[공조냉동기계기사 필기] 18년 2회차 기출문제 정답·해설 페이지

정압비열과 정적비열 사이에는 $C_p - C_v = R$의 관계가 성립하고, 비열비는 $k = C_p / C_v$로 정의된다.
두 식을 연립하면 $C_p = \dfrac{k}{k-1}R$, $C_v = \dfrac{1}{k-1}R$이 유도되므로, 정압비열을 비열비와 기체상수로 나타낸 이 식이 옳은 관계식이다.

고온부 $T_1$에서 열량 $Q$가 빠져나가면 엔트로피는 $Q/T_1$만큼 감소하고, 저온부 $T_2$가 같은 열량을 받으면 엔트로피는 $Q/T_2$만큼 증가한다.
두 변화를 합하면 전체 엔트로피 변화량은 $\Delta S = \dfrac{Q}{T_2} - \dfrac{Q}{T_1} = \dfrac{Q(T_1-T_2)}{T_1 \times T_2}$가 되며, $T_1 > T_2$이므로 항상 양의 값을 가져 비가역 열전달에 의한 엔트로피 증가를 나타낸다.

이상기체의 가역 등온과정에서는 내부에너지 변화가 없으므로 흡수한 열량이 그대로 외부에 한 일과 같아 $Q = W = 500\,\text{kJ}$이다.
등온과정의 엔트로피 변화는 $\Delta S = \dfrac{Q}{T}$로 구해지며, 절대온도 $T = 100 + 273.15 = 373.15\,\text{K}$를 대입하면 $\Delta S = \dfrac{500}{373.15} \approx 1.340\,\text{kJ/K}$가 된다.

압축기 입구(증발기 출구) 엔탈피 $h_1=387.2$, 응축기 입구(압축기 출구) 엔탈피 $h_2=435.1$, 증발기 입구(팽창밸브 출구) 엔탈피 $h_3=241.8\,\text{kJ/kg}$이다.
냉동효과는 $h_1-h_3 = 387.2-241.8=145.4\,\text{kJ/kg}$이고 압축일은 $h_2-h_1=435.1-387.2=47.9\,\text{kJ/kg}$이므로, 성적계수는 $COP=\dfrac{145.4}{47.9}\approx 3.0$으로 계산된다.

습증기의 엔탈피는 포화액의 엔탈피에 증발에 의해 늘어난 엔탈피분을 더하여 구하며, 건도 $x$는 전체 질량 중 증기가 차지하는 비율을 나타낸다.
따라서 $h = h_f + x(h_g - h_f)$의 형태로 표현되며, 건도가 0이면 포화액 엔탈피 $h_f$, 1이면 포화증기 엔탈피 $h_g$와 일치한다.

종량적 상태량은 물질의 양(질량)에 비례하여 값이 달라지는 상태량으로, 체적이 대표적인 예이다.
압력, 온도, 밀도는 물질의 양과 무관하게 정해지는 강도성 상태량(intensive property)이므로 종량적 상태량에 해당하지 않는다.

정압과정의 일은 $W = P(V_2-V_1)$로 구하며, 먼저 이상기체 상태방정식 $PV=mRT$로 초기 체적을 구한다.
온도 $T=150+273.15=423.15\,\text{K}$, 압력 $P=500\,\text{kPa}$를 대입하면 $V_1=\dfrac{mRT}{P}=\dfrac{0.2\times0.287\times423.15}{500}\approx0.0486\,\text{m}^3$이고, 체적이 2배가 되었으므로 증가량도 $0.0486\,\text{m}^3$이다.
따라서 일은 $W=500\times0.0486\approx24.3\,\text{kJ}$로 계산된다.

낙하하는 물의 위치에너지가 마찰 등에 의해 모두 열로 전환된다고 보면, 단위 질량당 위치에너지 $gh$가 비열 $c$와 온도상승 $\Delta T$의 곱과 같다.
$\Delta T=\dfrac{gh}{c}=\dfrac{9.81\times55}{4200}\approx0.13\,\text{K}$로 계산되며, 비열을 J 단위(4.2kJ/kg·K = 4200J/kg·K)로 환산하여 대입한 결과이다.

줄-톰슨 계수는 엔탈피가 일정한 교축과정에서 압력변화에 대한 온도변화의 비, 즉 $\mu_J=\left(\dfrac{\partial T}{\partial P}\right)_h$로 정의된다.
교축과정에서는 압력이 항상 감소하므로($dP<0$), $\mu_J>0$이면 온도가 낮아지고(냉동장치 팽창밸브에서 일어나는 현상), 반대로 $\mu_J<0$이면 압력이 낮아지는데도 온도가 오히려 상승하는 것을 의미한다.

브레이턴 사이클의 열효율은 순일(터빈일-압축일)을 공급열로 나눈 값으로 구한다.
$\eta=\dfrac{w_{turbine}-w_{compressor}}{q_{in}}=\dfrac{406-175}{627}\approx0.37$로 계산된다.

등온과정에서 가열량은 절대온도와 비엔트로피 변화량, 질량의 곱으로 구할 수 있다.
$Q=mT\Delta s=2\times500\times(10-3)=7000\,\text{kJ}$로 계산된다.

열효율은 발생 동력을 연료의 공급 열량으로 나누어 구하며, 먼저 시간당 연료 공급열량을 계산한다.
연료 20kg/h와 저위발열량 43470kJ/kg을 곱하고 3600초로 나누면 공급열률은 $\dfrac{20\times43470}{3600}\approx241.5\,\text{kJ/s}$이고, 동력 74kW를 이 값으로 나누면 $\eta=\dfrac{74}{241.5}\approx0.31$, 즉 약 31%가 된다.

