Opgaver til beregning af parametre for pumper

Beregning af vandstrøm og tryk

Brøndpumpe valg tabel.

Valget af pumpeudstyr skal udføres under hensyntagen til det forventede vandforbrug til stedet og huset:

• til et brusebad - 0,2-0,7 l / s;
• til en jacuzzi - 0,4-1,4 l / s;
• til et badekar med standard mixere - 0,3-1,1 l / s;
• til håndvaske, håndvaske i køkkenet og badeværelser - 0,2-0,7 l / s;
• til vandhaner med sprøjter - 0,15-0,5 l / s;
• til toilettet - 0,1-0,4 l / s;
• for et bidet - 0,1-0,4 l / s;
• for et urinal - 0,2-0,7 l / s;
• til en vaskemaskine - 0,2-0,7 l / s;
• til en opvaskemaskine - 0,2-0,7 l / s;
• til vandhaner og systemer - 0,45-1,5 l / s.

For at beregne trykket skal det huskes, at trykket i rørene skal være 2-3 atmosfærer, og den overskydende pumpeeffekt bør ikke overstige 20 m. For eksempel er nedsænkningsdybden 10 m fra jordoverfladen, så er den beregnede tab vil være 3 m. I dette tilfælde beregnes trykket som følger: brønddybde + vandtilførsel langs den lodrette aksel + højde over jordoverfladen af ​​det øverste aftapningspunkt + overtryk + beregnede tab. For dette eksempel vil beregningen være som følger: 15 + 1 + 5 + 25 + 3 = 49 m.

Når man opsummerer det omtrentlige forbrug pr. tidsenhed, skal man også tage højde for, at der åbnes 5-6 haner på samme tid, eller der anvendes et tilsvarende antal aftapningssteder. Antallet af beboere, tilstedeværelsen af ​​drivhuse på stedet, haven og andre parametre tages i betragtning. Uden disse data er det korrekte valg umuligt.

Afsnit 2. Strukturel beregning af en centrifugalpumpe. .atten

1. Definition
   hastighedsfaktor og type
   pumpe 20

2. Definition
   pumpehjulets ydre diameter
   D₂ 20

3. Definition
   pumpehjulsbredde ved udløbet
   fra pumpe b₂……….20

4. Definition
   reduceret diameter af indgangen til arbejdet
   hjul D₁ 20

5. Definition
   pumpehjulets halsdiameter
   D_G 20

6. Valg
   pumpehjulsbredde indløbshoved
   at pumpe b₁ 21

7. Valg
   vinklerne til skovlhjulet
   ved udgangen

   og ved indgangen
   21

8. Valg
   antal skovlhjulsblade og
   justering af klingens vinkel

   og
   21

9. Konstruktion
   til spiralpumpe 22

2.10. Valg
dimensioner af confuser ved indløbet til pumpen og
udløbsdiffusor

fra
pumpe 23

2.11. Definition
egentligt designhoved,
udviklede sig
designet
pumpe, (Nd_n)_R 23

Afsnit 4 Beregning af den teoretiske pumpekurve 25

1. teoretisk
   pumpehovedkarakteristik 26

2. teoretisk
   hydraulisk pumpe karakteristik
   magt….27

3. teoretisk
   pumpekarakteristik i henhold til K.P.D 27

Spørgsmål
til semesteropgave 31

Bibliografisk
liste 32

Mål,
indhold og baggrundsdata for kurset
arbejde.

sigte
kursus er at designe
hydraulik og hydraulisk drev

systemer
væskekøling til biler
motor.

Indhold
den beregnede del af kursusarbejdet.

1. Hydraulisk
   beregning af motorens kølesystem.

2. Konstruktiv
   beregning af en centrifugalpumpe.

3. Betaling
   teoretiske egenskaber for pumpen.

Initial
kursusdata.

