ЕЖЕМЕСЯЧНЫЙ
НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЙ
И ПРОИЗВОДСТВЕННЫЙ
ЖУРНАЛ
МИНИСТЕРСТВА
МЯСНОЙ И МОЛОЧНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ СССР *
ВСЕСОЮЗНЫЙ
НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ
И КОНСТРУКТОРСКО-
ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ
ИНСТИТУТ
ХОЛОДИЛЬНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ
МОСКВА ИЗДАТЕЛЬСТВО -ЛЕГКАЯ И ПИЩЕВАЯ ПРОМЫШЛЕННОСТЬ-
ИЗДАЕТСЯ С 1923 ГОДА
СОДЕРЖАНИЕ
CONTENTS
РЕШЕНИЯ XXVI СЪЕЗДА КПСС — В ЖИЗНЬ!
Реализация Продовольственной программы СССР —
важнейшая задача пятилетки!
Поварчук М. М., Куликов В. М., Малинин Е. А.
Холодильный автотранспорт — важное звено реализации
Продовольственной программы страны
Иов А. О., Кочетов В. П., Янец М. А., Берлин И. И.,
Дука В. Ф. Опытные образцы отечественных
крупнотоннажных авторефрижераторов
Исаков И. Н., Малинин Е. А. Применение панелей типа
«сэндвич» в конструкциях изотермических кузовов
автофургонов и авторефрижераторов
Шпилев Г. Н., Евсейчев Ю. А. Испытания
изотермического вагона, охлаждаемого жидким азотом
Верников Г. И., Сапожников С. А., Шустер А. А., Кита-
ев Б. Н. Ускоренный метод определения
коэффициента теплопередачи ограждений вагона с
теплоизолированным кузовом
За экономию сырьевых, топливно-энергетических и других
материальных ресурсов
Эрлихман В. Н., Ионов А. Г. Снижение энергопотребления
холодильной установкой с конденсатором воздушного
охлаждения
Бригадной форме организации и стимулирования труда —
широкое внедрение!
Луканкин В. В., Ролина Н. Ф. Разъяснение по некоторым
практическим вопросам применения постановления
Совета Министров СССР от 4 декабря 1981 г. № 1145
«О порядке и условиях совмещения профессий
(должностей)»
НАУКА, ТЕХНИКА, ТЕХНОЛОГИЯ
Смыслов В. И. Выбор показателей и обеспечение
надежности холодильного оборудования
Гинзбург А. С, Петров И. Км Сильвестров Э. В.
Оптимальное программное управление энергоподводом при
сушке биопрепаратов в сублимационном аппарате
УСС-10
Абдульманов X. А., Абдульманов И. X. Определение
оптимального диаметра всасывающего трубопровода
аммиачной холодильной установки
Шавра В. М., Гопин С. Р. Пути интенсификации
внутреннего теплообмена в воздушных конденсаторах малых
холодильных машин
Тимохин Л. А., Шаззо Р. И., Криштафович А. Г., Вен-
гер К. П., Фатхи Исмаил Абдель Аал. Скороморозильный
аппарат и изотермический контейнер для замораживания
и хранения эндокринно-ферментного сырья
Овчарова Г. П., Фильчакова Н. Н. Влияние способа
замораживания и условий холодильного хранения на
состояние молочного жира в твороге
ОБМЕН ОПЫТОМ
Коган Б. Н. Циркуляционный ресивер — промежуточный
сосуд в схеме аммиачной холодильной установки
Малеванный Б. Н., Крупененков Н. Ф., Халявка А. А.
Обобщение опыта работы систем охлаждения камер
холодильной обработки мяса
37
43
48
50
52
ИЗОБРЕТЕНИЯ
В НТО ПИЩЕВОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ
II Пленум Центрального правления НТО пищевой
промышленности
Социалистическое содружество
30-тысячный рефрижераторный вагон из ГДР
В СОЦИАЛИСТИЧЕСКИХ СТРАНАХ
Вельцке В. 20-летний опыт производственной деятельности
предприятия ФЕБ МАБ Шкойдиц (ГДР)
СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
Гуков И. И., Силаев В. С, Вавреиюк В. М.
Модернизированные терморегулирующие вентили
РЕФЕРАТЫ
DECISIONS OF XXVI CONGRESS OF CPSU-INTO LIFE!
Realization of Food Program-Most Important Task of Five-
Year Plan!
Povarchuk M. M., Kulikov V. M., Malinin E. A. Refrigerated
Automobile Transport-Important Link in Realizing Food
Program of Country 2
lov A. O., Kochetov V. P., Yanets M. A., Berlin I. I., Du-
ka V. F. Experimental Samples of Home Heavy-Tonnage
Refrigerated Trucks 5
Isakov I. N., Malinin E. A. Utilization of "Sandwich"
Type Panels in Isothermal Bodies of Vans and
Refrigerated Trucks 8
Shpilev G.N., Yevseichev U. A. Testing Isothermal Railcar
Refrigerated by Liquid Nitrogen 12
Vernikoy G. I., Sapozhnikov S. A., Shuster A. A., Kitay-
ev B. N. Accelerated Method of Determining Coefficient
of Heat Transfer in Enclosure of Railcar With Thermally
Insulated Body 15
For Economy of Raw Material, Fuel-Energy and Other
Materiel Resources
Erlikhman V. N., Ionov A. G. Reduction of Energy
Consumption in Refrigerating Plant With Air-Cooled
Condenser 18
Wide Introduction of Brigade Form of Labour Organization
and Stimulation!
Lukankin V. V., Rolina'N. F. Explanation of Certain
Practical Problems of Applying Decision of USSR Council
22 of Ministers of 4th December 1981 No. 1145 "On Order
and Conditions of Matching Professions (Posts)" 22
SCIENCE, ENGINEERING, TECHNOLOGY
27 Smyslov V. I. Selection of Indices and Provision of
Reliability of Refrigerating Equipment 27
Ginsburg A. S., Petrov I. K., Silvestrov E. V. Optimum
Program Control of Energy Supply When Drying Biopre-
31 parations in Sublimation Apparatus YSS-10 31
Abdulmanov K. A., Abdulmanov I. K. Determination of
Optimum Diameter of Ammonia Refrigerating Plant Suction
34 Pipeline 34
Shavra V. M., Gopin S. R. Methods of Intensifying
Internal Heat Exchange in Air Condensers of Small
Refrigerating Machines 37
Timokhin L. A., Shazzo R. I., Kiishtafovich A. G., Ven-
ger K. P., Fatkhi Ismail Abdel Aal. Quick Freezer and
Isothermal Container for Freezing and Stoping Endocrine-
Ferment Raw Material 43
Ovcharova G. P., Filchakova N. N. Effect of Freezing
Method and Cold Storage Conditions on State of Milk
Fat in Cottage Cheese 48
PRACTICE EXCHANGE
Kogan B. N. Circulation Receiver-Intermediate Vessel in
Ammonia Refrigerating Plant Circuit 50
Malevanny B. N., Krupenenkov N. F., Khalyavka A. A.
Generalization of Experience of Operating Cooling
Systems of Rooms for Refrigerated Treatment of Meat 52
55, 61 INVENTIONS 55, 61
AT SCIENTI FIC-TECHNICAL SOCIETY OF FOOD INDUSTRY
II Plenum of Central Board of Scientific-Technical Society
58 of Food Industry 57
Socialist Cooperation
58 The 30-Thousand Refrigerated Railcar from GDR 58
IN SOCIALIST COUNTRIES
Wdtcske V. 20-Year Experience of Production Activities of
59 Enterprise VEB MAB Schkoidits (GDR) 59
REFERENCE DATA
Gukov I. L, Silayev V. S., Vavrenyuk V. M. Modernized
60 Thermostatic Expansion Valves 60
62 SUMMARIES 62
(g) Издательство «Легкая и пищевая промышленность», «Холодильная техника», 1983 г.
1

УДК 629.114.444.001.4
ОПЫТНЫЕ ОБРАЗЦЫ
ОТЕЧЕСТВЕННЫХ
КРУПНОТОННАЖНЫХ
АВТОРЕФРИЖЕРАТОРОВ
А. О. ИОВ, канд. техн. наук В. П. КОЧЕТОВ
Одесский технологический институт
холодильной промышленности
М. А. ЯНЕЦ, И. И. БЕРЛИН, В. Ф. ДУКА
Одесский автосборочный завод
Одной из задач, имеющих большое
значение для реализации
Продовольственной программы СССР, является
обеспечение перевозок пищевых
продуктов крупнотоннажным
авторефрижераторным транспортом.
В настоящее время в нашей стране
развернуты работы по созданию и
организации серийного производства
таких авторефрижераторов. Эти работы
являются составной частью планов СЭВ
по созданию усовершенствованных
изотермических средств.
На Одесском автосборочном
заводе (ОдАЗ) разработаны и изготовлены
опытные образцы унифицированных
полуприцепов-рефрижераторов полезной
грузоподъемностью 11,5 и 22 т [1],
предназначенных для эксплуатации
совместно с отечественными
автотягачами КамАЗ и МАЗ.
При создании авторефрижераторов
добивались обеспечения внутри кузова
температуры воздуха в диапазоне
—20ч- + 12°С с наименьшими
энергетическими затратами, а также хороших
ходовых и прочностных характеристик.
При этом учитывали передовые
достижения в этой области, возможности
отечественной промышленности, а
также необходимость соответствия
авторефрижераторов требованиям,
предъявляемым к этому транспорту
международным соглашением [2].
Совместно с Одесским
технологическим институтом холодильной
промышленности проведены теплотехнические
испытания опытных образцов
полуприцепов-рефрижераторов. Цель
испытаний — проверка соответствия
основных показателей изотермических
кузовов международным требованиям.
Испытания позволили оценить роль
отдельных факторов в ухудшении
теплоизоляционной способности кузова и
учесть их при доводке опытных
образцов.
Были испытаны четыре
изотермических кузова
полуприцепа-рефрижератора модели ОдАЗ-9772
грузоподъемностью 11,5 т и два кузова модели
ОдАЗ-9786 грузоподъемностью 22 т.
Испытания проводили в соответствии
с методиками, рекомендованными
Европейской экономической комиссией ООН
и СЭВ [2, 3], а также приведенными
в отечественной литературе [4].
Основным показателем для
изотермических кузовов является средний по
поверхности коэффициент
теплопередачи kF. Для новых
полуприцепов-рефрижераторов с машинным охлаждением
он не должен превышать 0,4 Вт/(м2 •
• К) [2], а нормативы европейской
организации «Трансфригороут» и СЭВ
предусматривают снижение этой
величины у новых транспортных средств
не менее чем на 10%.
Средний коэффициент теплопередачи
изотермического кузова определяли
методом внутреннего нагрева при
стационарном тепловом режиме [2, 4].
Внутри кузова размещали
электронагреватели, которые в целях
уменьшения влияния радиационного нагрева
внутренней поверхности кузова
экранировали снаружи металлическим
кожухом. Установленную потребляемую
мощность регулировали
автотрансформаторы. Для равномерного распределения
температур внутри кузова был
установлен вентилятор. Наружная
температура в течение всего времени
испытаний отклонялась от среднего
значения не более чем на ±0,5°С.
Температуру воздуха измеряли с помощью медь-
константановых термопар в 14 точках
внутри и снаружи кузова на
расстоянии 10 см от поверхности. Средняя
температура ограждения кузова в
процессе испытаний составляла около 26°С.
Расчетная погрешность измерений не
превышала максимально допустимой
соглашением [2] погрешности ±10%.
После изготовления практически у
всех образцов коэффициент
теплопередачи соответствовал норме (см.
таблицу) Некоторая неоднородность
значений этого коэффициента у различных
образцов объясняется, с одной
стороны, непостоянством теплофизических
свойств фреонозаполненного пенЬпо-
лиуретана ППУ-309 и ППУ-309М,
применяемого для теплоизоляции
ограждений кузова и получаемого для каждого
конкретного образца в условиях ОдАЗ,
а с другой стороны, качеством его
заполнения ограждающих конструкций,
5

Модель (образец)
ОдАЗ-9772 @01)
@02)
@03)
@04)
ОдАЗ-9786 @01)
@02)


подъемность,
т
11,5
22
Средний коэффициент
теплопередачи кузова
kF> BT/(i€f.K)
нового
0,36
0,353
0,369
0,36
0,355
0,365
после
ходовых
испытаний
0,42
0,41
0,395
0,39
0,38
0,39
причем последнее играет
определяющую роль.
После ходовых испытаний, в
процессе которых образцы прошли от
70 000 до 300 000 усл. км и которые
длились от 0,7 до 1,5 года, были
повторно проведены теплотехнические
испытания, показавшие, что
коэффициент теплопередачи ухудшился не
более чем на 10% (см. таблицу). При этом
ухудшение kF зависело как от
времени, прошедшего после изготовления, так
и от величины и сложности пробега.
Дифференцировать влияние этих
факторов не представилось возможным.
Коэффициент теплопередачи у
опытных образцов после ходовых
испытаний отличался от предусмотренного
международным соглашением [2] не
более чем на 5%, что находится в
пределах ошибки эксперимента.
Один из факторов, влияющих на
значение kp,— коэффициент
теплопроводности фреонозаполненного
пенополиуретана, который, как известно,
увеличивается, особенно ощутимо в первые
месяцы после его производства.
Важным показателем изотермических
кузовов является их герметичность,
значительно влияющая на величину
теплопритоков и общую
эффективность теплоизоляционной конструкции
кузова. Герметичность кузовов
проверяли вначале под избыточным
давлением воздуха [4], которое
создавалось внутри кузова с помощью газо-
дувки. Расход воздуха, подаваемого в
кузов для поддержания заданного
избыточного давления внутри, измеряли
нормальной камерной диафрагмой с
участками стабилизации до и после нее.
Использовали несколько
фиксированных значений избыточного давления,
при которых проводили измерения, в
частности 100 и 150 Па.
Качество герметизации кузовов оце-
6
нивали сравнением результатов
испытаний на герметичность с
дополнительным уплотнением мест возможных
утечек и без дополнительного уплотнения.
Для дополнительной герметизации
использовали мастики и самоклеющиеся
герметичные ленты.
На рисунке приведены результаты
этих испытаний, которые показали, что
наибольшая инфильтрация
наблюдалась через неплотности дверных
проемов, вентиляционных люков и через
уплотнения отверстий ввода
трубопроводов холодильной установки. Это было
учтено при корректировке
конструкторской документации.
Герметичность кузовов проверяли
также по изменению во времени
концентрации контрольного газа (С02)
внутри кузова в процессе движения
транспорта, чтобы оценить влияние
всего комплекса факторов, возникающих в
реальных условиях (аэродинамическое
избыточное давление либо разрежение
снаружи кузова, вибрация кузова,
работа холодильной установки и др.), на
величину утечек.
Средняя скорость движения была
около 70 км/ч. Чтобы исключить
влияние ветра, измерения выполняли при
движении на контрольном участке шос-
/д
/
/
/.
п
1
1
I 1
ги
/
/
fa IB
ч,
1
/ >
фа
Vffa\
\
О 0,2 0,4 Ц6 0,8 /,0'Ц,м*А
Герметичность изотермических кузовов ОдАЗ при
испытаниях под избыточным давлением
воздуха:
1а — кузов ОдАЗ-9772 после ходовых испытаний без
дополнительной герметизации; 16 — кузов ОдАЗ-9772 с хо-
лодильно-обогревательной установкой BJSE 32 до ходовых
испытаний без дополнительной герметизации; 1в — то же, с
дополнительной герметизацией отверстий в холодильной
установке; \г — то же, с дополнительной герметизацией щелей
дверей и вентиляционных люков; \д — то же, с
дополнительной герметизацией отверстий в холодильной установке,
щелей дверей и вентиляционных люков; 2а — кузов
ОдАЗ-9786 с холодильной установкой BJSE-45 до ходовых
испытаний без дополнительной герметизации с дверным
уплотнением старой конструкции; 26 — то же, с-дверным
уплотнением новой конструкции

се в прямом и обратном направлениях.
Измерения повторяли через каждые
10—15 мин. Для этой цели применяли
газоанализатор.
Установлено, что объем воздуха VB,
обмениваемого в кузове в единицу
времени, м3/ч, и концентрация газа внутри
кузова связаны зависимостью:
V = ь*0^
где Х0 — начальная концентрация, %;
X — концентрация по истечении времени т, %;
VK — объем кузова, м3.
Во время испытаний кузова на
герметичность при движении
авторефрижератора вначале также заклеивали
герметичной лентой места возможных
утечек, а затем испытания проводили
без дополнительной герметизации.
Разница полученных результатов
характеризовала инфильтрацию через
неплотности, которые устраняли в
процессе доводки опытных образцов.
Проведенные испытания показали,
что для получения достоверных и
сравнимых результатов необходимо иметь
в виду следующее:
интенсивность инфильтрации газа в
значительной степени зависит от
температуры внутри изотермического
кузова, что обусловливает проведение
испытаний при определенных,
согласованных температурах;
использование вентилятора штатной
холодильной установки,
поддерживающей заданную температуру внутри
кузова, для равномерного распределения
во всем его объеме контрольного газа
приводит к тому, что во время ее
автоматической остановки более тяжелый
газ, например С02, опускается вниз.
При этом изменяются условия его
утечки наружу, а также его концентрация
в месте отбора проб. Поэтому
желательно поддерживать постоянной
температуру воздуха внутри кузова при
непрерывной работе вентилятора
холодильной установки либо устанавливать
дополнительные, независимые
вентиляторы;
для правильной оценки
инфильтрации через неплотности дверей и
вентиляционных люков необходима
надежная их герметизация в процессе
ходовых испытаний, что довольно сложно
сделать, особенно в крупных кузовах.
Облегчить эту работу может
предварительное определение мест явных
утечек с помощью дыма [4] и после этого
тщательная герметизация их.
При испытаниях
полуприцепов-рефрижераторов грузоподъемностью 11,5 т
утечки составили 4—5 м3/ч при средней
температуре внутри кузова 18—20°С,
а полуприцепов-рефрижераторов
грузоподъемностью 22 т — 5,6—6,7 м3/ч.
Полной аналогии процессов
инфильтрации в испытаниях указанным
способом и в реальных условиях нет, так
как дополнительной движущей силой
процесса является разность
концентрации контрольного газа внутри и
снаружи кузова. Однако условия таких
испытаний максимально приближены к
реальным условиям эксплуатации.
Полученные результаты могут быть
использованы при оценке величины
тепловой нагрузки на холодильную
установку вследствие инфильтрации
наружного воздуха внутрь кузова.
Значительная трудоемкость и
сложность проведения таких испытаний
замедляет процесс накопления
статистических данных.
По кооперации в рамках СЭВ
изотермические кузова ОдАЗ-9772 и
ОдАЗ-9786 комплектуют холодильно-
обогревательными установками
BJSE-32 и BJSE-45 чехословацкого
производства (фирмы^сФригера»). Они
имеют два двигателя — бензиновый
и электрический. Последний работает
во время стоянки авторефрижераторов
на площадках, имеющих трехфазную
электрическую сеть.
Холодильно-обогревательные
установки в режиме охлаждения должны
поддерживать температуру воздуха
внутри кузова —20°С при температуре
снаружи 30—35°С, а в режиме
обогрева — температуру 12°С при
температуре снаружи до —20°С.
При проверке работы холодильно-
обогревательных установок определяли
способность каждой из них охлаждать
воздух внутри кузова до —20°С и
поддерживать достигнутую температуру в
автоматическом режиме. При
испытаниях в кузове включали
дополнительное отопительное устройство,
мощность которого позволяла
имитировать ухудшение на 35%
теплоизоляционной способности ограждения
кузова через 2—3 года после начала
эксплуатации (эта величина
предусмотрена международным соглашением [2]
для ограждений кузовов с теплоизо-
7

ляцией из фреонозаполненного
пенополиуретана) .
Установки испытывали сначала в
только что изготовленных кузовах, а
затем в кузовах, прошедших
длительные ходовые испытания, при работе на
бензодвигателях и на электродвига
телях.
Все холодильно-обогревательные
установки успешно прошли испытания.
Время охлаждения воздуха внутри
кузова от 30—35°С до —20°С составляло
от 4 ч 20 мин до 5 ч 20 мин.
Испытания установок в режиме
обогрева в экстремальных условиях не
входили в программу работ. Была
проверена только работоспособность их в
режиме обогрева.
В целом результаты испытаний
показали, что характеристики новых
образцов полуприцепов-рефрижераторов
ОдАЗ, оснащенных холодильно-обогре-
вательными установками типа BJSE,
соответствуют требованиям,
предъявляемым международными
соглашениями.
Параллельно с завершением
испытаний опытных авторефрижераторов
ведется активная подготовка к их
промышленному производству. Первые
серийные авторефрижераторы
грузоподъемностью 11,5 т для автотягача
УДК 629.114.444
ПРИМЕНЕНИЕ ПАНЕЛЕЙ ТИПА
«СЭНДВИЧ» В КОНСТРУКЦИЯХ
ИЗОТЕРМИЧЕСКИХ КУЗОВОВ
АВТОФУРГОНОВ
И АВТОРЕФРИЖЕРАТОРОВ
И. Н. ИСАКОВ, канд. техн. наук Е. А. МАЛ И НИН
Центральный научно-исследовательский
автомобильный и автомоторный институт
От свойств теплоизоляционного
материала и метода изготовления
теплоизоляционной конструкции
изотермических кузовов автофургонов и
авторефрижераторов зависят теплоприто-
ки в кузов, холодопроизводительность
системы охлаждения, ее масса и
стоимость, размер полезного объема
кузова, затраты на эксплуатацию и, в
конечном итоге, транспортные издержки
при перевозке [6].
В настоящее время известны четыре
способа получения
теплоизоляционного слоя: заливка пеноматериала в
межобшивочное пространство кузова, раз-
8
КамАЗ-5410 готовятся к выпуску уже
в 1983 г. на Тираспольском заводе
автоприцепов и Бакинском заводе
специализированных автомобилей.
В связи с развитием производства
отечественных авторефрижераторов
особую актуальность приобретает
создание специализированных
испытательных станций, которые будут
проводить паспортизацию
авторефрижераторного транспорта для выпуска его на
международные трассы. Без них
невозможна также доводка опытных
образцов в процессе опытно-конструкторских
работ. Один из вариантов проекта
такой станции подготовлен ОТИХП.
Список использованной литературы
1. Св. № 13821 (СССР).
2. Соглашение о международных перевозках
скоропортящихся пищевых продуктов и о
специальных транспортных средствах,
предназначенных для этих перевозок (СПС).
(Европейская экономическая комиссия ООН).
Документ Е/ЕСЕ/810; E/ECE/TRANS/563.
Женева: 1970.
3. Технико-эксплуатационные
требования к изотермическим автомобилям,
прицепам и полуприцепам. (Секция № 7 ПКМ
СЭВ) Лодзь: 1980.
4. Шавра В. М., Б а рул и н а И. Д., Повар-
ч у к М. М. Холодильный автотранспорт.
М.: Пищевая промышленность, 1981, 223 с.
брызгивание (напыление) его на
внутреннюю поверхность наружной
обшивки кузова, укладка готовых
теплоизоляционных плит между обшивками
кузова традиционной конструкции,
использование панелей типа «сэндвич».
Панели типа «сэндвич»
представляют собой монолитную трехслойную
конструкцию, в которой
теплоизоляционный материал, наружная и
внутренняя обшивки составляют одно целое.
Панели не имеют деревянного или
металлического каркаса, поскольку
теплоизоляционный материал является
несущим элементом и выполняет
следующие функции: обеспечивает
совместную работу наружной и внутренней
обшивок, воспринимает усилия
сдвига и предотвращает деформацию
сжатой обшивки панели, снимает
внутренние напряжения в пограничных зо-
нах соединения~слоёв конструкции,
возникающие при температурно-влажност-
ных изменениях [1, 7].
Панели типа «сэндвич» для авто-

рефрижераторов изготовляют двумя
методами: склеивая наружную и
внутреннюю обшивки с
теплоизоляционным материалом (фирмы «Лямбере» и
«Клежефранс» — Франция, «Фран-
жер» — Италия и др.) или применяя
самовспенивающиеся композиции
пенополиуретана (фирма «Аккерман-
Фрюхауф» — ФРГ и др.)- Технология
изготовления по первому методу
сводится к следующему: в специальных
приспособлениях с помощью клея (по-
лиэстерового, ДФК, эпоксидного)
соединяют наружную и внутреннюю
обшивки с теплоизоляционным
материалом, а затем блок обжимают в
вакууме [7].
В качестве теплоизоляционного
материала используют пенопласт
повышенной плотности (р> 120 кг/м3) с
высокими прочностными
характеристиками.
В процессе изготовления панелей
по второму методу при вспенивании
пенополиуретана в результате адгезии
происходит прочное и герметичное
соединение всех трех элементов:
наружной и внутренней обшивок и
теплоизоляции. В зонах соединения образуется
непроницаемая для водяных паров
пленка, которая обеспечивает
герметичность конструкции [3, 5]. Для
обшивки используют такие же
материалы, как и в первом случае.
Заливочные пенополиуретаны имеют
сравнительно невысокие прочностные
характеристики, поэтому нередко в
теплоизоляции панели делают армировку,
например, складчатую или в виде сот,
гофр, равномерно расположенных
ребер (рис. 1) [2], намного
улучшающую эти характеристики слоя
теплоизоляции (см. таблицу) и панели в
целом. Армировка служит также для
крепления различных дополнительных
деталей кузова. В качестве материала
для армирующих элементов используют
полосы тонкого прессованного
картона, пропитанного для повышения
прочности фенольной смолой, крафт-бума-
гу, пропитанную полиэфирной смолой,
стекломаты, стеклоткань,
стекловолокно.
Конструкция панелей зависит от
расположения их в изотермическом
кузове. Так, обшивки панелей для 4рыш и
стен состоят из одного слоя, а для
пола —из нескольких слоев.
Для обшивок панелей крыш и стен
используют дюралюминиевые и алюми-
г"
к—1
=31
Рис. 1. Типы армировок панелей:
а — в виде сот; б — в виде гофр; в — складчатая;
г — в виде равномерно расположенных ребер; / — элементы
эрмировки; 2 — листы обшивки панели
Показатели
Плотность, кг/м3
Предел прочности, МП а
при растяжении
при сжатии
Пенополиуретан ППУ-3
неармиро-
ванный
48
0,7
0,53
армированный
с добавлением
14%
стеклотканей по массе
(армировка
типа гофр)
80
3,5
1,58
ниевые листы толщиной 1 мм для
наружной обшивки и 1,8 мм для
внутренней, листы стеклопластика толщиной
2,5 мм, кроме того, для наружной
обшивки применяют стальные листы
толщиной 0,63 мм с гальваническим и
лакокрасочным покрытием, а для
внутренней — листы оцинкованной стали
толщиной 1,2 мм.
Верхняя обшивка, являющаяся
рабочей поверхностью пола, должна быть
достаточно прочной и жесткой,
нижняя,— предназначенная для создания
9