랭킨 사이클은 실제 증기 동력장치의 이상 사이클로, 가역단열압축(급수펌프) → 정압가열(보일러) → 가역단열팽창(터빈) → 정압냉각(복수기)의 네 과정으로 구성된다.
등온과정을 포함하는 구성은 카르노 사이클의 특징이며, 정적과정을 포함하는 구성은 실제 증기 사이클을 이루는 보일러·터빈·복수기·펌프의 작동방식과 맞지 않는다.

압력이 $P=aV^{-2}$로 주어질 때 일은 $W=\displaystyle\int_{V_1}^{V_2}aV^{-2}\,dV=a\left(\dfrac{1}{V_1}-\dfrac{1}{V_2}\right)$로 구해진다.
압축이므로 $V_1=0.3\,\text{m}^3$에서 $V_2=0.1\,\text{m}^3$로 줄어들며, $a=6\,\text{kPa}\cdot\text{m}^6$을 대입하면 $W=6\left(\dfrac{1}{0.3}-\dfrac{1}{0.1}\right)\approx-40\,\text{kJ}$가 되어, 공기가 외부로부터 일을 받은 음(-)의 값으로 계산된다.

카르노 사이클의 열효율은 $\eta_{th}=1-\dfrac{T_L}{T_H}$로 구하며, 절대온도로 환산하면 $T_H=500+273.15=773.15\,\text{K}$, $T_L=25+273.15=298.15\,\text{K}$이다.
대입하면 $\eta_{th}=1-\dfrac{298.15}{773.15}\approx0.6143$이 되고, 일은 공급열에 효율을 곱한 $W=\eta_{th}\times Q_H\approx0.6143\times500\approx307.2\,\text{kJ}$로 계산된다.

이 열기관의 카르노(최대) 효율은 $\eta_{Carnot}=1-\dfrac{T_L}{T_H}=1-\dfrac{303.15}{373.15}\approx0.188$이므로, 100kJ의 입력열로 얻을 수 있는 최대 일은 약 18.8kJ에 불과하다.
그런데 이 기관은 그보다 훨씬 많은 40kJ의 일을 얻는다고 하였으므로 카르노 효율의 한계를 넘어서며, 이는 열역학 제2법칙에 위배되는 경우에 해당한다. 다만 $Q_L=100-40=60\,\text{kJ}$로 양의 값이 나와 열역학 제1법칙은 위배하지 않는다.

열역학 제1법칙에 따라 계에 가해진 열량은 내부에너지 변화량과 계가 외부에 한 일의 합과 같다.
내부에너지 변화는 $\Delta U=50-30=20\,\text{kJ}$이고 외부에 한 일이 $W=10\,\text{kJ}$이므로, 가해진 열량은 $Q=\Delta U+W=20+10=30\,\text{kJ}$로 계산된다.

그림은 실린더 위 피스톤에 여러 개의 추가 얹혀 가스를 누르고 있는 모습이다. 열을 가하면서 추를 하나씩 덜어내면 압력이 내려가며 부피가 늘어나므로 $PV^{n}=$일정인 폴리트로픽 팽창이 되고, 여기서 $n=1.3$이다.
먼저 최종 압력을 구하면 $P_2=P_1\left(\dfrac{V_1}{V_2}\right)^{n}=300\times\left(\dfrac{0.05}{0.2}\right)^{1.3}=300\times0.165\fallingdotseq49.5\,[\mathrm{kPa}]$이다.
폴리트로픽 과정에서 가스가 한 절대일은 $W=\dfrac{P_1V_1-P_2V_2}{n-1}$이므로 $W=\dfrac{300\times0.05-49.5\times0.2}{1.3-1}=\dfrac{15-9.9}{0.3}\fallingdotseq17\,[\mathrm{kJ}]$이 된다.

타이어 체적이 일정하므로 정적과정으로 보고 이상기체 상태방정식을 절대온도·절대압력 기준으로 적용한다. 초기 절대압력은 $P_1=183+101.3=284.3\,\text{kPa}$, 초기 절대온도는 $T_1\approx293.15\,\text{K}$, 나중 절대온도는 $T_2\approx353.15\,\text{K}$이다.
정적과정에서는 $\dfrac{P_2}{T_2}=\dfrac{P_1}{T_1}$이 성립하므로 $P_2=284.3\times\dfrac{353.15}{293.15}\approx342.5\,\text{kPa}$가 되고, 계기압력으로 환산하면 약 241.2kPa가 되어 상승량은 $241.2-183\approx58\,\text{kPa}$로 계산된다.

랭킨 사이클의 열효율을 높이려면 복수기 압력을 낮추거나, 보일러 압력을 높이거나, 재열 장치를 사용하는 방법이 일반적으로 쓰인다.
반대로 터빈 출구 온도를 높이면 팽창일이 줄어들고 복수기에서 버려지는 열이 늘어나 열효율이 오히려 떨어지므로, 이는 효율 향상 방법으로 적절하지 않다.

증발온도가 -30℃ 이하로 낮아지면 압축기로 흡입되는 냉매증기의 비체적이 매우 커지고 흡입가스 밀도가 낮아져, 압축기의 단위 흡입체적당 얻을 수 있는 냉동효과는 오히려 감소한다.
이와 함께 체적효율 저하, 압축비 증가에 따른 토출가스 온도 상승, 냉동능력당 소요동력 증대도 함께 나타나므로, 단위흡입체적당 냉동효과가 상승한다는 설명은 실제 현상과 반대이다.

