Лабораторная работа № 1. Испытание и наладка сложной вентиляционной сети

ЛАБОРАТОРНАЯ РАБОТА № 1

ИСПЫТАНИЕ И НАЛАДКА СЛОЖНОЙ ВЕНТИЛЯЦИОННОЙ СЕТИ

1 НАЗНАЧЕНИЕ РАБОТЫ

Любая приточная или вытяжная вентиляционная сеть состоит из магистрального воздуховода и боковых ответвлений. Чем больше последних, тем сложнее вентиляционная сеть, тем труднее регулировать количество воздуха в ее ветвях.

Эффективность промышленной вентиляции выясняется на основании испытаний вентиляционных систем, которыми устанавливаются: конфигурация и линейные размеры сети воздуховодов; количества воздуха, проходящего во всех ответвлениях и участках сети; величины подсосов и утечек воздуха; распределение давлений воздуха по магистральному воздуховоду.

По данным испытаний делается заключение о соответствии действующих вентиляционных сетей проектным решениям, а также выводы о необходимости их наладки и регулирования. Испытание и регулирование вентиляционных сетей являются одними из основных производственных операций работников службы вентиляции.

Настоящая работа имеет целью ознакомление с методами и оборудованием, применяемыми при испытании и наладке вентиляционных сетей, изучение аэродинамических свойств и особенностей последних, а также проведение испытания и наладки сетей на моделирующей установке.

2 ИСПЫТАНИН ВЕНТИЛЯЦИОННОЙ СИСТЕМЫ

2.1 Теоретические основы работы

При испытаниях вентиляционных систем проверяется соответствие проекту объемов воздуха, проходящего через различные участки сети воздуховодов.

Расход воздуха L, м3/ч в воздуховоде определяется по формуле

(2.1.1)

где – площадь сечения воздуховода, м;

– средняя скорость воздушного потока, м/с.

Средняя скорость воздуха определяется из уравнения

(2.1.2)

где – коэффициент поля скоростей; он учитывает неравномерность распределения скоростей воздуха в поперечном сечении воздуховода, определяется опытным путем и для небольших по диаметру круглых и гладких воздуховодов принимается равным 0,9-0,95; для промышленных воздуховодов ;

– максимальная скорость воздушного потока на оси воздуховода, м/с.

Максимальная скорость воздушного потока определяется по формуле

(2.1.3)

где – измеренная величина динамического давления на оси воздуховода. Па;

– плотность воздуха, кг/м3.

Динамическое давление в мм. накл. ст. измеряют с помощью воздухомерной трубки в сочетании с микроманометром (рис.2.1.1).

Рисунок 2.1.1 – Схема устройства а) – воздухомерной трубки и б) – диафрагмы: 1 – воздухомерная трубка; 2 – микроманометр; 3 – боковой отвод; 4 – съемный наконечник; 5 – диафрагма.

2.2 Описание лабораторной установки

Лабораторная установка представляет собой комплекс из вентиляционной сети с магистральным воздуховодом I (рис.2.2.1) и девятью боковыми отводами 2, вентилятора 5 и группы приборов для измерения расходов и давления воздуха.

Рисунок 2.2.1 – Схема установки по исследованию свойств вентиляционных сетей:

1 – магистральный воздуховод; 2 – боковой отвод; 3, 4 – воздухомерные трубки; 5 – вентилятор; 6 – регулятор напряжения; 7 – патрубки статического давления; 8 – резиновые шланги; 9 – штуцеры; 10 – измерительный щит; 11 – микроманометр.

В установке используются: воздухомерные трубки 3 в сочетании с микроманометром 2 для измерения расходов воздуха в ответвлениях; воздухомерная трубка 4 для контроля общего количества воздуха в сети; регулятор напряжения для изменения режима работы вентилятора; патрубки 7 для измерения статического давления по длине магистрального воздуховода; измерительный щит 10 для удобства измерения давлений воздуха; резиновые шланги 8 для передачи давлений воздуха от трубок 3, 4, 7 к щиту 10.

