ЕЖЕМЕСЯЧНЫЙ
НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЙ
И ПРОИЗВОДСТВЕННЫЙ
ЖУРНАЛ
МИНИСТЕРСТВА МЯСНОЙ
И МОЛОЧНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ СССР
ВСЕСОЮЗНЫЙ
НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ
И КОНСТРУКТОРСКО-
ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ
ИНСТИТУТ
ХОЛОДИЛЬНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ
холодильная
техника
4/1981
МОСКВА
ИЗДАТЕЛЬСТВО «ЛЕГКАЯ И ПИЩЕВАЯ ПРОМЫШЛЕННОСТЬ»
ИЗДАЕТСЯ С 1923 ГОДА
СОДЕРЖАНИЕ
Решения XXVI съезда КПСС — в жизнь!
Антонов С. Ф. Рубежи одиннадцатой пятилетки
Одиннадцатой пятилетке — ударный труд!
Еркин А. П. Достигнутое — не предел
За экономию энергоресурсов
Скороходова Т. Н., Петров Е. Т., Печатников М. 3.
Повышение энергетической эффективности каскадной
холодильной установки с центробежными компрессорами
Дуранов Е. Ф., Лифанов Б. В., Кожевников И. Г.
Улучшение теплозащитных свойств легких ограждающих
конструкций холодильников
Наука, техника, технология
Гоголин А. А. О сопоставлении и оптимизации тепло-
обменных аппаратов холодильной машины
Герасимов Н. А., Румянцев Ю. Д., Сундиев Н. П.
Влияние толщины слоя инея на эффективность работы
воздухоохладителей
Риферт В. Г., Барабаш П. А., Голубев А. Б., Тобиле-
вич А. Н., Трокоз Я. Е. Интенсификация теплообмена
в конденсаторах с горизонтальными трубами,
сребренными проволокой
Азарсков В. М., Данилова Г. Нм Земсков Б. Б.
Теплообмен в пластинчатых испарителях различной геометрии
Чумак И. Г., Таран В. А. Унифицированный метод
расчета аппаратов косвенно-испарительного охлаждения
воздуха
Никульча И. П., Беспалов И. Н. Многофункциональные
автоматические регуляторы для систем
кондиционирования воздуха
Фильчакова Н. Н., Панкова Р. И., Лыщева Л. А., Фри-
денберг Г. В., Чайка Г. А. Влияние холодильной
обработки и хранения на качество творога,
выработанного непрерывным способом
В порядке обсуждения
О тепловлажностных процессах в холодильных камерах
ОБМЕН ОПЫТОМ
Володарский Е. П., Жадько А. Т. Приборы управления
процессом оттаивания испарителя бытового
холодильника
Хечуашвили Г. 3., Латышев В. П.
Опытно-промышленная установка для замораживания чайного листа
В ПОМОЩЬ ПРАКТИКУ
Сильман М. А. Повышение экономичности эксплуатации
пароводяных эжекторных холодильных машин
ОХРАНА ТРУДА И ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ
Перельштейн И. И., Кусляйкин Г. А. Оценка
токсичности хладагентов
ИЗОБРЕТЕНИЯ 42. 46, 55,
В СОЦИАЛИСТИЧЕСКИХ СТРАНАХ
Охейм X. Центральный обогрев грунта под
холодильниками
НОВОСТИ ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
Гиндлин И. М. Крупные холодильники с
децентрализованными установками в Японии
СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
Васютович В. В., Мироненко Э. М. Одноэтажный
холодильник емкостью 400 т
РЕФЕРАТЫ
2
б
10
14
18
22
23
25
32
36
39
43
47
48
53
62
57
59
61
03
CONTENTS
Decisions of XXVI Congress of CPSU —Into Life!
Antonov S. F. Advances of Eleventh Five-Year Plan 2
Shock Labour To Eleventh Five-Year Plan!
Erkin A. P. That Gained Is Not A Limit 6
For Economy of Energy Resources
Skorokhodova T. N., Petrov E. Т., Pechatnikov M. Z.
Increase of Energy Effectiveness of Cascade
Refrigerating Plant With Centrifugal Compressors 10
Duranov E. F., Lifanov B. V., Kozhevnikov I. G.
Improvement of Heat-Insulating Properties of Light
Enclosures of Cold Store Constructions 14
Science, Engineering, Technology
Gogolin A. A. Comparison and Optimization of Heat
Exchange Apparatuses of Refrigerating Machine 18
Gerasimov N. A., Rumyantsev U. P., Sundiyev N. P.
Influence of Frost Layer Thickness on Effectiveness of
Air Cooler Operation " 22
Rifert V. G., Barabash P. A., Golubev А. В., Tobile-
vich A. N.. Trokoz Y. E. Intensification of Heat
Exchange in Condensers with Horizontal Wire-Finned Tubes 23
Azarskov V. M., Danilova G. N.. Zemskov В. В. Heat
Exchange in Plate Evaporators of Different Geometry 25
Chumak I. G., Taran V. A. Unified Method of Calculating
Apparatuses for Indirect-Evaporative Air Cooling 32
Nikulcha I. P., Bespalov I. N. Multifunctional Automatic
Regulators for Air-Conditioning Systems 36
Filchakova N. N.. Pankova R. I., Lyshcheva L. A., Fri-
denberg G. V., Chaika G. A. Influence of Refrigerated
Treatment and Storage on Quality of Cottage Cheese
Produced by Continuous Method 39
For Discussion
On Thermal and Humid Processes in Cold Rooms 43
PRACTICE EXCHANGE
Volodarsky E. P., Zhadko A. T. Devices for Controlling
Process of Defrosting Domestic Refrigerator Evaporator 47
Khechuashvili G. Z., Latyshev V. P.
Experimental-Industrial Plant for Freezing Tea Leaves 48
ASSISTANCE TO PRACTICAL WORKER
Silman M. A. Increase of Economy of Operating Steam-
Jet Refrigerating Machines 51
LABOUR PROTECTION AND SAFETY RULES
Estimation of Refri-
53
42, 46, 55, 62
Perelstein I. I., Kuslyaikin G. A.
gerant Toxicity
INVENTIONS
IN SOCIALIST COUNTRIES
Okheim H. Central Soil Heating Under Cold Stores 57
FOREIGN TECHNICAL NEWS
Gindlin I. M. Large Cold Stores with Decentralized
Plants in Japan 59
REFERENCE DATA
Vasyutovich V. V., Mironenko E. M. Single-Storey Cold
Store of 400 t Capacity 61
SUMMARIES 63
Издательство «Легкая и пищевая промышленность», «Холодильная техника», 1981 г.

увеличить, по сравнению с заданием
Росмясомолторга, перевозки тарных грузов
пакетированным способом на 15 тыс. т;
снизить средний фактический простой
каждого вагона под грузовыми операциями на
0,1 ч;
повысить уровень централизованной
доставки грузов против задания Росмясомолторга на
0,1 %, обеспечить вечерний и ночной завоз
продуктов потребителям;
повысить производительность
привлекаемого автотранспорта общего пользования на
0,5%;
за счет дальнейшего совершенствования
технологических процессов, оптимизации
режимов работы оборудования, внедрения лицевых
счетов экономии сэкономить 25 т сырья, 400 т
усл. топлива, 1,0 млн. кВт«ч электроэнергии;
выполнить в установленный срок план
внедрения новой техники и получить от внедрения
экономический эффект в размере 210 тыс. руб.;
добиться годовой экономии от внедрения
рационализаторских предложений и
изобретений не менее чем на 150 тыс. руб.;
организовать 18 апреля на всех предприятиях
конторы коммунистический субботник и
заработанные средства, не менее 83 тыс. руб.,
перечислить в фонд одиннадцатой пятилетки;
в целях превращения г. Москвы в
образцовый коммунистический город отработать по
благоустройству территорий предприятий и
прилегающих к ним территорий 20000 чел-ч.
Собрание актива работников Московской
городской конторы Росмясомолторга
предложило продолжить трудовое соперничество
между предприятиями Ленинградской и
Московской городскими конторами
Росмясомолторга.
Стремясь внести свой вклад в реализацию
планов партии по повышению благосостояния
советского народа, собрание актива
работников предприятий Московской городской
конторы Росмясомолторга призвало еще шире
развернуть социалистическое соревнование за
досрочное выполнение плановых заданий
первого года одиннадцатой пятилетки и принятых
социалистических обязательств.
ЗА ЭКОНОМИЮ ЭНЕРГОРЕСУРСОВ
УДК [621.565:621.5151.004.183
Повышение энергетической эффективности
каскадной холодильной установки
с центробежными компрессорами
Канд. техн. наук Т. Н. СКОРОХОДОВА,
канд. техн. наук Е. Т. ПЕТРОВ,
канд. техн. наук М. 3. ПЕЧАТНИКОВ
Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
В Ленинградском технологическом институте
холодильной промышленности в 1979 г.
отраслевой лабораторией были проведены ?
теплотехнические испытания каскадной
холодильной установки с пропановыми (верхний каскад)
и этиленовыми (нижний каскад) центробежными
компрессорами Густа П и Густа Е
(Чехословакия), обслуживающей цех_БК-7 ПО «Нижне-
камскнефтехим». ?
В процессе испытаний проверяли работу всех
основных элементов установки.
Холодильная установка обеспечивает |п о
лучение температур кипения t0=—ПО, !— 41 и
0°С.
Верхний каскад укомплектован
центробежным однокорпусным двухсекционным
компрессором Густа П, который работает на две
температуры кипения, и горизонтальными кожухо-
трубными конденсаторами поверхностью
теплообмена со стороны воды 1000 м2. Пары пропана
из испарительной системы с температурой t0=
=—41 °С поступают в первую секцию,
сжимаются и направляются во вторую секцию, в которую
поступают также пары пропана из испарительной
системы с температурой t0=0 °C.
Центробежный двухкорпусный компрессор
Густа Е нижнего каскада работает на температу-
10

ру кипения —ПО °С. Он имеет 14 ступеней
(по 7 в корпусе). В первый корпус поступают
пары этилена, отсасываемые из испарительной
системы с температурой t0=-*- 110°C, а во
второй — сжатые в первом корпусе и
отсасываемые из переохладителя жидкого этилена. Оба
каскада объединены вертикальными кожухотруб-
ными испарителями-конденсаторами с площадью
поверхности теплообмена со стороны пропана
360 м2, в которых пары этилена конденсируются
при кипении пропана.
Особенностью рассматриваемой холодильной
установки .является работа верхнего и нижнего
каскадов при давлениях ниже атмосферного.
Поэтому во время испытаний постоянно
проверяли состав хладагента, циркулирующего в
контуре.
По данным анализов, массовое содержание
инертных газов во всасывающих патрубках
компрессоров колебалось в пределах от 0 до 8,5 %,
среднесуточное поступление этих газов (воздух
и этилен) при работе на пропане составляло
~2 %, а при работе на этилене (воздух) ~3 %.
Испытания проводили при температуре
наружного воздуха 5—9 °С.
Холодопроизводительность центробежных
компрессоров рассчитывали на основании
газодинамических характеристик, полученных при
испытаниях. Последние проводили в
соответствии с ОСТ—26—12—520—72. На всасывании
и нагнетании каждой секции и корпуса
измеряли основные параметры их работы: давление —
образцовыми манометрами класса не ниже 0,4;
температуру — лабораторными термометрами с
ценой деления 0,1 °С. С помощью расходомер-
ных диафрагм и дифманометров ДТ-50
определяли производительность секций и корпусов.
Эффективность теплообменных аппаратов
устанавливали в соответствии с
рекомендациями [5]. Термодинамические параметры
состояния хладагентов находили по таблицам [1,4].
Газодинамические характеристики
компрессоров представлены на рис. 1 и 2.
Работу центробежных компрессоров
анализировали без учета влияния инертных газов, так
как газовые постоянные для этилена и воздуха
очень близки, а 2 %-ным содержанием примесей
в пропане можно пренебречь.
Для компрессора Густа П газодинамические
характеристики секций рассчитывали методом
последовательных приближений. В нем пары
пропана, поступающие из испарительной
системы (t0=0 °С) и после сжатия в первой секции,
смешиваются в обратном направляющем
аппарате. В связи с особенностью конструктивного
решения проточной части нельзя было измерить
конечную температуру пропана после первой
секции и начальную температуру пропана ео
второй секции. Псэтсму, задаваясь сначала
±
с
\
\/
1
1
1
' \
О Г
О
>
?й*?Г
Р3
1
О
(
1
!
1
О
°
О
Ус
^S 1
1300
1200,
1100
3,6 4,0 4,4 4,8 5,2 5,6 6,0 ^/с 2,2 & 2,6 2,8 3,0 ЩмЯ
а /Г
Рис. 1. Газодинамические характеристики
центробежного компрессора Густа П, работающего на пропане
(# — точка по ТУ):
а — первая секция (/н=—35°С; рн=93 кПа; показатель
адиабаты при начальных условиях &н=1,15; коэффициент
сжимаемости при начальных условиях zH=0,936; угловая скорость
@=611 рад/с); б. — вторая секция (*Н=19°С; рн=447 кПа;
fcH=l,13; 2H=0,918; со=611 рад/с).
12001
1100
1000
900
Чпол
0,6
рк,кПа
2020
1380
то
1300
0,72 0,76 0,80 0,8h 0,88Vм?с 3,0 3,2 3,4 5,6 3,8YmVc
а 5
Рис. 2. Газодинамические характеристики
центробежного компрессора Густа Е, работающего на этилене
(ф — точка по ТУ):
о
8
—Ч
о
о \
i
I
!
I
о ^
1
.аЫ^ ->
о|
I
I
I
I
т1
1
I
1
°
ic
"О
о
_ о
о
о
о
о
Ц,кВт
1200
1100
1000
0,7
0,6
рк,кОа
600
580
560
540
X*
___
с
&о
о
о
>Иг^-
9
I .2
1л
о J
ч>—J
о
а — первый корпус (?и = — Д00 °С; Рн«61 кПа; &н=1,26; zR=
= 0,926; @ = 858 рад/с); б — второй корпус (/н= —5,5 °С; рн=
= 561 кПа; ?д=1,24; гн=0,971; @ = 858 рад/с).
политропным КПД первой секции, находили .
конечную температуру пропана в ней, затем [из
теплового баланса смешения — начальную
температуру пропана во второй секции, после чего
определяли политропный КПД второй секции.
Далее расчет повторяли для первой секции.
При пересчете (также методом
последовательных приближений) характеристик секций
компрессора Густа П в связи с переходом с пропана
на пропилен были найдены начальные условия
на всасывании второй секции.
2*
11