опорных поверхностей, защиты
изоляции от внешних воздействий,
герметизации пола, размещения элементов
крепления шасси автомобиля, может
быть менее жесткой [4]. Поэтому
верхняя обшивка состоит из 3—4 слоев, а
нижняя — из 1—2. Конструктивно
верхняя обшивка может быть
изготовлена, например, из водоупорной
многослойной бакелизированнои фанеры
или из фанеры типа ПФ-А толщиной
5—6 мм, которую облицовывают
стеклопластиком толщиной 4—5 мм или
рифленым алюминиевым листом
толщиной 3—5 мм, или напыляют на нее
слой кварцевого песка в 1—2 мм.
Жесткость верхней обшивки пола
повышают с помощью ребер жесткости,
выполненных в виде деревянных
брусков и установленных под верхние
изнашиваемые обшивки.
Для нижней облицовки пола
используют водоупорную многослойную
фанеру толщиной 15 мм,
облицованную дюралюминиевым листом
толщиной 1 мм или листовой сталью
толщиной 0,8 мм с антикоррозионным
покрытием. Нижняя облицовка пола
может быть также изготовлена из
листовой стали толщиной 1,5 мм,
армированной прочным стеклопластиком
толщиной 4—5 мм.
Средний теплоизоляционный слой
должен обеспечивать связь между
обшивками и быть упругой опорой для
верхней обшивки. Наиболее
целесообразно применять армированные пено-
пласты, вспененные или склеенные
между обшивками, что благодаря
использованию изоляционных материалов с
низкой плотностью позволит
значительно снизить массу панелей, а также
изготовить наружную обшивку менее
жесткой [4].
Исследованиями описанных
конструкций полов изотермических
кузовов D] выявлено следующее: при
шаге более 30 см ребра жесткости не
оказывают решающего влияния на
распределение напряжения в фанерной
оболочке; при шаге ребер не более
20 см прочность панели пола
обеспечивается пенопластом повышенной
плотности (р>120 кг/м3), конструкция
становится тяжелой и появляется
опасность остаточных деформаций при
многократных контактных нагрузках
сжатия; панель с оболочкой из фанеры
толщиной 20—26 мм имеет
достаточный запас прочности при любом
способе армирования слоя изоляции;
конструкции с армированием всего слоя
изоляции из легкого пенопласта (q==
= 80 кг/м3) позволяют создать жесткое
основание для верхней обшивки и
уменьшить ее толщину.
Как показывает зарубежный опыт
изготовления авторефрижераторов с
использованием панелей типа «сздд-
вич», конструкция пола с
армированием всего слоя изоляции является
наиболее приемлемой. В
авторефрижераторах фирмы «Лямбере» поперечины
пола, изготовленные из древесины
твердых пород сечением 50x80 мм,
расположены через 60 см, а между ними
установлены дополнительные поперечины из
фанеры толщиной 22 мм (рис. 2).
Изотермические кузова
авторефрижератора из панелей типа «сэндвич»
собирают на стенде с помощью
струбцин. При этом особое внимание
уделяют обеспечению высоких
прочностных и герметичных качеств
соединений панелей [2] в целях
предотвращения притоков тепла в зоне стыка.
Способы соединения панелей могут
быть подразделены на клееформован-
ные, сварные и клееболтовые, а
способы герметизации стыка — на
сплошные и с наличием монтажной полости,
заполненной изоляцией. Клееформо-
ванные соединения применяют для
стыковки панелей с фанерными или стекло-
пластиковыми обшивками. Панели
соединяют между собой «в замок», склеи-
Рис. 2. Сборный пол полуприцепа-рефрижератора
фирмы «Лямбере» (Франция):
/ — слой полимерного напыления, 6=4-г5 мм; 2 —
водостойкая фанера, 6**5 мм; 3, 9 — дюралюминиевый лист,
6 = 1 мм; 4 — водостойкая фанера, 6 = 22 мм; 5 — блоки
пенопласта, 80x270 мм; 6 — бруски из твердых пород
дерева, 50x80 мм; 7 — бруски из фанеры, 22x80 ыш; в —
водостойкая фанера, 6 = 15 мм
10

Рис. 3. Клееформованные соединения панелей
типа «сэндвич»:
а — соединение «в замок» (сечение кузова фирмы
«Клежефранс»): / — оцинкованная стальная обшивка,
покрытая черным лаком; 2 — алюминиевый профиль соединения;
3 — алюминиевый профиль анодированный; 4 — соединение
панелей; 5 — алюминиевый анодированный лист пищевых
марок; 6 — изоляция «клежесель»; 7 — герметичная мастика;
8 — изолированный пол;
б — соединение встык: / — боковая стена; 2 — пол
вают полиэстеровым клеем и
скрепляют дюралюминиевыми угольниками с
наружной и внутренней сторон по всей
длине соединительных швов. Угольники
крепят к панелям односторонними
заклепками. Места стыков уплотняют для
защиты от попадания влаги (рис. 3).
Таким образом образуется монолитная
конструкция изотермического кузова,
исключающая воздухообмен через
изоляционные конструкции и внутри них.
Этот вид соединения наиболее
распространен за рубежом.
При соединении встык, например,
пола с боковой стеной, применяют зафор-
мовывание специальных элементов в
местах стыка внутри и снаружи кузова,
кромки панелей скашивают и в
процессе соединения подклинивают
специальными закладными элементами.
Недостатки таких соединений —
необходимость точной подгонки кромок
стыкуемых панелей для получения плотного
и герметичного соединения.
Перспективны сварные и клееболто-
вые соединения, образующие на стыке
монтажную полость, заполняемую
после монтажа изоляционным материалом
[1—3]. Соединение панелей пола и
стены с заделкой кромок панелей
сквозными металлическими профилями
приведены на рис. 4, а. Соединения панелей
стен с помощью деревянных брусков
и с наличием монтажной полости,
образованной кромками стыкующих
панелей и заполненной изоляцией,
показаны на рис. 4, б. В этих конструкциях
появляется возможность предусмотреть
разъемные соединения, оставляя между
кромками зазор — монтажную полость,
и заполнять ее самовспенивающимися
композициями пенополиуретана.
Таким образом, наиболее
целесообразным представляется соединение
панелей встык с образованием
монтажной полости, заполняемой
самовспенивающейся композицией
пенополиуретана.
Изготовление изотермических
кузовов авторефрижераторов из панелей
типа «сэндвич» является современным
решением и в настоящее время широко
применяется за рубежом благодаря
следующим технико-эксплуатационным
преимуществам.
— Изотермический кузов
авторефрижератора, собранный из панелей типа
«сэндвич», является самонесущим
вследствие отсутствия в конструкциях
панелей и всего кузова элементов,
передающих усилие внеширего
воздействия, поэтому при ударе деформация
образуется только в зоне его действия,
так что повреждение остается в
ограниченном пространстве и не
распространяется на весь кузов, что
увеличивает его долговечность [5].
Рис. 4. Сварное и клееболтовое соединения
панелей с монтажной полостью на стыке:
а — соединение панелей пола и стены с оформлением
кромок панелей сквозными металлическими профилями;
/ — боковая стена; 2 — пол;
б — соединение с помощью деревянных брусков и с
наличием монтажной полости, образованной кромками
стыкуемых панелей и заполненной изоляцией: / — деревянные
бруски в соединяемых панелях; 2 — монтажная полость;
3 — соединяемые панели
11

— Установлено [5], что для панелей
можно получить коэффициент
теплопередачи, близкий к теоретическому,
благодаря отсутствию «тепловых
мостиков», образующихся в кузовах с
металлическим каркасом, а также
отсутствию пустот в межобшивочном
пространстве, нередко возникающих при
изготовлении теплоизоляционного слоя
методом вспенивания.
— Кузова из панелей типа
«сэндвич» с бесшовным слоем изоляции,
исключающим воздухообмен через
изоляционные конструкции и внутри них,
имеют меньшую толщину изоляции,
большие полезные емкости и меньшую
массу, чем кузова с другим типом
теплоизоляционной конструкции.
— Изотермические кузова из
указанных панелей изготавливают по
прогрессивной технологии, не требующей
значительных производственных площадей
и большого парка оборудования, а
также большой численности работающих.
Применение панелей типа «сэндвич»
в конструкциях авторефрижераторов
позволяет существенно улучшить
технико-эксплуатационные показатели
последних: уменьшить коэффициент
теплопередачи, увеличить полезный объем,
площадь пола и массу перевозимого
УДК 629.463.125.001.4
ИСПЫТАНИЯ
ИЗОТЕРМИЧЕСКОГО ВАГОНА,
ОХЛАЖДАЕМОГО ЖИДКИМ
АЗОТОМ
Канд» техн. наук Г. Н. Ш ПИЛ ЕВ,

Максимально допустимое
количество жидкого азота, заливаемого
в резервуар, кг 900
Давление в резервуаре, МПа
максимально допустимое 0,25
рабочее 0,08—0,16
Суточные потери жидкого азота
при температуре окружающей
среды 20°С и давлении 0,1 МПа
G60 мм рт. ст.) 1,6
Продолжительность заполнения
резервуара при давлении в
опорожняемой емкости 59—79 кПа
@,6—0,8 кгс/см2), мин 6
Допустимые углы наклона
резервуара без выплескивания жидкого
азота,
в продольном направлении ±30
в поперечном направлении ±45
Диапазон поддержания заданной
температуры в изотермическом
вагоне, °С + 12-^—20
Габаритные размеры системы, мм
длина 2535
ширина 1275
высота 2700
Масса системы без жидкого азота, кг 1200
Схема расположения контрольно-измерительных
приборов:
/ — резервуар; 2 — испаритель; 3 — пневмотумблер
типа П1Г2С; 4, 7 — пневматический индикатор ИП-1С;
5 — пневмокнопка типа П1КН.З; 6 — обратный клапан
типа П30.К.1; 8, 10 — пневматический индикатор ИП-10;
9 — включающее реле типа Ш 10в; // — терморегулятор
типа РТПШ; 12 — самопищущий термометр ТКС-16,5;
13 — исполнительное устройство типа ИМ-ДЗ-7; 14 —
разбрызгиватель; 15 — уровнемер УЖК-5; 16 — манометр
МТМ:2; 17, 24 — регулятор давления D 10; 18 — штуцер
газосброса; 19 — конечный включатель П1ВК.10; 20 —
вентиль газосброса; 21 — штуцер заполнения; 22 — угловой
запорный вентиль; 23 — пневмотумблер типа П1Т2С;
25 — клапан вакуумирования; 26 — предохранительный
клапан D^20; 27 — предохранительная мембрана
Система работает следующим
образом.
Резервуар / заполняется жидким
азотом через штуцер 21 (см. рисунок)
и угловой запорный вентиль 22.
Уровень жидкого азота контролируется
уровнемером УЖК-5 15. Рабочее
давление в резервуаре создается с помощью
испарителя 2, который отключается
регулятором давления 24 при повышении
давления в резервуаре сверх 0,13 МПа,
поддерживается постоянным
регулятором давления 17, срабатывающим при
его значении выше 0,16 МПа, и
контролируется манометром 16.
Сбрасываются пары через вентиль 20 и штуцер
газосброса 18. Предохранительный
клапан 26 срабатывает при давлении
0,25 МПа.
Из резервуара жидкий азот через
исполнительное устройство 13 и
разбрызгиватель 14 подается в грузовой
объем вагона. Исполнительное
устройство автоматически отключается при
достижении заданной температуры.
Систему охлаждения включают в
работу вручную с помощью пневмотумб-
лера 3 и пневмокнопки 5.
Регулирование температуры в
грузовом*" объеме вагона дискретное и
осуществляется с помощью
терморегулятора //, включающего реле 9 пневмо-
тумблера 3, исполнительного
устройства «/3 и пневматических
индикаторов 4, 7, 8, 10.
Для нормальной работы
терморегулятора необходимо додавать на него
питающий газообразный азот. Для этой
цели предназначен пневмотумблер 3.
При положении пневмотумблеров 3, 23
«открыто» азот через включающее
реле. 9 подается на вход
терморегулятора. Терморегулятор готов к работе.
Наличие (отсутствие) питающего
газообразного азота перед
терморегулятором (после включающего реле) и
после пневмотумблеров
контролируется соответственно пневматическими
индикаторами 'S, 7. Когда температура
в грузовом объеме вагона повысится
до значения, выше заданного,
срабатывает конечный выключатель,
расположенный внутри терморегулятора //.
При этом выход последнего
соединяется с входом, и управляющий
газообразный азот поступает в
исполнительное устройство 13, которое открывает
клапан и пропускает жидкий азот в
разбрызгиватель. Открытие (закрытие)
13

клапана контролируется
пневматическим индикатором 10.
Когда значение температуры в
грузовом объеме вагона понизится до
равного заданному или ниже его,
срабатывает конечный выключатель
терморегулятора, выход отсекается от входа,
поступление азота в исполнительное
устройство 13 прекращается,
закрывается клапан, жидкий азот не поступает
в разбрызгиватель.
Для отработки условий
транспортировки некоторых скоропортящихся
грузов были проведены опытные перевозки
мороженого мяса (говядины и
баранины), ранней капусты, яблок и
помидоров. Были определены расход
жидкого азота, распределение
температуры в грузовом объеме вагона,
отлажена система раздачи и т. д.
В машинном отделении вместо
дизель-генераторного агрегата был
установлен сосуд ТРЖК-2У.
Продолжительность опытных рейсов составила от 4 до
13 сут.
Установлено, что в первые двое
суток перевозки расход жидкого азота
значительно больше, чем в
последующие, и зависит не только от
продолжительности охлаждения, но и от
начальной температуры груза. Так, для
понижения температуры от —6 до —8°С
потребовалось азота на 235 кг больше,
чем при понижении от —4 до —6°С.
Температуру в грузовом объеме
вагона измеряли через каждые 2 ч с
помощью датчиков сопротивления с
записью показаний на ленту. Было
установлено 45 датчиков в пяти сечениях
по длине вагона. Результаты измерений
показали, что среднее значение
температуры в грузовом объеме вагона
находилось в пределах заданного
диапазона регулирования. При длительном
отключении системы температура в
первую очередь повышалась под потолком.
Подачу азота прекращали иногда на
1,5 сут. При первой поездке
(перевозке капусты) были замечены недостатки
в системе раздачи жидкого азота,
которые в дальнейшем были устранены.
Была повышена часовая
производительность системы раздачи, что
положительно сказалось на сокращении
продолжительности охлаждения
груза. Для яблок период охлаждения
от 22 до 10° С составил 8 ч, расход
азота за это время — 577 кг. В первые
двое суток было израсходовано 2000 кг
азота, в последующий период перевоз-
U
ки на поддержание достигнутой
температуры — 30—70 кг в сутки.
Как показали результаты испытаний,
азотная система охлаждения оказалась
работоспособной, устойчивой к
динамическим колебаниям и скоростям
движения поездов, обеспечивала
заданный режим, в том числе при спуске
с горки. При осмотре крепления узлов
азотной системы охлаждения
нарушений и отклонений от первоначального
состояния не обнаружено.
В период опытной перевозки
выявлены конструктивные недостатки
системы: возможность заправки
резервуара ТРЖК-2У только с одной боковой
стороны вагона; использование
примерно только половины объема машинного
отделения; несоответствие некоторых
приборов, установленных на ТРЖК-2У,
необходимым требованиям.
Так, например, уровнемер жидкого
азота имеет очень большую
погрешность измерения, регуляторы давления
требуют дальнейшей отладки и
усовершенствования, задающий прибор
терморегулятора — улучшения
конструкции, исполнительный механизм
терморегулятора пропускает жидкий азот
при закрытом вентиле, датчик
терморегулятора имеет короткую
капиллярную трубку и, кроме того, обладает
большой инерционностью.
Приборы автоматики, регулирующие
подачу жидкого азота, работали
исправно, отказов не наблюдалось. В целом
система выдержала испытания при
различных наружных температурах, в том
числе и максимальных.
Особенностью систем и устройств,
использующих жидкий азот, является
высокая чувствительность к внешним
теплопритокам. Однако поскольку эти
системы работают с избыточным
давлением, их трубопроводы в соответствии
с прочностными расчетами и
требованиями техники безопасности
выполняют толстостенными. Это приводит к
значительной аккумуляции ими тепла.
Жидкий азот, поступающий в
отепленный трубопровод, вскипает.
Образовавшийся пар создает
противодавление, которое препятствует
поступлению в трубопровод жидкого азота.
При выходе пара из трубопровода
разбрызгивателя (через фопсунки,
отверстия и пр.) давление снижается, в
результате этого жидкий азот под
действием избыточного давления в сосуде
возвращается в трубопровод. Пульса-

ция жидкого азота в трубопроводе
будет продолжаться до тех пор, пока
стенки его не охладятся до
температуры, отличающейся от температуры
кипения на 3—5°С. Это время прямо
пропорционально массе трубопровода и
обратно пропорционально его объему.
Указанные особенности влияют на
конструкцию системы раздачи. В
стационарных и эксплуатационных
условиях испытано несколько различных
систем раздачи жидкого азота:
продольная с отверстиями по длине
трубопровода, продольно-поперечная,
продольно-поперечная с подводом жидкого
азота из середины трубопровода и др.
Рекомендована продольно-поперечная
система.
УДК 536.24.001.24:625.2.011.5
УСКОРЕННЫЙ МЕТОД
ОПРЕДЕЛЕНИЯ КОЭФФИЦИЕНТА
ТЕПЛОПЕРЕДАЧИ ОГРАЖДЕНИЙ
ВАГОНА
С ТЕПЛОИЗОЛИРОВАННЫМ
КУЗОВОМ
Канд. физ.-мат. наук Г. И. БЕРНИКОВ,
канд. техн. наук С. А. САПОЖНИКОВ,
канд. техн. наук А. А. ШУСТЕР
Всесоюзный научно-исследовательский
институт вагоностроения
Канд. техн. наук Б. Н. КИТА ЕВ
Всесоюзный научно-исследовательский институт
железнодорожного транспорта
Поддержание требуемых
температурных условий в вагонах с
теплоизолированными кузовами (например, в
рефрижераторном вагоне и в
пассажирском вагоне с системой
кондиционирования воздуха — СКВ) при
экономически оправданных энергозатратах
достигается использованием
эффективной теплоизоляции и тщательной
герметизацией кузова.
При оценке термосопротивления и
герметичности кузова определяют
коэффициент теплопередачи — среднее
количество тепла, проходящее в
установившемся (стационарном) режиме
через единицу поверхности ограждения
кузова за единицу времени при
разности температур воздуха внутри и
снаружи вагона 0 = ^вн—/Н = 1°С.
Для этой цели обычно применяют
стационарный метод испытаний: воздух
внутри кузова нагревают с помощью
электронагревателей до установления
постоянной (стационарной) разности
температур и поддерживают ее в
течение определенного (расчетного) перио-
Результаты опытных перевозок
скоропортящихся грузов подтвердили
жизнеспособность данного способа
охлаждения. Для дальнейших более
широких эксплуатационных испытаний и
определения технико-экономических
показателей необходимо строительство
опытных образцов вагонов с системой
охлаждения жидким азотом.
Результаты испытаний макетного
образца вагона рассмотрены на комиссии
грузовой и коммерческой работы
Научно-технического совета МПС.
Рекомендовано продолжить исследования в
целях разработки условий и технологии
перевозки скоропортящихся грузов.
да (не менее 12 ч). До сравнению с
нестационарными методами этот метод
принципиально более точный, так как
в стационарном режиме отсутствует
инерционное влияние теплоемкостей
(электронагревателей, измерительных
термодатчиков и т. д.). Коэффициент
теплопередачи при использовании
стационарного метода определяют как
осредненное за некоторый период
отношение:
k=N/(FSp), A)
где N—мощность нагревательных устройств;
F-— расчетная поверхность ограждающих
конструкций;
вр—равновесная разность температур
воздуха внутри /вн и снаружи tH вагона.
Выход на стационарный режим при
традиционных испытаниях вагона
длится не менее двух суток, примерно
такое время требуется и для
поддержания режима. К этому следует добавить
другие трудности использования
стационарного метода, такие как
невозможность сохранения длительное
время стабильных (постоянных) условий
опыта (fH=const, yv=const) и
обеспечение требуемой по теории метода
одномерности теплового потока (путем
подбора той или. иной схемы
расположения нагревателей и их числа).
Поэтому, хотя стационарный метод и
остается основным при контроле
теплотехнических свойств вагонов,
необходимо разрабатывать и совершенствовать
другие методы. Это диктуется тем, что
в условиях растущих требований к
экономии энергозатрат при проведении
массовых контрольных испытаний ваго-
15

нов следует учитывать реальные тепло-
потери при движении, когда
теплообмен существенно интенсифицируется по
сравнению с теплообменом в условиях
стоянки, а реальные возможности
проведения длительных испытаний
сокращаются.
С этой точки зрения перспективно
использование в процессе
теплотехнических испытаний вагонов
нестационарного метода, основанного на
закономерностях регулярной стадии
остывания кузова. Для ускорения
определения коэффициента теплопередачи при
испытаниях попытки применения
нестационарных методов
предпринимались и ранее [1, 2], однако при этом
закономерности регулярного режима
использовались неполностью.
Опыт испытаний вагонов показывает,
что влияние начальных особенностей
температурного поля при остывании
кузова ослабевает быстро и наступает
экспоненциальный (регулярный)
режим, когда зависимость 1пО(т)
превращается в прямую линию (см.
рисунок) .
Основанием этому служит
следующая схематизированная модель, в
которой кузов вагона можно
рассматривать как некоторое ядро с
окружающей его теплоизолирующей оболочкой.
Ядро включает внутреннюю
металлическую обшивку кузова и внутреннее
оборудование вагона. Теплосодержание
в таком ядре значительно выше, чем
в теплоизолирующей оболочке, поэтому
тепловой инерцией последней можно
пренебречь. Интенсивность
теплообмена на внешнем контуре ядра
характеризуется модифицированным числом
Био:
BK = (k06)/K
где k0> б, X — соответственно коэффициент
теплопередачи оболочки, радиус и
коэффициент теплопроводности ядра.
Для теплоизолированного ядра
вагона Bi<0,I (б — в данном случае
толщина внутренней обшивки кузова). При
таких малых значениях Bi^ ядро
остывает по закону Ньютона (имеет место так
называемая внешняя краевая задача):
температурное поле в толще ядра все
время остается практически
равномерным. Поскольку в этом случае внутри
ядра градиент температуры мал, вместо
уравнения теплопроводности Фурье
допустимо [3] рассматривать уравнение
теплового баланса:
cj=4^, B)
16
где с — теплоемкость ядра;
ву, 6S — средние соответственно по объему и по
внешней поверхности ядра температуры
его перегрева относительно
принимаемой постоянной температуры
наружного воздуха;
х — время.
Решая уравнение B), получим:
6у = 6°е с =S°ve-mo^ C)
т. е. при Bi#<0,l равномерно
прогретое ядро остывает по
экспоненциальному закону, аналогично обычному
регулярному режиму [3, 4] охлаждения
тела при произвольных краевых
условиях на его поверхности.
Известно [3], что в регулярном
режиме, как и в стационарном
состоянии, отношение W = @s/Sv в течение
всего времени остается постоянным
(для прогретого ядра Чг = 1).
Согласно выражению C)
продолжение линейной части зависимости \n@v (т)
в момент времени т = 0 должно дать
начальную разность температур в?,
соответствующую исходному
стационарному температурному состоянию ядра.
В реальных условиях такая идеальная
картина не наблюдается —
регулярный режим наступает не сразу и
указанное продолжение графика 1пву(т)
дает лишь оценку в* начальной
разности температур в?. Оценка GJ тем
точнее, чем ближе число Bi* к нулю,
т. е. чем лучше теплоизолировано
ядро (кузов).
На основе сказанного можно
предложить следующий ускоренный метод
испытаний вагонов для определения
коэффициента теплопередачи, основан
ный на особенностях регулярного
режима остывания кузова при малых зна
чениях Bi*. Нагреть воздух внутри
кузова с помощью источника тепла до уста
новления стационарного режима
теплопередачи; при нагреве измерить
мощность источника и отнести ее к единице
площади поверхности кузова; при
установлении стационарного режима
теплопередачи, когда температура в кузове
перестанет расти, отключить источник
тепла; в процессе естественного
охлаждения кузова одновременно измерять
температуры воздуха внутри и снаружи
кузова; на графике «логарифм
разности указанных температур — время»
выделить линейный участок и на его
продолжении в момент отключения
источника тепла определить равновесную
разность температур; рассчитать по