1. Strøm
   motor N_dv=
   120,
   kW.

2. del
   motorkraft taget på
   afkøling

   = 0,18

3. Temperaturer
   kølevæske (kølevæske)
   ved motorudtaget t₁
   =
   92, °С og ved radiatorudgangen t₂
   =
   67, °С.

4. Frekvens
   rotation af pumpehjulet i pumpen n
   = 510, rpm.

5. Anslået
   pumpehoved HK_n
   =
   1,45,
   m.

6. Anslået
   tryktab i køleanordningen
   motor
   =
   0,45,
   m.

7. Anslået
   tab af tryk i radiatoren

   =
   0,3,
   m.

8. Diameter
   (indvendig) nedre manifold
   motorkøleanordninger d₁
   =
   40,
   mm.

9. Diametre
(indvendige) radiatormanifolder d₂
=
50 mm.
10.
Indvendige diametre af alle rørledninger
slanger d₃
=
15,
mm.

11.
Samlet længde af rørledninger på stedet
hydrauliske ledninger, de første i kørselsretningen
fra

motor
til radiator L₁
=
0,7,
m.

12.
Den samlede længde af rørledningerne i den anden
sektion af hydrauliske ledninger L₂
=
1,5,
m.

BESKRIVELSE
MOTOR KØLESYSTEMER.

System
motorkøling består (fig. 1) af
centrifugalpumpe 1, apparat
motorkøling 2, køler til
kølevæskeflow
luft 3, termoventil 4 og tilslutning
rørledninger - hydrauliske ledninger 5. Alle
disse elementer af systemet indgår i
den såkaldte "store" kølecirkel.
Der er også en "lille" kølekreds, når
kølevæske kommer ikke ind i radiatoren.
Årsagerne til at have både "store" og
"små" kølecirkler er repræsenteret
i særlige discipliner. beregning
kun underlagt den "store" cirkel, som
beregnet bevægelsesvej for kølingen
væske (kølevæske).

Enhed
motorkøling består af en "skjorte"
topstykke køling
motor (2a), kølekapper
sidevægge af cylindre
motor (i form af lodrette slag
cylindrisk form, placeret
på to sider af motoren) (26) og to
cylindriske samlere til opsamling
kølevæske (2c). Repræsentation
sidevægs kølejakker
cylindre i form af lodrette slag
er betinget, men tæt nok
til virkeligheden og
repræsentation af det pågældende element
motorkøleanordninger
ville blive brugt ved udførelse
hydraulisk beregningssystem
motorkøling.

Radiator
3 består af øvre (Za) og nedre (36)
samlere, lodrette rør
(Sv), langs hvilken kølevæsken bevæger sig
fra den øverste manifold til bunden.
Termoventilen (termostaten) er
automatisk gashåndtag
enhed designet til
ændringer i kølevæskens bevægelse el
på
"store" eller "små" cirkler.
Enheder og principper for drift af radiatoren
og termoventil (termostat) studeres
i særlige discipliner.

kølevæske
når den bevæger sig i en "stor" cirkel
går på følgende måde:
centrifugalpumpe - kølekappe
cylinderdæksler - lodrette slag ind
motorvægge - nederste manifolder
køleanordninger
motor - en knude, der forbinder to strømme
- termoventil - øvre manifold
radiator
- radiatorrør - nederste manifold
radiator - indløb til pumpen. Langs vejen
en række "lokale" modstande er overvundet
i form af pludselige udvidelser eller sammentrækninger
flow, 90° drejninger, samt
gasspjæld (termisk ventil).

Alt
hydrauliske ledninger i motorens kølesystem
lavet af teknisk glat
rør, og rørenes indvendige diametre
gennem de hydrauliske ledninger

er det samme
og lig med d₃.
Opgaven indeholder også værdier
nedre manifolddiametre
motorkøleanordninger d₁
og begge radiatormanifolder d₂,
såvel som
længde af radiatormanifold l_R=0,5
m.

kølevæske
i motorens kølesystem er taget
kølevæske,
som ved en temperatur på +4 °C tæthed
er
=1080
kg/m3
og kinematik
viskositet

m2/s.
Det kan være frostvæsker,
"Tosol", "Lena", "Pride" eller andre.