2.3 Порядок измерения

2.3.1 Измеряется температура воздуха и барометрическое давление в помещении.

2.3.2 Микроманометр выводится по уровням в горизонтальное положение, уровень спирта в наклонной трубке устанавливается на нулевое деление.

2.3.3 Измеряется максимальное динамическое давление на общем участке сети, для чего микроманометр подключается к воздухомерной трубке 4 (рис.2.2.1) по схеме (рис.2.1.1 а)

2.3.4 Определяется максимальная скорость воздуха по формуле (2.1.3), средняя скорость воздуха по формуле (2.1.2) на общем участке сети и общее для вентиляционной системы количество воздуха по формуле (2.1.1).

2.3.5 Измеряются динамические давления, рассчитываются скорости и расходы воздуха в отводах системы аналогично предыдущему измерению и расчетам.

2.3.6 Результаты замеров и расчетов заносятся в табл. 2.3.1.

2.3.7 Расход воздуха каждым отводом выражается в процентах от . Строится график распределения количеств воздуха по боковым ветвям (рис. 2.3.3 а).

2.3.8 Подключив микроманометр к трубкам статического давления 7 (рис.2.2.1) измеряются статические давления на участках магистрального воздуховода. Результаты заносятся в табл. 2.3.1 и используются для построения диаграммы статического давления (рис.2.3.3 б).

2.3.9. По данным табл. 2.3.1 на рис. 2.3.3 б строятся также диаграммы полного и динамического давлений.

Таблица 2.3.1. – Результаты испытания вентиляционной сети

Параметры воздуха в помещении

Параметры общего участка сети

Параметры бокового отвода

Давление в магистральном воздуховоде

Температура t, оС

Барометрическое давление Рб, мм. рт. ст.

Плотность ρ, кг/м3

Скорость воздуха, м/с

Общий расход воздуха Lобщ, м3/ч

Расход воздуха Lот, м3/ч

Отношение Lот / Lобщ, %

Номер статической трубки

Рисунок 2.3.3 – диаграммы: а) – распределения воздуха по боковым отводам; б) – распределение статического давления Рст давления по длине магистрального воздуховода;

1 – 9 – номера боковых отводов; 10 – 27 – номера трубок статического давления.

3 РЕГУЛИРОВАНИЕ ВЕНТИЛЯЦИОННОЙ СИСТЕМЫ

В процессе эксплуатации отдельные участки вентиляционной сети могут быть заменены воздуховодами иного диаметра, что приводит к изменению расходов воздуха как в реконструируемой ветви, так и во всех других. Усовершенствование технологии часто требует иных, по сравнению с проектными, количеств воздуха в боковых отводах. В том и другом случае необходима регулировка вентиляционной сети по воздуху.

Регулировка обычно производится изменением (увеличением или уменьшением) величины аэродинамического сопротивления регулирующих устройств (задвижек, дроссель-клапанов, диафрагм), устанавливаемых в боковых отводах.

Как следует из рис. 2.3.3 а, естественное нерегулируемое распределение количеств воздуха в боковых ветвях крайне неравномерное: большая часть его проходит по четырем ветвям, ближайшим к вентилятору. Очевидно, для перераспределения воздуха необходимо во всех ветвях, кроме самой дальней от вентилятора, установить диафрагмы.

Предположим, что следует обеспечить равномерные количества воздуха во всех боковых ветвях. Тогда необходимо произвести в следующем порядке регулировку вентиляционной системы.

3.1.Имея общее для сети количество воздуха (табл. 2.3.1) и число боковых отводов n, определяем среднее для бокового отвода количество воздуха путем деления на n.

3.2.Делаются расчеты необходимого проходного сечения диафрагм. Расчет заключается в следующем.

Сначала вычерчивается схема вентиляционной сети и затем по заданным расходам воздуха и линейным параметрам участков сети определяется потеря давления в каждой точке соединения магистрального воздуховода с боковым отводом. Затем определяется величина избыточного давления ΔР в Па, которое необходимо погасить в данном ответвлении при помощи диафрагмы, т. е.

