家用空调器的设计说明

./目录序言2第一章压缩机的选型计算4第二章两器的设计计算6第一节冷凝器的设计计算6第二节蒸发器的设计计算11第三章系统制冷剂充注量的估算20毛细管的选择定型22第五章电气控制24第六章管路设计27第七章焓差法测量制冷量的原理和装置28第一节焓差法测试空调器性能的理论推算方法28第二节房间空调器焓差实验室37总结41致42参考文献43序言中央空调系统一般都应用在各种大型的商用办公楼、豪华大酒店等设施中,应该说其使用功能是比较卓越的,环境也比较舒适,但其设施过于庞大,需要专门机房空间进行控制管理,购买费用高,耗能量大,运行成本过高,一般的家庭、住宅楼、别墅或者小型商业办公楼不会考虑安装中央空调系统。普通的家用分体式空调或者窗式空调虽然价格要低于大型的中央空调,也易于安装,但是其使用性能效果要低于中央空调,而且如果是大面积空间或多居室住宅,就需要安装很多的空调,不仅操作控制增加了困难,这样室外机太多,也影响了楼房的美观度,给生活环境增加了负面影响。所以说,大面积家庭或者小型的商用办公环境一般都不会选择普通家用空调,当然也不会购买中央空调,而是购买小型中央空调中的两类代表性产品——家庭中央空调与商用空调。巨大的市场需求空间,决定了商用空调未来前景十分看好,其市场容量令厂家和商家尤为乐观。目前,志高空调公司已研发生产了KFR-75FW和KFR-120FW两种机型风管机,为了满足市场需求,增加市场竞争力度,公司将新开发一种制冷量介于上面两种机型的高压风管机,其型号为：KFR-88FhW。该机具体参数要求如下：制冷量W能效比制热量W性能系数出风背压Pa风量m3/h电源8800＞2.210560＞2.8120～1502100～2300380V50HZ在本次设计过程中,我在公司里面主要负责空调性能匹配方面任务,因此把毕业设计重点放在冷凝器和蒸发器的设计计算以及实验性能匹配上,电气控制只作简单说明。其它方面比如钣金结构、工艺流程、商检参数等由专门工程师负责,在此不作详述。第一章压缩机的选型计算压缩机在正常工作时,排气温度℃,蒸发温度℃,冷凝温度℃,出口温度46.6℃。查图得：；；；压缩机制冷能力:80%工程经验值。流量:压缩机转速为2900rpm,所以排气量V：V=60.7cm3/rev由于压缩机的性能参数是在高温工况下测试的,而在实际运行中,冷凝温度一般在50℃左右,较测试值低,因此可选择小于计算值的排气量。为使压缩机充分发挥制冷能力以及高效率、长期运行,根据压缩机能力和排气量,选取型号为350DHN-56C2的万宝压缩机。其主要性能参数如下：产品型号350DHN-56C2电源形式三相产品规格3.5HP制冷量W10270吸气容积/rev56额定输入功率3.3额定工作电流A6.2性能系数COP值W/W3.14声功率级噪音值dB〔A≤68工作电压围V342—418制冷剂R22冷却方式自然空冷连接管外径吸气mmΦ22排气mmΦ12