1 Pumpeparametre.

Innings
kondensatpumpen bestemmes
på følgende måde:

,

;

tryk
kondenspumpe beregnet
i henhold til formlen for ordningen med en aflufter:

,

;

Kondensathoved
pumpe beregnes ved formlen for
ordninger uden aflufter:

,

;

Medlemmer inkluderet i
formel data:

,
hvor
er densiteten af ​​den pumpede væske;

,
hvor —
koefficient for hydraulisk modstand;

—
nummer
Reynolds;
til gengæld væskehastigheden
udtrykt som:

,

;

Afhængigt af
den opnåede værdi af Reynolds-tallet
beregne koefficienten for hydraulik
modstand i henhold til følgende formler:

en)
Med værdien af ​​tallet
— laminært strømningsregime:

;

b)
Med værdien af ​​tallet

— turbulent strømningsregime:

—
til glatte rør

—
for groft
rør, hvor

—
tilsvarende diameter.

v)
Med værdien af ​​tallet
—
område med hydraulisk glatte rør:

Betaling

udføres i henhold til Colebrook-formlen:

;

,

- fart
pumpet væske;

Innings
fødepumpe bestemt
på følgende måde:

,

;

Næringsstoftryk
pumpe beregnes ved formlen for
ordninger med en aflufter:

,

;

tryk
fødepumpe beregnes af
formel for et kredsløb uden en aflufter:

,

;

Pumpeberegning

Indledende data

Foretag de nødvendige beregninger og vælg den bedste version af pumpen til at forsyne R-202/1-reaktoren fra E-37/1-tanken under følgende forhold:

Onsdag - Benzin

Strømningshastighed 8 m3/h

Trykket i tanken er atmosfærisk

Reaktortryk 0,06 MPa

Temperatur 25 °C

· Geometriske mål, m: z₁=4; z₂ =6; L=10

Bestemmelse af de fysiske parametre for den pumpede væske

Densitet af benzin ved temperatur:

Plads til formlen.

På

På denne måde

Kinematisk viskositet:

Dynamisk viskositet:

Passere

Mættet damptryk:

Bestemmelse af den nødvendige pumpehøjde

a) Bestemmelse af den geometriske højde af væskestigningen (forskellen mellem væskeniveauerne ved udløbet og indløbet til tanken, under hensyntagen til overvindelsen af ​​reaktorens højde):

(26)

hvor Z1 er væskeniveauet i E-37/1 tanken, m

Z2 er væskeniveauet i R-202 kolonnen, m

b) Bestemmelse af tryktab for at overvinde trykforskellen i modtage- og tryktanke:

(27)

hvor Pn er det absolutte afgangstryk (overskud) i E-37/1-tanken, Pa;

Pv er det absolutte sugetryk (overskud) i R-202/1-reaktoren, Pa

c) Bestemmelse af rørledningsdiametre i suge- og afgangsvejene

Lad os indstille den anbefalede hastighed for væskebevægelse:

I udledningsrørledningen er injektionshastigheden Wн = 0,75 m/s

I sugerørledningen er sugehastigheden Wb = 0,5 m/s

Vi udtrykker rørledningernes diametre fra formlerne for væskestrømningshastigheden:

(28)

(29)

Hvor:

(30)

(31)

Hvor d er rørledningens diameter, m

Q er flowhastigheden af ​​den pumpede væske, m3/s

W er væskestrømningshastigheden, m/s

For yderligere beregning af diametrene er det nødvendigt at udtrykke flowhastigheden Q i m3/s. For at gøre dette skal du dividere den givne flowhastighed i timer med 3600 sekunder. Vi får:

I henhold til GOST 8732-78 vælger vi de rør, der er tættest på disse værdier.

