17754

Объёмные насосы

Лекция

Производство и промышленные технологии

Лекция №10. Объёмные насосы Специфической особенностью всех объёмных насосов является то что их производительность в основном определяется величинами периодически замыкаемых в них объёмов и скоростью переноса этих объёмов со стороны всасывания на сторону нагнетани

Русский

2013-07-05

709 KB

29 чел.

Лекция №10. Объёмные насосы

Специфической особенностью всех объёмных насосов является то, что их производительность в основном  определяется величинами периодически замыкаемых в них объёмов и скоростью переноса этих объёмов со стороны всасывания на сторону нагнетания. При этом давление нагнетания и соответственно удельная работа насосов при расчётной скорости движения рабочих органов в рабочем диапазоне практически зависят только от сопротивления нагнетательной магистрали. В этих условиях конструктивные расчёты объёмных насосов практически не связаны с гидромеханикой, принципиально очень просты, и в основном сводятся к  вычислениям геометрических значений соответствующих объёмов, которые зависят от формы и конструкции рабочих органов. Так, для шестерённых насосов определяются объёмы впадин между зубьями, для винтовых насосов – объёмы полостей между спиральными выступами, для поршневых насосов – объёмы, освобождаемые ходами поршней в цилиндрах и т.п. Для простых насосов с небольшими расходами и давлениями целесообразно вычисление основных размеров по приближённым формулам, после чего возможна сравнительно простая их доводка на основе простых испытаний. Более сложные или имеющие более важное назначение насосы  могут быть рассчитаны по более сложным зависимостям, в которых обстоятельно учитываются особенности конфигурации рабочих органов, а также вычисляются внутренние утечки и некоторые другие дополнительные параметры их работы на основе гидромеханики и с учётом всех геометрических и конструктивных особенностей проектируемых объектов. В любом случае для каждого типа объёмных насосов при выполнении любых видов расчётов важно выделение и определение всех общепринятых параметров геометрии, связанных с тем или иным видом рабочих органов – с шестернями, с винтами, с цилиндрами и т.п. Соответственно сказанному рассмотрим вначале конструктивное разнообразие шестерённых насосов, а затем упрощённые и точные методы определения их основных параметров, в основном, как уже говорилось, связанные с особенностями геометрии их рабочих органов.

10.1.Типы шестеренных насосов (материал заимствован из книги И.А.Чиняева «Роторные насосы», Л: Машиностроение, 216с.1969.)

Шестеренные насосы являются одним из наиболее распространенных видов роторных насосов. Они применяются в системах смазки машин и механизмов, в различных гидроприводах, для перекачивания нефти, нефтепродуктов и других жидкостей. Шестеренные насосы выполняются с шестернями внешнего и внутреннего зацепления.

                                    

Рис.  10.1 Схема шестеренного   насоса   с  внешним зацеплением

 

Рис. 10.2 Схема шестеренного насоса   с   внутренним   зацеплением:

/ —внешняя   шестерня;    2—внутренняя шестерня

Наибольшее распространение имеют насосы с шестернями внешнего зацепления. Простейший насос такого типа изображен на рис. 10.1.

Насос состоит из ведущей 1 и ведомой 3 шестерен, помещенных в плотно обхватывающий их корпус 4, который в левой части рисунка показан пунктиром. При вращении шестерен по направлению стрелок жидкость, заполняющая впадины зубьев, переносится из полости всасывания 5 в полость нагнетания 2. В полости всасывания зубья шестерен выходят из зацепления, а в полости нагнетания — входят в зацепление. Соответственно этому в полости всасывания происходит увеличение объёмов, а в полости нагнетания – уменьшение переносимых объёмов.

На рис. 10.2 показана схема насоса с внутренним зацеплением шестерен.

Чтобы отделить нагнетательную полость от всасывающей, применен серповидный элемент 3, помещенный между внутренней и внешней шестернями. Для уплотнения между внешней шестерней и корпусом установлены уплотняющие элементы, находящиеся под действием пружин.

В случае перемены направления вращения шестерен при сохранении тех же подводов и отводов жидкости серповидный элемент следует переместить в положение, диаметрально противоположное изображенному на рис. 10.2. Насосы такого типа имеют меньшие габаритные размеры и меньше изнашиваются, чем насосы с внешним зацеплением шестерен, однако из-за сложности изготовления они применяются редко, в основном в системах смазки реверсивных двигателей.

