Задачи за изчисляване на параметрите на помпите

Изчисляване на потока и налягането на водата

Таблица за избор на помпа за кладенеца.

Изборът на помпено оборудване трябва да се извърши, като се вземе предвид очакваната консумация на вода за обекта и къщата:

• за душ - 0,2-0,7 l / s;
• за джакузи - 0,4-1,4 l / s;
• за вана със стандартни смесители - 0,3-1,1 l / s;
• за мивки, мивки в кухнята и баните - 0,2-0,7 l / s;
• за кранове с пръскачки - 0,15-0,5 l / s;
• за тоалетната - 0,1-0,4 l / s;
• за биде - 0,1-0,4 l / s;
• за писоар - 0,2-0,7 l / s;
• за пералня - 0,2-0,7 l / s;
• за съдомиялна машина - 0,2-0,7 l / s;
• за кранове и системи за поливане - 0,45-1,5 l / s.

За да се изчисли налягането, трябва да се помни, че налягането в тръбите трябва да бъде 2-3 атмосфери, а излишната мощност на помпата не трябва да надвишава 20 м. Например, дълбочината на потапяне е 10 m от нивото на земята, след което изчислената загубата ще бъде 3 м. В този случай налягането се изчислява по следния начин: дълбочина на кладенеца + водоснабдяване по вертикалната шахта + височина над нивото на земята на горната точка на изтегляне + свръхналягане + изчислени загуби. За този пример изчислението ще бъде както следва: 15 + 1 + 5 + 25 + 3 = 49 m.

При сумиране на приблизителната консумация за единица време трябва да се вземе предвид и фактът, че едновременно се отварят 5-6 крана или се използва подобен брой точки за изтегляне. Вземат се предвид броят на жителите, наличието на оранжерии на обекта, градината и други параметри. Без тези данни правилният избор е невъзможен.

Раздел 2. Конструктивно изчисление на центробежна помпа. .осемнадесет

1. Определение
   коефициент на скорост и тип
   помпа 20

2. Определение
   външен диаметър на работното колело
   д₂ 20

3. Определение
   ширина на работното колело на помпата на изхода
   от помпа b₂……….20

4. Определение
   намален диаметър на входа на изработката
   колело D₁ 20

5. Определение
   диаметър на гърлото на работното колело
   д_г 20

6. Избор
   ширина на работното колело входяща глава
   да помпа б₁ 21

7. Избор
   ъгли на лопатките на работното колело
   на изхода

   и на входа
   21

8. Избор
   брой лопатки на работното колело и
   регулиране на ъгъла на острието

   и
   21

9. Строителство
   за спираловидна помпа 22

2.10. Избор
размери на конфузора на входа на помпата и
изходен дифузьор

от
помпа 23

2.11. Определение
действителна дизайнерска глава,
разработени
проектирани
помпа, (Nd_н)_Р 23

Раздел 4 Изчисляване на теоретичната крива на помпата 25

1. теоретични
   характеристика на главата на помпата 26

2. теоретични
   характеристика на хидравличната помпа
   мощност….27

3. теоретични
   характеристика на помпата според K.P.D 27

Въпроси
към курсова работа 31

Библиографски
списък 32

Цел,
съдържание и основни данни за курса
работа.

цел
курсовата работа е проектиране
хидравлика и хидравлично задвижване

системи
автомобилно течно охлаждане
двигател.

Съдържание
изчислената част от курсовата работа.

1. Хидравличен
   изчисляване на охладителната система на двигателя.

2. Конструктивно
   изчисляване на центробежна помпа.

3. Плащане
   теоретични характеристики на помпата.

Първоначално
данни за курсовата работа.

1. Мощност
   двигател N_dv=
   120,
   kW.

2. Дял
   включена мощност на двигателя
   охлаждане

   = 0,18

3. Температури
   охлаждаща течност (охладителна течност)
   на изхода на двигателя t₁
   =
   92, °С и на изхода на радиатора t₂
   =
   67, °С.

4. Честота
   въртене на работното колело в помпата n
   = 510, об/мин.

5. Изчислено
   глава на помпата HP_н
   =
   1,45,
   м.

6. Изчислено
   загуба на налягане в охладителното устройство
   двигател
   =
   0,45,
   м.

7. Изчислено
   загуба на налягане в радиатора

   =
   0,3,
   м.