Для компрессора Густа П максимальная
производительность первой секции составила V—
=5,96 м3/с. Параметры номинального режима:
политропный КПД тЪол^О^в; конечное
давление рк=442 кПа; внутренняя мощность N~
= 1100 кВт при давлении газа на входе в секцию
компрессора /?н=93,2 кПа и его температуре
tH=—40 °С. Для второй секции максимальная
производительность У=3,17 м3/с. Параметры
номинального режима: Лпол^^бб; Рк^
= 1390 кПа; N.=2050 кВт при рн=447,2 кПа
и /н=_25°С.
Полученные газодинамические
характеристики компрессора Густа П были пересчитаны на
пропилен. При работе на пропилене конечное
давление второй секции при объемной
производительности по ТУ (на пропане) составит рк—
= 1237 кПа, что соответствует температуре
конденсации пропилена 28 °С. Таким образом,
температуру конденсации по сравнению с
проектной нужно будет понизить на 7 °С как путем
увеличения поверхности конденсаторов, так и
снижения температуры подаваемой воды на
конденсаторы.
Для компрессора Густа Е максимальная
производительность первого корпуса составила V =
=3,86 м3/с. Параметры номинального режима:
r]nojI=0,64; /?K=565 кПа; N. = 1150 кВт при
рн=60,8 кПа и tu=—100 °С. Для второго
корпуса максимальная производительность V=
=0,897 м3/с. Параметры номинального режима:
Лвол =0,66; /?к=2005 кПа, что на 15,6 % выше,
чем по ТУ A706 кПа); Л^ = 1020 кВт при рн=
=561 кПа и tH=—5,5 °С.
Из анализа газодинамических характеристик
компрессора Густа П видно, что его
характеристики соответствуют ТУ. Для компрессора
Густа Е наблюдали более высокое конечное
давление во втором корпусе. Это объясняется наличием
в испарителе-конденсаторе Еоздуха [2].
При испытаниях характеристики
компрессоров по возможности определяли в широком
диапазоне производительности. Поэтому для
узловых точек холодильных циклов за основу
взят режим наибольшей производительности
компрессора Густа Е. По узловым точкам
определены величины, характеризующие циклы.
В табл. 1 приведены значения холодопроизво-
дительности для компрессоров Густа П и
Густа Е. При вычислении холодопроизводитель-
ности при температуре t0=0 °C не учитывали
перегрев пропана и его количество, идущее на
переохлаждение.
Как видно из табл. 1, холодопроизводитель-
ность компрессора Густа Е при /0=—105,2 °С
и *к=34,3 °С составила 1885 кВт.
Холодопроизводительность компрессора
Густа П при t0=—44,1 °С составила 3647 кВт, а при
/0=—1,4 °С — 2675 кВт.
Удельную массовую
холодопроизводительность q0 нижнего каскада считали по разности
энтальпий паров пропана на всасывании в первую
секцию и жидкого пропана при
дросселировании в испарители, удельные массовые холодо-
производительности верхнего каскада — по
разностям энтальпий паров этилена на
всасывании в первый корпус и жидкого этилена,
переохлажденного в промежуточном сосуде, а
также паров этилена на всасывании во второй
корпус и после охлаждения пропаном.
Холодопроизводительность по каждой секции
определяли по формуле:
Qo = ЯоО,
где G -
количество хладагента, поступающего в
технологические аппараты при соответствующей
температуре кипения.
В случае использования в верхнем каскаде
вместо пропана пропилена, при снижении
температуры конденсации, холодопроизиодитель-
Таблица 1

Турбокомпрессор
Густа Е
Густа П
Сравниваемые
значения
ТУ
Испытания
ТУ
Испытания
При работе
на пропилене
Температура, °С
кипения
—ПО
— 105,2
—41
0
—44,1
— 1,4
—41
0
конденсации
35,0
34,3
35,0
35,0
32,0
32,0
26,8
26,8
Количество
хладагента,
поступающего из
испарительной системы
G, кг/с
4,64
4,76
10,72
10,91—2,89
11,57
10,59—1,39
15,20
7,96—2,74
Удельная


изводительность <7о»
кДж/кг
382,28
395,95
319,70
286,79
315,13
290,72
329,78
359,91


производительность
Q0, кВт
1774
1885
3424
2300
3647
2675
5013
1880
Расхождение
по
отношению к
ТУ, %
+6,3
+6,5
+ 16,3
+46,4
— 18,3
12

ность при t0=—40 °С увеличится до 5013 кВт
(на 46,4 %), а при
г0=о °с
уменьшится до
1880 кВт (на 18,3 %).
В табл. 2 приведены опытные данные по
удельному расходу электроэнергии.
При расчете цикла каскадной холодильной
установки все потоки отнесены к 1 кг
хладагента (этилена), проходящего через испарители
нижнего каскада [3]. Удельный расход
электроэнергии на выработку 1000 кВт холода
при t0=—105,2; —44,2 и —1,2 °С
соответственно составил 2010; 710 и 311 кВт-ч.
При анализе работы пропановых
конденсаторов и пропан-этиленовых
испарителей-конденсаторов вычисляли коэффициенты
теплопередачи, которые составили: для пропанового
конденсатора Л= 190 Вт/(м2-К), что на 50 % ниже
проектного [378 Вт/(м2-КI, для
испарителя-конденсатора /г= 110 Вт/(м2-К), что на 57 % ниже
проектного [257 Вт/(м2-К)].
Заниженные значения k объясняются как
загрязнением трубок со стороны еоды, так и
присутствием инертных газов.
В процессе конденсации при наличии воздуха
происходит его скопление в аппарате. В этом
случае давление в конденсаторе выше, чем
давление конденсации хладагента, и будет
равно сумме парциальных давлений каждого
составляющего смеси.
Для пропанового цикла среднесуточнсе
массовое поступление инертных газов составляло
~2 %. Поскольку освобождаются конденсаторы
от этих газов один раз за трое суток, то и
концентрация воздуха в них соответственно
возрастает в три раза, а мольная концентрация
составит if>=0,09. Парциальное давление для
пропана в первом приближении будет равно ра=
Рк О—Ф)» или на 9 % меньше, чем давление в
конденсаторе рк. Действительная температура
конденсации пропана будет соответствовать его
парциальному давлению и снизится в данном
случае на ~3,5 °С относительно кажущейся
(соответствующей давлению в конденсаторе).
То же самое будет происходить и при
конденсации этилена и его действительная температура
конденсации будет в данном случае на ~1,5 °С
ниже.
Приведенный расчет проводили для среднего
количества инертных газов. Обычно в контуре
их содержание может быть значительно больше
и действительная температура конденсации
хладагента будет соответственно еще больше
отличаться от кажущейся.
В общем случае повышение температуры
(давления) конденсации на 1 °С вызывает увеличение
потребляемой мощности на получение холода
на 2,5—3,5 %. Таким образом, если не отводить
непрерывно автоматически неконденсирующиеся
газы из холодильного контура, то резко
возрастает удельный расход электроэнергии. Кроме
того, при ручном выпуске воздуха из
конденсатора выбрасывается большое количество
хладагента, в несколько раз больше, чем количество
выпускаемого воздуха.
При автоматическом выпуске инертных газов
снижение давления конденсации (кажущейся
температуры конденсации) соответственно на
2,3 и 1 °С для пропана и этилена будет давать
экономию на каждые 1000 кВт холода при
/0=—105,2; —44,2 и —1,5 °С -60; 49 и
22 кВт-ч электроэнергии, или за год по цеху
—5,6 млн. кВт-ч. Это минимальная экономия,
которая может быть получена при
осуществлении непрерывного автоматического вывода
инертных газов из холодильного контура.
Процесс кипения пропана анализировали
аналогичным образом. Установлено, что на его
протекание влияние инертных газов меньше, чем
на процесс конденсации.
По результатам! проведенной работы сделаны
следующие еыеоды.
— Необходимо обеспечить автоматический
отеод инертных газов из установки.
— Использование в верхнем каскаде в
качестве хладагента пропилена нецелесообразно,
несмотря на возрастание холодопроизводитель-
ности на 28 %, так как это потребует увеличить
теплсобменные поверхности конденсаторов и
испарителей-конденсаторов, а также снизить
температуру конденсации.
Таблица 2


компрессор
Густа Е
Густа П
Температура, °С
кипения
—105,2
—44,1
—1,4

конденсации
34,3
32
32
Работа сжатия, кДж/кг
Густа ё
*1корп
243,48
*Икорп
145,70
Густа П
f[ceK
115,79
91,9
'исек
137,61
109,36
91,13
Суммарная
работа
сжатия 2/,
кДж/кг
716,25
201,26
91,13
Удельная
холодопро-
изводитель-
ность q0,
кДж/кг
395,95
315,13
325,85
Удельный
расход

электроэнергии а,
кВт-ч/1000
кВт холода
2010
710
311
13

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. ВаргафтикН.Б. Справочник по теплофизиче-
ским свойствам газов и жидкостей. М., Наука,
1972.
2. К у р ы л е в Е. С., Герасимов Н. А.
Холодильные установки. Л., Машиностроение, 1970.
УДК [7 25.3 55:69.022]:536.24.001.5
Е. Ф. ДУРАНОВ, Б. В. ЛИФАНОВ
ЦНИИпромзданий
Канд. техн. наук И. Г. КОЖЕВНИКОВ
Научно-исследовательский институт
строительной физики
Снижение расхода энергетических ресурсов и их
экономия являются важной
народнохозяйственной проблемой. Одним из путей сокращения
затрат энергии на выработку холода является
совершенствование ограждающих конструкций
зданий холодильников — повышение их
термического сопротивления и теплоустойчивости.
За последние 25 лет, на которые приходится
строительство основного объема холодильной
емкости страны, нормируемые величины
сопротивлений теплопередаче увеличились в
несколько раз (рис. 1). В проекте новой главы СНиП
по проектированию зданий холодильников они
превосходят уровень 1954 г. для стен и покрытий
в два с лишним раза, а для обогреваемых полов
0:М2-К/Вгп _______
0 -10 -20-50 t ,°С 0 -10 -20-out;C 0 -10 -20-50t,°C
а Яд
Рис. 1. Изменение величин сопротивлений
теплопередаче ограждающих конструкций холодильников в
период 1954—1980 гг.:
а — для стен; б — для покрытий; в — для обогреваемых полов;
/ — до 1962 г.; 2 — до 1974 г. (СНиП II—П.62); 3 — до 1981 г.
(СНиП II—105—74); 4 — проект новой редакции СНиП II—105.
3. Тепловые и конструктивные расчеты
холодильных машин / Н. Н. Кошкин, А. К. Стукаленко,
Н. Н. Бухарин и др.; под ред. Н. Н. Кошкина.—
Л., Машиностроение, 1976.
4. Термодинамические и транспортные
свойства этилена и пропилена. М., 1971.
5. Чуклин С. Г., Чумак Н.Г. Лабораторный
практикум по курсу «Холодильные установки».
М., Пищевая промышленность, 1974.
в три с половиной. Доля потерь холода через
ограждающие конструкции от общего его
расхода в современных распределительных
холодильниках сократилась в полтора — два раза.
Если сопротивление теплопередаче
ограждающих конструкций вполне обоснованно увели-
t чилось, и по мере освоения производства более
- эффективных теплоизоляционных материалов
следует ожидать дальнейшего его роста, то
улучшение других свойств ограждающих конструк-
1 ций происходит медленнее, чем это необходимо.
В настоящее время ограждающие конструкции
ряда действующих холодильников находятся в
] неудовлетворительном состоянии из-за низкого
1 качества пароизоляции и увлажнения тепло-
¦ изоляции, что приводит к снижению
термического сопротивления конструкции, как правило,
I раньше проектного срока службы. В результате
] нарушается температурно-влажностный режим
1 в камерах и увеличиваются потери продуктов
3 при хранении. Для повышения
теплоизоляционных свойств ограждений и обеспечения их
стабильности в процессе эксплуатации особую
| важность приобретают использование
эффективных теплоизоляционных материалов и
устройство надежного пароизоляционного барьера.
Этим условиям отвечает строительство
холодильников с ограждениями из легких металлических
панелей «сэндвич».
Для выявления теплотехнических свойств
подббных ограждений, определения путей их
J совершенствования в целях внедрения в
отечественную практику строительства
холодильников ЦНИИпромзданий и НИИСФ Госстроя
СССР провели натурные исследования трех од-
в ноэтажных однокамерных холодильников,
построенных из импортных панелей «сэндвич».
[> Один емкостью 4500 т, принадлежащий Минсель-
;'. хозу СССР, находится в г. Ладушкине Кали-
Улучшение теплозащитных свойств легких
ограждающих конструкций холодильников
14

Таблица 1
Место
строительства
холодильника
г. Ладушкин
г. Сочи
г. Сочи
Размеры здания
в плане, м
49,1X24,2
24,9x13,5
27,0X14,4
Высота
здания,
м
9,0
7,5
5,3
Характеристика стеновых панелей
Тип
Горизонтальные
То же
Вертикальные
Размеры, мм
6000X1200X100
6000X1200X150
1800X900X90
Материал
обшивки
Оцинкованная
окрашенная
сталь
толщиной 0,8 мм
Материал
теплоизоляции
Заливочный

пенополиуретан
плотностью 40 кг/м3
нинградской области, два других емкостью по
500 т каждый, принадлежащих Адлеровскому
рыбзаводу Минрыбхоза СССР,— в г. Сочи
(поселке Лазаревское).
Холодильники предназначены для хранения
мороженой рыбы при —25 °С Охлаждение
камер воздушное. Основные характеристики
зданий приведены в табл. 1, внешний вид показан
на рис. 2.
Здания холодильников имеют внутренний
металлический каркас, стойки которого опираются
на монолитные железобетонные фундаменты.
Наружные поверхности стеновых панелей
окрашены белой синтетической эмалью, что
увеличивает их альбедо до 60 %. Панели соединяются
между собой закладными замками
эксцентрикового типа. По торцам панели имеют паз,
образующий при монтаже закрытый шов, который
уплотняют лентой из полиэтилена, а снаружи
герметизируют силиконовой мастикой.
Теплотехнические свойства холодильников
оценивали в соответствии с методикой [1 ]. В
процессе исследований проводили измерения
колебаний в течение суток температур наружного
воздуха, воздуха в холодильных камерах,
внутренних и наружных поверхностей ограждений,
тепловых потоков через ограждения.
1"'"'"'''11111111111И
Рис. 2. Фасад холодильника с ограждениями из
панелей «сэндвич» в г. Ладушкине.
Для обследования были выбраны участки стен
различной ориентации по сторонам света,
причем одна из стен подвергалась солнечной
радиации, а другая постоянно находилась в тени.
В табл. 2 приведены обработанные результаты
натурных измерений. Натурными
исследованиями установлено, что значения
сопротивлений теплопередаче ограждающих конструкций
соответствуют проспектам и проектным данным
фирм. Они несколько выше значений,
приведенных в СНиП II—105—74 «Холодильники.
Нормы проектирования». Сопротивление
теплопередаче панелей, подвергаемых воздействию
солнечной радиации, на 13—20 % ниже, чем
панелей, защищенных от солнечных лучей. Это
может быть объяснено как увеличением переноса
тепла внутри панелей за счет лучистой
составляющей, так и потерей пенополиуретаном
теплоизолирующих свойств при значительных
(более 80 °С) перепадах температур. Обоснованно
объяснить этот факт можно будет после
повторного обследования панелей через несколько лет.
Технология хранения пищевых продуктов
требует обеспечения температурно-влажност-
ного режима в холодильных камерах при
колебаниях температуры в пределах ±0,5 °С [21.
Традиционные ограждающие конструкции из
кирпичных стен или железобетонных панелей,
обладающие большой теплоустойчивостью, дают
незначительную амплитуду колебаний
.температур (в долях градуса) на их внутренней
поверхности, благодаря чему обеспечивается
стабильность теплового потока в холодильную камеру
и температуры воздуха в ней.
Металлические ограждающие конструкции с
эффективной теплоизоляцией имеют низкую
тепловую инерцию D<1,5 и, согласно
классификации СНиП II—3—79 «Строительная
теплофизика», относятся к безынерционным
ограждениям, передающим изменения температуры на
наружной поверхности через конструкцию с
незначительным по времени запаздыванием.
На рис. 3 показано типичное изменение
температур наружного воздуха /нВ, воздуха в
камере /вв, наружной /н>п и внутренней f^B.n
15