Основным типом шестеренных насосов является насос, состоящий из пары прямозубых шестерен с внешним зацеплением и с одинаковым числом зубьев эвольвентного профиля. Насосы этого типа отличаются простотой устройства и надежностью в эксплуатации.     

Рис.  10.3. Схема  трехшестеренного насоса

Рис.  10.4.   Схема   трехступенчатого   шестеренного                                                                                     насоса: 1, 2, 3 — ступени  насоса;  4 — перепускной  клапан

                                                                               

Для увеличения подачи применяются насосы с тремя и более шестернями,   размещенными   вокруг   центральной   приводной   шестерни. На  рис.10.3 показан трехшестеренный насос.  Средняя шестерня является приводной; при вращении ее в направлении, указанном стрелкой,  жидкость будет засасываться из каналов и нагнетаться через каналы 2 и 4. Теоретическая подача такого   насоса   в  два  раза больше теоретической подачи   насоса,   состоящего из двух шестерен тех же размеров.   Действительная   подача насоса этого типа из-за увеличения утечек будет несколько ниже удвоенной  подачи   насоса,   выполненного по обычной схеме.

Для повышения давления жидкости шестеренные насосы выполняют многоступенчатыми.

На рис. 10.4 изображена схема трехступенчатого шестеренного насоса. Подача каждой предыдущей ступени этого насоса выше расхода последующей ступени. Для отвода излишка жидкости каждая ступень имеет перепускной клапан, отрегулированный на соответствующее давление.

Применением двух- и трехступенчатого насоса можно соответственно удвоить и утроить давление; однако при этом понижается общий к. п. д. агрегата, так как первые ступени должны быть рассчитаны на превышение потребной подачи для обеспечения надежного питания последующих ступеней.

Путем последовательно-параллельного соединения в одном агрегате нескольких групп шестерен можно получить насос высокого давления с большим числом ступеней расхода, т. е. многопоточный насос высокого давления.

На рис. 10.5 изображена схема двухступенчатого шестипоточного шестеренного насоса.

Рис. 10.5. Схема шестеренного насоса  с параллельно-последовательными потоками жидкости

У насосов с косозубыми (рис. 10.6) и шевронными (рис. 10.7 и 10.8) шестернями вход зубьев в зацепление и выход из зацепления происходят не сразу по всей ширине, как у насосов с прямозубыми шестернями, а постепенно. Благодаря этому они менее чувствительны к погрешностям изготовления и монтажа, более износоустойчивы и работают плавно и бесшумно.

Существенным недостатком насосов с косозубыми шестернями является возникновение во время работы осевых усилий, прижимающих шестерни к торцам корпуса, что может вызвать их интенсивный износ. Этого недостатка не имеют насосы с шевронными шестернями.

Рис. 10.6.  Насос

с   косозубыми   шестернями

Обычно шевронные шестерни составляют из двух шестерен с косыми зубьями, одна из которых имеет левую нарезку, другая — правую (рис. 10.7).

Рис 10.7.  Роторы насоса  с шевронными   шестернями

Косозубая шестерня 1, сидящая на ведущем валу, имеет правую нарезку, а косозубая шестерня 2, насаживаемая на тот же вал, выполнена с левой нарезкой. Обе шестерни образуют одну шевронную шестерню; они сидят на валу на общей шпонке. Косозубые шестерни ведомого ротора расположены в обратном порядке, т. е. шестерня 3 имеет левую нарезку, а шестерня 4 — правую. Шестерня 3 сидит на валу на шпонке, а шестерня 4 насажена на вал   свободно,  что дает  ей возможность самоустанавливаться при работе роторов относительно зубьев шестерни ведущего ротора. Угол наклона зубьев в шевронных шестернях обычно составляет 20…25°.

Насосы с шевронными шестернями допускают более высокие скорости (числа оборотов) и имеют больший срок службы, чем насосы с прямозубыми шестернями. Кроме того, в этих насосах отсутствует запирание жидкости во впадинах. У    некоторых    насосов зубья шевронных шестерен служат только для герметизации и вытеснения (перемещения) жидкости, передача же крутящего момента происходит   через   внешнюю   пару   прямозубых шестерен (рис. 10.8).

