Oppgaver for å beregne parametere til pumper

Beregning av vannmengde og trykk

Tabell for valg av brønnpumpe.

Valget av pumpeutstyr bør utføres under hensyntagen til forventet vannforbruk for stedet og huset:

• for en dusj - 0,2-0,7 l / s;
• for et boblebad - 0,4-1,4 l / s;
• for et badekar med standard blandere - 0,3-1,1 l / s;
• for vasker, vasker på kjøkken og bad - 0,2-0,7 l / s;
• for kraner med sprøyter - 0,15-0,5 l / s;
• for toalettet - 0,1-0,4 l / s;
• for et bidet - 0,1-0,4 l / s;
• for en urinal - 0,2-0,7 l / s;
• for en vaskemaskin - 0,2-0,7 l / s;
• for en oppvaskmaskin - 0,2-0,7 l / s;
• for vanningskraner og systemer - 0,45-1,5 l / s.

For å beregne trykket må det huskes at trykket i rørene skal være 2-3 atmosfærer, og den overskytende pumpekraften bør ikke overstige 20 m. For eksempel er nedsenkingsdybden 10 m fra bakkenivå, deretter den beregnede tap vil være 3 m. I dette tilfellet beregnes trykket som følger: brønndybde + vanntilførsel langs den vertikale sjakten + høyde over bakkenivå på øvre uttakspunkt + overtrykk + beregnede tap. For dette eksemplet vil beregningen være som følger: 15 + 1 + 5 + 25 + 3 = 49 m.

Ved oppsummering av omtrentlig forbruk per tidsenhet må man også ta hensyn til at det åpnes 5-6 kraner samtidig eller benyttes tilsvarende antall uttakspunkter. Antall innbyggere, tilstedeværelsen av drivhus på stedet, hagen og andre parametere tas i betraktning. Uten disse dataene er riktig valg umulig.

Seksjon 2. Strukturell beregning av en sentrifugalpumpe. .atten

1. Definisjon
   hastighetsfaktor og type
   pumpe 20

2. Definisjon
   impeller ytre diameter
   D₂ 20

3. Definisjon
   pumpehjulbredde ved utløpet
   fra pumpe b₂……….20

4. Definisjon
   redusert diameter på inngangen til arbeidsplassen
   hjul D₁ 20

5. Definisjon
   impeller hals diameter
   D_G 20

6. Valg
   impellerbredde innløpshode
   å pumpe b₁ 21

7. Valg
   løpehjulsbladvinkler
   ved utgangen

   og ved inngangen
   21

8. Valg
   antall impellerblader og
   justering av bladvinkel

   og
   21

9. Konstruksjon
   for voluttpumpe 22

2.10. Valg
dimensjoner på forvirringen ved innløpet til pumpen og
utløpsdiffusor

fra
pumpe 23

2.11. Definisjon
faktisk designhode,
utviklet
designet
pumpe, (Nd_n)_R 23

Del 4 Beregning av den teoretiske pumpekurven 25

1. teoretisk
   pumpehodekarakteristikk 26

2. teoretisk
   hydraulisk pumpekarakteristikk
   kraft….27

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

Spørsmål
til semesteroppgave 31

Bibliografisk
liste 32

Mål,
innhold og bakgrunnsdata for kurset
arbeid.

mål
kurs er å designe
hydraulikk og hydraulisk drift

systemer
væskekjøling for biler
motor.

Innhold
den beregnede delen av kursarbeidet.

1. Hydraulisk
   beregning av motorens kjølesystem.

2. Konstruktiv
   beregning av en sentrifugalpumpe.

3. innbetaling
   teoretiske egenskaper til pumpen.

Første
kursdata.

1. Makt
   motor N_dv=
   120,
   kW.

2. dele
   motorkraft tatt på
   kjøling

   = 0,18

3. Temperaturer
   kjølevæske (kjølevæske)
   ved motoruttaket t₁
   =
   92, °С og ved radiatoruttaket t₂
   =
   67, °С.

4. Frekvens
   rotasjon av pumpehjulet i pumpen n
   = 510, rpm.

5. Antatt
   pumpehode HP_n
   =
   1,45,
   m.

6. Antatt
   trykktap i kjøleinnretningen
   motor
   =
   0,45,
   m.

7. Antatt
   tap av trykk i radiatoren

   =
   0,3,
   m.