(3.1)

где – замеренная величина статического давления в точке соединения магистрального воздуховода с данным ответвлением, Па;

– потеря давления в данном ответвлении. Па.

Приняв расход воздуха в каждом ответвлении одинаковым и равным , потери давления в каждом ответвлении будут одинаковы и определяются по формуле

(3.2)

где – коэффициент трения: для приближенных расчетов принимают равным 0,015;

и – длина и диаметр ответвления, м;

– коэффициент местного сопротивления при входе в ответвление; для расчета принимается ;

– средняя скорость воздуха в ответвлении, м/с.

Значение средней скорости определяется из выражения

(3.3)

где – площадь поперечного сечения ответвления, м2 .

Коэффициент местного сопротивления (КМС) диафрагмы определяется по формуле

(3.4)

В соответствии с полученным значением , по табл.3.1 находится отношение площади отверстия в диафрагме к площади ответвления , т. е.

(3.5)

Так как диаметр отвода известен, искомый диаметр отверстия диафрагмы в м будет:

(3.6)

Расчет .сводится в табл. 3.2 .

3.3 Выбирается диафрагма с расчетными диаметрами и устанавливается в соответствующем отводе.

3.4 Проводятся контрольные испытания вентиляционной сети.

3.5 На имеющихся графиках (рис.2.3.3а и 2.3.36) строятся кривые распределения расходов в отводах и давлений воздуха в магистральном воздуховоде.

Таблица 3.1 – Зависимость КМС диафрагмы от отношения площади сечений диафрагмы и бокового отвода

Методические указания по выполнению лабораторных работ по дисциплине «Кондиционирование воздуха и холодоснабжение» студентами специальности 290700 «Теплогазоснабжение и вентиляция»

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

«РОСТОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ СТРОИТЕЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Утверждено на заседании кафедры

по дисциплине «Кондиционирование воздуха

и холодоснабжение» студентами специальности

290700 «Теплогазоснабжение и вентиляция»

УДК 697.536

Методические указания по выполнению лабораторных работ по дисциплине «Кондиционирование воздуха и холодоснабжение» студентами специальности 290700 «Теплогазоснабжение и вентиляция».

Ростов н/Д: Рост. гос. строит. ун-т, 2011. – 29 с.

Содержатся теоретические сведения, схема лабораторной установки и пояснения по выполнению лабораторных работ.

Составители: канд. техн. наук

Редактор

Темплан 2011 г., поз.

Подписано в печать 29.03.11. Формат 60×84 1/16.

Бумага писчая. Ризограф. Уч.-изд. л. 1,2 .

Тираж 100 экз. Заказ

Редакционно-издательский центр Ростовского государственного

строительный университет, 2011

1. Теоретические сведения

1.1. Схема компрессионного цикла охлаждения

Наиболее обширный класс холодильных машин базируется на компрессионном цикле охлаждения, основными конструктивными элементами которого являются – компрессор, испаритель, конденсатор и регулятор потока (капиллярная трубка), соединенные трубопроводами и представляющие собой замкнутую систему, в которой циркуляцию хладагента (фреона) осуществляет компрессор. Кроме обеспечения циркуляции, компрессор поддерживает в конденсаторе (на линии нагнетания) высокое давление, порядка 20-23 атм.

Охлаждение в холодильной машине обеспечивается непрерывной циркуляцией, кипением и конденсацией хладагента в замкнутой системе. Кипение хладагента происходит при низких давлении и температуре, а конденсация при высоком давлении и температуре. Принципиальная схема компрессионного цикл охлаждения показана на рис. 1.

Начнем рассмотрение работы цикла с выхода испарителя (участок 1-1). Здесь хладагент находится в парообразном состоянии, с низким давлением и температурой.

Парообразный хладагент всасывается компрессором, который повышает его давление до 15-20 атм и температуру до 70-90о С (участок 2-2).