Рис. 10.8. Насос с шевронными шестернями и внешней парой прямозубых шестерен

Недостатком насосов с шевронными шестернями является трудность герметизации камер нагнетания и всасывания, ввиду чего их в основном применяют при сравнительно небольших давлениях и больших расходах.

Насосы с шевронными шестернями хорошо зарекомендовали себя при перекачке высоковязких жидкостей (до 300°ВУ). Их целесообразно применять также для перекачки жидкостей, содержащих газы и обладающих значительной упругостью насыщенных паров. Это объясняется тем, что благодаря отсутствию защемленного объема в полость нагнетания переносится малое количество сжатых газов и паров.

Шестеренные насосы выполняются с внутренними и с выносными  подшипниками. Первые строятся для перекачивания жидкостей, обеспечивающих нормальную работу подшипников, а вторые – для перекачивания агрессивных и не обладающих смазывающими свойствами жидкостей.

Имеются шестеренные насосы, выполненные с обогревом корпуса. У некоторых  шестеренных насосов  применено охлаждение  корпуса.

На шестеренные насосы, выпускавшиеся в СССР, имелся государственный стандарт, который распространялся на насосы с подачей до 144 м3/ч и давлением нагнетания до 2,5МПа.

Современные шестеренные насосы могут развивать давление до 100 кГ/см2 и выше. В авиационных гидросистемах применяются шестеренные насосы с давлением нагнетания 15…20МПа.

Выпускаемые в настоящее время шестеренные насосы являются нерегулируемыми по подаче, хотя регулирование в принципе и осуществимо [20].

Шестеренные насосы часто используют в качестве гидромоторов, для чего их обычно подвергают некоторым конструктивным доработкам и тщательному контролю качества изготовления [3].

10.2. Теоретическая подача шестеренного насоса

 Рабочими органами простейшего шестерённого насоса являются прямозубые шестерни с внешним зацеплением. Имеет смысл выделить основные геометрические параметры такого кинематического элемента, соответствующие общепринятым формам.

Образование и элементы цилиндрического прямозубого колеса.

Представим себе цилиндр радиуса ro, называемый основным цилиндром, и касательную к нему плоскость N (рис. 136), на поверхности которой нанесены линии АВ и СО, параллельные образующей цилиндра.

Рис. 10.9. К образованию профиля зуба

При перекатывании справа налево плоскости N по поверхности основного цилиндра прямые АВ и CD опишут в пространстве эвольвентные поверхности, которые образуют правые боковые поверхности двух соседних зубьев. Левая боковая поверхность одного из зубьев может быть образована прямой Е при перекатывании плоскости N в обратном направлении, т. е. слева направо.

Образовав таким приемом боковые поверхности всех зубьев длине полной окружности, ограничим их высоту поверхностями двух соосных цилиндров диаметров Dе и Di. В результате получим зубчатый венец колеса,  часть которого показана на рис.   10.10, а.

Рис. 10.10. К образованию зубчатого венца

По окружности обода зубцы распределяются равномерно и чередуются с разделяющими их впадинами. Снаружи зубцы ограничиваются   окружностью   диаметра   De,   называемой   окружностью выступов. Эта окружность определяет наибольший размер заготовки колеса в диаметральном направлении. Основание впадин очерчивается окружностью диаметра Di, называемой окружностью впадин. По ширине зубчатое колесо ограничено размером В.

Опишем из центра колеса такую окружность, на которой толщина зуба Sд и ширина впадины S' (измеренные по этой окружности) будут равны друг другу. Такая окружность   называется делительной окружностью,   диаметр    ее    обозначается dд.

Делительная окружность рассекает каждый зубец на две неравные по высоте части: головку зуба и ножку зуба. Высота ножки h" берется больше высоты головки h  для создания радиального зазора (зазор с на рис. 10.11)   в  сцепляющихся   колесах.