.7电动机种类三相感应电动机极数2绝缘等级F启动方式直接绕阻连接Y堵转电流A40.2电源3～380V50HZ设计装置时,需要有一定的设计裕度,即配用压缩机的能力要比额定制冷能力大10%～20%,这样,当热负荷发生剧烈变化是时,装置也能满足要求。另外,一般在装置设计时,两器的换热面积都应比设计计算时大一定的裕度,但出于成本考虑,对于在相同的设计裕度情况下,两器所增加的成本较大,而压缩机增加的成本很少,故将两器的设计裕度一部分落到压缩机上,这样就会在保证装置性能的同时使整机成本降低。第二章两器的设计计算第一节冷凝器的设计计算确定冷凝器热负荷及空气流量有关设计温度参数如下：冷凝温度℃,蒸发温度℃,进口空气干球温度℃,出口干球温度℃由文献查得在℃、℃时,冷凝器负荷系数c,则冷凝热负荷：进出口空气温差℃,则空气流量=——室外温度t=35℃时空气密度,取1.092×103；——空气定压比热,取1.013。2．结构初步规划选定迎面风速,沿气流方向排数排,冷凝器采用顺排套片式。冷凝管用的紫铜管〔螺纹,外套0.12mm厚的铝片；翅片节距,纵向管间距,翅片宽度。套片管单位管长的翅片面积：翅片间管子外表面积：故翅化系数：面积3.计算空气侧换热系数及翅片效率按选定的翅片参数故最窄截面风速：当量直径：进出口空气的平均温度：℃查空气的热物性表,得；；故——沿气流方向翅片长。对于平套片翅片管簇空气侧换热系数可按下式计算：其中C=A<1.36-=0.44N=0.45+0.0066=0.51M=-0.28+0.08=-0.25代入上式得：α0==54W/m2·k对于顺排翅片管簇ρ==2.2541=1.28ρ==2.792当量翅片高度:===0.01189翅片参数m==66.6λf——铝片导热系数,取203W/m·k。故翅片效率ηf==0.83表面效率ηs=1-0.834．计算管侧冷凝换热系数αi蒸气在管冷凝时的换热系数可按下式计算：假设℃,查表得,气在℃,tm==48.5℃下的=19.811,Bm=66.84,因之αi=0.68319.81166.84=3022tw——管壁表面温度；tm——水膜平均温度。如忽略铜管热阻和接触热阻,由管外热平衡关系：αiπdi<tk-tw>=ηsα0f0<tw-ta>3022×π×0.00802×<50-tw=0.83×54×0.6401×<tw-39>解上式得tw=46.2℃非常接近,可不必重算,故αi=3022<50-46.2=2164.5W/m2·k5.计算传热系数及传热面积取污垢热阻ri=0,r0=0.0001m2·k/w则K0===31.5W/m2·k平均传热温差为θm==10.5℃故需要的传热面积：F0=m2所需翅片管总长：Lt==51.55m6.确定空冷冷凝器的结构尺寸选取垂直气流方向管排数nB=38,沿气流方向排数nl=1,则宽A==1.36m高B=nB×S1=38×0.025=0.95m深C=nl×S2=1×0.022=0.022m则迎风面积：Af=AB=1.36×0.95=1.29实际迎面风速为：Wf==1.0m/s与原假设的迎面风速相近,不再另作计算。7．计算空气侧阻力及选定风机由式ΔP=9.81×A×<>Pa可求得空气横向六过整套片顺排管簇时的阻力ΔP=9.81×0.0113×8.7×=5.35Pa故空冷冷凝器所需风机的额定风量Va=1.234m3/s=74.04m3/min风机静压Hst=6Pa,全压H=Hst+Hdy=Hst+=7Pa注：冷凝器和风机风叶具体参数见第二节后的表格。第二节蒸发器的设计计算蒸发器：表面式空气冷却器蒸发器。进口空气干球温度℃,湿球温度℃。管蒸发温度5℃,大气压力。要求出风参数是℃,℃,蒸发器的制冷量。传热管选用紫铜管。翅片铝片,。横向管中心距,纵。管簇按正三角形叉排排列,管排数排。=确定空气在蒸发器的状态变化过程由给定的进出风参数查湿空气的图得出：在湿空气的图上连接空气的进出口状态点1与状态点2,并延长与饱和空气线相交于点。点的参数是℃,。