Далее в конденсаторе горячий парообразный хладагент охлаждается и конденсируется, т. е. переходит в жидкую фазу. Конденсатор может быть либо с воздушным, либо с водяным охлаждением, в зависимости от типа холодильной системы.

На выходе из конденсатора (точка 3) хладагент находится в жидком состоянии при высоком давлении. Размеры конденсатора выбираются таким образом, чтобы газ полностью сконденсировался внутри конденсатора. Поэтому температура жидкости на выходе из конденсатора оказывается несколько ниже температуры конденсации. Переохлаждение в конденсаторах с воздушным охлаждением обычно составляет примерно 4-7 о С.

При этом температура конденсации примерно на 10-20о С выше температуры окружающего воздуха.

Затем хладагент в жидкой фазе при высокой температуре и давлении поступает в регулятор потока, где давление смеси резко уменьшается, часть жидкости при этом может испариться, переходя в парообразную фазу. Таким образом, в испаритель попадает смесь пара и жидкости (точка 4). Жидкость кипит в испарителе, отбирая тепло от окружающего воздуха и вновь переходит парообразное состояние.

Размеры испарителя выбираются таким образом, чтобы жидкость полностью испарилась внутри испарителя. Поэтому температура на выходе из испарителя оказывается выше температуры кипения, происходит так называемый перегрев хладагента в испарителе. В этом случае даже самые маленькие капли хладагента испаряются, и в компрессор не попадает жидкость. Следует отметить, что в случае попадания жидкого хладагента в компрессор, так называемого “гидравлического удара”, возможны повреждения и поломки клапанов и других деталей компрессора.

Для конденсаторов с воздушным охлаждением величина перегрева 5-8о С. Перегретый пар выходит из испарителя (точка 1), и цикл возобновляется. Таким образом, хладагент постоянно циркулирует по замкнутому контуру, меняя свое агрегатное состояние с жидкого на парообразное, и наоборот.

Все компрессионные циклы холодильных машин, включают два определенных уровня давления. Граница между ними проходит через нагнетательный клапан на выходе компрессора, с одной стороны, и выход из регулятора потока (из капиллярной трубки) — с другой.

Нагнетательный клапан компрессора и выходное отверстие регулятора потока являются разделительными точками между сторонами высокого и низкого давления в холодильной машине. На стороне высокого давления находятся все элементы, работающие при давлении конденсации.

Несмотря на то, что существует много типов компрессионных – холодильных машин, принципиальная схема цикла в них практически одинакова.

1.1.1. Теоретический цикл охлаждения

Цикл охлаждения можно представить графически в виде диаграммы зависимости абсолютного давления и теплосодержания. На диаграмме (рис. 2) представлена характерная кривая насыщения хладагента.

Левая часть кривой соответствует состоянию насыщения жидкости, правая – состоянию насыщения пара. Две кривые соединяются в центре в так называемой “критической точке ”, где хладагент может находиться как в жидком, так и в парообразном состоянии. Зоны слева и справа от кривой соответствуют переохлажденной жидкости и перегретому пару. Внутри кривой линии помещается зона, соответствующая состоянию смеси жидкости и пара.

Рассмотрим схему теоретического (идеального) цикла охлаждения с тем, чтобы лучше понять действующие факторы (рис. 3).

Рассмотрим наиболее характерные процессы, происходящие в компрессионном цикле охлаждения.

Сжатие пара в компрессоре

Холодный парообразный насыщенный хладагент поступает в компрессор (точка C’). В процессе сжатия повышаются его давление и температура (точка D). Теплосодержание также повышается на величину, определяемую отрезком HC’ — HD, то есть проекция линии C’ — D на горизонтальную ось.

В конце цикла сжатия (точка D) горячий пар поступает в конденсатор, где начинается его конденсация и переход из состояния горячего пара в состояние горячей жидкости. Этот переход в новое состояние переходит при постоянном давлении и температуре. Следует отметить, что, хотя температура смеси остается практически неизменной, теплосодержание изменяется за счет отвода тепла от конденсатора и превращения пара в жидкость, поэтому он отображается на диаграмме в виде прямой, параллельной горизонтальной оси.