формуле A} средний коэффициент
теплопередачи ограждения кузова.
В ускоренных испытаниях, как и в
испытаниях традиционным методом,
измеряют среднюю температуру воздуха
в вагоне. При остывании кузова она
вначале быстро падает (см. рисунок),
сближаясь с температурой наиболее
теплоемкой части кузова (ядра), а
затем снижается в таком же темпе т0, как
и температура самого ядра. Поэтому
продолжение зависимости 1п0(т) в
момент т = 0 дает, по существу,
требуемую оценку во средней начальной
разности температур ядра в?,.-Для
определения равновесной разности
температур 0р в формуле A) необходимо
оценку в* увеличить на &t = N/(FaBH), т. е.
соответственно конвективным потерям
тепла от воздуха к ядру (оън —
коэффициент лучисто-конвективной
теплоотдачи на внутренней поверхности кузова
и его оборудования).
Опыт измерений в вагоне
показывает, что Д-/< 1,5°С. Поскольку на
практике /при определении коэффициента
теплопередачи значение вр>25°С,
указанной поправкой Л/ (с погрешностью
менее 5—8%) можно пренебречь,
приняв 0р=в*.
В таблице на примере двух типов
вагонов — пассажирского с СКВ и
рефрижераторного — приведены для
сравнения значения коэффициентов
теплопередачи, определенные по
традиционному и ускоренному методам
испытаний. По данным испытаний ряда
аналогичных вагонов, различие в
значениях коэффициента теплопередачи по
указанным методам не превышает 8%.
С учетом времени нагрева вагона
предлагаемый метод определения
коэффициента теплопередачи позволяет
сократить продолжительность испытаний
примерно вдвое при одновременном
снижении энергозатрат (например, при
испытании одного рефрижераторного
вагона экономия энергии составляет
150—200 кВт • ч). Соответственно
снижаются единовременные затраты на
аренду вагона и др.
Предложенный метод может найти
применение при испытаниях и других
In 9
Регулярный режим
остыбания
Определение расчетной разности температур на
основе использования регулярного режима
остывания теплоизолированного кузова вагона
Режимные и расчетные
параметры
Средняя мощность
электронагревателей,
кВт
Расчетная разность
температур, °с
Расчетная
поверхность ограждений
кузова, м2
Продолжительность
расчетного (рабочего)
периода, ч
Коэффициент
теплопередачи, Вт/(м2• К)
Метод испытаний
традиционный
»х
*0Q
* w
та я
и о
о и
со та
с са
8,43
27,5
274
40,0
1,12
гон
3.*
5-ю
**
Е 3
О. д;
•в- о.
4> О
Ou H
2,96
53,2
237,9
21,0
0,235
ускоренный
я
* °
га ж
о о
и и
га та
с ю
8,43
26,3
274
2,5
1,17
гон
3.2
о, о
я«
? 3
?**
•9*0.
«и о
о. н
2,96
52,5
237,9
2,5
0,238
транспортных средств, имеющих
теплоизолированный кузов.
Список использованной литературы
1. Баландин И. А., Алехин Н. Б. Метод
определения коэффициента теплопередачи
ограждений рефрижераторных трюмов.—
Холодильная техника, 1980, № 9, с. 26—29.
2. Бартош Е. Т. Энергетика изотермического
подвижного состава. М.: Транспорт, 1976,
304 с.
3. Лыков А. В. Тепломассообмен. М.: Энергия,
1972, 560 с.
4. Методы определения теплопроводности и
температуропроводности / Под ред. А. В.
Лыкова. М.: Энергия, 1973, 336 с.
2 Холодильная техника № 8

За экономию сырьевых, топливно-энергетических
и других материальных ресурсов
УДК 621.565.004.183
СНИЖЕНИЕ
ЭНЕРГОПОТРЕБЛЕНИЯ
ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКОЙ
С КОНДЕНСАТОРОМ
ВОЗДУШНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ
Канд. техн. наук В. Н. ЭРЛИХМАН,
канд. техн. наук А. Г. ИОНОВ
Калининградский технический институт
рыбной промышленности и хозяйства
Ряд холодильников, построенных в
последние годы, оснащен
автоматизированными холодильными
установками с конденсаторами воздушного
охлаждения. Поддержание постоянного
давления (температуры) конденсации
путем автоматического пуска и
остановки вентиляторов обеспечивает
стабильную пропускную способность
регуляторов подачи рабочего вещества в
испарительную систему. Уменьшение
разности давлений конденсации и кипения
приводит к недостаточной подаче
хладагента в испарительную систему,
что в холодный период года может
нарушить режим работы холодильной
установки.
Затраты энергии на привод
компрессоров и вентиляторов зависят от
давления конденсации, которое принимают
при проектировании холодильной
установки с учетом климатического района
расположения холодильника. С
увеличением давления конденсации затраты
энергии на привод компрессоров
возрастают, но уменьшается коэффициент
рабочего времени вентиляторов
конденсатора и, следовательно, затраты
энергии на их привод.
Суммарные затраты энергии могут
быть сокращены, если в холодный
период года холодильная установка будет
работать с более низким давлением
конденсации. Для этого в схеме
холодильной установки должны быть
предусмотрены два параллельно
подключенных регулятора подачи
хладагента в испарительную систему^ один
из которых рассчитан на перепад
давлений для холодного периода года,
а другой — для теплого.
Снижение энергопотребления при
такой схеме подтвердили расчеты,
выполненные для холодильной установки
с конденсатором воздушного
охлаждения, описанной в работе [1],
применительно к холодильнику с легкими
ограждающими конструкциями [2],
Схема холодильной установки, для
которой проведен расчет, представлена
на рис. 1.
Холодильная установка включает
четыре двухступенчатых
восьмицилиндровых компрессора 14 холодопроизводи-
тельностью по 81,8 кВт при
температурах кипения t0 = —30°С и
конденсации /к = 40°С, один из которых
резервный, маслоотделители низкой 13 и
высокой 12 ступеней, смонтированные
на рамах компрессоров, конденсатор
воздушного охлаждения 10,
промежуточный сосуд 7 без змеевика емкостью
0,8 м3 при диаметре корпуса 0,7 м,
линейный ресивер 9, горизонтальный
циркуляционный ресивер 4 емкостью
2,2 м3 со стояком без отделителя
жидкости, два герметичных насоса
5 производительностью по 8,34 •
• 10~4 м3/с для подачи аммиака в
воздухоохладители камер и другое
оборудование.
Уровень аммиака в промежуточном
сосуде регулируется с помощью реле
уровня 6, воздействующего на
соленоидный вентиль, установленный на
линии подачи аммиака из линейного
ресивера.
Необходимый уровень аммиака в
циркуляционном ресивере поддерживается
поплавковым пилотным вентилем <?,
который управляет исполнительным
устройством /. При понижении уровня
аммиака в циркуляционном ресивере
поплавок пилотного вентиля
опускается. При этом проходное сечение и
количество жидкости, перетекающее из
полости над рабочим органом
исполнительного устройства, увеличиваются.
В результате уменьшения разности
давлений над рабочим органом
исполнительного устройства'возрастает
количество жидкости, поступающей в
циркуляционный ресивер.
Устойчивое заполнение
циркуляционного ресивера хладагентом в
холодный период года, при пониженном
давлении конденсации, обеспечивается
параллельно подключенным
исполнительным устройством 2 с повышенной
пропускной способностью.
Конденсатор с площадью теплопе-
18

От воздухоохладителей
Рис. 1. Схема холодильной установки:
1,2 — исполнительные устройства; 3 — поплавковый пилотный
вентиль; 4 — горизонтальный циркуляционный ресивер;
5 — герметичный аммиачный насос; 6 — реле уровня;
7 — промежуточный сосуд; 8 — фильтр; 9 — линейный
ресивер; 10,— конденсатор воздушного охлаждения; // — реле
давления; 12 — маслоотделитель ступени высокого
давления; 13 — маслоотделитель ступени низкого давления;
14 — компрессор; 15 — электродвигатель
редающей поверхности 725 м2 разделен
на три автономных секции, каждую
из которых обслуживают два
вентилятора. Общая производительность шести
вентиляторов 45,8 м3/с.
Для выявления эксплуатационных
характеристик оборудования
холодильной установки были проведены
натурные испытания, в процессе
которых определены режим работы и
коэффициенты рабочего времени
компрессоров 6КМ и вентиляторов 6веНт
конденсатора.
Средняя температура кипения
аммиака в циркуляционном ресивере t0 =
= —34,5°С поддерживалась на этом
уровне путем пуска и остановки
компрессоров с помощью реле
температуры. Настройка реле обеспечивала
автоматический пуск компрессоров при
—33°С и остановку их при —36°С.
Во время испытаний температура
воздуха в камерах хранения была
tn = —25±1°С, наружного воздуха tH =
= +2±1°С.
Настройка трех реле давления //
обеспечивала поочередный пуск каждой
пары вентиляторов конденсатора при
?* =26, 27 и 28°С. Коэффициенты
рабочего времени компрессоров и
вентиляторов: 6КМ =0,444 и 6вент=0,24, что
соответствовало постоянной работе
одного компрессора в течение суток
и периодическому подключению
второго компрессора, который работал в
общей сложности 8 ч в сутки, а также
периодической работе одной пары
вентиляторов в течение 17,3 ч в сутки.
Тепловая нагрузка на холодильную
установку при /К = 26°С достигала
108,4 кВт. Она рассчитана по
характеристике компрессора:
Qo-
Qo~33 + Qo~36
где QQ 33 и Q0 36—холод (^производительность
компрессора при / =—33
и —36°С, кВт-
пкм — количество компрессоров
(Пкм=3)-
2*
19

Для холодильника с легкими
ограждающими конструкциями тепловая
нагрузка определяется главным образом
теплопритоками через ограждения и от
инфильтрации наружного воздуха в
камеры, имеющие непосредственный
выход наружу. Поэтому можно
допустить, что тепловая нагрузка
пропорциональна разности температур tH—/„,
и отнести все теплопритоки в камеры
к теплопритокам через наружные
ограждения. В этом случае качественная
характеристика холодильника,
представляющая произведение осредненно-
го коэффициента теплопередачи
наружных ограждений на площадь их теп-
лопередающей поверхности, кВт/К:
При этом средний коэффициент
теплопередачи воздухоохладителей,
Вт/(м2 «К), с площадью теплопере-
дающей поверхности FB = 1272 м2
составит:
t Q° -О
В ('п-'о)Л,
При Q0= 108,4 кВт и указанных
температурных условиях тепловая
нагрузка на конденсатор Q = 117 кВт.
Количество тепла, передаваемое в
конденсаторе, можно выразить
уравнениями:
Q = kF _н , (I)
Ь1К * Н
Q = Mc(t2-tH), B)
где к — коэффициент теплопередачи
конденсатора, кВт/(м2 • К);
F — площадь теплопередающей поверхности
конденсатора, м2;
t2 — температура воздуха на выходе из
конденсатора, °С;
М — расход воздуха через конденсатор,
кг/с;
с — удельная теплоемкость воздуха,
кДж/(кг-К).
Из уравнений A) и B) следует:
Ук"~*н =C*F/Mc. C)
Коэффициент теплопередачи
конденсаторов воздушного охлаждения и
других аппаратов для нагревания воздуха
может быть выражен зависимостью
[4,5]:
k=A(wQ)*, D)
где А и п — коэффициенты, постоянные для
данного типа конденсатора;
;;,;)-, w — скорость воздуха в живом сечении
конденсатора, м/с;
q — плотность воздуха, кг/м3.
20
Расход воздуха через конденсатор
можно представить выражением:
M=(wq)Fx, E)
где Fjk — живое сечение конденсатора, м2.
После подстановки D) и E) в C)
получим:
*к~"*н ^e(A/c){wq)n-x(F/FJ j6.
Если пренебречь незначительным
изменением величин с и q при
изменении температуры воздуха, то из
выражения F) следует, что для
рассматриваемой конструкции аппарата
при постоянном расходе воздуха
'к—К
-~- =?« const. G)
Учитывая, что Ьвеит = М/Мвент (где
Мвент — номинальная
производительность вентиляторов конденсатора),
после совместного решения уравнений
G) и B) нетрудно получить:
*ве„т = ~ —— . (8)
(b—ё> Mmjc{tK-tH)
з (9)
По результатам испытаний для
данного конденсатора получено ? = 1,517.
Анализ климатологических данных по
повторяемости температур наружного
воздуха (СНИП Н-А. 6-72),
выполненный для Таллина и Минска, показал,
что среднегодовая температура
(средневзвешенное значение) для них
приблизительно одинакова: 5,35 и 5,53°С
соответственно. Время, в течение
которого температура наружного воздуха
превышает значение 26°С, составляет
для Минска 76, а для Таллина 11 ч.
Таким образом, при расчете
холодильной установки на /Н = 26°С коэффициент
обеспеченности будет соответственно'
99,13 и 99,87%.
Если принять для первых трех и
последних двух месяцев года расчетную
температуру наружного воздуха tH =
= 6°С, то время, в течение которого
температура превысит это значение,
составит для Минска 82 ч и для
Таллина 97 ч. Таким образом, для этих
двух городов климатологические
данные для расчета холодильной
установки приблизительно одинаковы.
Результаты расчетов затрат энергии
на привод компрессоров и вентиля-

Показатели
Температура, °С
среднемесячная наружного воздуха /н
конденсации /к
Тепловая нагрузка, кВт
на холодильную установку Q0
на конденсатор Q
Коэффициент рабочего времени
компрессоров Ькм
вентиляторов &вент
Затраты мощности на привод, кВт
компрессоров
вентиляторов
Годовые затраты энергии на привод, кВт • ч
компрессоров
вентиляторов
Месяцы
. I
—6,8
15
35
72,98
92,11
99,25
0,293
0,316
0,203
0,114
20,44
37ДЙ
2,14
1,20
15207
27550
1592
893
II
—5,9
15
35
76,59
96,64
104,11
0,308
0,332
0,224
0,123
21,48
38,90
2,37
1,30
14435
26140
1592
874
III
— 1,0
15
35
96,24
121,57
130,46
0,387
0,417
0,374
0,178
26,99
48,86
3,95
1,88
20081
36352
2939
1399
IV
V
VI
4,4 1 12,5 15,5
35 35 35
117,891150,381162,41
159,88 [204,64 Й21,27
0,510 0,651 0,703
0,255 0,473 J 0,595
,59,76 76,28 82,38
2,69 4,99 6,28
43027 56752 59314
1937 3713 4672
VII
17,7
35
171,23
232,78
0,741
0,712
86,83
7,52
64602
5595
VIII
15,7
35
163,21
221,26
0,707
0,602
82,85
6,36
61640
4732
IX
11,6
35
146,77
199,52
0,635
0,440
74,41
4,65
53575
3348
X
5,2
35
121,10
164,99
0,524
0,279
61,40
2,95
45681
2195
XI
0
15
35
100,25
126,50
136,85
0,403
0,434
0,418
0,194
28,10
50,86
4,41
2,05
20232
3"ббТ9
3175
1476
XII
— 1,3
15
35
95,04
119,97
129,18
0,382
0,411
0,362
0,175
26,64
48,16
3,82
1,85
19820
35831
2842
1376
Примечание: в числителе указаны значения при /К = 15°С, в знаменетеле при /К = 35°С
торов, выполненных для Минска при
*„= — 25°С, t0 = — 35°C, *К=35°С,
приведены в таблице.
Для сравнения были также
определены затраты энергии на
холодильную установку при работе в первые
три и последние два месяца года
с /К=15°С, а в течение остальных
месяцев с /К=35°С.
Тепловая нагрузка на холодильную
установку рассчитана по выражению:
а на конденсатор — по циклу работы
холодильной машины.
Коэффициенты рабочего времени
компрессоров найдены по отношению
тепловой нагрузки к холодопроизводи-
тельности трех компрессоров, а
вентиляторов г— по уравнению (8).
Мощность, потребляемая
компрессорами и вентиляторами, рассчитана по
методике [3]. /
Поскольку температуры наружного
воздуха не ограничиваются
среднемесячными значениями, были также
определены коэффициенты рабочего
времени компрессоров и вентиляторов для
широкого диапазона изменения tH при
/К = 35°С (рис. 2).
Из рис. 2 следует, что
производительность вентиляторов обеспечивает
отвод теплоты конденсации при tK =
= 35°С, если *Н<24°С. При *Н>24°С
холодильная установка переходит на
режим работы с более высокой
температурой конденсации. Однако превы-
ю ft w /в 20 22 wt^c
Рис. 2. Зависимость коэффициентов рабочего
времени компрессоров Ькм и вентиляторов Ьтн1
от температуры наружного воздуха /н при
*К=35°С
шение значения tH=24°C по времени
незначительно: для Минска 178, для
Таллина 41 ч.
Из данных таблицы следует, что, если
в холодный период года работать
при температуре конденсации /К = 15°С,
а в остальное время при /К=35°С,
годовые затраты энергии на
компрессоры и вентиляторы составят
514263 кВт • ч, или 39,2 кВт • ч на
единицу емкости холодильника. При
круглогодичной работе холодильной
установки с /К = 35°С годовые
затраты энергии равны 579293 кВт • ч,
или 44,1 кВт • ч/м3.
Таким образом, применение двух
параллельно подключенных
регуляторов подачи хладагента в
испарительную систему, обеспечивающих работу
холодильной установки с двумя
температурами конденсации в зависимости
от времени года, позволяет сократить
годовой расход энергии в средней
21

полосе страны на ~И% (для
рассматриваемого примера на
65000 кВт • ч).
Описок использованной литературы
4: Гриб М. И., Ионов A. F., Эрлих-
м а и В. Н. Эксплуатационные
характеристики холодильной установки с воздушным
охлаждением. — Рыбное хозяйство, 1982,
fb 9, с. 7S-76.
2. Д у р а н о в Е. Ф., Л и ф а н о в Б. В., К о ж е в-
11 и ко в И. Г. Улучшение теплозащитных
свойств легких ограждающих конструкций
холодильников.— Холодильная техника, 1981,
4, с. 14—18.
3. Креймер Н. Г., Пытченко В. П.
Методика определения норм расхода
электроэнергии при выработке холода. —
Холодильная техника, 1980, № 11, с. 51—56; 1980, № 12,
с. 52—54.
4. Лебедев П. Д. Теплообменные сушильные
и холодильные установки. М.—Л.: Энергия,
1966, 288 с.
5. Теплообменные аппараты холодильных
установок /Г. Н. Данилова, С. Н. Богданов,
О. П. Иванов и др. Л.: Машиностроение, 1973,
328 с.
"Бригадной форме организации и стимулирования труда —
широкое внедрение!
УЖ 658.387.4
РАЗЪЯСН ВИ И Е ПО Н Е КОТО РЫМ
ПРАКТИЧЕСКИМ ВОПРОСАМ
ПРИМЕНЕНИЯ ПОСТАНОВЛЕНИЯ
СОВЕТА МИНИСТРОВ СССР
ОТ 4 ДЕКАБРЯ 1981 г. №1145
сО ПОРЯДКЕ И УСЛОВИЯХ
СОВМЕЩЕНИЯ ПРОФЕССИЙ
(ДОЛЖНОСТЕЙ)»
В, В. ЛУКАНКИН, Н. Ф. РОЛ И НА
Министерст]во мясной и молрчной
промышленности СССР
Что понимается под совмещением
профессий (должностей), расширением зон
обслуживания, увеличением объема
выполняемых работ?
,, Под совмещением профессий
(должностей) понйм&ется выполнение работником,
наряду со своей основной работой,
обусловленной трудовым договором,
дополнительной работы по другой профессии
(должности) в течение установленной
законодательством продолжительности рабочего дня.
а "Под расширением зон обслуживания и
увеличением объема выполняемых работ
понимается выполнение, наряду со своей
основной работой, обусловленной трудовым
договором, дополнительного объема работ
до одной и той же профессии или долж-
нрсти.
ГДод выполнением обязанностей временно
отсутствующего работника (без
освобождений от своей основной работы) следует
понимать исполнение обязанностей
работника, отсутствующего в связи с болезнью,
отпуском, командировкой и по другим
причинам, когда в соответствии с
действующем законодательством за ним сохраняется
рабочее место (должность).
:В чем отшчые совмещения профессий
(должностей} от работы по совместитель-
dfey?
Совмещение ярофессий (должностей)
осуществляется в рамках установленной
законом продолжительности рабочего дня
(рабочей смены) на одном и том же
предприятии (в организации), а
совместительство предполагает, как правило, работу на
двух разных предприятиях (в учреждениях),
причем за пределами установленной
законом продолжительности рабочего дня
(рабочей смены). Для работы по
совместительству необходимо разрешение руководителя
предприятия (организации), согласованное
с комитетом профсоюза по основному месту
работы, и согласие руководителя
предприятия и комитета профсоюза по месту
совмещаемой работы.
Кому предоставлено право устанавливать
доплаты за совмещение профессий
(должностей), расширение зон обслуживания,
увеличение объема выполняемых работ?
Руководителям производственных
объединений, предприятий, организаций
предоставлено право разрешать по согласованию с
Комитетами профсоюзов рабочим,
инженерно-техническим работникам и другим
специалистам, служащим и младшему
обслуживающему персоналу совмещение профессий
(должностей), расширение зон
обслуживания, увеличение объема выполняемых
работ:
работникам производственных отраслей—
в пределах той категории персонала
(рабочие, ИТР, служащие и т. д.), к которой
относится данный работник. Например,
бухгалтеры увеличивают объем выполняемых
работ в связи с вакантной должностью
бухгалтера или совмещают должность
товароведа и т. д.; рабочий совмещает работу по
другой профессии или увеличивает объем
работы по своей профессии и т. д.;
работникам производственных отраслей,
относящимся к разным категориям
персонала, и работникам непроизводственной
сферы — в пределах профессий
(должностей), указанных в утвержденных Минмясо-
молпромом СССР и ЦК профсоюза рабочих
Ш

ТЕХНИКА,
ТЕХНОЛОГИЯ
УДК 621.565:539.434
ВЫБОР ПОКАЗАТЕЛЕЙ
И ОБЕСПЕЧЕНИЕ НАДЕЖНОСТИ
ХОЛОДИЛЬНОГО ОБОРУДОВАНИЯ
в. и. смыслов
ВНИИхолодмаш
Общие тенденции развития техники,
постоянное повышение ее роли в
общественном производстве, неуклонный
рост технического парка предъявляют
все более жесткие требования к
надежности машин и оборудования.
Надежность изделий машиностроения
является одним из основных факторов
экономии материальных и трудовых
ресурсов, важнейшим критерием» определякь
щим перспективность внедрения новой
техники.
Для обеспечения надежности
холодильного оборудования ВНИИхолодма-
шем разработан комплекс методических
и нормативных документов,
охватывающих вопросы оценки, нормирования,
повышения, контроля надежности хси
лодильного оборудования при его экед-?
луатации. Основные документы
перечислены в табл. 1. Основополагающим,
из них является ОСТ 26.03—491—78,
устанавливающий номенклатуру покаг
зателей, используемых для оценки
надежности.
При разработке номенклатуры
показателей надежности холодильное оборул
дование классифицировано по критерию
ремонтируем ости (ремонтируемое и не-
ремонтируемое), плановости проведем
ния ремонта (планово- и непланово-
Таблица 1
Объект нормирования
Номер документа
Название документа
Номенклатура показателей
Порядок обеспечения
надежности при создании нового
оборудования
Испытания на надежность
Сбор и обработка
статистических данных о надежности
Обеспечение надежности в
эксплуатации
Порядок модернизации
серийного оборудования
ОСТ 26.03—401—78
РД РТМ 26.03—36—79
PTM 26.03—12—81
РТМ 26.03—52—82
РТМ 26.03—55—82
РТМ 26.03—45—80
ОСТ 26.03—1490—81
РТМ 26.03—16—81
РД РТМ 26.03— 23—78
РТМ 26.03—18—82
РТМ 0555—46—78
РД РТМ 26.03—41—82
Оборудование холодильное. Показатели
надежности. Номенклатура. Указания по
выбору
Оборудование судовое холодильное. Типовой
план и программа обеспечения надежности
КС УКП. Оборудование холодильное.
Типовая программа ресурсных испытаний
КС УКП. Компрессоры холодильные
поршневые. Методика проверки безотказности
КС УКП. Компрессоры холодильные
поршневые. Методика проверки ремонтопригодности
Компрессоры холодильные сальниковые и
бессальниковые. Методика определения
показателей надежности
Оборудование холодильное. Надежность!
Сбор, обработка и прохождение информации
КС УКП. Оборудование холодильное. Орга*
низация подконтрольной эксплуатации и
порядок обследования
предприятий-потребителей холода
КС УКП. Методика расчета норм и определв;
ния потребности в запасных частях к
холодильному оборудованию
КС УКП. Методика определения обязатель*
ного комплекта ЗИП
КС УКП. Оборудование холодильное. Ремонт.
Общее руководство. Общие технические
требования на капитальный ремонт в условиях
ремонтных производств
КС УКП. Оборудование холодильное. Совер-
шествование и модернизация серийно выпу^
скаемого оборудования. Сроки.
Планирование. Этапы работ. Нормативно-техническая
и конструкторская документация
.27

