Zadaci za proračun parametara crpki

Proračun protoka i tlaka vode

Tablica odabira pumpi za bunar.

Odabir crpne opreme treba izvršiti, uzimajući u obzir očekivanu potrošnju vode za mjesto i kuću:

• za tuširanje - 0,2-0,7 l / s;
• za jacuzzi - 0,4-1,4 l / s;
• za kadu sa standardnim mješalicama - 0,3-1,1 l / s;
• za sudopere, sudopere u kuhinji i kupaonicama - 0,2-0,7 l / s;
• za slavine s prskalicama - 0,15-0,5 l / s;
• za WC - 0,1-0,4 l / s;
• za bide - 0,1-0,4 l / s;
• za pisoar - 0,2-0,7 l / s;
• za perilicu rublja - 0,2-0,7 l / s;
• za perilicu posuđa - 0,2-0,7 l / s;
• za slavine i sustave za zalijevanje - 0,45-1,5 l / s.

Za izračunavanje tlaka, mora se imati na umu da tlak u cijevima treba biti 2-3 atmosfere, a višak snage pumpe ne smije biti veći od 20 m. Na primjer, dubina uranjanja je 10 m od razine tla, a zatim izračunati gubitak će biti 3 m. U ovom slučaju tlak se izračunava na sljedeći način: dubina bušotine + dovod vode uz okomito okno + visina iznad razine tla gornje točke povlačenja + nadtlak + izračunati gubici. Za ovaj primjer, izračun će biti sljedeći: 15 + 1 + 5 + 25 + 3 = 49 m.

Prilikom zbrajanja približne potrošnje po jedinici vremena potrebno je uzeti u obzir i činjenicu da se istovremeno otvara 5-6 slavina ili da se koristi sličan broj točaka ispuštanja. Uzima se u obzir broj stanovnika, prisutnost staklenika na mjestu, vrt i drugi parametri. Bez ovih podataka ispravan odabir je nemoguć.

Odjeljak 2. Proračun strukture centrifugalne crpke. .osamnaest

1. Definicija
   faktor brzine i tip
   pumpa 20

2. Definicija
   vanjski promjer impelera
   D₂ 20

3. Definicija
   širina radnog kola pumpe na izlazu
   od pumpe b₂……….20

4. Definicija
   smanjen promjer ulaza u radnju
   kotač D₁ 20

5. Definicija
   promjer grla impelera
   D_G 20

6. Izbor
   širina rotora ulazna glava
   pumpati b₁ 21

7. Izbor
   kutovi lopatica rotora
   na izlazu

   i na ulazu
   21

8. Izbor
   broj lopatica radnog kola i
   podešavanje kuta oštrice

   i
   21

9. Izgradnja
   za spiralnu pumpu 22

2.10. Izbor
dimenzije konfuzora na ulazu u pumpu i
izlazni difuzor

iz
pumpa 23

2.11. Definicija
stvarna dizajnerska glava,
razvijena
dizajniran
pumpa, (Nd_n)_R 23

Odjeljak 4 Izračun teorijske krivulje crpke 25

1. teorijski
   karakteristika glave pumpe 26

2. teorijski
   karakteristika hidraulične pumpe
   snaga….27

3. teorijski
   karakteristika pumpe prema K.P.D 27

Pitanja
na seminarski rad 31

Bibliografski
popis 32

Cilj,
sadržaj i pozadinske podatke za tečaj
raditi.

cilj
kolegij je dizajniranje
hidraulika i hidraulički pogon

sustava
hlađenje automobila tekućinom
motor.

Sadržaj
obračunski dio nastavnog rada.

1. Hidraulični
   proračun sustava hlađenja motora.

2. Konstruktivno
   proračun centrifugalne pumpe.

3. Plaćanje
   teorijske karakteristike pumpe.

Početni
podaci o predmetu.

1. Vlast
   motor N_dv=
   120,
   kW.

2. Udio
   uključena snaga motora
   hlađenje

   = 0,18

3. Temperature
   rashladna tekućina (rashladna tekućina)
   na izlazu motora t₁
   =
   92, °S i na izlazu radijatora t₂
   =
   67, °S.