Процесс в конденсаторе происходит в три стадии: снятие перегрева (D — Е), собственно конденсация (Е — А) и переохлаждение жидкости.

Рассмотрим кратко каждый этап.

Это первая фаза, происходящая в конденсаторе, в течение которой температура охлаждаемого пара снижается до температуры насыщения или конденсации. На этом этапе происходит лишь отбор излишнего тепла и не происходит изменение агрегатного состояния. На этом участке снимается примерно 10 – 20 % общего теплосъема в конденсаторе.

Конденсация (Е — А)

Температура конденсации охлаждаемого пара и образующейся жидкости сохраняется постоянной на всем протяжении всей этой фазы. Происходит изменение агрегатного состояния хладагента с переходом насыщенного пара в состояние насыщенной жидкости. На этом участке снимается 60—80% тепла.

На этой фазе хладагент, находящийся в жидком состоянии, подвергается дальнейшему охлаждению, в результате чего его температура понижается. Получается переохлажденная жидкость (по отношению к состоянию насыщенного пара) без изменения агрегатного состояния.

Переохлаждение хладагента дает значительные энергетические преимущества: при нормальном функционировании понижение температуры хладагента на один градус соответствует повышению мощности холодильной машины на 1% при том же уровне энергопотребления.

Количество тепла, выделяемого в конденсаторе

Участок D — А’ соответствует изменению теплосодержания хладагента в конденсаторе и характеризует количества тепла, выделяемого в конденсаторе.

Переохлажденная жидкость с параметрами в точке A’ поступает на регулятор потока (капиллярную трубку или терморегулирующий расширительный вентиль), где происходит резкое снижение давления. Если давление за регулятором потока становится достаточно низким, то кипение хладагента может происходить непосредственно за регулятором, достигая параметров точки В.

Испарение жидкости в испарителе (В’ — С)

Смесь жидкости и пара (в очке B’) поступает в испаритель, где она поглощает тепло от окружающей среды (потока воздуха) и переходит полностью в парообразное состояние (точка С).

Процесс идет при постоянной температуре, но с увеличением теплосодержания.

Как уже говорилось выше, парообразный хладагент перегревается на выходе испарителя. Главная задача фазы перегрева (С-С’) – обеспечение полного испарения остающихся капель жидкости, чтобы в компрессор поступал только парообразный хладагент. Это требует повышения площади теплообменной поверхности испарителя на 2-3% на каждые 5о С перегрева. Поскольку обычно перегрев соответствует 5-8о С, то увеличение площади поверхности испарителя может составлять около 20%, что безусловно оправданно, т. к. увеличивает эффективность охлаждения.

Участок HB-HC’ соответствует изменению теплосодержания хладагента в испарителе и характеризует количество теплоты, поглощаемого испарителем.

1.1.2. Реальный цикл охлаждения

В действительности в результате потерь давления, возникающих на линии всасывания и нагнетания, а также клапанах компрессора, цикл охлаждения отображается на диаграмме несколько иным образом (рис. 4). Из-за потерь давления на входе (участок С’-L) компрессор должен производить всасывание при давлении ниже давлении испарения. С другой стороны, из-за потерь давления на выходе (участок M-D’) компрессор должен снимать парообразный хладагент до давления выше давления конденсации.

Необходимость компенсации потерь увеличивает работу сжатия и снижает работу цикла. Помимо потерь давления в трубопроводах и клапанах, на отклонение реального цикла от теоретического влияют также потери в процессе сжатия.

Во-первых, процесс сжатия в компрессоре отличается от адиабатического. Поэтому реальная работа сжатия оказывается выше теоретической, что также ведет к энергетическим потерям.

Во-вторых, в компрессоре имеются чисто механические потери, приводящие к увеличению потребной мощности электродвигателя компрессора и увеличению работы сжатия.