Этот зазор нужен для того, чтобы отделить окружность выступов одного колеса от окружности впадин другого колеса. Расстояние, измеренное по дуге делительной окружности, между одноименными профилями (левыми или правыми) соседних зубьев называется торцовым шагом и обозначается буквой t . Кроме величины торцового шага t, пользуются еще измерением основного шага  to   по дуге   основной   окружности   (рис. 10.10, а).

Так как нормаль к эвольвенте является разверткой основной
окружности, то шаг
to можно измерять и по любой нормали к эвольвентам соседних зубьев  (рис.  10.11).

Между t и to существует простая зависимость

или

Длина делительной окружности, равная  может быть определена и как , где z — число зубьев колеса, т. е.,   , откуда

.

Величину отношения торцового шага  t   к числу π   называют модулем зацепления и обозначают буквой m:

.     (10.1)

Выражение (10.1) можно переписать как

.

Модуль т имеет ту же размерность в мм, что и шаг t, поскольку т можно рассматривать как часть шага, кратную π.

Если при проектировании передачи величину модуля устанавливать произвольно, то это приведет к большим производственным затруднениям, поскольку каждому произвольному модулю (шагу) должен соответствовать свой режущий инструмент, который может быть использован только в данном произвольном случае.

Рис. 10.11 Кинематическая схема прямозубого некорригированного зацепления

Во избежание этого произвола величина модуля т стандартизована. Весь режущий инструмент, используемый при нарезании зубчатых колес, выполняется в соответствии с этим стандартом. Сокращенный ряд модулей приведен в табл.  10.1

Табл.  10.1 Стандартизированный  ряд модулей

т, мм

1

1,25

1,5

1,75

2

2,25

2,5

3

3,5

4

4,5

5

5,5

6

6,5

7

8

9

10

11

12

13

14

15

16

18

20

22

24

26

28

30

В странах с дюймовой системой мер (Англия, США), применяется не модуль, а диаметральный шаг или питч р, представляющий собой отношение числа   зубьев   z   к   диаметру   dд  (в   дюймах)   делительной   окружности:

.

откуда dд (в дюймах) = .

Модуль т и питч р связаны между собой зависимостью mp = 25,4. Принят следующий ряд значений    p: 1, 11/4, 11/2, 13/4, 2, 21/4, 21/2, и т.д.  

Все размеры зубчатого колеса можно выразить через модуль.
Торцовый шаг

.

Высота головки, ножки и полная высота зуба, измеренные в радиальном  направлении,   равны соответственно

с = 0,25m –  радиальный зазор (рис.  10.11).

Диаметры окружностей выступов и впадин

Для зубчатой пары межцентровое расстояние может равняться сумме половин делительных окружностей шестерен. В этом случае мы будем иметь некорригированное зацепление, для которого начальные окружности и делительные окружности совпадают. Для такого зацепления при равных диаметрах шестерен

.

Под начальными окружностями понимают такие, которые для зубчатой пары обкатываются при вращении шестерен одна по одной без проскальзывания. Если же шестерни несколько раздвинуть, то межцентровое расстояние А уже не будет равно сумме половин делительных окружностей. Чтобы обкатка шестерён при таком смещении была правильно организованной, профили их зубьев нарезают со смещением режущего инструмента в сторону от центра шестерни, и тогда такое зацепление называется корригированным с положительной коррекцией. В этом случае, как уже отмечалось, диаметр начальной окружности и делительной окружности не совпадают. Схема корригированного зубчатого колеса с положительной коррекцией показана на рис. 10.12.

Рис. 10.12 Схема корригированного колеса с положительной коррекцией в зацеплении с исходной зубчатой  рейкой

Корригирование зацепления

Вопросы корригирования (коррекции) зацепления шестерен насосов рассматриваются в целом ряде работ [3; 20; 27] .Для шестерен насосов наиболее целесообразно применение положительного смещения исходного контура режущего инструмента относительно обрабатываемой заготовки.

Корригированные шестерни с положительным смещением инструмента получаются обкаткой делительной окружности шестерни по прямой, параллельной средней линии исходного контура, причем средняя линия перенесена от центра шестерни на величину ξт, где ξ — коэффициент профильного смещения (коэффициент коррекции).

У положительной передачи

Ад > Ао;   α > α;   ξ >0,

где Ад — действительное расстояние между центрами шестерен;

     Ао — теоретическое расстояние между центрами шестерен;

     α угол  зацепления передачи;

     α о — угол  зацепления основной рейки.

