Содержание к диссертации
Введение
1. Анализ совместного производства теплоты и холода 11
1.1. Принцип совместного производства теплоты и холода 11
1.1.1. Классификация комбинированных установок совместного производства теплоты и холода 12
1.1.2. Области применения комбинированных установок совместного производства теплоты и холода 14
1.2. Рабочие тела комбинированных установок совместного производства теплоты и холода 30
1.3. Задачи исследования 39
2. Термодинамический анализ комбинированного производства теплоты и холода и сравнение с другими вариантами производства при работе на различных рабочих телах 40
2.1. Определение термодинамических показателей комбинированной установки при работе на различных рабочих телах 40
2.1.1. Влияние степени регенерации на термодинамические показатели комбинированной установки 49
2.2. Термодинамическое сравнение комбинированного производства теплоты и холода с альтернативными вариантами тепло-хладоснабжения 52
2.3. Термодинамическое сравнение различных вариантов тепло-хладоснабжения по экономии первичной энергии 55
3. Эксергетический анализ комбинированного производства теплоты и холода 61
3.1. Эксергетический баланс комбинированного производства теплоты и холода 61
3.2. Распределение энергетических затрат в комбинированном производстве теплоты и холода пропорционально эксергии выходящих продуктов 70
4. Прогнозирование объемных и энергетических характеристик герметичного холодильного компрессора комбинированной установки совместной выработки теплоты и холода 74
4.1. Метод прогнозирования объемных и энергетических характеристик герметичного компрессора 74
4.2. Экспериментальная модель установки комбинированной выработки теплоты и холода 76
4.2.1. Описание стенда 76
4.2.2. Методика проведения испытаний. 80
4.2.2.1. Параметры, измеряемые в эксперименте 80
4.2.2.2. Последовательность проведения измерений 82
4.2.2.3. Автоматизированная система сбора и обработки информации 84
4.3. Результаты экспериментальных исследований объемных и энергетических характеристик холодильного компрессора 86
4.4. Определение погрешности экспериментальных исследований объемных и энергетических характеристик холодильного компрессора...92
5. Оценка финансово-экономической эффективности инвестиций по вариантам тепло- хладоснабжения объекта 99
5.1. Расчет комбинированной установки для тепло- хладоснабжения производственного комплекса 99
5.1.1. Определение расчетной тепловой нагрузки охлаждаемого помещения 101
5.2. Оценка эффективности инвестиций при комбинированном и раздельном тепло- хладоснабжении объекта 108
4 5.3. Расчет показателей финансово-экономической эффективности инвестиций в комбинированную установку совместного производства теплоты и холода по регионам России 123
Выводы 127
Приложение 129
Список литературы 137
- Классификация комбинированных установок совместного производства теплоты и холода
- Влияние степени регенерации на термодинамические показатели комбинированной установки
- Распределение энергетических затрат в комбинированном производстве теплоты и холода пропорционально эксергии выходящих продуктов
- Последовательность проведения измерений
Введение к работе
Ограниченность топливно-энергетических ресурсов (ТЭР) и техногенное тепловое загрязнение окружающей среды все больше привлекают внимание к низкотемпературной энергетике и энергосберегающим системам. Показательными примерами, эффективного использования энергии являются методы, позволяющие использовать низкопотенциальные источники энергии, в том числе тепло грунта, водоемов, утилизацию тепла сбросных вод[51].
Один из наиболее перспективных методов использования низкопотенциального и утилизационного тепла связан с применением тепловых насосов[74]. Известно, что применение теплонасосной установки во многих случаях способствует получению более выгодного в энергетическом и экономическом отношении результата по сравнению с традиционными системами теплоснабжения.
Вместе с этим, многие отрасли промышленности и сельского хозяйства являются совместными потребителями тепла и холода. Поэтому в последнее время наблюдается повышенный интерес к установкам, которые могут служить одновременно двум целям: выработке холода и получению тепла различных температурных уровней.