4. Frekvencija
   rotacija radnog kola u pumpi n
   = 510, o/min.

5. Procijenjeno
   glava pumpe HP_n
   =
   1,45,
   m.

6. Procijenjeno
   gubitak tlaka u rashladnom uređaju
   motor
   =
   0,45,
   m.

7. Procijenjeno
   gubitak tlaka u radijatoru

   =
   0,3,
   m.

8. Promjer
   (unutarnji) donji razdjelnik
   uređaji za hlađenje motora d₁
   =
   40,
   mm.

9. Promjeri
(unutarnji) razdjelnici hladnjaka d₂
=
50 mm.
10.
Unutarnji promjeri svih cjevovoda
crijeva d₃
=
15,
mm.

11.
Ukupna duljina cjevovoda lokacije
hidraulički vodovi, prvi u smjeru vožnje
iz

motor
na radijator L₁
=
0,7,
m.

12.
Ukupna duljina cjevovoda drugog
presjek hidrauličnih vodova L₂
=
1,5,
m.

OPIS
SUSTAVI HLAĐENJA MOTORA.

Sustav
hlađenje motora sastoji se (slika 1) od
centrifugalna pumpa 1, uređaj
hlađenje motora 2, hladnjak za
protok rashladne tekućine
zrak 3, termalni ventil 4 i spoj
cjevovodi - hidraulički vodovi 5. Sve
ovi elementi sustava su uključeni u
takozvani "veliki" krug hlađenja.
Postoji i "mali" krug hlađenja, kada
rashladna tekućina ne ulazi u radijator.
Razlozi zbog kojih su i "veliki" i
predstavljeni su "mali" krugovi hlađenja
u posebnim disciplinama. izračun
podliježe samo "velikom" krugu, kao
izračunati put kretanja rashladnog sredstva
tekućina (rashladno sredstvo).

Uređaj
hlađenje motora sastoji se od "košulje"
hlađenje glave cilindra
motor (2a), rashladni plaštevi
bočne stijenke cilindara
motora (u obliku vertikalnih udaraca
cilindričnog oblika, loc
na dvije strane motora) (26) i dva
cilindrični kolektori za sakupljanje
rashladna tekućina (2c). Zastupanje
bočne zidne rashladne jakne
cilindri u obliku okomitih poteza
je uvjetno, ali dovoljno blizu
stvarnosti i
prikaz dotičnog elementa
uređaji za hlađenje motora
koristio bi se prilikom dirigiranja
sustav hidrauličkog proračuna
hlađenje motora.

Radijator
3 sastoji se od gornjeg (Za) i donjeg (36)
kolektori, vertikalne cijevi
(Sv), duž kojeg se rashladna tekućina kreće
od gornjeg razdjelnika do dna.
Termalni ventil (termostat) je
automatski gas
uređaj dizajniran za
promjene u kretanju rashladne tekućine ili
na
"velike" ili "male" krugove.
Uređaji i principi rada radijatora
i proučavaju se termalni ventil (termostat).
u posebnim disciplinama.

rashladna tekućina
kada se kreće u "velikom" krugu
ide na sljedeći način:
centrifugalna pumpa - rashladni plašt
poklopci cilindara - okomiti hodovi unutra
stijenke motora - donji razdjelnici
rashladni uređaji
motor - čvor koji povezuje dva toka
- termalni ventil - gornji razdjelnik
radijator
- cijevi radijatora - donji razdjelnik
radijator - ulaz u pumpu. Putem
svladavaju se brojni "lokalni" otpori
u obliku naglih ekspanzija ili kontrakcija
protok, okreti od 90°, kao i
prigušni uređaj (termički ventil).