Та блица 2
Показатели
Толщина панели 6, мм
Термическое сопротивление R,
м2-К/Вт
Температура в течение суток, °С
наружного воздуха 7н.в
средняя
минимальная
максимальная
воздуха в камере tB B
средняя
минимальная
максимальная
наружной поверхности стены
^Н.П
средняя
минимальная
максимальная
внутренней поверхности стены
^В.П
средняя
минимальная
максимальная
Тепловой поток через стену в
течение суток q, Вт/м2
средний
минимальный
максимальный
Холодильник в
г. Ладушкине
стена с
солнечной
стороны
100
4,82
стена в
тени
100
5,29
20,4
14,7
25,3
—22,3
—26,1
—16,7
22,7
11,2
36,0
—20,9
—25,2
—19,1
1 9,55
| 7,89
16,07
21,1
13,4
28,6
—20,6
—24,3
—18,8
7,87
7,10
11,98
Холодильник в
г. Сочи
стена с
солнечной
стороны
90
4,56
стена в
тени
90
5,68
27,7
25,1
32,5
—17,0
—18,3
-14,7
31,3
19,7
54,7
—16,8
1—17,7
—14,8
! 10,23
1 7,91
15,47
28,2
21,4
37,4
— 15,4
— 16,7
— 13,3
7,71
6,61
8,97
Холодильник в
г. Сочи
стена с
солнечной
стороны
150
7,65
стена в
тени
150
8,26
24,6
20,1
27,7
—23,1
—24,2
—21,4
25,4
16,9
47,3
—21,9
—22,8
—20,4
6,19
3,95
8,84
25,3
17,6
43,1
—23,4
—23,3
—21,7
5,76
3,21
9,07
поверхности стеновой панели толщиной 90 мм,
нагреваемой солнцем, а также теплового
потока q через панель для одного из холодильников
в г. Сочи.
В период измерений среднесуточная
температура наружного воздуха составляла 27,7 °С
70^"r,r ~
Рис. 3. Изменение температур воздуха и поверхностей
ограждений и теплового потока через ограждение
холодильника в г. Сочи (стеновая панель толщиной 90 мм,
облучаемая солнцем):
/н п— температура наружной поверхности; tB п— температура
внутренней поверхности; ^н в — температура наружного
воздуха; tQ B— температура воздуха в камере; q — тепловой поток.
при среднем минимуме 25,1 °С и максимуме
32,5 °С; среднесуточное колебание 7,4 °С.
Изменения температуры внешних
поверхностей стеновых панелей носят явно выраженный
периодический характер. Пределы колебаний
температуры поверхности и среднесуточное ее
значение существенно зависят от воздействия
солнечной радиации. Так, для стены,
расположенной с теневой стороны, среднесуточная
температура наружной поверхности была 28,2 °С,
а для стены с прямой солнечной радиацией
31,3 °С. Таким образом, рассеянная солнечная
радиация приводит к повышению
среднесуточной температуры поверхности стен всего на 0,5°С,
а прямая радиация — на 3,6 °С. Средняя
максимальная температура наружной поверхности
затененной стены в период измерений
составляла 37,4 °С при минимуме 21,4 °С; полная
амплитуда колебаний температуры поверхности 16,0 °С.
Для облучаемой стеновой панели:
среднесуточная температура наружной поверхности
31,3 °С, при среднем минимуме 19,7 °С и
среднем максимуме 54,7 °С, полная амплитуда
колебаний 35 °С. Из-за воздействия прямой
солнечной радиации амплитуда колебаний наруж-
к

ной поверхности увеличивается более чем в
2 раза.
Анализ изменения температуры внутренней
поверхности стеновой панели и воздуха в
камере показывает, что полная амплитуда колебаний
температуры внутренних поверхностей
составляла 2,9_3,4 °С при их среднесуточной
температуре 15,4"—16,8 °С; среднесуточная
температура воздуха в камере —17 °С, полная амплитуда
колебаний 3,6 °С.
Среднесуточные значения и колебания
температуры внутренних поверхностей
обусловлены преимущественно частотой включения
приборов охлаждения и величиной теплопритоков
через ограждающие конструкции. Для
затененной стены зафиксирован среднесуточный
тепловой поток 7,71 Вт/м2, а для облучаемой —
10,23 Вт/м2, т. е. в 1,3 раза больше. Под
воздействием прямой солнечной радиации
увеличивается и амплитуда колебаний теплового
потока. Так, для затененной стены она равна
2,36 Вт/м2, а для облучаемой — 7,56 Вт/м2 при
среднем максимальном тепловом потоке
15,47 Вт/м2. Столь существенные колебания
теплового потока являются следствием низкой
тепловой инерции ограждающих конструкций.
На основе данных натурных измерений
определим расчетом тепловую инерцию панели
«сэндвич», рассматривая ее как трехслойную
конструкцию. Тепловая инерция панели может быть
представлена в виде суммы:
и = 2RmSm ~г RtSt у
где
Rm, Rt — термическое сопротивление металлической
обшивки и теплоизоляции, м2-К/Вт;
Rm == Ом/лм? Rt — О-г/Лт»
6М, бт —толщины металлической обшивки и
теплоизоляции, равные соответственно 0,002 и 0,0898 м;
Хм, Хт — коэффициент теплопроводности металла и
теплоизоляции, равные соответственно 58,15 и
0,019 Вт/(м-К);
5м — коэффициенты теплоусвоения металлической
обшивки, равный 126,4 Вт/(м2-К);
ST — коэффициент теплоусвоения теплоизоляции,
Вт/(м2.К);
5т = 0,51 V ктср ;
с —теплоемкость материала теплоизоляции, равная
1465,38 Дж/(кг.К);
р — плотность теплоизоляции, равная 40 кг/м3.
Таким образом, тепловая инерция панели D =
= 1,31, и, по классификации СНиП II — 3—79,
конструкция панели является безынерционной.
Пренебрегая тепловой инерцией
металлических обшивок, расчет затухания амплитуды
колебаний внешних воздействий можно сделать
по формуле А. М. Шкловера для однослойной,
конструкции:
_ n Q &I ^2 (^т ~Ь °Св. п) (о^н. п 4~ St)
25тан. п '
3 Холодильная техника № 4
где ав. nt ан. п — коэффициенты теплоотдачи внутренней
и наружной поверхностей
ограждений, принимаемые равными
соответственно 8,72 и 23,26 Вт/(м2-К).
Получаем v = 36.
По натурным измерениям полная амплитуда
колебаний температуры наружной поверхности,
по средним данным, составила 35 °С, что может
вызвать колебания температуры внутренней
поверхности Д?в#п = 35/36 = 0,97 °С, а полной
амплитуды колебания теплового потока &q =
= <Wn.n = 8,72-0,97=8,46 Вт/м2. При
натурных измерениях полная амплитуда
колебаний потока для облучаемой стены составила
7,56 Вт/м2. Расхождение в 12 % между
расчетными значениями и измеренными в натурных
условиях является следствием отклонения
расчетных значений аВЛ1 и aHtU от фактических.
Таким образом, можно констатировать, что,
несмотря на сравнительно незначительный
средний тепловой поток порядка 8 Вт/м2, стеновое
ограждение из панели толщиной 90 мм
Сочинского холодильника не обеспечивает
стабильности теплопритоков в течение суток из-за
недостаточной тепловой инерции. Это приводит к
дестабилизации температурно-влажностного
режима в камере хранения. Амплитуда колебаний
температуры воздуха в ней ± 1,8 °С (допустимый
предел ±0,5 °С), и это при довольно малой
кубатуре камеры E13 м3). В период измерений
температура воздуха в камере не достигала
проектного значения —25 °С и в среднем составляла
—17 °С.
Аналогичные результаты получены при
обследовании холодильника в г. Ладушкине, у
которого стены выполнены из панелей толщиной
100 мм. Среднесуточная температура воздуха в
камере была —22,3 °С, а полная амплитуда
колебаний 9,4 °С. Такие колебания температуры
объясняются не только низкой тепловой
инерцией ограждений, но и большим объемом
холодильной камеры (9700 м3), что значительно
усложняет поддержание стабильного
температурного режима.
Второй холодильник в г. Сочи смонтирован из
панелей толщиной 150 мм с тепловой инерцией
D = 2,3. Согласно классификации СНиП Н-3-7,
стены имеют малую тепловую инерцию.
Затухание амплитуды колебаний тепловой волны v
равно 76, полная амплитуда колебаний теплового
потока Ад = 3,9 Вт/м2. По данным натурных
измерений, полная амплитуда колебаний тепловых
потоков через панель составляла 4,89 Вт/м2,
колебания температуры в<^д^а в камере
±1,4 °С, среднесуточная теь^ёЬат)ша —23,1 °С.
Таким образом, увеличение^сжшрфл панели не
только снизило в 1,65 ра^йнтенйи'жЬсть
теплопритоков, но и уменьшм^^плитуд^^рлебаний
температуры воздуха/Стримере. \*\
/о»/..'::"«'и'"ека\%\

Приведенные данные свидетельствуют о том,
что при проектировании безынерционных и
малоинерционных ограждающих конструкций
зданий холодильников из панелей типа «сэндвич» с
металлической обшивкой необходимо
предусматривать увеличение толщины теплоизоляции на
20—25 %, а также экранирование ограждающих
конструкций для стабилизации температурного
режима охлаждаемых помещений. Результаты
исследований нашли отражение в проекте новой
главы СНиП по проектированию зданий
холодильников.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. ОСТ 20 — 2 — 7 4. Методы проверки
теплоизоляционных качеств и воздухопроницаемости
ограждающих конструкций в крупнопанельных
зданиях. М., Стройиздат, 1976.
2. Холодильная техника. Энциклопедический
справочник. Т. 3. М., Госторгиздат, 1962.
НАУКА, ТЕХНИКА, ТЕХНОЛОГИЯ
УДК 621.565.93/.94.001.375.001.24
О сопоставлении и оптимизации теплообменных
аппаратов холодильной машины
Д-р техн. наук, проф. А. А. ГОГОЛИН
ВНИКТИхолодпром
Теплообменные аппараты, в том числе и
холодильные, сопоставляют обычно по
энергетическому коэффициенту ?, предложенному еще в
1944 г. акад. М. В. Кирпичевым [2]:
E = Q/N, A)
где Q — тепловая производительность аппарата, кВт;
N—мощность, потребляемая насосом или
вентилятором, подающим теплохладоноситель* в аппарат,
кВт.
В. М. Антуфьев преобразовал
выражение A) [1]:
E0 = a/N0t B)
где а — коэффициент теплоотдачи на стороне теплохла-
доносителя, кВт/(м2 • К);
N0—мощность насоса или вентилятора, отнесенная
к 1 м2 площади теплопередающей поверхности
аппарата, кВт/м2.
Сопоставление аппаратов было предложено
проводить при N0 = idem по* кривым Е0 =
= f (N0) или, что несколько удобнее, по кривым
Этот метод сопоставления дает возможность
выбрать энергетически наилучший аппарат в
том случае, если кривая для него при всех
значениях N 0 лежит выше соответствующей кривой
для другого аппарата. Если же кривые
пересекаются, то выбор становится затруднительным,
так как неизвестно, какое значение N0
оптимальное.
Отсутствие связи расчетов по уравнениям A)
и B) с оптимизацией режима работы аппаратов
является их существенным недостатком. Второй
недостаток этих расчетов — лишь качественное
сопоставление поверхностей, и то только в
энергетическом отношении.
Основные теплообменные аппараты
холодильной машины — испаритель и конденсатор —
нельзя рассматривать изолированно от всей
машины.
Изменение интенсивности теплопередачи при
постоянной температуре теплохладоносителя
приводит к изменению температурного режима
компрессора и тем самым — его мощности,
потребляемой на единицу холодопроизводитель-
ности. Поэтому при анализе холодильного
аппарата надо принимать в расчет потребляемую
мощность не только насоса или вентилятора, но
и компрессора.
ДляТ^ стационарной холодильной установки
сопоставление теплообменных аппаратов по
габаритным размерам и металлоемкости имеет
второстепенное значение. Главный фактор,
определяющий достоинства того или иного аппарата, —
его экономическая эффективность, учитывающая
единым ценностным показателем такие
разнородные элементы, как эксплуатационные
расходы (потребление энергии) и капитальные
затраты (металлоемкость). Таким ценностным
показателем являются приведенные годовые
затраты на холодильную машину Я, руб/год.
18

По общеизвестной методике техноэкономиче-
ских расчетов
П = Г + ЕпК, C)
где Г — переменная часть годовых эксплуатационных
расходов, р у б/год;
?н — нормативный коэффициент эффективности
капитальных затрат, равный 0,15, год~х;
К — капитальные затраты на теплообменный
аппарат, руб.
Г = Ла + Р а+3н + Зкм = К (Се + Ср)+тСэ (#н+#км):
D)
К = К& + Кх + КИз>
E)
где Ла = /ССа~ отчисления на амортизацию аппарата,
руб/год;
Са = 1/2— размер ежегодных амортизационных
отчислений от стоимости аппарата,
определяется по нормативам,
установленным для каждой отрасли, год";
z — срок амортизации, лет;
ра = /ССр — годовые расходы на текущий ремонт
аппарата, руб/год;
Ср — размер ежегодных отчислений от
стоимости аппарата на текущий ремонт
(обычно 2—3%), год;
Эй = CqN-bX — годовая стоимость электроэнергии,
расходуемой на работу насоса
(вентилятора), руб/год;
Сэ — стоимость электроэнергии, руб/(кВт-ч);
Nu — электрическая мощность, потребляемая
насосом (вентилятором), кВт;
т — продолжительность работы аппарата за
год, ч;
Зкм = СэМкМт — годовая стоимость электроэнергии,
расходуемой на работу компрессора,
руб/год;
NKM=Q0/eB — электрическая мощность, потребляемая
холодильным компрессором, кВт;
Q0 — холодопроизводительность компрессора
(средняя за год), кВт;
8Э — электрический холодильный коэффициент
компрессора;
/Са — стоимость аппарата, включая затраты на
его перевозку и монтаж на месте, руб.;
/Сх — стоимость заряжаемого в аппарат
(испаритель) хладагента, руб.;
#из — стоимость тепловой изоляции вместе со
стоимостью теплоизоляционных работ,
руб.
Окончательное уравнение для приведенных
годовых затрат будет иметь следующий вид:
Я = Я(?н + Са + СР) + тСэ(лгн
Qo
F)
Это уравнение не учитывает целого ряда
эксплуатационных расходов, которые или совсем
не зависят от режима работы и типа аппарата
(расход хладагента на компенсацию утечек,
расход смазочных материалов, стоимость
обслуживания, эксплуатации зданий и т. д.), или же
весьма слабо зависят (амортизация и ремонт
компрессора и насоса, а также другого основного
аппарата — испарителя при расчете
конденсатора и наоборот).
Мощность насоса NH и холодильный
коэффициент компрессора еэ следует принимать по
каталожным данным для соответствующего
оборудования. Ориентировочные значения еэ для
крупных одноступенчатых поршневых
компрессоров приведены на рис. 1 [3, 5].
Сопоставлять аппараты техноэкономическим
методом [по уравнению F) ] следует при
оптимальных значениях плотности теплового
потока или среднего температурного напора и
скорости теплохладоносителя. Кроме того,
поскольку оптимальные тепловые потоки в
сопоставляемых аппаратах могут оказаться различными,
надо приведенные затраты П относить к
соответствующему тепловому потоку Q, т. е.
применять удельные приведенные годовые затраты Яуд,
руб/(кВт-год):
Яуд = n/Q. G)
Сопоставление правомерно для аппаратов с
примерно равной площадью теплопередающей
поверхности. При этом в испарителях
необходимо выдержать одинаковую среднюю
температуру хладоносителя, задаваемую
технологическим процессом, а в конденсаторах —
одинаковую среднюю температуру охлаждающей
среды (вода, воздух), задаваемую внешними
условиями.
Для определенной плотности теплового
потока q, кВт/м2, и различных скоростей
теплохладоносителя w, м/с, можно вычислить зависимость
П = / (w). Она всегда будет иметь минимум,
так как с ростом скорости мощность насоса
(вентилятора) увеличивается, а компрессора (при
Q0 = idem) уменьшается из-за повышения
температуры кипения в испарителе или понижения
температуры конденсации в конденсаторе.
Вычисляя оптимальные скорости w для
различных q, можно получить точку с оптимальным
Еэ,иВпг/квт
¦*«
—— Аммиак
— R22
tK--Z5°C ,
/у'
-s^y
* /
/ /
У / <
^
' A
•
-W ~J0
-20
Рис. 1. Зависимость электрического холодильного
коэффициента еэ от температуры кипения t0 при
различных значениях температуры конденсации /к для
крупных одноступенчатых поршневых компрессоров,
работающих на аммиаке и R22.
3*
19