Наиболее перспективными областями для применения комбинированных установок (КУ) являются пищеперерабатывающая промышленность и сельское хозяйство. Также эффективным оказалось применение КУ в системах совместного отопления и кондиционирования зданий и промышленных объектов.
Идея совмещения термодинамических циклов холодильных установок и тепловых насосов была рассмотрена в работах B.C. Мартыновского, Л.З. Мельцера, О.Ш. Везиришвили, В.Н. Прохорова, В.М. Бродянского, И.М. Калниня. Однако конкретные вопросы реализации комбинированных установок (КУ), анализ основных показателей работы КУ, диапазонов температур испарения и конденсации, давлений прямого и обратного
8 потоков, специфики требований к рабочим телам в литературе отсутствовали.
На основании вышеизложенного, можно сделать вывод о безусловной целесообразности применения КУ, но это не всегда так. Применение таких установок экономически оправдано при наличии одного или нескольких факторов: обеспечения одновременно функций тепло- и хладоснабжения; наличия попутного энергосберегающего эффекта (экономия воды в оборотных системах охлаждения); вытеснения варианта электроснабжения; возможности создания крупных установок. Может оказаться, что в схемах тепло- и хладоснабжения для производства энергии, потребляемой КУ, расходуется (с учетом потерь) больше топлива, чем его требуется при альтернативном способе тепло- и хладоснабжения. И даже, если имеет место экономия топлива, суммарные экономические затраты на производство тепла и холода могут оказаться более высокими. Вследствие этого, для решения вопроса о выгодности использования КУ необходимо проводить подробный технико-экономический анализ.
Важным условием при использовании КУ является возможность добиться совпадения между располагаемым и потребным количествами теплоты и холода для каждого момента времени. Это требование обуславливает необходимость учитывать временной график (суточный и, в сложных случаях, даже часовой) потребности в тепле и холоде. Неблагоприятная сочетаемость количеств располагаемой и потребной теплоты может существенно усложнить схему установки и даже явиться причиной отказа от КУ.
В целом, на сегодняшний день КУ начинают получать достаточно широкое распространение за рубежом. В России и странах СНГ КУ являются единичными, в большей степени экспериментальными установками. Поэтому исследования, связанные с комбинированным производством тепла и холода, а также поиск потенциальных объектов для внедрения КУ, являются важной задачей для России. Эта задача напрямую связана и с проблемой подбора
9 новых высокоэффективных озонобезопасных рабочих тел. Специфика выбора высокоэффективных рабочих тел для комбинированных установок связана в первую очередь со значительно большими степенями повышения давления по сравнению с тепловыми насосами и холодильными машинами.
Целью настоящей работы являются расчетные и экспериментальные исследования основных термодинамических и технико-экономических показателей КУ с целью повышения энергетической эффективности комбинированных циклов совместной выработки теплоты и холода.
Научная новизна результатов
На базе термодинамического анализа парокомпрессионных циклов совместной выработки теплоты и холода, с учетом специфики основных параметров (степени повышения давления л^ в компрессоре КУ, температурных уровней получения теплоты и холода, температуры перегретых паров рабочего тела за компрессором) получены термодинамические соотношения г|е = f(TH,T,m); ль = цТ^Тад); Тш = f(TH,T,m); Нем = f(T„,T,m), позволяющие сформировать требования к рабочим телам КУ и сделать рекомендации по конкретной реализации схем и установок совместного производства теплоты и холода.
Определены зоны максимума эксергетической эффективности парокомпрессионного цикла совместной выработки теплоты и холода. Эксергетический КПД rje достигает своего наибольшего значения (40 ... 43%) при tKd = 80 С и tu = - 18 С. Минимальное значение максимума (35 ... 36%) соответствует tKd = 60 С и tu = - 15 С.
Для прогнозирования характеристик герметичных холодильных компрессоров при работе на различных рабочих телах в широком диапазоне температур кипения и конденсации предложены коэффициенты апроксимационных функций, полученные в результате анализа экспериментальных исследований комбинированной установки при работе на 8 рабочих телах.