Til sugerørsdiameter (108 5,0) 10-3 m

Til udløbsrørledningsdiameter (108 5,0) 10-3 m

Vi specificerer væskestrømningshastigheden i henhold til standard indvendige diametre af rørledninger:

(32)

Hvor - den indre diameter af rørledningen, m;

- ydre diameter af rørledningen, m;

— rørlednings vægtykkelse, m

De sande væskestrømningshastigheder bestemmes ud fra udtryk (28) og (29):

Vi sammenligner de sande væskestrømningshastigheder med de givne:

d) Bestemmelse af væskestrømningsregimet i rørledninger (Reynolds-numre)

Reynolds-kriteriet bestemmes af formlen:

(33)

Hvor Re er Reynolds nummer

W er væskestrømningshastigheden, m/s; — rørledningens indre diameter, m; — kinematisk viskositet, m2/s

Sugeledning:

Udledningsrørledning:

Da Re-tallet i begge tilfælde overstiger værdien af ​​overgangszonen fra det laminære regime af væskestrøm til turbulent, lig med 10000, betyder det, at rørledningerne har et udviklet turbulent regime.

e) Bestemmelse af friktionsmodstandskoefficient

For et turbulent regime bestemmes friktionsmodstandskoefficienten af ​​formlen:

(34)

Til sugerør:

For udledningsrør:

f) Bestemmelse af lokale modstandskoefficienter

Sugerøret indeholder to gennemgående ventiler og en 90-graders albue. For disse elementer finder vi ifølge referencelitteraturen koefficienterne for lokal modstand: for en gennemgående ventil, for et knæ med en drejning på 90 grader. Under hensyntagen til den modstand, der opstår, når væsken kommer ind i pumpen, vil summen af ​​koefficienterne for lokal modstand i sugekanalen være lig med:

(35)

Følgende elementer er placeret i udledningsrørledningen: 3 gennemgangsventiler, kontraventil \u003d 2, membran, varmeveksler, 3 albuer med en drejning på 90 grader. Under hensyntagen til den modstand, der opstår, når væsken forlader pumpen, er summen af ​​koefficienterne for lokal modstand i afgangsvejen lig med:

g) Bestemmelse af tryktab for at overvinde friktionskræfter og lokale modstande i suge- og afgangsrørledningerne

Vi bruger Darcy-Weisbach formlen:

(37)

hvor DN er tryktabet for at overvinde friktionskræfter, m

L er den faktiske længde af rørledningen, m

d er den indre diameter af rørledningen, m

- summen af ​​lokale modstande på den betragtede sti

Hydraulisk modstand i sugerøret:

Hydraulisk modstand i afgangsrørledningen:

i) Bestemmelse af den nødvendige pumpehøjde

Det nødvendige tryk bestemmes ved at tilføje de beregnede komponenter, nemlig den geometriske forskel i niveauerne i ovnen og i kolonnen, tabene for at overvinde trykforskellen i ovnen og i kolonnen, samt lokale hydrauliske modstande i suget og udledningsrørledninger, plus 5 % for urapporterede tab.

(40)

2-trins parametre.

Multihjul
centrifugalpumper udfører med
konsekvent
eller parallel
tilslutning af pumpehjul (se fig. 5
henholdsvis venstre og højre).

Pumper
med seriel forbindelse af arbejdere
hjul kaldes flertrins.
Hovedet på en sådan pumpe er lig med summen af ​​hovederne
individuelle trin og pumpeflowet
er lig med foderet i et trin:

;
;

hvor
–
antal trin;

,

;

Pumper
med parallelkobling af hjul accepteres
overveje flertrådet.
Hovedet på en sådan pumpe er lig med hovedet på en
trin, og foderet er lig summen af ​​fodringerne
individuelle elementære pumper:

; ;

hvor

— nummer
flows (for skibspumper accepteres det
ikke mere end to).

