Úlohy na výpočet parametrov čerpadiel

Výpočet prietoku a tlaku vody

Tabuľka výberu čerpadla studne.

Výber čerpacieho zariadenia by sa mal vykonať s prihliadnutím na očakávanú spotrebu vody na mieste a v dome:

• pre sprchu - 0,2-0,7 l / s;
• pre jacuzzi - 0,4-1,4 l / s;
• pre vaňu so štandardnými mixérmi - 0,3-1,1 l / s;
• pre drezy, drezy v kuchyni a kúpeľniach - 0,2-0,7 l / s;
• pre kohútiky s postrekovačmi - 0,15-0,5 l / s;
• pre toaletu - 0,1-0,4 l / s;
• pre bidet - 0,1-0,4 l / s;
• pre pisoár - 0,2-0,7 l / s;
• pre práčku - 0,2-0,7 l / s;
• pre umývačku riadu - 0,2-0,7 l / s;
• pre zavlažovacie kohútiky a systémy - 0,45-1,5 l / s.

Na výpočet tlaku je potrebné pamätať na to, že tlak v potrubí by mal byť 2-3 atmosféry a nadmerný výkon čerpadla by nemal presiahnuť 20 m. Napríklad hĺbka ponorenia je 10 m od úrovne zeme, potom sa vypočíta strata bude 3 m. V tomto prípade sa tlak vypočíta nasledovne: hĺbka studne + prívod vody po zvislej šachte + výška nad úrovňou terénu horného odberného miesta + pretlak + vypočítané straty. Pre tento príklad bude výpočet nasledovný: 15 + 1 + 5 + 25 + 3 = 49 m.

Pri sčítaní orientačnej spotreby za jednotku času treba brať do úvahy aj to, že sa súčasne otvorí 5-6 kohútikov alebo sa použije podobný počet odberných miest. Zohľadňuje sa počet obyvateľov, prítomnosť skleníkov na mieste, záhrada a ďalšie parametre. Bez týchto údajov nie je možný správny výber.

Časť 2. Konštrukčný výpočet odstredivého čerpadla. .osemnásť

1. Definícia
   rýchlostný faktor a typ
   čerpadlo 20

2. Definícia
   vonkajší priemer obežného kolesa
   D₂ 20

3. Definícia
   šírka obežného kolesa čerpadla na výstupe
   z čerpadla b₂……….20

4. Definícia
   zmenšený priemer vstupu do prac
   koleso D₁ 20

5. Definícia
   priemer hrdla obežného kolesa
   D_G 20

6. Voľba
   vstupný tlak šírky obežného kolesa
   pumpovať b₁ 21

7. Voľba
   uhly lopatky obežného kolesa
   pri východe

   a pri vchode
   21

8. Voľba
   počet lopatiek obežného kolesa a
   nastavenie uhla čepele

   a
   21

9. Stavebníctvo
   pre špirálové čerpadlo 22

2.10. Voľba
rozmery zmätku na vstupe do čerpadla a
výstupný difúzor

od
čerpadlo 23

2.11. Definícia
skutočný dizajn hlavy,
vyvinuté
navrhnutý
čerpadlo, (Nd_n)_R 23

Časť 4 Výpočet teoretickej krivky čerpadla 25

1. teoretické
   charakteristika hlavy čerpadla 26

2. teoretické
   charakteristika hydraulického čerpadla
   moc….27

3. teoretické
   charakteristika čerpadla podľa K.P.D 27

Otázky
na seminárnu prácu 31

Bibliografické
zoznam 32

cieľ,
obsah a podkladové údaje pre kurz
práca.

cieľ
kurzová práca sa navrhuje
hydraulika a hydraulický pohon

systémov
automobilové kvapalinové chladenie
motora.

Obsah
vypočítaná časť práce kurzu.

1. Hydraulické
   výpočet chladiaceho systému motora.

2. Konštruktívne
   výpočet odstredivého čerpadla.

3. Platba
   teoretické charakteristiky čerpadla.

Počiatočné
údaje o kurzoch.

1. Moc
   motor N_dv=
   120,
   kW.

2. zdieľam
   nabratý výkon motora
   chladenie

   = 0,18

3. Teploty
   chladiaca kvapalina (chladiaca kvapalina)
   na výstupe motora t₁
   =
   92, °С a na výstupe z radiátora t₂
   =
   67 °C.