10 Практическая ценность и реализация результатов
Рекомендовано в качестве рабочего тела комбинированных установок применять фреон R134a и смесь R401c, обеспечивающие высокую энергетическую эффективность и полностью отвечающие требованиям экологической безопасности.
Разработана методика исследования комбинированных циклов совместной выработки теплоты и холода. Создан экспериментальный стенд для получения теплотехнических характеристик комбинированных установок.
Полученные в ходе проведения экспериментальных исследований герметичного холодильного поршневого компрессора результаты могут быть использованы для прогнозирования коэффициента подачи X и адиабатного КПД rjs герметичного холодильного компрессора при работе на различных рабочих телах.
Результаты технико-экономического сравнения комбинированного производства с альтернативными вариантами раздельного производства теплоты и холода для различных регионов России, с учетом реальных тарифов на тепловую и электрическую энергии, использованы при разработке программы энергосбережения Магаданской области.
Апробация работы
Основные научные результаты работы доложены и обсуждены на VI — X Международной научно-технической конференции студентов и аспирантов «Радиоэлектроника, электротехника и энергетика» (Москва, МЭИ (ТУ), 2000 — 2004гг.), II и III Всероссийской научно-практической конференции «Ресурсосбережение и экологическая безопасность» (Смоленск, 2000, 2001гг.), первой всероссийской Школе-семинаре молодых ученых и специалистов (Москва, МЭИ (ТУ), 2002), опубликованы и представлены на Г Международной конференции по энергосбережению (Алжир, 2003 г.).
Классификация комбинированных установок совместного производства теплоты и холода
По принципу действия комбинированные установки подразделяются: Компрессионные КУ В зависимости от протекающего процесса компрессионные КУ подразделяются [48]: - парокомпрессионные; - газовые.
Парокомпрессионные КУ наиболее распространены в мировой практике. Это связано, как хорошо известно, с высокими значениями энергетической эффективности парокомпрессионных циклов по сравнению с газовыми.
В зависимости от применяемого компрессора КУ подразделяются [85, 109]: - одноступенчатые; - двухступенчатые; - многоступенчатые.
Переход от одноступенчатого сжатия в компрессоре к двух- и многоступенчатому связан с тем, что при большой разности температур между теплоприемником и теплоотдатчиком требуется высокое отношение давлений конденсации и испарения 7ГК..
Для избежания вакуума на входе в компрессор и больших 7ГК возможно применение каскадных схем[69] с различными рабочими телами, а также КУ с последовательным соединением по нагреваемому и охлаждаемому теплоносителям с противоточным их движением.
Преимущество каскадных установок по сравнению с многоступенчатыми заключается в возможности преобразования теплоты в более широком интервале температур, так как для каждого цикла подбирается рабочее тело с наиболее благоприятными свойствами в требуемых пределах изменения параметров. К недостаткам каскадных установок относится дополнительная необратимость, связанная с теплообменом между рабочими телами в конденсаторе-испарителе при Тк{ Тк2.
Другим решением этой проблемы является применение в качестве рабочего тела КУ зеотропных смесей, имеющих неизотермичность фазовых переходов (конденсации и испарения). Это позволяет значительно снизить 7СК, что в свою очередь приводит к увеличению адиабатного КПД компрессора rjs. Использование таких рабочих тел дает экономию электрической энергии на привод компрессора. Абсорбционные КУ Абсорбционные КУ применяются гораздо реже, чем парокомпрессионные. Действие абсорбционных установок основано на использовании экзотермических или эндотермических процессов смешения [54]. Процесс повышения давления рабочего агента, выполняемый в компрессионных установках с помощью механического компрессора, в абсорбционных установках осуществляется с помощью так называемого термохимического компрессора, состоящего из двух аппаратов - абсорбера и генератора.
Пароэжекторные и термоэлектрические КУ До последнего момента, пароэжекторные и термоэлектрические КУ не получили широкого применения. Эффективное применение пароэжекторных КУ лежит в области высоких значений производительности, что связано в первую очередь с размерами критических сечений эжекторов [69]. Термоэлектрические устройства характеризуются существенно большим удельным расходом энергии, чем соответствующие устройства с парожидкостными компрессионными установками[16].