Р^руб/Штгод)
Пуд.опт\
A (<tonn?
иг. м/с
Рис. 2. Схема определения оптимального режима
работы аппарата техноэкономическим методом.
значением qonT, соответствующим минимуму ми-
нйморуму приведенных годовых затрат для
данного аппарата Яуд<опт (точка А на рис. 2).
Такой же расчет следует сделать и для
другого сопоставляемого аппарата, у которого шопт
и <70пт могут быть другими. Сопоставлять
аппараты надо по значениям ЯУД40ПТ в точках Л.
Для заданного конкретного аппарата
капитальные затраты — величина постоянная, и
оптимум получается лишь в результате
различного протекания зависимостей Nn = fx (w) и
Мкы = f2(w). Если же уравнение F) решать
при постоянном температурном напоре 0 между
хладагентом и теплохладоносителем, т. е. при
постоянной температуре кипения (конденсации),
то мощность компрессора NKM будет постоянной,
а изменению q и w будет соответствовать
изменение площади теплопередающей поверхности F,
т. е. размеров капитальных затрат.
Подсчеты оптимумов при 6 = const и F = var
дают примерно те же результаты, что и при F =
= const и0 = шг. Однако второй способ более
удобен и прост для расчетов.
Техноэкономический метод сопоставления
аппаратов при всех его достоинствах имеет один
серьезный недостаток. При разработке новых
конструкций обычно неизвестна стоимость
аппаратов при серийном изготовлении. Даже
аппараты, уже освоенные в производстве, часто
имеют неодинаковую стоимость на разных
заводах из-за различий в технологии их
изготовления и в серийности.
В тех случаях, когда доля капитальных
затрат в общих приведенных годовых затратах
невелика, возможно проводить сопоставление по
суммарным энергетическим затратам, т. е.
энергетическим методом, на основе удельной
мощности установки:
_ ^н + ^км
уд ~~ Q ' '
Энергетическое сопоставление проводится при
тех же допущениях и таким же порядком, что
и техноэкономическое.
На рис. 3 приведены результаты
оптимизационного расчета техноэкономическим и
энергетическим методами аммиачного
кожухотрубного испарителя типа ИТГ с F = 100 м2,
восемью ходами и 50 трубками диаметром 25 X
Х2,5 мм в ходу. Хладоноситель — хлористый
кальций плотностью р15 = 1220 кг/м3 и
температурой t8CV = —10 °С. В расчете были
приняты: К = 3020 руб., Ев = 0,15, Са = 0,115, Ср=
= 0,02, т = 5000 ч/год, Сэ = 0,02 руб/(кВт.ч),
*к = 35 °С, 8Э — по рис. 1, Q0 = ЮО- ?,
кВт. Мощность насоса вычисляли по его
расходу V, м3/с:
у= 50- 0,785- 0,02% = 0,0157©,
Цуа,руо~/Шп1год)
2,0 2,5щ, м/с
Ну^кВт/кбт
2,5 v/s,h/c
Рис. 3. Примеры определения оптимального режима
работы аммиачного кожухотрубного испарителя:
а — техноэкономическим методом; б — энергетическим методом.
20

Оптимальные параметры
<7опт> кВт/м3
Пределы измерения
<7опт, кВт/ма
а>опт, м/с
Пределы измерения
Шопт» М/С
^опт» С
Значения оптимальных параметров при средней температуре
хладоносителя, °С
—40
0,9
0,7-1,2
0,9
0,6—1,2
4,3—4,9
— 30
1,0
0,8—1,3
0,8
0,5—1,1
4,8—5,5
— 20
1,25
0,9—1,75
1,3
1,0—1,6
3,2—4,7
— 10
1,7
1,25—2,5
1,15
0,85—1,45
3,5—4,8
4-5
2,5
1,9—4,0
1,0
0,6—1,4
3,8—5,0
отношение его массы или объема к тепловой
производительности.
На основании вышеизложенного можно
сделать следующие выводы:
сопоставление аппаратов надо проводить при
оптимальных режимах их работы;
расчеты по техноэкономическому методу
позволяют определять оптимальный режим
работы аппарата как по плотности теплового
потока q, так и скорости теплохладоносителя w\
расчеты по энергетическому методу
позволяют определять куопт для разных q, но не дают
возможности устанавливать величины <7опт-
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Антуфьев В. М. Эффективность различных
форм конвективных поверхностей нагрева. М.—Л.,
Энергия, 1966.
2. КирпичевМ. В. О наивыгоднейшей форме
поверхности нагрева. — Известия ЭНИН
им. Г. М. Кржижановского, 1944, т. 12.
3. Новые аммиачные компрессорные^агрегаты
А 165-7-0 и А 165-7-2/Л. Л. Генин, Р. И.
Щербакова, Е. В. Егорова и др.— Холодильная техника,
1976, № 7.
4. Теплообменные аппараты холодильных
установок/Г. Н. Данилова, С. Н. Богданов,
О. П. Иванов и др.— Л., Машиностроение, 1973.
5. Холодильные компрессорные агрегаты типа
А110 и А220/Л. Л. Генин, Р. И. Щербакова,
Е. В. Егорова и др.— Холодильная техника, 1976,
№ 9.
21
и гидравлическому сопротивлению Ар, кПа,
подсчитанному по упрощенному уравнению автора
для кожухотрубного испарителя [4].
Сопротивление внешней сети не учитывали.
Сопоставляя рис. 3, а и 3, б, легко заметить,
что при равных значениях q оптимальные
скорости хладоносителя в обоих вариантах
практически одинаковы.
Существенным недостатком энергетического
метода является невозможность получить
минимум миниморум Муд, т. е. оптимальную
плотность теплового потока ^опт-
Поэтому сопоставление энергетическим
методом надо проводить для аппаратов, не слишком
отличающихся по стоимости, при одном и том же
значении q, близком к оптимальному. Это
облегчается тем, что по обоим методам оптимумы
образуются пологими линиями, допускающими
довольно большие отклонения от <70ПТ ПРИ
незначительном повышении Яуд или Ыуж.
Примерные значения <70пт и ^опт и их"
возможные отклонения при возрастании Яуд на 2 %
для аммиачных кожухотрубных испарителей
типа ИТГ с восемью ходами хладоносителя
приведены в таблице. В испарителях с четырьмя
ходами скорости w0UT будут больше примерно на
20 %.
Сопоставление аппаратов по массе и объему,
которое представляет интерес для транспортных
холодильных установок, возможно проводить,
вычисляя при оптимальном режиме аппарата

УДК 621.565.945.001.5
Влияние толщины слоя инея на эффективность
работы воздухоохладителей
Проф. Н. Л. ГЕРАСИМОВ,
канд. техн. наук Ю. Д. РУМЯНЦЕВ
Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
Н. П. СУНДИЕВ
Вологодское объединение мясной промышленности
От инееобразования на поверхности теплообмен-
ных аппаратов в значительной степени зависит
эффективность работы системы охлаждения.
Изучению механизма образования инея, его свойств
и влияния на работу воздухоохладителей
посвящено много работ, в частности, [1— 6J.
Однако ввиду сложности этого нестационарного
процесса до настоящего времени отсутствуют
аналитические зависимости для решения такой
практической задачи, как определение влияния
толщины слоя инея на теплотехнические и
аэродинамические характеристики
воздухоохладителей.
Имеющиеся наиболее полные данные по инее-
образованию на поверхности
воздухоохладителей в системах кондиционирования воздуха и
камерах хранения охлажденных продуктов [1,
3] не могут быть распространены на
воздухоохладители камер холодильной обработки из-за
значительных отличий в условиях эксплуатации
и геометрических характеристиках. В связи с
этим нами проведены экспериментальные
исследования инееобразования на поверхности
широко распространенных воздухоохладителей
типов ВОП и ВОГ в камерах холодильной
обработки мяса на холодильнике мясокомбината в
г. Вологде.
В результате исследований получены данные
по изменению средневзвешенной по поверхности
воздухоохладителей толщины (рис. 1) и массы
слоя инея. Толщину слоя инея определяли
визуально с помощью линейки, массу —
взвешиванием проб. .
Используя указанные данные и считая, что
иней равномерно распределяется по
поверхности, получили зависимость плотности инея от
его относительной толщины (рис. 2). Введение
относительной величины связано с тем, что в
начальный период растут отдельные кристаллы
и равномерного слоя инея еще нет [1, 3, 51.
В опытах равномерный слой формировался
через 0,6—0,9 ч. В расчетах за начальную
принята толщина слоя инея б 0 =- 0,86 мм,
образующаяся приблизительно за первый час работы
воздухоохладителя.
Указанные выше зависимости позволили
установить изменение плотности инея в процессе
холодильной обработки мяса.
В результате аппроксимации
экспериментальных данных (рис. 1) и их обработки методом
наименьших квадратов получены эмпирические
зависимости:
A)
B)
C)
6 = 0,86т°'6;
р=133E/60H'5;
р=133т0'3,
где б — толщина слоя инея, мм;
р — плотность инея, кг/м3;
т — время, ч.
Уравнения A) — C) справедливы для
воздухоохладителей типа ВОП при следующих
условиях: температура воздуха в камере +64—4 °С,
его относительная влажность 92—100 %,
температура кипения хладагента 0ч—12 °С,
продолжительность опытов до 15 ч.
Средние квадратичные отклонения
составляют по толщине слоя инея а6 = 0,20 мм, по
плотности ар = 18,45 кг/м3. Расчетные значения
массы инея, оседающего на поверхности воздухо-
1
0,9
\ - °
— '— \Jn\\ —
о—н ————УА—и
3 Ч 5 6 7 8 9 10
Рис. 1. Зависимость толщины слоя инея б от
продолжительности процесса холодильной обработки т.
р,кг/мз
300
200
100
о J
<
о
5 <t J 6&
Рис. 2. Зависимость плотности инея р от
относительной толщины слоя б/б0.
22

охладителей за процесс, удовлетворительно
согласуются с опытными (массой воды после
оттаивания), среднее квадратичное отклонение по
массе инея ат = 38,4 кг. Сравнение данных,
рассчитанных по уравнениям A) — C), с
данными других авторов [1, 5, 6] при
сопоставимых условиях свидетельствует об
удовлетворительном качественном и количественном их
совпадении.
После проведения промежуточного
оттаивания воздухоохладителей плотность потока влаги
от продукта уменьшается. Следовательно,
изменяются и зависимости:
б = о,8бт0-34; D)
Р= 1зз(б/б0H-28; E)
р=133т0'17. F)
Масса инея, оседающего за процесс,
определенная по зависимостям D) — F), согласуется
с опытными данными с погрешностью ат =
= 28,1 кг.
Для процесса замораживания мяса получены
следующие уравнения:
8 = 0,5т0'6; G)
р = 52(б/б0H'5; (8)
р=52т0'3. (9)
Уравнения G) — (9) применимы для
воздухоохладителей типа ВОГ при условиях:
температура воздуха в камере —22ч—39 °С, его
относительная влажность 90—100 %,
температура кипения хладагента —31-.—43 °С,
продолжительность опытов до 7 ч.
Расчетные значения массы инея отличаются
от опытных на величину ат = 11,8 кг.
Канд. техн. наук В. Г. РИФЕРТ,
канд. техн. наук П. А. БАРАБАШ,
А. Б. ГОЛУБЕВ, А. Н. ТОБИЛЕВИЧ, Я. Е. ТРОКОЗ
Киевский политехнический институт
Интенсификация процесса теплообмена при
конденсации аммиака в горизонтальнотрубных
конденсаторах позволяет получить значительный
экономический эффект в результате снижения
металлоемкости конденсатора или повышения
его производительности.
Один из способов интенсификации
теплообмена при конденсации аммиака на горизонтально-
После промежуточного оттаивания
воздухоохладителей уравнения G) — (9) будут иметь
вид:
6 = 0,5т0'34; A0)
р = 52(8/60H'28; (И)
р = 52т0'17. A2)
Расчетные и опытные данные отличаются на
величину ат = 14,6кг.
Во время опытов контролировали потери
массы мяса путем взвешивания его на весах до и
после процесса холодильной обработки. Масса
испарившейся из продукта влаги была меньше
массы воды, собранной при оттаивании
воздухоохладителей: типа ВОП в камерах охлаждения —
в среднем на 7,5 % и типа ВОГ в камерах
замораживания — на 8,8 %.
Таким образом, предлагаемые зависимости
A) — A2) удовлетворительно согласуются с
опытными данными и могут быть
рекомендованы для расчета систем охлаждения камер
холодильной обработки мяса.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Иванова В. С. Нарастание инея в
зависимости от условий эксплуатации
воздухоохладителей.— Холодильная техника, 1978, № 9.
2. Ч у м а к И. Г., К о х а н с к и й А. И.
Нестационарный процесс инееобразования в
воздухоохладителе.— Холодильная техника, 1978, № 10.
3. ЯвнельБ. К. О теплопередаче через слой
инея.— Холодильная техника, 1969, № 5.
4. BiguriaG., Wenzel L.— Ind. Chem. Eng.
Fundamentals, 1970, Vol. 9, № 1.
5. Sanders С. Т.—Proceedings of the Xlllth
international congress of refrigeration, 1973, Vol. 2.
6. Schneider H. W.— Proceedings of the
Xlllth international congress of refrigeration, 1973, f
Vol. 2.
трубных пучках — применение оребрения в виде
спирально навитой проволоки. При
конденсации на таких трубах конденсат стягивается к
проволочкам. При этом пленка конденсата на
значительной части поверхности труб утонь-
чается, что приводит к увеличению среднего
коэффициента теплоотдачи.
Для лабораторных исследований процесса
конденсации на горизонтальном пучке труб была
смонтирована установка, схема которой
показана на рис. 1.
Пар аммиака из электрокотла / ^поступает в
опытный конденсатор 6 и конденсируется на
УДК 621.57.044-131.2:536.24.001.5
Интенсификация теплообмена в конденсаторах
с горизонтальными трубами, оребренными проволокой
23