Antal trin
begrænset til maksimalt tryk
skabt af et trin (normalt ikke
overstiger 1000 J/kg).

Vi definerer
kritisk
kavitationsenergireserve
uden
aflufter

til
fødepumpe:

;

til kondensat
pumpe:

;

Kritisk
kavitationsenergireserve med
aflufter

til ernæringsmæssigt
pumpe:

;

til kondensat
pumpe:

;

hvor

er væskemætningstrykket ved
indstillet temperatur;
— hydrauliske tab af sugerørledningen;


— koefficient
reservere,
som er accepteret
.

;

;

—
hastighedsfaktor
pumpe (se fig. 7);

eller

- henholdsvis
til koldt fersk- og havvand;

Koefficient
reservere
er valgt således
hvad er ingredienserne i hans arbejde
tilfredsstille grafiske afhængigheder

og.
Den resulterende værdi af denne koefficient
vil blive afklaret ved at finde det beregnede
forhold yderligere efter det foreslåede
metode. (Bemærk, at det foreslåede
figur 6 og 7 grafiske afhængigheder
er overvejende ernæringsmæssige
pumper, så der i tilfælde af fejl
opstille betingelser for ernæringsmæssige
pumper, tillader vi en stigning i finalen
grænseværdi for koefficienten
reservere til en værdi, der
til sidst ville tilfredsstille og
).

Yderligere
Definere maksimum
tilladt hastighed
pumpehjul:

,
hvor

—
kavitation
hastighedsfaktor,
som er valgt ud fra formålet
pumpe:

—
til
tryk og brand pumpe;

-til
foder pumpe;

—
til
fødepumpe med booster
trin;

—
til
kondensat pumpe;

—
til
pumpe med prækonstrueret aksialhjul;

Lad os definere
arbejder
rotationshastighed
pumpe hjul:

,
hvor

—
koefficient
fart,
tager følgende værdier:

—
til
tryk og brand pumpe;

—
til
fødepumpe med boostertrin;

—
til
foder pumpe;

—
til
kondensat pumpe;

Tilstand
korrekt valg af koefficient
hastighed: harmonisering
rotationshastigheder ved ulighed
(og
ikke
mindre end 50 bør tages).

Anslået
omgange
hjul kan findes ved udtrykket:

,
hvor
—
volumetrisk effektivitet, som findes som:

,
hvor

—
tager højde for væskegennemstrømningen
forsegling;

Teoretisk
tryk
findes efter formlen:

,

hvor
— hydraulisk
effektivitet, som
defineret som:

,
hvor

—
reduceret
diameter
indgang til pumpehjulet; accepteret(se fig. 8). Bemærk
at der opstår hydrauliske tab
på grund af tilstedeværelsen af ​​friktion i strømmens kanaler
dele.

Mekanisk
effektivitet
find ved formlen:

,

hvor
tager hensyn til tab
friktionsenergi af den ydre overflade
hjul på den pumpede væske
(diskfriktion):

;

—
tager højde for energitab som følge af friktion i
lejer og pakdåser
pumpe.

Generel
effektivitet pumpe
defineret som:

;

Effektivitet af skibe
centrifugalpumper ligger indeni
fra 0,55 til 0,75.

Forbrugt
strøm
pumpe og maksimum
strøm
ved overbelastning hhv
defineret som:

;

;

3.1 Hydraulisk beregning af en lang simpel rørledning

Overvej lange rørledninger, dvs.
dem, hvor tryktabet på
overvinde lokal modstand
ubetydelig i forhold til
hovedtab på langs.

Til hydraulisk beregning bruger vi
formel ( ), for at bestemme tabene
tryk i hele rørledningens længde

Pvækst
lang rørledning er
rørledning med konstant diameter
rør, der arbejder under tryk H (figur
6.5).

Figur 6.5

For at beregne en simpel lang rørledning
med en konstant diameter, skriv
Bernoullis ligning for afsnit 1-1 og 2-2

.