По времени действия комбинированные установки подразделяются: КУ, вырабатывающие тепло и холод одновременно; КУ, попеременно вырабатывающие тепло или холод в течение года.
Последний вариант нашел применение в системах кондиционирования воздуха, где часто нет необходимости постоянного использования либо теплоты, либо холода.
Самое широкое применение комбинированные установки нашли в пищевой промышленности. Это связано с тем, что на пищеперерабатывающих комбинатах требуется как большое количество холода относительно высокого температурного уровня от - 18 С до - 6 С (охлаждение и хранение продуктов), так и большое количество тепла от 40 С до 90 С (процессы нагрева и обработки продуктов). Лидирующее положение среди предприятий пищевой промышленности занимают молоко-и мясокомбинаты, так как тепло, отбираемое у молока и мяса в процессе их охлаждения, имеет температурный уровень 36 С. Применение КУна молокозаводах Потребление холода молокозаводом производительностью ПО тонн в смену и температурные уровни холода приведены в таблице 1.1 [36]. В то же время на молокозаводах существует большая потребность в тепле: для пастеризации молока необходимо тепло с температурой 95 С, а для отопления и горячего водоснабжения с температурой 40 С ... 65 С.
Подобная комбинированная установка была построена на Сагареджойском молококомбинате Грузии [16]. Установка состоит из двух контуров: нижнего, включающего холодильную машину, работающую на аммиаке; верхнего, состоящего из автоматизированной холодильной установки, работающей в режиме ТНУ на фреоне R142b. Холод при температуре - 10 С, получаемый в нижней ветви каскадной КУ, расходуется для хладоснабжения пастеризационно-охладительной установки и хранилища готовой продукции. Горячая вода с температурой 90 С, полученная в верхней ветви КУ, подается на пастеризацию молока, горячее водоснабжение и отопление. Внедрение КУ на Сагареджойском молококомбинате обеспечили годовую экономию 350 т. Мазута [16].
Влияние степени регенерации на термодинамические показатели комбинированной установки
Влияние степени регенерации [18, 99] в регенеративном теплообменнике Т -Т (рис. 2.1) Трег=— — на термодинамические показатели бпред 5 комбинированной установки исследовались для варианта с температурой конденсации t,m = 60 С, температурой испарения Ти = -20 С для R143 а и R401c. Здесь Тбпред - предельно возможное значение температуры на выходе из регенеративного теплообменника. Обычно ее принимают с учетом недорекуперации Т6пред = Тг - ДТнед.. Степень регенерации изменялась от 0 до 1. Результаты расчетов представлены в таблице 2.1. - 2.2.
На рис. 2.10 приведены графики зависимостей влияния степени регенерации на температуру перегретых паров хладагента за компрессором. При повышении степени регенерации эта температура резко возрастает.
На рис. 2.11 приведены графики зависимостей влияния степени регенерации на эксергетический КПД КУ. Из графиков видно, что увеличение степени регенерации приводит к увеличению эксергетического КПД КУ, который достигает своего значения при регенерации 100 %. Эта задача решается путем сравнения комбинированной установки КУ и альтернативных вариантов получения теплоты и холода холодильной машиной ХМ [49] и тепловым насосом ТН [47].
Расчеты проведены для КУ, ХМ и ТН с регенерацией около 70 % теплоты между потоками рабочего тела в регенеративном теплообменнике; с адиабатным КПД одноступенчатого компрессора rs = 1 и- одинаковым расходом рабочего тела V=l м/ч для различных температур испарения и конденсации. В качестве рабочего тела используется фреон R22. В расчетах приняты пределы изменения температур: конденсации t от 40 до 80 С; испарения t„ от -30 до 0 С. Средняя разность температур: конденсирующегося рабочего тела и нагреваемой воды в конденсаторе ДТкд = 5 град.; охлаждаемого объекта и кипящего рабочего тела в испарителе АТИ = г тепл , тр хая 4 град
По представленным в таблицах 2.3 и 2.4 данным видно, что с ростом температуры испарения ТН увеличивается и эксергетический КПД совместной работы ТН и ХМ. Однако температура испарения, при которой происходит увеличение КПД в данном случае имеет более высокое значение, чем температура окружающей среды. В реальных ТН в качестве низкопотенциального источника теплоты обычно используется теплота артезианских источников, технических водоемов, рек и т.п., имеющих температуру 8 ... 20 С. Низкопотенциальные источники, имеющие температуры выше Тос, относятся к отходам технологических процессов и на практике встречаются редко.