135kg 빙관을 사용하는 제빙장치는 브라인 탱크에 빙관을 담그고 브라인을 냉각시키는 방식으로, 탱크 내부의 헤어핀 코일로 브라인을 냉각하고 공기교반장치나 브라인 아지테이터로 브라인을 순환·교반하여 결빙을 고르게 한다.
브라인 펌프는 브라인을 배관을 통해 원격의 냉각 코일 등으로 순환시키는 별도의 브라인 순환 계통에서 사용되는 장치로, 단일 브라인 탱크 안에서 교반만으로 운전되는 제빙장치의 구성과는 거리가 멀다.

모세관 팽창밸브는 가늘고 긴 관의 마찰저항만으로 냉매를 감압시키는 고정된 오리피스 구조이므로, 관 내부에서 압력이 급격히 떨어지는 구간에서 냉매액 일부가 기화되어 베이퍼록(플래시가스) 현상이 발생할 수 있다.
모세관 팽창밸브에는 내부균압관과 같은 부속 장치가 없고, 개도를 조절하는 기구가 없어 증발부하 변동에 따라 유량을 능동적으로 조절할 수도 없다.

증발기 표면에 성에(착상)가 생기면 냉매와 실내공기 사이의 열전달 저항이 커져, 같은 열을 흡수하기 위해 증발온도와 증발압력이 낮아지게 된다.
증발압력이 낮아지면 압축비는 오히려 커지므로 압축비까지 감소한다고 본 설명은 옳지 않고(성적계수는 감소한다), 냉각능력 저하로 냉장실 내 온도는 강하가 아니라 상승하며, 냉동능력에 대한 소요동력도 감소가 아니라 증대되는 방향으로 나타난다.

응축기에서 방출해야 하는 열량은 증발기의 냉동능력과 압축기 소요동력의 합으로, $Q_c=7+2=9\,\text{kW}$이다.
이를 시간당 열량으로 환산하고 물의 비열(약 4.2kJ/kg·K)과 냉각수 입출구 온도차로 나누면 냉각수 유량을 구할 수 있다: $G=\dfrac{9\times3600}{4.2\times8}\approx964\,\text{kg/h}$.

단열 압축은 외부와의 열 출입이 없을 뿐, 압축기가 냉매에 일을 가하는 과정이므로 그 일만큼 냉매의 내부에너지가 증가하여 압축 전후 냉매 온도는 상승한다. 열출입이 없다는 것과 온도가 변하지 않는다는 것은 서로 다른 이야기이다.
팽창밸브를 통과하는 과정은 등엔탈피 과정이므로 팽창 전후 엔탈피는 변하지 않으며, 응축기에서 냉매가 버리는 열은 대부분 상변화에 따른 잠열이다. 응고열·융해열·응축열·증발열·승화열도 모두 상변화에 수반되는 잠열이므로 이를 현열로 설명한 것은 옳지 않다.

2단압축 2단팽창 냉동기는 저단측과 고단측에 여전히 같은 종류의 냉매를 사용하면서 팽창 과정만 두 단계로 나누는 방식이며, 냉매 종류 자체가 다른 것은 서로 다른 냉매를 사용하는 캐스케이드(다원) 냉동방식의 특징이다.
증발온도가 -30℃ 이하로 낮아지면 압축비가 지나치게 커져 2단압축 방식을 사용하는 것이 일반적이며, 중간냉각기의 냉각 방식에 따라 2단1단팽창과 2단2단팽창으로 구분하고, 2단1단팽창에서는 저단측과 고단측에 동일한 냉매를 사용하는 것이 맞다.

P-h(압력-엔탈피) 선도는 냉매의 엔탈피, 건조도(건도), 비체적 등 냉동사이클 해석에 필요한 상태량을 함께 나타낼 수 있다.
그러나 습구온도는 공기의 온습도 상태를 다루는 습공기선도에서 사용하는 개념으로, 냉매의 압력-엔탈피 관계를 나타내는 P-h선도에는 표시되지 않는다.

응축기에서는 냉매가 냉각수에 열을 방출하며 열은 항상 고온에서 저온으로 흐르므로, 냉각수의 출구온도는 응축온도보다 낮아야 정상적인 열교환이 이루어진다.
따라서 냉각수 출구온도가 응축온도보다 높다는 설명은 옳지 않으며, 팽창밸브 직후 온도가 직전보다 낮은 것, 크랭크케이스 유온이 증발온도보다 높은 것, 응축온도가 증발온도보다 높은 것은 모두 정상 운전 시 나타나는 현상이다.

그림의 장치는 압축기 → 유분리기 → 응축기 → 수액기 → 팽창밸브(E.V) → 액집중기 → 증발기 → 다시 액집중기 → 액분리기 → 압축기 순서로 순환한다. 표에 주어진 값은 $h_1=393$(압축기 흡입), $h_2=440$(토출), $h_3=h_4=230$(팽창밸브 전후), $h_5=h_6=185$(액집중기 하부와 증발기측 액), $h_7=385\,[\mathrm{kJ/kg}]$(증발기 출구)이다.
만액식이라 증발기 내부를 순환하는 냉매량은 압축기 순환량보다 많지만, 팽창밸브 출구부터 압축기 흡입까지의 저압측 전체를 하나의 검사체적으로 잡으면 압축기 순환량 1kg당 냉동효과는 $q_e=h_1-h_4=393-230=163\,[\mathrm{kJ/kg}]$이다.
압축일은 $w=h_2-h_1=440-393=47\,[\mathrm{kJ/kg}]$이므로 이론 성적계수는 $COP=\dfrac{q_e}{w}=\dfrac{163}{47}\fallingdotseq3.47$이다.
순환량 0.2kg/s를 곱해 냉동능력 $0.2\times163=32.6\,\mathrm{kW}$, 압축동력 $0.2\times47=9.4\,\mathrm{kW}$로 계산해도 $32.6/9.4\fallingdotseq3.47$로 같다. 즉 순환량은 성적계수 자체에는 영향을 주지 않는다.