在蒸发器中空气的平均焓在图上按过程线与的线的交点读得℃,由式求得析湿系数3、循环空气量的计算在进口状态下的干空气比容故空气的体积流量为确保蒸发效果,要加大空气流量,工程经验值取1.15倍,气侧换热系数的计算先计算在迎面风速时空气侧的干换热系数。翅片沿气流方向长,当量直径最窄截面处风速：查得空气在22℃下的物性故由公式求得A=0.13C=0.151n=0.642m=-0.214代入公式并乘以叉排增强系数1.10,得按正三角形排列的管簇当量翅高凝路工况下的翅片效率故当量换热系数管蒸发时换热系数的计算由表7-10,对于,在℃时,。设进入蒸发器时的干度,出蒸发器时。则R22总流量估计表面热流量,按表9-6取的质量流速则的总流通截面每根管子的有效流通截面蒸发器的分路数取每一分路的流量于是,在管蒸发时的换热系数传热系数及传热温差的计算由于与润滑油部分互溶,故管污垢热阻可忽略,据文献介绍翅片册污垢热阻,管壁导热热阻和翅片与管壁间接触热阻之和为,则由式如果不计的阻力对蒸发温度的影响,则传热温差为℃单位热流量及蒸发器结构尺寸的确定由上述结果可得或用试凑法解上式可得从而可求得所需要的换热面积据此可以确定蒸发器的结构尺寸。所需传热管总长迎风面积取蒸发器长,高,则实际迎风面积。已选用管间距,故每排管子数为深度方向计3排,两边各为13根管,中间取12根管,共38根管。其总长它大于计算数值,约有13%的裕度。空气侧的阻力计算在蒸发器中空气的平均参数比容密度空气流过平套片翅片管簇,在干工况下的阻力可按下式计算式中——考虑翅片表面粗糙度的系数,对粗糙的翅片表面,对光滑的翅片表面。——沿气流方向的翅片长。气流流过整套片叉排管簇的阻力比顺排管簇约增加20%。由表9-7中根据析湿系数查得系数,由得注：蒸发器和风机参数如下：冷凝器、蒸发器具体参数表冷凝器蒸发器管道材料紫铜管紫铜管规格<mm×mm>φ9.52×0.75φ9.52×0.75外套铝片厚度<mm>0.120.12铝片形式百叶窗波纹片翅片节距<mm>1.51.8沿气流方向排数13垂直气流方向排数3813纵向管间距离<mm>2525.4横向管间距离<mm>—————22管簇排列形式顺排正三角形叉排实际尺寸<mm×mm×mm>950×980×22800×330×66风机、风叶参数表室外侧室侧风机形式轴流风机离心风机电机型号YDK-200-6YSK-156/65-4极数64转速rpm8401400输入<输出>功率w<200>600电源380V50HZ220~240V50HZ风机电容10μF450V25μF450V风轮<叶>规格mm×mmφ566×167172×192风轮数<叶片数><4>2第三章系统制冷剂充注量的估算系统中冷媒的充注量对整机制冷能力有着很大的影响。充注量过少,蒸发器只有部分得到润湿,蒸发器面积不能得到充分利用,蒸发量下降,吸气压力降低,蒸发温度降低,蒸发器出口制冷剂过热度增加,这不仅使循环的制冷量下降,而且还会使压缩机的排气温度升高,影响压缩机的使用寿命。充注量过多,不仅蒸发器积液过多,致使蒸发器压力升高,传热温差减小,严重时甚至会产生压缩机的液击现象,而且会使冷凝器冷凝后的冷凝液体不能及时排出,使冷凝器的有效面积减小,导致冷凝压力升高,压缩机耗功增加。由此可知,在一定工况下,系统存在一个最佳充注量的问题。据有关资料介绍,对制冷剂为R22的空冷式空调器而言,系统的制冷剂充注量可用下式估算：G=0.5334VH+0.2247VK式中：G 系统制冷剂充注量,kg；VH蒸发器容积,L；VK冷凝器容积,L。