8. Diameter
   (intern) nedre manifold
   motorkjøleinnretninger d₁
   =
   40,
   mm.

9. Diametre
(interne) radiatormanifolder d₂
=
50 mm.
10.
Innvendige diametre på alle rørledninger
slanger d₃
=
15,
mm.

11.
Total lengde på rørledninger på stedet
hydrauliske ledninger, den første i kjøreretningen
fra

motor
til radiator L₁
=
0,7,
m.

12.
Den totale lengden på rørledningene til den andre
seksjon av hydrauliske ledninger L₂
=
1,5,
m.

BESKRIVELSE
MOTOR KJØLESYSTEMER.

System
motorkjøling består (fig. 1) av
sentrifugalpumpe 1, enhet
motorkjøling 2, radiator for
kjølevæskestrømmen
luft 3, termisk ventil 4 og tilkobling
rørledninger - hydrauliske ledninger 5. Alle
disse elementene i systemet er inkludert i
den såkalte «store» kjølesirkelen.
Det er også en "liten" kjølesirkel, når
kjølevæske kommer ikke inn i radiatoren.
Grunnene til å ha både "store" og
"små" kjølesirkler er representert
i spesielle disipliner. beregning
kun underlagt den "store" sirkelen, som
beregnet bevegelsesbane for kjølingen
væske (kjølevæske).

Enhet
motorkjøling består av en "skjorte"
sylinderhodekjøling
motor (2a), kjølekapper
sidevegger på sylindere
motor (i form av vertikale slag
sylindrisk form, plassert
på to sider av motoren) (26) og to
sylindriske samlere for oppsamling
kjølevæske (2c). Representasjon
sidevegg kjølejakker
sylindre i form av vertikale slag
er betinget, men nær nok
til virkeligheten og
representasjon av det aktuelle elementet
motorkjøleinnretninger
vil bli brukt ved gjennomføring
hydraulisk beregningssystem
motorkjøling.

Radiator
3 består av øvre (Za) og nedre (36)
samlere, vertikale rør
(Sv), langs hvilken kjølevæsken beveger seg
fra toppmanifolden til bunnen.
Termoventilen (termostaten) er
automatisk gass
enhet designet for
endringer i kjølevæskens bevegelse eller
på
"store" eller "små" sirkler.
Enheter og prinsipper for drift av radiatoren
og termoventil (termostat) studeres
i spesielle disipliner.

kjølevæske
når den beveger seg i en "stor" sirkel
går på følgende måte:
sentrifugalpumpe - kjølekappe
sylinderdeksler - vertikale slag inn
motorvegger - nedre manifolder
kjøleinnretninger
motor - en node som forbinder to strømmer
- termisk ventil - øvre manifold
radiator
- radiatorrør - nedre manifold
radiator - innløp til pumpen. Langs veien
en rekke "lokale" motstand er overvunnet
i form av plutselige utvidelser eller sammentrekninger
flyt, 90° svinger, samt
strupeanordning (termisk ventil).

Alt
hydrauliske ledninger til motorens kjølesystem
laget av teknisk glatt
rør, og rørenes indre diameter
gjennom hele hydraulikkledningene

er det samme
og lik d₃.
Oppgaven inneholder også verdier
nedre manifolddiametre
motorkjøleinnretninger d₁
og begge radiatormanifoldene d₂,
i tillegg til
lengde på radiatormanifolder l_R=0,5
m.

kjølevæske
i motorens kjølesystem er tatt
kjølevæske,
som ved en temperatur på +4 °C tetthet
er
=1080
kg/m3
, og kinematikken
viskositet

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

1 Pumpeparametere.

Innhopp
kondensatpumpe bestemmes
på følgende måte:

,

;

press
kondenspumpe beregnet
i henhold til formelen for ordningen med en avlufter:

,

;

Kondensathode
pumpe beregnes av formelen for
ordninger uten avlufter:

,

;

Medlemmer inkludert i
formeldata:

,
hvor
er tettheten til den pumpede væsken;

,
hvor —
koeffisient for hydraulisk motstand;

—
Nummer
Reynolds;
i sin tur væskehastigheten
uttrykt som:

,

;

Avhengig av
den oppnådde verdien av Reynolds-tallet
beregne koeffisienten til hydraulikk
motstand i henhold til følgende formler:

en)
Med verdien av tallet
– laminært strømningsregime:

;

b)
Med verdien av tallet

— turbulent strømningsregime:

—
for glatte rør

—
for grovt
rør, hvor

—
tilsvarende diameter.

v)
Med verdien av tallet
—
område av hydraulisk glatte rør:

innbetaling

utføres i henhold til Colebrook-formelen:

;

,

- hastighet
pumpet væske;

Innhopp
matepumpe bestemt
på følgende måte:

,

;

Næringstrykk
pumpe beregnes av formelen for
ordninger med en avlufter:

,

;

press
matepumpe beregnes av
formel for en krets uten avlufter:

,

;

Pumpeberegning

Innledende data

Gjør de nødvendige beregningene og velg den beste versjonen av pumpen for å forsyne R-202/1-reaktoren fra E-37/1-tanken under følgende forhold:

Onsdag - Bensin

Strømningshastighet 8 m3/t

Trykket i tanken er atmosfærisk

Reaktortrykk 0,06 MPa

Temperatur 25 °C

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

Bestemmelse av de fysiske parametrene til den pumpede væsken

Tetthet av bensin ved temperatur:

Sted for formelen.

På

På denne måten

KINEMATISK viskositet:

Dynamisk viskositet:

Sende

Mettet damptrykk:

Bestemme nødvendig pumpehode

a) Bestemmelse av den geometriske høyden til væskestigningen (forskjellen mellom væskenivåene ved utløpet og innløpet til tanken, tatt i betraktning overvinnelsen av reaktorens høyde):

(26)

der Z1 er væskenivået i E-37/1 tanken, m

Z2 er væskenivået i R-202-kolonnen, m

b) Bestemmelse av trykktap for å overvinne trykkforskjellen i mottaks- og trykktankene:

(27)

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

Pv er det absolutte sugetrykket (overskudd) i R-202/1-reaktoren, Pa

c) Bestemmelse av rørledningsdiametre i suge- og utslippsveier

La oss angi den anbefalte hastigheten for væskebevegelse:

I utslippsrørledningen er injeksjonshastigheten Wн = 0,75 m/s

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

Vi uttrykker diameteren til rørledningene fra formlene for væskestrømningshastigheten:

(28)

(29)

Hvor:

(30)

(31)

Der d er diameteren til rørledningen, m

Q er strømningshastigheten til den pumpede væsken, m3/s

W er væskestrømningshastigheten, m/s

For videre beregning av diametrene er det nødvendig å uttrykke strømningshastigheten Q i m3/s. For å gjøre dette, del den gitte strømningshastigheten i timer med 3600 sekunder. Vi får:

I henhold til GOST 8732-78 velger vi rørene nærmest disse verdiene.

For sugerørdiameter (108 5,0) 10-3 m

For utløpsrørledningsdiameter (108 5,0) 10-3 m

Vi spesifiserer væskestrømningshastigheten i henhold til standard indre diametere til rørledninger:

(32)

Hvor - den indre diameteren til rørledningen, m;

- ytre diameter av rørledningen, m;

— rørledningens veggtykkelse, m

De sanne væskestrømningshastighetene bestemmes fra uttrykk (28) og (29):

Vi sammenligner de sanne væskestrømningshastighetene med de gitte:

d) Bestemme modusen for væskestrøm i rørledninger (Reynolds-tall)

Reynolds-kriteriet bestemmes av formelen:

(33)

Hvor Re er Reynolds-nummeret

W er væskestrømningshastigheten, m/s; — indre diameter av rørledningen, m; — kinematisk viskositet, m2/s

Sugerør:

Utslippsrørledning:

Siden Re-tallet i begge tilfeller overstiger verdien av overgangssonen fra det laminære regimet av fluidstrøm til turbulent, lik 10000, betyr dette at rørledningene har et utviklet turbulent regime.

e) Bestemmelse av friksjonsmotstandskoeffisient

For et turbulent regime bestemmes friksjonsmotstandskoeffisienten av formelen:

(34)

For sugerør:

For utslippsrør:

f) Bestemmelse av lokale motstandskoeffisienter

Sugerøret inneholder to gjennomgående ventiler og en 90-graders albue. For disse elementene finner vi i henhold til referanselitteraturen koeffisientene for lokal motstand: for en gjennomgående ventil, for et kne med en sving på 90 grader,. Tatt i betraktning motstanden som oppstår når væsken kommer inn i pumpen, vil summen av koeffisientene for lokal motstand i sugekanalen være lik:

(35)

Følgende elementer er plassert i utslippsrørledningen: 3 gjennomgående ventiler, tilbakeslagsventil \u003d 2, membran, varmeveksler, 3 albuer med en sving på 90 grader. Tatt i betraktning motstanden som oppstår når væsken forlater pumpen, er summen av koeffisientene for lokal motstand i utløpsbanen lik:

g) Bestemmelse av trykktap for å overvinne friksjonskrefter og lokale motstander i suge- og utslippsrørledningene

