Uppgifter för att beräkna parametrarna för pumpar

Beräkning av vattenflöde och tryck

Urvalstabell för brunnpump.

Valet av pumputrustning bör utföras med hänsyn till den förväntade vattenförbrukningen för platsen och huset:

• för en dusch - 0,2-0,7 l / s;
• för en jacuzzi - 0,4-1,4 l / s;
• för ett badkar med standardblandare - 0,3-1,1 l / s;
• för handfat, handfat i kök och badrum - 0,2-0,7 l / s;
• för kranar med sprutor - 0,15-0,5 l / s;
• för toaletten - 0,1-0,4 l / s;
• för en bidé - 0,1-0,4 l / s;
• för en urinal - 0,2-0,7 l / s;
• för en tvättmaskin - 0,2-0,7 l / s;
• för en diskmaskin - 0,2-0,7 l / s;
• för vattenkranar och system - 0,45-1,5 l / s.

För att beräkna trycket måste man komma ihåg att trycket i rören bör vara 2-3 atmosfärer, och överskottet av pumpkraften bör inte överstiga 20 m. Till exempel är nedsänkningsdjupet 10 m från marknivån, då är den beräknade förlusten blir 3 m. I detta fall beräknas trycket enligt följande: brunnsdjup + vattentillförsel längs det vertikala schaktet + höjd över marknivån för den övre avtappningspunkten + övertryck + beräknade förluster. För det här exemplet blir beräkningen som följer: 15 + 1 + 5 + 25 + 3 = 49 m.

När man summerar den ungefärliga förbrukningen per tidsenhet måste man också ta hänsyn till att 5-6 kranar öppnas samtidigt eller lika många avtappningsställen används. Antalet invånare, närvaron av växthus på platsen, trädgården och andra parametrar beaktas. Utan dessa data är det korrekta valet omöjligt.

Avsnitt 2. Strukturell beräkning av en centrifugalpump. .arton

1. Definition
   hastighetsfaktor och typ
   pump 20

2. Definition
   impeller ytterdiameter
   D₂ 20

3. Definition
   pumphjulets bredd vid utloppet
   från pump b₂……….20

4. Definition
   minskad diameter på ingången till arbetsplatsen
   hjul D₁ 20

5. Definition
   pumphjulets halsdiameter
   D_G 20

6. Val
   impellerbreddens inloppstryck
   att pumpa b₁ 21

7. Val
   pumphjulets vinklar
   vid utgången

   och vid entrén
   21

8. Val
   antal pumphjulsblad och
   justering av bladvinkeln

   och
   21

9. Konstruktion
   för volutpump 22

2.10. Val
dimensioner av förvirraren vid inloppet till pumpen och
utloppsdiffusor

från
pump 23

2.11. Definition
faktiska designhuvud,
tagit fram
designad
pump, (Nd_n)_R 23

Avsnitt 4 Beräkning av den teoretiska pumpkurvan 25

1. teoretisk
   pumphuvudkarakteristik 26

2. teoretisk
   hydraulisk pumpkarakteristik
   kraft….27

3. teoretisk
   pumpkarakteristik enligt K.P.D 27

Frågor
till terminsuppsats 31

Bibliografisk
lista 32

Mål,
innehåll och bakgrundsdata för kursen
arbete.

syfte
kurser är att designa
hydraulik och hydraulisk drivning

system
vätskekylning för fordon
motor.

Innehåll
den beräknade delen av kursarbetet.

1. Hydraulisk
   beräkning av motorns kylsystem.

2. Konstruktiv
   beräkning av en centrifugalpump.

3. Betalning
   teoretiska egenskaper hos pumpen.

Första
kursuppgifter.

1. Kraft
   motor N_dv=
   120,
   kW.

2. dela med sig
   motoreffekten tas på
   kyl-

   = 0,18

3. Temperaturer
   kylvätska (kylvätska)
   vid motoruttaget t₁
   =
   92, °С och vid kylarens utlopp t₂
   =
   67, °С.

4. Frekvens
   rotation av pumphjulet i pumpen n
   = 510, rpm.

5. Beräknad
   pumphuvud HP_n
   =
   1,45,
   m.

6. Beräknad
   tryckförlust i kylanordningen
   motor
   =
   0,45,
   m.

7. Beräknad
   tryckförlust i kylaren

   =
   0,3,
   m.