У нулевой передачи (передача с нормальными некорригированными шестернями)

Ад= Ао;  α = α;   ξ = 0.

При коррекции профиля зуба величину положительного смещения следует выбирать больше величины, диктуемой условиями устранения подрезания профиля. Это целесообразно делать потому, что увеличение профильного смещения приводит к увеличению угла зацепления передачи и к увеличению радиусов кривизны профилей зубьев, что благоприятно сказывается на их контактной прочности. Кроме того, увеличение профильного смещения влечет за собой уменьшение степени перекрытия ε, что также является желательным для шестерен насосов, так как уменьшается вредное влияние запираемой во впадинах жидкости. Степень перекрытия ε характеризует продолжительность зацепления и равняется отношению длины l рабочего участка линии зацепления к основному шагу t. Рабочим участком (длиной зацепления) линии зацепления является часть общей касательной к основным окружностям сцепляющихся колёс, заключённая между окружностями головок (см. рис. 10.11).

Уменьшение степени перекрытия ε желательно даже при наличии разгрузочных устройств, так как ограниченность размеров разгрузочных канавок не всегда позволяет снизить скорость выталкиваемой жидкости до малой величины. Поэтому наряду с другими мерами борьбы с вредным влиянием защемленного объема  необходимо стремиться к уменьшению степени   перекрытия.

Отрицательными факторами, которые вызываются увеличением положительного смещения, являются уменьшение радиуса перехода от профиля зуба ко впадине и уменьшение толщины зуба по окружности головок.

Первый фактор обычно не является решающим, так как прочность на изгиб зубьев шестерен насосов достаточно велика.

Величина смещения лимитируется толщиной зуба по окружности головок se. Для шестерен насосов толщины se являются уплотняющими перемычками, разделяющими камеры нагнетания и всасывания по окружности головок шестерен. По данным испытаний шестеренных насосов высокого давления можно считать допустимой величину se, равную   0,2т.

Все перечисленные требования удовлетворяются в излагаемой ниже системе, разработанной Е. М. Юдиным [27]. Эта система гарантирует толщину зуба у вершины не менее 0,2т, при достаточно большом коэффициенте профильного смещения (рис. 10.12). Кроме того, она проста и удобна в практическом применении.

В данной системе, аналогично принятой в британском стандарте, действительное расстояние между центрами шестерен определяется по выражению

    (10.1)

                                                                                                                                                                                                                                                                      

Диаметр начальной окружности

       d=Ad.                                                      (10.2)                                                                                                                                                                                                                                                     

Диаметр делительной окружности

                                               dд = mz=Ao.                                            (10.3)

Разность между действительным и теоретическим расстояниями между   центрами   шестерен

     ,               (10.4)

где ξв — суммарный   коэффициент   воспринимаемого   смещения   передачи, характеризующий в долях модуля, насколько раздвинуты оси шестерен. Коэффициент ξв в рассматриваемой системе равен

Коэффициент   воспринимаемого   смещения   одной шестерни   в   данном  случае при  z1 = z2 = z  будет равен .

Угол зацепления в градусах

.

Величина смещения инструмента принимается равной ξm.

Коэффициент профильного смещения для каждой шестерни

,

где Δs – боковой зазор между зубьями по начальной окружности, принятый в данной системе равным 0,08m.

Коэффициент уравнительного смещения

.

Коэффициент высоты зуба исходного контура (реечного инструмента) принимается равным

Коэффициент высоты зуба

.

Коэффициент радиального зазора исходного контура

.

Диаметр окружности головок шестерни

    (10.5)

Полная высота зуба шестерни

.     (10.6)

Диаметр окружности впадин

.   (10.7)

Для   предварительного  определения  модуля  зацепления   т  при окружной скорости по окружности головок шестерен ue = 7…20 м/сек и отношении b/m  (где b – в мм) в пределах  от 6 до 10 можно пользоваться формулой

,

где Q — в  л/мин.

Окружная скорость ue = 7 м/сек является предельной для обычных  шестерённых насосов, а ue = 20 м/сек –  для насосов с принудительным  питанием от вспомогательного насоса или с наддувом бака.