本设计中,由前面计算可知,蒸发器的传热管总长为32.3m,冷凝器的传热管总长为38m,相应的容积为：VH=×di2×LH=π/4×0.008022×32.3×103L=VK=×di2×LH=π/4×0.008022×38×103L=按上式可估算出该系统的制冷剂充注量为：G=0.5334×1.63+0.2247×1.92=1.3kg经过实验校正,充注量为1.3Kg的机组制冷量不及格,排气、回气温度都偏高,说明冷媒充注量太少。经过调整,最后确定机组的冷媒充注量为2Kg。第四章毛细管的选择定型制冷剂在毛细管的两相流动过程十分复杂,难以精确计算,计算结果又往往与实际情况偏差较大,现行理论确定毛细管的长度及径只有图解法与类比法。而且毛细管的实际径与名义径之微小偏差对毛细管的长度影响较大,因而无论是通过图解法或类比法求得的毛细管尺寸,都要经过在实际装置中的运行试验,经校验和修正后,才能获得毛细管的最佳尺寸。我厂在毛细管的选定方面主要用类比法与实验法相结合,即在参考比较成熟的同类产品,进行类比得出所需的毛细管的几何尺寸。类比法的原理如下所述：根据制冷原理的热力计算可知,制冷量Q0=qm×q0<其中qm为质量流量,q0为单位制冷量>,对于两台制冷剂和工况都相同而制冷量不同的空调器,由于两者的q0相同,则有Q01/Q02=qm1/qm2当毛细管长度一定时,流量qm又与毛细管的流通面A成正比,即Q01/Q02=qm1/qm2=A1/A2故本机型的设计在参照本厂一台比较成熟的制冷量为Q01=2.5Kw的空调器中所采用的毛细管Φ3×1.4×650mm进行类比得：A1/A2=Q01/Q02=2.5/8.8又因为A1/A2=<d1/d2>2所以d2=2.63mm故取用本厂现有规格为Φ4.0×2.7的毛细管。由《小型制冷装置》文献可知,〔d1/d24.6=L1/L2故L2=L1/<d1/d2>4.6=650/<2.63/2.7>4.6=733.5mm所以由类比法初选毛细管为Φ4.0×2.7×730mm。实验校正：在匹配时使用此规格毛细管,发现回气温度偏高,冷凝压力低,冷媒过热度大。此现象表明毛细管过长,节流程度大,使到冷媒循环量小,蒸发完成得早。经过多次调试,当毛细管长度为500mm时,回气、排气、蒸发、冷凝等各温度较为合理,制冷量也达到国家标准。所以最后确定制冷毛细管为：Φ4.0×2.7×500mm。在热泵制热情况下,只用制冷毛细管时,制热量达不到额定值。制热量额定值一般为制冷量额定值的1.15～1.2倍。即Q=〔1.15～1.2Q0。根据公司以往经验并通过实验调试,当制热毛细管为950mm时,制热量合格。最终确定制热毛细管为φ4.0×2.7×1050mm。制冷和制热毛细管长度的不同,在工艺上是通过一个单向阀来实现各自的运行情况。其接法如制冷原理系统图所示。第五章电气控制低压保护：压力过低,低压开关动作进入低压保护。高压保护：压力过高,高压开关动作进入高压保护。室温探头:检测室温度,管温探头：检测室盘管温度变化。除霜：热泵制热时,室外温度较低,容易引起室外换热器结霜,从而影响整机性能,为此,加设了除霜控制。制冷工作模式下的防结霜保护功能：制冷工作时,压缩机连续运行10分钟后,若Tp≤1℃,则进入防结霜保护,此时,压缩机、外风机关闭,风机微风运行。防结霜保护过程中,若Tp≥7℃,则退出防结霜保护,此时,风机按原先的工作方式工作,而压缩机、外风机至少须停机三分钟保护。