Fart ₁=₂=0,
og trykketP₁=P₂=P_på,derefter Bernoulli-ligningen for disse
forhold vil tage form

.

Derfor er alt pres Hbrugt på at overvinde hydraulik
modstand langs hele rørledningens længde.
Da vi har en hydraulisk lang
rørledning, så forsømme lokale
hovedtab, får vi

.
(6.22)

Men ifølge formel (6.1)

,

hvor

Altså trykket

(6.24)

Beregning af parametrene for den hydrauliske pumpe

For sikker drift af hydraulikledningen accepterer vi et standardtryk på 3 MPa. Lad os beregne parametrene for det hydrauliske drev ved den accepterede trykværdi.

Ydeevnen af ​​hydrauliske pumper beregnes af formlen

V = ,(13)

hvor Q er den nødvendige kraft på stangen, Q = 200 kN;

L er længden af ​​det hydrauliske cylinderstempels arbejdsslag, L = 0,5 m;

t er arbejdsslagtiden for det hydrauliske cylinderstempel, t = 0,1 min;

p er olietrykket i den hydrauliske cylinder, p = 3 MPa;

η1 - hydraulisk systemeffektivitet, η1 = 0,85;

V = = 39,2 l/min.

Ifølge beregningen vælger vi pumpen NSh-40D.

10 Motorberegning

Den strøm, der forbruges til at drive pumpen, bestemmes af formlen:

N = ,(14)

hvor η12 er pumpens samlede effektivitet, η12 = 0,92;

V – hydraulikpumpens produktivitet, V = 40 l/min;

p er olietrykket i den hydrauliske cylinder, p = 3 MPa;

N = = 0,21 kW.

I henhold til beregningsdataene, for at opnå den nødvendige pumpeydelse, vælger vi AOL2-11-elektromotoren med en rotationshastighed på n = 1000 min−1 og en effekt på N = 0,4 kW.

11 Beregning af tåen til bøjning

Potetæerne vil opleve det største bøjningsmoment ved en maksimal belastning R = 200 kN. Da der er 6 poter, vil en finger opleve et bøjningsmoment fra belastningen R = 200 / 6 = 33,3 kN (Figur 4).

Fingerlængde L = 100 mm = 0,1 m.

Bøjningsspænding for cirkulært snit:

σ = (15)

hvor M er bøjningsmomentet;

d er fingerdiameteren;

I den farlige sektion vil øjeblikket være

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

Figur 4 - Til beregning af fingeren til bøjning.

Fingeren i dens tværsnit er en cirkel med en diameter på d = 40 mm = 0,04 m. Lad os bestemme dens bøjningsspænding:

σ = = 33,97 ∙ 106 Pa = 135,35 MPa

Styrketilstand: ≥ σbøjning.

For stål St 45 tilladt spænding = 280 MPa.

Styrkebetingelsen er opfyldt, fordi den tilladte bøjningsspænding er større end den faktiske.

De nødvendige parametre for den hydrauliske cylinder blev beregnet. Ifølge beregningsdataene blev der installeret en hydraulisk cylinder med en stempeldiameter på 250 mm og en stangdiameter på 120 mm. Virkningskraften på stangen er 204 kN. Stænglens tværsnitsareal er 0,011 m2.

Beregningen af ​​stangen for kompression viste, at kompressionsspændingen er 18,5 MPa og mindre end de tilladte 160 MPa.

Styrkeberegningen af ​​svejsningen blev udført. Den tilladte spænding er 56 MPa. Den faktiske spænding, der opstår i svejsningen, er 50 MPa. Sømareal 0,004 m2.

Beregningen af ​​parametrene for den hydrauliske pumpe viste, at pumpens ydeevne skulle være mere end 39,2 l / min. Ifølge beregningen vælger vi pumpen NSh-40D.

Beregningen af ​​parametrene for den elektriske motor blev udført. På baggrund af beregningsresultaterne blev der valgt en AOL2-11 elmotor med en omdrejningshastighed på n = 1000 min−1 og en effekt på N = 0,4 kW.