Рис. 1. Схема экспериментальной установки:
/ — электрокотел; 2 — баллон с аммиаком; 3 —• сосуд для
измерения количества сконденсировавшегося аммиака; 4 — бак-
сборник; 5 — водяной ротаметр; 6 — конденсатор; 7 —
водяной бак; 8 — коллектор.
наружной стороне горизонтального пучка труб.
Конденсат после замера его количества в
сосуде 3 самотеком возвращается в электрокотел 1.
Для заполнения и подпитки котла установлен
баллон с аммиаком 2. Охлаждающая вода
требуемой температуры готовилась в баке 7
смешением холодной водопроводной^воды с водой из
сети горячего водоснабжения.
Постоянный уровень воды в баке 7
поддерживали с помощью переливного устройства. Воду
в трубы пучка подавали из коллектора 5
резиновыми шлангами. Расход воды в любой из труб
пучка измеряли ротаметром 5 объемным
способом. Вода после конденсатора сливалась в бак-
сборник 4.
Исследования проводили на гладких и ореб-
ренных стальных трубах (Ст. 3) наружным
диаметром 16, толщиной 1,5 и длиной 650 мм,
собранных в пучок из 7 рядов, расположенных с
шагом 43 мм. Пар аммиака подводили сверху
равномерно по всему сечению конденсатора.
Первая, третья, пятая и седьмая трубы были
сменными, остальные установлены стационарно.
Оребрение труб — проволочное, т. е.
проволока обматывала трубу по спирали с шагом S =
= 10 мм. Диаметр проволоки dnV = 2 мм.
Проволоку крепили двумя способами: на концах
спирали с помсщью пайки и по всей длине
спирали — контактной сЕаркой. Степень оребрения
исследованных образцов составляла примерно
1,04.
Опыты проведены в диапазоне изменения
плотности теплового потока q = 400СН-23 000 Вт/м2
и скорости охлаждающей воды w = 0,5-f-
-т-1,8 м/с. Температура конденсации пара
изменялась незначительно и составляла в опытах
25—30 °С.
При исследовании определяли параметры пара
аммиака на входе в конденсатор, расход и
температуру конденсата, расход охлаждающей воды
и ее температуру на входе и выходе из каждой
трубы.
Температуру измеряли лабораторными
термометрами ТЛ-4 с точностью ±0,05 °С,
избыточное давление в конденсаторе — образцовым
манометром, атмосферное давление —
барометром-анероидом (класс точности 1,5).
Исследования проводили на чистом паре
аммиака. Отсутствие в аммиаке
неконденсирующихся примесей периодически контролировали,
пропуская его через воду. Отсутствие пузырьков
указывало на чистый пар аммиака.
Перед испытаниями теплообменную
поверхность тщательно обезжиривали и погружали в
воду на длительное время.
Измеряемые величины фиксировали при
стационарном режиме, который определяли по
стабилизации температур охлаждающей воды и
пара на входе в конденсатор.
Для проверки теплового баланса периодически
измеряли суммарный тепловой поток по
количеству сконденсировавшегося пара. При атом
баланс сходился с погрешностью ±5 %.
По результатам лабораторных исследований
коэффициент теплопередачи рассчитывали по
формуле: .
и _ ^вСв (^вых — ^вх)
где GB—расход охлаждающей воды;
с-в — удельная теплоемкость охлаждающей
__ воды;
^вх, ^вых» ^к» ^в — температура соответственно
охлаждающей воды на входе и выходе
конденсатора, конденсации и средняя воды;
F — наружная поверхность гладких труб.
Коэффициент теплоотдачи на стороне
конденсации находили путем пересчета по следующей
формуле:
1
k aBdx 2K ln d1
где d2di — наружный и внутренний диаметр трубы;
ссв — коэффициент теплоотдачи со стороны
охлаждающей воды;
X—коэффициент теплопроводности стенки трубы.
Экспериментальные данные в виде
зависимости а = f (q) представлены на рис. 2.
Из графика видно, что коэффициент
теплоотдачи благодаря проволочному оребрению
возрос в 1,3—1,7 раза.
Коэффициенты теплоотдачи оказались более
высокими для пучка труб, где проволока была
прикреплена по всей длине контактной сваркой.
24

<х,кВт/(мгК)
ГТ"<и
10
14
18 а,пбт/мг
Рис. 2. Зависимость коэффициента теплоотдачи а от
плотности теплового потока q для гладкого и оребрен-
ного пучков:
/ — гладкий пучок; 2 — пучок, оребренный проволокой по
первому способу; 3 — пучок, оребренный проволокой по второму
способу.
щ
По-видимому, это объясняется тем, что, помимо
проявления эффекта стягивания конденсата
вокруг проволоки, в результате сварки еще и
повышается эффективность оребрения.
Результаты лабораторных исследований были
использованы при проектировании опытного
образца аммиачного горизонтальнотрубного
конденсатора с трубами, оребренными проволокой.
Стальную проволоку диаметром 1,5 мм
навивали на наружную поверхность трубы по
спирали с шагом 10 мм; проволоку крепили
контактной сваркой в двух точках на каждом витке
спирали.
Опытный образец конденсатора был
подключен к рабочей схеме аммиачной холодильной
станции Дарницкого шелкового комбината и
испытан параллельно с серийным
конденсатором типа КНГ-400.
Опытно-промышленные испытания
подтвердили высокую эффективность применения
проволочного оребрения горизонтальных труб
аммиачных конденсаторов.
УДК 621.565.944.1:536.24.001.5
Теплообмен в пластинчатых испарителях различной геометрии
Канд. техн. наук В. М. АЗАРСКОВ,
д-р техн. наук, проф. Г. Н. ДАНИЛОВА,
канд. техн. наук Б. Б. ЗЕМСКОВ
Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
Пластинчатые аппараты в ряде случаев можно
успешно применять в качестве испарителей
холодильных машин. Их отличает значительная
компактность, малая масса и высокая
интенсивность теплопередачи.
В целях поиска оптимальной геометрии
профиля канала и создания методики расчета
аппаратов были проведены исследования
теплоотдачи и гидравлического сопротивления при
кипении хладагентов в двенадцати плоских
каналах различных размеров, а также
комплексные исследования теплопередачи, теплоотдачи
и гидравлического сопротивления со стороны
хладагента и хладоносителя в четырех моделях
пластинчатых испарителей (ИПл) с
гофрированными каналами (табл. 1).
В опытах с плоскими каналами применяли
электрообогрев стенок, в опытах с
гофрированными каналами кипение осуществлялось за
счет охлаждения хладоносителя.
Схемы экспериментальных стендов и
методики исследований описаны в работах [3, 5,
10, 121. Некоторые результаты исследований
изложены в литературе [1—3, 5, 7—10, 12].
На основании визуальных наблюдений [3,
12], фотографирования структур двухфазного
потока, а также анализа кривых изменения ло-
-Чл
А-А
]Ъ%
Рис. 1. Режимы течения кипящего хладагента в
плоском щелевом канале F^2 мм, <?<20 кВт/м2).
4 Холодильная техника № 4
25

Таблица 1
Форма или тип канала
Плоский
Сетчато-поточный из
пластин 0,2К
Ленточно-поточный из
пластин П-1 (с горизонтальными
гофрами)
Ленточно-сетчато-поточный
из пластин ОКЛ-5 (с
гофрами «в елку»)
Сетчато-поточный из
пластин ОКЛ-5 (с гофрами «в
елку»)
Размеры канала
Я, м
0,4
0,3
0,99
0,8
0,4
0,65
0,75
0,75
б, мм
0,5; 1,0; 2,0,
4,0
0,5; 1,0; 2,0;
4,0
0,9; 2,1
1,0; 3,0
4,0
2,0
2,0/4,0
4,0
Хладагент
R12, R22
R113
R113
R22
R12, R22
R22
R113;
Rm+масло
R22
R22+Ma^o
R22
NH3
t9, °С
20-г—ЗО
47,7
47,7
10-7—20
204—10
10ч—20
47,7; 20
Ю-—20
10;—10
104—20
юч—ю
2
1,0—
20,0
0,3—
23,0
1,8-
20,0,
1,0-
20,0
1,0-
19,0
2,0-
20,0
2,0—
20,0
1,0-
20,0
1,0-
20,0
1,5—
20,0
1,5—
17,0
о
Is
0,02—
0,9
0,01—
0,7
—
0,005—
0,22
—
0,005—
0,05
—
0,005 —
0,05
—
о
СО
—
0,12—
0,25
0,2-
0,8
0,2—
0,6
0,2-
0,6
0,2-!
0,6
0,2—
0,6
0,2-
0,6
н
0
0
0
0,05—
0,15
0
0—0,15
0
0—0,15
0—0,9
0—0,15
—
и
3
я
<1
<1
<1
0,1—1
<1
<1
-1
— 1
0,1—1
<1
~1
*
Литера
турный
источи
[1]
[3]
[121
[8,9]
[5]
[Ю]
—
[71
[2]
[7]
—
кального коэффициента теплоотдачи по высоте
плоского канала были выявлены следующие
режимы течения: однофазное течение жидкости,
пузырькоЕый, пробковый и стержневой (рис. 1).
В зоне пузырькового режима можно выделить
два участка: участок с поверхностным кипением
при наличии на стенке центров парообразования
и участок, где кипение на поверхности
отсутствует. Для пробкового режима выявлены две
модификации: при ширине щели 6<2 мм—
режим слитных пузырей, представляющий
совокупность больших и малых плоских пузырей
различной формы, разделенных жидкостными
перемычками; при 6 = 2 мм — вспененный режим,
представляющий поток пены, состоящий из
мелких пузырьков.
В процессе кипения хладагентов в плоских
щелевых каналах с малым эквивалентным
диаметром dQ наблюдалось интенсивное нарастание
массового расходного паросодержания х потока
и, как следствие, быстрая смена режимов течения.
При скорости циркуляции хладагента w0 <
<0,2 м/с в большей части канала
устанавливались пробковый и стержневой режимы.
Увеличение скорости до w0 >0,5 м/с (при
плотности теплового потока q <6000 Вт/м2)
приводило к подавлению кипения на значительном
участке и возникновению однофазного течения
жидкости. В остальной части канала
существовал пузырьковый режим.
Изменение режимов течения и длин участков
канала, занимаемых ими, вызывает изменение
механизма и, как следствие, интенсивности
теплообмена по высоте канала. Характер
зависимости локального и среднего коэффициентов
теплоотдачи от режимных параметров также
становится иным.
С позиций механизма теплообмена весь паро-
генерирующий участок канала можно разбить
на две зоны: кипения и конвективного
испарения (см. рис. 1).
В зоне кипения, в которую входит
пузырьковый режим, основная доля тепла отводится
пузырьками пара, растущими на стенке канала
(поверхностное кипение). Решающим
фактором, определяющим интенсивность теплоотдачи,

является число действующих центров
парообразования, которое предопределяет характер
влияния режимных параметров на локальный
коэффициент теплоотдачи со стороны хладагента аа.
Он такой же, как и при кипении в большом
объеме: прямая зависимость от давления кипения
р0 и значительное влияние плотности теплового
потока (<ха ~ q°*4+0*6).
В зоне конвективного испарения, в которую
входят пробковый и стержневой режимы,
главную роль играет испарение в движущуюся
паровую фазу из пристенного перегретого слоя
жидкости. Термическое сопротивление теплоотдаче
определяется толщиной и эффективной
теплопроводностью пленки жидкости, разделяющей
паровой поток и греющую стенку.
Справедливость принятого механизма теплообмена
подтверждается характером зависимости аа от q
и р 0 в этой зоне: влияние q значительно
ослабевает (аа ~ <70,1ч"°'2)> а зависимость от р0
становится обратной.
Характер влияния скорости циркуляции w0
на локальный коэффициент теплоотдачи аа в
каждой из выделенных зон также соответствует
рассмотренным механизмам теплоотдачи.
В зоне конвективного испарения увеличение
до о вызывает рост аа. Это можно объяснить
следующим: увеличение w0 при х = idem
соответствует более высоким скоростям двухфазного
потока, большему скольжению и, следовательно,
более интенсивному взаимодействию фаз на
границе их раздела, что приводит к уменьшению
толщины пленки жидкости и теплового
пограничного слоя.
В зоне кипения при увеличении w0
взаимодействуют два противоположных фактора.
Во-первых, ухудшаются условия поверхностного
кипения, так как число действующих центров
парообразования уменьшается. Усиливающаяся
конвекция как бы подавляет неразвитое кипение.
Температурный напор 9 = tCT — t0 становится
меньше значения 6min, необходимого для
существования центров парообразования, и
интенсивность поверхностного кипения снижается.
Во-вторых, одновременно с ростом w0 возрастает
доля конвективной составляющей в общем
балансе теплоотдачи. Окончательный результат
влияния w0 на аа зависит от того, какой из этих
факторов преобладает.
Характер влияния массового расходного па-
росодержания х на локальную теплоотдачу
аналогичен характеру влияния w0, описанному
выше, так как изменение х и w0 ведет к
одинаковому результату — изменению скорости
двухфазного потока. Более подробный анализ дан в
[8, 91.
Данных о влиянии режимных параметров на
теплоотдачу для различных форм течения
двухфазного потока еще недостаточно, чтобы создать
расчетные зависимости по теплоотдаче для
каждого из режимов. Этот факт, а также
отсутствие надежных карт режимов течения
хладагентов в каналах делают необходимыми анализ
и обобщение данных по средней для канала
теплоотдаче.
Характер и степень влияния режимных
параметров на средний для канала коэффициент теп -
лоотдачи аа зависят от соотношения длин
участков канала с различными режимами течения. При
исследовании кипения хладагентов R12 и R22
в плоских щелевых каналах выявлено
положительное влияние на аа плотности теплового
потока q при изменении показателя ее степени п
для различных условий от 0,1 до 0,6. При
высоких значениях q и w0 в каналах с 6^2 мм,
когда практически по всей их длине
существовал пузырьковый режим течения, зависимость
сса от давления р0 была прямой. В каналах с
б <2 мм и q <10 кВт/м2 при скоростях
циркуляции , обеспечивающих пробково-стержне-
вой режим, близкий к полному испарению,
зависимость аа от р0 становилась обратной. Во
всех проведенных исследованиях для области
неразвитого кипения (q < 10 кВт/м2) и хвх = 0
отмечалось отрицательное влияние увеличения
скорости w0 на аа, так как в этом случае в
канале возрастала протяженность зон, занятых
менее интенсивными, с позиций теплообмена,
однофазным течением жидкости и пузырьковым
режимом.
Размеры и форма плоского щелевого канала
оказывали значительное влияние на аа. С
уменьшением б теплоотдача значительно
увеличивалась, наибольшая интенсификация достигалась,
когда значение б было соизмеримо с отрывным
диаметром пузырька. Влияние высоты щелевого
канала на теплоотдачу специально не
исследовали. Из имеющихся данных можно заключить,
что при полном испарении в каналах с б < 2 мм
увеличение высоты с 0,4 до 0,8 м на теплоотдаче
практически не сказывается. В каналах с 8>
>2 мм с увеличением высоты отмечается
некоторое возрастание аа.
На основании изложенных представлений о
механизме процесса кипения в стесненном
пространстве опытные данные для средних
коэффициентов теплоотдачи при кипении
хладагентов R12 и R22 в плоских каналах были
обобщены уравнениями для двух зон [91. В зоне, где
основными режимами течения являются
пробковый и стержневой, интенсивность
теплоотдачи определяется термическим сопротивлением
образующейся на теплоотдающей поверхности
пленки жидкости, толщина и эффективная
теплопроводность которой зависят от соотношения
4*
27