8. Диаметър
   (вътрешен) долен колектор
   устройства за охлаждане на двигателя d₁
   =
   40,
   мм

9. Диаметри
(вътрешни) радиаторни колектори d₂
=
50 мм.
10.
Вътрешни диаметри на всички тръбопроводи
маркучи d₃
=
15,
мм

11.
Обща дължина на тръбопроводите на обекта
хидравлични линии, първи по посока на движение
от

двигател
към радиатора L₁
=
0,7,
м.

12.
Общата дължина на тръбопроводите на втория
участък от хидравлични линии L₂
=
1,5,
м.

ОПИСАНИЕ
ОХЛАЖДАЩИ СИСТЕМИ НА ДВИГАТЕЛЯ.

Система
охлаждането на двигателя се състои (фиг. 1) от
центробежна помпа 1, устройство
охлаждане на двигателя 2, радиатор за
охлаждащ поток на охлаждащата течност
въздух 3, термоклапан 4 и свързващ
тръбопроводи - хидравлични линии 5. Всички
тези елементи на системата са включени в
така наречения "голям" охлаждащ кръг.
Има и "малък" охлаждащ кръг, когато
охлаждащата течност не влиза в радиатора.
Причините да има както „големи” и
са представени "малки" охлаждащи кръгове
в специалните дисциплини. изчисление
подчинени само на "големия" кръг, т.к
изчислен път на движение на охлаждането
течност (охладител).

устройство
охлаждането на двигателя се състои от "риза"
охлаждане на цилиндровата глава
двигател (2а), охладителни ризи
странични стени на цилиндрите
двигател (под формата на вертикални ходове
цилиндрична форма, разположена
от двете страни на двигателя) (26) и две
цилиндрични колектори за събиране
охлаждаща течност (2c). Представителство
охладителни ризи на страничните стени
цилиндри под формата на вертикални ходове
е условно, но достатъчно близко
към реалността и
представяне на въпросния елемент
устройства за охлаждане на двигателя
ще се използва при провеждане
хидравлична изчислителна система
охлаждане на двигателя.

радиатор
3 се състои от горна (Za) и долна (36)
колектори, вертикални тръби
(Sv), по който се движи охлаждащата течност
от горния колектор до долния.
Термоклапата (термостата) е
автоматична дроселна клапа
устройство, предназначено за
промени в движението на охлаждащата течност или
На
"големи" или "малки" кръгове.
Устройства и принципи на работа на радиатора
и се изследват термоклапа (термостат).
в специалните дисциплини.

антифриз
когато се движи в "голям" кръг
върви по следния път:
центробежна помпа - охладителна риза
капаци на цилиндрите - вертикални ходове навътре
стени на двигателя - долни колектори
охладителни устройства
двигател - възел, свързващ два потока
- термоклапан - горен колектор
радиатор
- радиаторни тръби - долен колектор
радиатор - вход към помпата. По пътя
преодоляват се редица "местни" съпротиви
под формата на внезапни разширения или свивания
поток, завои на 90°, както и
дроселно устройство (термичен клапан).

Всичко
хидравлични линии на охладителната система на двигателя
изработена от технически гладка
тръби и вътрешните диаметри на тръбите
по хидравличните линии

са същите
и равно на d₃.
Задачата съдържа и стойности
по-малки диаметри на колекторите
устройства за охлаждане на двигателя d₁
и двата радиаторни колектора d₂,
както и
дължина на колекторите на радиатора l_Р=0,5
м.

антифриз
в системата за охлаждане на двигателя се взема
антифриз,
която при температура от +4 °C плътност
е
=1080
кг/м3
, и кинематиката
вискозитет

m2/s.
Може да са антифризни течности,
"Тосол", "Лена", "Гордост" или други.

1 Параметри на помпата.

Ининги
определя се кондензатна помпа
по следния начин:

,

;

налягане
изчислена кондензна помпа
по формулата за схемата с деаератор:

,

;

Глава на кондензата
помпа се изчислява по формулата за
схеми без обезвъздушител:

,

;

Членове, включени в
данни за формула:

,
където
е плътността на изпомпваната течност;

,
където —
коефициент на хидравлично съпротивление;

—
номер
Рейнолдс;
от своя страна скоростта на течността
изразено като:

,

;

Зависи от
получената стойност на числото на Рейнолдс
изчислете коефициента на хидравл
съпротивление по следните формули:

а)
Със стойността на числото
— режим на ламинарен поток:

;

б)
Със стойността на числото

— режим на турбулентен поток:

—
за гладки тръби

—
за грубо
тръби, къде

—
еквивалентен диаметър.

v)
Със стойността на числото
—
площ на хидравлично гладки тръби:

Плащане

се извършва по формулата на Colebrook:

;

,

- скорост
изпомпвана течност;

Ининги
определена захранваща помпа
по следния начин:

,

;

Налягане на хранителни вещества
помпа се изчислява по формулата за
схеми с деаератор:

,

;

налягане
захранващата помпа се изчислява по
формула за верига без деаератор:

,

;

Изчисление на помпата

Първоначални данни

Направете необходимите изчисления и изберете най-добрата версия на помпата за захранване на реактора R-202/1 от резервоара E-37/1 при следните условия:

Сряда - Бензин

Дебит 8 m3/h

Налягането в резервоара е атмосферно

Налягане в реактора 0,06 MPa

Температура 25 °C

· Геометрични размери, m: z₁=4; z₂ =6; L=10

Определяне на физическите параметри на изпомпваната течност

Плътност на бензина при температура:

Място за формулата.

В

По този начин

Кинематичен вискозитет:

Динамичен вискозитет:

пас

Налягане на наситена пара:

Определяне на необходимия напор на помпата

а) Определяне на геометричната височина на издигане на течността (разликата между нивата на течността на изхода и входа на резервоара, като се вземе предвид преодоляването на височината на реактора):

(26)

където Z1 е нивото на течността в резервоара Е-37/1, m

Z2 е нивото на течността в колоната R-202, m

б) Определяне на загубите на налягане за преодоляване на разликата в налягането в резервоарите за прием и налягане:

(27)

където Pn е абсолютното изходно налягане (излишък) в резервоара E-37/1, Pa;

Pv е абсолютното смукателно налягане (излишък) в реактора R-202/1, Pa

в) Определяне на диаметрите на тръбопровода в смукателния и нагнетателния път

Нека зададем препоръчителната скорост на движение на течността:

В нагнетателния тръбопровод скоростта на инжектиране Wн = 0,75 m/s

В смукателния тръбопровод скоростта на засмукване Wb = 0,5 m/s

Изразяваме диаметрите на тръбопроводите от формулите за дебита на флуида:

(28)

(29)

Където:

(30)

(31)

Където d е диаметърът на тръбопровода, m

Q е дебитът на изпомпваната течност, m3/s

W е скоростта на потока на флуида, m/s

За по-нататъшно изчисляване на диаметрите е необходимо да се изрази дебитът Q в m3/s. За да направите това, разделете дадения дебит в часове на 3600 секунди. Получаваме:

Съгласно GOST 8732-78 избираме тръбите, които са най-близо до тези стойности.

За диаметър на смукателната тръба (108 5.0) 10-3 m

За диаметър на нагнетателния тръбопровод (108 5.0) 10-3 m

Ние определяме дебита на течността според стандартните вътрешни диаметри на тръбопроводите:

(32)

Където - вътрешният диаметър на тръбопровода, m;

- външен диаметър на тръбопровода, m;

— дебелина на стената на тръбопровода, m

Истинските скорости на потока на флуида се определят от изрази (28) и (29):

Сравняваме реалните дебити на флуида с дадените:

г) Определяне на режима на потока на флуида в тръбопроводи (числа на Рейнолдс)

Критерият на Рейнолдс се определя по формулата:

(33)

Където Re е числото на Рейнолдс

W е скоростта на потока на флуида, m/s; — вътрешен диаметър на тръбопровода, m; — кинематичен вискозитет, m2/s

Смукателен тръбопровод:

Изпускателен тръбопровод:

Тъй като Re числото и в двата случая надвишава стойността на зоната на преход от ламинарен режим на флуиден поток към турбулентен, равна на 10000, това означава, че тръбопроводите имат развит турбулентен режим.