Vi bruker Darcy-Weisbach-formelen:

(37)

hvor DN er trykktapet for å overvinne friksjonskrefter, m

L er den faktiske lengden på rørledningen, m

d er den indre diameteren til rørledningen, m

- summen av lokale motstander på stien som vurderes

Hydraulisk motstand i sugerøret:

Hydraulisk motstand i utslippsrørledningen:

i) Bestemme nødvendig pumpehode

Det nødvendige trykket bestemmes ved å legge til de beregnede komponentene, nemlig den geometriske forskjellen i nivåene i ovnen og i kolonnen, tapene for å overvinne trykkforskjellen i ovnen og i kolonnen, samt lokale hydrauliske motstander i suget. og utslippsrørledninger, pluss 5 % for uregnskapsførte tap.

(40)

2-trinns parametere.

Multihjul
sentrifugalpumper utfører med
konsistent
eller parallell
tilkobling av pumpehjul (se fig. 5
henholdsvis venstre og høyre).

Pumper
med seriekobling av arbeidere
hjul kalles flertrinn.
Hodet til en slik pumpe er lik summen av hodene
individuelle trinn, og pumpestrømmen
er lik maten til ett trinn:

;
;

hvor
–
antall trinn;

,

;

Pumper
med parallellkobling av hjul aksepteres
ta i betraktning flertrådet.
Hodet på en slik pumpe er lik hodet på en
trinn, og feeden er lik summen av feedene
individuelle elementære pumper:

; ;

hvor

— Nummer
strømmer (for skipspumper er det akseptert
ikke mer enn to).

Antall trinn
begrenset til maksimalt trykk
opprettet av ett stadium (vanligvis ikke
overstiger 1000 J/kg).

Vi definerer
kritisk
kavitasjonsenergireserve
uten
avlufter

til
matepumpe:

;

for kondensat
pumpe:

;

Kritisk
kavitasjonsenergireserve med
avlufter

for ernæringsmessig
pumpe:

;

for kondensat
pumpe:

;

hvor

er væskemetningstrykket ved
innstilt temperatur;
— hydrauliske tap av sugerørledningen;


— koeffisient
reservere,
som er akseptert
.

;

;

—
hastighetsfaktor
pumpe (se fig. 7);

eller

- henholdsvis
for kaldt ferskvann og sjøvann;

Koeffisient
reservere
er valgt slik
hva er ingrediensene i arbeidet hans
tilfredsstille grafiske avhengigheter

og.
Den resulterende verdien av denne koeffisienten
vil bli avklart når man finner det beregnede
forholdstall videre i henhold til det foreslåtte
metodikk. (Merk at det foreslåtte
figur 6 og 7 grafiske avhengigheter
er hovedsakelig ernæringsmessige
pumper, slik at i tilfelle feil
sette betingelser for ernæringsmessig
pumper, tillater vi en økning i finalen
grenseverdi for koeffisienten
reservere til en verdi som
ville tilfredsstille til slutt og
).

Lengre
definere maksimum
tillatt hastighet
impeller:

,
hvor

—
kavitasjon
hastighetsfaktor,
som velges ut fra formålet
pumpe:

—
til
trykk og brann pumpe;

-til
feed pumpe;

—
til
matepumpe med booster
steg;

—
til
kondensat pumpe;

—
til
pumpe med forhåndskonstruert aksialhjul;

La oss definere
jobber
roterende hastighet
pumpehjul:

,
hvor

—
koeffisient
hastighet,
tar følgende verdier:

—
til
trykk og brann pumpe;

—
til
matepumpe med boostertrinn;

—
til
feed pumpe;

—
til
kondensat pumpe;

Tilstand
riktig valg av koeffisient
hastighet: harmonisering
rotasjonshastigheter ved ulikhet
(og
ikke
mindre enn 50 bør tas).

Antatt
omganger
hjul kan bli funnet ved uttrykket:

,
hvor
—
volumetrisk effektivitet, som finnes som:

,
hvor

—
tar hensyn til flyten av væske gjennom
foran segl;

Teoretisk
press
finnes i henhold til formelen:

,

hvor
— hydraulisk
effektivitet, som
definert som:

,
hvor

—
redusert
diameter
inngang til pumpehjulet; akseptert(se fig. 8). Merk
at det oppstår hydrauliske tap
på grunn av tilstedeværelsen av friksjon i strømningskanalene
deler.