4. Frekvencia
   rotácia obežného kolesa v čerpadle n
   = 510, ot./min.

5. Odhadovaný
   hlava čerpadla HP_n
   =
   1,45,
   m.

6. Odhadovaný
   strata tlaku v chladiacom zariadení
   motora
   =
   0,45,
   m.

7. Odhadovaný
   strata tlaku v chladiči

   =
   0,3,
   m.

8. Priemer
   (vnútorný) spodný rozdeľovač
   chladiace zariadenia motora d₁
   =
   40,
   mm.

9. Priemery
(vnútorné) rozdeľovače chladiča d₂
=
50 mm.
10.
Vnútorné priemery všetkých potrubí
hadice d₃
=
15,
mm.

11.
Celková dĺžka potrubí lokality
hydraulické vedenia, prvé v smere jazdy
od

motora
do radiátora L₁
=
0,7,
m.

12.
Celková dĺžka potrubí druhého
časť hydraulického vedenia L₂
=
1,5,
m.

POPIS
SYSTÉMY CHLADENIA MOTORA.

systém
chladenie motora pozostáva (obr. 1) z
odstredivé čerpadlo 1, prístroj
chladenie motora 2, chladič pre
prietok chladiacej kvapaliny
vzduch 3, tepelný ventil 4 a pripojenie
potrubia - hydraulické potrubia 5. Všetky
tieto prvky systému sú zahrnuté v
takzvaný "veľký" chladiaci kruh.
Nechýba ani „malý“ chladiaci okruh, kedy
chladiaca kvapalina nevstupuje do chladiča.
Dôvody, prečo mať aj „veľké“ a
sú zastúpené „malé“ chladiace kruhy
v špeciálnych disciplínach. kalkulácia
podlieha iba "veľkému" kruhu, ako
vypočítaná dráha pohybu chladenia
kvapalina (chladiaca kvapalina).

Zariadenie
chladenie motora pozostáva z "trička"
chladenie hlavy valcov
motor (2a), chladiace plášte
bočné steny valcov
motora (vo forme vertikálnych zdvihov
valcového tvaru, umiestnený
na dvoch stranách motora) (26) a dvoch
cylindrické zberače na zber
chladiaca kvapalina (2c). zastupovanie
chladiace plášte bočných stien
valce vo forme vertikálnych zdvihov
je podmienená, ale dostatočne blízko
do reality a
znázornenie príslušného prvku
chladiace zariadenia motora
by sa použili pri dirigovaní
hydraulický výpočtový systém
chladenie motora.

Radiátor
3 pozostáva z hornej (Za) a spodnej (36)
kolektory, zvislé potrubia
(Sv), po ktorom sa pohybuje chladiaca kvapalina
od horného potrubia po spodok.
Tepelný ventil (termostat) je
automatická škrtiaca klapka
zariadenie určené pre
zmeny v pohybe chladiacej kvapaliny resp
na
"veľké" alebo "malé" kruhy.
Zariadenia a princípy činnosti radiátora
a tepelný ventil (termostat).
v špeciálnych disciplínach.

chladiaca kvapalina
keď sa pohybuje vo „veľkom“ kruhu
ide nasledujúcim spôsobom:
odstredivé čerpadlo - chladiaci plášť
kryty valcov - zvislé zdvihy v
steny motora - spodné rozvody
chladiace zariadenia
motor - uzol spájajúci dva prúdy
- tepelný ventil - horný rozdeľovač
radiátor
- rúrky chladiča - spodné potrubie
radiátor - vstup do čerpadla. Pozdĺž cesty
množstvo „lokálnych“ odporov je prekonaných
vo forme náhlych expanzií alebo kontrakcií
prietok, 90° otáčky, ako aj
škrtiace zariadenie (tepelný ventil).

