facebook
twitter
vk
instagram
linkedin
google+
tumblr
akademia
youtube
skype
mendeley
Page translation
 

МЕТОДИКА РАСЧЕТА МОЩНОСТИ ДИСКОВОЙ ТУРБИНЫ ОТ СИЛ ВЯЗКОГО ТРЕНИЯ

МЕТОДИКА РАСЧЕТА МОЩНОСТИ ДИСКОВОЙ ТУРБИНЫ ОТ СИЛ ВЯЗКОГО ТРЕНИЯ
Lyssenko Viktor, заведующий лаборатории инновационных технологий, candidate of technical sciences

Kazakh National Pedagogical University named after Abay, Kazakhstan

Championship participant: the National Research Analytics Championship - "Kazakhstan";

the Open European-Asian Research Analytics Championship;

УДК 621.22.01

 

В статье проведен теоретический анализ крутящего момента и мощности дисковой турбины от сил вязкого трения жидкости в зазорах между дисками ротора. При этом получены аналитические зависимости мощности на валу турбины от сил вязкого трения и приведенного радиуса от параметров расхода жидкости и геометрии дисков, а также разработана методика экспериментального определения гидравлического коэффициента вязкого трения и получены экспериментальные значения в зависимости от скорости жидкости.  Результаты работы применимы для инженерных расчетов, экспериментального определения гидравлического коэффициента вязкого трения и  динамического анализа разработанных конструкций дисковых турбин.

Ключевые слова: дисковая турбина, расход жидкости, коэффициент вязкого трения, крутящий момент, мощность турбины.

In this article provides theoretical analysis of the torque and power of turbine disc from the forces of viscous friction of the fluid in the gaps between the rotor discs. In this case, the analytical dependence of the power on the shaft of the turbine from the viscous friction forces and the reduced radius of the parameters of the flow rate and the geometry of the disk, as well as the technique of hydraulic experimental determination of the coefficient of viscous friction, the experimental values, depending on the speed of the fluid. The results of the work are useful for engineering calculations, the experimental determination of the hydraulic coefficient of viscous friction and dynamic analysis of structures developed by the turbine disk.

Keywords:disk turbine flow rate, the viscous friction coefficient, the torque capacity of the turbine.

 

Известны конструкции дисковых гидравлических машин, которые могут использоваться как в качестве насосов, так и в качестве турбин.

Теоретические исследования динамики дисковых гидромашин в основном касаются решению задач о течении жидкости в кольцевой щели между вращающимися дисками насосов. Эти решения базируются на уравнениях Новье-Стокса с различными краевыми условиями. Следует отметить, что  исследования  дисковых насосов показали их преимущества в определенных областях применения перед лопастными по эффективности, а также по шумовым и кавитационным характеристикам. Эти преимущества относятся также и к дисковым турбинам. Однако до настоящего времени нет теоретических разработок для расчета силовых характеристик дисковых турбин в зависимости от параметров водосброса и геометрии  конструкции.

Для анализа силового взаимодействия жидкости с рабочими органами дисковой турбины рассмотрим схему взаимодействия потока воды с дисками ротора турбины, которая в упрощенном виде изображена на рисунке 1.

Особенность дисковой гидротурбины заключается в том, что её ротор 1 состоит из набора плоских дисков 2 толщиной dрадиусом R в n  количестве соединенных в пакет,жестко установленный  на валу отбора мощности, который смонтирован на подшипниковых опорах в корпусе 3 с конфузором4. Вода из диффузора 4 под напором Н и с расходом Qподается через щелевое отверстие 5 шириной с и высотой h, попадая в зазоры между дисками величиной b, раскручивает ротор турбины за счет сил вязкого трения. В отличие от традиционных турбин, в которых вращение ротора турбины обеспечивается за счет сил реакции потока воды, воздействующего на лопасти турбины как на преграду. Вода, передавшая кинетическую энергию ротору турбины, выводится через центральное отверстие радиусом rпо направлению оси Z.

Рис.1  Схема дисковой турбины

Рассмотрим силовое взаимодействие напорного потока жидкости с дисками ротора  турбины в цилиндрической системе координат (Z, ρ, φ). Будем считать, что турбина имеет одну степень свободы и может вращаться только вокруг оси  Z.  Примем уплотнения идеальными,  и не будем принимать во внимание взаимодействие жидкости с конструктивными элементами крепления дисков  на  валу отбора мощности ротора турбины.