냉동장치 내에 공기 등 불응축가스가 혼입되면 응축기 내 압력이 냉매 자체의 포화압력보다 높아져 응축압력과 응축온도가 상승하고, 이에 따라 압축비가 커져 압축기의 토출가스 온도도 높아진다.
응축온도가 떨어진다는 설명은 실제 현상과 반대이며, 증발압력이 낮아지거나 응축기에서 소음이 발생하는 것은 공기 혼입으로 나타나는 대표적인 현상으로 보기 어렵다.

제빙 운전은 냉수취출 운전보다 증발온도가 더 낮아야 필요한 저온의 얼음을 만들 수 있다. 증발온도가 낮아지면 압축비가 커지고 소요동력은 오히려 증가한다.
따라서 "증발온도가 높기 때문에 소비동력이 감소한다"는 설명은 사실과 반대이며, 이 항목이 빙축열 설비 특징에 대한 틀린 설명이다.
축열조 소형화, 심야전력 활용에 따른 운전비 절감, 자동화 최적운전에 의한 효율 향상은 빙축열 설비의 일반적인 장점으로 옳은 설명이다.

공비혼합냉매는 두 냉매를 특정 비율로 섞었을 때 비등점이 일치하여 단일 냉매처럼 거동하는 혼합물로, 서로 다른 할로카본의 결점을 보완하고 응축압력·압축비를 낮추는 효과가 있다.
그러나 R407C와 R410A는 비공비(제올로트로픽) 혼합냉매로 분류되며, 대표적인 공비혼합냉매는 R500, R502 등이다.
따라서 R407C·R410A를 공비혼합냉매의 예로 든 설명이 틀린 내용이다.

선도에서 증발압력은 1.94, 응축압력은 10.2$[\mathrm{kg/cm^2}]$이고, 엔탈피는 팽창밸브 직전 액이 122.5, 압축기 흡입 증기가 395.5, 압축기 토출이 453$[\mathrm{kcal/kg}]$이다. 흡입점을 지나는 등비체적선에 $v=0.624\,[\mathrm{m^3/kg}]$이 표시되어 있다.
체적효율에 대한 조건이 없으므로 피스톤 압출량을 그대로 흡입 체적으로 보면 냉매 순환량은 $G=\dfrac{V}{v}=\dfrac{120}{0.624}\fallingdotseq192.3\,[\mathrm{kg/h}]$이다.
압축일은 $h_2-h_1=453-395.5=57.5\,[\mathrm{kcal/kg}]$이므로 압축기 소요동력은 $N=\dfrac{G(h_2-h_1)}{860}=\dfrac{192.3\times57.5}{860}\fallingdotseq12.8\,[\mathrm{kW}]$가 된다.
이 문제에서 액엔탈피 122.5는 냉동효과($395.5-122.5$)를 구할 때 쓰는 값으로, 동력 계산에는 쓰이지 않는 함정 자료다. $1\,\mathrm{kW}=860\,\mathrm{kcal/h}$ 환산을 빠뜨리지 않는 것이 관건이다.

모세관에서의 압력강하는 유체가 좁고 긴 관을 통과하며 겪는 마찰저항에 비례한다. 직경이 가늘수록 유동단면적이 좁아 마찰저항이 커지고, 길이가 길수록 저항을 받는 구간이 늘어나 압력강하가 커진다.
따라서 직경이 가늘고 길수록 모세관의 압력강하가 가장 크게 나타난다.
반대로 직경이 굵고 짧을수록 저항이 작아 압력강하는 최소가 된다.

흡수식 냉동기의 열교환기는 발생기(재생기) 출구의 고온의 진한(농) LiBr 수용액과 흡수기 출구에서 발생기로 향하는 저온의 묽은(희) LiBr 수용액 사이에서 열을 교환한다.
이를 통해 발생기로 들어가는 희용액은 예열되고 흡수기로 들어가는 농용액은 냉각되어, 재생기의 가열량과 흡수기의 냉각부하를 동시에 줄여 사이클의 성능(COP)을 향상시킨다.

응축기의 열통과율은 냉매 측과 냉각매체 측의 열전달계수에 의해 결정되며, 물은 공기보다 열전달계수가 훨씬 크다.
따라서 물을 냉각매체로 쓰는 7통로식, 입형 셸 튜브식, 2중관식 응축기는 열통과율이 상대적으로 크고, 공기를 냉각매체로 쓰는 공랭식 응축기는 열통과율이 가장 작다.

흡수식 냉동기의 용액순환비는 재생기에서 나오는 농용액의 농도를 농용액 농도와 희용액 농도의 차로 나누어 구한다.
$f = \dfrac{65}{65-50} = \dfrac{65}{15} \approx 4.3$
즉 용액순환비는 약 4.3이다. 흡수기 냉각열량 값은 이 계산에는 쓰이지 않는 조건이다.

R1234yf는 HFO(하이드로플루오로올레핀) 계열 냉매로, 기존 HFC 냉매인 R134a에 비해 지구온난화지수(GWP)가 매우 낮아 자동차 에어컨 등에서 R134a의 대체 냉매로 활용된다.
나머지는 다음과 같이 잘못된 설명이다. 냉매번호 400번대는 비공비 혼합냉매, 500번대는 공비 혼합냉매이므로 이를 서로 바꿔 쓴 설명은 틀리며, R502는 R22와 R115의 공비혼합냉매이므로 R113이라 한 설명도 틀리다. 또한 흡수식 냉동기에는 물–LiBr 또는 암모니아–물 조합이 쓰이므로 R-11을 냉매로 든 설명도 옳지 않다.

