面试作自我介绍的两点准则

2024-06-27

面试作自我介绍的两点准则（精选2篇）

篇1：面试作自我介绍的两点准则

面试作自我介绍的两点准则

给大家提供一篇面试时作自我介绍时的两点准则，

(1)自我介绍是应以面试的测评为导向。

自我介绍也是一种说服的手段与艺术，聪明的应试者会以公务员考录的要求与测试重点而组织自我介绍的内容，你不仅仅要告诉考官们你是多么优秀的人，你更要告诉考官，你如何地适合这个工作岗位。而与面试无关的内容，既使是你引以为荣的优点和长处，你也要忍痛舍弃，以突出重点。

(2)自我介绍要有充分的信心。

要想让考官们欣赏你，你必须明确地告诉考官们你具有应考职位必需的能力与素质，而只有你对此有信心并表现出这种信心后，你才证明了自己。

应试者在谈自己的.优点的一个明智的办法是：在谈到自己的优点时，保持低调，

也就是轻描淡写、语气平静，只谈事实，别用自己的主观评论。同时也要注意适可而止，重要的、关键的，要谈，与面试无关的特长最好别谈。另外，谈过自己的优点后，也要谈自己的缺点，但一定要强调自己克服这些缺点的愿望和努力。

特别指出的是，不要夸大自己。一方面从应试者的综合素养表现，考官能够大体估计应试者的能力;另一方面，如果考官进一步追问有关问题，将令“有水份”的应试者下不了台。

面试中应试者的自我介绍，可以让考官观察到简历等书面材料以外的内容，如你对自己的描述与概括能力，你对自己的综合评价以及你的精神风貌等。自信、为人等是其中的重要的潜台词，应试者务必注意。

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篇2：面试作自我介绍的两点准则

随着计算机技术的快速发展,计算流体动力学(CFD)作为流体机械设计的一种数值方法,得到了长足的发展并逐步走向了成熟。借助CFD技术,可以得到流体机械内任意位置的速度矢量、压力、能量损失等,可以用可视化的方式表明流场中的各种细节特征,可以预测产品的工作性能以及对产品进行优化设计等,因此被广泛用于泵类产品、水轮机、风机、压气机等各种流体机械的设计中。CFD的推广应用,改变了人们传统的设计理念和分析方法,极大地缩短了产品研制的周期、节省了研制经费[1]。但CFD也是有局限性的,抛开影响CFD精度的众多因素不谈,很多的技术细节对计算结果能产生较大的影响,比如不同的边界设定能带来不同的计算结果。本文以某型燃油离心泵产品为例,以定常流动数值仿真中的动静流域交界面为研究对象,分析交界面的设定对产品性能计算结果的影响,探讨定常流体仿真中动静交界面的设定准则问题。

1控制方程

进行数值仿真的基础是流动基本方程,在稳定工况下,离心泵内部的流动为三维定常不可压缩湍流流动,用到的基本方程有质量守恒方程、动量守恒方程和湍流方程[2]。

质量守恒方程,常称作连续方程,其表达式为:

$\frac{\partial ρ}{\partial t} + \frac{\partial (ρ u_{i})}{\partial x_{i}} = 0 (1)$

表达式(1)中,ρ是流体的密度,t是时间,u是速度矢量u的分量,x是坐标方向。

动量守恒方程,也叫Navier-Stokes方程,其表

达式如下:

$\begin{array}{l} \frac{\partial (ρ u_{i})}{\partial t} + ρ \frac{\partial (u_{i} u_{j})}{\partial x_{j}} = - \frac{\partial p}{\partial x_{j}} + \frac{\partial}{\partial x_{j}} \cdot [μ (\frac{\partial u_{i}}{\partial x_{j}} + \frac{\partial u_{j}}{\partial x_{_{i}}} - \\ \frac{2}{3} δ_{i j} \frac{\partial u_{i}}{\partial x_{i}})] + F_{i} (2) \end{array}$

表达式(2)中,p是流体微元上的压力,μ是流体的动力黏性系数,δij是Kronecher delta符号(当i=j时,δij=1;当i≠j时,δij=0),Fi是微元体上的体力,若体力只有重力,则Fi=ρgi。

标准湍流方程,也称为标准κ-ε方程:

$\frac{\partial (ρ κ)}{\partial t} + \frac{\partial (ρ u_{j} κ)}{\partial x_{j}} = Ρ_{t} - ρ ε + \frac{\partial}{\partial x_{j}} [(μ + \frac{μ_{t}}{σ_{k}}) \frac{\partial κ}{\partial x_{j}}] (3)$