Všetko
hydraulické vedenia chladiaceho systému motora
vyrobené z technicky hladkého
potrubia a vnútorné priemery potrubí
v celom hydraulickom potrubí

sú rovnaké
a rovná sa d₃.
Úloha obsahuje aj hodnoty
spodné priemery potrubia
chladiace zariadenia motora d₁
a obidva rozvody chladiča d₂,
ako aj
dĺžka rozvodov radiátorov l_R=0,5
m.

chladiaca kvapalina
v chladiacom systéme motora
chladiaca kvapalina,
ktorý pri teplote +4 °C hustotu
je
=1080
kg/m3
a kinematika
viskozita

m2/s.
Môžu to byť nemrznúce kvapaliny,
"Tosol", "Lena", "Pride" alebo iné.

1 Parametre čerpadla.

smeny
je určené čerpadlo kondenzátu
nasledujúcim spôsobom:

,

;

tlak
vypočítané čerpadlo kondenzátu
podľa vzorca pre schému s odvzdušňovačom:

,

;

Hlava kondenzátu
čerpadlo sa vypočíta podľa vzorca pre
schémy bez odvzdušňovača:

,

;

Členovia zahrnutí v
údaje vzorca:

,
kde
je hustota čerpanej kvapaliny;

,
kde —
koeficient hydraulického odporu;

—
číslo
Reynolds;
zase rýchlosť tekutiny
vyjadrené ako:

,

;

Záležiac ​​na
získaná hodnota Reynoldsovho čísla
vypočítajte koeficient hydrauliky
odpor podľa nasledujúcich vzorcov:

a)
S hodnotou čísla
— režim laminárneho prúdenia:

;

b)
S hodnotou čísla

— režim turbulentného prúdenia:

—
pre hladké rúry

—
pre drsné
potrubia, kde

—
ekvivalentný priemer.

v)
S hodnotou čísla
—
plocha hydraulicky hladkých rúr:

Platba

sa vykonáva podľa Colebrookovho vzorca:

;

,

- rýchlosť
čerpaná kvapalina;

smeny
napájacie čerpadlo určené
nasledujúcim spôsobom:

,

;

Tlak živín
čerpadlo sa vypočíta podľa vzorca pre
schémy s odvzdušňovačom:

,

;

tlak
napájacie čerpadlo sa počíta podľa
vzorec pre okruh bez odvzdušňovača:

,

;

Výpočet čerpadla

Počiatočné údaje

Vykonajte potrebné výpočty a vyberte najlepšiu verziu čerpadla pre napájanie reaktora R-202/1 z nádrže E-37/1 za nasledujúcich podmienok:

Streda - Benzín

Prietok 8 m3/h

Tlak v nádrži je atmosférický

Tlak v reaktore 0,06 MPa

Teplota 25 °C

· Geometrické rozmery, m: z₁=4; z₂ = 6; L = 10

Stanovenie fyzikálnych parametrov čerpanej kvapaliny

Hustota benzínu pri teplote:

Miesto pre vzorec.

o

Touto cestou

Kinematická viskozita:

Dynamická viskozita:

Pass

Tlak nasýtenej pary:

Určenie požadovanej hlavy čerpadla

a) Určenie geometrickej výšky stúpania kvapaliny (rozdiel medzi hladinami kvapaliny na výstupe a vstupe do nádrže, berúc do úvahy prekonanie výšky reaktora):

(26)

kde Z1 je hladina kvapaliny v nádrži E-37/1, m

Z2 je hladina kvapaliny v kolóne R-202, m

b) Stanovenie tlakových strát na prekonanie tlakového rozdielu v prijímacej a tlakovej nádrži:

(27)

kde Pn je absolútny výtlačný tlak (prebytok) v nádrži E-37/1, Pa;

Pv je absolútny sací tlak (prebytok) v reaktore R-202/1, Pa

c) Stanovenie priemerov potrubí v sacích a výtlačných cestách

Nastavíme odporúčanú rýchlosť pohybu tekutiny:

Vo výtlačnom potrubí je rýchlosť vstrekovania Wн = 0,75 m/s

V sacom potrubí je sacia rýchlosť Wb = 0,5 m/s

Priemery potrubí vyjadrujeme zo vzorcov pre prietok tekutiny:

(28)

(29)

Kde:

(30)

(31)

kde d je priemer potrubia, m

Q je prietok čerpanej kvapaliny, m3/s

W je rýchlosť prietoku tekutiny, m/s

Pre ďalší výpočet priemerov je potrebné vyjadriť prietok Q v m3/s. Za týmto účelom vydeľte daný prietok v hodinách 3600 sekundami. Dostaneme:

Podľa GOST 8732-78 vyberáme potrubia najbližšie k týmto hodnotám.