증기분사 냉동기와 흡수식 냉동기는 모두 압축일이 아닌 열(증기 등 가열원)을 주된 구동 에너지로 사용한다는 공통점이 있다.
반면 증기압축(압축기) 냉동기는 압축기를 구동하는 기계적(전기) 에너지를 사용하므로, 흡수식·증기분사식과는 공급 에너지원이 다르다.

온수난방에서 방열기의 상당방열면적(EDR)은 난방부하를 표준방열량으로 나누어 구한다. 온수의 표준방열량은 $450\ \text{kcal/m}^2\text{h}$이다.
$EDR = \dfrac{6500}{450} \approx 14.4\ \text{m}^2$

일반적인 감습(제습) 방식으로는 습공기를 노점온도 이하로 냉각시키는 냉각식, 흡수액으로 수분을 흡수하는 흡수식, 고체 흡착제를 쓰는 흡착식, 공기를 압축해 수분을 응축시키는 압축식 등이 있다.
감압식은 통상적으로 분류되는 감습 방식에 포함되지 않으므로, 이것이 감습장치 방식이 아닌 것에 해당한다.

송풍량은 실내 현열부하를 취출 온도차로 나누어 구하며, 취출 온도차는 장치노점온도와 바이패스 팩터로 계산한다.
$\Delta t = (1-BF)(t_r - t_{ADP}) = (1-0.1)(26-13.5) = 11.25\ ^\circ\text{C}$
$Q = \dfrac{q_s}{\rho \cdot C_p \cdot \Delta t} = \dfrac{20.42}{1.2\times1.006\times11.25} \approx 1.50\ \text{m}^3/\text{s}$
부하는 kW(kJ/s), 비열은 kJ/kg·K이므로 결과는 $\text{m}^3/\text{s}$이고, 이를 환산하면 약 $1503\ \text{L/s}$이다.

유효온도(effective temperature)는 인체가 느끼는 온열감을 하나의 지표로 나타낸 것으로, 온도·습도·기류의 세 가지 요소를 종합하여 정의된다.

배출가스나 배기가스 등 공정에서 버려지는 열을 회수하여 증기나 온수를 만드는 보일러를 폐열보일러라 한다.

공기조화설비는 크게 열원설비, 공기를 처리하는 공조기 계통, 열매를 나르는 열매 수송설비, 실내유니트, 자동제어설비로 구성된다.
이 중 열을 만들어 공급하는 열원설비를 냉동기·보일러·히트펌프로 짝지은 것이 올바른 연결이다.
열매 수송설비에는 덕트·배관과 함께 송풍기·냉온수 펌프가 들어가며 연료 공급용 오일펌프는 해당하지 않고, 실내유니트는 취출구·유인유니트 등 실내에 설치되는 기기를 말하므로 자동제어기기를 여기에 넣은 것도 옳지 않다.

덕트가 여러 갈래로 분기되는 지점에서 각 분기 덕트로 흐르는 풍량의 비율을 조절하기 위해 설치하는 댐퍼를 스플릿 댐퍼라 한다.

공조기 부하는 실내에서 발생하는 취득열량에 외기부하와 송풍기·덕트에서 추가되는 열량을 더하여 구성된다.
즉 $q_R + q_O + q_F$가 공조기(냉각코일) 부하를 올바르게 나타낸 식이며, 펌프·배관 취득열량 $q_P$는 냉동기 부하 계산에는 포함되지만 공기 측인 공조기 부하에는 포함되지 않는다.

전공기 방식은 냉난방에 필요한 열을 모두 공기를 매개로 운반하는 방식으로, 단일덕트·이중덕트·각층유닛 방식이 이에 속한다.
반면 팬코일 유닛방식은 냉온수를 배관으로 각 실의 팬코일 유닛까지 공급하는 전수(全水) 방식이므로 전공기 방식에 속하지 않는다.

온수보일러에서 수두압, 즉 물의 높이에 의한 압력을 측정하는 계기를 수고계라 한다.

공기조화방식을 결정할 때는 건물의 종류, 규모, 사용목적 등 건물 자체의 용도와 특성을 우선적으로 고려한다.
반면 건물의 안정성(구조적 안전성)은 공조방식 선정보다는 구조설계의 영역으로, 공조방식 결정 요소로서는 거리가 멀다.

증기난방에서 환수주관을 보일러 수면보다 높은 위치에 배관하여 환수관 안이 응축수와 공기로 나뉘도록 하는 방식을 건식 환수방식이라 한다.
반대로 환수주관을 보일러 수면보다 낮게 배관해 항상 응축수로 채워지게 하는 것은 습식 환수방식이다.

밀폐식 팽창탱크는 상부 공기층(또는 봉입가스)이 완충 역할을 하여 압력변동을 흡수하며, 개방식보다 탱크 용적을 더 크게 설계해야 한다는 점, 정지 중에도 일정 압력 이상을 유지해 공기 침입을 막는다는 점은 모두 옳은 설명이다.
그러나 개방식 팽창탱크는 대기에 개방되어 있어 온수온도가 지나치게 높으면 탱크 내에서 물이 끓어 넘칠 위험이 있으므로, 오히려 온수온도를 낮게 제한해 저온수 난방에 사용한다. "85℃ 이상으로 해야 한다"는 설명은 이와 반대이므로 틀린 내용이다.