Sve
hidraulički vodovi sustava hlađenja motora
izrađen od tehnički glatkog
cijevi, te unutarnji promjer cijevi
kroz hidrauličke vodove

isti su
i jednako d₃.
Zadatak također sadrži vrijednosti
niži promjeri razdjelnika
uređaji za hlađenje motora d₁
i oba razdjelnika hladnjaka d₂,
kao i
duljina razdjelnika hladnjaka l_R=0,5
m.

rashladna tekućina
u sustavu hlađenja motora uzima se
rashladna tekućina,
koji na temperaturi od +4 °C gustoće
je
=1080
kg/m3
, i kinematička
viskoznost

m2/s.
To mogu biti tekućine protiv smrzavanja,
"Tosol", "Lena", "Pride" ili drugi.

1 Parametri crpke.

Inings
određuje se kondenzatna pumpa
na sljedeći način:

,

;

pritisak
izračunata kondenzatna pumpa
prema formuli za shemu s odzračivačem:

,

;

Glava kondenzata
pumpa se izračunava po formuli za
sheme bez odzračivača:

,

;

Članovi uključeni u
podaci formule:

,
gdje
je gustoća dizane tekućine;

,
gdje —
koeficijent hidrauličkog otpora;

—
broj
Reynolds;
zauzvrat, brzina tekućine
izraženo kao:

,

;

Ovisno o
dobivenu vrijednost Reynoldsovog broja
izračunati koeficijent hidraulike
otpor prema sljedećim formulama:

a)
Uz vrijednost broja
— režim laminarnog toka:

;

b)
Uz vrijednost broja

— turbulentni režim strujanja:

—
za glatke cijevi

—
za grubo
cijevi, gdje

—
ekvivalentni promjer.

v)
Uz vrijednost broja
—
područje hidraulički glatkih cijevi:

Plaćanje

provodi se prema Colebrook formuli:

;

,

- brzina
pumpana tekućina;

Inings
određena napojna pumpa
na sljedeći način:

,

;

Pritisak hranjivih tvari
pumpa se izračunava po formuli za
sheme s odzračivačem:

,

;

pritisak
napojna pumpa se izračunava po
formula za krug bez odzračivanja:

,

;

Proračun pumpe

Početni podaci

Napravite potrebne izračune i odaberite najbolju verziju crpke za napajanje reaktora R-202/1 iz spremnika E-37/1 pod sljedećim uvjetima:

Srijeda - Benzin

Protok 8 m3/h

Tlak u spremniku je atmosferski

Tlak u reaktoru 0,06 MPa

Temperatura 25 °C

· Geometrijske dimenzije, m: z₁=4; z₂ =6; L=10

Određivanje fizičkih parametara dizane tekućine

Gustoća benzina na temperaturi:

Mjesto za formulu.

Na

Na ovaj način

Kinematička viskoznost:

Dinamička viskoznost:

Proći

Tlak zasićene pare:

Određivanje potrebne visine pumpe

a) Određivanje geometrijske visine dizanja tekućine (razlika između razina tekućine na izlazu i ulazu u spremnik, uzimajući u obzir prevladavanje visine reaktora):

(26)

gdje je Z1 razina tekućine u spremniku E-37/1, m

Z2 je razina tekućine u stupcu R-202, m

b) Određivanje gubitaka tlaka za prevladavanje razlike tlaka u prijemnom i tlačnom spremniku:

(27)

gdje je Pn apsolutni ispusni tlak (višak) u spremniku E-37/1, Pa;

Pv je apsolutni usisni tlak (višak) u reaktoru R-202/1, Pa

c) Određivanje promjera cjevovoda u usisnom i potisnom putu

Postavimo preporučenu brzinu kretanja tekućine:

U ispusnom cjevovodu brzina ubrizgavanja Wn = 0,75 m/s

U usisnom cjevovodu usisna brzina Wb = 0,5 m/s

Promjere cjevovoda izražavamo iz formula za protok tekućine:

(28)

(29)

Gdje:

(30)

(31)

Gdje je d promjer cjevovoda, m

Q je brzina protoka dizane tekućine, m3/s

W je brzina protoka tekućine, m/s

Za daljnji izračun promjera potrebno je protok Q izraziti u m3/s. Da biste to učinili, podijelite zadanu brzinu protoka u satima s 3600 sekundi. dobivamo:

Prema GOST 8732-78, odabiremo cijevi najbliže tim vrijednostima.