室外机异常保护功能：制冷工作时,压缩机连续工作5分钟后,在压缩机连续工作过程中,若Tp持续20分钟高于25℃,则定时灯闪亮〔5次/8秒,指示室外机异常；若又持续20分钟高于25℃,则空调器保护关机,定时灯仍保持闪亮状态。〔定时、睡眠、经济运行、大功率运行状态下亦如此室外机异常期间,若Tp≤25℃或压缩机关闭,则立即退出室外机异常状态。3、室外机异常保护关机后,须按压遥控器上的开/关键或电控器上的RUN键后才可重新开机。室外板有1、相序保护：相序正确时,绿灯亮。2、过流保护：运行电流≥15～16A时进入保护。操作面板功能：模式选择、制冷、制热、除湿、定时开机、定时关机、锁键、加/减键。待机状态下,同时按下加/减键达3秒进入自检功能,所有指示灯按顺序亮一遍。温度设置：18～29℃定时时间：1～12小时缩时功能：将室板CN23短路压机停机后重新启动开机3分延时,变3秒延时定时开、关机：X分——X秒保护功能缩时：X分——X秒面板故障诊断显示：定时——温度故障位置原因维修方法12—291—18外机组外机组故障检查压机外风机加制冷剂11—281—18室温热敏电阻热敏电阻故障换热敏电阻或电路板10—271—18管温热敏电阻热敏电阻故障换热敏电阻或电路板8—251—18外机组过流电压异常检查外机组7—241—18过热保护结霜保护电路短路、电机故障、空气过滤网堵塞除掉遮蔽障碍物,检查空气过滤网第六章管路设计管路设计如付图所示。第七章焓差法测量制冷量的原理和装置第一节焓差法测试空调器性能的理论推算方法一．概述空气焓差法是通过测量空调器进口及出口的空气的焓值和循环风量,以此来确定空调器的制冷量或制热量的一种性能测试方法。这种方法具有快速、方便、投资少、测试精度满足生产要求的优点,它是国标中规定的常用测试方法之一。目前,这种测试方法广泛应用于空调生产企业和一部分技术部门。以下是从热力学原理出发,推算出焓差法测试数据处理的理论技术方法及实际推广应用。二．理论推算过程空气焓差法主要测试的容是风量的测量和湿空气焓值的测量。根据焓差法的测试原理,空调器的制冷量〔或制热量可由下式计算：Q0=<1>式中Q0空调器的制冷〔或制热量kj/hρ测风量V时喷嘴进口处的湿空气密度kg/m3V空调器的循环风量m3/hh1,h2空气进出口处焓值kj/〔kg·dd测风量V时喷嘴进口处空气含湿量kg/〔kg·d下面对〔1式中的各参数进行理论推算：湿空气的密度ρ[kg/m3]在空气调节围里,湿空气可以看成干空气和水蒸汽两部分组成,所以,湿空气的密度ρ由干空气密度ρd和水蒸气密度ρq两者构成,即ρ=ρd+ρq<2>ρd干空气密度kg/m3ρq水蒸汽密度kg/m3空气中的水蒸汽含量极少,它可以和干空气一样看成理想气体。根据理想气体状态方程和道尔顿分压定律,可分别求出干空气和水蒸汽的密度：ρd==<3>ρq=<4>式中：B大气压〔N/m2Pd干空气分压力〔N/m2Pq水蒸汽分压力〔N/m2〔3+〔4得：ρ==〔0.003484-0.001318<5>由相对湿度的定义:φ=<6>得：Pq=φ·Ps〔7将上式代入式〔5得：ρ=0.003484-0.001318φ·〔8此式就是湿空气的密度计算公式,式中符号的意义为：B测量时湿空气的总压力〔大气压〔N/m2T干球的热力学温度〔KPs与温度T对应的的饱和水蒸汽压力〔N/m2Rd,Rq分别是干空气和水蒸汽的气体质量常数〔kj/kg·Kφ测量时湿空气的相对湿度〔计算见后2．