ремонтируемое) и по виду основного
процесса потери работоспособности
(изнашиваемое, корродирующее и
комбинированно-стареющее) .
Показатели надежности охватывают
три основных свойства: безотказность,
долговечность и ремонтопригодность.
В табл. 2 приведена номенклатура
показателей надежности основных
видов холодильного оборудования. Эта
номенклатура подлежит обязательному
включению во все документы,
регламентирующие требования к качеству
холодильного оборудования (стандарты,
ТУ, карты технического уровня).
Номенклатура показателей
надежности в нормативной документации на
отечественное холодильное
оборудование значительно шире, чем в
документации на зарубежное оборудование.
Достигнутый уровень надежности
холодильного оборудования оказывает
влияние на экономику народного
хозяйства в среднем в течение 20—30 лет.
Поэтому, создавая холодильное
оборудование, необходимо опираться на
перспективное прогнозирование.
Планирование повышения
надежности осуществляется через систему норм,
соответствующих высшей категории
качества.
Из многочисленных методик
нормирования показателей надежности
изделий машиностроения для холодильного
оборудования используется
оптимизация по критерию минимума суммарных
фактических затрат на техническое
обслуживание, плановые и неплановые
ремонты [1].
Разрабатываемые перспективные
нормы показателей надежности
определяют требования высшей категории
качества для оборудования,
подлежащего аттестации через пять лет после
их разработки. По мере прохождения
аттестации перспективные показатели
надежности переходят в стандарты,
регламентирующие текущие требования
к качеству холодильного оборудования,
чем обеспечивается постоянная
динамика его уровня надежности.
При оценке надежности зарубежного
оборудования значительную роль
играет получение эксплуатационных
статистических данных. Совместно с данными
технической документации они
позволяют достаточно достоверно оценить
надежность зарубежного
оборудования.
Так, при разработке нормативных
пота блица 2
Свойства
и показатели надежности
Безотказность
Наработка на отказ,
ч
год
Интенсивность
отказов, 1/ч
Долговечность
Гамма-процентный
ресурс до
списания, ч
Ресурс до
капитального ремонта
назначенный,
ч
год
Ресурс до среднего
ремонта
назначенный,
ч
год
Ресурс до текущего
ремонта
назначенный,
ч
год
Наработка до
технического
обслуживания, ч
Средний срок
службы до списания, год
Ремонтопригодность
Средняя
оперативная трудоемкость
капитального
ремонта, чел • ч
Объединенная
удельная
оперативная трудоемкость
технических
обслуживании и
ремонтов, чел • 4/1000 ч
Оборудование
ремонтируемое
планово-
ре монтируемое
о
1ваем
09
S
со
s
+
—
—
—
+
—
+
—
+
—
+
—
+
+
о
S
со
иров
щее
2 а
о н
* и
+
—
—
+ **
+
—
+
—
+
—
+
—
+
+
а>
3
ирую
сх
о.
о
X
—
+*
—
—
—
+
—
+.
—
+
—
+
+
+
а> S
2 3
ово-
ируе*
ирую
лан'
онт
род
CS&
о» <и о
Я й«
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
+
—
"
о
»|
2*
5 Q.
S «
О х
—
—
+
+
—
—
—
—
—
—
—
—
—
——
* Для отдельных аппаратов этот показатель не применяется.
** Показатель применяется для оборудования с герметичными
компрессорами.
казателей надежности холодильного
оборудования с винтовыми
компрессорами использованы материалы
эксплуатационной статистики по 192 единицам
зарубежного оборудования,
эксплуатируемого в СССР (в основном, фирм
«Стал» — Швеция и «Кюльаутомат»—
ГДР), по 32 единицам оборудования,
эксплуатируемого в ГДР, и материалы
28

10 нормативно-технических документов
(стандарты, инструкции по
техническому обслуживанию и др.)- Результаты
обработки показали соответствие
показателей надежности, указанных в
технической документации, и данных
эксплуатационной статистики.
Уровень надежности зависит от ряда
факторов, без четкого указания и
регламентации которых показатели
надежности являются неопределенными, а их
практическое использование
невозможным. Основные из этих факторов —
критерии предельного состояния и
отказа оборудования и система
технического обслуживания и ремонта техники
(СТОИРТ), при которой
обеспечиваются заданные показатели надежности.
Предельное состояние холодильного
оборудования, как указывается в ГОСТ
13377—75 [2], связано с ухудшением
его теплоэнергетических характеристик,
а следовательно, удельных
энергетических характеристик, снижающих
эффективность его использования.
Критерии предельного состояния
холодильного оборудования делятся на
две группы. В первую группу (см.
рисунок) входят критерии? (определяющие
потерю работоспособности основными
узлами машины, й их элементами;'во
вторую — критерии, "относящиеся к
изменению ее внешних параметров.
Критерии второй группы, в свою очередь,
делятся на экономические и
устанавливаемые исходя из предотвращения
вредного влияния на окружающую среду.
Изменение характеристик поршневых
холодильных компрессоров в процессе
изнашивания показало, что в ряде
случаев критерии предельного состояния
первой группы установленьТ^без
должного обоснования и их оптимальное
нормирование является одним из
резервов повышения долговечности
компрессоров.
Взаимосвязь показателей
надежности с применяемой СТОИРТ требует
указания ее основных параметров в
технической документации на
оборудование. В настоящее время все
показатели надежности указываются
применительно к системе
планово-предупредительного ремонта (ППР),
реализующей принцип регламеатированного
ремонта по ГОСТ 19822—78 [3].
Использование разработанной
номенклатуры показателей надежности,
системы критериев предельного состояния
и критериев отказа совместно с регла-
Критерии предельного
тояния холодильных май
сое-
машин
урулпа I. Критерии аре
цельного состояния осноб]
\/ых элемент об
холодильных машин
Т
предельные зазоры б па-
wax трения компрессороб\
т
Предельные износы дета]
yieu и потери прабиль
\ности тормы деталей
номпрессороб
Т
Предельная толщина
штенон труд~ теплообмен-!
\ных аппаратоб '
\Группа2. Критерии пре-\
\дельного состояния хо\
\лодильных машин 6
| целом J
т ~*-
\Энономичес- 1
\хие нритерии\
1
Уменьшение 1
\произбо-
\дительности\
i
\Уменьшение
удельной
шроизбоди-
\ тельности
1
\Побышение
{расхода смазоч-
шго масла(для
\аммиачных
{машин)
Назначенная
критерии \
\
ПовышениеХ
уробня
шума
i
Побышеник
уробня
оидрации
Структура критериев предельного состояния
холодильных машин
ментацией основных требований к
системе технического обслуживания и
ремонта холодильного оборудования
обеспечивает однозначность
нормирования и оценки надежности
холодильного оборудования.
Нормирование показателей
надежности имеет смысл только при наличии
эффективно действующей системы
контроля.
Контроль показателей надежности
холодильного оборудования
осуществляют двумя основными путями:
проведением испытаний на стендах
организаций и предприятий подотрасли —
для оборудования относительно малой
энергоемкости, в первую очередь
компрессоров; сбором и обработкой
эксплуатационных данных — для более
сложного и крупного оборудования.
Требования к периодической проверке
показателей надежности указываются
в технических условиях на
оборудование.
Контроль показателей надежности
начинается на опытных образцах и
продолжается на серийном оборудовании.
Применительно к поршневым
компрессорам действует следующая
система контроля надежности:
наработка регламентированного
количества часов опытными образцами
компрессоров, позволяющая дать
предварительную оценку их надежности и
представить приемочной комиссии;
испытания большей длительности —
от 6 до 8 тыс. ч для каждого опытного
29

образца,— после которых может быть
начато серийное производство;
ресурсные стендовые или
эксплуатационные испытания в соответствии с
РТМ 26-03-12-81, позволяющие дать
окончательную оценку надежности
серийных компрессоров.
Во время длительных испытаний
определяют ремонтопригодность и
безотказность в соответствии с РТМ
26.03-52-82 и РТМ 26.03-55-82.
В процессе серийного производства
проводится периодический контроль
показателей надежности путем сбора и
обработки эксплуатационных данных
либо путем проведения заводских
испытаний.
Важное место занимает ОСТ 26.03-
1490-81 по сбору и обработке
материалов эксплуатационной статистики о
надежности, учитывающий наличие связи
между уровнем надежности
холодильного оборудования и системой
технического обслуживания и ремонта.
В соответствии с этим документом
в настоящее время исследуется
эксплуатационная надежность 620 единиц
отечественного оборудования различных
типов с общей наработкой более
7300 тыс. ч и 280 единиц
холодильного оборудования зарубежного
производства с общей наработкой около
5500 тыс. ч.
Обеспечение надежности
холодильного оборудования и достижение
перспективных норм ведутся по двум
основным направлениям.
Первое предусматривает создание и
внедрение нового, принципиально более
надежного и долговечного
холодильного оборудования, каким, например,
являются герметичные компрессоры,
агрегаты на базе винтовых компрессоров.
Методические основы обеспечения
требований по надежности при разработке
нового оборудования и порядок
проведения работ изложены в РД РТМ26.03-
36-79. Документ охватывает все
вопросы обеспечения надежности (расчеты,
разработка, испытания и т. д.) на
этапах создания, производства и
эксплуатации, а также вопросы взаимодействия
различных служб при выполнении этих
работ.
Второе направление предусматривает
обеспечение надежности при
модернизации серийного оборудования, что
обусловливает постоянный рост
технического уровня основной массы
изделий Модернизация ведется в плановом
порядке, установленном РД РТМ
26.03-41-82. Документ регламентирует
сроки проведения работ по
модернизации, увязанные со сроками
аттестации на государственный Знак качества,
глубину и направления модернизации
и общий порядок выполнения работ.
Основные конкретные методы
повышения надежности холодильного
оборудования изложены в работах [4,5].
Применению этих методов
предшествует экономический анализ, позволяющий
определить первоочередные показатели,
повышение которых наиболее
эффективно в настоящий момент.
В сфере эксплуатации надежность
оборудования обеспечивается
совершенствованием системы технического
обслуживания и ремонта, поставками
оптимальных комплектов запасных
частей, совершенствованием уровня
эксплуатации при внедрении нового
оборудования, требующего более
квалифицированного подхода к его обслуживанию
и ремонту (см. соответствующие
нормативные документы в табл. 1).
Разработаны системы ППР для
серийных аммиачных и фреоновых
компрессоров, а также пооперационно
пронормированная технология ремонта
поршневых аммиачных компрессоров
(материалы уже опубликованы).
Разработана система ППР для
компрессоров П110 и П220 (материалы
подготовлены к печати). Разрабатывается
технология ремонта и система ППР для
винтовых компрессоров 5ВХ350 и
ВХ700.
Проведение работ по исследованию
и обеспечению надежности
холодильного оборудования в соответствии с
изложенными методическими
положениями позволило за последние семь лет
поднять уровень надежности
холодильного оборудования в 1,5—1,8 раза.
Список использованной литературы
1. Бежанишвили Э. М., Смыслов В. И.,
Хазанов И. Г. Показатели надежности
и сроки амортизации холодильного
оборудования. — Холодильная техника, 1977, № 1,
с. 19—24.
2. ГОСТ 13377 — 75. Надежность в технике.
Термины и определения.
3. ГОСТ 18322 — 78. Система технического
обслуживания и ремонта техники. Термины и
определения.
4. Холодильные компрессоры. Справочник
под ред. А. В. Быкова. М.: Легкая и
пищевая промышленность, 1981, с. 274—275.
5. Kalnin I. M., Bezanisvili Е. М.,
Smyslov V I. — Luft- und Kaltetechnik,
1980, № з, S. 155—157
30

УДК 66.047.25
ОПТИМАЛЬНОЕ ПРОГРАММНОЕ
УПРАВЛЕНИЕ ЭНЕРГОПОДВОДОМ
ПРИ СУШКЕ БИОПРЕПАРАТОВ
В СУБЛИМАЦИОННОМ
АППАРАТЕ УСС-10
Д-р техн. наук, проф. А. С. ГИНЗБУРГ,
канд. техн. наук, проф. И. К. ПЕТРОВ
Московский технологический институт пищевой
промышленности
Э. В. СИЛЬВЕСТРОВ
Казанское НПО «Вакууммаш»
Работа сублимационных аппаратов
как объектов управления
характеризуется тремя основными показателями:
теплофизическим, динамическим и
энергетическим.
С помощью теплофизического
показателя стМ [ст — удельная массовая
теплоемкость, кДж/(кг • К),
прогреваемой части конструкции — греющей
плиты, противня, кассеты и т. д., через
которую тепло передается сушимому
препарату; М — ее масса, кг]
устанавливают продолжительность т, с,
выхода прогреваемой части конструкции
на необходимый температурный
уровень (режим «холостого хода»
объекта):
стМ
т=('к-'н)-дГ»
где tK> tti — конечная и начальная
температура, °С;
N — подводимая энергия, кВт.
Продолжительность выхода
сублимационного аппарата на максимальную
интенсивность влаговыделения
находится в прямой зависимости от
динамического показателя тп/Т(тп —
запаздывание пррцесса, мин, т. е.
промежуток времени между моментом
появления управляющего воздействия —
подачей энергии к сушимому
препарату —и началом изменения основной
выходной координаты объекта
управления — интенсивности влаговыделения;
Т — постоянная времени объекта,
мин, т. е. отрезок времени, в течение
которого основная координата
достигла бы своего максимального значения
при изменении с постоянной
скоростью).
С помощью теплофизического и
динамического показателей можно
проанализировать работу сублимационных
аппаратов. Так, для рассматриваемого
аппарата УСС-10 (рис. 1) с
инерционными кассетами теплофизический
показатель кассеты равен 28,2 кДж/К
[ст = 1,25 кДж/(кг-К), М = 22,4 кг].
При переходе на работу с
малоинерционными кассетами [3] его значение
понижается до 0,310 кДж/К [ст =
=0,544 кДж/(кг • К), М =0,57 кг], т. е.
уменьшается в ~90 раз.
Соответственно во столько же раз сокращается
время выхода малоинерционной
кассеты на расчетное значение температуры
(«холостой ход» объекта), что
приводит, в свою очередь, к
значительному уменьшению динамического
показателя. В результате
продолжительность технологического цикла сушки
сокращается.
Расход энергии в процессе
управления объектом характеризуется
энергетическим показателем — критерием
оптимальности:
Рис. !. Общий вид l|i

вакуум-сублимационного аппарата
периодического, дей- ^
ствия УСС-10: ш
1 — сублиматор; 2 —
компрессор но-от ка чной
блок; 3 — пульт
управления блоком сушки; 4 —
замораживающий блок;
5 — пульт управления
31

где Гц — длительность процесса управления
(технологического цикла сушки);
п — число характерных функциональных
температурных зон паровой фазы и зон
интенсивности влаговыделения
сушимого препарата;
k{ — коэффициент, учитывающий изменение
сопротивления нагревателя по каналу
энергоподвода к сушимому препарату;
Ui — величина управляющего воздействия,
от которого зависит энергия,
подводимая к объекту управления.
С учетом особенностей процесса
вакуумной сублимационной сушки,
протекающего при переменных значениях
параметров, определяющих расход
подводимой энергии: интенсивности
влаговыделения, удельной теплоты сублимации,
удельной теплоты парообразования,
дополнительной энергии на нарушение
связи влаги с сушимым препаратом
и других, энергетический показатель
следует представлять в виде суммы,
слагаемые ft которой оценивают
затраты энергии на каждом этапе процесса:
/= 1
Таким образом, величина / является
аддитивной функцией и, следовательно:
1ц п п
/= $ 2 k.Upr-* lim S ktUfdT.
0 i= 1 n-*-ooi= 1
При сушке биопрепаратов
существуют следующие нормативные
ограничения:
^К.Н^^ДОП' *S^*S ДОП>
*Д^^Д.ДОП> **ОСТ^ **ОСТ.ДОП>
гДе *к.н~ начальная температура кассеты;
/s — температура сублимации;
tA — температура десорбции;
W0CT — остаточная влажность.
Значение /min определяли (с
использованием экспериментальных данных по
кинетике процесса сушки —
термограммы паровой фазы сушимого
препарата и интенсивности
влаговыделения — и при заданных
ограничениях) на основе анализа зависимости:
<li = f(Q>r> m, Аг),
где qi — удельная энергия, подводимая к
сушимому препарату на i-м этапе, Дж;
q — удельная теплота сублимации, Дж/кг;
г — удельная теплота парообразования,
Дж/кг;
т — масса испаренной влаги на i-м этапе, кг;
Дг — энергия связи влаги с сушимым
препаратом, Дж/кг.
Величина энергетического показателя
в значительной степени зависит от
уровня термодинамического совершенства
объекта управления:
/н//з,
где /п — теоретически необходимые
энергозатраты на высушивание препарата;
/3 — используемые энергозатраты.
Однако ни один из указанных
показателей не отражает состояния
степени биологической сохранности
высушенных биопрепаратов. Качество
высушенных биопрепаратов зависит в
основном от хода технологического
процесса сушки. Правильность ведения
процесса определяется степенью
достоверности, полноты и оперативностью
получения информации о параметрах,
используемых для управления. Поэтому
при реализации системы управления
необходимо правильно выбрать
параметры наблюдения и управления.
Управляющее воздействие в
системах управления может
формироваться и передаваться практически
мгновенно, однако постоянная Г,
зависящая от свойств объекта, влияет на
время, в течение которого выходная
координата — интенсивность
влаговыделения — достигает максимально
установившегося значения.
Закономерность изменения
интенсивности влаговыделения в процессе
технологического цикла сушки
устанавливали, «прогоняя» объект управления
по оптимальной траектории, за
которую принимали одну из термограмм
паровой фазы, полученную при
максимальной интенсивности
влаговыделения. Энергию связи Аг находили
калориметрическим методом по
экспериментальным данным. Убыль массы
влаги в единицу времени определяли
по дискретным интервалам кривой
интенсивности вл аговыделения,
полученной с помощью электронного
расходомера с использованием градуировоч-
ной зависимости его выходного сигнала
от убыли массы влаги.
Сушили жидкий пищевой гидролизат
при 4=— 30°С и гд = +35°С. Скорость
изменения температуры паровой фазы
в переходный период (от —30 до
+ 35°С) поддерживали равной
0,25°С/мин, что характерно для
«мягкого» режима сушки термолабильного
препарата. Минимальное значение
энергетического показателя было равно
2,8 • 104 кДж при длительности цикла
сушки 30 ч, а его опытное
значение — 3,7 • 104 кДж. Кроме энергии,
передаваемой сушимому биопрепарату
с использованием радиационного
энергоподвода от «темных» излучателей.
32

часть общей энергии была затрачена
на нагрев предварительно охлажденных
инерционных кассет и теплообмен
между источником энергии и внутренней
поверхностью вакуумной камеры
(термодинамические потери).
Например, тепловые потери,
обусловленные значительной разностью между
температурами нагретых кассет и
внутренней поверхности вакуумной
камеры, охлаждаемой низкотемпературными
криопанелями, составили 3,8 • 10 кДж
за цикл сушки при номинальной
производительности аппарата Юл/цикл,
а энергозатраты на нагрев одной
инерционной кассеты от температуры
—25°С, обусловленной требованиями
технологии, до расчетной величины —
не менее 2200 кДж. Учитывали также
энергозатраты на нагрев 40
стеклянных технологических сосудов с
размещенным в них сушимым
биопрепаратом. Отношение /п к /3 составило 0,75.
Экспериментально полученные
результаты показали, что вследствие
значительного термодинамического
несовершенства объекта управления и
больших значений параметров
динамического показателя для аппарата
с инерционными кассетами
нецелесообразно применять алгоритм
управления, оптимальный по энергозатратам.
При разработке систем управления
для обеспечения их максимальной
эффективности следует оптимизировать
все составные звенья, включая объект
управления (жесткое задание объекта
может противоречить оптимизации
системы в целом [1]). Поэтому при
построении системы управления,
оптимальной по энергозатратам, необходимо
оптимизировать объект в теплофизи-
ческом и динамическом отношениях.
Для этой цели были разработаны
малоинерционные кассеты, сводящие к
минимуму теплофизические потери при
сушке и имеющие из-за отсутствия
прогреваемых металлоемкостей малые
значения параметров динамического
показателя. В результате при сушке
биопрепарата с применением этих
кассет величина энергетического
показателя снизилась до 2,88 • 104 кДж при
длительности цикла 25 ч, а
отношение /п// составило 0,97.
П' 3 '
Как было отмечено, важной
задачей при построении системы
управления является выбор параметра
наблюдения (с учетом информационной
полноты) и формирования
управляющего воздействия. Первоначальный
вариант системы управления аппарата
УСС-10, который удовлетворял
метрологической, конструктивной и
эксплуатационной совместимости, не обладал
функциональной и информационной
полнотой, так как для управления
процессами сушки различных
биопрепаратов необходимо было иметь для
каждого из них индивидуальную
программу процесса сушки. Применение
единой программы для большого числа
сушимых биопрепаратов искажает
кинетику процесса, что отрицательно
сказывается на биологической активности
высушенного биопрепарата. Если
принять за параметр регулирования
температуру сушимого биопрепарата, то по
ней нельзя однозначно установить
величину подводимой энергии на
протяжении всего цикла сушки. При
построении системы оптимального по
энергозатратам программного управления,
исключающей искажения протекания
процесса сущки различных
биопрепаратов и обладающей
функциональной и информационной полнотой,
необходимо для формирования
управляющего воздействия использовать
основную координату фазового
состояния объекта — интенсивность влаго-
выделения, как несущую основную
информацию о состоянии сушимого
биопрепарата и обусловливающую
основные энергетические затраты при
сушке (это подтверждается
результатами анализа обширного
фактического материала и теоретическими
работами [2]).
С использованием метода
математического программирования был
составлен алгоритм управляющего
воздействия при «движении» объекта по
оптимальной траектории. Получена его
хорошая сходимость с интегральной
кривой интенсивности влаговыделения,
построенной путем графического
решения дифференциальных уравнений,
описывающих «движение» объекта.
Ниже описана работа системы
оптимального программного управления
(рис. 2).
При влаговыделении из сушимого
биопрепарата пар из технологических
сосудов 10 устремляется на криопа-
нели 7 и воздействует на крыльчатку
дискретного модулятора 9, приводя ее
во вращение. Крыльчатка преобразует
непрерывный световой поток,
направленный от осветителя на фотодиод,
зз

Рис. 2. Функциональная схема системы
оптимального программного управления:
/ — однофазный тиристорный блок питания типа РТ-10-220;
2 — малоинерционная кассета; 3 — вакуумная сублима
ционная камера; 4 — датчик ИС 568 А температуры паровой
фазы сушимого препарата; 5 — уравновешенный мост
KCM2-030 A2-канальный); 6 — герметичный проходной
разъем серии 2РМГП; 7 — криопаиель десублиматора; 8 —
радиочастотный кабель; 9 — дискретный модулятор
электронного расходомера; 10 — технологический сосуд с сушимым
биопрепаратом; // — блок формирования электронного
расходомера; 12 — полупроводниковый усилитель постоянного
тока УПД1-03; 13 — самопишущий потенциометр КСП2-031
(трехканальный); 14 — потенциометр; 15 — задающее
устройство; 16 — датчик ИС 545 А температуры
нагревательной ячейки кассеты; 17 — датчик ИС 568 А температуры
сушимого препарата
в частотно-импульсный сигнал. Частота
вращения крыльчатки
пропорциональна динамическому напору потока пара
(интенсивности влаговыделения).
Изменение частоты вращения
крыльчатки приводит к изменению частоты
световых импульсов, воспринимаемых
фотодиодом и посылаемых по
радиочастотному кабелю 8 в блок
формирования // электронного расходомера,
в котором частота преобразуется в
напряжение. Выходной сигнал блока
формирования, поступая на вход
полупроводникового усилителя постоянного
тока 12, усиливается S нем до значений,
соответствующих диапазону изменения
сигнала управления однофазного ти-
ристорного блока питания /. С выхода
УДК {621.565:621.564.221:621.643.001.375
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОПТИМАЛЬНОГО
ДИАМЕТРА ВСАСЫВАЮЩЕГО
ТРУБОПРОВОДА АММИАЧНОЙ
ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ
Канд. техн. наук X. А. АБДУЛЬМАНОВ,
И. X. АБДУЛЬМАНОВ
Астраханский технический институт рыбного
хозяйства и промышленности
Обычно диаметр всасывающего тру
бопровода аммиачной холодильной ус*
усилителя сигнал проходит на вход
задающего устройства 15, в которой»
с помощью потенциометра 14
устанавливается величина ггротиво-э. д. с,
соответствующая уровню, определяемому
значением сигнала электронного
расходомера при заданной температуре
сублимации, так как определенной
температуре сублимации соответствует
определенная интенсивность
влаговыделения. С выхода задающего
устройства сигнал подается на вход
управления блока питания, передающего,
в соответствии с алгоритмом
управляющего воздействия, энергию к со1
судам с сушимым препаратом,
размещенным в малоинерционных кассетах 2.
Благодаря использованию
рассмотренной системы управления в
сублимационном аппарате УСС-Ю стало
возможным: оптимизировать длительность
цикла по периодам сушки, т. е.
длительная и трудоемкая отладка
программы сушки заменена на оперативное
и экономичное автоматическое
регулирование непосредственно во время
технологического цикла; вести процесс
сушки различных препаратов при
оптимальных значениях энергетического
показателя, что позволило значительно
улучшить экономический эффект
работы аппарата.
Список использованной литературы
1. Бургонский А. С. О новом методе
синтеза одного класса систем автоматического
управления. — Приборостроение, 1981, № 7,
с. 27—32.
2. Подольский М. В. Аппаратура для лиюфи-
лизации препаратов крови и пути
автоматизации процесса сушки. — Проблемы
гематологии и переливания крови, 1966, № 3,
с. 52—54.
3. Сильвестров Э. В. Улучшение технико-
экономических показателей сублимационных
аппаратов при применении малоинерционных
кассет. — Холодильная техника, 1982, № 9,
с. 32—35.
тановки определяют по допустимой
величине падения давления между
испарителем и компрессором при снижен»»
температуры насыщения на 1°С, что
соответствует уменьшению холодильной
мощности компрессора на 5% [1—4}.
Допустимая величина падения
давления для данного холодильного агента
зависит от температуры кипения в
испарителе.
В последние годы широкое
распространение получили винтовые компрес-
34