Za promjer usisne cijevi (108 5,0) 10-3 m

Za promjer ispusnog cjevovoda (108 5.0) 10-3 m

Određujemo brzinu protoka tekućine prema standardnim unutarnjim promjerima cjevovoda:

(32)

Gdje je - unutarnji promjer cjevovoda, m;

- vanjski promjer cjevovoda, m;

— debljina stijenke cjevovoda, m

Prave brzine protoka tekućine određene su iz izraza (28) i (29):

Uspoređujemo stvarne brzine protoka tekućine sa danim:

d) Određivanje režima strujanja fluida u cjevovodima (Reynoldsovi brojevi)

Reynoldsov kriterij određuje se formulom:

(33)

Gdje je Re Reynoldsov broj

W je brzina protoka tekućine, m/s; — unutarnji promjer cjevovoda, m; — kinematička viskoznost, m2/s

Usisni cjevovod:

Ispusni cjevovod:

Budući da Re broj u oba slučaja prelazi vrijednost zone prijelaza iz laminarnog režima strujanja fluida u turbulentni, jednak 10000, to znači da cjevovodi imaju razvijen turbulentni režim.

e) Određivanje koeficijenta otpora trenja

Za turbulentni režim, koeficijent otpora trenja određuje se formulom:

(34)

Za usisnu cijev:

Za ispusni cjevovod:

f) Određivanje koeficijenata lokalnog otpora

Usisna cijev sadrži dva prolazna ventila i koljeno od 90 stupnjeva. Za ove elemente, prema referentnoj literaturi, nalazimo koeficijente lokalnog otpora: za prolazni ventil, za koljeno s okretom od 90 stupnjeva,. Uzimajući u obzir otpor koji nastaje kada tekućina ulazi u pumpu, zbroj koeficijenata lokalnog otpora u usisnom traktu bit će jednak:

(35)

Sljedeći elementi nalaze se u ispusnom cjevovodu: 3 prolazna ventila, nepovratni ventil \u003d 2, membrana, izmjenjivač topline, 3 koljena s okretom od 90 stupnjeva. Uzimajući u obzir otpor koji nastaje kada tekućina napusti pumpu, zbroj koeficijenata lokalnog otpora na putu pražnjenja jednak je:

g) Određivanje gubitaka tlaka za prevladavanje sila trenja i lokalnih otpora u usisnim i potisnim cjevovodima

Koristimo formulu Darcy-Weisbach:

(37)

gdje je DN gubitak tlaka za prevladavanje sila trenja, m

L je stvarna duljina cjevovoda, m

d je unutarnji promjer cjevovoda, m

- zbroj lokalnih otpora na putu koji se razmatra

Hidraulički otpor u usisnoj cijevi:

Hidraulički otpor u ispusnom cjevovodu:

i) Određivanje potrebne visine pumpe

Potreban tlak određuje se zbrajanjem izračunatih komponenti, odnosno geometrijske razlike u razinama u peći i koloni, gubitaka za prevladavanje razlike tlaka u peći i koloni, kao i lokalnih hidrauličkih otpora u usisu. i ispusnih cjevovoda, plus 5% za neobračunate gubitke.

(40)

2 Parametri koraka.

Višekotač
centrifugalne pumpe izvode s
dosljedan
ili paralelno
priključak impelera (vidi sliku 5
lijevo i desno).

Pumpe
sa serijskim povezivanjem radnika
zovu se kotači višestupanjski.
Glava takve pumpe jednaka je zbroju glava
pojedinačnih stupnjeva i protoka pumpe
jednak je hrani jedne faze:

;
;

gdje
–
broj koraka;

,

;

Pumpe
prihvaća se paralelno spajanje kotača
smatrati višenitni.
Glava takve pumpe jednaka je glavi jedne
koraka, a feed je jednak zbroju feedova
pojedinačne osnovne pumpe:

; ;

gdje

— broj
protoci (za brodske pumpe je prihvaćeno
ne više od dva).