д) Определяне на коефициента на съпротивление на триене

За турбулентен режим коефициентът на съпротивление на триене се определя по формулата:

(34)

За смукателна тръба:

За изпускателен тръбопровод:

е) Определяне на локални коефициенти на съпротивление

Смукателната тръба съдържа два проходни клапана и 90-градусово коляно. За тези елементи, според справочната литература, намираме коефициентите на локално съпротивление: за проходен клапан, за коляно с завой от 90 градуса,. Като се вземе предвид съпротивлението, което възниква, когато флуидът навлезе в помпата, сумата от коефициентите на локално съпротивление в смукателния тракт ще бъде равна на:

(35)

В изпускателния тръбопровод са разположени следните елементи: 3 проходни клапана, възвратен клапан \u003d 2, диафрагма, топлообменник, 3 колена с завъртане на 90 градуса. Като се вземе предвид съпротивлението, което възниква, когато течността напусне помпата, сумата от коефициентите на локално съпротивление в нагнетателния път е равна на:

ж) Определяне на загубите на налягане за преодоляване на силите на триене и локалните съпротивления във всмукателния и нагнетателния тръбопровод

Използваме формулата Дарси-Вайсбах:

(37)

където DN е загубата на налягане за преодоляване на силите на триене, m

L е действителната дължина на тръбопровода, m

d е вътрешният диаметър на тръбопровода, m

- сумата от местните съпротивления на разглеждания път

Хидравлично съпротивление на смукателната тръба:

Хидравлично съпротивление в нагнетателния тръбопровод:

i) Определяне на необходимия напор на помпата

Необходимото налягане се определя чрез добавяне на изчислените компоненти, а именно геометричната разлика в нивата в пещта и в колоната, загубите за преодоляване на разликата в налягането в пещта и колоната, както и локалните хидравлични съпротивления в засмукването и изпускателни тръбопроводи, плюс 5% за неотчетени загуби.

(40)

Параметри на 2 стъпки.

Многоколело
центробежните помпи изпълняват с
последователен
или успоредно
свързване на работните колела (виж фиг. 5
ляво и дясно, съответно).

помпи
със серийно свързване на работниците
колелата се наричат многостепенна.
Напорът на такава помпа е равен на сбора от напорите
отделни етапи и потока на помпата
е равно на подаването на един етап:

;
;

където
–
брой стъпки;

,

;

помпи
с паралелно свързване на колела се приема
обмисли многонишков.
Напорът на такава помпа е равен на главата на една
стъпки, а подаването е равно на сумата от подаванията
индивидуални елементарни помпи:

; ;

където

— номер
потоци (за корабни помпи се приема
не повече от две).

Брой стъпки
ограничен до максимално налягане
създаден от един етап (обикновено не
надвишава 1000 J/kg).

Ние определяме
критичен
кавитационен енергиен резерв
без
обезвъздушител

за
захранваща помпа:

;

за кондензат
помпа:

;

Критичен
кавитационен енергиен резерв с
обезвъздушител

за хранителни
помпа:

;

за кондензат
помпа:

;

където

е налягането на насищане на течността при
зададена температура;
— хидравлични загуби на смукателния тръбопровод;


— коефициент
резерв,
което е прието
.

;

;

—
скоростен фактор
помпа (виж фиг. 7);

или

- съответно
за студена прясна и морска вода;

Коефициент
резерв
е избран така
какви са съставките в работата му
задоволяване на графичните зависимости

и.
Получената стойност на този коефициент
ще се изясни при намиране на изчисленото
съотношения по-нататък според предложеното
методология. (Имайте предвид, че предложеното
фигури 6 и 7 графични зависимости
са предимно хранителни
помпи, така че в случай на повреда
определени условия за хранене
помпи, допускаме увеличение в крайната
гранична стойност на коефициента
резерв до стойност, която
в крайна сметка ще задоволи и
).

По-нататък
дефинирай максимум
допустима скорост
работно колело:

,
където

—
кавитация
скоростен фактор,
който се избира въз основа на целта
помпа:

—
за
налягане и пожарна помпа;

-за
захранваща помпа;

—
за
захранваща помпа с бустер
стъпка;

—
за
кондензатна помпа;

—
за
помпа с предварително проектирано аксиално колело;

Да дефинираме
работещ
скорост на въртене
помпени колела:

,
където

—
коефициент
скорост,
вземане на следните стойности:

—
за
налягане и пожарна помпа;

—
за
захранваща помпа с бустерна степен;

—
за
захранваща помпа;

—
за
кондензатна помпа;

състояние
правилен избор на коефициент
скорост: хармонизация
скорости на въртене чрез неравенство
(и
не
трябва да се вземат по-малко от 50).

Изчислено
ининги
колелата могат да бъдат намерени чрез израза:

,
където
—
обемна ефективност, която се намира като:

,
където

—
отчита потока на течността през
предно уплътнение;

Теоретичен
налягане
намира се по формулата:

,

където
— хидравличен
ефективност, което на
дефиниран като:

,
където

—
намален
диаметър
вход към работното колело; прието(виж фиг. 8). Забележка
че възникват хидравлични загуби
поради наличието на триене в каналите на потока
части.