соры, а поршневые компрессоры стали
более компактными и менее
металлоемкими, внедрены различные способы
интенсификации теплообмена в
испарителях, все большее применение находят
воздухоохладители. Изменились цены
на оборудование, арматуру и трубы.
Поэтому задача более обоснованного
определения оптимального диаметра
всасывающего трубопровода стала
актуальной.
В общем виде диаметр
всасывающего трубопровода можно рассчитать
с учетом следующих затрат:
R = RT+RX+RK, A)
где R — суммарные затраты на создание и
эксплуатацию всасывающего
трубопровода, руб/год;
RT — затраты на амортизацию стоимости
всасывающего трубопровода, руб/год;
Rx — дополнительные затраты на выработку
холода, вызванные падением давления
во всасывающем трубопроводе, руб/
/год;
RK — дополнительные затраты, вызванные
приращением рабочего объема
компрессора вследствие падения давления во
всасывающем трубопроводе, руб/год.
Оптимальный диаметр трубопровода
определяют по величине снижения
температуры насыщения во всасывающем
трубопроводе при минимальных
затратах по уравнению A).
Затраты на амортизацию стоимости
всасывающего трубопровода находят
по уравнению:
#T = LTSTnT, B)
где LT — длина всасывающего трубопровода, м;
ST — стоимость 1 м трубопровода с учетом
затрат на монтаж, изоляцию и
стоимости арматуры, приходящейся на 1 м
его длины, руб/м;
цт — норма амортизационных отчислений на
трубопровод, руб/(руб • год).—
По ценникам нами установлены
зависимости стоимости 1 м
неизолированного и изолированного трубопроводов
с учетом затрат на монтаж от их
диаметра dr: соответственно ST = 60dT и
St =160dT. С учетом (помимо затрат на
монтаж) стоимости арматуры и затрат
на изоляцию стоимость 1 м
всасывающего трубопровода будет: ST = 20(WT.
Конечная цель расчета —
определение производной от суммарных
затрат в зависимости от изменения
температуры насыщения во всасывающем
трубопроводе dR/dkty поэтому между
величинами Др и А/ для аммиака в
диапазоне рабочих температур кипения
t0 от 5 до —50°С путем обработки
кривых насыщения установили
следующую зависимость:
Ap=l,12Ate°'0357,°. C)
Падение давления в трубопроводе
рассчитывают по уравнению:
Лр = ^ TQa' D)
где А, — коэффициент сопротивления трению;
Lc — сумма эквивалентных длин местных con-
ротивлений и длина всасывающего
трубопровода, м,
w=4V/nd*\ E)
V — объемный расход всасываемых паров
аммиака, м3/с;
Qa — плотность насыщенного пара аммиака
при рабочей температуре кипения,
кг/м3.
Из уравнения D) с учетом C) и
E) получаем:
rfT=0,94(UcQa)°'2K0^ °-2в-0007^ F)
Уравнение B) с учетом найденной
зависимости для ST и уравнения F)
при Х = 0,025 [1,с. 172] будет иметь вид:
/?T=89,65LTjiT(LcQa)o.2yo,4 л/-о,2е-°.0°1П G)
Дополнительные затраты на
выработку холода, вызванные падением
давления во всасывающем трубопроводе,
рассчитывают по уравнению:
Rx=0t05NAtS3n4K, (8)
где N — мощность привода компрессора
(компрессоров) при расчетном рабочем
режиме, кВт;
S3 — стоимость электроэнергии, руб/
/(кВт.ч);
п — продолжительность работы
компрессора в течение года, ч/год;
т|к — коэффициент, учитывающий изменение
мощности привода компрессора в
течение года.
Дополнительные затраты, вызванные
приращением рабочего объема
компрессора в результате падения давления во
всасывающем трубопроводе находят по
уравнению:
#к = 3,6 • 10tyQaAuSK|iK, (9)
где До — изменение удельного объема паров
аммиака во всасывающем трубопроводе,
м3/кг;
SK — стоимость 1 м3/ч рабочего объема
компрессора, руб/(м3/"ч);
\хк — норма амортизационных отчислений на
компрессор, руб/(руб • год).
По ценникам на компрессоры
различных марок и типов установлена
средняя стоимость 1 м3/ч рабочего объема
компрессора: SK = 12,8 руб/(м3/ч).
Для насыщенных паров аммиака в
диапазоне t0 от 5 до —45°С выявлена
зависимость между изменением их
35

удельного объема и изменением
температуры насыщения:
Лу=12 • \OzMe~°'0bT°. A0)
С учетом этой зависимости и
установленной средней стоимости 5К
уравнение (9) можно представить в
следующем виде:
#к = 5,6 • lO^QaA^^-0'057,0. (И)
Подставляя в уравнение A)
найденные выражения для его слагаемых,
получаем:
/?=89,65LT|xT(LcQaH.2i/o,4A/-o,2^-o.oo7r0+
+ 0,05WA/S3>zt]k + 5,6 . 108УеаД^ке~°'057ЧA2)
В целях определения оптимального
изменения температуры насыщения во
всасывающем трубопроводе
проанализируем уравнение A2), представив его
в следующем виде:
#=ПтД/-о,2+5Сд/+кд/, A3)
где Пт = 89,65LtM,t(LcQa) о,2уоле-о,оо7Т0;
X=0,05MSamiK;
К=5,6- \0*VQanKe-°'05To.
На основании уравнения A3):
dR/dM = — 0,2ПтД/-1.24-х + К.
Вторая производная больше 0,
поэтому имеет место минимум. Принимая
d/?/dA/ = 0, получим:
.. /0,2ПД0.83
Принимаем: ^ = ^=0,143; V = VKKKi
м3/с; S3 =0,015 руб/(кВт • ч); я = 4000
ч/год; т]к«0,5; LC=2LT.
Подставляем эти значения в
выражения для Пт, % и К и получаем
следующее уравнение:
/? = 12,81тB^аH'2^4Д^0^~°'0077'0+ 1,5ЛШ +
+ 8 • l07VQaAte-°>05T°. 05)
В табл. 1 приведены результаты
расчетов по уравнению A5) для
компрессора П220 при следующих условиях:
LT = 50M,r0 = 248K(—25°C),N = 60 кВт,
у = 1/кА,к==0,1 м3/с, Qa = l,3 к^/м3.
Таблица 1
Виды
затрат
ят
**
К
я
Величина затрат, руб/год, при Af, °C
0,1
188,6
9
3,18
200,78
0,3
151,4
27
9,5
187,9
0,4
143,0
36
12,7
191,7
0,5
136,7
45
15,9
197,6
0,8
124,4
72
25,4
221,8
1,2
114,7
108
38,2
260,9
1,6
108,3
144
50,9
303,2
Rfpy6/eod
300
200
100
<
о
\—Н—\]>п\
IpJAj——r^S^n
«-д^—гН I Г —г
Ц* 0,8 f,2 1,6 М,°С
Рис. 1. Зависимость изменения суммарных
затрат R и их составляющих от изменения
температуры насыщения Д* во всасывающем
трубопроводе
LT, м
50
10
30
50
100
200
300
10
30
50
100
200
300
50
t0, °C
+ 5
-5
— 15
—25
-15
25
— 15
Qa, КГ/М3
4,1
2,9
1,97
1,3
1,97
1,3
1,97
N, кВт
120
90
75
60
75
60
75
150
225
300
V, м3/с
0,145
0,138
0,12
0,10
0,12
0,10
0,12
0,24
0,36
0,48
пт
141
138
130
126
16
70
130
300
684
1112
17
64
129
273
628
1021
130
171
201
226
X
180
135
112
90
112
90
112
225
338
450
Т
К
31
35
35
32
35
32
35
69
104
137
а б л и ц а 2
Д'опт. °С
0,19
0,22
0,24
0,27
0,04
0,14
0,24
0,47
0,94
1,41
0,05
0,15
0,27
0,51
1,02
1,54
0,24
0,166
0,14
0,12
36

По полученным значениям на рис. 1
построены зависимости суммарных
затрат и их составляющих от изменения
температуры насыщения во
всасывающем трубопроводе.
В табл. 2 приведены результаты
расчетов оптимального изменения
температуры насыщения во всасывающем
трубопроводе при различных значениях
длины трубопровода, температуры
кипения и объемного расхода
всасываемых паров аммиака. По данным табл. 2
на рис. 2 построены зависимости
изменения Д*опт с учетом LT, tQ и V.
Из рассмотренных частных случаев
(режимов) можно сделать следующие
выводы. Оптимальный диаметр
всасывающего трубопровода следует
определять с учетом длины всасывающего
трубопровода. Холодильная мощность
установки и ее температурный режим
работы мало влияют на оптимальное
изменение температуры насыщения и,
следовательно, на оптимальный диаметр
трубопровода.
Как видно из рис. 1, линия
суммарных затрат вправо и влево от точки
минимума не имеет больших
отклонений. Для транспортной холодильной
установки, у которой преобладающим
показателем являются ее габаритные
размеры, можно принимать большие
значения А/. Для установок со
всасывающим трубопроводом небольшой длины
целесообразно придерживаться
меньших значений At, в этом случае
определяющими будут затраты на
выработку холода. Неоправданной следует
ш
9ПП
100
/7
УН
ч U
~J\
-fjfL.
-2ft-
\\ I l I I l l
\
'
—1—1—1—|—W'/c
1 Oyd
1<i4
IJ^Pl L
V U \лл i i r
W \ъУг
\\\W\\
WT\
iH
\z\ \ \ \
\
1 1/7
1
0,2 0,4 0,0 0,8 1,0 1,2MonT)°C
Рис. 2. Зависимость длины всасывающего
трубопровода LT, температуры кипения t0 и
объемного расхода всасываемых паров аммиака
V от оптимального изменения температуры
насыщения Д*опт во всасывающем трубопроводе:
LzJb
=f(L\ при *0 = —15°С; 2 — то же, при /0 =
считать принимаемую обычно величину
изменения температуры насыщения а
1°С, она целесообразна только при
большой длине всасывающего
трубопровода — 200 м и более.
Список использованной литературы
1. Кур ыл ев Е. С, Гераси мов Н. А.
Холодильные установки. Л.: Машиностроение,
1980, €22 с.
2. Проектирование холодильников /
Ю. С. Крылов, П. И. Пирог, В. В. Васю-
тович и др. М.: Пищевая промышленность,
1972, 312 с.
3. Проектирование холодильных
сооружений. Справочник. М.: Пищевая
промышленность, 1978, 255 с.
4. Рекомендации по проектированию
холодильных установок. М.: ВНИХИ, 1962, 95 с.
УДК 621.57.041 -213.4.044:536.24.001.5
ПУТИ ИНТЕНСИФИКАЦИИ
ВНУТРЕННЕГО ТЕПЛООБМЕНА
В ВОЗДУШНЫХ КОНДЕНСАТОРАХ
МАЛЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
Канд. техн. наук В. М. ШАВРА,
Всесоюзный заочный институт пищевой
промышленности
Канд. техн. наук С. Р. ГОПИН
Специальное конструкторское бюро
турбохолодильных машин
В настоящее время в нашей стране
и за рубежом в агрегатах холодо-
производительностью до 15 кВт
применяют преимущественно воздушные
трубчато-ребр истые конденсаторы
змеевикового типа. Внутренний
диаметр трубок rfBH =6-т-16 мм. Плотность
теплового потока двн, отнесенная к
внутренней поверхности, 2000—6000 Вт/м2,
средняя скорость пара доп составляет
0,4—1,5 м/с, массовая скорость w„q =
= 15-^80 кг/(с • м2), перегрев пара на
входе 30—60°С, концентрация масла
в жидком хладагенте до 5%.
Потери давления хладагента в таких
конденсаторах при относительной длине
канала L/dBH =400ч- 1500 не превышают
60—80 кПа E—6 кПа/м), что
соответствует повышению температуры
конденсации на 1—2,5°С.
Обычно при указанных условиях
работы пар конденсируется в
горизонтальной трубке при расслоенном
режиме течения жидкости и пара.
На рис. 1 показана примерная за-
37

12
8
4
о
л
4
н
1
Ш1
ТёсгТ
<ъ
ы
* w***
Рис. 1. Зависимость от плотности теплового
потока qBU температурного напора в воздушном
конденсаторе: в — общего, вв — между
стенкой трубы и воздухом, 0а и 6Д/, —
обусловленного соответственно термическим сопротивлением
пленки конденсата и гидравлическим
сопротивлением конденсирующегося хладагента:
висимость температурного напора в
конденсаторе агрегата ВС 800,
работающего на R12, от плотности
теплового потока *7ВН. Примерно такие же
зависимости наблюдаются при
использовании R22 и R502.
Как видно из рис. 1, в области
малых плотностей теплового потока
двн<4 кВт/м2 дополнительный
температурный напор вДр, обусловленный
гидравлическим сопротивлением
конденсирующегося хладагента,
сопоставим с температурным напором ва,
обусловленным термическим
сопротивлением пленки конденсата. Отсюда
следует, что при выборе того или
иного метода интенсификации
теплообмена необходимо обращать особое
внимание на рост гидравлического
сопротивления. Для различных хладагентов
его влияние можно оценить величиной
А, кг/(м3 • кПа):
^ = Q».bx/AP.
где q„ м — плотность пара на входе в
конденсатор, кг/и3;
Ар — падение давления, кПа,
соответствующее повышению температуры
конденсации на 1°С.
Значения этой величины для
диапазона температур конденсации 20—50°С
и перегреве пара 30—40°С приведены
ниже:
Хладагент
R12
R22
R502
Величина А,
кг/(м3 • кПа)
1,77—2
1,2—1,62
1,28—1,68
Чем больше величина Л, тем
значительнее влияние гидравлического
сопротивления на рост температуры
конденсации.
Теплообмен при конденсации пара
можно интенсифицировать двумя
(условно) способами — повышением
средней скорости пара или турбули-
зацией потока.
При реализации первого способа
используют плоскоовальные трубки и
щелевые каналы [4] или устанавливают
внутри трубок различные вставки,
образующие щели. При этом
динамическое воздействие движущегося потока
пара на пленку конденсата
увеличивает напряжение на границе раздела
фаз и уменьшает толщину пленки.
При втором способе применяют
внутреннее оребрение в виде продольных
прямых, спиралеобразных и винтовых
ребер, прерывистых прямоугольных
ребер, кольцевых турбулизаторов,
таких как поперечные накатные
выступы, а также специальную
механическую обработку для получения
внутренней поверхности трубки типа «Тер-
моэксель» [1]. В этом случае турбу-
лизаторы не только образуют
внутреннее оребрение, но и способствуют
периодическому разрушению пденки
конденсата, созданию капиллярных
эффектов и макровихрей, что, в
конечном итоге, приводит к утончению
пленки конденсата.
На рис. 2 показаны различные
виды турбулизаторов, а в таблице
приведены их геометрические размеры
и условия испытания.
Прежде чем перейти к анализу
влияния на теплообмен различных
турбулизаторов, рассмотрим более подробно
известные экспериментальные
зависимости, предлагаемые для расчета
теплоотдачи и гидравлического
сопротивления в круглых трубках при
неподвижном и движущемся паре.
Д. М. Иоффе установил [6], что
преобладающее влияние на теплообмен
оказывает сила тяжести и процесс
теплообмена в горизонтальной трубке
близок к описываемому теорией Нус-
сельта.
Для расчета среднего коэффициента
теплоотдачи а, Вт/(м2 • К), в
горизонтальных трубках диаметром 10—15 мм
он рекомендует формулу:
а = 0,56^-°,33<7Гн°,33>
(О
где В — коэффициент, учитывающий влияние
температуры конденсации и физические
свойства вещества;
dBH — внутренний диаметр трубки, м;
<увн — плотность теплового потока, отнесенная
к внутренней поверхности, Вт/м2.
38

Вид турбулизатора
(позиция по рис 2)
Шлицевая вставка в
круглую трубу (а)
Концентрическая щель
со шлицевой вставкой
(б) с малой высотой
ребра
Продольные прямые и
спиральные ребра (в)
Вставка с двухзаход-
ными винтообразными
ребрами (г)
Кольцевые поперечные
выступы (д)
Вставка из скрученной
ленты (е)
Концентрическая щель
с кольцевыми
поперечными выступами (ж)
Пластинчато-ребристые
поверхности (з)
Поверхность «Термоэк-
сель» (и)
Плоскоовальные трубы
(к) с размерами
внутреннего сечения (hx
Хб), мм
13X2
19X2
Щелевые каналы
шириной 140 мм
. мм
17,9
17,9
—
14,5
18
13,8
14
—
—
—
—
D,
мм
21
21
11,5—
14,7
19,6
~
—
26
—
—
—
—
в,
мм
2
1,3
0,4—
1,6
—
0,37
—
0,15—
0,2
0,01 —
2,5
1
1
Геометрические размеры
А,
мм
—
0,8
0,5—
1,7
—
0,2—
1,8
—
0,8
4—6
0,05-
2,5
2
2
0,5—3
s/d
—
—
—
—
"
5—
10
0,258
—
—
—
—
мм
3,6
3,54
6,7—
8,2
5,1
~
8,2
6
2,5—
4,6
3,46
3,6
1—6
s/Л
—
—
—
—
6—
20
—
5,16
0,25—
1,6
—'
—
L,0
45
18
12,5—
60
180
—
—
—
—
—
д,
мм
—
—
—
0,5
0,2
—
—
0,003—
0,8
—
—
L/ds
292
—
443—
543
—
443
—
47—88
3416—
7110
—
160—
960
1 Материал
стенки канала
и
турбулизатора
Медь
— »—
—»—
— »—
—»—
Медь и
нержавеющая
сталь
Медь
Алюминий
Сталь
—»—

Нержавеющая
сталь
Вещество
R12

Водяной
Пар
— »
—»—
—»—
—»—
Пары
бензина
R12,
R22, 1
R142
R11
R12,
R22
R502
R12,
R22
Плотность
теплового
потока
Вт/м2
3000—
34000
—
220000—
1400000
—
220000—
'14000U0
—
4000-
12000
1400—
10000
—»—
1250—
39000
Массовая
скорость
потока
«^
кг/(с • м2)
—
40—600
150—583
150—300
220—400
150—583
—
20—40
—
80—900
—»—
20—120
Источник
[5]
[8]
[10]
[8]
[8]
[10]
[7]
[2]
1»)
[4.5]

Рис. 2. Виды турбулизаторов, используемых для
интенсификации теплообмена при конденсации:
а — шлицевая вставка; б — шлицевая вставка с малой
высотой ребра; в — продольные прямые и спиральные ребра:
г — вставка с двухзаходными винтообразными ребрами; д —
кольцевые поперечные выступы; е — вставки из скрученной
ленты; ж — концентрическая щель с кольцевыми
поперечными выступами; з — пластинчато-ребристые поверхности;
и — поверхность «Термоэксель»; к — плоскоовальная трубка
В зарубежной практике для
аналогичных условий при Ren.BX<3,5 • 104
(RenBx — число Рейнольдса, отнесенное
к скорости пара на входе) используют
зависимость Чейто:
Nu = 0,555 X
X t^^ff^ (' + 0>68<W»T] 0,25> B)
где о,ж, Qn — плотность соответственно жидкости
и пара в состоянии насыщения,
кг/м3;
g — ускорение свободного падения, м/с2;
Я — теплопроводность жидкости,
Вт/(м.К);
р,ж — коэффициент динамической вязкости
жидкости, Па • с;
0 т — разность температур конденсации
и стенки трубки, К;
г — теплота парообразования, кДж/кг;
с — теплоемкость жидкости,
Дж/(кг.К).
Результаты расчетов по формулам
A) и B) близки.
С известной зависимостью А. Ка-
валлини:
40
Nu-0,06ReW1PrW C)
вполне удовлетворительно согласуются
данные опытов по конденсации R12
и R22 в змеевике из круглой трубки
диаметром 14x1 мм [9].
Обработка опытов, проведенных во
ВНИИторгмаше по конденсации пара
R12, R22, R502 при массовых скоростях
потока до 150 кг/ (с • м2) в
горизонтальных змеевиках из плоскоовальных
трубок с сечениями 19x2 и 13x2 мм,
сделанная авторами данной статьи,
показала, что их результаты с
точностью ±15% обобщаются
зависимостью, аналогичной A):
a = 0,38Bd9-°-33<7-0133, D)
где d3 — эквивалентный диаметр канала, м.
При больших скоростях хорошее
совпадение с экспериментом (±20%) дает
зависимость:
Nu =0,0125 Re2;8PrO»33, E)
где Re. — число Рейнольдса, вычисленное при
d .
Для расчета теплоотдачи в щелевых
горизонтальных каналах размером
1—3 мм можно использовать
графические зависимости работы [5].
Еще большие трудности возникают
при расчете гидравлических
сопротивлений двухфазных потоков. Известные
зависимости, полученные в результате
обработки экспериментальных данных
на основе известных теорий А. Локкар-
та—В.Мартинелли, М. Бароши и др.,
далеки от совершенства и довольно
сложны при использовании в
инженерной практике.
Для оценочных расчетов полного
гидравлического сопротивления ДР, Па,
при конденсации R12, R22 и R502
в круглых трубках диаметром 10—20 мм
можно рекомендовать зависимости
Ж. Борхмана:
ДЯ=|~-^|^, F)
и А. Каваллини:
ДЯ = 0,015 5- епГпрх ¦ G)
rfe„ 2?
где | — коэффициент трения двухфазного
потока,
g = 0,05Re-?05 ;
шп.вх ~~ скорость пара на входе в конденсатор.