냉수코일에서는 통과 풍속을 2~3m/s, 코일 출입구 수온차를 5~10℃ 전후로 설계하며, 관은 수평으로 설치하여 공기 정체를 막는다.
다만 코일 내 냉수 유속은 지나치게 빠르면 관 침식·소음·수압손실이 커지므로 일반적으로 1m/s 전후로 제한한다. "2.5m/s 이상으로 한다"는 설명은 이러한 설계 원칙과 반대되어 틀린 내용이다.

평면벽을 통한 정상 전도 열량은 푸리에 법칙으로 구한다. 벽 두께 80mm는 0.08m이다.
$q = \dfrac{k \cdot A \cdot \Delta t}{L} = \dfrac{40 \times 60 \times 32}{0.08} = 960000 = 9.6\times10^{5}\ \text{kcal/hr}$

관말트랩은 증기난방에서 배관 끝의 응축수를 배출하기 위해 설치하는 증기트랩으로, 증기난방 계통에 사용된다.
팽창탱크, 공기빼기밸브, 순환펌프는 모두 온수난방 계통에서 사용하는 요소이므로, 관말트랩이 온수난방과 가장 거리가 먼 것이다.

혼합상자에서 냉풍과 온풍을 적당한 비율로 자동 혼합하여 각 실로 공급하는 방식은 2중(이중) 덕트방식의 특징이다.

그림에서 외기(엔탈피 $h_1$)가 예냉코일을 지나 $h_3$이 되고, 여기에 실내 환기 $h_2$가 합류해 혼합공기 $h_4$가 된 다음 냉각코일을 통과해 $h_5$로 송풍된다. 외기량이 $G_F$, 전풍량이 $G$이므로 환기량은 $G-G_F$다.
혼합점의 열평형은 $Gh_4=G_Fh_3+(G-G_F)h_2$이므로 정리하면 $Gh_4=Gh_2+G_F(h_3-h_2)$를 얻는다.
냉각코일 부하는 코일 입출구의 차이인 $q=G(h_4-h_5)$이므로 위 식을 대입하면 $q=G(h_2-h_5)+G_F(h_3-h_2)$, 즉 $q=G_F(h_1-h_2)-G_F(h_1-h_3)+G(h_2-h_5)$가 된다.
의미로 보면 실내 부하 $G(h_2-h_5)$에, 예냉코일에서 $h_1\to h_3$까지 처리하고 남은 외기 부하 $G_F(h_3-h_2)$를 더한 형태다. 혼합 후 전풍량에 곱하는 항과 외기량에만 곱하는 항을 구분하는 것이 핵심이다.

온풍난방은 온풍로에서 데운 공기를 직접 실내로 취출하는 방식으로, 방열기와 배관이 필요 없어 설비비가 저렴하고 예열시간이 짧아 간헐운전이 가능하다는 장점이 있다.
반면 실내 상하 온도차가 커서 쾌적성이 떨어지고 송풍기 소음이 비교적 크다는 단점이 있다.
따라서 "방열기, 배관설치로 인해 설비비가 비싸다"는 설명은 온풍난방의 실제 특징과 반대이므로 틀린 내용이다.

에어와셔에서 순환수(가습수를 재순환)를 분무하면 공기의 현열이 물의 증발잠열로 바뀌는 단열가습 과정이 되어, 공기는 냉각·가습되지만 엔탈피는 거의 일정하게 유지된다.
따라서 "순환수 분무 시 엔탈피가 감소한다"는 설명이 틀린 내용이다.
분무수 온도가 입구공기의 노점온도보다 낮으면 냉각 감습되고, 노점온도와 습구온도 사이이면 냉각 가습되며, 증기를 분무하면 가열 가습되어 엔탈피가 증가한다는 나머지 설명은 옳다.

그림은 하나의 철심에 코일 C1과 C2를 나란히 감아 놓고, C1 쪽 전류 $I$에 $\Delta I$만큼 변화를 준 다음 C1 양단의 $e_1$과 C2 양단의 $e_2$를 함께 표시한 것이다. 같은 코일에 나타나는 $e_1$은 자기유도, 다른 코일에 나타나는 $e_2$는 상호유도의 결과다.
전류가 변하면 철심 속 자속이 변하고 그 자속 변화가 C1 자신에게 기전력을 만든다. 이때 $e_1=N_1\dfrac{d\phi}{dt}=L\dfrac{dI}{dt}$ 이므로 감은 횟수와 자속의 시간변화율의 곱에 비례한다는 설명은 옳다.
C2에 생기는 기전력은 $e_2=M\dfrac{dI}{dt}$ 로, $dI/dt$와 $e_2$를 이어 주는 계수는 상호인덕턴스 M이다. 따라서 이 관계를 자기인덕턴스로 설명한다는 서술이 잘못된 것이고, $e_2$가 자속 변화를 방해하는 방향으로 생기는 것은 렌츠의 법칙으로 설명된다.

그림의 신호 흐름은 목표값 → 비교부(⊖) → 제어요소 → 제어량이고, 출력인 제어량이 검출부를 지나 다시 비교부로 되돌아가 목표값에서 빼도록 그려져 있다.
이렇게 출력을 검출해 입력과 비교하는 피드백 경로가 있으면 신호가 한 바퀴 돌아 닫힌 고리를 이루므로 폐루프 제어(피드백 제어)다. 편차(목표값−검출값)로 제어요소를 움직이므로 외란이나 특성 변화를 스스로 보정할 수 있다.
출력을 되돌려 비교하지 않고 입력만으로 조작하는 방식이 개루프(개방) 제어이며, 미리 정해진 순서에 따라 단계를 진행시키는 것이 시퀀스 제어여서 그림의 검출부·비교부 구성과는 맞지 않는다.

물체의 위치, 방위, 자세와 같은 기계적 변위를 제어량으로 하여 목표값의 임의의 변화에 항상 추종하도록 구성된 제어장치를 서보기구라 한다.