Mekanisk
effektivitet
finn ved formelen:

,

hvor
tar hensyn til tap
friksjonsenergien til den ytre overflaten
hjul på den pumpede væsken
(diskfriksjon):

;

—
tar hensyn til energitap på grunn av friksjon i
lagre og pakkbokser
pumpe.

Generell
effektivitet pumpe
definert som:

;

Effektivitet av skip
sentrifugalpumper ligger innenfor
fra 0,55 til 0,75.

Forbrukt
makt
pumpe og maksimum
makt
ved overbelastning hhv
definert som:

;

;

3.1 Hydraulisk beregning av en lang enkel rørledning

Vurder lange rørledninger, dvs.
de der trykktapet på
overvinne lokal motstand
ubetydelig i forhold til
hodetap langs lengden.

For hydraulisk beregning bruker vi
formel ( ), for å bestemme tapene
trykk langs hele rørledningens lengde

Pvekst
lang rørledning er
rørledning med konstant diameter
rør som opererer under trykk H (figur
6.5).

Figur 6.5

For å beregne en enkel lang rørledning
med konstant diameter, skriv
Bernoullis ligning for seksjonene 1-1 og 2-2

.

Hastighet ₁=₂=0,
og trykketP₁=P₂=P_på,deretter Bernoulli-ligningen for disse
forholdene vil ta form

.

Derfor alt press Hbrukt på å overvinne hydraulikk
motstand langs hele rørledningens lengde.
Siden vi har en hydraulisk lang
rørledning, da, neglisjere lokale
hodetap, får vi

.
(6.22)

Men i henhold til formel (6.1)

,

hvor

Dermed trykket

(6.24)

Beregning av parametrene til den hydrauliske pumpen

For sikker drift av hydraulikkledningen aksepterer vi et standardtrykk på 3 MPa. La oss beregne parametrene til den hydrauliske stasjonen ved den aksepterte trykkverdien.

Ytelsen til hydrauliske pumper beregnes av formelen

V = ,(13)

hvor Q er nødvendig kraft på stangen, Q = 200 kN;

L er lengden på arbeidsslaget til det hydrauliske sylinderstempelet, L = 0,5 m;

t er arbeidsslagtiden til det hydrauliske sylinderstempelet, t = 0,1 min;

p er oljetrykket i den hydrauliske sylinderen, p = 3 MPa;

η1 - hydraulisk systemeffektivitet, η1 = 0,85;

V = = 39,2 l/min.

I henhold til beregningen velger vi pumpen NSh-40D.

10 Motorberegning

Strømmen som forbrukes for å drive pumpen bestemmes av formelen:

N = ,(14)

hvor η12 er den totale effektiviteten til pumpen, η12 = 0,92;

V – produktiviteten til den hydrauliske pumpen, V = 40 l/min;

p er oljetrykket i den hydrauliske sylinderen, p = 3 MPa;

N = = 0,21 kW.

I henhold til beregningsdataene, for å oppnå den nødvendige pumpeytelsen, velger vi den elektriske motoren AOL2-11, med en rotasjonshastighet på n = 1000 min−1 og en effekt på N = 0,4 kW.

11 Beregning av tåen for bøying

Potetærne vil oppleve det største bøyemomentet ved maksimal belastning R = 200 kN. Siden det er 6 poter, vil en finger oppleve et bøyemoment fra belastningen R = 200 / 6 = 33,3 kN (Figur 4).

Fingerlengde L = 100 mm = 0,1 m.

Bøyespenning for sirkulært snitt:

σ = (15)

hvor M er bøyemomentet;

d er fingerdiameteren;

I den farlige delen vil øyeblikket være

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

Figur 4 - Til beregning av fingeren for bøying.

Fingeren i tverrsnittet er en sirkel med en diameter på d = 40 mm = 0,04 m. La oss bestemme dens bøyespenning:

σ = = 33,97 ∙ 106 Pa = 135,35 MPa

Styrketilstand: ≥ σbøy.

For stål St 45 tillatt spenning = 280 MPa.

Styrkebetingelsen er oppfylt, fordi den tillatte bøyespenningen er større enn den faktiske.

De nødvendige parametrene til den hydrauliske sylinderen ble beregnet. I følge beregningen ble det installert en hydraulisk sylinder med en stempeldiameter på 250 mm og en stangdiameter på 120 mm. Virkekraften på stangen er 204 kN. Tverrsnittsarealet til stammen er 0,011 m2.