Broj koraka
ograničen na maksimalni pritisak
stvorena u jednoj fazi (obično ne
prelazi 1000 J/kg).

mi definiramo
kritično
rezerva energije kavitacije
bez
odzračivač

za
pumpa za napajanje:

;

za kondenzat
pumpa:

;

Kritično
rezerva energije kavitacije sa
odzračivač

za prehrambene
pumpa:

;

za kondenzat
pumpa:

;

gdje

je tlak zasićenja tekućine pri
postavljena temperatura;
— hidraulički gubici usisnog cjevovoda;


— koeficijent
rezerva,
što je prihvaćeno
.

;

;

—
faktor brzine
pumpa (vidi sliku 7);

ili

- odnosno
za hladnu slatku i morsku vodu;

Koeficijent
rezerva
je izabran tako
koji su sastojci njegova rada
zadovoljiti grafičke ovisnosti

i.
Rezultirajuća vrijednost ovog koeficijenta
bit će razjašnjeno pri pronalaženju izračunatog
omjeri dalje prema predloženom
metodologija. (Napominjemo da je predloženo
slike 6 i 7 grafičke ovisnosti
pretežno su nutritivne
pumpe, tako da u slučaju kvara
postavljeni uvjeti za ishranu
pumpe, dopuštamo povećanje kon
granična vrijednost koeficijenta
rezerva na vrijednost koja
bi na kraju zadovoljio i
).

Unaprijediti
definirati maksimum
dopuštena brzina
impeler:

,
gdje

—
kavitacija
faktor brzine,
koji se bira na temelju namjene
pumpa:

—
za
tlačna i vatrogasna pumpa;

-za
pumpa za napajanje;

—
za
pumpa za napajanje s pojačivačem
korak;

—
za
pumpa za kondenzat;

—
za
pumpa s unaprijed konstruiranim aksijalnim kotačem;

Hajdemo definirati
radeći
brzina rotacije
kotači pumpe:

,
gdje

—
koeficijent
ubrzati,
uzimajući sljedeće vrijednosti:

—
za
tlačna i vatrogasna pumpa;

—
za
pumpa za napajanje sa stupnjem za povišenje tlaka;

—
za
pumpa za napajanje;

—
za
pumpa za kondenzat;

Stanje
ispravan izbor koeficijenta
brzina: harmonizacija
brzine vrtnje po nejednakosti
(i
ne
treba uzeti manje od 50).

Procijenjeno
izmjene
kotači se mogu naći po izrazu:

,
gdje
—
volumetrijska učinkovitost, koja se nalazi kao:

,
gdje

—
uzima u obzir protok tekućine kroz
prednja brtva;

Teorijski
pritisak
nalazi se prema formuli:

,

gdje
— hidraulički
učinkovitosti, što je
definirano kao:

,
gdje

—
smanjena
promjer
ulaz u impeler; prihvaćeno(vidi sliku 8). Bilješka
da nastaju hidraulički gubici
zbog prisutnosti trenja u kanalima strujanja
dijelovi.

Mehanički
učinkovitosti
naći po formuli:

,

gdje
uzima u obzir gubitke
energija trenja vanjske površine
kotača na dizanoj tekućini
(trenje diska):

;

—
uzima u obzir gubitke energije zbog trenja u
ležajevi i kutije za punjenje
pumpa.

Općenito
učinkovitost pumpa
definirano kao:

;

Učinkovitost brodova
centrifugalne pumpe se nalaze unutar
od 0,55 do 0,75.

Potrošeno
vlast
pumpa i maksimum
vlast
kod preopterećenja odnosno
definirano kao:

;

;

3.1 Hidraulički proračun dugog jednostavnog cjevovoda

Razmotrimo duge cjevovode, t.j.
one kod kojih je gubitak tlaka na
svladavanje lokalnog otpora
zanemariv u odnosu na
gubitak glave po dužini.

Za hidraulički proračun koristimo se
formula ( ), za određivanje gubitaka
tlak po cijeloj dužini cjevovoda

Prast
dugačak cjevovod je
cjevovod konstantnog promjera
cijevi koje rade pod tlakom H (slika
6.5).