무인 엘리베이터는 정해진 층별 정지 순서와 시간에 따른 동작을 미리 짜인 프로그램대로 자동 수행하므로 프로그램 제어에 해당한다.

뒤의 두 항은 C가 있는 경우와 없는 경우를 모두 포함하므로 묶으면 $A\overline{B}\,\overline{C} + A\overline{B}C = A\overline{B}$ 가 된다. 남은 항과 합치면 $X = \overline{A}\,\overline{B}C + A\overline{B} = \overline{B}(\overline{A}C + A)$ 이고, 흡수 법칙에 따라 $A + \overline{A}C = A + C$ 이므로 최종적으로 $X = \overline{B}(A+C)$ 로 간단해진다.

여러 입력 신호 중 하나 이상이 ON되면 출력이 ON되는 논리 회로는 OR회로이며, 논리합(+) 연산에 해당한다.

단상 변압기 2대로 3상 전압을 얻는 결선은 V결선이다. Δ결선에서 한 대의 변압기를 제거한 형태로, 2대의 변압기만으로도 3상 전력을 공급할 수 있다.
다만 V결선은 이용률이 Δ결선에 비해 낮아지고(약 86.6%), 출력도 감소하는 단점이 있지만 변압기 한 대가 고장났을 때 임시로 3상 운전을 계속할 수 있는 방식으로도 활용된다.

직류기에서 전압정류의 역할을 하는 것은 보극이다. 보극은 주자극 사이의 중성축 부근에 설치되어 전기자 반작용으로 인한 정류자편 사이의 전압을 상쇄시켜 정류를 양호하게 한다.
보상권선은 전기자 반작용 자체를 상쇄하는 역할을 하고, 탄소브러시는 저항정류에 관여하며, 리액턴스 코일은 전압정류를 담당하는 요소가 아니다.

2차측에 기동저항기를 접속하여 비례추이를 이용해 기동하는 전동기는 권선형 유도전동기이다. 회전자 권선을 슬립링을 통해 외부 저항과 연결할 수 있어, 2차 저항 값을 조절해 기동전류를 줄이고 기동토크를 높이는 비례추이 특성을 이용할 수 있다.
농형(2중 농형 포함) 유도전동기는 회전자가 단락된 구조여서 외부 저항 접속이 불가능하므로 비례추이를 이용할 수 없다.

전구에 걸리는 전압 100V, 흐르는 전류 0.4A이므로 저항은 옴의 법칙으로 구한다.
$R = \dfrac{V}{I} = \dfrac{100}{0.4} = 250\ \Omega$
정격전력 40W로도 검산하면 $R = \dfrac{P}{I^2} = \dfrac{40}{0.4^2} = 250\ \Omega$로 동일하게 계산된다.

공작기계의 부품 가공에서 펄스를 이용해 프로그램대로 제어하는 방식은 수치제어(NC, Numerical Control)이다. 가공 경로와 조건을 수치 데이터(펄스 신호)로 지령하여 자동으로 공작기계를 제어한다.

절연저항을 측정하는 계측기는 메거(Megger)이다. 고전압을 발생시켜 절연물의 저항값을 측정하는 전용 계측기이다.
휘트스톤브리지와 켈빈브리지는 각각 중저항, 저저항 정밀측정에 사용되며 절연저항(고저항) 측정용으로는 메거가 표준으로 쓰인다.

광전스위치, 액면스위치, 리미트스위치는 모두 물체나 상태의 변화를 자동으로 감지하는 검출용 스위치이다.
반면 누름버튼스위치는 사람이 손으로 직접 조작하는 수동 조작용 스위치이므로 검출용 스위치에 속하지 않는다.

그림은 전원 $E$가 있는 왼쪽 루프에 $L_1$, 오른쪽 루프에 $L_2$가 놓이고 두 코일이 상호인덕턴스 M으로 결합되어 있으며, 콘덴서 C가 두 루프의 공통 지로에 걸린 회로다. 오른쪽 루프에는 전원이 없고 $L_2$와 C만 들어 있다.
$i_2=0$이면 C에 흐르는 전류는 $i_1$뿐이고, $L_2$에는 $i_1$이 만드는 상호유도 기전력만 나타난다. 즉 오른쪽 루프에서 상호유도 전압과 콘덴서 전압이 서로 상쇄되어야 하므로 $\omega M i_1=\dfrac{1}{\omega C}i_1$ 이 성립해야 한다.
정리하면 $\omega M=\dfrac{1}{\omega C}$, 즉 $\omega^2 MC=1$ 에서 $C=\dfrac{1}{\omega^{2}M}$ 이다. 합성인덕턴스 L이 아니라 결합의 크기인 M이 들어가고, $\omega$가 아니라 $\omega^{2}$이 분모에 온다는 점이 핵심이다.

오차 발생시간과 오차의 크기로 둘러싸인 면적에 비례하여 동작하는 것은 오차를 시간에 대해 적분하는 I동작(적분동작)이다.
P동작은 오차 크기에, D동작은 오차의 변화율(기울기)에 비례하여 동작한다.

개루프 전달함수 $G(s) = \dfrac{1}{s^2+2s+3}$는 적분기(1/s)를 포함하지 않는 0형 시스템이므로 단위계단입력에 대해 정상상태 오차(오프셋)가 발생한다.
위치오차상수는 $K_p = \lim_{s \to 0} G(s) = \dfrac{1}{3}$이고, 오프셋은 $e_{ss} = \dfrac{1}{1+K_p} = \dfrac{1}{1+\frac{1}{3}} = \dfrac{3}{4} = 0.75$로 계산된다.