循环风量V[m3/h]根据伯努力方程,流体流动时,位于同一流管束的流体遵循着一个共同的规律,即任意一个截面上流体的动压头,静压头和位置压头三者之和都相等。P+ρv2+ρgz=const〔9取风量测量装置喷嘴进口处〔静压箱整流板后截面为"0",喷嘴出口处为截面"1",则由式〔9可知：P0+ρv02+ρgz0=P1+ρv12+ρgz1P0-P1=ρ+ρg〔z1-z0〔10由于截面"0"和截面"1"处于同一水平高度z1-z0=0又因为静压箱中气流速度一般控制在很低的围〔如v0<0.75m/s所以：v02〈〈v12式〔10可简化为：P=ρv12v1=〔11因此通过喷嘴的气体容积流量为：V=Av1=A〔12在上面的推导过程中我们假设空气为不可压缩气体,事实上空气通过喷嘴时比容〔或密度会发生变化,还会产生压力损失等,引入一个系数来对这种假设带来的误差进行修正,这个系数即为流量系数C。式〔12可化为：V=Av1=CA〔13式中各参数的意义为：A喷嘴流通面积〔m2P喷嘴前后的静压差或喷嘴喉部动压〔N/m2ρ喷嘴进口处湿空气密度kg/m3C流量系数。它与喷嘴直径、流体流动状态、喷嘴前后静压差△P及流体的性质等因素有关。C可通过下图查得。流量系数C亦可用公式+其中雷诺数：Re=对于用水〔蒸馏水作为工作液的补偿微压计测定的喷嘴前后静压差或喷嘴喉部动压△P可用下式表示：△P=ρ水·g·△H〔14式中：ρ水蒸馏水密度,取ρ水=103kg/mg地球重力加速度,取g=9.8m/s2H静压差〔或喉部动压产生的水液柱高度〔mmH2O则〔13式可化为：G=4.4272·C·A·〔15此式即为计算喷嘴流量的公式,如果测量风量时同时开启几个喷嘴,则空调器的循环风量应为通过这些喷嘴流量的总和。3.进、出空调器空气的焓差△h的计算：焓是代表能量的状态参数,它只与空气所处的状态有关。由于湿空气是由干空气和水蒸汽组成,因此湿空气的焓应该由干空气焓和水蒸汽的焓组成,即：h=1.01t+d·<2500+1.84t>kj/〔kg·d式中：t空气温度℃d空气含湿量kg/〔kg·d1.01干空气平均定压比热〔kj/kg·K1.84水蒸汽平均定压比热〔kj/kg·K25000℃进、出空调器的焓差为：△h=h1-h2=1.01<t1-t2>+2500<d1-d2>+1.84<t1d1-t2d2><17>含湿量d的定义为：d=<18>式中,mq、md分别表示容积为V,温度为T时湿空气中水蒸汽质量和干空气质量〔kg,在实验条件下空气中的水蒸汽和干空气均可当作理想气体,则有：Pq·V=mq·Rq·T<19>Pd·V=md·Rd·T将〔19代入〔18式得到：d===0.622<20>又Pd+Pq=BPq=φ·Ps〔19式可化为：d=0.622〔21式中：φ湿空气的相对湿度Ps对应于干球温度td的饱和水蒸汽压力〔N/m2B大气压力〔N/m2正是由于直接测量焓湿量d非常困难,需要一个间接的测量方法。从式〔21可以看出,如果已知干球温度td和大气压力B及相对湿度φ就可以求出含湿量d。td和B都很容易直接测量,但相对湿度φ不能直接测量,必须再找一个间接测量φ的方法,以下分析相对湿度φ与干球温度td,湿球温度tw的关系。当湿球纱布上水分的蒸发趋于稳定时,存在着热湿交换的相对平衡的关系,即空气对湿球的传热量Qin与湿球纱布上的水分蒸发的耗热量Qout相等。