Основываясь на приведенных
зависимостях, можно рассмотреть влияние
турбулизаторов на процесс
конденсации. Оно обычно оценивается
параметрами:
f6 = f(wnQ);
гл
"гл
где атб, агл — коэффициенты теплоотдачи при
конденсации пара в каналах с тур-
булизаторами и без них,
Вт/(м2- К);
Дртб, Дргл — соответственно гидравлические
сопротивления единицы длины
канала, Па/м;
wnQ — массовая скорость двухфазного
потока, отнесенная к живому
сечению канала, кг/(с • м2).
Применение различных вставок,
ребер и других средств турбулизации
[5, 8, 10] позволяет существенно
интенсифицировать теплоотдачу:
сц-б/арл^Ц) -г-2,5. При этом
гидравлическое сопротивление Артб/Дргл также
увеличивается в 1,5—2 раза.
Для расчета коэффициента
теплоотдачи в трубках со спиральными
ребрами авторы работы [10]
рекомендуют зависимость:
0,8
а =0,0265'-> I v~n*/3~3| Pr°-33X
/ h \ 1«91
хЦбО^) +1],
(8)
где
(wnQ)э= i(Qf) ' *+(!-*>] (»nQ);
Qn
x — степень сухости пара;
h — высота канала, м;
s — среднее расстояние между ребрами
по основаниям и вершинам ребер, м.
Они также приводят данные по
конденсации водяного пара в двух
трубках со вставками из скрученной
ленты (см. рис. 2, е) при wnQ —
= 150-^583 кг/ (с • м2). Для этих трубок
аЛ** 1,34-1,5 и Дртб/Аргл = 2-3.
В работе [2] даны результаты
исследования конденсации R12, R22
и R142 на пластинчато-ребристых
поверхностях при вертикальном
расположении каналов. Однако их можно
использовать для оценки оребрения и
при горизонтальном расположении
каналов [3].
Исследования [2] показали, что в
случае конденсации практически
неподвижного пара R12, R22 и R142
[(^nQ) <30-4-40 кг/ (с • м2)] наличие
прерывистых ребер приводит к
следующим результатам:
атб/агл=1,3-2;
Дртб/Дргл = 1-1,2.
Для таких поверхностей данные по
теплоотдаче с погрешностью ±15%
обобщаются зависимостью:
/ L\ -°'125
Nun? = C(KPrxGad^{-) , (9)
э
где С — коэффициент, зависящий от типа ребер,
С =0,8-М,06;
К — параметр конденсации,
сжва
г — теплота фазового превращения, Дж/К;
сж — теплоемкость жидкости, Дж/ (кг • К);
Ga — массовый расход хладагента через
канал, кг/с;
L — длина канала, м.
Физические свойства относятся к
состоянию насыщения.
Для определения коэффициента
теплоотдачи ребер другого размера и
материала необходимо скорректировать
коэффициент С с учетом
эффективности ребра, определяемой по
общеизвестной зависимости Шмидта для
прямого ребра.
В последнее время в теплообменных
аппаратах стали применять трубки
с поверхностью «Термоэксель». В них
теплообмен при конденсации R11
протекает в 5 раз интенсивнее, чем
в гладких трубках [1].
Влияние различных турбулизаторов
на теплообмен можно оценить по
коэффициенту «улучшения теплогид-
равлических характеристик»:
Н
атб/« .
A0)
Ьртб/Ьртл
В случае использования первого
способа интенсификации варианты
следует сравнивать при одинаковой
тепловой нагрузке на единицу длины канала
QJL:
Hi=f(QK/L),
а при использовании второго способа —
при G = idem:
H2=f(G).
Как видно из рис. 3 и 4, наилучшие
показатели у пластинчато-ребристых
поверхностей, плоскоовальной трубки
41

Hi
Ы
w
as
0,6
^
m
w
500 WOO 2000 Q/L,Bm/M
Рис. З. Зависимость коэффициента «улучшения
теплогидравлических характеристик» Нх от
приведенной тепловой нагрузки Q/L при конденсации
пара R12:
/ — горизонтальный щелевой канал шириной 1 мм (сравнение
с каналом шириной 3 мм); 2,3 — плоскоовальная трубка
сечением 13x2 мм и 19x2 мм (сравнение с круглой трубкой
диаметром 12x1 мм)
Нг
U
1,2
II
i§
0,5
ол
0,3
рта
Г г
i__
J^5
J" ~~
Jj
1
tzfc:
1\
20
w 50 вот 200 зооwWrjpje/fcM*)
Рис. 4. Зависимость коэффициента «улучшения
теплогидравлических характеристик» Н2 от
массовой скорости потока (в скобках указаны
позиции видов турбулизаторов по рис. 2):
/ — шлицевая вставка (а) [4. 5J; 2 — шлицевая вставка
с малой высотой ребра (б) [8]; 3 — вставка с двухзаходными
винтообразными ребрами (г) [8]; 4 — продольные прямые
ребра (в) [8J; 5 — продольные прямые ребра [10]; 6 —
продольные спиральные ребра [10];'7 — вставка из
скрученной ленты (е) [10]; 8 — пластинчато-ребристые поверхности
(з) [2]; 9 — поперечные кольцевые выступы (д) [8]
Шлицевые вставки (см. рис. 2, а, б),
хотя и интенсифицируют теплообмен
при умеренном росте гидравлического
сопротивления, но технология их
изготовления сложна.
Использование турбулизаторов,
показанных на рис. 2, ж, увеличивает
теплоотдачу в 2,7—3,5 раза [7]. Однако
данных об их влиянии на
гидравлические сопротивления нет. Поэтому этот
тип нами не анализируется.
Гидравлическое сопротивление
плоскоовальных трубок с внутренним
сечением 13x2 мм при
производительности конденсаторов 0,3—2 кВт в
2—3 раза больше, чем в случае
использования круглых трубок A2x1 мм).
Это приводит к большему увеличению
гидравлического сопротивления по
сравнению с ростом теплопередачи
за счет увеличения скорости пара.
При использовании плоскоовальных
трубок диаметром 19x2 мм (вместо
трубок диаметром 13x2 мм)
внутренняя поверхность увеличивается в 1,5
раза. Тем самым уменьшается плотность
теплового потока, что приводит также
к уменьшению в 1,3—1,7 раза
гидравлического сопротивления. В результате
гидравлические сопротивления
плоскоовальной трубки диаметром 19X2 мм
и круглой диаметром 12x1 мм
выравниваются. Однако теплоотдача в плос-
с сечением 19x2 мм и трубки с
продольными спиральными ребрами.
Эти варианты могут быть
рекомендованы для интенсификации внутреннего
теплообмена в воздушных
конденсаторах малых холодильных машин.
Применение продольных спиральных
ребер позволяет по сравнению с
применением прямых ребер, несколько
повысить теплогидравлические
характеристики. При этом лучшие показатели
имеет (см. рис. 4, поз. 6) трубка
с шестнадцатью ребрами высотой А =
= 1,4 мм и закруткой 27 мм/180°.
Применение турбулизаторов в виде \
двухзаходных винтообразных ребер
(см. рис. 2, г), вставок из скрученной
ленты (см. рис. 2, е) и поперечных
кольцевых выступов (см. рис. 2, д)
приводит к значительному росту
гидравлического сопротивления,
опережающему рост теплоотдачи, и они не
могут быть рекомендованы для
конденсаторов малых холодильных машин.
Рис. 5. Компоновка теплопередающей
поверхности конденсатора из плоскоовальных трубок:
/ — ребра; 2 — плоскоовальная трубка
42

коовальной трубке протекает более
интенсивно благодаря увеличению
скоростного эффекта и действию
капиллярных сил, стягивающих пленку
конденсата к углам канала.
Примерная компоновка конденсатора
из плоскоовальных трубок с
промежуточным оребрением показана на рис. 5.
При использовании внутреннего ореб-
рения необходимо учитывать, что из-за
высоких значений коэффициентов
теплоотдачи при конденсации
эффективность ребра снижается. Чтобы
обеспечить эффективность ребер г|р=0,8~-
4-0,85 при их высоте до 3—6 мм,
толщину стальных ребер следует
принимать равной не менее 2—3 мм,
а медных или алюминиевых 0,3—0,5 мм.
Для расчета теплоотдачи и
гидравлических сопротивлений в каналах
с рассмотренными турбулизаторами
можно рекомендовать зависимости F),
(8) и (9).
Список использованной литературы
1. Берглес С. А. Интенсификация
теплообмена. — В кн.: Теплообмен. Достижения.
Проблемы. Перспективы: перевод с
английского / под ред. Б. С. Петухова, М., 1981,
с. 145—192.
2. Гопин С. Р., Усюкин И. П.,
Аверьянов И. Г. Исследование теплообмена при
конденсации фреонов на пластинчато-ребри-
УДК 621.565.912:621.869.888
СКОРОМОРОЗИЛЬНЫЙ
АППАРАТ И ИЗОТЕРМИЧЕСКИЙ
КОНТЕЙНЕР
ДЛЯ ЗАМОРАЖИВАНИЯ
И ХРАНЕНИЯ ЭНДОКРИННО-
ФЕРМЕНТНОГО СЫРЬЯ
Л. А. ТИМОХИН, канд. техн. наук
Р. И. ШАЗЗО, А. Г. КРИШТАФОВИЧ
Северо-Кавказское отделение
ВНИКТИхолодпрома
Канд. техн. наук К. П. ВЕНГЕР,
канд. техн. наук Фатхи ИСМАИЛ А БД ЕЛЬ ААЛ
Московский технологический институт мясной
и молочной промышленности*
Применяемые в настоящее время на
мясокомбинатах технические средства
для холодильного консервирования и
транспортировки эндокринно-фермент-
* Руководитель работ — д-р техн. наук,
проф. Э. И. Каухчешвили (МТИММП).
стых поверхностях. — Холодильная техника,
1975, № 2, с. 30—32.
3. Данилова Г. Н., Иванов О. П.,
Б ар ило В. Н. Испытания фреоновых
пластинчато-ребристых конденсаторов с
воздушным охлаждением. — Холодильная
техника, 1974, № 11, с. 20—23.
4. Иванов О. П., Мамченко В. О.
Теплообмен и гидравлическое сопротивление при
конденсации холодильных агентов в узких
вертикальных каналах. — Холодильная
техника, 1973, № б, с. 23—28.
5. Иванов О. П. Конденсаторы и водо-
охлаждающие устройства. Л.:
Машиностроение, 1980, с. 165.
6. Иоффе Д. М. Тепловой расчет и вопросы
оптимизации воздушных конденсаторов
малых холодильных машин. В кн.:
Совершенствование малых холодильных машин. М.:
ВНИХИ, 1976, с. 10—55.
7. Калинин Э. К., Дрейцер Г. А.
Современные проблемы интенсификации
теплообмена. — В кн.: Повышение эффективности
теплообмена в энергетическом оборудовании.
Л., 1981, с. 5—21.
8. Миропольский 3. Л., Ш нееров а Р. И.,
Трепутнев В. В. Исследование
теплоотдачи при конденсации пара, движущегося
в кольцевом канале с продольными и
винтовыми ребрами. — Промышленная
теплотехника, 1980, № 3, с. 42—45.
9. О рациональном типе конденсаторов
водяного охлаждения / А. А. Гоголин,
Н. М. Медникова, Л. Е. Медовар и др. —
Холодильная техника, 1973, № 9, с. 31—36.
10. Роя л Я., Берглес А. - Интенсификация
конденсации в горизонтальных трубах с
помощью вставок из скрученной ленты
и внутреннего оребрения. — Труды
Американского общества инженеров-механиков:
перевод с английского. Теплопередача, серия С,
1978, вып. 1, с. 42—52.
ного сырья (ЭФС) недостаточно
эффективны и не могут обеспечить
хорошую сохраняемость его качества.
В связи с этим перед
специалистами СКО ВНИКТИхолодпрома и
МТИММП была поставлена задача —
создать комплекс для
консервирования (замораживание, кратковременное
хранение и транспортировка) ЭФС.
В качестве реальной модели
объекта исследований использовали
стекловидное тело — один из видов ЭФС,
наиболее сложный для
консервирования из-за высокого влагосодержания
(98-99%).
Стекловидное тело замораживали
при температуре охлаждающей
среды —30, —50, —70, —90°С в
алюминиевых противнях без покрытия, с
покрытием из целлофана,
фторопласта, а также (для сравнения) в
применяемых на предприятиях противнях
из нержавеющей стали с
полиэтилена

новым покрытием. Использование
различных покрытий способствовало
выявлению влияния термического
сопротивления на процесс замораживания
и выбору покрытия с наименьшими
адгезионными параметрами.
Сырье замораживали на опытном
стенде, созданном на базе азотно-
холодильной камеры АХК-4.
Предварительными исследованиями были
определены рациональные толщина
замораживаемого сырья (не более 25 мм)
и скорость циркуляции охлаждающей
среды (на уровне 6 м/с).
По полученным с помощью хро-
мель-копелевых термопар и
потенциометра КСП-4 термограмм процесса
определяли скорость замораживания
как отношение минимального
расстояния между поверхностью и
термическим центром объекта к времени
понижения температуры в термическом
центре от 0 до —10°С.
На рис. 1,а показана зависимость
скорости замораживания стекловидного
тела в виде блока толщиной 25 мм
от температуры охлаждающей среды
при скорости ее циркуляции 6 м/с.
Понижение температуры
охлаждающей среды с —30 до —50° С
ускоряло процесс замораживания в
зависимости от материала противня и
v-WayM/c
4 5 2 \ 1
44к
-30 -W SO -60 -70 -80t°C
ср*
q/0J,3m/Af2
mm
-30 -40 -50 -60 -70 SOt 'С
6
иср>
Рис. I. Зависимость скорости процесса V (а)
и среднеинтегральной плотности теплового потока
q (б) при замораживании стекловидного тела в
виде блока толщиной 25 мм от температуры
охлаждающей среды tcp при скорости ее
циркуляции 6 м/с:
/ — алюминиевый противень без покрытия; 2, 3 — то же,
с покрытием соответственно из целлофана и фторопласта;
4 — противень из нержавеющей стали с полиэтиленовым
покрытием
покрытия в 1,5—1,7 раза, с —50
до —70°С — в среднем в 1,3
раза, а с —70 до —90°С — в
1,12—1,19 раза. Наибольший эффект
достигался при замораживании
стекловидного тела в противне из
алюминия без покрытия.
Адгезия между продуктом и
противнем из алюминия практически
отсутствовала при температуре
охлаждающей среды —50°С и ниже. Для
более высоких температур можно
рекомендовать алюминиевые противни с
фторопластовым наполнением,
имеющие наименьшие адгезионные и
наибольшие прочностные свойства при
отрицательных температурах.
В процессе замораживания
стекловидного тела определяли также
плотность теплового потока тепломерами,
разработанными Киевским
технологическим институтом пищевой
промышленности [2]. Зависимость
среднеинтегральной плотности теплового потока
от температуры охлаждающей среды
представлена на рис. 1,6. В
диапазоне температур —30 -. 50°С
происходило наибольшее, в 2,2—2,5 раза,
возрастание плотности теплового
потока, при понижении температуры
охлаждающей среды до —70°С плотность
теплового потока увеличивалась в
среднем в 1,5 раза, а с —70 до
—90°С — в 1,1 раза.
В лаборатории цеха медицинских
препаратов Московского
мясокомбината проведены исследования изменения
содержания гиалуроновой кислоты
(ГУК) в стекловидном теле в
процессе замораживания в принятом
интервале температур охлаждающей среды и
дальнейшего хранения его в
замороженном виде.
В результате этих исследований
определены рациональные параметры
замораживания стекловидного тела:
температура охлаждающей среды
—50 -. 70°С при скорости ее
циркуляции 6 м/с, толщина блока
замораживаемого сырья не более 25 мм.
Нижний предел рекомендуемых
параметров равен температуре
охлаждающей среды —50°С и скорости ее
циркуляции 3 м/с.
Полученные данные использованы
специалистами СКО ВНИКТИхолод-
прома при разработке аппарата Я10-
ФАС-2 для замораживания ЭФС.
Скороморозильный аппарат Я10-
ФАС-2 (рис. 2) включает холодиль-
44

6 7 8 9 Ю
Из поддона^
в испаритель jf /$ /? /j %
Рис. 2. Принципиальная схема
скороморозильного аппарата ЯЮ-ФАС-2:
/ — компрессорно-конденсаторный агрегат АК-ФДС-1.2-70В;
// — воздухоохладительный агрегат; /// — холодильный
шкаф; / — конденсатор; 2 — компрессор 22 ФУБС6;
3 — компрессор 22 ФУБС-12; 4 — промежуточный
теплообменник; 5 — воздухоохладитель (испаритель); 6 —
теплообменник — фильтр-осушитель; 7 — вентилятор; 8 —
решетчатые полки; 9 — стеллаж; 10 —
теплоизолированный корпус; 11 — отражатель; 12 — наружная дверь;
13 — внутренняя дверь; 14 — боковой воздуховод; 15 —
противни с продуктом
ный шкаф /// и низкотемпературную
холодильную машину ФДС-1,2-70В
на R22, состоящую из сблокированного
с холодильным шкафом воздухоохла-
дительного агрегата // и отдельно
стоящего компрессорно-конденсаторно-
го агрегата /.
Внутри холодильного шкафа
стеллажного типа с теплоизолированным
корпусом 10 с одной наружной 12 и
четырьмя внутренними дверями 13
расположены стеллаж 9 с
решетчатыми полками 8 и боковые
воздуховоды 14 с отражателями //. На
полках стеллажа устанавливают
противни 15 с продуктом. К задней
открытой панели корпуса шкафа
крепится воздухоохладительный агрегат,
соединенный трубопроводами с комп-
рессорно-конденсаторным агрегатом
АК-ФДС-1,2-70В.
Из конденсатора 1 жидкий хладагент
через теплообменник —
фильтр-осушитель 6 поступает в
воздухоохладитель (испаритель) 5, где в
результате теплообмена с воздухом он
кипит. Образующиеся пары
последовательно проходят через теплообменник
6, где они перегреваются в
результате теплообмена с жидким
хладагентом, который при этом
переохлаждается, затем через компрессор 3
ступени низкого давления,
промежуточный теплообменник 4 и компрессор
2 ступени высокого давления. Сжатые
в компрессоре 2 пары хладагента
направляются в конденсатор 1, здесь
они конденсируются в результате
теплообмена с охлаждающей водой.
Затем цикл повторяется.
Охлажденный в воздухоохладителе
5 воздух вентилятором 7 прогоняется
между полками стеллажа и
отепляется в результате интенсивного
теплообмена с продуктом, при этом
продукт быстро замораживается.
Воздух возвращается в воздухоохладитель
для охлаждения.
Техническая характеристика
скороморозильного аппарата ЯЮ-ФАС-2
Производительность, кг/с 0,0033
Масса противня (максимальная)
с сырьем, кг
Полезный объем камеры шкафа, м3
Максимальная загрузка сырья в
шкаф, кг
Холодопроизводительность
(минимальная) при t0 =—70°С, t =
= 25° С, Вт
Потребляемая мощность при /0 =
= —70°С, /К = 25°С, кВт
Напряжение в сети, В
Масса аппарата с противнями, кг
в том числе:
шкафа с противнями
компрессорно-конденсаторного
агрегата
воздухоохладительного агрегата
Габаритные размеры, мм
камеры с воздухоохладительным
агрегатом
длина
ширина
высота
1,9
0,445
68
986
3,48
380
1076
276
600
200
1650
1245
1690
45

компрессорно-конденсаторного
агрегата
длина 1370
ширина 900
высота 1040
противня 390x160x20
Площадь, занимаемая аппаратом, м2 9,8
Во время испытания
скороморозильного аппарата ЯЮ-ФАС-2
определили температуру воздуха внутри шкафа
в различных его точках (рис. 3,а)
и время выхода аппарата на режим
(рис. 3,6).
Практически температура воздуха
по всему объему камеры была
одинакова и поддерживалась на уровне
—50°С, при этом скорость его
циркуляции в среднем равнялась 3 м/с.
Замораживали поджелудочную
железу в виде блока толщиной 20—25 мм
на противне из алюминия.
Полученная графическая зависимость
температуры поджелудочной железы от
времени замораживания дает возможность
определить скорость процесса, которая
с учетом принятой методики равна
11 • 10-6 м/с (рис, 4).
При проведении предварительных
исследований на опытном стенде со
стекловидным телом толщиной 25 мм
скорость замораживания при
температуре охлаждающей среды —50°С,
равной температуре воздуха в
скороморозильном аппарате ЯЮ-ФАС-2, но
при скорости циркуляции 6 м/с,
составляла 11,8 • 10—6 м/с (см.
рис. 1,а).
Для сбора и хранения
замороженного ЭФС разработан изотермический
контейнер Я10-ФКИ-2, который
размещается в непосредственной близости
от скороморозильного аппарата ЯЮ-
ФАС-2.
Контейнер состоит из кузова,
модуля машинного охлаждения и щита
управления (рис. 5).
Кузов 3 контейнера имеет
теплоизолированный корпус с дверью,
облицованный изнутри гофрированным
алюминием, а снаружи — стальными
листами. В задней стенке кузова
находится окно, через которое подается
охлажденный воздух при работе
модуля машинного охлаждения. Модуль
машинного охлаждения /
представляет собой цельнометаллический
короб с дверью, в нижней части
которого расположен холодильный
агрегат ВН-400 4, а в верхней — узел
20
0
-20
-60
V
1 N
<2
у
5
Л
N
_
to—1
! -J
5 10 15 20 25 30 35 40 45т,мин
5
Рис. 3. Схема расположения точек измерения
температуры воздуха внутри холодильного шкафа
скороморозильного аппарата ЯЮ-ФАС-2 (а) и
изменение температуры воздуха по времени в этих
точках (б)
t;c
20
0,0
-20
-40
-60^
1 2
3
5 10 15 20 25 30 35 40 45 50%мин
Рис. 4. Зависимость температуры
поджелудочной железы в виде блока толщиной 20—25 мм
от времени замораживания ее на алюминиевом
противне при температуре воздуха — 50°С и
скорости циркуляции 3 м/с:
/ — на поверхности блока; 2 — в центре блока;
3 — на дне противня
воздухоохладителя 2. Последний
выполнен в виде изолированного
короба, внутри которого на подставке
смонтированы испаритель и осевой
вентилятор с электродвигателем.
Модуль машинного охлаждения
присоединяется к кузову контейнера с
помощью фиксаторов.
ЭФС замораживают в
скороморозильном аппарате ЯЮ-ФАС-2 до среднеобъ-
емной температуры —18-=—20°С (при
46

980
Рис. 5. Изотермический контейнер ЯЮ-ФКИ-2:
/ — модуль машинного охлаждения; 2 — узел
воздухоохладителя; 3 — кузов; 4 — холодильный агрегат ВН-400
замораживании поджелудочной железы
процесс длится 30—32 мин — см.
рис. 4), после чего сырье помещают
в изотермический контейнер, где хранят
при температуре —23°С до
отправления на завод медицинских
препаратов. Транспортируют контейнер без
холодильного модуля.
Техническая характеристика
изотермического контейнера Я10-ФКИ-2
Полезный объем, м3 1,5
Масса, кг
нетто 805
брутто 1402
Температура хранения замороженного
сырья, °С —23
Холодопроизводительность агрегата
ВН-400 при t0 = — 35°C, /В = 20°С, Вт 410
Поверхность воздухоохладителя, м2 4,0
Производительность вентилятора, м3/с 0,167
Потребляемая мощность, кВт
0,405
Напряжение в сети (трехфазный ток), В 220
Опытно-промышленные образцы
скороморозильного аппарата ЯЮ-ФАС-2
и изотермического контейнера
ЯЮ-ФКИ-2 прошли ведомственные
испытания, приняты в промышленную
эксплуатацию на Краснодарском
мясокомбинате и рекомендованы к серийному
производству.
В настоящее время специалисты
СКО ВНИКТИхолодпрома и МТИММП
разрабатывают предложения (на
первом этапе для мясокомбинатов Мин-
мясомолпрома РСФСР) по внедрению
вариантов комплексов для
консервирования ЭФС, учитывающих
конкретные условия каждого предприятия.
Комплексы предназначены в
основном для предприятий малой мощности,
расположенных вдали от заводов
медицинских препаратов. В связи с этим
предусматривается включение в состав
комплексов сублимационной установки
типа РЗ-Ф901 [1], что обеспечит
возможность полноценного
консервирования всего ЭФС на предприятии ма-
лЪй и даже средней мощности и
отправки его (с полным сохранением
исходных свойств) обычным,
нехолодильным, транспортом на любой завод
медицинских препаратов страны.
Список использованной литературы
1 Моисеев А. В., Иванова Н. Г.,
Фомин М. Е. Модульная сублимационная
установка РЗ-Ф901. — Холодильная техника,
1982, № 1, с. 30—32.
2. Федоров В. Г. Теплометрия в пищевой
промышленности. М.: Пищевая
промышленность, 1974, с. 176.

УДК 637.352.072.056
ВЛИЯНИЕ СПОСОБА
ЗАМОРАЖИВАНИЯ И УСЛОВИЙ
ХОЛОДИЛЬНОГО ХРАНЕНИЯ
НА СОСТОЯНИЕ МОЛОЧНОГО
ЖИРА В ТВОРОГЕ
Г. П. ОВЧАРОВА
СКО ВНИКТИхолодпрома
Канд. техн. наук Н. Н. ФИЛЬЧАКОВА
ВНИКТИхолодпром
При хранении творога в
замороженном состоянии изменяются его
свойства, в том числе связанные с
окислительными процессами, происходящими
в молочном жире [2]. На скорость этих
процессов могут влиять различные
факторы, главные из которых,
по-видимому,— условия хранения и повышение
степени дестабилизации молочного
жира.
В данной работе было исследовано
состояние дисперсности и степени
дестабилизации молочного жира в
структуре творога в зависимости от
способа холодильной обработки и условий
хранения.
Творог, выработанный
кислотно-сычужным способом, с массовой долей
жира 18 и 9% замораживали со
скоростью A,424-2,07) • Ю-2 м/ч на
контактной поверхности при температуре
—40°С в скороморозильном аппарате
и со скоростью @,20-f-0,32) • 10~2 м/ч
в холодильной камере при температуре
воздуха —30°С. Оба способа
замораживания применяются в молочной
промышленности.
Творог замораживали до средней
конечной температуры—12, —18 и —25°С,
а затем хранили при
соответствующих режимах. Состояние жировой
дисперсной фазы определяли по
величине жировых частиц микроскопическим
методом [1] с помощью микроскопа
МБИ-15 при 400-кратном увеличении.
Количество дестабилизованного жира
определяли по методу Шульца
применительно к творогу [3]. Образцы
творога для исследования отбирали после
его выработки, замораживания и в
процессе хранения.
В свежевыработанном твороге
молочный жир находится в основном в
дисперсном состоянии. Средний размер
жировых шариков в твороге
жирностью 18 и 9% составляет
соответственно 7,48 и 6,31 мкм,
максимальные размеры отдельных частиц
дестабилизованного жира — 42,5 и 29,6 мкм,
среднее количество дестабилизованного
жира в 100 г жира — 12,9 и 10,3 г.
Жировые частицы и их скопления
располагаются главным образом
между белковыми агрегатами. При этом
жировые шарики распределены
равномерно по всей массе продукта, а
частицы дестабилизованного жира
встречаются единичными агломератами
неправильной формы.
После замораживания дисперсность
жира снижается тем больше, чем
ниже температура продукта и меньше
скорость замораживания. Так, в
твороге жирностью 9%, замороженном до
температуры —25°С со скоростью
0,22 • 10-2 м/ч, средний диаметр
жировых шариков увеличился на 2,3 мкм,
а со скоростью 1,76* Ю-2 м/ч — на
1,19 мкм (рис. 1). Максимальный
размер жировых частиц увеличился
йфмт
/т-
12
10
[
\
Mr''
Y/f
1 1
*z&&^
г" "
\*0»*"
^г
—
;Г;-~
..А--
ш
l_
Замора- п о
жибание _
10 смес
Рис, 1 Изменение среднего диаметра жировых
шариков при замораживании и хранении
творога:
а — скорость замораживания @,20-=-0,32)_• 10 м/ч; б —
скорость замораживания A,424-2,07) • 10 м/ч; / —
замораживание; // — хранение; /, 2, 3 — жирность 18%;
4, 5, 6 — жирность 9%; 1,4 — при температуре хранения
-12°С; 2,5 — при — 18°С; 3, 6 — при -25°С
48