Основными движущими силами, обеспечивающими движение роторов турбины,  будут силы вязкого трения (сцепления) между поверхностью дисков и жидкостью. Элементарную силу вязкого трения для единичного элемента по известным зависимостям можно записать в виде

                                                                                               ,                                                                                                                (1)

где μ – коэффициент вязкого трения, зависящий от вязкости жидкости, температуры, материала и шероховатости поверхности дисков, величины давления и,  очевидно, он может быть определен только экспериментальным путем; df – площадь элемента (так как элемент жидкости взаимодействует в зазоре одновременно с двумя дисками, то принят коэффициент 2); dv – абсолютная скорость элемента жидкости.

Элементарная сила вязкого трения будет создавать крутящий момент на роторе турбины относительно оси вращения Z

  ,                                                                                     (2)

где – тангенциальная составляющая скорости элемента жидкости.

Для определения суммарного крутящего момента необходимо знать краевые значения скорости жидкости на входе в зазоры между дисками и на выходе из них. С учетом расхода жидкости на входе в зазоры между дисками  значение тангенциальной скорости можно записать в следующем виде

,                                                                                                                                 (3)

Принимая угловую скорость дисков постоянной для определенного расхода жидкости и сил сопротивлений, с учетом пропорционального изменения линейной тангенциальной скорости в зависимости от радиуса приложения её значение можно вычислить по формуле

,                                                                                                                                 (4)

здесь R – приведенный радиус, физический смысл которого заключается в следующем. Если турбина работает в холостом режиме, то скорость вращения ротора будет максимальная, а мощность турбины минимальная, то есть энергия потока жидкости будет затрачиваться, лишь на преодоление трения в подшипниках. В таком режиме относительная тангенциальная скорость потока и дисков почти нулевая. При подключении нагрузки скорость вращения ротора турбины падает.

Из выражения (4) видно, что на холостом режиме  работы турбины, когда приведенный радиус R=R, угловая скорость вращения максимальна. В реальности при холостом режиме преодолеваются сопротивления в подшипниках и уплотнениях. При этом приведенный радиус несколько меньше наружного радиуса дисков. При подключении полезной нагрузки приведенный радиус уменьшается и, соответственно снижается угловая скорость вращения ротора турбины.

Выражение для тангенциальной скорости жидкости на выходе из зоны взаимодействия с дисками ротора турбины можно записать в виде

                                                             .                                                              (5)

С учетом краевых условий и допущений напорный поток жидкости будет разгонять ротор турбины наприведенном радиусе R и в первом приближении можно записать уравнение (2) в интегральной форме в следующем виде

                                                                                                  (6)

где   – суммарная площадь взаимодействия, на которой создается крутящий момент от сил вязкого трения.

Учитывая зависимости (3) и (5), проинтегрировав выражение (6), принимая во внимание, что движение ротора турбины происходит за счет сил противодействия силам вязкого трения,  получим окончательно выражение для крутящего момента на роторе турбины от сил вязкого трения

                                                                                               (7)

Здесь следует отметить, что при холостом ходе турбины, когда отсутствуют силы полезного сопротивления, приведенный радиус

будет близок к наружному радиусу дисков  R ротора турбины.В этом случае крутящий момент на турбине минимален, а угловая скорость вращения максимальна. При нагруженной турбине угловая скорость вращения турбины падает и, соответственно  уменьшается приведенный радиус R´, а крутящий момент на турбине при этом возростает.

Мощность на валу ротора дисковой турбины с учетом (4) и (7) определится по следующей зависимости

                                                                              (8)

Для адекватного анализа полученных аналитических зависимостей необходимо экспериментальное определение коэффициента вязкого трения  μ. Для этих целей была разработана методика и изготовлен специальный стенд.

Стенд состоит из рамы,  на которой установлен электродвигатель с блоком из 7 звездочек разного диаметра и  два кронштейна  с направляющими блоками для приводной цепи.  Пакет из нескольких пластин или пластина определенного размера, которые погружались в емкость с водой и закреплялись при помощи тонкой нити  к  динамометру, который соединялся с цепью такой же нитью.