Pre priemer sacieho potrubia (108 5,0) 10-3 m

Pre priemer výtlačného potrubia (108 5,0) 10-3 m

Prietok tekutiny špecifikujeme podľa štandardných vnútorných priemerov potrubí:

(32)

Kde - vnútorný priemer potrubia, m;

- vonkajší priemer potrubia, m;

— hrúbka steny potrubia, m

Skutočné prietoky tekutín sú určené z výrazov (28) a (29):

Porovnávame skutočné prietoky tekutín s uvedenými:

d) Stanovenie režimu prúdenia tekutiny v potrubiach (Reynoldsove čísla)

Reynoldsovo kritérium je určené vzorcom:

(33)

Kde Re je Reynoldsovo číslo

W je rýchlosť prúdenia tekutiny, m/s; — vnútorný priemer potrubia, m; — kinematická viskozita, m2/s

Sacie potrubie:

Vypúšťacie potrubie:

Keďže Re číslo v oboch prípadoch presahuje hodnotu zóny prechodu z laminárneho režimu prúdenia tekutiny do turbulentného, ​​rovnajúcu sa 10000, znamená to, že potrubia majú vyvinutý turbulentný režim.

e) Stanovenie koeficientu odporu trenia

Pre turbulentný režim je koeficient odporu trenia určený vzorcom:

(34)

Pre sacie potrubie:

Pre výtlačné potrubie:

f) Stanovenie miestnych koeficientov odporu

Sacie potrubie obsahuje dva priechodné ventily a 90-stupňové koleno. Pre tieto prvky podľa referenčnej literatúry nájdeme koeficienty lokálneho odporu: pre priechodný ventil, pre koleno s otočením o 90 stupňov,. Ak vezmeme do úvahy odpor, ktorý vzniká pri vstupe tekutiny do čerpadla, súčet koeficientov miestneho odporu v sacom trakte sa bude rovnať:

(35)

Vo výtlačnom potrubí sú umiestnené tieto prvky: 3 priechodné ventily, spätný ventil \u003d 2, membrána, výmenník tepla, 3 kolená s otočením o 90 stupňov. Ak vezmeme do úvahy odpor, ktorý vzniká, keď kvapalina opúšťa čerpadlo, súčet koeficientov miestneho odporu vo výtlačnej ceste sa rovná:

g) Stanovenie tlakových strát na prekonanie trecích síl a lokálnych odporov v sacom a výtlačnom potrubí

Používame vzorec Darcy-Weisbach:

(37)

kde DN je tlaková strata na prekonanie trecích síl, m

L je skutočná dĺžka potrubia, m

d je vnútorný priemer potrubia, m

- súčet miestnych odporov na uvažovanej ceste

Hydraulický odpor v sacom potrubí:

Hydraulický odpor vo výtlačnom potrubí:

i) Určenie požadovanej dopravnej výšky čerpadla

Potrebný tlak sa určí sčítaním vypočítaných zložiek, a to geometrického rozdielu hladín v peci a v kolóne, strát na prekonanie rozdielu tlakov v peci a v kolóne, ako aj miestnych hydraulických odporov v saní. a výtlačné potrubia plus 5 % za nezapočítané straty.

(40)

Parametre 2 krokov.

Multiwheel
odstredivé čerpadlá fungujú s
konzistentné
alebo paralelný
pripojenie obežných kolies (pozri obr. 5
vľavo a vpravo).

Čerpadlá
so sériovým pripojením pracovníkov
kolesá sú tzv viacstupňový.
Hlava takéhoto čerpadla sa rovná súčtu hláv
jednotlivé stupne a prietok čerpadla
sa rovná prísunu jednej fázy:

;
;

kde
–
počet krokov;

,

;

Čerpadlá
s paralelným pripojením kolies je akceptované
zvážiť viacvláknové.
Hlava takéhoto čerpadla sa rovná hlave jedného
krokov a posuv sa rovná súčtu posuvov
jednotlivé elementárne čerpadlá:

; ;

kde

— číslo
tokov (pre lodné čerpadlá je akceptované
nie viac ako dva).