соответственно до 47,3 мкм и 38,1 мкм.
Количество жировых шариков
диаметром до 2,5 мкм снизилось в
среднем на 12%, одновременно увеличилось
на 10% количество шариков
диаметром 2,5—12 мкм и на 2% —
диаметром более 12 мкм.
Количество дестабилизованного
жира в твороге жирностью 18%
увеличилось при медленном
замораживании на 8—9 г/100 г жира, при
быстром — на 5—6 г/100 г жира.
Это можно объяснить тем, что при
замораживании жировые частицы
сближаются и агломерация молочного жира
увеличивается. Одновременно с
понижением температуры продукта
отвердение молочного жира
интенсифицируется, жировые шарики уже при 0°С
принимают форму многогранника,
целостность их поверхности нарушается, что
и способствует повышению степени
дестабилизации жира. В процессе
хранения агломерация и дестабилизация
молочного жира усиливаются, при этом
наиболее значительно в медленно
замороженном твороге при температуре
хранения —12°С. В результате
количество дестабилизованного жира в этих
образцах увеличилось более чем
в 2,5 раза (рис. 2).
Микроскопические исследования
творога показали, что при его хранении
образуются конгломераты,
включающие индивидуальные жировые
шарики, дестабилизованный жир и
белковые вещества.
Таким образом, при холодильной
обработке и хранении изменения
жировой дисперсной фазы структуры
творога при прочих равных условиях тем
существеннее, чем медленнее
замораживание и выше температура
хранения.
Качество творога с более
измененной жировой фазой снижается в
процессе хранения быстрее. Срок
хранения его не превышает 6 мес при
температуре — 18ч—25°С. Творог, замо-
Bfi/Шг жара
I II
а
Жг/Шг жира
w г i , i ¦ i i i i i . i ¦ i
ЖНё 0 1 Ч 6 8 Юг.мес
I 1 7 1
Рис. 2. Изменение количества
дестабилизованного жира при замораживании и хранении
творога (обозначения см. рис. I)
роженный со скоростью не ниже 1,4 •
• Ю-2 м/ч, при тех же условиях
может сохраняться от 8 до 12 мес.
Список использованной литературы
1. Липатов Н. Н. Графические методы
характеристики дисперсности жира молока.
М.: Пищепромиздат, 1962, 44 с.
2. Сенкевич Р. Изменение жира творога после
замораживания и длительного хранения.—
Молочная промышленность, 1966, № 8, с. 36—
38.
3. Schulz E.— Milchwissenschaft, 1968, Bd, 28,
№ 8, S. 473.
49

©SMEH ОПЫТОМ
УДК 621.565-146.049
ЦИРКУЛЯЦИОННЫЙ РЕСИВЕР -
ПРОМЕЖУТОЧНЫЙ СОСУД
В СХЕМЕ АММИАЧНОЙ
ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ
Б. н. КОГАН
Гипрохолод
В последние годы на
мясокомбинатах, фабриках мороженого,
холодильниках и других производствах широкое
распространение получили так
называемые компаундные схемы, которые
имеют ряд преимуществ по сравнению
с обычными двухступенчатыми схемами
охлаждения. Горизонтальный
циркуляционный ресивер в компаундных схемах
одновременно выполняет функции
промежуточного сосуда, отделителя
жидкости для компрессоров высокой
ступени и аппарата для сбива перегрева
паров аммиака на нагнетании
компрессоров низкой ступени. Следовательно,
циркуляционный ресивер —
промежуточный сосуд (ГЦРП) является
узловым для всей установки.
Вот почему при разработке
конструкции ГЦРП определяющим
требованием является обеспечение его
безаварийной и экономичной работы.
Как правило, все холодильные
установки, спроектированные по компаунд-
ной схеме, работают на несколько
C—4) температур кипения.
В качестве ГЦРП используют
аппараты различной емкости.
Многолетний опыт эксплуатации
ГЦРП некоторых зарубежных фирм
на предприятиях страны показал, что
они надежны в работе, однако не
лишены некоторых конструктивных
недостатков. Как правило, в эти
аппараты горячие пары аммиака из
ступени низкого давления поступают через
перфорированную трубу,
расположенную вдоль нижней образующей
сосуда. Из-за необходимости
поддержания определенного и постоянного
уровня жидкого хладагента над
перфорированной трубой значительно
сокращается полезный объем аппарата.
Кроме того, не обеспечивается локальное
отделение и .отвод смазочного масла,
поступающего с парами хладагента от
компрессоров низкого давления.
Разработанная Гипрохолодом и
ВНИИхолодмашем конструкция
ГЦРЩ1] лишена этих недостатков:
Парожидкостная смесь хладагента из
испарителей циркуляционной .системы
поступает в ресивер через ратрубок е.
В результате действия гравитационных
сил и резкого изменения скорости из
смеси выделяется жидкость (см.
рисунок).
Одновременно в аппарат через
патрубок д, теплообменник 6 и барботаж-
ный трубопровод 7 с
перфорированной, решеткой 8 поступают под
уровень жидкого хладагента пары от
компрессоров низкой ступени.
Теплообменник, омываемый паро-
жидкостной смесью, не только
частично сбивает перегрев паров аммиака,
но и задерживает крупные капли
хладагента, уносимые паром из
наиболее насыщенной ими зоны
аппарата, т. е. является отбойником.
Поскольку надежность работы ГЦРП
как отделителя жидкости зависит не
только от скорости паров, но и от
продолжительности их пребывания в
аппарате, необходимо, чтобы патрубки с, д и
Жидкость к циркуляционным
ресиверам
ресиверам
Жидкость к
лридорам
охлаждения
Горизонтальный
циркуляционный ресивер-промежуточный
сосуд (ГЦРП):
/ — гидроциклон; 2 — поплавковый
регулятор уровня ПРУ; 3 — жидкостный
стояк для забора жидкости
аммиачными насосами; 4 — аммиачный
насос; 5 — корпус; 6 —
теплообменник; 7 — барботажный трубопровод;
8 — перфорированная решетка; 9 —
маслосборник;
патрубки: а — для подключения
предохранительных клапанов; б — отсоса
паров компрессорами высокой ступени;
б — подачи охлажденной жидкости к
циркуляционным ресиверам систем
охлаждения; г — подачи жидкости от
конденсаторов; д — подачи горячих
паров от компрессоров низкой ступени;
е — поступления парожидкостной смеси
из испарителей циркуляционной системы
50

г были максимально удалены от
патрубка б.
ГЦРП следует поставлять как насос-
но-циркуляционный аппарат с двумя
аммиачными насосами типа ЦНГ-68 и
двумя гидроциклонами, один из
которых должен быть установлен на линии
подачи жидкости в испарительную
систему, а другой — на трубопроводе
подачи жидкости в циркуляционные
ресиверы.
Использование гидроциклонов
позволит непрерывно отделять масло из
жидкого аммиака и, тем самым,
исключить замасливание испарительных
систем и циркуляционных ресиверов.
При выборе ГЦРП для
холодильной установки следует прежде всего
определить, обеспечивает ли аппарат
достаточно полное отделение:
пара от жидкости, сливающейся из
приборов охлаждения;
капель аммиака, уносимых при бар-
ботировании горячих паров,
нагнетаемых компрессорами низкого давления;
пара, образующегося при
дросселировании жидкости, поступающей из
конденсаторов.
В соответствии с рекомендациями
[2] при использовании ГЦРП в
качестве отделителя жидкости
необходимо, чтобы отношение емкостей
шаровой и жидкостной частей аппарата
было не менее 1:1. Поэтому
максимально допустимый уровень жидкого
хладагента в ГЦРП должен
составлять не более 0,5D (D — диаметр
аппарата).
Минимальный уровень жидкости в
ГЦРП, необходимый для устойчивой
работы циркуляционного насоса и воэ~
можности отбора хладагента для
подачи его в циркуляционные ресиверы
установки, должен составлять около
0,15D. Автоматическое поддержание
рабочей высоты заполнения ГЦРП
следует осуществлять с помощью
поплавкового регулятора уровня.
В случае превышения максимально
допустимого уровня установленные иа
аппарате приборы автоматики должны
дать команду на аварийное
отключение холодильной установки.
Предусмотренный в конструкции
аппарата жидкостный стояк обеспечит
безотказную работу герметичных бес-
сальниковых насосов типа ЦНГ при
высоте подпора столба жидкости на
всасывании у насоса не менее 2,5 м.
При определении объема паров,
которые может пропустить ГЦРП, следует
исходить из того, что максимальная
скорость газа в паровой зоне не
должна превышать 0,5 м/с, а
площадь поперечного сечения последней
составляет 0,5F (F — площадь
поперечного сечения ГЦРП).
Расчетная паровая нагрузка на
ГЦРП может быть определена из
выражения:
G = 1,35GHC+GU.C,
где GH с, бц с — количество паров аммиака
соответственно нагнетаемых
компрессорами низкой ступени и
поступающих из испарительной части
циркуляционной системы.
Следует отметить, чтск в
горизонтальном ресивере скорость пара
зависит от заполнения его жидкостью и
может изменяться в значительных
пределах.
С увеличением тепловой нагрузки
количество пара в приборах
охлаждения увеличивается, а заполнение
жидким хладагентом уменьшается.
По данным ВНИКТИхолодпрома,
изменение тепловой нагрузки в
приборах охлаждения в 2—3 раза
вызывает выброс около 30%
заполняющего их хладагента.
Сложность расчета необходимого
объема ГЦРП заключается также и в
том, что в насосно-циркуляционных
системах с верхней подачей при
отключении насосов жидкий хладагент
стекает в ресивер, а в системах с
нижней подачей — основная масса его
остается в приборах охлаждения и
только при повышении тепловой нагрузки
или резком уменьшении давления в
аппарате жидкость поступает в
ресивер.
В связи с этим для безопасной
работы установки ГЦРП следует
рассчитывать на прием жидкого
аммиака сверх рабочего заполнения: для
систем с нижней подачей — 30% от
геометрической емкости приборов
охлаждения; для систем с верхней
подачей — 25% от геометрической
емкости приборов охлаждения плюс
емкость аммиака в обратных сливных
трубопроводах и напорном
трубопроводе насосов (что в общей
сложности составляет 75% от
геометрической емкости приборов охлаждения).
Исходя из принятого
минимального заполнения ГЦРП @,15D) и реко-
51

мендуемого соотношения емкостей
паровой и жидкостной частей A:1)
следует, что объем аппарата, который
можно использовать для слива (или
выброса) аммиака из циркуляционной
системы, составляет 0,31/ (V —
геометрический объем аппарата).
По сравнению с зарубежными
аппаратами, применение ГЦРП
предлагаемой конструкции позволит повысить
безопасность эксплуатации
холодильной установки, уменьшить объем
аппаратов, улучшить отделение масла и
сократить расход электроэнергии на
выработку холода.
Аппарат целесообразно
изготавливать на базе горизонтальных
циркуляционных ресиверов емкостью 4,8 и
12 м3, снабдив их рядом элементов
в соответствии с приведенным
рисунком.
Список использованной литературы
1. А. с. 714109 (СССР).
2. Гут ко в с кий К. Проектирование насосных
холодильных установок. — Холодильная
техника, 1969, № 12, с. 46—50.
УДК [621.565.92:637.5.0371
ОБОБЩЕНИЕ ОПЫТА РАБОТЫ
СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ КАМЕР
ХОЛОДИЛЬНОЙ ОБРАБОТКИ
МЯСА
Канд. техн. наук Б. Н. МАЛЕВАННЫЙ,
Н. Ф. КРУПЕНЕНКОВ, А. А. ХАЛЯВКА
Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
Важным резервом увеличения
объемов производства мяса является
сокращение его потерь при
холодильной обработке. Для этого большое
значение имеет совершенствование
систем охлаждения камер холодильной
обработки мяса.
Совершенство систем охлаждения
во многом определяет
продолжительность холодильной обработки мяса,
его усушку, энергетические
показатели и металлоемкость устройств,
предназначенных для охлаждения или
замораживания мяса в полутушах.
В 1978—1982 гг. сотрудники
отраслевой научно-исследовательской
лаборатории ЛТИХП провели анализ работы
камер холодильной обработки мяса с
различными системами охлаждения на
холодильниках Ленинградского,
Вологодского, Алитусского, Лиепайского и
Липецкого мясокомбинатов.
Техническая характеристика этих камер
представлена в табл. 1.
Проведенные исследования
позволили оценить фактическую
работоспособность систем охлаждения, надежность
работы отдельных конструктивных
элементов (воздухоохладителей, батарей,
вентиляторов, систем воздухораспреде-
ления, оттаивания и дренажа талой
воды, приборов и средств
автоматического контроля и управления и др.),
а также определить фактическую
усушку мяса при различных режимах
работы и сопоставить ее с
нормативной или расчетной.
В камерах холодильной обработки
мяса в полутушах применяют воз-
T абл и ца 1
Мясокомбинат,
на котором
находится
камера
Ленинградский
Вологодский
Вологодский
Алитусский
Липецкий
Лиепайский
Функциональное
назначение
камеры
Охлаждение
мяса
То же

Замораживание мяса
То же
—»—
—»—

Емкость

камеры,
т
50
20
11
30
45
32
Система
охлаждения

Воздушно-радиационная с потолочными
воздухоохладителями
и панельными
батареями
Воздушная с
потолочными
воздухоохладителями
То же
—»—
—>—
—»—
Площадь поверхности
охлаждающих
приборов, м2


охладителей
435X4
150X3
113X6
216X6
230X7
230X5
батарей
50X9
—
—
—
—
Площадь

поверхности
пола
камеры,
300
86
65
144
196
159
Длина
подвесных
путей,
м
212
79
44
120
—
130
52

душную систему охлаждения,
радиационную и комбинированную
воздушно-радиационную.
Для камер с воздушной и
воздушно-радиационной системами
охлаждения важное значение имеет
эффективная организация воздухораспределе-
ния, обеспечивающая увеличение
скорости воздуха в зоне бедра мясной
полутуши и, как следствие,
сокращение времени холодильной обработки и
потерь мяса от усушки, а также
уменьшение энергозатрат. При
неорганизованном воздухораспределении для
создания средней скорости воздуха в
зоне бедра 0,4—0,6 м/с требуется
расход электроэнергии 5,2 кВт • ч/
(т • сут), в то время как при
организованном воздухораспределении расход
электроэнергии при скорости воздуха в
зоне бедра 1,2—1,5 м/с составляет
только 1,5—2,3 кВт • ч/(т • сут).
Исследование системы воздухорас-
пределения типа «ложный потолок» в
камере охлаждения мяса
Ленинградского мясокомбината показало, что
принятое воздухораспределение
обеспечивает достаточно равномерное поле
скоростей на выходе воздуха из
щелевых сопел B,5—3,7 м/с) при
средней скорости в зоне бедра полутуши
1,35 м/с.
Основным недостатком проектной
системы воздухораспределения камеры
замораживания мяса Вологодского
мясокомбината являлось отсутствие
направляющих устройств на выходе
воздуха из воздухоохладителей, что
приводило к удару воздушных струй о
торцевые стенки камеры и увеличивало
аэродинамическое сопротивление в
циркуляционном кольце камеры. После
того как были смонтированы
специальные направляющие устройства,
которые стали плавно направлять
холодный воздух в грузовой объем
камеры (см. рисунок), скорость воздуха
увеличилась на 25—30%. При этом
сократилось время замораживания мяса
сл 22—24 до 16—18 ч и
уменьшилась его усушка в среднем на 8—
12%.
На основании анализа работы камер
холодильной обработки мяса на
холодильниках Липецкого и Лиепайского
мясокомбинатов сделан вывод о
нецелесообразности применения в них
поперечно-точной циркуляции воздуха в
связи с экранированием мясных по-
лутуш. Эту систему воздухораспреде-
'^Ш
*т
тс
нжп
г4
HHD
1а
1
А-А
Система воздухораспределения в камере
однофазного замораживания мяса Вологодского
мясокомбината:
/ — подвесной воздухоохладитель; 2 — направляющие
устройства; 3 — вертикальные перегородки; 4 — подвесной
путь; 5 — мясная полутуша
ления целесообразно заменить
системой типа «ложный потолок» с
вертикальной циркуляцией воздуха.
В целях интенсификации работы
воздухоохладителей были определены
аэродинамические характеристики
воздухоохладителей с высокой степенью
оребрения (Р = 20-^-25) при инееобра-
зовании в условиях, характерных для
камер охлаждения мяса.
Анализ расчетных и
экспериментальных данных показал, что к
седьмому часу процесса охлаждения мяса
аэродинамическое сопротивление
воздухоохладителя (с пластинчатым оре-
брением при шаге ребер 8—12 мм)
достигает 300—400 Па, т. е. того
максимального значения, при котором еще
обеспечивается нормальная и
экономичная работа большинства осевых
многолопастных вентиляторов. Таким
образом, именно это время является
расчетным для проведения
промежуточного оттаивания большинства типов
современных воздухоохладителей.*
Проверка влияния промежуточного
оттаивания на процесс охлаждения мя-
* Герасимов Н. А., Сергина И. В.,
Сундиев Н. П. Определение времени
промежуточного оттаивания сухих оребренных
воздухоохладителей. — Холодильная техника, 1979,
№ 1, с. 35—37.
53

са осуществлена в камерах с
современными подвесными
воздухоохладителями на холодильнике
Вологодского мясокомбината.
Промежуточное оттаивание
воздухоохладителей с шагом оребрения
10 мм горячими парами аммиака при
давлении 400—500 кПа длилось 10—
20 мин. При этом температура
воздуха в грузовом объеме камеры
повышалась на 2—4°С, но, несмотря на
это, процесс охлаждения продолжался,
так как температура поверхности
продукта оставалась выше температуры
воздуха. Продолжительность процесса
охлаждения сокращалась с 20—22 до
17 ч, а усушка мяса уменьшалась
с 1,5—1,6 до 1,28—1,4%.
Промежуточное оттаивание
воздухоохладителей в камерах охлаждения
мяса Вологодского мясокомбината
позволило получить экономический
эффект около 80 тыс. руб. в год.
Технологические характеристики
камер холодильной обработки мяса
в полутушах, полученные по
результатам исследований» приведены в табл. 2.
На основании полученных
результатов сделан вывод, что наиболее
интенсивно и с наименьшей усушкой
процесс холодильной обработки мяса
в полутушах осуществляется в
камерах с комбинированной
воздушно-радиационной системой охлаждения.
Несмотря на несколько повышенную
металлоемкость, эта система
обеспечивает минимальные приведенные затраты
на холодильную обработку 1 т мяса, а
потому экономически наиболее
целесообразна.
Испытания камер холодильной
обработки мяса позволили вскрыть
резервы повышения эффективности
холодильного технологического
оборудования, повысить
технико-экономические показатели работы камер,
разработать рекомендации для их
эффективной и безопасной эксплуатации, а
также накопить экспериментальный
материал для дальнейшего
совершенствования и корректировки математико-
аналитического аппарата.
Табли ца 2

Мясокомбинат,
на котором
находится
камера

Ленинградский
Вологодский
Вологодский
Алитусский
Липецкий
Лиепайский

Функциональное
назначение
камеры

Охлаждение мяса
То же

Замораживание мяса
То же
—»—
—»—
Система
воздухораспределения
Ложный потолок с
диагональной перегородкой
в вертикальной
плоскости канал а-воздуховода
Неорганизованная с
направляющими
устройствами на выходе
воздухоохладителей
Всасывающие и
нагнетательные окна в
сочетании с горизонтальными
и вертикальными
перегородками, создающими
циркуляцию воздуха
вдоль камеры
Всасывающие и
нагнетательные окна в
сочетании с горизонтальной
перегородкой,
создающей поперечную
циркуляцию в вертикальной
плоскости камеры
Поперечно-точная
То же
Средняя
температура
воздуха
в камере,
°с
—3-г—4
0~—2
—27 ч—30
-30
— 10
(у бедра)
— 15
(у бедра)
Скорость
воздуха
в зоне
бедра,
м/с
1,2—1,5
0,2—0,3
0,5—0,9
1,5—2,5
2,0—2,7
0,1—0,3
0,1—0,3
0,05—1,4

Продолжительность

холодильной
обработки,
ч
10—14
20—22
16—17
22—24
16—18
28—32
48
40—45
Потерн
(усушка),
%
1,06—1,12
1,5—1,6
1,28—1,5
1,2—1,3
1,1-1,2
1,36—1,39
Не
измерялись
1,9—2,0
Примечание В числителе указаны технологические параметры камеры при проектном варианте ее работы, в знаменателе
при улучшенной системе воздухораспределения и промежуточном оттаивании воздухоохладителей.
54

ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1) 1010414 B1) 3354244/28-13 B2) 09.11.81
3E1) F25 В 38/00; F 25 В 17/06 E3) 021.565.945
G2) А. М. Бражников, Ю. Г. Костенко,
Н. Д. Малова, Е. Ф. Ореткин, Ф. В. Дубине*-
вич, В. Н. Сухоцкая, Г. С. Чубарова G1)
Московский ордена Трудового Красного Знамени
технологический институт мясной и молочной
промышленности
E4) E7) ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛЬ,
включающий подвесной короб с противолежащими
выходными патрубками для подачи воздуха в
холодильную камеру, установленные в коробе в
центральной его части вентиляторы и
расположенные по обеим их сторонам теплообменники,
отличающийся тем, что, с целью
интенсификации процесса охлаждения пищевых продуктов
и сохранения их качества, он снабжен панелями
с эжектирующими соплами, установленными
между каждым из теплообменников и выходными
патрубками, при этом в боковых стенках короба
выполнены щелевые отверстия, а выходные
патрубки имеют наклонные направляющие,
установленные с образованием между ними каналов
переменного сечения.
A1) 1010415 B1) 3223718/28-13 B2) 18.12.80
3E1) F 25 D 3/10 E3) 625.244 G2>
А. И. Гончарук, Т. Н. Балабан, F. И. Шпнлёв,
Е. Б. Скрипкина G1) Одесский технологический
институт холодильной п ромы игл ен ноет и
E4) E7) УСТРОЙСТВО ДЛЯ
НИЗКОТЕМПЕРАТУРНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ
КОНТЕЙНЕРА, включающее теплоизолированный корпус,
установленную в нем емкость для жидкого
хладагента, испаритель, встроенный в днище
корпуса, приспособление для подачи газа в
контейнер, трубопроводы для жидкого и
газообразного хладагентов и регулирующий вентиль
с датчиком температуры, отличающееся тем,
что, с целью поддержания равномерного
температурного поля в контейнере при
неравномерном распределении наружных тенл©притоков, оно
снабжено дополнительными регулирующими
вентилями с датчиками температуры, при этом
испаритель выполнен секционным и* к
приспособлению для подачи газа в контейнер
подсоединена каждая его секция, а регулирующие
вентили установлены на трубопроводах перед этим
приспособлением.
(И) 1010416 B1) 3313727/28-13 B2) 06.06.81
3E1) F 25 D 11/04 E3) 621.565.923 G2)
И. П. Науменко, В. А. Никольский, В. В. Бачок
G1) Всесоюзный научно-исследовательский и
экспериментально-конструкторский институт
электробытовых машин и приборов
E4) E7) 1. ХОЛОДИЛЬНИК ДЛЯ
ХРАНЕНИЯ ЗАМОРОЖЕННЫХ ПРОДУКТОВ,
содержащий теплоизолированную камеру с
размещенным в ней испарителем, сухопарник,
компрессор, конденсатор, дроссельный орган,
нагнетательный и отсасывающий трубопроводы,
отличающийся тем, что, с целью снижения
энергозатрат путем использования скрытой теплоты
парообразования хладагента, сухопарник
размещен на наружной стенке камеры,
нагнетательный трубопровод вмонтирован в сухопарник,
при этом- последний снабжен-
теплоизолирующими ограждениями, а хладагент представляет
собой смесь хладонов.
2. Холодильник по п. 1, отличающийся тем,
что сухопарник выполнен в виде трубчатого
•змеевика, при этом отношение диаметра трубки
зтиеевика к диаметру нагнетательного
трубопровода в нем составляет 2,7—5,3.
(И) 1010419 B1) 3289108/28-13 B2) 07.05.81
3E1) F 25 D 21/06 E3) 621.57.048 G2)
В. А. Канаво, А. А. Поляков, В. Н. Дегтярев,
О. Ф. Моцарь
E4) E7) УСТРОЙСТВО ДЛЯ
НЕПРЕРЫВНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ ВОЗДУХА, содержащее
последовательно соединенные воздухоохладитель
предварительного охлаждения и
воздухоохладители окончательного охлаждения со
смонтированными на их наружной поверхности
рассольными контурами, подключенными к
холодильным машинам, отличающееся тем, что, с целью
снижения энергозатрат при оттаивании
воздухоохладителей окончательного охлаждения и
упрощения конструкции устройства, выход
рассольного контура воздухоохладителя
предварительного охлаждения соединен посредством
вентилей с входом рассольного контура каждого
из воздухоохладителей окончательного
охлаждения.
A1) 1017890 B1) 3353848/28-13 B2) 14.07.81
3 E1) F 25 D 13/06 E3) 621.565.3 G2)
В. М. Шляховецкий G1) Краснодарский ордена
Трудового Красного Знамени политехнический
институт
E4) E7) СПОСОБ
НИЗКОТЕМПЕРАТУРНОЙ ОБРАБОТКИ ЗЕРНИСТОГО
МАТЕРИАЛА, предусматривающий подачу газообразного
хладоносителя под давлением снизу в слой
материала для создания псевдоожиженного слоя,
отличающийся тем, что, с целью интенсификации
охлаждения материала и снижения его потерь,
в псевдоожиженный слой вводят жидкий хладо-
носитель для создания пенной эмульсии, при
этом жидкий и газообразный хладоносители
имеют различный химический состав.
A1) 1015203 B1) 3365204/23-06 B2) 23.12.81
3 E1) F 25 В 1/00; F 25 D 21/08 E3) 621.574 G2)
А. 3. Ломако, И. М. Шульгин, В. И. Тараканов
E4) E7) 1. ХОЛОДИЛЬНАЯ МАШИНА,
содержащая замкнутый циркуляционный контур
для хладагента, в котором установлены
компрессор, конденсатор, дроссель и воздухоохладитель
с электронагревателем для оттайки снеговой
шубы, выполненный в виде пакета оребренных труб
с нижним коллектором для ввода жидкого
хладагента и верхним коллектором для отвода
образующихся паров, и расположенный под
воздухоохладителем поддон с трубопроводом для отвода
талой воды, отличающаяся тем, что, с целью
сокращения цикла оттайки, электронагреватель
размещен в нижнем коллекторе
воздухоохладителя и заключен в герметичный кожух,
заполненный промежуточным теплоносителем,
преимущественно температуростойким маслом, и имеющий
на торцах уплотнительные резьбовые элементы,
при этом один из концов кожуха выполнен в виде
колена, загнутого вверх, а трубопровод поддона
снабжен автономным электронагревателем,
выполненным в виде введенного внутрь
трубопровода эластичного элемента, преимущественно
графитированного шнура.
2. Машина по п. 1, отличающаяся тем, что
поддон снаружи снабжен теплоизоляцией.
55