Для определения коэффициента вязкого трения был изготовлен пакет из пяти пластин размером 0,1х0,15м из того же материала, что диски турбины, а именно из алюминия толщиной 1,2 мм. Зазор между пластинами b= 0,0018м определялся толщиной шайб.

Методика определения коэффициентов заключается в следующем.

Пакет из пластин или пластина погружались в воду. Затем кронштейны с блоками устанавливались в плоскости одной из семи звездочек, на которую устанавливалась цепь. Для замера силы трения Fμ     в  экспериментах использовался динамометр. Скорость определялась в соответствии с радиусом Rзадействованной в испытании звездочки и частоты  n= 1380 об/мин вращения вала электродвигателя по формуле .                                                          

Коэффициент вязкого трения определяется из зависимости (1) по формуле

,                                                                                                             (9)

где  f= 2*5*0,15*0,1=0,15м2– суммарная площадь пакета пластин;

b=0,0018м – зазор между пластинами.

На рисунке 2 представлен график экспериментальной зависимости коэффициента вязкого трения μ в зависимости от изменения скорости ν потока воды, построенных по средним значениям десяти замеров для каждой скорости и аппроксимирована линейной функцией с стандартным отклонением 0,00013925  и среднеквадратичной ошибкой  0,8493682  в виде уравнения  

.                                                                               (10)

Рис. 2. График экспериментальной зависимости коэффициента вязкого трения от скорости потока воды.

 

С учетом (3) и (10) выражение (8) запишется в следующем виде.

                          .                     (11)

График зависимости мощности  дисковой турбины создаваемой силами вязкого трения от расхода воды Q3/с], вычисленной по формуле (11) для следующих параметров: R=0,2м, r= 0,06м, n=30, c=0.06м, h=0,01м, b=0,0018м  при R´ = 0,18м – (точечная линия); R´ = 0,15м – (пунктирная линия); R´ = 0,1м  –  (сплошная линия) представлен  на рисунке 3.

Рис. 3.  График аналитической зависимости мощности Nна роторе дисковой турбины от расхода Q воды при R´ = 0,18м (точечная линия); R´ = 0,15м (пунктирная линия); R´ =  0,1м (сплошная линия).  

Из уравнения (7), принимая крутящий момент на валу турбины равным суммарному крутящему моменту сил трения и полезной нагрузкиопределяется приведенный радиус  R´ по следующей зависимости

                                                      .                              (12)

На рисунке 4 представлен график зависимости приведенного радиуса R´ от крутящего момента М на валу ротора дисковой турбины для указанных выше параметров,  при расходе воды Q= 0,02 м3– сплошная линия, Q=0,03 м3/с – штрихпунктирная линия и  Q=0,015 м3/с – точечная линия.

График (рисунок 4) показывает характерное влияние величины крутящего моментаМ  на роторе дисковой турбины на изменение приведенного радиуса R´, то есть на уменьшение угловой скорости вращения, определяемой по формуле (4).

Рис. 4. Зависимость приведенного радиуса R´ от крутящего момента М на роторе дисковой турбины при разных расходах воды.

В заключении следует отметить, что полученные аналитические зависимости и методика определения коэффициента вязкого трения применимы для инженерных расчетов дисковых гидротурбин. Однако для адекватного использования полученных аналитических зависимостей требуются более детальные экспериментальные исследования реальных турбин в производственных условиях и сопоставление их с аналитическими зависимостями. Эти исследования запланированы и проводятся работы по изготовлению опытного образца дисковой гидротурбины модернизированной конструкции.

Работа выполнена в рамках гранта Комитета науки Министерства образования и науки Республики Казахстан по договору  № 591 от 15.04.2013 года.

 

Литература:

1.  Васильцов Э.А., Невелич В.В. Геометрические электронасосы. Л.: Машиностроение, 1968. – 259 с.

2. Lyssenko V.S. The analysis of power influence arising from viscous friction on dynamics of the disk turbine. International Journal of Applied and Fundamental Research. – 2013. – № 1. URL: www.science-sd.com/452-24351(23.10.2013).

3.  Lyssenko V.S. Analytical determination of the power turbine disk. 4th International Scientific Conference “European Applied Sciences: modern approaches in scientific researches”:  Papers of the 4th International Scientific Conference. July 8-9, 2013, Stuttgart, Germany. 2013. p. 85-87.