Počet krokov
obmedzený na maximálny tlak
vytvorené jednou fázou (zvyčajne nie
presahuje 1000 J/kg).

Definujeme
kritický
kavitačná energetická rezerva
bez
odvzdušňovač

pre
napájacie čerpadlo:

;

pre kondenzát
čerpadlo:

;

Kritické
kavitačná energetická rezerva s
odvzdušňovač

pre výživu
čerpadlo:

;

pre kondenzát
čerpadlo:

;

kde

je tlak nasýtenia kvapaliny pri
nastavená teplota;
— hydraulické straty sacieho potrubia;


— koeficient
rezerva,
ktorý je akceptovaný
.

;

;

—
rýchlostný faktor
čerpadlo (pozri obr. 7);

alebo

- resp
pre studenú sladkú a morskú vodu;

Koeficient
rezerva
je zvolený tak
aké sú zložky jeho práce
uspokojiť grafické závislosti

a.
Výsledná hodnota tohto koeficientu
bude objasnený pri zistení vypočítaného
pomerov ďalej podľa navrhovaného
metodiky. (Upozorňujeme, že navrhovaný
obrázky 6 a 7 grafické závislosti
sú prevažne nutričné
čerpadlá, aby v prípade poruchy
stanoviť podmienky pre výživu
čerpadlá, povoľujeme zvýšenie vo finále
limitná hodnota koeficientu
rezerva na hodnotu, ktorá
by nakoniec uspokojil a
).

Ďalej
definovať maximálne
povolená rýchlosť
obežné koleso:

,
kde

—
kavitácia
rýchlostný faktor,
ktorý sa vyberá na základe účelu
čerpadlo:

—
pre
tlakové a požiarne čerpadlo;

-pre
napájacie čerpadlo;

—
pre
napájacie čerpadlo s posilňovačom
krok;

—
pre
čerpadlo na kondenzát;

—
pre
čerpadlo s vopred skonštruovaným axiálnym kolesom;

Poďme definovať
pracovné
rýchlosť otáčania
kolesá pumpy:

,
kde

—
koeficient
rýchlosť,
s nasledujúcimi hodnotami:

—
pre
tlakové a požiarne čerpadlo;

—
pre
napájacie čerpadlo s posilňovacím stupňom;

—
pre
napájacie čerpadlo;

—
pre
čerpadlo na kondenzát;

Podmienka
správna voľba koeficientu
rýchlosť: harmonizácia
rýchlosti otáčania nerovnomernosťou
(a
nie
treba brať menej ako 50).

Odhadovaný
smeny
kolesá nájdete podľa výrazu:

,
kde
—
objemová účinnosť, ktorá sa prejavuje ako:

,
kde

—
berie do úvahy prietok kvapaliny cez
predné tesnenie;

Teoretické
tlak
sa nachádza podľa vzorca:

,

kde
— hydraulické
efektívnosť, ktorý
definovaný ako:

,
kde

—
znížený
priemer
vstup do obežného kolesa; prijatý(pozri obr. 8). Poznámka
že dochádza k hydraulickým stratám
v dôsledku prítomnosti trenia v kanáloch toku
časti.

Mechanický
efektívnosť
nájsť podľa vzorca:

,

kde
zohľadňuje straty
trecia energia vonkajšieho povrchu
kolesá na čerpanej kvapaline
(trenie disku):

;

—
zohľadňuje straty energie v dôsledku trenia v
ložiská a upchávky
čerpadlo.

generál
efektívnosť čerpadlo
definovaný ako:

;

Výkonnosť lodí
sa nachádzajú odstredivé čerpadlá
od 0,55 do 0,75.

Spotrebované
moc
čerpadlo a maximálne
moc
pri preťaženiach resp
definovaný ako:

;

;

3.1 Hydraulický výpočet dlhého jednoduchého potrubia

Zvážte dlhé potrubia, t.j.
tie, v ktorých tlaková strata na
prekonávanie miestneho odporu
zanedbateľné v porovnaní s
strata hlavy pozdĺž dĺžky.