$\begin{array}{l} \frac{\partial (ρ ε)}{\partial t} + \frac{\partial (ρ u_{j} ε)}{\partial x_{j}} = C_{1} \frac{ε}{κ} Ρ_{t} - C_{2} ρ \frac{ε^{2}}{κ} + \\ \frac{\partial}{\partial x_{j}} [(μ + \frac{μ_{t}}{σ_{ε}}) \frac{\partial ε}{\partial x_{j}}] (4) \end{array}$

μt=Cμρκ2/ε (5)

表达式中,κ,ε分别为湍动能和湍流耗散率,Pt为湍动能生成项,μt为湍流黏度;模型常数分别为:C1=1.44,C2=1.92,σk=1.0,σε=1.3,Cμ=0.09。

2数值计算参数设置

2.1几何模型

本文的研究对象是某型离心泵产品,主要由进口段、叶轮以及蜗壳三个流域组成,其中叶轮流域属于转动域,而进口域和蜗壳域属于静止域,流域几何模型如图1所示。域和域相交的地方称为交界面,由图上可以看出,本模型中存在2个交界面,分别为进口跟叶轮流域之间的交界面和叶轮跟蜗壳流域之间的交界面。图1可以清楚地看出,进口跟叶轮流域之间的交界面是唯一的,而叶轮跟蜗壳流域之间的交界面不是唯一的,它是一个环形的区域,如图2所示,两者之间的交界面可以是环形区域中的任何一个环面。不同的交界面设定能带来不同的计算结果,本文分别取交界面A(直径D=48 mm)、交界面B(直径D=51 mm)和交界面C(直径D=54 mm),如图2所示,分析不同位置的交界面给计算结果带来的影响。

2.2计算网格

几何模型的建造过程就是形成连续的物理场的过程,几何模型造型完成后,就要对各部分物理场按照一定规则离散成有限个计算点,也就是对模型进行网格划分。本文采用的是非结构化的四面体网格,用ANSYS ICEM CFD分别对进口、叶轮和蜗壳流域进行网格划分,如图3所示。模型在进出口、叶片、交界面等处进行了网格加密,整个流场划分网格数93.6万、计算节点数(离散点)16.7万。不同交界面情况下的网格划分情况一致。

2.3边界条件

不同交界面情况下产品的设计工况及流体物理参数完全一致,如表1所示。

在本文中,边界条件采用压力进口、质量流量出口,采用标准k-Epsilon湍流模型、Scalable边界函数,不考虑浮力、忽略热传导,黏性流动边界采用无滑移固壁条件。

3计算和分析

3.1性能曲线结果分析

根据离心泵的流量工作区间(0～25 000)L/h,在区间内均匀的取8个点,针对每种交界面位置分别进行计算,得出离心泵的增压值—流量性能曲线以及效率曲线,并与产品的实际试验结果做对比,如图4和图5所示。由图4、图5可以得出如下结论。

a)设定不同交界面时得到的计算结果都跟试验结果比较接近,计算的结果是正确可信的。交界面是动静区域互相发生作用的位置,其所处位置意味着旋转域盖板的外径大小,而不是叶片的外径大小,因此计算结果不会与试验值偏差太大,但各种交界面情况下的计算结果也不会符合相似定理的规律。

b)不同交界面的流量——压力性能曲线在产品的设计点其计算结果与试验结果几乎吻合,由于某些原因,不同交界面下的性能曲线都出现了多个拐点。初步分析认为,这与模型的建立和计算参数的设置有关,数值计算不能完全捕捉产品内部实际的流动情况。

c)相对交界面A(D=48 mm)的计算结果,交界面B(D=51 mm)和交界面C(D=54 mm)情况下的计算结果更为准确,且交界面B(D=51 mm)和交界面C(D=54 mm)情况下的计算结果十分接近。分析认为,交界面A(D=48 mm)情况下,流体相当于直接从旋转域进入静止域,由于叶片做功,叶轮出口处流体的速度很大,流体从旋转状态突然变向将损失很大一部分动能,这是导致交界面A(D=48 mm)情况下的计算结果更偏离试验值的主要原因。交界面B(D=51 mm)和交界面C(D=54 mm)情况下,流体从叶轮出口往蜗壳流域流动时,相当于有一个缓冲区让流体变向和变速,因此不会产生大的动能损失,这与现实中叶轮和蜗壳之间有间隙的情况相似,因此二者的计算结果和试验结果更为接近。另外,在交界面A(D=48 mm)的模型中,叶轮的出口边界由于受到叶片厚度的影响是不连续的,在动静流域交界面的数据传输中必然存在损失,这也是导致该模型计算结果偏离试验值更远的一个原因。