8. Diameter
   (inre) nedre grenrör
   motorkylningsanordningar d₁
   =
   40,
   mm.

9. Diametrar
(invändiga) radiatorgrenrör d₂
=
50 mm.
10.
Innerdiametrar för alla rörledningar
slangar d₃
=
15,
mm.

11.
Total längd på anläggningens rörledningar
hydraulledningar, de första i färdriktningen
från

motor
till kylaren L₁
=
0,7,
m.

12.
Den totala längden av rörledningarna för den andra
sektion av hydraulledningar L₂
=
1,5,
m.

BESKRIVNING
MOTORKYLSYSTEM.

Systemet
motorkylning består (fig. 1) av
centrifugalpump 1, anordning
motorkylning 2, kylare för
kylvätskans kylflöde
luft 3, termoventil 4 och anslutning
rörledningar - hydraulledningar 5. Alla
dessa delar av systemet ingår i
den så kallade "stora" kylcirkeln.
Det finns också en "liten" kylcirkel, när
kylvätska kommer inte in i kylaren.
Skälen till att ha både "stora" och
"små" kylcirklar är representerade
inom speciella discipliner. beräkning
endast föremål för den "stora" cirkeln, som
beräknad rörelsebana för kylningen
vätska (kylvätska).

Enhet
motorkylning består av en "skjorta"
cylinderhuvudkylning
motor (2a), kylmantel
sidoväggar av cylindrar
motor (i form av vertikala slag
cylindrisk form, belägen
på två sidor av motorn) (26) och två
cylindriska uppsamlare för uppsamling
kylvätska (2c). Representation
sidoväggs kyljackor
cylindrar i form av vertikala slag
är villkorad, men tillräckligt nära
till verkligheten och
representation av elementet i fråga
motorkylningsanordningar
skulle användas vid genomförandet
hydrauliskt beräkningssystem
motorkylning.

Radiator
3 består av övre (Za) och nedre (36)
samlare, vertikala rör
(Sv), längs vilken kylvätskan rör sig
från det övre grenröret till botten.
Termoventilen (termostaten) är
automatiskt gasreglage
enhet designad för
förändringar i kylvätskans rörelse eller
på
"stora" eller "små" cirklar.
Enheter och principer för drift av radiatorn
och termoventil (termostat) studeras
inom speciella discipliner.

kylvätska
när den rör sig i en "stor" cirkel
går på följande sätt:
centrifugalpump - kylmantel
cylinderkåpor - vertikala slag in
motorväggar - nedre grenrör
kylanordningar
motor - en nod som förbinder två strömmar
- termisk ventil - övre grenrör
radiator
- kylarrör - nedre grenrör
radiator - inlopp till pumpen. Längs vägen
ett antal "lokala" motstånd övervinns
i form av plötsliga expansioner eller sammandragningar
flöde, 90° varv, samt
spjällanordning (termisk ventil).

Allt
motorns kylsystems hydraulledningar
tillverkad av tekniskt slät
rören och rörens innerdiametrar
genom hela hydraulledningarna

är samma
och lika med d₃.
Uppgiften innehåller också värden
nedre grenrörsdiametrar
motorkylningsanordningar d₁
och båda kylargrenrören d₂,
såväl som
längd på kylargrenrör l_R=0,5
m.

kylvätska
i motorns kylsystem tas
kylvätska,
som vid en temperatur av +4 °C densitet
är
=1080
kg/m3
och kinematik
viskositet

m2/s.
Det kan vara frostskyddsmedel,
"Tosol", "Lena", "Pride" eller andra.

1 Pumpparametrar.

Innings
kondensatpumpen bestäms
på följande sätt:

,

;

tryck
kondenspump beräknad
enligt formeln för schemat med en avluftare:

,

;

Kondensathuvud
pumpen beräknas med formeln för
system utan avluftare:

,

;

Medlemmar som ingår i
formeldata:

,
var
är densiteten hos den pumpade vätskan;

,
var —
koefficient för hydrauliskt motstånd;

—
siffra
Reynolds;
i sin tur vätskehastigheten
uttryckt som:

,

;

Beroende på
det erhållna värdet av Reynolds-talet
beräkna koefficienten för hydraulik
motstånd enligt följande formler:

a)
Med värdet av numret
— Regim för laminärt flöde:

;

b)
Med värdet på numret

— Regim för turbulent flöde:

—
för släta rör

—
för grov
rör, var

—
motsvarande diameter.

v)
Med värdet på numret
—
område av hydrauliskt släta rör:

Betalning

utförs enligt Colebrook formel:

;

,

- fart
pumpad vätska;

Innings
matningspump bestäms
på följande sätt:

,

;

Näringstryck
pumpen beräknas med formeln för
system med en avluftare:

,

;

tryck
matarpumpen beräknas av
formel för en krets utan avluftare:

,

;

Pumpberäkning

Inledande data

Gör de nödvändiga beräkningarna och välj den bästa versionen av pumpen för att försörja R-202/1-reaktorn från E-37/1-tanken under följande förhållanden:

Onsdag - Bensin

Flöde 8 m3/h

Trycket i tanken är atmosfäriskt

Reaktortryck 0,06 MPa

Temperatur 25 °C

· Geometriska mått, m: z₁=4; z₂ =6; L=10

Bestämning av de fysiska parametrarna för den pumpade vätskan

Densitet av bensin vid temperatur:

Plats för formeln.

På

På det här sättet

Kinematisk viskositet:

Dynamisk viskositet:

Passera

Mättat ångtryck:

Fastställande av erforderlig pumphöjd

a) Bestämning av den geometriska höjden av vätskehöjningen (skillnaden mellan vätskenivåerna vid utloppet och inloppet till tanken, med hänsyn tagen till att reaktorns höjd övervinns):

(26)

där Z1 är vätskenivån i E-37/1-tanken, m

Z2 är vätskenivån i R-202-kolonnen, m

b) Bestämning av tryckförluster för att övervinna tryckskillnaden i mottagnings- och trycktankar:

(27)

där Pn är det absoluta utloppstrycket (överskott) i E-37/1-tanken, Pa;

Pv är det absoluta sugtrycket (överskott) i R-202/1-reaktorn, Pa

c) Bestämning av rörledningsdiametrar i sug- och utloppsvägarna

Låt oss ställa in den rekommenderade hastigheten för vätskerörelse:

I utloppsrörledningen är insprutningshastigheten Wн = 0,75 m/s

I sugledningen är sughastigheten Wb = 0,5 m/s

Vi uttrycker diametern på rörledningarna från formlerna för vätskeflödet:

(28)

(29)

Var:

(30)

(31)

Där d är diametern på rörledningen, m

Q är flödeshastigheten för den pumpade vätskan, m3/s

W är vätskeflödet, m/s

För ytterligare beräkning av diametrarna är det nödvändigt att uttrycka flödet Q i m3/s. För att göra detta, dividera det givna flödet i timmar med 3600 sekunder. Vi får:

Enligt GOST 8732-78 väljer vi de rör som ligger närmast dessa värden.

För sugrörsdiameter (108 5,0) 10-3 m

För utloppsrörsdiameter (108 5,0) 10-3 m

Vi specificerar vätskeflödet enligt standardinterna diametrar för rörledningar:

(32)

Där - rörledningens innerdiameter, m;

- rörledningens yttre diameter, m;

— rörledningens väggtjocklek, m

De sanna vätskeflödeshastigheterna bestäms från uttryck (28) och (29):

Vi jämför de verkliga vätskeflödeshastigheterna med de givna:

d) Bestämning av vätskeflödesregimen i rörledningar (Reynolds-nummer)

Reynolds-kriteriet bestäms av formeln:

(33)

Där Re är Reynolds-numret

W är vätskeflödeshastigheten, m/s; — rörledningens inre diameter, m; — kinematisk viskositet, m2/s

Sugledning:

Utsläppsledning:

Eftersom Re-talet i båda fallen överstiger värdet för övergångszonen från det laminära regimen av vätskeflöde till turbulent, lika med 10000, betyder detta att rörledningarna har en utvecklad turbulent regim.

e) Bestämning av friktionsmotståndskoefficient

För en turbulent regim bestäms friktionsmotståndskoefficienten av formeln:

(34)

För sugrör:

För utloppsrörledning:

f) Bestämning av lokala resistanskoefficienter

Sugröret innehåller två genomgående ventiler och en 90-graders böj. För dessa element, enligt referenslitteraturen, hittar vi koefficienterna för lokalt motstånd: för en genomgående ventil, för ett knä med en vridning på 90 grader. Med hänsyn till motståndet som uppstår när vätskan kommer in i pumpen, kommer summan av koefficienterna för lokalt motstånd i sugkanalen att vara lika med:

(35)