Pre hydraulický výpočet používame
vzorec ( ), na určenie strát
tlak po celej dĺžke potrubia

Prast
dlhé potrubie je
potrubie s konštantným priemerom
potrubia pracujúce pod tlakom H (obr
6.5).

Obrázok 6.5

Na výpočet jednoduchého dlhého potrubia
s konštantným priemerom, píšte
Bernoulliho rovnica pre sekcie 1-1 a 2-2

.

Rýchlosť ₁=₂=0,
a tlakP₁=P₂=P_pri,potom Bernoulliho rovnica pre tieto
podmienky budú mať formu

.

Preto všetok tlak Hvynaložené na prekonanie hydrauliky
odpor po celej dĺžke potrubia.
Keďže máme hydraulicky dl
potrubné, teda zanedbávajúc miestne
strata hlavy, dostaneme

.
(6.22)

Ale podľa vzorca (6.1)

,

kde

Teda tlak

(6.24)

Výpočet parametrov hydraulického čerpadla

Pre bezpečnú prevádzku hydraulického vedenia akceptujeme štandardný tlak 3 MPa. Vypočítajme parametre hydraulického pohonu pri akceptovanej hodnote tlaku.

Výkon hydraulických čerpadiel sa vypočíta podľa vzorca

V = ,(13)

kde Q je požadovaná sila na tyč, Q = 200 kN;

L je dĺžka pracovného zdvihu piestu hydraulického valca, L = 0,5 m;

t je čas pracovného zdvihu piestu hydraulického valca, t = 0,1 min;

p je tlak oleja v hydraulickom valci, p = 3 MPa;

η1 - účinnosť hydraulického systému, η1 = 0,85;

V = = 39,2 l/min.

Podľa výpočtu vyberieme čerpadlo NSh-40D.

10 Výpočet motora

Výkon spotrebovaný na pohon čerpadla je určený vzorcom:

N = ,(14)

kde η12 je celková účinnosť čerpadla, η12 = 0,92;

V – výkon hydraulického čerpadla, V = 40 l/min;

p je tlak oleja v hydraulickom valci, p = 3 MPa;

N = = 0,21 kW.

Podľa výpočtových údajov pre získanie požadovaného výkonu čerpadla zvolíme elektromotor AOL2-11 s otáčkami n = 1000 min−1 a výkonom N = 0,4 kW.

11 Výpočet palca na ohýbanie

Prsty labky zažijú najväčší ohybový moment pri maximálnom zaťažení R = 200 kN. Pretože existuje 6 labiek, jeden prst zažije ohybový moment od zaťaženia R = 200 / 6 = 33,3 kN (obrázok 4).

Dĺžka prsta L = 100 mm = 0,1 m.

Namáhanie v ohybe pre kruhový prierez:

σ = (15)

kde M je ohybový moment;

d je priemer prsta;

V nebezpečnom úseku bude chvíľa

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

Obrázok 4 - K výpočtu prsta na ohýbanie.

Prst je v jeho priereze kružnica s priemerom d = 40 mm = 0,04 m. Určme jeho ohybové napätie:

σ = = 33,97 ∙ 106 Pa = 135,35 MPa

Pevnosť: ohyb ≥ σ.

Pre oceľ St 45 prípustné napätie = 280 MPa.

Podmienka pevnosti je splnená, pretože dovolené napätie v ohybe je väčšie ako skutočné.

Vypočítali sa potrebné parametre hydraulického valca. Podľa výpočtových údajov bol inštalovaný hydraulický valec s priemerom piestu 250 mm a priemerom tyče 120 mm. Pôsobiaca sila na tyč je 204 kN. Plocha prierezu stonky je 0,011 m2.

Výpočet tyče na stlačenie ukázal, že tlakové napätie je 18,5 MPa a menšie ako prípustných 160 MPa.

Uskutočnil sa pevnostný výpočet zvaru. Dovolené napätie je 56 MPa. Skutočné napätie, ktoré vzniká vo zvare je 50 MPa. Plocha švu 0,004 m2.

Výpočet parametrov hydraulického čerpadla ukázal, že výkon čerpadla by mal byť viac ako 39,2 l / min. Podľa výpočtu vyberieme čerpadlo NSh-40D.