4.  Мисюра В.И., Овсянников Б.В., Присняков В.Ф. Дисковые насосы. М.: Машиностроение. 1986.  – 112 с.

5.  N. Теslа. Turbine. United States Patent № 1061206, May 6, 1913

6.  Перельман Р.Г., Поликовский В.И. Основы теории насосов дискового типа. Изв. АН СССР. Энергетика и транспорт, № 1, 1963, С. 101–111.

0
Your rating: None Average: 7.1 (10 votes)
Comments: 22

Kiryanov Vladymyr

Уважаемый Лысенко В.С. Вами проделана колоссальная работа. Четко, локанично и весьма доступно изложен материал. Иллюстрации и формулы вполне обоснованны, доходчиво поясняют вопросы предложенной статьи. Желаю успехов в написании следующих работ. С уважением, студент Кирьянов В. В.

Lyssenko Viktor

Спасибо за высокую оценку и комментарии. Желаю Вам успехов и творческого потенциала.

Guram Vashakidze

В данной статье проделана большая работа, заслуживающая высокую оценку. Желаю дальнейших успехов!

Lyssenko Viktor

Спасибо за высокую оценку моей работы. Взаимно желаю Вам больших творческих достижений.

Elina Khobotova

Работа заслуживает высокой оценки, т.к. в ней представлены как научные результаты, так и их практическое применение. Очевидно, что полученные результаты будут интересны для инженерных работников. С уважением, проф. Хоботова Э.Б.

Lyssenko Viktor

Спасибо за высокую оценку. Желаю вам творческих успехов.

Elesin Mikhail

Работа понравилась, изложенные результаты имеют прикладное значение. С уважением профессор Елесин М.А.

Lyssenko Viktor

Спасибо за оценку. Желаю Вам успехов.

Lezhnuk Petr

Работа понравилась сочетанием теоретической и практической направленности. Желательно путем компьютерного моделирования установить оптимальный рабочий диапазон, максимальный к.п.д. С уважением д.т.н., профессор Лежнюк П.Д.

Lyssenko Viktor

Спасибо за оценку и ценные пожелания, которые будут обязательно учтены в дальнейшей работе. Желаю Вам творческих успехов.

rahimbekov sarmantay madievich

Как инженер, Вы достаточно четко представили возможности улучшения характеристик анализируемых турбин. Как экспериментатор, Вы попытались обосновать влияющие параметры. Остается дать более обоснованный компьютерный анализ и сопоставление реального режима с полученными аналитическими выкладками. Желаю успехов в дальнейших исследованиях! С уважением проф. С.М.Рахимбеков- эксперт.

Lyssenko Viktor

Спасибо за коментарии и пожелания. В настоящее время изготавливается опытный образец модернизированной дисковой гидротурбины и запланированы комплексные производственные испытания на реальном водосбросе. Желаю Вам творческих успехов.

Mammadov Javanshir

Решение энергетической задачи в статье с применением математических методов является важной инженерной работой. Предлагаемая модель, обеспечивающий теоретическое исследование в области гидравлики, является новизной при расчете силовых характеристик дисковых турбин в зависимости от параметров водосброса и геометрии конструкции. Для обоснования правильности расчета конечных результатов требуется компьютерное экспериментальное исследование, которую можно реализовать в Вашей лаборатории информационных технологий. С уважением проф. Мамедов Дж.Ф.

Lyssenko Viktor

Спасибо за оценку работа и ценные замечания, которые будут обязательно учтены в дальнейшей работе. Желаю успехов.

Simonian Geworg

Уважаемый коллега! Отличная инженерная, экспериментальная и ёмкая работа. Вы в формулах используете h и c но в докладе нет их объяснения. Какога коэфицент корреляции уравнения 10? С уважением к.х.н., доцент Г.С.Симонян.

Lyssenko Viktor

Спасибо за высокую оценку. Параметры выходного отверстия (ширина с и высота h) конфузора представлены в четвертом обзатце доклада. Что касается коэффициента корреляции уравнения 10, то следует отметить, что проведенные эксперименты не достаточно точны из-за отсутствия соответствующей аппаратуры. В настоящее время производится комплектация стенда для определения коэффициентов гидравлического трения тензометрическими датчиками силы и датчиком линейной скорости. Это позволит с достаточной точностью определить эти коэффициенты. Желаю Вам творческих успехов.