На основании этого можно сделать вывод о существовании областей применения, где выгоден тот или иной способ совместного производства теплоты и холода при работе на конкретном хладагенте.
Термодинамическая эффективность системы тепло- хладоснабжения, с точки зрения экономии первичной энергии определяется количественным сравнением затрат топлива (первичной энергии) на выработку электрической энергии для привода компрессора комбинированной установки КУ с затратами топлива при раздельном производстве. Тепло- и холодопроизводительности одинаковы для всех схем производства теплоты и холода.
Распределение энергетических затрат в комбинированном производстве теплоты и холода пропорционально эксергии выходящих продуктов
Объемные и энергетические характеристики (коэффициент подачи - X и адиабатный КПД - ts) поршневого компрессора [58] зависят от большого количесства факторов. В первую очередь от термодинамических и теплофизических свойств рабочего тела при условии всасывания: удельного объема - vec, температуры Твс, показателя адиабаты к [66]. Кроме этого, большое значение имеют конструктивные особенности компрессора..
Натурные испытания поршневых компрессоров при переходе на новые рабочие вещества затруднительны из-за большого количества исследуемых рабочих тел и режимов [59]. В связи с этим возникает задача разработки методики прогнозирования объемных и энергетических характеристик компрессора при работе на различных рабочих телах, опираясь на ограниченные экспериментальные данные [45].
Поставленная задача решается путем проведения экспериментальных исследований [52] на примере малого герметичного холодильного компрессора и выявления корреляционных функций для прогнозирования коэффициента подачи X, и адиабатного КПД rjs в зависимости от степени сжатия жК при работе на различных хладагентах.
В работе [94] показаны результаты испытания малого герметичного холодильного компрессора с описываемой объемной производительностью Vh = 1,7 м /ч при работе на четырех хладагентах (Рис. 4.1).
Зависимость адиабатного КПД от степени сжатия для герметичного компрессора с описываемой объемной производительностью Vh = 1,7 м3/ч; поданным [94]. В этой работе было изучено четыре хладагента: азот, фреон R22, смесь Mixl (Ar+R14+R125 с мольными долями соответственно 0,098+0,590+0,312) и смесь Mix2 (N2+CH4+C3H8 с концентрациями 0,216+0,600+0,184).
Из данных [94] очевидно, что эти характеристики зависят не только от степени сжатия, но и от свойств рабочего тела. В связи с этим, результаты авторов [94] целесообразно дополнить испытаниями широкого круга других рабочих тел и предпринять попытку нахождения корреляционных зависимостей.
Схему экспериментальной модели установки комбинированной выработки теплоты и холода [65] (рис. 4.3) можно условно разделить на несколько блоков: - блок повышения давления; - блок предварительного охлаждения рабочего тела; - низкотемпературный блок. Блок повышения давления необходим для решения следующих задач: - поддержание заданного давления нагнетания рабочего тела; - обеспечение циркуляции рабочего тела; - вакуумирование стенда; - дозаправка системы рабочим телом.