сил инерции, трения, тяжести и поверхностного
натяжения. Уравнение для этой зоны:
NU = 3,0(Re,/H,3Bo0'33, A)
где Nu, Re, Во— критерий Нуссельта, Рейнольдса,
Бонда.
Для зоны, где часть канала занимает
пузырьковый режим течения и теплоотдача в
значительной степени зависит от интенсивности
поверхностного кипения, в уравнение A) вводится
критерий Re*:
№ = 4,2(Re'')°'3Bo°'33Re2*2. B)
В уравнениях A) и B) приняты следующие
обозначения:
%' > V" '
гр v * а '
р = - __ ; х=(хвх + хвых)/2;
1 + —jfV/p'
Я,'—теплопроводность жидкости, Вт/(м-К);
v', v/r — кинематическая вязкость жидкости, пара,
м2/с;
г — удельная теплота фазового превращения,
Дж/кг;
р\ р" ¦—плотность жидкости, пара, кг/м3;
g— ускорение свободного падения, м/с2;
о—поверхностное натяжение, Н/м;
*вх, *вых— массовое расходное паросодержание на вхо-
__п де в канал и выходе из него;
wQ — приведенная скорость пара, м/с;
а>см_ — средняя для канала скорость смеси, м/с;
Р — среднее для канала объемное расходное
паросодержание;
х — среднее для канала массовое расходное
паросодержание.
Уравнение A) справедливо в области Re* =
= 0,025-7-0,25; уравнение B) — в области
Re* = 0,25-7-2,5.
Пределы применимости уравнений A) и B)
по режимным параметрам соответствуют
исследованным в опытах (см. табл. 1).
Сравнение результатов по теплоотдаче в
гофрированных и плоских каналах с одинаковым
эквивалентным диаметром показывает
значительное воздействие на аа формы поверхности
теплообмена, а именно: на гофрированных
поверхностях теплоотдача при кипении выше, чем
на гладких. Это можно объяснить интенсивным
разрушением теплового пограничного слоя,
вызванным искусственным турбулизирующим
воздействием гофр на парожидкостный поток, и его
вспениванием.
28
Характерное влияние режимных параметров
на аа в гофрированных каналах свойственно
существующим в них пузырьково-пробковому и
пробковому (вспененному) режимам. Показатель
степени при q п = 0,4-7-0,6. Зависимость от
давления выражена очень слабо, а в интервале
t0 = 0-=—20 °С и q = 1-М0 кВт/м2 влиянием
Ро можно пренебречь (рис. 2).
Как следует из сопоставления (рис. 3), для
гофриройанных сетчато-поточных каналов
отношение аа.Гф/аа#пл = егф выше, чем для лен-
точно-поточных, где турбулизация потока менее
интенсивна.
При испытании моделей пластинчатых
испарителей с гофрированными каналами было
исследовано влияние ряда специфических
факторов, возникающих при работе испарителей в
схеме холодильной машины: наличие масла в
хладагенте, пара на входе в испаритель,
перегрев пара на Еыходе из аппарата.
Влияние присутствия масла в кипящем
хладагенте R22 на теплоотдачу и теплопередачу в
аа,Вт/(м*Ю
103 2 J Ч 5 6 в' 10* 2<)Ат/м*
Рис. J2. Зависимость средних коэффициентов
теплоотдачи аа от плотности теплового потока q при кипении
хладагента в гофрированных каналах пластинчатых
испарителей:
а — ленточно-поточный канал из пластин ОКЛ-5; 6=2 мм;
б — ленточно-поточный канал из пластин П-1, 6^=2 мм; в —
сетчато-поточный канал из пластин ОКЛ-5, "б = 4 мм; / — R22,
*о=Ю °С, *вых = 1; 2 - R22, *0=-Ю-ь-20 °С, хвых=1; 3 —
R22, г0=-10°С, ш0 = 0,05 м/с; 4 — R22, /0=-10°С, ш0 =
=0,2 м/с; 5, 6 - R22. *0=-10 ^-20 °С, *вых=1, плоский
канал [1]; 7 — NH3, ^о=Юч--~10 °С, д:вых=1; Q — t0=lO°C',
ф ll f0=0 °С; А — i0=-10 °С; Q - *0=-20 °С.

a&ip'aa.mi *?г<Р
1,50
1,25
mn
2
U :_
to=10°C
t0=-tO+-20°C
vo woo bogo moo woo.^вт/м2
Рис. З. Сравнение средних коэффициентов теплоотдачи
для гофрированных и гладких каналов:
/ — ИПл из пластин П-1, ленточно-поточный канал, 6=2 мм;
2 — ИПл из пластин ОКЛ-5, ленточно-поточный канал для
хладагента — "^=2 мм, сетчато-поточный канал для хлгдонссите-
ля б~=4 мм, 3 — ИПл из пластин ОКЛ-5,
сетчато-поточный канал, 6 = 4 мм.
ленточно-сетчато-поточном испарителе
исследовали при массовой концентрации масла
(отнесенной к массовому расходу жидкости) на входе
в аппарат |вх = 3—-4 % и изменении ?ВыХ от
5 до 100 % [2]. Установлено, что при кипении
смеси R22 — масло средние для канала
коэффициенты теплоотдачи аасм выше значений аа,
полученных при кипении чистого хладагента
R22. Максимум теплоотдачи наблюдался при
*вых — 0,4-7-0,5, что соответствовало двух-трех-
кратной циркуляции и средней для канала
массовой концентрации ? = 5-^-6 %^рис." 4). Для
этих условий при t0 = —10 °С аахм/аа == 1,6-f-
-т-1,9, а при полном испарении <ха.см/аа = 1,2.
Перегрев пара на выходе из ИПл значительно
ухудшал теплоотдачу при кипении чистого
хладагента и еще более при кипении смеси. Так, в
процессе кипения чистого хладагента R22 при
перегреве Д?п>2 °С коэффициент аа снижался в
1,2 раза, при Д?п = 4 °С — в 1,8 раза, а при
наличии масла уже при Д?п = 1,5 °С
коэффициент аа>см уменьшался в 1,4 раза. При этом
теплопередача в исследованном аппарате
снижалась примерно на 10—30 %.
хахн,Вт/(м2-к)
К Д#
Рис. 4. Влияние примеси масла на теплоотдачу при
кипении в ленточно-поточном канале (t0——10 °С):
В холодильных установках, работающих без
отделителя жидкости, в испаритель после ТРВ
поступает парожидкостная смесь. В
экспериментах с паросодержанием на входе в ИПл
*вх = 0,05—0,2 теплоотдача возрастала в 1,2—
2 раза, так как при этом отсутствовал участок
конвекции жидкости и сокращался участок пу-
зырькоЕого режима. Воздействие хвх на аа
усиливалось для больших значений б и w0 и
меньших q.
Некоторые данные по теплопередаче в моделях
ИПл приведены на рис. 5. При кипении R22 и
R12 в ИПл с каналами сетчато-поточного типа
при t0 = —20 °С, среднелогарифмическом
температурном напоре 0m = 5-f-7 °C и скорости
хладоносителя (раствор хлористого кальция)
ws = 0,4-=-0,6 м/с коэффициенты теплопередачи
k имеют значения 1,4—1,7 кВт/м2, а в ИПл с
ленточно-поточными каналами — 0,8—1,2 кВт/м2.
Наибольшие коэффициенты теплопередачи k
получены в ИПл из пластин с гофрами «в елку»,
для которых при одинаковых qy iQ и ws
значения k были в 1,4—1,6 раза выше, чем в ИПл
Ъ,$т/(мгк)
2500 ~
1 _ ,7=10 кВт/м2; 2 — 5,5 кВт/м2; 3
= 1,6 °С; А — 1,4°С; ¦ — 0,7 °С.
2,5 кВт/м2; ф - Д*п
1000 5000 10000 15000 ^Вт/м2-
5
Рис. 5. Зависимость коэффициента теплопередачи k ИПл
при кипении хладагентов R22 и аммиака от теплового
потока q:
а — хладоноситель — вода, R22, /0=0 °С, ИПл из пластин
П-1; б — хладоноситель — раствор хлористого кальция; /, 2 —
NH3, *о=0 °С, ИПл из пластин ОКЛ-5; 3, 4, 5 — R22, t0 =
= —20 °С, ИПл из пластин ОКЛ-5; 6, 7, 8 — R22, t0=— 20 °С,
ИПл из пластин П-1.
29

с ленточно-поточными каналами, что
объясняется более высокими значениями коэффициента
теплоотдачи со стороны хладоносителя <xs в
сетчато-поточных каналах.
При кипении аммиака в ИПл теплопередача
выше, чем в идентичном фреоновом аппарате (см.
рис. 5). Из-за термического сопротивления
пленки масла на поверхности теплообмена
коэффициенты k в аммиачных ИПл в 1,5—2 раза ниже,
чем при отсутствии масла.
Сопоставления энергетической эффективности
?пл/Ект> масс МКТШПЛ и объемов Укт/Упл
исследованных испарителей кожухотрубного
(ИТР) и пластинчатого типов при одинаковых
затратах мощности на прокачку хладоносителя
показали, что ИПл в 2—5 раз эффективнее и
компактнее и в 1,5—3,5 раза легче (табл. 2).
Условия сопоставления: Q0 = 50 кВт, t0 =
- —20 °С, Эм = 7 °С, хладагент R22, хла-
доноситель — раствор хлористого кальция.
Результаты сопоставления ИПл из пластин с
гофрами «в елку» и кожухотрубных
испарителей с кипением в трубах (ИТВР) и межтрубном
пространстве (ИТР и ИКТ) при условиях,
соответствующих минимуму приведенных
годовых затрат на испаритель, также
свидетельствуют о преимуществах ИПл (табл. 3).
В результате проведенного исследования
можно сделать следующие рекомендации для
проектирования и эксплуатации ИПл.
— Для хладоносителей целесообразно
применять сетчато-поточный канал,
сформированный | из пластин с гофрами «в елку», со средним
расстоянием между пластинами б = d9/2=4-r-
-f-5 мм.
— Скорость хладоносителя,
соответствующая минимуму приведенных годовых затрат,
ws = 0,4-=-0,5 м/с.
— Ширина плоского щелевого канала для
хладагента должна быть соизмерима с отрывным
диаметром пузырька для заданного хладагента
и выбранного диапазона температур кипения.
С учетом конструктивных возможностей следует
выбирать для R22 и R12 "б = 1—2 мм, для
аммиака (NH3) — 6 = 2—3 мм.
— В качестве оптимального, по теплоотдаче
хладагента, можно рекомендовать режим с хвх =
= 0,05-^-0,15, получаемый путем подачи паро-
жидкостной смеси в аппарат непосредственно
после ТРВ,
и % вы*.— 0,98-т-1,0 — с доиспаре-
нием оставшейся жидкости и достижением
необходимого перегрева пара в регенеративном
теплообменнике.
Так как оптимальные размеры плоского
щелевого канала для хладагента и хладоносителя
различны, авторами предлагается конструкция ИПл
со смешанными каналами: сетчато-поточными с
б = 4 мм для хладоносителя и
ленточно-поточными с б = 1 -~2 мм для хладагента. Такую
систему каналов можно получить из пластин с
гофрами «в елку». При этом ленточно-поточный
канал получают расположением пластин гофра в
гофру, сетчато-поточный — поворотом соседних
пластин на 180°.
Результаты проведенных исследований
позволяют провести тепловой и гидравлический
расчеты пластинчатых испарителей с формой и
размерами каналов, идентичных опытным. При этом
коэффициент теплоотдачи а8 и гидравлическое
Таблица 2
ш5КТ, м/с
1,0
1,5
2,0
2,5
wsnn> м^с
0,30
0,46
0,63
0,80
ИПл из пластин П-1
^пл^кт
4,6
2,6
1,9
1,8
V IV
ккт- "пл
5,5
3,1
2,3
2,2
^кт/^пл
4,7
2,7
1,9
1,9
ИПл из пластин ОКЛ-5
^ил^кт
5,7
3,8
2,7
2,7
^кт/^пл
4,8
3,2
2,3
2,3
^кт^пл
3,5
2,3
1,7
1,7
Таблица 3
Тип
кожухотрубного
испарителя
ИТР
ИТВР
икт
Условия сопоставления
Хладагент
R22
R22
NH3
Хладоноси-
тель
СаС12
СаС12
СаС12
Qe, кВт
50
30
150
*о> °С
слоо
ет'°с
7
6
5
wSKT, м/с
1,5
0,8
0,8
Ш8ШГ М/С
0,4
0,58
0,4
V IV
v кг ? пл
2,7
3,9
6,5
мкт/мпл
2,5
2,3
5,1
30

сопротивление Ар8 со стороны хладоносителя
следует определять по уравнениям,
приведенным в работах [7, 10]. Коэффициент
теплоотдачи со стороны кипящих хладагентов R12 и R22
можно найти из графиков на рис. 2 либо по
формуле:
аа« гф = аа« плегф«
Значение егф находят по рис. 3; аа>пл
рассчитывают по формулам A) или B), в которые
подставляют вместо dQ величину 26, а вместо
высоты Н, применяемой при расчете л;выХ,
используют приведенную длину канала Lnp = FnJB
(Рил— поверхность пластины, м2; В — ширина
пластины, м).
Сравнение геометрических размеров
пластин, выпускаемых промышленностью,
показывает, что большинство каналов, собранных из
пластин «в елку», имеют б = 4-^-5 мм и LnP =
= 0,8-f-l,l м, ленточно-поточные каналы — 8 =
= 2-ь4 мм и Lnp = 0,7-7-1,1 м. Эти размеры мало
отличаются от размеров исследованных моделей,
что позволяет приведенные выше формулы
рекомендовать, в первом приближении, для
расчета аа и в таких аппаратах.
Расчет as и A/?s со стороны хладоносителя для
различных пластин можно проводить по
критериальным уравнениям, приведенным в работах [4,
11].
Экспериментальные данные по
гидравлическому сопротивлению со стороны хладагента в
гофрированных каналах получены при кратности
циркуляции, равной 1, что соответствует
режиму, близкому к оптимальному. В этом случае у
хладагента R22 гидравлическое сопротивление
Д/?а незначительно, оно составляло 3,5—8 кПа
при q = 2-7-10 кВт/м2 и соответствовало
изменению t0 по высоте аппарата на 0,3-г-0,6 °С. Это
свидетельствует о том, что величиной Д/?а при
расчете аппарата можно пренебречь.
Сведения о кипении аммиака в гофрированных
каналах, кроме приведенных на рис. 2, авторам
не известны. Поэтому при расчете аммиачных
пластинчатых испарителей из пластин,
геометрия которых отличается от исследованной,
рекомендуется, в первом приближении,
использовать уравнение для кипения чистого аммиака в
кольцевых каналах [6] с введением в расчет
термического сопротивления пленки масла,
возникающей на поверхности теплообмена.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Азарсков В. М., Данилова Г. Н.,
Земсков Б. Б. Исследование теплообмена
при кипении фреона-22 в плоских вертикальных
щелевых каналах.— В кн.: Холодильные машины
и установки. Сб. науч. трудов ЛТИХП. Л., 1974.
2. Азарсков В.М., Земсков Б.Б.,
Кирсанов В. А. Теплообмен при кипении смеси
R22 — масло в пластинчатом испарителе.— В кн.:
Машины и аппараты холодильной, криогенной
техники и кондиционирования воздуха.
Межвузовский сб. науч. трудов. Л., 1979.
3. Азарсков В.М., Земсков Б. Б.,
Малышев А. А. Исследование кипения фреона-113
в вертикальном щелевом канале.— В кн.:
Холодильные машины и устройства. Межвузовский
сб. науч. трудов. Л., 1976.
4. Барановский Н. В.,
Коваленко Л. М., Ястребенецкий А. Р.
Пластинчатые и спиральные теплообменники. М.,
Машиностроение, 1973.
5. Д анилова Г. Н., Азарсков В.М.
Экспериментальное исследование теплообмена в
элементе пластинчатого испарителя.— Холодильная
техника, 1972, № Ю.
6. Данилова Г. Н., Малюгин Г. И.,
М а л к о в Л. С. Экспериментальное
исследование теплообмена при кипении аммиака в
вертикальных кольцевых каналах.— Холодильная техника,
1975, № 9.
7. Земсков Б. Б., Азарсков В. М.,
Малышев А. А. Исследование теплообмена в
пластинчатых испарителях из пластин с гофрами «в
елку».— В кн.: Машины и аппараты холодильной,
криогенной техники и кондиционирования
воздуха. Межвузовский сб. науч. трудов. Л., 1978.
8. ЗемсковБ.Б., Данилова Г. Н.,
Азарсков В.М. Исследование процессов
теплообмена и гидродинамики в каналах пластинчатых
испарителей.— В кн.: Машины и аппараты
холодильной, криогенной техники и
кондиционирования воздуха. Межвузовский сб. науч. трудов. Л.,
1979.
9. 3 е м с к о в Б. Б., Данилова Г. Н.,
Азарсков В.М. Исследование локальной
и средней теплоотдачи кипящего потока R22
в вертикальных щелевых каналах.— В кн.:
Кипение и конденсация. Рига, 1980.
10. Исследование теплообмена в модели
пластинчатого испарителя ленточно-поточного типа.
Б. Б. Земсков, Г. Н. Данилова, В. М. Азарсков
и др.— Холодильная техника, 1977, № 6.
11. Пластинчатые теплообменники. Каталог.
М., ЦИНТИхимнефтемаш, 1974.
12. A z а г s k о v V., Duminil M.— Rev. Gen.
du Froid, 1974, №11.
31