Теоретическая подача шестеренного насоса

Для определения теоретической подачи Qт шестеренных насосов имеется большое число формул, многие из которых дают результаты, значительно отличающиеся от опытных данных.

Из приближенных формул практически хорошие результаты дает следующая  формула :

,    (10.8)

где   А — расстояние между центрами шестерен в мм; De — диаметр окружности головок (выступов) в мм; b— ширина шестерни в мм; n— число оборотов ротора в об/мин.

Для шестерен с нормальным некорригированным зубом   А = mz  и

 De = m(z + 2), где m — модуль, z— число зубьев шестерни. Для таких шестерен формула (10.8) принимает следующий вид

.                                       (10.9)

Из формулы (11.2) видно, что подача насоса пропорциональна квадрату модуля m и первой степени числа зубьев z. Поэтому в насосах обычно применяются шестерни с малым числом зубьев (наиболее часто в пределах от 8 до 14) и большим модулем, так как они имеют значительно меньшие габариты, чем шестерни с большим числом зубьев и малым модулем, обеспечивающие ту же подачу.

Точная формула для определения теоретической подачи шестерённого насоса с внешним прямозубым зацеплением имеет следующий вид

,           (10.10)              

где Re — радиус окружности головок в мм; r — радиус начальной окружности в мм;

to — основной шаг в мм, равный  (ro радиус основной окружности в мм); k — коэффициент, определяемый по выражению

,

где ε — коэффициент   перекрытия.

В случае некорригированных шестерен, имеющих высоту головки зуба, равную модулю т (коэффициент высоты зуба fh = 1).

,

где αо — угол давления в точке профиля зуба нa делительной окружности или  угол профиля зуба  исходного контура  реечного инструмента (для стандартных колес αо = 20°).

Для насосов с такими шестернями формула (40) принимает вид

.         (10.11)

Здесь b и m выражены в мм.

Для шестерен с числом зубьев z = 8…14 среднее значение k близко к 1,2 и формулы (40) и (41) принимают следующий вид:

         ;               (10.12)

 .                   (10.13)

Формулы (10.5) и (10.6) следует применять при расчетах шестеренных насосов, не имеющих конструктивных устройств, обеспечивающих полное использование запираемой полости. Формулой (10.6) можно пользоваться не только для шестерен с некорригированным зубом, но и для шестерен, имеющих профиль зуба, корригированный по изложенному методу; при этом в формулу следует подставлять вместо z число на единицу больше действительного числа зубьев.

Теоретическую подачу шестеренного насоса в случае полного использования защемленного объема можно определить по формуле

,                   (10.14)

где Re, r, to и b выражены в мм.

Для насосов, имеющих шестерни  с нормальным   некорригированным зубом, формула (10.7) примет вид

         (10.15)

Для  насосов  с шестернями,   корригированными  по  изложенной системе, теоретическая подача определяется по формулам:

приближенная формула

;         (10.16)

точная формула: 

       .                   (10.17)

Максимальная   теоретическая   подача   (с   использованием защемленного объема) находится по формуле

                      (10.18)

Во всех записанных выше формулах величины b, m и tо выражены в мм.