Внешний вид экспериментального стенда представлен на рис. 4.4. Для обеспечения циркуляции рабочего тела используется малый герметичный холодильный компрессор 1 фирмы L Unite Germetique марки CAJ 2432 с описываемой объемной производительностью 3,0 м3/ч. При определении мощности, потребляемой компрессором, используется электронный ваттметр 2 типа DIGITAL WATT METER. Рабочее тело, сжатое в компрессоре, поступает в конденсатор 3, который представляет собой змеевик, изготовленный из медной трубки с наружным диаметром 8 мм и толщиной стенки 1 мм. Наружная поверхность трубки оребрена проволокой с диаметром 1 мм и шагом навивки 2 мм. Змеевик помещен в кожух, изготовленный из нержавеющей стали, внутри которого протекает вода. Рабочее тело, проходя внутри змеевика, охлаждается и конденсируется, а выделяющаяся теплота отводится к нагреваемой воде. Конденсатор теплоизолирован при помощи листового теплоизоляционного материала Rubboflex. Толщина изоляции составляет 50 мм. Это обеспечивает практически адиабатные условия работы конденсатора.
На всасывающем трубопроводе компрессора установлен запорный вентиль 10 с быстроразъемной муфтой Ганзея. К ней подсоединяется вакуумный насос типа РВН 5 для первоначального вакуумирования системы или для удаления рабочего тела, эксперименты на котором закончены. К этой же муфте подсоединяется баллон с заправляемым рабочим телом.
Задачей блока предварительного охлаждения рабочего тела является обеспечение конденсатора нагреваемой водой при различной температуре входа. Этим имитируется различная температура окружающей среды. Вода из водопровода поступает в водонагреватель 11, который представляет собой металлическую трубу диаметром 50 мм и длиной 500 мм, вовнутрь которой помещен электронагреватель. Питание электронагревателя осуществляется от блока питания. Изменяя мощность электронагревателя, можно нагреть воду до различных температур. Дня перемешивания нагреваемой воды в нагревателе используется шнековидная вставка, выполненная из тонкостенной нержавеющей стали. Расход воды, проходящей через конденсатор, определяется посредством ротаметра 12 типа РС-3. Вода после конденсатора поступает в сливную магистраль водопровода.
Низкотемпературный блок служит основной частью экспериментального стенда для выработки холода. Уменьшение теплопритоков достигается тем, что весь низкотемпературный блок помещается в цилиндрический сосуд из пенопласта, который после монтажа засыпается мелким перлитным песком. В верхней части сосуда располагается регенеративный теплообменник 7. Теплообменник витой, типа "труба в трубе", изготовлен из медных трубок. Внешняя трубка имеет наружный диаметр 10 мм и толщину стенки 1 мм. Внутри располагаются 4 оребренные проволокой трубки с наружным диаметром 3 мм и толщиной стенки 0.25 мм, по которым проходит прямой поток рабочего тела. Обратный поток проходит в межтрубном пространстве. В схеме предусматривается вариант, при котором прямой поток подходит к дроссельному вентилю 6 минуя теплообменник. Для этого в схеме установлены запорные вентили 4.
Дроссельный вентиль располагается в нижней части пенопластового сосуда и представляет собой игольчатый вентиль тонкой регулировки. Дроссельный вентиль имеет удлиненный шток, который в нижней части выполнен с сальниковым уплотнением из фторопластовых колец. В верхней части штока имеются шлицы, которые находятся в зацеплении с зубчатым колесом (лимбом), указывающем положение иглы вентиля, что значительно облегчает регулировку.
Последовательность проведения измерений
При классификации погрешностей измерений выделяют, как известно, погрешности систематические и случайные [55]. Случайные погрешности обнаруживают путем повторных измерений одной и той же величины в одних и тех же условиях. Систематическую погрешность измерения обычно оценивают путем теоретического анализа, основываясь на известных свойствах средств измерения [17, 63].