Uskutočnil sa výpočet parametrov elektromotora. Na základe výsledkov výpočtu bol vybraný elektromotor AOL2-11 s rýchlosťou otáčania n = 1000 min−1 a výkonom N = 0,4 kW.

Výpočet palca labky pre ohyb ukázal, že v nebezpečnom úseku bude ohybový moment Mb = 1,7 kN∙m. Napätie v ohybe σ = 135,35 MPa, čo je menšie ako prípustné = 280 MPa.

Pojmy a štruktúra trhu služieb. Dopravné služby
Široký pojem „medzinárodný obchod“ možno chápať nielen ako vzťah na predaj tovaru, ale aj služieb. Služby sú činnosti, ktoré priamo uspokojujú osobné potreby členov spoločnosti, domácností, potreby rôznych druhov podnikov, združení, organizácií...

Technologický postup montáže motora
Nainštalujte blok valca na stojan a skontrolujte tesnosť olejových kanálov. Porušenie tesnosti nie je povolené. Nainštalujte blok, ale stojan na demontáž - montáž vo vodorovnej polohe. Vyfúknite všetky vnútorné dutiny bloku valcov stlačeným vzduchom (pištoľ na prefukovanie dielov stlačeným vzduchom ...

Určenie prevodových pomerov prevodovej skrine
V prevodových skriniach sú dva prevody - vysoký a nízky. Najvyšší prevodový stupeň je priamy a jeho prevodový pomer je 1. Prevodový pomer nižšieho prevodového stupňa sa určuje z nasledujúcich podmienok: - Z podmienky prekonania maximálneho stúpania: - Z podmienky plného využitia hmoty spojky ...

Viac o metóde priameho zásobovania vodou

Systém môže byť organizovaný rôznymi spôsobmi. Najjednoduchšia, ale nie najúspešnejšia, je možnosť, pri ktorej sa voda dodáva zo studne na miesta spotreby bez ďalších zariadení. Táto schéma predpokladá časté zapínanie a vypínanie čerpadla počas prevádzky. Aj pri krátkom otvorení kohútika sa spustí čerpacie zariadenie.

Možnosť priameho zásobovania vodou je možné použiť v systémoch s minimálnym rozvetvením potrubí, ak sa zároveň neplánuje trvalé bývanie v budove. Pri výpočte hlavných parametrov by sa mali brať do úvahy niektoré funkcie. V prvom rade ide o vytvorený tlak. Pomocou špeciálnej kalkulačky môžete rýchlo vykonať výpočty na určenie výstupného tlaku.

O hlavných črtách výpočtov

S trvalým pobytom a prítomnosťou veľkého počtu vodných bodov v budove je najlepšie usporiadať systém s hydraulickým akumulátorom, ktorý umožňuje znížiť počet pracovných cyklov. To bude mať pozitívny vplyv na životnosť čerpadla. Takáto schéma je však zložitá v dizajne a vyžaduje inštaláciu dodatočnej kapacity, takže jej použitie je niekedy nepraktické.

Zariadenie ponorného čerpadla do studne

Pri zjednodušenej verzii nie je akumulátor namontovaný. Riadiace relé je nastavené tak, že sacie zariadenie je zapnuté pri otvorení kohútika a vypnuté pri zatvorení. Kvôli nedostatku doplnkového vybavenia je systém hospodárnejší.

V takejto schéme by čerpadlo pre studňu malo:

• zabezpečiť kvalitný vzostup vody priamo do najvyššieho bodu bez akéhokoľvek prerušenia;
• prekonať bez zbytočných ťažkostí odpor vo vnútri potrubí, ktoré vedú od studne k hlavným miestam spotreby;
• vytvárať tlak v miestach prívodu vody, čo umožňuje použitie rôznych inštalatérskych zariadení;
• zabezpečiť aspoň malú prevádzkovú rezervu, aby studňové čerpadlo nefungovalo na hranici svojich možností.

Pri správnych výpočtoch vám zakúpené zariadenie umožní vytvoriť spoľahlivý systém, ktorý zabezpečuje dodávku vody priamo do miest príjmu vody. Konečný výsledok sa vydáva okamžite v troch množstvách, pretože ktorýkoľvek z nich môže byť uvedený v technickej dokumentácii.

Ušetrite čas: Odporúčané články každý týždeň poštou