Följande element finns i utloppsrörledningen: 3 genomgående ventiler, backventil \u003d 2, membran, värmeväxlare, 3 krökar med en sväng på 90 grader. Med hänsyn till motståndet som uppstår när vätskan lämnar pumpen är summan av koefficienterna för lokalt motstånd i utloppsvägen lika med:

g) Bestämning av tryckförluster för att övervinna friktionskrafter och lokala motstånd i sug- och utloppsrörledningarna

Vi använder Darcy-Weisbach-formeln:

(37)

där DN är tryckförlusten för att övervinna friktionskrafter, m

L är rörledningens faktiska längd, m

d är rörledningens innerdiameter, m

- summan av lokala motstånd på vägen i fråga

Hydrauliskt motstånd i sugröret:

Hydrauliskt motstånd i utloppsrörledningen:

i) Fastställande av erforderlig pumphöjd

Det erforderliga trycket bestäms genom att addera de beräknade komponenterna, nämligen den geometriska skillnaden i nivåerna i ugnen och i kolonnen, förlusterna för att övervinna tryckskillnaden i ugnen och i kolonnen, samt lokala hydrauliska motstånd i suget och utsläppsledningar, plus 5 % för oredovisade förluster.

(40)

2-stegs parametrar.

Flerhjul
centrifugalpumpar presterar med
konsekvent
eller parallell
anslutning av pumphjul (se fig. 5
vänster respektive höger).

Pumps
med seriekoppling av arbetare
hjul kallas flersteg.
Huvudet på en sådan pump är lika med summan av huvuden
individuella steg och pumpflödet
är lika med matningen för ett steg:

;
;

var
–
antal steg;

,

;

Pumps
med parallellkoppling av hjul accepteras
överväga flertrådig.
Huvudet på en sådan pump är lika med huvudet på en
steg, och flödet är lika med summan av flödena
individuella elementära pumpar:

; ;

var

— siffra
flöden (för fartygspumpar accepteras det
inte mer än två).

Antal steg
begränsat till maximalt tryck
skapad av ett steg (vanligtvis inte
överstiger 1000 J/kg).

Vi definierar
kritisk
kavitationsenergireserv
utan
avluftare

för
matningspump:

;

för kondensat
pump:

;

Kritisk
kavitationsenergireserv med
avluftare

för näringsmässiga
pump:

;

för kondensat
pump:

;

var

är vätskemättnadstrycket vid
inställd temperatur;
— Hydrauliska förluster i sugledningen.


— koefficient
boka,
som accepteras
.

;

;

—
hastighetsfaktor
pump (se fig. 7);

eller

- respektive
för kallt söt- och havsvatten;

Koefficient
boka
är vald så
vilka är ingredienserna i hans arbete
tillfredsställa grafiska beroenden

och.
Det resulterande värdet av denna koefficient
kommer att förtydligas när man hittar den beräknade
förhållanden vidare enligt det föreslagna
metodik. (Observera att det föreslagna
figur 6 och 7 grafiska beroenden
är övervägande näringsmässiga
pumpar, så att vid fel
ställa villkor för näringsmässiga
pumpar tillåter vi en ökning i finalen
gränsvärdet för koefficienten
boka till ett värde som
skulle så småningom tillfredsställa och
).

Ytterligare
definiera maximal
tillåten hastighet
impeller:

,
var

—
kavitation
hastighetsfaktor,
som väljs utifrån syftet
pump:

—
för
tryck- och brandpump;

-för
matarpump;

—
för
matarpump med booster
steg;

—
för
kondensatpump;

—
för
pump med förkonstruerat axialhjul;

Låt oss definiera
arbetssätt
rotationshastighet
pumphjul:

,
var

—
koefficient
fart,
tar följande värden:

—
för
tryck- och brandpump;

—
för
matarpump med boostersteg;

—
för
matarpump;

—
för
kondensatpump;

Skick
korrekt val av koefficient
hastighet: harmonisering
rotationshastigheter genom ojämlikhet
(och
inte
mindre än 50 bör tas).

Beräknad
innings
hjul kan hittas av uttrycket:

,
var
—
volymetrisk effektivitet, som finns som:

,
var

—
tar hänsyn till vätskeflödet genom
främre tätning;

Teoretisk
tryck
hittas enligt formeln:

,

var
— hydraulisk
effektivitet, som
definierad som:

,
var

—
nedsatt
diameter
ingång till pumphjulet; accepterad(se fig. 8). Notera
att hydrauliska förluster uppstår
på grund av närvaron av friktion i flödeskanalerna
delar.