Механични
ефективност
намери по формулата:

,

където
отчита загубите
енергия на триене на външната повърхност
колела върху изпомпваната течност
(триене на диска):

;

—
отчита загубите на енергия поради триенето в
лагери и пълнител
помпа.

Общ
ефективност помпа
дефиниран като:

;

Ефективност на корабите
центробежни помпи се намира вътре
от 0,55 до 0,75.

Консумирана
мощност
помпа и максимум
мощност
при претоварвания съответно
дефиниран като:

;

;

3.1 Хидравлично изчисление на дълъг прост тръбопровод

Помислете за дълги тръбопроводи, т.е.
тези, при които загубата на налягане на
преодоляване на местната съпротива
пренебрежимо малко в сравнение с
загуба на глава по дължината.

За хидравлично изчисление използваме
формула ( ), за определяне на загубите
налягане по цялата дължина на тръбопровода

Прастеж
дълъг тръбопровод е
тръбопровод с постоянен диаметър
тръби, работещи под налягане H (фиг
6.5).

Фигура 6.5

За изчисляване на прост дълъг тръбопровод
с постоянен диаметър, пишете
Уравнението на Бернули за секции 1-1 и 2-2

.

Скорост ₁=₂=0,
и наляганетоП₁=П₂=П_в,след това уравнението на Бернули за тях
условията ще приемат формата

.

Следователно, всички натиск Хизразходвани за преодоляване на хидравл
съпротивление по цялата дължина на тръбопровода.
Тъй като имаме хидравлично дълъг
тръбопровод, тогава, пренебрегвайки местните
загуба на глава, получаваме

.
(6.22)

Но според формула (6.1)

,

където

По този начин налягането

(6.24)

Изчисляване на параметрите на хидравличната помпа

За безопасна работа на хидравличната линия приемаме стандартно налягане от 3 MPa. Нека изчислим параметрите на хидравличното задвижване при приетата стойност на налягането.

Производителността на хидравличните помпи се изчислява по формулата

V = ,(13)

където Q е необходимата сила върху пръта, Q = 200 kN;

L е дължината на работния ход на буталото на хидравличния цилиндър, L = 0,5 m;

t е работното време на хода на буталото на хидравличния цилиндър, t = 0,1 min;

p е налягането на маслото в хидравличния цилиндър, p = 3 MPa;

η1 - ефективност на хидравличната система, η1 = 0,85;

V = = 39,2 l/min.

Според изчислението избираме помпата NSh-40D.

10 Изчисление на двигателя

Консумираната мощност за задвижване на помпата се определя по формулата:

N = ,(14)

където η12 е общата ефективност на помпата, η12 = 0,92;

V – производителност на хидравличната помпа, V = 40 l/min;

p е налягането на маслото в хидравличния цилиндър, p = 3 MPa;

N = = 0,21 kW.

Според изчисленията, за да се получи необходимата производителност на помпата, ние избираме електродвигателя AOL2-11 със скорост на въртене n = 1000 min−1 и мощност N = 0,4 kW.

11 Изчисляване на пръста за огъване

Пръстите на лапите ще изпитат най-голям момент на огъване при максимално натоварване R = 200 kN. Тъй като има 6 лапи, един пръст ще изпита огъващ момент от натоварването R = 200 / 6 = 33,3 kN (Фигура 4).

Дължина на пръста L = 100 mm = 0,1 m.

Напрежение на огъване за кръгов участък:

σ = (15)

където M е моментът на огъване;

d е диаметърът на пръста;

В опасния участък моментът ще бъде

Mizg = R ∙ L / 2 = 33,3 ∙ 0,1 / 2 = 1,7 kN∙m.

Фигура 4 - Към изчисляването на пръста за огъване.

Пръстът в напречното си сечение е кръг с диаметър d = 40 mm = 0,04 м. Нека определим напрежението му на огъване:

σ = = 33,97 ∙ 106 Pa = 135,35 MPa

Условие на якост: ≥ σогъване.

За стомана St 45 допустимо напрежение = 280 MPa.

Условието за якост е изпълнено, тъй като допустимото напрежение на огъване е по-голямо от действителното.