В третьих, из-за того, что давление в цилиндре компрессора в конце цикла всасывания всегда ниже давления пара перед компрессором (давление испарения), уменьшается и производительность компрессора. Кроме того, в компрессоре всегда имеется объем, не участвующий в процессе сжатия, например, объем под головкой цилиндра.

1.1.3. Оценка эффективности цикла охлаждения

Эффективность цикла охлаждения обычно оценивается коэффициентом полезного действия или коэффициентом термической (термодинамической) эффективности.

Коэффициент эффективности может быть вычислен как соотношение изменения теплосодержания хладагента в испарителе (НС-НВ) к изменению теплосодержания хладагента в процессе сжатия (НD-НС).

Фактически представляет собой соотношение холодильной и электрической мощности, потребляемой компрессором.

Причем он не является показателем производительности холодильной машины, а представляет собой сравнительный параметр при оценке эффективности процесса передачи энергии. Так, например, если холодильная машина имеет коэффициент термической эффективности, равный 2.5, то это означает, что на каждую единицу электроэнергии, потребляемой холодильной машиной, производится 2.5 единицы холода.

1.2. Термодинамические характеристики одноступенчатой паровой компрессионной холодильной машины с фазовым переходом

Термодинамические характеристики холодильной машины могут быть разделены на четыре группы:

1. Тепловые нагрузки:

-массовый расход хладагента;

-объемный расход хладагента;

-массовый расход хладагента;

2. Геометрические характеристики:

-внутренний диаметр цилиндра;

3. Механические характеристики:

4. Качественные характеристики:

Чтобы пояснить все эти элементы в качестве примера, приведем термодинамические характеристики холодильной машины, работающей на фреоне R22 (рис. 5).

Удельная холодопроизводительность нетто (полезная) на килограмм циркулирующего хладагента

Она равна разности энтальпий на выходе и входе холодильной камеры.

Объемная холодопроизводительность нетто (полезная) на кубический метр хладагента, поступающего в компрессор

Она равна отношению удельной холодопроизводительности нетто q0m, n к удельному объему паров хладагента, всасываемых компрессором:

Удельная холодопроизводительность брутто на килограмм циркулирующего хладагента

Она равна разности энтальпий хладагента между входом в компрессор и входом в испаритель (или трубопровод в холодильной камере):

Объемная холодопроизводительность брутто на кубический метр хладагента, поступающего в компрессор

Она равна отношению удельной холодопроизводительности брутто q0m, b к удельному объему паров, всасываемых в компрессор

Объемная холодопроизводительность брутто q0v, b компрессора изменяется в ту или иную сторону в зависимости от перегрева перед всасыванием, следовательно, от температуры всасывания. Рассмотрим, например, холодильную машину, у которой температура испарения равна -15°С и температура переохлаждения (на входе в регулирующий вентиль) tsrf=+25 C.

Если обозначить объемную холодопроизводительность брутто для температуры всасывания Ө°С (которая соответствует состоянию сухого насыщения или перегрева Ө+15 К) через q0v, b(tasp=Ө°C), то диаграмма на рис. 6 дает изменение отношения

в зависимости от перегрева, т. е. температуры всасывания tasp.

Обратим внимание, что в случае R12 объемная холодопроизводительность брутто слабо возрастает с увеличением перегрева, тогда как в случае с R22 она слабо убывает с ростом перегрева. В случае R717 объемная холодопроизводителность брутто убывает заметно быстрее, чем в случае с R22.

Изменение отношения объемной холодопроизводительности брутто компрессора для температуры всасывания к объемной производительности брутто для исходного значения температуры всасывания -15 оС и отношения холодильного коэффициента брутто изоэнтропного сжатия для температуры всасывания к холодильному коэффициенту брутто изоэнтропного сжатия для исходного значения температуры всасывания -15 оС в зависимости от температуры всасывания. Сплошные линии соответствуют объемной холодопроизводительности, пунктирные – холодильному коэффициенту.