Beregningen av stangen for kompresjon viste at kompresjonsspenningen er 18,5 MPa og mindre enn tillatte 160 MPa.

Styrkeberegningen av sveisen ble utført. Den tillatte spenningen er 56 MPa. Den faktiske spenningen som oppstår i sveisen er 50 MPa. Sømareal 0,004 m2.

Beregningen av parametrene til den hydrauliske pumpen viste at pumpens ytelse skulle være mer enn 39,2 l / min. I henhold til beregningen velger vi pumpen NSh-40D.

Beregningen av parametrene til den elektriske motoren ble utført. Basert på beregningsresultatene ble det valgt en AOL2-11 elektrisk motor med en rotasjonshastighet på n = 1000 min−1 og en effekt på N = 0,4 kW.

Beregningen av potetåen for bøyning viste at i den farlige seksjonen vil bøyemomentet være Mb = 1,7 kN∙m. Bøyespenning σ = 135,35 MPa, som er mindre enn tillatt = 280 MPa.

Konsepter og struktur for tjenestemarkedet. Transporttjenester
Det brede begrepet «internasjonal handel» kan ikke bare forstås som et forhold for salg av varer, men også for tjenester. Tjenester er aktiviteter som direkte tilfredsstiller de personlige behovene til medlemmer av samfunnet, husholdninger, behovene til ulike typer bedrifter, foreninger, organisasjoner ...

Teknologisk prosess for motormontering
Installer sylinderblokken på stativet og kontroller tettheten til oljekanalene. Brudd på tetthet er ikke tillatt. Monter blokken men stativet for demontering - montering i horisontal posisjon. Blås ut alle indre hulrom i sylinderblokken med trykkluft (pistol for å blåse deler med trykkluft ...

Bestemme girforholdene til overføringskassen
Det er to gir i overføringsboksene - høyt og lavt. Det høyeste giret er direkte og girforholdet er 1. Girforholdet til det nedre giret bestemmes ut fra følgende forhold: - Fra betingelsen for å overvinne den maksimale stigningen: - Fra tilstanden for full bruk av koblingsmassen ...

Mer om direkte vannforsyningsmetode

Systemet kan organiseres på ulike måter. Det enkleste, men ikke det mest vellykkede, er alternativet der vann tilføres fra en brønn til forbrukssteder uten ekstra enheter. Denne ordningen innebærer hyppig av- og påkobling av pumpen under drift. Selv med en kort åpning av kranen vil pumpeanordningen starte.

Alternativet direkte vannforsyning kan brukes i systemer med minimal forgrening av rørledninger, hvis det samtidig ikke er planlagt å bo i bygningen permanent. Når du beregner hovedparametrene, bør noen funksjoner tas i betraktning. Først og fremst gjelder det det genererte trykket. Ved hjelp av en spesiell kalkulator kan du raskt gjøre beregninger for å bestemme utløpstrykket.

Om hovedtrekkene i beregningene

Med permanent opphold og tilstedeværelse av et stort antall vannpunkter i bygningen, er det best å arrangere et system med en hydraulisk akkumulator, som gjør det mulig å redusere antall arbeidssykluser. Dette vil ha en positiv effekt på pumpens levetid. Imidlertid er et slikt opplegg kompleks i design og krever installasjon av en ekstra kapasitans, så noen ganger er bruken upraktisk.

Nedsenkbar pumpeanordning for en brønn

Med en forenklet versjon er ikke akkumulatoren montert. Kontrollreléet justeres slik at sugeanordningen slås på når kranen åpnes, og skrus av når den er stengt. På grunn av mangelen på tilleggsutstyr er systemet mer økonomisk.

I et slikt opplegg bør pumpen for brønnen:

• sikre en høykvalitets vannstigning direkte til det høyeste punktet uten avbrudd;
• overvinn uten unødvendige vanskeligheter motstanden inne i rørene som går fra brønnen til hovedforbrukspunktene;
• skape trykk på stedene for vanninntak, noe som gjør det mulig å bruke forskjellige VVS-armaturer;
• gi minst en liten driftsreserve slik at brønnpumpen ikke fungerer på grensen av dens evner.

Med riktige beregninger vil det kjøpte utstyret tillate deg å lage et pålitelig system som gir vannforsyning direkte til vanninntakspunktene. Det endelige resultatet gis umiddelbart i tre mengder, siden hvilken som helst av dem kan angis i den tekniske dokumentasjonen.

Spar tid: Utvalgte artikler hver uke via post