнялся на ПЭВМ. В машину вводились различные
значения ju, е и r. Здесь s =
Н — к Я
-, г =--без-
Н к
Тн
размерные параметры, а величина / = — опреде-
2к
лялась по экспериментальным данным (/ = 0,17...0,21 при е = 0,10...0,40).
Полученные минимальные значения мощности показаны на рисунке 2, а в таблице 1 приведены значения варьируемых углов а и относительного радиуса валка г, соответствующих минимальным значениям F при е = 0,1 и 0,3 и / = 0,20.
Таблица 1
Значения варьируемых углов a
r, мм 2,86 4,83 8,16 13,79 17,92 23,30 е
a, град 65,42 58,16 50,39 42,50 38,65 34,95 0,1
a, град 55,92 47,02 38,63 31,11 27,75 24,66 0,3
По рассчитанным значениям мощности можно получить удельные давления при различных технологических параметрах. Для определения верхней оценки удельных давлений использовано уравнение связи мощности с удельными давлениями по Целикову А.И. [6]:
W = pcp - B-AH -Vp
(18)
ср ро '
где рср - среднее удельное давление материала полосы на валки, В - ширина полосы (В = const); AH = H — h (см. рисунок 1), Vpo - окружная скорость рабочего органа.
2
s
r
F 2,0
1,5
1,0
0,5
0
Ф e=0,4
A
e=03
e=0,2
e=0,1
B
2 3 4 5 10 15 20 25 г
Рисунок 2 - Верхняя оценка мощности рабочего процесса
Уравнение (18) с приведением к начальной скорости принимает вид:
F = Pcp ■ V
2
2-e
■AH.
(19)
Приравнивая мощности внутренних и внеш них сил и учитывая, что на рисунке 3 мощность со ответствует начальной высоте, равной единице, по лучим:
2к ~ 4 е ' где F - безразмерная мощность, рассчитанная на основе принятого поля скоростей.
(20)
P
2k
2,5 2,0 1,5 1,0 0,5
e=0,5
ft* о e=0,3
e=0,2
e=0,1
1 2 3 4 5 10 15 20 25 30 35
Рисунок 3 - Верхняя оценка удельных давлений
Зависимость удельных давлении Рср от относи-
_Н - п
тельной величины £ —- и от относитель-
тельной величины Н и от относитель-
_ Я
ного радиуса валков Г — — для симметричного
п
рабочего процесса дробления, вычисленных по отношению (20) при ц = 0,20, показано на рисунке 3. Проведенные расчеты по (19) удельных давлений при различных значениях ц (от 0 до 0,5) показали, что с увеличением г и е разницей в Рср для различных условий трения можно пренебречь, что хорошо согласуется с данными других работ.
Как и следовало ожидать, удельные давления, определенные по методу верхней оценки, получились выше действительных. Оптимальные условия деформирования с точки зрения наименьших затрат энергии могут быть получены из рисунка 2; им соответствует кривая АВ, проходящая через минимумы мощностей. Тогда критерий оценки циклоидального рабочего органа, учитывающий оптимальные соотношения геометрических параметров РО и энерго-силовые параметры рабочего процесса аппроксимируется уравнением:
Коц — /(гопт), (21)
где —10-11,5е0'51
r
Минимум мощности формирования в зависимости от оптимального радиуса рабочего органа (валка) можно представить в виде:
Р = 0,05г2 опт — 0,66гопт + 2,55. (22)
Таким образом, на начальном этапе работ по созданию новой техники, используя полученные выражения (16) и (20), можно найти требуемую для выполнения рабочего процесса мощность двигателя и определить максимальные усилия, которые развиваются во время работы машины с циклоидальным движением РО. Основные геометрические параметры рабочих органов машин с циклоидальным движением РО необходимо выбирать с точки зрения минимальных затрат энергии, которые могут быть получены из условия оптимального формоизменения материалов [2,5]. Из анализа рисунков 1, 2 и 3 и формул (19) - (22) видно, что оптимальное значение радиуса РО с учетом минимума энергозатрат находится в пределах: г опт = (2,5 ... 11).
Выводы:
1. Основные параметры планетарного механизма и циклоидального рабочего органа дробилки при известной форме поперечного сечения валка определяются через величину эксцентриситета е. Задавшись величиной е можно определить величину радиуса производящей окружности (сателлита) г = z • е; величину радиуса направляющей окружности (центрального зубчатого колеса) R = е ^ + 1); величину производящего радиуса а = с • z = z2 • е.
2. На начальном этапе работ по созданию новой техники оптимальное значение радиуса РО с учетом минимума энергозатрат находится в пределах ronm = (2,5 ... 11).
3. Для выбора наиболее рациональных форм и размеров поперечного сечения валка разработан алгоритм расчета траекторий, скоростей и ускорений точек валка дробилки и составлена программа расчета на ПВМ.
Список литературы
1. Баловнев В.И. Моделирование процессов взаимодействия со средой рабочих органов дорожно-строительных машин. М., Машиностроение, 1994.-432с.
2. Волков Д.П., Крикун В.Я. Строительные машины и средства малой механизации. М., Академия, 2008. - 408 с.
3. Воронцов В.К., Полухин П.И., Белевитин В.А., Бринза В.В. Экспериментальные методы механики деформируемых твердых тел. М., Металлургия, 1990. - 480 с.
4. Ли С.В., Рабат О.Ж, Салманова А.Н. Дробильная машина со сложным движением рабочих органов. Научный журнал «Znanstvena misel» №13 Словения, 2017г. - С. 95-97.
5. Недорезов И.А., Кабашев Р.А. Машины строительного производства и их рабочие среды взаимодействия. Москва - Алматы, Бастау, 2013. -444 с.
6. Тарновский И.Я., Поздеев А.А., Колмогоров В.Л., Гун Г.Я. Вариационные принципы механики деформируемого тела.
ОСОБЛИВОСТ1 ВИКОРИСТАННЯ БАГ ТРЕК1НГОВИХ СИСТЕМ У 1Т КОМПАН1ЯХ
СМоненко В.П.
Доктор техтчних наук Опанасенко £.М.
Студентка
Нацюнальний техтчний унгверситет Украши «Кшвський полтехнгчний iнститут 1мен11горя Ci-
корського»
SPECIFICS OF USE BUG TRACKING SYSTEMS IN IT COMPANIES
Symonenko V.P.
doctor of engineering
Opanasenko Yе.
Student
Анотащя
Системи ввдстеження помилок е одшею з основних частин жигтевого циклу розробки програмного забезпечення. Вони використовуються для контролю процеав розробки: ввд формування вимог до пвдтри-мки продукту тсля випуску. Це допомагае прискорити процеси розробки та дозволяе забезпечити комфо-ртшсть стлкування. Огляд Систем ввдстеження помилок представлено нижче.
Abstract
Bug Tracking Systems are the main part of software development life cycle. They used to control all processes of development: from the formation of requirements to product support after release. It helps to accelerate development processes and makes the communication between team-players more comfortable and easy. The overview of Bug Tracking Systems listed below.
Ключов1 слова: Баг трешнгова система, життевий цикл розробки програмного забезпечення, методология розробки програмного забезпечення, гнучка методолгопя розробки.
Keywords: Bug Tracking System, Software Development Lifecycle, Software development methodology, Agile software development.