Beregningen af ​​potetåen for bøjning viste, at i det farlige afsnit vil bøjningsmomentet være Mb = 1,7 kN∙m. Bøjningsspænding σ = 135,35 MPa, hvilket er mindre end den tilladte værdi = 280 MPa.

Servicemarkedets koncepter og struktur. Transporttjenester
Det brede udtryk "international handel" kan ikke kun forstås som et forhold for salg af varer, men også for tjenesteydelser. Tjenester er aktiviteter, der direkte opfylder de personlige behov hos medlemmer af samfundet, husholdninger, behovene hos forskellige slags virksomheder, foreninger, organisationer ...

Teknologisk proces ved motorsamling
Installer cylinderblokken på stativet og kontroller tætheden af ​​oliekanalerne. Overtrædelse af tæthed er ikke tilladt. Monter blokken men stativet til demontering - montering i vandret position. Blæs alle indvendige hulrum i cylinderblokken ud med trykluft (pistol til at blæse dele med trykluft ...

Bestemmelse af gearforholdene i overførselshuset
Der er to gear i overførselskasserne - høj og lav. Det højeste gear er direkte, og dets gearforhold er 1. Udvekslingsforholdet for det nederste gear bestemmes ud fra følgende forhold: - Ud fra betingelsen om at overvinde den maksimale stigning: - Ud fra betingelsen om fuld brug af koblingsmassen ...

Mere om direkte vandforsyningsmetode

Systemet kan organiseres på forskellige måder. Den enkleste, men ikke den mest succesfulde, er muligheden, hvor vand tilføres fra en brønd til forbrugssteder uden yderligere enheder. Denne ordning indebærer hyppig tænding og slukning af pumpen under drift. Selv med en kort åbning af hanen, starter pumpeanordningen.

Den direkte vandforsyningsmulighed kan bruges i systemer med minimal forgrening af rørledninger, hvis det samtidig ikke er planlagt at bo i bygningen permanent. Ved beregning af hovedparametrene skal nogle funktioner tages i betragtning. Først og fremmest vedrører det det genererede tryk. Ved hjælp af en speciel lommeregner kan du hurtigt lave beregninger for at bestemme udgangstrykket.

Om hovedtrækkene i beregningerne

Med permanent opholdstilladelse og tilstedeværelsen af ​​et stort antal vandpunkter i bygningen er det bedst at arrangere et system med en hydraulisk akkumulator, som gør det muligt at reducere antallet af arbejdscyklusser. Dette vil have en positiv effekt på pumpens levetid. En sådan ordning er imidlertid kompleks i design og kræver installation af en ekstra kapacitans, så nogle gange er brugen upraktisk.

Dykpumpeanordning til en brønd

Med en forenklet version er akkumulatoren ikke monteret. Styrerelæet indstilles således, at sugeanordningen tændes, når hanen åbnes, og slukkes, når den er lukket. På grund af manglen på ekstra udstyr er systemet mere økonomisk.

I en sådan ordning skal pumpen til brønden:

• sikre en vandstigning af høj kvalitet direkte til det højeste punkt uden afbrydelser;
• overvind uden unødvendige vanskeligheder modstanden inde i rørene, der løber fra brønden til hovedforbrugspunkterne;
• skabe tryk på steder med vandindtag, hvilket gør det muligt at bruge forskellige VVS-armaturer;
• sørge for mindst en lille driftsreserve, så brøndpumpen ikke fungerer på grænsen af ​​dens kapacitet.

Med korrekte beregninger vil det købte udstyr give dig mulighed for at skabe et pålideligt system, der giver vandforsyning til vandindtagspunkterne direkte. Det endelige resultat gives straks i tre mængder, da enhver af dem kan angives i den tekniske dokumentation.

Spar tid: Udvalgte artikler hver uge via mail