Kaida Svetlana

Спасибо автору за предоставленные расчеты. Как Вы сказали, для адекватного использования полученных аналитических зависимостей требуются более детальные экспериментальные исследования реальных турбин в производственных условиях и сопоставление их с аналитическими зависимостями. Желаю успехов в исследованиях в данном направлении!

Lyssenko Viktor

Спасибо за коментарии и высокую оценку. В настоящее время проводятся работы по изготовлению опытного образца модернизированной гидротурбины и планируются комплексные производственные испытания на реальном водосбросе. Желаю успехов.

Gorbiychuk Mikhail

Уважаемые авторы! На мой взгляд, изложенные результаты имеют прикладное значение и дают возможность по изложенной методике определить коэффициент вязкого трения для апределенного класса турбин. Желаю успехов в дальнейших исследованиях! С уважением проф. М. И. Горбийчук

Lyssenko Viktor

Спасибо. Взаимно желаю Вам творческих удач и успехов.

Treschalin Michail Yuriyevich

Уважаемый Виктор! Согласен с Вами, для инженерных расчетов метод вполне приемлемый. Однако, какое отношение к коэффициенту вязкого трения имеет формула (9)! Кроме того, предложенная Вами линейная зависимость (10) справедлива в диапазоне скоростей от 2,5 до 4,75 м/с. Не убежден, что вне этого диапазона формула (10) работает. Думаю, надо аппроксимировать степенной функцией. Желаю дальнейших успехов. С уважением д.т.н., профессор М.Ю. Трещалин

Lyssenko Viktor

Спасибо за каментарии и оценку. К сожалению модератором проекта была допущена ошибка в предоставлении формулы (9), которая уже исправлена. Совершенно с Вами согласен, по поводу диапазона скоростей. В данной работе представлена лишь методика определения коэффициента вязкого трения, который определен с недостаточной точностью. В настоящее время производится комплектация стенда для определения коэффициентов вязкого трения тензометрическими датчиками силы и датчиком линейной скорости. После завершения этих работ будут определены коэффициенты вязкого трения в широком диапазоне скоростей и получены соответствующие функции оппроксимирования. Также желаю Вам творческих успехов.
Comments: 22

Kiryanov Vladymyr

Уважаемый Лысенко В.С. Вами проделана колоссальная работа. Четко, локанично и весьма доступно изложен материал. Иллюстрации и формулы вполне обоснованны, доходчиво поясняют вопросы предложенной статьи. Желаю успехов в написании следующих работ. С уважением, студент Кирьянов В. В.

Lyssenko Viktor

Спасибо за высокую оценку и комментарии. Желаю Вам успехов и творческого потенциала.

Guram Vashakidze

В данной статье проделана большая работа, заслуживающая высокую оценку. Желаю дальнейших успехов!

Lyssenko Viktor

Спасибо за высокую оценку моей работы. Взаимно желаю Вам больших творческих достижений.

Elina Khobotova

Работа заслуживает высокой оценки, т.к. в ней представлены как научные результаты, так и их практическое применение. Очевидно, что полученные результаты будут интересны для инженерных работников. С уважением, проф. Хоботова Э.Б.

Lyssenko Viktor

Спасибо за высокую оценку. Желаю вам творческих успехов.

Elesin Mikhail

Работа понравилась, изложенные результаты имеют прикладное значение. С уважением профессор Елесин М.А.

Lyssenko Viktor

Спасибо за оценку. Желаю Вам успехов.

Lezhnuk Petr

Работа понравилась сочетанием теоретической и практической направленности. Желательно путем компьютерного моделирования установить оптимальный рабочий диапазон, максимальный к.п.д. С уважением д.т.н., профессор Лежнюк П.Д.

Lyssenko Viktor

Спасибо за оценку и ценные пожелания, которые будут обязательно учтены в дальнейшей работе. Желаю Вам творческих успехов.

rahimbekov sarmantay madievich

Как инженер, Вы достаточно четко представили возможности улучшения характеристик анализируемых турбин. Как экспериментатор, Вы попытались обосновать влияющие параметры. Остается дать более обоснованный компьютерный анализ и сопоставление реального режима с полученными аналитическими выкладками. Желаю успехов в дальнейших исследованиях! С уважением проф. С.М.Рахимбеков- эксперт.