Массовый расход хладагента

Он равен частному от деления холодопроизводительности нетто компрессора Q0,n на удельную холодопроизводительность нетто q0m, n.

Объемный расход хладагента на входе в компрессор.

Он равен произведению массового расхода циркулирующего хладагента на удельный объем пара, всасываемого компрессора:

Заметим, что объемный расход изменяется от одной точки холодильной машины к другой в зависимости от удельного объема хладагента, тогда как массовый расход остается постоянным (конечно при неизменной скорости вращения компрессора).

Исходя из значения объемного расхода паров хладагента при всасывании рассчитывают характеристики компрессора, в частности:

-объем, описываемый за час, который учитывает коэффициент подачи компрессора;

-рабочий объем цилиндра;

-геометрический объем каждого цилиндра;

-внутренний диаметр каждого цилиндра;

-ход каждого поршня.

Холодопроизводительность брутто компрессора

Она равна произведению удельной холодопроизводительности брутто на массовый расход циркулирующего хладагента:

Холодопроизводительность нетто компрессора

Ее можно вычислить исходя из массового расхода и удельной холодопроизводительности нетто:

Характеристики испарителя и конденсатора.

Испаритель работает только между точками 8/9 и 10. Следовательно количество поглощенного тепла на единицу массы циркулирующего хладагента:

Количество тепла поглощенное испарителем за единицу времени:

Если обратиться к диаграмме, то можно заключить, что количество отводимого тепла на 1 кг циркулирующего хладагента между точками 8/9 и 1 равно:

Это соответствует сумме количества тепла, поглощенного 1 кг хладагента между точками 8/9 и 10 (собственно испаритель).

между точками 10 и 11 (трубопровод идущий, от испарителя до выход из помещения).

и между точками 11 и 1 (потерянный ход).

В ходе эффективного сжатия, которое потом наступает в точках 1 и 2», хладагент поглощает тепловой эквивалент работы сжатия, по-прежнему на единицу массы циркулирующего хладагента составляющий

Следовательно, в сумме количество тепла, которое нужно отвести:

Полное количество отводимого тепла будет равно:

Расчет этих параметров позволяет подобрать комплектующие агрегаты и необходимый объем хладагента для чиллера, с учетом наименьших экономических затрат и обеспечения надежной работы.

Из данного раздела видно, что в холодильной машине протекают сложные физические процессы. Для наглядного рассмотрения этих процессов была смонтирована лабораторная установка и проведен ряд испытаний, о которых и говорится в следующем разделе.

1. Разработка и испытания

На основе наружного блока сплит-системы Kentatsu в аудитории »Лаборатория ОВ» кафедры отопления, вентиляции и кондиционирования был смонтирован чиллер с выносным испарителем, снабжающий холодом систему кондиционирования воздуха.

На рис. 7 представлена схема лабораторной установки, а ниже приведены фотографии основных узлов и агрегатов.

Рис. 7. Схема лабораторной установки:

1 водоподогреватель с тэнами; 2 манометр; 3 насос; 4 кран шаровой; 5 кран шаровой; 6 радиатор отопительный секционный; 7 воздухоотводчик; 8 кран шаровой; 9 кран шаровой; 10 бак расширительный; 11 водомер; 12 кран шаровой; 13 воздухоотводчик автоматический; 14 теплообменник пластинчатый; 15 манометр; 16 внешний блок сплит-системы с воздушным охлаждением; 17 фильтр сушитель; 18 насос; 19 кран шаровой; 20 кран шаровой; 21 термометр; 22 воздухоотводчик автоматический; 23 клапан воздушный утепленный; 24 и 25 фильтр; 26 вентилятор; 27 воздухораспределители.

В процессе монтирования системы были выполнены следующие работы:

-установка на опору наружного блока;

-установка на опору испарителя;

-установка на опору насоса;

-монтаж трубопроводов водяного и фрионового контуров;

-покрытие трубопроводов изоляцией;

-заправка системы фрионом;

По завершении монтажных работ были проведены испытания системы и получены параметры ее работы, которые занесены в табл. 1.