저항 8Ω과 유도리액턴스 6Ω이 직렬인 회로의 임피던스는 $Z = \sqrt{R^2+X^2} = \sqrt{8^2+6^2} = \sqrt{100} = 10\ \Omega$이다.
역률은 $\cos\theta = \dfrac{R}{Z} = \dfrac{8}{10} = 0.8$로 계산된다.

온도 보상용으로 사용되는 소자는 서미스터이다. 온도에 따라 저항값이 크게 변화하는 특성을 이용해 다른 회로 소자의 온도 특성을 보상하는 데 쓰인다.
바리스터는 전압 억제(서지 보호), 제너다이오드는 정전압, 버랙터다이오드는 가변용량 용도로 사용되어 온도 보상과는 목적이 다르다.

그림은 a에서 갈라진 두 갈래가 각각 1Ω을 지나 위 꼭짓점과 아래 꼭짓점에 이르고, 거기서 각각 2Ω을 지나 b로 모이며, 위 꼭짓점과 아래 꼭짓점 사이를 1Ω이 가로지르는 휘트스톤 브리지 형태다.
브리지 평형을 보면 위쪽 팔의 비가 $\frac{1}{2}$, 아래쪽 팔의 비도 $\frac{1}{2}$로 같다. 두 꼭짓점의 전위가 같아 가로지르는 1Ω에는 전류가 흐르지 않으므로 그 저항은 떼어내고 계산할 수 있다.
남은 회로는 $(1+2)\,\Omega$ 과 $(1+2)\,\Omega$ 의 병렬이므로 $R_{ab}=\dfrac{3\times3}{3+3}=1.5\,\Omega$ 이다.

온-오프(on-off) 동작은 조작량이 On/Off 두 상태로만 정해지는 가장 간단한 단속적(불연속) 제어동작이다.
제어량이 설정값 부근에서 지속적으로 오르내리는 사이클링(헌팅)이 발생하는 것이 특징이며, 응답속도와 오프셋 유무는 이 동작의 본질적 설명으로 적합하지 않다.

도시가스 배관을 고정할 때 관 지름 13~33mm 미만인 경우에는 2m마다 고정 장치를 설치해야 한다. (13mm 미만은 1m마다, 33mm 이상은 3m마다 고정한다.)

냉매배관의 동관은 냉매 누설과 강도를 고려하여 가능한 한 이음매 없는(seamless) 관을 사용해야 하며, 이음매 있는 관을 사용한다는 설명은 옳지 않다.
배관 재료는 냉매 종류에 맞게 선택하고, 저압용 배관은 저온에서도 물리적 성질 변화가 적은 재료를, 굽힘부는 충분한 강도를 갖는 재료를 사용해야 한다는 나머지 설명은 타당하다.

동관의 호칭경(A)과 실제 외경은 규격표로 정해져 있으며, 호칭경 20A는 실제 외경 22.22mm(7/8인치 계열)에 해당한다.
참고로 15A는 15.87mm, 25A는 28.57mm, 32A는 34.93mm로 호칭경이 커질수록 외경도 함께 커진다.

팬코일 유닛 방식에서 공급관 2개(냉수관, 온수관)와 공용 환수관 1개, 총 3개의 배관으로 구성되는 방식이 3관식이다.
2관식은 공급관과 환수관이 각 1개씩(냉난방 겸용), 4관식은 냉수·온수의 공급관과 환수관이 각각 별도로 구성된 방식이다.

방열기 자체의 수저항(내부 저항)이 배관의 마찰손실에 비해 매우 큰 경우에는, 방열기까지의 배관 경로 길이 차이로 인한 마찰손실 불균형이 전체 저항에서 차지하는 비중이 작아진다.
따라서 각 방열기까지 배관 길이를 동일하게 맞추는 역귀환 방식을 쓰지 않고도 유량이 비교적 고르게 분배되므로, 배관이 단순한 직접귀환 방식을 채용할 수 있다.

증기와 응축수의 온도 차이를 이용해 응축수를 배출하는 트랩은 온도조절식 트랩이며, 그 대표적인 예가 벨로스 트랩이다. 벨로스(또는 바이메탈) 내부의 감온 소자가 온도 변화에 따라 신축하며 밸브를 개폐한다.
버킷 트랩과 플로트 트랩은 응축수의 수위·부력 차이를 이용하는 기계적 트랩이고, 디스크 트랩은 증기와 응축수의 유속·압력 차이를 이용하는 열역학적 트랩으로 원리가 다르다.

배관의 분리, 수리, 교체가 필요할 때 사용하는 관 이음재는 유니언이다. 너트를 풀어 배관을 손상시키지 않고 분해·재조립할 수 있는 구조를 갖는다.
부싱, 소켓, 엘보는 각각 관경 축소, 직선 접속, 방향 전환을 위한 이음재로 분해·재조립을 목적으로 하지 않는다.

순간최대예상급수량(Qp)은 시간평균예상급수량을 분당으로 환산한 값(Qh/60)에 약 3~4배를 곱하여 산정한다.
$Q_h/60 = 3000/60 = 50\ L/\min$이므로, $Q_p \approx 3\sim4 \times 50 = 150\sim200\ L/\min$으로 계산된다.

환수주관이 보일러 수면보다 낮은 위치에 배관된 것이 습식환수관식이고, 보일러 수면보다 높은 위치에 배관된 것은 건식환수관식이다. 따라서 높은 위치 배관을 습식환수관식이라고 한 설명은 틀린 내용이다.
저압 증기의 압력 범위, 단관 중력환수식의 선단 하향 구배, 진공환수식이 대규모 난방에 적합하다는 나머지 설명은 타당하다.