Lyssenko Viktor

Спасибо за коментарии и пожелания. В настоящее время изготавливается опытный образец модернизированной дисковой гидротурбины и запланированы комплексные производственные испытания на реальном водосбросе. Желаю Вам творческих успехов.

Mammadov Javanshir

Решение энергетической задачи в статье с применением математических методов является важной инженерной работой. Предлагаемая модель, обеспечивающий теоретическое исследование в области гидравлики, является новизной при расчете силовых характеристик дисковых турбин в зависимости от параметров водосброса и геометрии конструкции. Для обоснования правильности расчета конечных результатов требуется компьютерное экспериментальное исследование, которую можно реализовать в Вашей лаборатории информационных технологий. С уважением проф. Мамедов Дж.Ф.

Lyssenko Viktor

Спасибо за оценку работа и ценные замечания, которые будут обязательно учтены в дальнейшей работе. Желаю успехов.

Simonian Geworg

Уважаемый коллега! Отличная инженерная, экспериментальная и ёмкая работа. Вы в формулах используете h и c но в докладе нет их объяснения. Какога коэфицент корреляции уравнения 10? С уважением к.х.н., доцент Г.С.Симонян.

Lyssenko Viktor

Спасибо за высокую оценку. Параметры выходного отверстия (ширина с и высота h) конфузора представлены в четвертом обзатце доклада. Что касается коэффициента корреляции уравнения 10, то следует отметить, что проведенные эксперименты не достаточно точны из-за отсутствия соответствующей аппаратуры. В настоящее время производится комплектация стенда для определения коэффициентов гидравлического трения тензометрическими датчиками силы и датчиком линейной скорости. Это позволит с достаточной точностью определить эти коэффициенты. Желаю Вам творческих успехов.

Kaida Svetlana

Спасибо автору за предоставленные расчеты. Как Вы сказали, для адекватного использования полученных аналитических зависимостей требуются более детальные экспериментальные исследования реальных турбин в производственных условиях и сопоставление их с аналитическими зависимостями. Желаю успехов в исследованиях в данном направлении!

Lyssenko Viktor

Спасибо за коментарии и высокую оценку. В настоящее время проводятся работы по изготовлению опытного образца модернизированной гидротурбины и планируются комплексные производственные испытания на реальном водосбросе. Желаю успехов.

Gorbiychuk Mikhail

Уважаемые авторы! На мой взгляд, изложенные результаты имеют прикладное значение и дают возможность по изложенной методике определить коэффициент вязкого трения для апределенного класса турбин. Желаю успехов в дальнейших исследованиях! С уважением проф. М. И. Горбийчук

Lyssenko Viktor

Спасибо. Взаимно желаю Вам творческих удач и успехов.

Treschalin Michail Yuriyevich

Уважаемый Виктор! Согласен с Вами, для инженерных расчетов метод вполне приемлемый. Однако, какое отношение к коэффициенту вязкого трения имеет формула (9)! Кроме того, предложенная Вами линейная зависимость (10) справедлива в диапазоне скоростей от 2,5 до 4,75 м/с. Не убежден, что вне этого диапазона формула (10) работает. Думаю, надо аппроксимировать степенной функцией. Желаю дальнейших успехов. С уважением д.т.н., профессор М.Ю. Трещалин

Lyssenko Viktor

Спасибо за каментарии и оценку. К сожалению модератором проекта была допущена ошибка в предоставлении формулы (9), которая уже исправлена. Совершенно с Вами согласен, по поводу диапазона скоростей. В данной работе представлена лишь методика определения коэффициента вязкого трения, который определен с недостаточной точностью. В настоящее время производится комплектация стенда для определения коэффициентов вязкого трения тензометрическими датчиками силы и датчиком линейной скорости. После завершения этих работ будут определены коэффициенты вязкого трения в широком диапазоне скоростей и получены соответствующие функции оппроксимирования. Также желаю Вам творческих успехов.
PARTNERS
 
 
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
image
Would you like to know all the news about GISAP project and be up to date of all news from GISAP? Register for free news right now and you will be receiving them on your e-mail right away as soon as they are published on GISAP portal.