3.2流场结果分析

取产品分别在流量9 000 L/h、15 000 L/h和21 000 L/h工况下的速度矢量图、压力云图等进行分析。

3.2.1 流量9 000 L/h工况

图6、图7分别为产品在小流量9 000 L/h下的相对速度和绝对速度分布图。由图中可以看出,产品在小流量工况下的流动特性并不好,叶轮流道中都存在大小不一的漩涡,具体表现为:靠近蜗舌的流道中漩涡较小,距离蜗舌越远,叶轮流道中的漩涡越大;由于蜗舌和叶轮的动静干涉影响,叶轮出流在蜗舌附近呈现复杂化,而且由于各个模型中选取的交界面不一样,交界面距离蜗舌越近,该种模型中蜗舌附近的出流变化越明显。

另外,由于计算模型中交界面选取的不同,叶片出口和蜗壳进口之间的旋转过渡环带的大小不同,A、B、C三种交界面模型中旋转过渡环带在径向上的厚度分别为0、1.5 mm、3 mm,由图7可以看出,旋转过渡环带对于小流量工况下叶轮出流的影响甚大:过渡环越大,叶轮出流越均匀、一致,相反,在没有过渡环的模型中,见图7交界面A,叶轮出流不均匀,呈现周期化,在叶片工作面的出口速度大,其他的地方速度小,甚至没有出流。这也就造成了更大的水力损失,致使在交界面A模型中,在小流量工况下的增压值比其他交界面模型的结果低,证实了图4所得结果。

3.2.2 流量15 000 L/h工况

图8、图9分别为产品在设计点附近流量15 000 L/h时,不同交界面上的绝对速度矢量和总压分布图。由图中可以看出,三种模型中,环面上流体的流动、压力分布基本一致。交界面A模型中没有旋转过渡环带,绝对速度矢量较有过渡环带的交界面B和交界面C稍显不均匀,但差别不大;另外,没有旋转过渡环带时,蜗舌对叶轮出流产生影响,致使产生局部高速区,随着过渡环带的引入,此种影响逐渐消失,如图8所示。

3.2.3 流量21 000 L/h工况

图10、图11分别为产品在大流量21 000 L/h下的静压和总压分布图。由图中可以看出,叶轮各流道内的压力分布比较均匀,叶轮流道内流体的压力逐渐增加,在出口处达到最大;在每个叶片的进口边处出现低压点,这与通常叶轮发生汽蚀的地方相一致;而且,在相同半径上,叶片工作面的压力大于非工作面[3]。

图中显示蜗壳对叶轮内部流体的流动状态也产生了很大的影响。如图10所示,随着交界面逐步接近蜗壳壁面,即交界面C情况,在叶轮工作面出口处产生了越来越大的低压区,这种情况是很少见的,说明产品的工况严重偏离了设计点,该处已经产生了脱流现象。

由图11交界面A可知,在没有旋转过渡环带的模型中,叶轮出口形成了环形的高压区,分析认为这是由于大量流体突然从旋转域进入静止域时产生的流体挤压所致;而存在旋转过渡环带的模型中,见交界面B和交界面C,由于过度区域的存在,流体不是直接从叶轮旋转区域进入静止域,而且流体的出流面积也得到了增加,因此没有造成流体挤压而形成环形高压区,能量分布较为均匀,只是在叶片出口处出现局部变化。这些都证实了图4中性能曲线所得结果。

4结论

在产品实际工作中,叶轮作为旋转部件,蜗壳作为静止部件,叶轮出口到蜗壳进口的环形区域作为过渡区域而存在。在定常流体仿真计算中,把过渡区域设置为旋转域或者静止域实际上都是不符合实际工况的,但由以上计算分析过程可以得出如下结论。

模型中叶轮和蜗壳之间的交界面设置在靠近蜗壳进口的地方,计算结果与试验结果相差不大;而且,交界面设置越靠近蜗壳进口,计算结果和试验结果越接近。因此,在定常仿真计算中,对于叶轮和蜗壳这种动静相交的部件,把两者之间的过渡区域全部设置到叶轮的旋转区域中更合理。

参考文献

[1]王福军,黎耀军.水泵CFD应用中的若干问题与思考.排灌机械,2005;23(5):1—10

[2]王福军.计算流体动力学分析.北京:清华大学出版社,2004;9(1):5—21

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