УДК 628,84.001.24
Унифицированный метод расчета аппаратов
косвенно-испарительного охлаждения воздуха
Д-р техн. наукг проф. И. Г. ЧУМАК, В. А. ТАРАН
Одесский технологический институт
холодильной промышленности
Для кондиционирования воздуха все большее
распространение получают аппараты косвенно-
испарительного охлаждения воздуха (КОВ).
Принцип работы и типы этих аппаратов
подробно описаны в работах [7, 8].
На рис. 1 представлены принципиальные
схемы совмещенного и раздельного типов
аппаратов КОВ. В совмещением типе аппарата КОВ
Рис. 1. Принципиальные схемы аппаратов косвенно-
испарительного охлаждения воздуха совмещенного
типа (а), раздельного типа (б) и изменение состояния
воздушных потоков в i, х-диаграмме (в):
1 — водяной насос; 2 — поддон; 3 — тепломассообменная
поверхность; 4 — водораспределитель; 5 — контактное водоох-
лаждающее устройство; 6 — поверхностный теплообменник;
/ — начальное состояние воздушных потоков; / -— О —
изменение состояния основного потока воздуха; I — В — изменение
состояния вспомогательного потока воздуха.
основной воздушный поток охлаждается в
«сухих» каналах теплообменника, с наружной
стороны которых циркулирует вода,
испаряющаяся в контактирующий с ней вспомогательный
воздушный поток. В раздельном типе аппарата КОВ
вода охлаждается в контактном водоохлаждаю-
щем устройстве (градирне, форсуночной камере
и т.д.), а основной воздушный поток
охлаждается этой водой в поверхностном теплообменнике.
Существующие методу расчета
раздельного [5] и совмещенного [61 типов аппаратов
базируются на весьма противоречивых положениях
из-за отсутствия четких "представлений о
механизме тепломассообмена* в данных аппаратах.
Это не позволяло получить основное балансовое
уравнение, описывающее термодинамическое
равновесие данной системы и полно отражающее
физическую сущность процесса.
На основании экспериментальных и.
теоретических исследований, проводимых в течение
ряда лет ОТИХП [2] и СПКИ [3J, получено
аналитическое выражение замкнутой системы
балансовых уравнений, характеризующее
термодинамическое равновесие в устройствах КОВ
обоих типов:
AiB(l + l/l) = AxBn A)
Q'n = AxBr=(l+\)cpAtT, B)
где Агв == iB — ij— изменение энтальпии массовой
единицы вспомогательного воздушного
потока, кДж/кг;
iB, h — энтальпия вспомогательного
воздушного потока на выходе и входе,.
кДж/кг;
/ = G0/GB — отношение масс воздушных потоков;
@о> Gb — массовый расход соответственно
основного и вспомогательного
воздушных потоков, кг/ч;
Ахв = хв — xi — изменение влагосодержания
массовой единицы вспомогательного
потока, кг/кг;
#в> *т — влагосодержание вспомогательного
воздушного потока на выходе и
входе, кг/кг;
г — скрытая теплота парообразования
воды, кДж/кг;
Qn — полное количество тепла,
приведенное к массовой единице вспомога»
тельного воздушного потока,
кДж/кг;
ср — теплоемкость воздуха, кДж/(кг-К);
Д?р = ti — tT — теоретически достигаемый
температурный перепад охлаждения
воздуха, °С;
Ну ^т — температура воздуха на входе и
теоретическая охлаждения, °С.
32

При выводе системы уравнений A), B)
принимали следующие положения:
1. Изменение термодинамического состояния
обоих воздушных потоков (основного и
вспомогательного) является результатом
взаимодействия процессов тепло- и массообмена между
этими потоками и водой. При этом как для
раздельного, так и для совмещенного типов
аппаратов непосредственный тепловой контакт между
воздушными потоками отсутствует. Однако
вследствие их контакта с циркулирующей в системе
водой между ними существует уравнение связи,
которое внешне напоминает уравнение теплового
баланса:
G0M0^GBMBf C)
где Ai0 — ij — i0—изменение энтальпии основного
воздушного потока, кДж/кг;
10 — энтальпия основного воздушного
потока на выходе, кДж/кг.
Использование уравнения C) в качестве
балансового уравнения всей системы КОВ [1]
приводит к описанию неустановившегося режима
работы системы, при котором температура
циркулирующей воды tw = шг. Это противоречит
основным положениям о данной системе,
принятым в работе [7], где установлено, что tw =
= const.
2. Теоретически достигаемая при охлаждении
температура воздуха tT для обоих типов
устройств определена изотермой, проходящей
через точку пересечения луча процесса
изменения состояния вспомогательного потока воздуха
с линией насыщения ф = 1. Это положение
принято также в работе [8].
3. Количество испарившейся воды, пары
которой ассимилированы вспомогательным
потоком воздуха, определяет полное количество
явного тепла, отведенное от обоих воздушных
потоков.
Экспериментальные и теоретические
исследования, проведенные авторами, подтверждают
достоверность выдвинутых положений.
Преобразовав выражение A), получим
уравнение
Ai'b г _ , ,ч
Д*в "" 1 + 1// ~8ь ()
которое описывает луч процесса изменения
состояния вспомогательного потока воздуха при
постоянном соотношении воздушных потоков.
Из уравнения D) видно, что в результате
слабо выраженной зависимости г = f (t) величина
8j зависит только от соотношения массовых
расходов воздушных потоков /. Следовательно, для
заданного значения / можем записать:
8/ = const. E)
С учетом положения 2 и выражения E)
становится очевидным, что в устройствах обоих
типов при охлаждении и заданном соотношении
воздушных потоков теоретически достигается
одинаковая температура. Это обеспечивает
возможность создания унифицированного метода
расчета устройств КОВ обоих типов.
Решение системы уравнений A), B) позволяет
найти аналитическое выражение для
определения теоретически достигаемого температурного
перепада по охлаждаемому воздуху:
где t™ — температура воздуха на входе по мокрому
термометру, °С;
cw — теплоемкость воды, кДж/(кг-К).
Изотерма ^T=const, при определении
температуры tT с помощью выражения F) в области
низких влагосодержаний, несколько не
соответствует изотерме, проходящей через точку В (см.
рис. 1, в). Это объясняется тем, что приращение
энтальпии, рассчитываемое по выражению A),
представляет собой прямую линию, заменяющую
кривую насыщения на участке между изоэн-
тальпами iT =const и theorist, что и вносит
некоторую ошибку в нахождение температуры
tT на крутом участке кривой насыщения.
Последнее обстоятельство делает пригодным
выражение F) для оценки возможностей аппарата в
конкретных климатических условиях, но может
внести ошибку при его использовании в
конструктивном расчете.
Из сказанного следует, что необходим
аналитический метод проверки прохождения изотермы
tT через точку В (см. рис. 1, в). Применение для
этих целей традиционного метода
аппроксимации кривой насыщения [8] в виде линейной
функции iB=atT+b (а, Ь — постоянные
коэффициенты), как известно, вносит дополнительную
ошибку при нахождении температуры tr [5].
Авторами сделано предположение, что луч
процесса изменения состояния вспомогательного
потока воздуха еф проходит вдоль линии
насыщения ср=1. Подразумевается, что при
отсутствии основного воздушного потока луч
процесса вспомогательного потока изменяется по
линии i!=const (8/^0) и оканчивается на
пересечении линии насыщения ф=1 с изотермой t™ .
При наличии основного воздушного потока
точка В перемещается вдоль линии насыщения от
изотермы t* до изотермы tT.
Для создания унифицированного метода
расчета рассматриваемых аппаратов необходимо
аналитически определить теоретически дости-
33

гаемую температуру охлаждения воздуха путем
совместного решения уравнений, описывающих
ПрОЦеССЫ 8/ И 8ф.
Для описания процесса еф было решено при
<p=const дифференциальное уравнение,
учитывающее, что энтальпия вспомогательного потока
является функцией температуры и влагосодер-
жания iB=f (/B; хв):
EL
дх
где
di
dt
dt
dx /ф
0,622фрн
Рб—рк
di
дх
G)
Рб> Рп — давление соответственно барометрическое и на
линии насыщения, кПа.
Решение уравнения G) при ф=1 имеет вид:
Рб
^ = 6>1937о^ + °'45^ + 590'81'
(8)
где z — показатель степени, зависящий от температуры
на линии насыщения, 2 = 0,0623^ — 5,0184.
Совместное решение уравнений D) и (8) дает
точку пересечения луча процесса гг с линией
насыщения. Взаимосвязь лучей процессов еф
и Si выражается зависимостью:
(9)
1
*i ч
= е„
(/ + 1) Д'т
(для удобства величину выражения (9)
обозначим через е*).
Таким образом, определив с помощью
выражения F) температуру tT=tw и подставив ее
в уравнения (8) и (9), методом итерации
уточняют ее до соблюдения равенства е =е*
Соблюдение этого равенства свидетельствует о
том, что найденная изотерма проходит через
точку В на линии насыщения.
Предложенным методом теоретически
достижимая температура определяется с высокой
точностью. При этом для совмещенного типа
устройств это будет установившаяся температура
воды в поддоне tw> а для раздельного —
промежуточная между температурами воды на входе
и выходе tw2<tw=tT<:twl (twlJ tw2 —
температура воды в контактном водоохлаждающем
устройстве соответственно на входе и выходе, °С).
Затем находят требуемую поверхность
теплообмена со стороны основного воздушного
потока. Для аппарата раздельного типа это
площадь поверхностного теплообменника, а для
совмещенного типа — внутренняя поверхность
«сухих» каналов. При этом имеется в виду, что
поверхность контакта воды и вспомогательного
потока воздуха при равнозначной геометрии
обеих поверхностей значительно превосходит
поверхность «сухих» каналов.
Расчет базируется на определении
действительной температуры охлаждения воздуха *д
с помощью коэффициента эффективности [6],
являющегося функцией от числа единиц
переноса:
где Et — коэффициент эффективности,
Ef
ti-tT •
Nt — число единиц переноса,
Nt = -
aF
G0cp '
a — коэффициент теплоотдачи со стороны основного
потока воздуха, Вт/(м2-К);
F — площадь теплообменной поверхности, м2.
При этом имеется в виду, что ажк Ik —
коэффициент теплопередачи, Вт/(м2-К)].
Коэффициент теплоотдачи вычисляют по
эмпирической зависимости для конкретной
геометрической формы применяемой теплообменной
поверхности.
Наиболее распространенное выражение этой
зависимости имеет вид [4]:
| Исходные I j.
данные \ li
I данные \^t\^i\h\P6
I /l. «/.-л/- EL-,
tyy ~tj U Су
т
Z*0,0623tw-5,Om Щ
I
v^fr^W^I I
ZU
'4
szrm
'(МШг
41*1) At
\?<р>Ц \*utT-h Щ J
52
i
ra
td'ty
yf^tj-Atg
m
T a0 Щ
Fm°* ~ ССтшИ,
Таг»
g?№^
?щяДвДеШ h
17Их
,т^%ргщ
f=
IT
j-
та
\Fs
zfm
i&t&L
та
Ар-ЩЮ'jivipf6^
IE
lMb = 0,251 AtT
IE
~m
M*-4f
ж
10
ZL
Ш
Ы0-0,25Мд "~Щ
i0'if -Al0
Щ
tj-Wo+wttPff-m
щ
Рис. 2. Блок-схема расчета на ЭВМ устройств
косвенно-испарительного охлаждения воздуха.
34