Slika 6.5

Za izračunavanje jednostavnog dugog cjevovoda
s konstantnim promjerom, napiši
Bernoullijeva jednadžba za dijelove 1-1 i 2-2

.

Ubrzati ₁=₂=0,
i pritisakP₁=P₂=P_na,zatim Bernoullijeva jednadžba za ove
uvjeti će poprimiti oblik

.

Stoga, sav pritisak Hutrošeno na prevladavanje hidrauličkih
otpora duž cijele duljine cjevovoda.
Budući da imamo hidraulički dug
cjevovoda, dakle, zanemarujući lokalne
gubitak glave, dobivamo

.
(6.22)

Ali prema formuli (6.1)

,

gdje

Dakle, pritisak

(6.24)

Proračun parametara hidraulične pumpe

Za siguran rad hidrauličkog voda prihvaćamo standardni tlak od 3 MPa. Izračunajmo parametre hidrauličkog pogona na prihvaćenoj vrijednosti tlaka.

Učinak hidrauličnih crpki izračunava se po formuli

V = ,(13)

gdje je Q potrebna sila na šipku, Q = 200 kN;

L je duljina radnog hoda klipa hidrauličkog cilindra, L = 0,5 m;

t je vrijeme radnog hoda klipa hidrauličkog cilindra, t = 0,1 min;

p je tlak ulja u hidrauličkom cilindru, p = 3 MPa;

η1 - učinkovitost hidrauličkog sustava, η1 = 0,85;

V = = 39,2 l / min.

Prema izračunu, odabiremo crpku NSh-40D.

10 Proračun motora

Snaga koja se troši za pogon crpke određena je formulom:

N = , (14)

gdje je η12 ukupna učinkovitost crpke, η12 = 0,92;

V je produktivnost hidraulične pumpe, V = 40 l/min;

p je tlak ulja u hidrauličkom cilindru, p = 3 MPa;

N = = 0,21 kW.

Prema podacima proračuna, za postizanje potrebnih performansi crpke odabiremo elektromotor AOL2-11, brzine vrtnje n = 1000 min−1 i snage N = 0,4 kW.

11 Proračun nožnog prsta za savijanje

Prsti šape će doživjeti najveći moment savijanja pri maksimalnom opterećenju R = 200 kN. Budući da ima 6 šapa, jedan prst će doživjeti moment savijanja od opterećenja R = 200 / 6 = 33,3 kN (slika 4).

Duljina prsta L = 100 mm = 0,1 m.

Naprezanje savijanja za kružni presjek:

σ = (15)

gdje je M moment savijanja;

d je promjer prsta;

U opasnom dijelu, trenutak će biti

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

Slika 4 - Za izračun prsta za savijanje.

Prst je u svom presjeku kružnica promjera d = 40 mm = 0,04 m. Odredimo njegovo naprezanje savijanja:

σ = = 33,97 ∙ 106 Pa = 135,35 MPa

Uvjet čvrstoće: ≥ σbend.

Za čelik St 45 dopušteno naprezanje = 280 MPa.

Uvjet čvrstoće je zadovoljen, jer je dopušteno naprezanje savijanja veće od stvarnog.

Izračunati su potrebni parametri hidrauličkog cilindra. Prema podacima proračuna, ugrađen je hidraulički cilindar s promjerom klipa 250 mm i promjerom šipke 120 mm. Djelujuća sila na šipku je 204 kN. Površina poprečnog presjeka stabljike je 0,011 m2.

Proračun štapa za kompresiju pokazao je da je tlačno naprezanje 18,5 MPa i manje od dopuštenih 160 MPa.

Proveden je proračun čvrstoće zavara. Dopušteno naprezanje je 56 MPa. Stvarni napon koji se javlja u zavaru je 50 MPa. Površina šava 0,004 m2.

Proračun parametara hidraulične crpke pokazao je da bi učinak pumpe trebao biti veći od 39,2 l / min. Prema izračunu, odabiremo crpku NSh-40D.