Систематическая погрешность косвенных измерений коэффициента подачи компрессора X = V /Vi, определяется, согласно [55], при помощи коэффициентов влияния. Они находятся как частные производные нелинейной функции. Реальный расход рабочего тела определяется из теплового баланса водяного конденсатора с учетом плотности рабочего тела на входе в компрессор: » рт— (УвСр.вДТв/Ср.ртДТрт) (4.1)
Поскольку знаки составляющих систематическую погрешность носят случайный характер, то знак не следует фиксировать [55]. Тогда для нашего случая предельная относительная погрешность бурт отношения трех и двух сомножителей равна сумме предельных относительных погрешностей членов нелинейной функции [55]: 0Vpr= 0V,B+ 0Ср,в+ 0Т+ 0Ср,рт (4.2) Величина случайной погрешности \Лз определяется по разбросу экспериментальных точек по отношению к сглаживающей кривой и определяется как: Vpr=t(a,k)Sx, (4.3) где t(a, к) — коэффициент Стьюдента, зависящий от доверительной вероятности а и числа степеней свободы к = п.— 1 [55]. Здесь п - число экспериментальных точек; Sx — оценка случайного среднеквадратичного отклонения.
Объединение случайной и систематической погрешностей обычно проводят при помощи определения среднеквадратичного отклонения общей погрешности результата: S2 = VS2x+S2e, (4.4) где Se = У 1/ЗЕ0 j — среднеквадратичное отклонение для систематической погрешности [55], 0 — предельная оценка j - той составляющей систематической погрешности (4.2). Общую абсолютную границу погрешности экспериментального результата А можно вычислить по формуле: A = tSb (4.5) где t = t(a, к), если слагаемые имеют нормальное распределение, что характерно для нашей задачи [64].
Рассмотрим подробно составляющие систематической погрешности. Погрешность измерения расхода воды через конденсатор 0у,в определяется, строго говоря, с учетом поправок на систематическую погрешность и доверительного интервала случайной погрешности измерения расхода при заданной доверительной вероятности [71, 64]. С достаточной точностью, согласно [71], погрешность измерения расхода можно определить по трем составляющим: градуировке ротаметра бгр, отсчету показаний наблюдения 5Н и нелинейности шкалы 5нел. Градуировка ротаметра РС-3 проводилась на сухом азоте при помощи газового счетчика ГСБ-400 класса точности 1.0. Следовательно, среднеквадратичное значение погрешности градуировки (при равновероятностном ее распределении в пределах допусков) может оцениваться величиной 5 = 1.0/V 3 0.5 [71].
Среднеквадратичное значение погрешности отсчета показаний 5Н определяется ошибкой отсчета, равной половине деления шкалы, и уприборов данного типа, как показано в [64], достигает 1,5 % (при расходе V
Погрешность вследствие нелинейности шкалы 5нел связана, в основном, с непостоянством коэффициента расхода ctp при изменении положения поплавка и связанных с этим изменений структуры потока. Обычно [71] среднеквадратичное значение этой погрешности 5нел по аналогии с сужающими устройствами принимают равным 5нел = 0,5...0,6 %.
Просуммировав все составляющие, получим наибольшую по шкале (при V = 0,1 Vmax) относительную среднеквадратическую погрешность ротаметра РС-3 Єу,в = V (52 ПЗ+ 52 „ + 52 нел) = 1.6 %. (4.6) Эта величина погрешности Эу в совпадает с паспортными данными на ротаметр РС-3, приведенными для градуировки по воздуху.
Погрешность определения теплоемкости воды 0ср,в соответствует нескольким сотым долей процента [6]. Такие отклонения значений изобарной теплоемкости от новейших значений определены по спектроскопическим данным [57]. С запасом принимаем 0ср,в = 0,1 %.
Погрешность определения температур термопарами медь-константан определялась точностью градуировки и измерения термо-ЭДС на цифровом вольтметре Щ-300. Градуировка термопар проводилась при помощи образцового платинового термометра сопротивления ИС-533, точность которого составляет ±0.01 К, по результатам шести измерений: кипение азота N2 Т = 77,35 К (Е =5,173 мВ); кипение аргона Аг Т = 87,29 К (Е = 5,005 мВ); плавление диэтилового эфира СДІюО Т = 156,85 К (Е = 3,525 мВ); сублимация диоксида углерода СОг Т = 194,67 К (Е = 2.510 мВ); плавление льда дистиллированной воды Т = 273,15 К (Е = 0 мВ) и нагретая вода Т = 316,78 К ( Е = -1,680 мВ).