Изчислени са необходимите параметри на хидравличния цилиндър. Според изчислението е монтиран хидравличен цилиндър с диаметър на буталото 250 mm и диаметър на пръта 120 mm. Действащата сила върху пръта е 204 kN. Площта на напречното сечение на стъблото е 0,011 m2.

Изчислението на пръта за компресия показа, че напрежението на компресия е 18,5 MPa и по-малко от допустимите 160 MPa.

Извършено е изчисляване на якостта на заваръчния шев. Допустимото напрежение е 56 MPa. Действителното напрежение, което възниква в заваръчния шев, е 50 MPa. Площ на шева 0,004 m2.

Изчисляването на параметрите на хидравличната помпа показа, че производителността на помпата трябва да бъде повече от 39,2 l / min. Според изчислението избираме помпата NSh-40D.

Извършено е изчисляване на параметрите на електродвигателя. Въз основа на резултатите от изчисленията е избран електродвигател AOL2-11 със скорост на въртене n = 1000 min−1 и мощност N = 0,4 kW.

Изчислението на пръста на лапата за огъване показа, че в опасния участък моментът на огъване ще бъде Mb = 1,7 kN∙m. Напрежение на огъване σ = 135,35 MPa, което е по-малко от допустимото = 280 MPa.

Концепции и структура на пазара на услуги. Транспортни услуги
Широкият термин "международна търговия" може да се разбира не само като отношение за продажба на стоки, но и за услуги. Услугите са дейности, които пряко задоволяват личните нужди на членовете на обществото, домакинствата, нуждите на различни видове предприятия, сдружения, организации...

Технологичен процес на сглобяване на двигателя
Монтирайте блока на цилиндъра на стойката и проверете херметичността на маслените канали. Не се допуска нарушаване на херметичността. Монтирайте блока, но стойката за демонтаж - монтаж в хоризонтално положение. Продухвайте всички вътрешни кухини на цилиндровия блок със сгъстен въздух (пистолет за продухване на части със сгъстен въздух ...

Определяне на предавателните числа на предавателната кутия
В раздаващите кутии има две скорости - висока и ниска. Най-високата предавка е директна и нейното предавателно отношение е 1. Предавателното отношение на долната предавка се определя от следните условия: - От условието за преодоляване на максималното покачване: - От условието за пълно използване на съединителната маса ...

Повече за метода на директно водоснабдяване

Системата може да бъде организирана по различни начини. Най-простият, но не и най-успешният е вариантът, при който водата се подава от кладенец до местата на потребление без допълнителни устройства. Тази схема предполага често включване и изключване на помпата по време на работа. Дори при кратко отваряне на крана, помпено устройство ще стартира.

Опцията за директно водоснабдяване може да се използва в системи с минимално разклоняване на тръбопроводи, ако в същото време не се планира постоянно живеене в сградата. При изчисляване на основните параметри трябва да се вземат предвид някои характеристики. На първо място, това се отнася до генерираното налягане. С помощта на специален калкулатор можете бързо да направите изчисления, за да определите изходното налягане.

За основните характеристики на изчисленията

При постоянно пребиваване и наличието на голям брой водни точки в сградата е най-добре да се организира система с хидравличен акумулатор, което позволява да се намали броят на работните цикли. Това ще има положителен ефект върху живота на помпата. Такава схема обаче е сложна по дизайн и изисква инсталиране на допълнителен капацитет, така че понякога използването й е непрактично.

Устройство за потопяема помпа за кладенец

При опростена версия акумулаторът не е монтиран. Управляващото реле е настроено така, че смукателното устройство да се включва при отваряне на крана и да се изключва, когато е затворено. Поради липсата на допълнително оборудване системата е по-икономична.

В такава схема помпата за кладенеца трябва:

• осигуряват висококачествено издигане на водата директно до най-високата точка без прекъсване;
• преодоляване без излишни затруднения на съпротивлението вътре в тръбите, които минават от кладенеца до основните точки на потребление;
• създават налягане в местата за прием на вода, което прави възможно използването на различни водопроводни инсталации;
• осигурете поне малък работен резерв, така че помпата на кладенеца да не работи на границата на своите възможности.

С правилни изчисления закупеното оборудване ще ви позволи да създадете надеждна система, която осигурява директно водоснабдяване на точките за прием на вода. Крайният резултат се издава веднага в три количества, тъй като всяко от тях може да бъде посочено в техническата документация.

Спестете време: Избрани статии всяка седмица по пощата