即：Qin=Qout<22>由对流换热定律知：Qin=α·<td-tw>·F<23>式中：td、tw分别表示干、湿球温度〔℃水分蒸发时的耗热量〔吸热：Qout=w·γ<24>式中：w湿球水分蒸发量kgγ水的汽化潜热kj/kg空气与湿球上的水之间存在着质交换,其传质量可根据传质学规律菲克定律来求得：w=<kg/s><25>式中：β传质系数kg/<m2·s·Pa>Pws对应于湿球温度tw的饱和水蒸汽压力〔N/m2Pq空气中水蒸气分压力〔N/m2F湿球表面积m2B0标准大气压1.01325×105N/m2B实际大气压N/m2将〔25式代入〔24式中：Qout=w·γ=1.01325×105β·γ·<Pws-Pq>·〔26将〔26、〔23式代入〔22式,得：Pq=Pws-K·<td-tw>·B<27>式中：K=α、β由实验确定,且与风速U有关。一般采用下面的经验公式来求K：K=0.00001×<65+><28>由式〔27即可计算相对湿度φφ==<29>式中：Pws对应于湿球温度tw的饱和水蒸汽压力〔N/m2Pds对应于干球温度td的饱和水蒸汽压力〔N/m2B实际大气压N/m2将上面的式〔28、〔29、〔21、〔17、〔8、〔15、〔1联合求解,就可以计算出空调器的制冷量〔制热量。三.总结：通过对焓差法测试原理及热力学理论的推演,得出了求解空调器性能的理论公式。通过对空气基本参数的测量,可利用这组理论公式计算出空调器的制冷、制热量,其结果的精度比根据图表进行数据处理的结果精度高,理论依据更充分,克服了利用图表所带入的原理近似误差。下面是空气焓差法测试空调器性能的理论求解方程,将实验时所测得的一些基本参数〔干球温度、湿球温度、大气压、喷嘴前后静压差所产生的液柱高度及测量风速等代入下面的方程即可求解出空调器的性能参数。K=0.00001×<65+><28>φ==<29>d=0.622〔21△h=h1-h2=1.01<t1-t2>+2500<d1-d2>+1.84<t1d1-t2d2><17>ρ=0.003484-0.001318φ·〔8G=4.4272·C·A·〔15Q0=<1>式中各参数的含义：〔☆为测量参数☆U空气流过湿球的速度m/s☆td,tw干、湿球温度℃☆t1,t2空调器进出风干球温度℃☆B实验时当地大气压〔N/m2Pds,Pws与干、湿球温度相对应的水蒸汽饱和压力〔N/m2d1,d2空调器进出风含湿量kg/〔kg·dh1,h2空气进出口处焓值kj/〔kg·dφ湿空气的相对湿度ρ喷嘴进口处湿空气密度kg/m3☆T空气的热力学干球温度〔K☆△H静压差〔或喉部动压产生的水液柱高度mmH2O☆A喷嘴流通面积〔m2V空调器的循环风量m3/hQ0空调器制冷〔制热量kj/h第二节房间空调器焓差实验室一．技术概况1本实验室提供GB/T7725-1996规定的各种工况条件。2本试验装置适用于采用空冷式冷凝器,全封闭制冷压缩机的窗式、立式、柜式和分体式空调器的测试。3被测空调器可以是50HZ、60HZ,220V单相机或380V三相电源供电的单冷、热泵辅助电热和热泵型空调器。4测试围：制冷量：1250-15000W制热量：1500-15000W除湿量：6kg/h5测试精度：同样测试条件下,重复测试结果相差不超过4%。二．主要设备概述：1装置主体采用拼装式库板聚氨脂发泡,外表面为喷塑板。尺寸大约为9×4×3.22室侧再处理机组：包括制冷、电热、电加湿器、风机、循环风道。3室外侧再处理机组：包括制冷、电热、电加湿器、风机。4空气采样装置2套〔室外各一套,