A1) 1015204 B1) 3384482/23-06 B2) 21.01.82
3 E1) F 25 В 29/00; F 25 В 1/00 E3) 621.574 G2)
E. Т. Бартош, К. Ф. Аксенов, В. С. Сорокин G1)
Всесоюзный заочный институт инженеров
железнодорожного транспорта
E4) E7) ДВУХСТУПЕНЧАТАЯ
КОМПРЕССИОННАЯ ТЕПЛОНАСОСНАЯ УСТАНОВКА,
содержащая замкнутый циркуляционный контур
для хладагента, в котором установлены
компрессоры низкого и высокого давлений, охладитель
сжатых паров и конденсатор, заключенные в
общий корпус, теплообменник-регенератор с
греющей и охлаждающей полостями и испаритель,
отличающаяся тем, что, с целью повышения
экономичности путем создания одинаковых
температурных условий для работы обоих компрессоров,
теплообменник-регенератор имеет
дополнительную греющую полость, включенную в контур
между охладителем сжатых паров и компрессором
высокого давления.
A1) 1017889 B1) 3382943/28-13 B2) 08.01.82
3 E1) F 25 D 3/10 E3) 621.565.934 G2) Ю. П.
Белоусов, М. Л. Печеный, М. В. Горохов, Ю. В.
Кононов, А. М. Полончук, Ю. М. Рудько, В. А.
Соколов G1) Специальное конструкторско-техноло-
гическое бюро с опытным производством
Института проблем криобиологии и криомедицины
АН Украинской ССР
E4) E7) КАМЕРА ДЛЯ
ЗАМОРАЖИВАНИЯ БИОЛОГИЧЕСКИХ ОБЪЕКТОВ,
содержащая теплоизолированный корпус с крышкой,
емкость, установленную в корпусе с образованием
между их стенками зазора, размещенные в
последнем спиральные направляющие для
хладагента, расположенный под емкостью вентилятор
и коаксиально установленную в емкости
цилиндрическую кассету с контейнерами для
биологического объекта, отличающаяся тем, что, с целью
обеспечения равномерного температурного поля
в объеме биологического объекта при его
замораживании, емкость выполнена двухстенной, а
крышка имеет вставку для взаимодействия
со стенками кассеты в ее верхней части,
при этом во внутренней стенке емкости и в стенке
кассеты выполнены продольные пазы для
размещения в них торцовых стенок контейнеров
с образованием при этом вокруг последних
замкнутых теплоизолирующих полостей.
A1) 1016636 B1) 3354992/23-06 B2) 20.11.81
3 E1) F 25 В 1/00 E3) 621.574 G2) С. Р. Го-
пин, В. А. Соболев, Ю. Б. Пржетишевский,
А. И. Заплатин, Г. Д. Шалагин, Ю. И. Гольдберг
G1) Московский специализированный комбинат
холодильного оборудования
E4) E7) ХОЛОДИЛЬНАЯ МАШИНА,
содержащая замкнутый контур, в который
включены компрессор, конденсатор, терморегулирующий
вентиль и змеевиковый испаритель, а также
обводной трубопровод с соленоидным вентилем,
соединяющий участок контура между
компрессором и конденсатором с входом в испаритель,
отличающаяся тем, что, с целью повышения
экономичности, обводной трубопровод дополнительно
соединен со змеевиком испарителя по крайней
мере в одной точке.
(И) 1016639 F1) 542086 B1) 3352296/24-06
B2) 21.10.81 3 E1) F 25 В 45/00; F 28 D 15/00
E3) 621.565.58 G2) В. И. Батищев, О. С.
Виноградов G1) Северо-Западное отделение
Всесоюзного научно-исследовательского и проектно-
конструкторского института «ВНИПИэнерго-
пром»
E4) E7) СПОСОБ ЗАПОЛНЕНИЯ
ТЕПЛОВОЙ ТРУБЫ по авт. св. № 542086, отличающийся
тем, что, с целью упрощения технологии при
заполнении трубы, имеющей отверстие на обоих
торцах, подачу рабочего тела осуществляют
через нижнее отверстие, воздух удаляют путем
вытеснения его рабочим телом через верхнее
отверстие с последующей герметизацией, а
излишки рабочего тела удаляют из трубы самотеком
через нижнее отверстие.
(И) 1016640 B1) 3382932/28-13 B2) 11.01.82
3 E1) F 25 D 1/00; А 23 N 17/00 E3)
62.71:66.099.2 G2) С.-Н. Э. Рузгас, П. К. Новицки
G1) Головной
экспериментально-конструкторский институт по машинам для переработки травы
и соломы
E4) E7) ОХЛАДИТЕЛЬ СЫПУЧИХ
МАТЕРИАЛОВ, включающий вертикальную колонну
с жалюзийной поверхностью, раструб для отвода
воздуха, установленный в колонне цилиндр с
жалюзийной поверхностью и патрубком, введенным
в раструб, и размещенное под колонной
разгрузочное устройство, отличающийся тем, что, с
целью уменьшения вноса измельченных сыпучих
материалов и пыли с воздухом в атмосферу,
патрубок введен внутрь цилиндра так, что
нижний торец патрубка расположен ниже нижнего
уровня жалюзийных поверхностей колонны и
цилиндра.
A1) 1016642 B1) 3358873/28-13 B2) 26.11.81
3 E1) F 25 D21/14 E3) 621.57.048 G2) И. Т. Юр-
ченко G1) Донецкое производственное
объединение по выпуску электробытовых машин
E4) E7) УСТРОЙСТВО ДЛЯ ОТВОДА
ТАЛОЙ ВОДЫ ИЗ НИЗКОТЕМПЕРАТУРНОГО
ОТДЕЛЕНИЯ ДОМАШНЕГО
ХОЛОДИЛЬНИКА, включающее сливную трубку, сообщенную
с нижней частью низкотемпературного отделения
и снабженную приспособлением для перекрытия
ее выходного отверстия, отличающееся тем, что,
с целью улучшения условий охлаждения
компрессионного агрегата, оно снабжено выдвижным
лотком, установленным в машинном отделении
под сливной трубкой с возможностью
перемещения по направляющим, а приспособление для
перекрытия выходного отверстия сливной трубки
выполнено в виде упругого полусферического
элемента, закрепленного на дне выдвижного
лотка.
56

СПРАВОЧНЫЙ
ОТДЕЛ
Особенность новых вентилей — блочная
конструкция прибора, позволяющая шире
использовать унифицированные узлы и детали в
процессе их изготовления и эксплуатации.
В конструкции вентиля применена угловая
настройка, а также новый легкоформующийся
материал для уплотнения штока.
Вентили могут быть использованы в
стационарных холодильных установках
общепромышленного назначения, а также в установках,
монтируемых на водном, автомобильном и
железнодорожном транспорте.
Новые вентили предназначены для работы в
условиях эксплуатации и категорий размещения
У2, ОМ5, Т2-ОМ5 по ГОСТ 15150—69 при
температуре окружающего воздуха —20 -5- 65° С
B-12ТРВ), — 10+65°С B-22ТРВ), —40+65°С
B-22ТРВВ), —60+65°С B-22ТРВН).
Вентили работоспособны при качке (наклоны
до 45°) любой продолжительности, вибрации
частотой 3—10 Гц с амплитудой не более 5 мм
и частотой 10—150 Гц с максимальным
значением ускорения 15 м/с2, тряске частотой 40—80
ударов в минуту с ускорением до 150 м/с2.
Они также сохраняют работоспособность
после воздействия вибрации частотой 50 Гц с
максимальным ускорением до 50 м/с2 и тряски
частотой 80—120 ударов в минуту с ускорением до
30 м/с2.
Техническая характеристика вентилей
приведена в табл. 1.
Табл и ца 1
Показатели
Температура, °С
кипения
конденсации
максимальная конденсации
Диапазон температур кипения, °С
Заводская настройка перегрева начала открытия
клапана при номинальных условиях, °С
Неравномерность при номинальных условиях, °С
Диапазон настройки перегрева начала открытия
клапана при номинальных условиях, °С
Максимальная производительность, % от
номинальной
Максимальное рабочее давление, МПа (кгс/см2)
Максимально допустимая температура
термобаллона, °С
Дистанционность, м
Масса, кг, не более
2-12ТРВ-16,
2-12ТРВ-25,
2-12ТРВ-40,
2-12TPB-63
— 15
30
70
—30ч- + 10
2-22ТРВ-16,
2-22ТРВ-25,
2-22ТРВ-40,
2-22ТРВ-63
5
35
60
—20++20
4±1
5±1 J
2-22ТРВВ-16,
2-22ТРВВ-25,
2-22ТРВВ-40,
2-22ТРВВ-63
—30
30
60
—50+ —10
4±1,5
4±1
2—8
2-22ТРВН-16,
2-22ТРВН-25,
2-22ТРВН-40,
2-22ТРВН-63
—60
30
60
—80+—40
6 ±2,5
7±2
3—8
! 110—150
1 2,0B0)
1 2,5B5)
100
3 (по заказу — 1,5)
2,0
УДК 621.5.042
МОДЕРНИЗИРОВАННЫЕ
ТЕРМОРЕГУЛ И РУЮЩИ Е
ВЕНТИЛИ
И. И. ГУКОВ, В. С. СИЛАЕВ
СКБприбор
В. М. ВАВРЕНЮК
Тартуский приборостроительный завод
СКБприбор, Тартуский приборостроительный
завод и ВНИИхолодмаш совместно разработали
новые терморегул ирующие вентили 2-12ТРВ,
2-22ТРВ, 2-22ТРВВ, 2-22ТРВН
производительностью в каждом ряду 18,6 кВт, 29, 46 и 73 кВт
(соответственно 16 тыс. ккал/ч, 25 тыс., 40 тыс. и
63 тыс. ккал/ч) согласно ГОСТ 22541—77
«Вентили терморегулирующие».
Они созданы для замены морально
устаревших вентилей 12ТРВ-16—12ТРВ-63, 22ТРВ-16—
22ТРВ-63,22ТРВВ-16—22ТРВВ-63,22ТРВН-16—
22ТРВН-63.
Все 16 типоразмеров вентилей выполнены на
одной конструктивной базе. Работают они на
хладагенте R12 (ГОСТ 19212—73) с маслами
ХФ12-16, ХФ22-24 (ГОСТ 5546—66) и
хладагенте R22 (ГОСТ 8502—73) с маслами ХФ22-24
(ГОСТ 5546—66), ХС-40 (ТУ 38.40.151—73) и
ХМ-35 (ТУ 38—40—1119—75).
60

Рис. 1. Габаритные и
присоединительные размеры терморегули-
рующих вентилей 2-12ТРВ,
2-22ТРВ, 2-22ТРВВ, 2-22ТРВН
для неразъемного подсоединения
к трубопроводу пайкой или
сваркой
Рис. 2. Габаритные и присоеди
нительные размеры терморегу-
лирующих вентилей 2-12ТРВ, 2-
22ТРВ, 2-22Т/РВВ, 2-22ТРВН
(см, табл. 2) для подсоединения
к трубопроводу фланцами
Таблица 2
Типоразмер вентиля
2-12ТРВ-16, 2-22ТРВ-16, 2-22ТРВВ-16,
2-22ТРВН-16, 2-12ТРВ-25, 2-22ТРВ-25,
2-22ТРВВ-25, 2-22ТРВН-25
2-12ТРВ-40, 2-22ТРВ-40, 2-22ТРВВ-40,
2-22ТРВН-40, 2-12ТРВ-63, 2-22ТРВ-63,
2-22ТРВВ-63, 2-22ТРВН-63
Размеры, мм
"max
128
130
^max
87
90
D
12,5+0'24
24,5+0'28
я,
18,5+°>28
28,5+ 0-28
h
12
14
я,
45
50
н2
9,5
2
Габаритные и присоединительные размеры
вентилей даны на рис. 1, 2 и в табл. 2.
Терморегулирующие вентили прошли
междуведомственные испытания и рекомендованы к
освоению в серийном производстве. В 1983 г.
Тартуский приборостроительный завод выпустит
первую промышленную партию этих вентилей
ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1) 1015205 B1) 3314165/23-26 B2) 13.07.81
3 E1) F 25 J 1/00 E3) 621.59 G2) Т. А. Рогов-
ский, О. Н. Омельченко, А. В. Татаренко G1)
Одесский технологический институт холодильной
промышленности
E4) E7) УСТАНОВКА ДЛЯ ХРАНЕНИЯ
И ОТКАЧИВАНИЯ СЖИЖЕННОГО ГАЗА, со
держащая цистерну, последовательно
соединенные компрессор, конденсатор, первый
теплообменник в верхней части цистерны, первый терморе-
гулирующий вентиль, второй теплообменник в
нижней части цистерны, подключенный к входу
компрессора, и экран, расположенный над вторым
теплообменником, и второй терморегулирующий
вентиль, отличающаяся тем, что, с целью
сокращения времени подготовки установки к
откачиванию, она снабжена сепаратором, кожухотрубным
теплообменником и ресивером, вход сепаратора
соединен с конденсатором, выход по пару —
с первым теплообменником,,выход по жидкости —
через второй терморегулирующий вентиль с
межтрубной полостью кожухотрубного
теплообменника, подключенный к входу компрессора, трубная
полость кожухотрубного теплообменника
соединена с первым теплообменником и ресивером,
подключенным к первому терморегулирующему
вентилю.
61

РЕФЕРАТЫ
УДК 637.352.072.056
Влияние способа замораживания и условий
холодильного хранения на состояние молочного
жира в твороге. ОВЧАРОВА Г. П. ФИЛЬЧАКО-
ВА Н. Н. «Холодильная техника», 1983, № 8.
Исследовано состояние дисперсности и степени
дестабилизации молочного жира в зависимости
от скорости замораживания и условий
хранения творога. Установлено, что изменения
дисперсности молочного жира в замороженном
твороге минимальны при условии замораживания
его с линейной скоростью не менее 1,4 • 10—2 м/ч
и хранении при температуре не выше — 18°С.
Иллюстраций 2. Список литературы — 3
названия.
УДК 621.57.041-213.4.044:536.24.001.5
Пути интенсификации внутреннего теплообмена
в воздушных конденсаторах малых холодильных
машин. ШАВРА В. М., ГОПИН С. Р.
«Холодильная техника», 1983, № 8.
Проанализированы зависимости по расчету
теплообмена и гидравлических сопротивлений при
конденсации фреонов в горизонтальных трубках.
Рассмотрены различные способы турбулизации
двухфазного потока и интенсификации
теплообмена при конденсации. Установлены наилучшие
виды турбулизаторов, повышающих теплоотдачу
при умеренном росте гидравлических
сопротивлений.
Таблица 1. Иллюстраций 5. Список литературы —
10 названий.
УДК [621.565:621.564.22] :621.643.001.375
Определение оптимального диаметра
всасывающего трубопровода аммиачной холодильной
установки. АБДУЛЬМАНОВ X. А., АБДУЛЬМА-
НОВ И. X. «Холодильная техника», 1983, № 8.
Определено оптимальное изменение температуры
насыщения во всасывающем трубопроводе и на
основании этого получен оптимальный диаметр
всасывающего трубопровода аммиачной
холодильной установки с учетом затрат на
изготовление и монтаж трубопровода, дополнительных
затрат электроэнергии и стоимости компрессоров.
Приведены примеры расчетов с использованием
полученного уравнения.
Таблиц 2. Иллюстраций 2. Список литературы —
4 названия.
УДК 629.114.444
Применение панелей типа «сэндвич» в
конструкциях изотермических кузовов автофургонов и
авторефрижераторов. ИСАКОВ И. Н., МАЛИ-
НИН Е. А. «Холодильная техника», 1983, № 8.
Описаны конструкция и способы изготовления
панелей типа «сэндвич», используемых в
конструкциях изотермических автофургонов и
авторефрижераторов. Показаны преимущества их
применения по сравнению с применением
традиционного способа укладки блоков и
вспенивания материала между обшивками кузова.
Таблица 1. Иллюстраций 4. Список
литературы — 7 названий.
УДК 536.24.001.24:625.2.011.5
Ускоренный метод определения коэффициента
теплопередачи ограждений вагона с
теплоизолированным кузовом. БЕРНИКОВ Г. И.,
САПОЖНИКОВ С. А. ШУСТЕР А. А., КИТА-
ЕВ Б. Н. «Холодильная техника», 1983, Як 8.
Предложен ускоренный метод испытаний вагона
с теплоизолированным кузовом в целях
определения коэффициента теплопередачи ограждений
кузова, основанный на использовании
особенностей регулярного режима остывания тела при
малых числах Био. Способ может найти
применение при испытании других транспортных
средств, имеющих теплоизолированный кузов.
Таблица 1. Иллюстрация 1. Список
литературы — 4 названия.
УДК 629.114.444.001.4
Опытные образцы отечественных
крупнотоннажных авторефрижераторов. ИОВ А. О.,
КОЧЕТОВ В. П., ЯНЕЦ М. А., БЕРЛИН И. И.,
ДУКА В. Ф. «Холодильная техника», 1983, № 8.
Разработаны и изготовлены опытные образцы
полуприцепов-рефрижераторов типа ОдАЗ
грузоподъемностью 11,5 и 22 т, предназначенные
для эксплуатации с отечественными
автотягачами КамАЗ и МАЗ. Они оснащены холодиль-
но-обогревательными установками BJSE
чехословацкого производства. Проведен комплекс
теплотехнических испытаний, позволивших определить
основные характеристики опытных образцов, и
длительные ходовые испытания, показавшие
соответствие основных характеристик опытных
образцов требованиям международных соглашений.
Таблица 1. Иллюстрация 1. Список
литературы — 4 названия.
УДК 621.565.912:621.869.888
Скороморозильный аппарат и изотермический
контейнер для замораживания и хранения эн-
докринно-ферментного сырья. ТИМОХИН Л. А.,
ШАЗЗО Р. И., КРИШТАФОВИЧ А. Г., ВЕН-
ГЕР К. П., ФАТХИ ИСМАИЛ АБДЕЛЬ ААЛ.
«Холодильная техника», 1983, № 8.
Проведенные исследования процесса теплообмена
при замораживании эндокринно-ферментного
сырья с учетом качественной оценки продукта
позволили определить рациональные режимы
процесса, которые были использованы при
разработке комплекса оборудования
(скороморозильный аппарат ЯЮ-ФАС-2, изотермический
контейнер ЯЮ-ФКИ-2) для консервирования ЭФС.
Опытно-промышленные образцы созданного
оборудования прошли ведомственные испытания и
рекомендованы к серийному производству.
Иллюстраций 5. Список литературы — 2
названия.
УДК 621.565.004.183
Снижение энергопотребления холодильной
установкой с конденсатором воздушного охлаждения.
ЭРЛИХМАН В. Н., ИОНОВ А. Г.
«Холодильная техника», 1983, № 8.
Обоснована возможность работы
автоматизированной холодильной установки с конденсатором
воздушного охлаждения при двух температурах
конденсации, одной — в холодный период года,
другой — в теплый. Показано снижение
энергопотребления холодильной установкой при
использовании данного варианта по сравнению с
вариантом круглогодичной работы с одной
температурой конденсации.
Таблица 1. Иллюстраций 2. Список
литературы — 5 названий.
62

УДК 621.565-146.049
Циркуляционный ресивер — промежуточный
сосуд в схеме аммиачной холодильной установки.
КОГАН Б. Н. «Холодильная техника», 1983, № 8.
Предложена конструкция горизонтального
циркуляционного ресивера-промежуточного сосуда
(ГЦРП). Даны рекомендации но его конструи^
роващш и подбору для многоступенчатых
холодильных установок.
Иллюстрация 1. Список литературы — 2
названия.
УДК [621.565.92:637.5.037]
Обобщение опыта работы систем охлаждения
камер холодильной обработки мяса.
МАЛЕВАННЫЙ Б. Н., КРУПЕНЕНКОВ Н. Ф., ХАЛЯВ^
КА А. А. «Холодильная «техника», 1983, № 8.
Обобщен опыт работы систем охлаждения
камер холодильной обработки мяса в полутушах
на холодильниках ряда мясокомбинатов.
Рассмотрено влияние системы воздухораспределения
и работы сухих подвесных воздухоохладителей
как составных частей системы охлаждения на
процесс холодильной обработки мяса.
Предложены пути интенсификации систем охлаждения
камер холодильной обработки мяса в полутушах.
Таблиц 2. Иллюстрация 1.
УДК 629.463.125.001.4
Испытания изотермического вагона,
охлаждаемого жидким азотом. ШПИЛЕВ Г. Н., ЕВСЕЙ-
ЧЕВ Ю. А. «Холодильная техника», 1983, ЛЬ 8.
Рассмотрена система охлаждения
изотермических вагонов жидким азотом. Приведены
результаты стационарных и эксплуатационных
испытаний. Показаны преимущества и недостатки
данного способа охлаждения.
Иллюстрация 1.
УДК 66.047.25 ,
Оптимальное программное управление
энергоподводом при сушке биопрепаратов в
сублимационном аппарате УСС-10. ГИНЗБУРГ А. С,
ПЕТРОВ И. К., СИЛЬВЕСТРОВ Э. В.
«Холодильная техника», 1983, № 8.
С помощью теплофизического, динамического и
энергетического показателей проанализирована
работа вакуум-сублимационного аппарата
периодического действия. Показано, что снизить
энергозатраты в процессе технологического цикла
сушки и реализовать систему оптимального
программного управления можно путем
минимизации вышеуказанных основных показателей
и введения в канал управления энергоподводом
основной координаты фазового состояния
объекта управления — интенсивности влаговыде-
ления.
Иллюстраций 2. Список литературы — 3
названия.
УДК 621.565:539.434
Выбор показателей и обеспечение надежности
холодильного оборудования. СМЫСЛОВ В. И.
«Холодильная техника», 1983, № 8.
Изложены основные методические положения
оценки, нормирования, обеспечения и контроля
надежности холодильного оборудования.
Перечислены и охарактеризованы основные
стандарты, регламентирующие вопросы надежности
холодильного оборудования. Показано, что
однозначность нормирования и оценки надежности
холодильного оборудования обеспечивается при
условии регламентации в нормативно-технической
документации критериев предельного состояния
и системы технического обслуживания и
ремонтов.
Таблиц 2. Иллюстрация 1. Список литературы —
5 названий.
РЕДАКЦИОННАЯ КОЛЛЕГИЯ: М. П. Кузьмин (главный редактор), Л. Д. Акимова
(зам. главного редактора), Н. Д. Абрамов, Е. М. Агарев, Л. Ф. Бондаренко,
д-р техн. наук, проф. В. М. Бродянский, д-р техн. наук А. В. Быков, В. В. Васю-
тович, И. М. Гиндлин, д-р техн. наук, проф. А. А. Гоголин, А. П. Еркин,
И. М. Калнинь, д-р техн. наук, проф. Э. И. Каухчешвили, В. Д. Леонов,
А. П. Леонтьев, Г. А. Новиков, д-р техн. наук В. В. Оносовский, д-р техн. наук,
проф. И. И. Орехов, М. М. Позин, Н. К. Плотников, Н. Ф. Ролина, Ю. Я. Сенягин,
А. Н. Сергиенко, В. М. Шавра.
Технический редактор Н. Н. Зиновьева
Рукописи не возвращаются
Сдано в набор 17.06.83. Подписано в печать 12.07.83. Т-11427. Формат 70 X Юв'Де- Фотонабор
Высокая печать. Объем 4,0 печ. л. Усл.-печ. л. 5,6. Усл. кр.-отт. 6,13. Уч.-изд. л. 7,10
Тираж 10645 экз. Заказ 1606
Адрес редакции: 125422, Москва, А-422, ул. Костякова, 12
Телефон 216-77-00
Ордена Трудового Красного Знамени
Чеховский полиграфический комбинат ВО «Союзполиграфпром»
Государственного комитета СССР по делам издательств,
полиграфии и книжной торговли
142300, г. Чехов Московской области
63

Авторефрижератор ОдАЗ-9786 грузоподъемностью 22 т с автотягачом
МАЗ-6422

30-тысячный рефрижераторный вагон, изготовленный заводом «Дессау» в
ГДР для СССР. Передача вагона Министерству путей сообщения состоялась
з торжественной обстановке на Рижском вокзале Москвы 13 мая 1983 г.
Пятивагонная рефрижераторная секция, в состав которой вошел
30-тысячный вагон, поставленный в СССР из ГДР
Фото В. И. Сычева