Proveden je proračun parametara elektromotora. Na temelju rezultata proračuna odabran je elektromotor AOL2-11 brzine vrtnje n = 1000 min−1 i snage N = 0,4 kW.

Proračun prsta šape za savijanje pokazao je da će u opasnom presjeku moment savijanja biti Mb = 1,7 kN∙m. Naprezanje savijanja σ = 135,35 MPa, što je manje od dopuštene vrijednosti = 280 MPa.

Pojmovi i struktura tržišta usluga. Usluge prijevoza
Širi pojam "međunarodna trgovina" može se shvatiti ne samo kao odnos za prodaju robe, već i za usluge. Usluge su djelatnosti koje neposredno zadovoljavaju osobne potrebe članova društva, kućanstava, potrebe raznih vrsta poduzeća, udruga, organizacija...

Tehnološki proces montaže motora
Ugradite blok cilindra na postolje i provjerite nepropusnost kanala za ulje. Kršenje nepropusnosti nije dopušteno. Ugradite blok ali postolje za demontažu - montažu u vodoravnom položaju. Ispuhati sve unutarnje šupljine bloka cilindara komprimiranim zrakom (pištolj za ispuhivanje dijelova komprimiranim zrakom ...

Određivanje prijenosnih omjera prijenosnog kućišta
U razdjelnim kutijama nalaze se dva stupnja prijenosa - visoki i niski. Najviši stupanj prijenosa je izravan i njegov je prijenosni omjer 1. Prijenosni omjer nižeg stupnja prijenosa određuje se iz sljedećih uvjeta: - Iz uvjeta prevladavanja maksimalnog porasta: - Iz uvjeta punog korištenja spojne mase ...

Više o načinu izravne opskrbe vodom

Sustav se može organizirati na različite načine. Najjednostavnija, ali ne i najuspješnija je opcija u kojoj se voda iz bunara dovodi do mjesta potrošnje bez dodatnih uređaja. Ova shema podrazumijeva često uključivanje i isključivanje crpke tijekom rada. Čak i uz kratko otvaranje slavine, uređaj za pumpanje će se pokrenuti.

Opcija izravne opskrbe vodom može se koristiti u sustavima s minimalnim grananjem cjevovoda, ako se u isto vrijeme ne planira stalno živjeti u zgradi. Pri izračunu glavnih parametara treba uzeti u obzir neke značajke. Prije svega, to se odnosi na generirani pritisak. Pomoću posebnog kalkulatora možete brzo napraviti izračune za određivanje izlaznog tlaka.

O glavnim značajkama izračuna

Uz stalni boravak i prisutnost velikog broja točaka vode u zgradi, najbolje je urediti sustav s hidrauličkim akumulatorom, koji omogućuje smanjenje broja radnih ciklusa. To će pozitivno utjecati na životni vijek pumpe. Međutim, takva je shema složena u dizajnu i zahtijeva ugradnju dodatnog kapaciteta, pa je ponekad njegova uporaba nepraktična.

Uređaj za potopnu pumpu za bunar

Uz pojednostavljenu verziju, akumulator nije montiran. Upravljački relej je podešen tako da se usisni uređaj uključuje kada se slavina otvori, a gasi kada se zatvori. Zbog nedostatka dodatne opreme sustav je ekonomičniji.

U takvoj shemi, pumpa za bunar treba:

• osigurati visokokvalitetno podizanje vode izravno do najviše točke bez ikakvih prekida;
• bez nepotrebnih poteškoća prevladati otpor unutar cijevi koje vode od bunara do glavnih točaka potrošnje;
• stvoriti pritisak na mjestima unosa vode, što omogućuje korištenje raznih vodovodnih uređaja;
• osigurati barem malu operativnu rezervu kako bušotina pumpa ne radi na granici svojih mogućnosti.

Uz pravilne izračune, kupljena oprema omogućit će vam stvaranje pouzdanog sustava koji izravno osigurava opskrbu vodom do točaka unosa vode. Konačni rezultat daje se odmah u tri količine, budući da se bilo koja od njih može navesti u tehničkoj dokumentaciji.

Uštedite vrijeme: istaknuti članci svaki tjedan poštom