Mekanisk
effektivitet
hitta med formeln:

,

var
tar hänsyn till förluster
ytterytans friktionsenergi
hjul på den pumpade vätskan
(diskfriktion):

;

—
tar hänsyn till energiförluster på grund av friktion i
lager och packboxar
pump.

Allmän
effektivitet pump
definierad som:

;

Effektivitet av fartyg
centrifugalpumpar ligger inom
från 0,55 till 0,75.

Förbrukad
kraft
pump och maximal
kraft
vid överbelastning respektive
definierad som:

;

;

3.1 Hydraulisk beräkning av en lång enkel rörledning

Överväg långa rörledningar, dvs.
de där tryckförlusten på
övervinna lokalt motstånd
försumbar jämfört med
huvudförlust på längden.

För hydraulisk beräkning använder vi
formel ( ), för att fastställa förlusterna
tryck längs hela rörledningens längd

Ptillväxt
lång pipeline är
rörledning med konstant diameter
rör som arbetar under tryck H (figur
6.5).

Figur 6.5

För att beräkna en enkel lång pipeline
med konstant diameter, skriv
Bernoullis ekvation för avsnitt 1-1 och 2-2

.

Fart ₁=₂=0,
och trycketP₁=P₂=P_på,sedan Bernoullis ekvation för dessa
villkoren kommer att ta formen

.

Därför all press Hspenderas på att övervinna hydraulik
motstånd längs hela rörledningens längd.
Eftersom vi har en hydrauliskt lång
rörledning, alltså, försummar lokala
huvudförlust får vi

.
(6.22)

Men enligt formel (6.1)

,

var

Alltså trycket

(6.24)

Beräkning av parametrarna för hydraulpumpen

För säker drift av hydraulledningen accepterar vi ett standardtryck på 3 MPa. Låt oss beräkna parametrarna för den hydrauliska drivningen vid det accepterade tryckvärdet.

Hydraulpumparnas prestanda beräknas med formeln

V = ,(13)

där Q är den erforderliga kraften på stången, Q = 200 kN;

L är längden på arbetsslaget för hydraulcylinderkolven, L = 0,5 m;

t är arbetsslagtiden för hydraulcylinderkolven, t = 0,1 min;

p är oljetrycket i hydraulcylindern, p = 3 MPa;

η1 - hydraulsystems effektivitet, η1 = 0,85;

V = = 39,2 l/min.

Enligt beräkningen väljer vi pumpen NSh-40D.

10 Motorberäkning

Effekten som förbrukas för att driva pumpen bestäms av formeln:

N = ,(14)

där η12 är pumpens totala verkningsgrad, η12 = 0,92;

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

p är oljetrycket i hydraulcylindern, p = 3 MPa;

N = = 0,21 kW.

Enligt beräkningsdata, för att erhålla den erforderliga pumpprestanda, väljer vi elmotorn AOL2-11, med en rotationshastighet på n = 1000 min−1 och en effekt på N = 0,4 kW.

11 Beräkning av tån för böjning

Tasstårna kommer att uppleva det största böjmomentet vid en maximal belastning R = 200 kN. Eftersom det finns 6 tassar kommer ett finger att uppleva ett böjmoment från belastningen R = 200 / 6 = 33,3 kN (Figur 4).

Fingerlängd L = 100 mm = 0,1 m.

Böjspänning för cirkulär sektion:

σ = (15)

där M är böjmomentet;

d är fingerdiametern;

I den farliga delen kommer ögonblicket att vara

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

Figur 4 - Till beräkningen av fingret för böjning.

Fingret i dess tvärsnitt är en cirkel med diametern d = 40 mm = 0,04 m. Låt oss bestämma dess böjspänning:

σ = = 33,97 ∙ 106 Pa = 135,35 MPa

Styrka tillstånd: ≥ σböj.

För stål St 45 tillåten spänning = 280 MPa.

Hållfasthetsvillkoret är uppfyllt, eftersom den tillåtna böjspänningen är större än den faktiska.

De nödvändiga parametrarna för den hydrauliska cylindern beräknades. Enligt beräkningsdata installerades en hydraulcylinder med en kolvdiameter på 250 mm och en stångdiameter på 120 mm. Den verkande kraften på stången är 204 kN. Stammens tvärsnittsarea är 0,011 m2.