Конец лекции


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

33658. БЛОЧНОЕ КОДИРОВАНИЕ (АЛГОРИТМ DES) 44 KB
  БЛОЧНОЕ КОДИРОВАНИЕ АЛГОРИТМ DES Алгоритм DES представляет собой блочный шифр предназначенный для шифрования данных 64битовыми блоками. DES относится к симметричным алгоритмам т. Фундаментальным строительным блоком Des является применение к тексту единичной комбинации этих методов подстановка а за ней перестановка зависящей от ключа. DES включает 16 раундов одна и та же комбинация методов применяется к открытому тексту 16 раз DES оперирует 64битными блоками открытого текста .
33659. Протокол SSL 46.5 KB
  Протокол SSL Протокол SSL Secure Socket Lyer предназначен для защиты данных передаваемых между приложениями клиентом и сервером. SSL работает поверх транспортного протокола предполагающего установление соединения TCP. SSL прозрачен для служб прикладного уровня таких как HTTP и FTP. Протокол SSL базируется на следующих принципах: Защищённый канал передачи данных.
33660. СМЕШАННЫЙ ШИФР (АЛГОРИТМ ГОСТ + ЭЛЬ ГАМАЛЯ) 32 KB
  К тому же ни одна из реализаций систем с открытым ключом предложенных до сих пор не может конкурировать в скорости с системами с секретным ключом такими например как DES или ГОСТ. Когда необходимо передать большое количество информации может оказаться что использование криптоалгоритмов с открытым ключом было бы слишком медленным тогда как использование симметричных алгоритмов было бы либо невозможным изза отсутствия разделенного секретного ключа либо не отвечающим требованиям секретности. Гибридная смешанная криптосистема...
33661. БЛОЧНОЕ КОДИРОВАНИЕ (АЛГОРИТМ DES, РЕЖИМ ECB) 54.5 KB
  В режиме ЕСВ каждый блок открытого текста заменяется блоком шифротекста. Распространение ошибки: При расшифровании ошибки в символах шифротекста ведут к некорректному расшифрованию соответствующего блока открытого текста однако не затрагивают остальной открытый текст. При случайной потере или добавлении лишнего бита шифротекста весь последующий шифротекст будет расшифрован некорректно если только для выравнивания границ блоков не используется какоенибудь выравниевания по границам блока. Режим CBC В режиме...
33662. Режимы тройного шифрования из 23 57.5 KB
  Тройное шифрование в режиме СВС Оба режима требуют больше ресурсов чем однократное шифрование: больше времени или больше аппаратурыф БЛОЧНОЕ КОДИРОВАНИЕ АЛГОРИТМ 3DES SDES В ряде реализаций DES используется тройной алгоритм DES см. Так как преобразование DES не является группой полученный шифротекст гораздо труднее вскрыть полным перебором: 2112 попыток вместо 256 Рис. Тройной DES SDES Упрощенный DES или SDES – алгоритм шифрования который носит скорее учебный чем практический характер. В данной лабораторной работе SDES...
33663. БЛОЧНОЕ КОДИРОВАНИЕ (АЛГОРИТМ DES, РЕЖИМ CFB) 98 KB
  БЛОЧНОЕ КОДИРОВАНИЕ АЛГОРИТМ DES РЕЖИМ CFB Криптографический режим обычно объединяет базовый шифр обратную связь какогото типа и нескольких простых операций. Опреации просты поскольку стойкость определяется используемым алгоритмом шифрования а не режимом. Требования предъявляемые к режимам: Режим не должен снижать стойкость используемого алгоритма Эффективность режима не должна быть ниже чем у используемого алгоритма Отказоустойчивость устойчивость к потерям синхронизации процессов шифрования и дешифрования. Режим CFB Блочный...
33664. ПРОТОКОЛ SSH. АРХИТЕКТУРА 50 KB
  ПРОТОКОЛ SSH. Протокол SSH Secure Shell безопасная оболочка чаще всего используется для создания безопасной оболочки для доступа к другим хостам и передачи файлов по сети для безопасности аутентификации и для обеспечения конфиденциальности данных. SSH поддерживается мощное шифрование и продвинутые методы идентификации пользователей которые прошли проверку временем. Часто SSH используют для удаленного управления напр Telnet.
33665. Проблемы безопасности протоколов прикладного уровня 39 KB
  Проблемы безопасности протоколов прикладного уровня Прикладной уровень в семействе TCP IP представлен следующими службами: Служба разрешения имён DNS. Для защиты DNS существуют два направления: переход на защищённый протокол DNSSec; разделение пространства имён с целью сокрытия внутреннего пространства имён от внешнего мира. Разделение пространства имён. В то же время для внешнего пользователя достаточно иметь доступ только к небольшой части внутреннего пространства имён.
33666. Реализация корпоративной службы DNS 499.5 KB
  Реализация корпоративной службы DNS При традиционной схеме реализации корпоративной службы DNS вся информация о домене организации размещена на первичном сервере и доступна любому желающему рис. Даже если принять какието меры по защите первичного сервера есть ещё вторичный сервер расположенный у провайдера.8 Один из вариантов решения двухсерверная конфигурация рис. Двухсерверная конфигурация Рис.