Beräkningen av staven för kompression visade att kompressionsspänningen är 18,5 MPa och mindre än de tillåtna 160 MPa.

Hållfasthetsberäkningen av svetsen utfördes. Den tillåtna spänningen är 56 MPa. Den faktiska spänningen som uppstår i svetsen är 50 MPa. Sömyta 0,004 m2.

Beräkningen av hydraulpumpens parametrar visade att pumpens prestanda borde vara mer än 39,2 l / min. Enligt beräkningen väljer vi pumpen NSh-40D.

Beräkningen av parametrarna för elmotorn utfördes. Baserat på beräkningsresultaten valdes en AOL2-11 elmotor med ett varvtal på n = 1000 min−1 och en effekt på N = 0,4 kW.

Beräkningen av tasstån för böjning visade att i den farliga sektionen blir böjmomentet Mb = 1,7 kN∙m. Böjspänning σ = 135,35 MPa, vilket är mindre än det tillåtna värdet = 280 MPa.

Koncept och struktur på tjänstemarknaden. Transporttjänster
Den breda termen "internationell handel" kan inte bara förstås som ett förhållande för försäljning av varor, utan också för tjänster. Tjänster är aktiviteter som direkt tillgodoser de personliga behoven hos medlemmar i samhället, hushållen, behoven hos olika typer av företag, föreningar, organisationer ...

Teknologisk process för motormontering
Montera cylinderblocket på stativet och kontrollera att oljekanalerna är täta. Brott mot täthet är inte tillåtet. Montera blocket men stativet för demontering - montering i horisontellt läge. Blås ut alla inre håligheter i cylinderblocket med tryckluft (pistol för att blåsa delar med tryckluft ...

Fastställande av utväxlingsförhållandena för överföringslådan
Det finns två växlar i överföringslådorna - hög och låg. Den högsta växeln är direkt och dess utväxling är 1. Utväxlingen för den lägre växeln bestäms utifrån följande förhållanden: - Från villkoret att övervinna den maximala stigningen: - Från villkoret för full användning av kopplingsmassan ...

Mer om direkt vattenförsörjningsmetod

Systemet kan organiseras på olika sätt. Det enklaste, men inte det mest framgångsrika, är alternativet där vatten tillförs från en brunn till konsumtionsställen utan ytterligare enheter. Detta schema innebär frekvent på- och avstängning av pumpen under drift. Även med en kort öppning av kranen kommer pumpanordningen att starta.

Alternativet för direkt vattenförsörjning kan användas i system med minimal förgrening av rörledningar, om det samtidigt inte är planerat att bo i byggnaden permanent. Vid beräkning av huvudparametrarna bör vissa funktioner beaktas. Först och främst handlar det om det genererade trycket. Med hjälp av en speciell kalkylator kan du snabbt göra beräkningar för att bestämma utloppstrycket.

Om huvuddragen i beräkningarna

Med permanent bostad och närvaron av ett stort antal vattenpunkter i byggnaden är det bäst att ordna ett system med en hydraulisk ackumulator, vilket gör det möjligt att minska antalet arbetscykler. Detta kommer att ha en positiv effekt på pumpens livslängd. Ett sådant schema är dock komplext i design och kräver installation av en extra kapacitans, så ibland är användningen opraktisk.

Dränkbar pumpanordning för en brunn

Med en förenklad version är ackumulatorn inte monterad. Styrreläet justeras så att suganordningen slås på när kranen öppnas och stängs av när den är stängd. På grund av bristen på extra utrustning är systemet mer ekonomiskt.

I ett sådant schema bör pumpen för brunnen:

• säkerställa en högkvalitativ vattenstigning direkt till den högsta punkten utan avbrott;
• övervinna utan onödiga svårigheter motståndet inuti rören som löper från brunnen till huvudpunkterna för konsumtion;
• skapa tryck på platserna för vattenintag, vilket gör det möjligt att använda olika VVS-armaturer;
• tillhandahålla åtminstone en liten driftsreserv så att brunnspumpen inte fungerar vid gränsen för dess kapacitet.

Med korrekta beräkningar kommer den köpta utrustningen att låta dig skapa ett pålitligt system som ger vattentillförsel direkt till vattenintagspunkterna. Det slutliga resultatet ges omedelbart i tre kvantiteter, eftersom någon av dem kan anges i den tekniska dokumentationen.

Spara tid: Utvalda artiklar varje vecka via post