«='[<¦*>" (-аг)"].
wp — массовая скорость основного воздушного потока,
кг/(с м*);
L — длина теплообменной поверхности, м;
d9 — эквивалентный диаметр «сухих» каналов м.
На рис. 2 представлена блок-схема расчета на
ЭВМ устройств косвенно-испарительного
охлаждения воздуха. На схеме введены следующие
дополнительные обозначения:
h — шаг итерации, °С;
Д^ср л — среднелогарифмическая разность температур,
°с;
Q0 — холодопроизводительность устройства,
кДж/ч;
«г, >*rT* —• соответственно количество и уточненное
количество галет, шт.
Теплообменная насадка аппарата КОВ
представляет собой набор галет с
пластинчато-ребристой поверхностью (рис. 3). Для данной
геометрической формы поверхности найдены
эмпирические зависимости
1 25
a = 2185|^-j " ' (а>рH'93; A0)
Др = 0,0093-^— (wp)
1.46
(И)
где Ар—аэродинамическое сопротивление насадки, кПа.
Расчет проводили для аппаратов совмещенного
типа КОВ. Коэффициент эффективности [6]
определяли по формуле:
?* = 1-е~"'. A2)
При расчете вначале определяют
конструктивные параметры устройства для наиболее
неблагоприятных условий. Поэтому в исходные
данные вводят явно заниженные значения
коэффициента теплоотдачи и числа единиц переноса
тепла — amln и Af™in.
В то же время для расчета минимально
необходимой площади живого сечения /ж в
исходные данные вводят максимально допустимую,
исходя из конкретных технологических
возможностей производства, длину теплообменной
поверхности Lmax. Правильность выбранного
значения fm устанавливают по оптимальной массо-
ной скорости wp, величину которой находят
экспериментально либо решая совместно уравнения
A0) и A1) относительно wp.
Для применяемой в данном случае
теплообменной поверхности оур<14, кг/(с-м2).
В результате уточнения величины
теплообменной поверхности путем сравнения Nt min и
Nt=f (a) оптимизируется длина
теплообменной поверхности.
Представленная блок-схема (м. рис. 2)
позволяет рассчитывать на ЭВМ многоступенчатые
устройства косвенно-испарительного охлаждения
воздуха. Для этого после определения
действительного значения i0 (блок 28, см. рис. 2) по
аналитической зависимости, найденной методом
кусочно-линейной аппроксимации кривой
насыщения, рассчитывают температуру мокрого
термометра выходящего основного потока:
^=1,2;0 + 0,012рб-5,84,
A3)
Рис. 3. Галета с пластинчато-ребристой поверхностью.
где ^—температура по мокрому термометру воздуха,
входящего в /-ступень, °С.
Найденное значение ft* вводится во второй
блок, и расчет проводится сначала.
Использование метода кусочно-линейной
аппроксимации кривой насыщения не влияет на
точность определения tT предложенным способом,
так как эта температура уточняется методом
итерации до соблюдения условия равенства
значений угловых масштабов лучей процессов е = е^.
Если входные параметры воздуха заданы
через ti и tj, то можно использовать выражение
A3) для определения tf.
Описанный метод можно применить для
расчетов вновь проектируемых устройств КОВ. При
необходимости проведения проверочного
расчета действующего устройства КОВ по
предложенной блок-схеме в исходные данные вводят
конкретные величины а, Ntn L. При этом блок
20, где производится оптимизация поверхности
теплообмена путем сравнения Nt min и Nt =
=/ (а), не включается, и после 19-го блока сразу
включается 22-й. Определяемая в данном
случае величина теплообменной поверхности
уточняется в зависимости от получаемого при
заданных конкретных параметрах а и Nt
коэффициента эффективности устройства. В результате
проведения проверочного расчета сравнивают
35

tv °c
40,0
40,0
40,0
40,0
40,8
40,8
39,0
*?. °c
23,0
23,0
23,0
23,0
24,2
25,4
23,4
рб, кПа
101,5
101,5
101,5
101,5
101,5
101,5
101,5
G0, м3/ч
600
600
800
800
500
400
600
GB, м3/ч
400
300
300
400
500
600
400
Nt
2,09
1,83
2,18
2,36
1,70
1,70
2,04
L, м
0,45
0,45
0,45
0,45
0,34
0,34
0,34
f Op
28,0
28,8
29,3
28,5
27,4
27,3
27,1
/ op
ГИф' ^
27,7
28,6
29,5
28,6
27,5
27,5
27,5
'д.э>°С
29,0
30,0
30,5
29,4
29,4
30,0
29,0
'д.Р'°с
29,1
30,3
30,6
29,6
29,1
30,0
29,0
F, м*
8,83
8,83
8,83
8,83
6,67
6,67
6,67
Fp, м*
8,22
7,21
10,73
11,63
4,00
3,80
5,66
экспериментальные и расчетные значения
действительной температуры /д выходящего
основного воздушного потока и сопоставляют
используемую и требуемую при этом теплообменные
поверхности. При расчете устройства КОВ
совмещенного типа сравнивают также
экспериментальные и расчетные значения температуры
циркулирующей воды.
В таблице приведены экспериментальные и
расчетные данные проверочного расчета
одноступенчатой лабораторной модели устройства
КОВ, собранного на базе указанных теплообмен-
ных поверхностей.
Как видно, значения температуры воды и
основного воздушного потока по
экспериментальным и расчетным данным хорошо совпадают.
Необходимо отметить хорошее совпадение
экспериментальных и расчетных значений
температуры воды, определяемой независимо от
конструктивных характеристик аппарата (блоки
1—8, см. рис. 2)
Расхождение между значениями
действительной и уточненной в результате расчета для
каждого соотношения потоков воздуха величин
теплообменных поверхностей F и Fv
свидетельствует об отклонении скорости воздуха в
галетах от оптимальной в ту или иную сторону (блок
17, см. рис. 2), а равенство — о том, что для
данного соотношения потоков воздуха величина
поверхности выбрана правильно. Таким образом,
для уже действующих аппаратов можно
выявлять оптимальное соотношение воздушных
потоков, повышая тем самым эффективность их
эксплуатации.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Аничкин А. Г. Косвенно-испарительное
охлаждение воздуха.— Труды ГИПРОНИИ АН СССР
«Вентиляция, кондиционирование и отопление»,
1975.
2. А л е к с е е в В. П., Дорошенко А. В.,
Таран В. А. Перспективы использования
гранулированного цеолита в малогабаритных косвенно-
испарительных воздухоохладителях.— В кн.:
Холодильная техника и технология, Киев, 1977,
вып. 25.
3. Вигуржинский В. Н., Таран В. А.
Перспективы локального кондиционирования зоны
рабочих мест в горячих цехах. —Культура
производства и улучшение условий труда. Реферативный
сборник. Министерство тракторного и с.-х.
машиностроения СССР, 1979, вып. 3.
4. Г о г о л и н А. А. Осушение воздуха
холодильными машинами. М., Госторгиздат, 1962.
5. Зусманович Л. М. Одно- и двухступенчатые
бескомпрессорные системы кондиционирования
воздуха. В кн.: Инженерное оборудование жилых и
общественных зданий. М., 1976, вып. 1.
6. Кейс В. М., Л о н д о н А. Л. Компактные
теплообменники. М., Энергия, 1967.
7. К о к о р и н О. Я. Установки
кондиционирования воздуха. М., Машиностроение, 1978.
8. Рекомендации по расчету аппаратов и
систем косвенно-испарительного охлаждения
воздуха. Ташкент, 1977.
УДК 628.84:681.5
Многофункциональные автоматические регуляторы
для систем кондиционирования воздуха
Канд. техн. наук И. П. НИКУЛЬЧА,
канд. техн. наук И. Н. БЕСПАЛОВ
Одесский технологический институт пищевой
промышленности им. М. В. Ломоносова
Автоматические регуляторы, используемые в
системах кондиционирования воздуха (СКВ),
предназначены в основном для обеспечения
нормативных значений параметров воздуха в
36

помещении. Однако для повышения
экономической эффективности СКВ, например на базе
методов А. Я. Креслиня, А. А. Рымкевича или
приведенном в работе [2], необходимо в
пределах нормативных значений поддерживать
оптимальные по энергозатратам параметры. В этом
случае существенно повышаются требования к
точности стабилизации температуры и
влажности воздуха.
Решение указанных задач затруднено из-за
отсутствия соответствующих промышленных
регуляторов. Их номенклатура для СКВ позволяет
реализовать только простейшие локальные
системы автоматического регулирования (САР),
создать с их помощью нижний уровень управления
при решении оптимизационных задач
практически невозможно.
Таким образом, все более актуальным
становится создание многофункциональных
регуляторов для СКВ, удовлетворяющих
современным требованиям и выполненных на
современной технической базе, Предложенный авторами
закон связанного регулирования параметров
воздуха в СКВ предназначен для перспективной
разработки либо промышленных регуляторов,
либо программного обеспечения подсистем
кондиционирования в автоматизированных системах
управления технологическими процессами [2].
Разработка любой системы управления
базируется на принятой модели объекта управления.
СКВ является многомерным объектом
управления. Синтез системы управления основан на
описании СКВ системой п линейных
дифференциальных уравнений (с полностью
наблюдаемыми координатами xt и управляющими
воздействиями uk) следующего вида:
dxt п п
: 2 aiJXi + 2 ь1к">ь\ i = 1, 2, . .
dt
, n,
A)
где я, b—коэффициенты дифференциальных уравнений
объекта;
i, /\ k—индексы, служащие для нумерации
переменных и раскрытия сокращенных записей
суммы или системы уравнений.
В связи с тем что при изменении режима
обработки воздуха в СКВ меняются ее структура
и параметры [2], целесообразно использовать
модель (см. рисунок), которая отражает все
режимы работы СКВ.
В качестве параметров состояния выбраны
хъ хь> Уъ — температура, относительная
влажность, влагосодержание воздуха в помещении;
х3 — температура воздуха после камеры
орошения или положение регулирующего органа;
х7 — температура приточного воздуха.
Для регулирования температуры и
относительной влажности воздуха в помещении необ-
—*Ч+)—*-
и
1 U, ЧР *з
г^Ч
Т7р + 1
|_Ч
—®—
/
Г3р*1
/
Г6р + 1
/
Т5р + 1
*7
*i
(T,P*0(TiP + l)
и,
h
И5]
у 5 . Г771 _
»™л
I- h
Vy "
Модель системы кондиционирования воздуха:
/Сь Кз, К*, Кв, Ki — коэффициенты передачи; ТХ~ТЧ —
постоянные времени; р — оператор; ux — u2 — управляющие
воздействия; Х\, х3, х5, Xt — параметры состояния.
ходимы два управляющих воздействия иъ щ,
точка приложения которых зависит от режима
работы СКВ и выбирается системой управления
верхнего уровня в соответствии с известными
методами.
Если за управляемые координаты принять
параметры состояния и их первые производные,
то легко перейти от структурной схемы к
уравнениям вида A). Указанная структурная схема
не является единственной, ее выбор зависит от
конкретных требований и ограничений.
Необходимо только, чтобы описание имело вид A), где
все координаты известны по результатам
прямых измерений и дифференцирования.
Для синтеза закона управления был развит
метод интегральных оценок [1], который
сводится к решению 0,5 п (п+1) линейных
алгебраических уравнений
п
2 (rnaik + rkiaij)=— qjk'> /, 6=1,2, . . . ,я, B)
i=l
где г — вычисляемый коэффициент;
aik* aij — коэффициенты дифференциального уравнения
A);
qjk — весовой коэффициент.
Тогда закон управления, минимизирующий
квадратичную форму отклонений управляемых
координат
оо / п П \
'=J 2 2qikXiXk г* C)
о \i=i k=\
имеет вид
uk =
— kk sign fife \kk\ik\ >umk,
D)
где / — функционал критерия оптимальности;
kk — коэффициент передачи;
umk — максимальное значение управляющего
воздействия;
\ik — управляющая функция по фазовым координатам;
xt, х^ — фазовые координаты объекта управления.
Значение управляющей функции вычисляется
по формуле: -
37

п п п
\*k = 2 ^'*2 г^^ = 2 ****** E)
где гл — вычисляется из уравнения B);
kki — коэффициент передачи по конкретной
координате.
Значение коэффициента kki при известных
параметрах объекта aijy bik и выбранных
весовых коэффициентах qik легко рассчитать на
ЭВМ. Выбор весовых коэффициентов критерия
оптимальности был основан на достижении
наилучших показателей качества переходных
процессов в замкнутой САР. Для различных
наборов qik находили оптимальные законы
регулирования, а затем на модели исследовали САР.
Установлено, что критерий, обеспечивающий
наибольшую точность стабилизации только
температуры и относительной влажности воздуха
в помещении, должен содержать только два
ненулевых коэффициента qn, qbb, причем их
соотношение зависит от параметров объекта и
определяется для каждого конкретного случая.
Оптимальные параметры закона управления
из соотношения D) определяются с точностью
до постоянных множителей kk. Как показали
исследования, увеличение kk сначала улучшает
качество регулирования, а при значениях khikk'>
>10-f-50 % хода регулирующего органа на
градус улучшение практически прекращается. С
учетом реального ограничения по значению
управляющих воздействий \uh\^umk увеличение
kk приближает закон регулирования к чисто
релейному. Это является важным
преимуществом, поскольку реализация и непрерывного, и
релейного законов регулирования с
практически одинаковыми показателями качества
осуществляется по одному и тому же закону, т. е.
одним и тем же регулятором.
Оптимальная САР обладает статической
ошибкой. Ее можно уменьшить для заданного
объекта, выбирая соответствующие значения qlly qbb,
kk. В целях полного устранения ошибки был
использован известный метод — введение
интегральной составляющей по хг и хъ в строго
оптимальный закон. При постоянных изодрома 1000—
3000 с качество переходных процессов заметно
не ухудшается, а статическая ошибка,
обусловленная медленно изменяющимися возмущениями
(суточные и сезонные колебания климата),
отсутствует.
Рассмотренное общее решение задачи
позволило определить оптимальную структуру
регулятора для СКВ. В каждом конкретном случае,
в зависимости от требуемой точности и числа
измеряемых параметров, определяется знак kki
в уравнении E) и его порядок по отношению к
другим коэффициентам. Очевидно, что
коэффициенты, величина которых на порядок меньше
других, при реализации можно считать
нулевыми.
Регуляторы выбранной структуры можно
настраивать опытным путем, учитывая, что САР
фактически состоит из двух главных контуров
с ПИД-регуляторами и положительными или
отрицательными корректирующими связями по
промежуточным и выходным параметрам СКВ
и их производным.
Выбор порядка модели, а следовательно и
числа параметров СКВ, которые необходимо
измерять, определяется требуемой точностью и
допустимой сложностью регулятора. Чем точнее
модель, тем ближе реальное качество
управления к расчетному, но сложнее САР.
Полученные результаты практически
проверяли и использовали при разработке и
эксплуатации в промышленных условиях четырех
опытных регуляторов. По экономическим
соображениям измеряли параметры хъ лг3, хЪу т. е. порядок
модели п=6. Структура закона управления при
широтно-импульсном управлении
исполнительным механизмом постоянной скорости с
временем перестановки Ти имеет вид
U1— у Тм I kllXl — ^13*3 — ^15ХЬ + Т2 fa (&12*1 —
— kux3 — kuxb) + -^r- j x±dt ; F)
U2 — у J4 &23*3 + #25*5 — #21*1 + ^4 fa (&24*3 +
i r 1
+ &26*5 — fc22*i) + -f- xbdt '
где Vit V2— скорости обратной связи, В/с,
охватывающей трехпозиционные реле;
Т1 — Т4 — постоянные времени.
Регулятор был выполнен на операционных
усилителях 140-й серии интегральных микросхем,
с помощью которых были реализованы
классические схемы сумматоров, интеграторов,
дифференциаторов, работающих на постоянном токе.
Основные показатели качества САР с
указанным законом регулирования в 1,5—3 раза
выше по сравнению с показателями качества САР,
использующими традиционные законы, что
обусловливает следующие перспективные области
их практического использования.
— Стабилизация температуры и относительной
влажности с точностью 0,5—1,0 °С и 2—3 %,
что необходимо при кондиционировании воздуха
на некоторых участках по производству и
испытанию полупроводниковых приборов, фотоэле-
38

ментов, оптики. Традиционными методами
стабилизацию одновременно двух параметров
осуществить не удается.
— Сокращение энергозатрат на обработку
воздуха. Обычно параметры воздуха
рекомендуется поддерживать в пределах ±1 °С и ±7 %
относительной влажности. Уменьшение дисперсии
температуры и влажности в 2—3 раза дает
возможность изменять в пределах указанной
области задание регулятору, поддерживая тем
самым наиболее экономичные для конкретных
условий параметры воздуха. Расчеты
показывают, что экономия пропорциональна
производительности по воздуху и для кондиционера КД-20
составляет 1100 руб. в год.
Структура регулятора позволяет реализовать
не только оптимальные законы различной
сложности, но и все традиционные П, ПИ, ПИД или
релейные законы по двум каналам путем изме-
УДК 637.352.037.072
Канд. техн. наук Н. Н. ФИЛЬЧАКОВА,
канд. техн. наук Р. И. ПАН КОВ А
ВНИКТИхолодпром
Л. А. ЛЫЩЕВА, канд. техн. наук Г. В. ФРИДЕНБЕРГ,
Г. А. ЧАЙКА
Всесоюзный научно-исследовательский институт
молочной промышленности
В данной работе исследовали возможность
резервирования на межсезонный период
замороженного жирного творога, получаемого
разработанным ВНИМИ непрерывным способом из
подсквашенного молока методом коагуляции
белков в потоке. В качестве коагулянта
использовали кислую сыворотку. Контролем служил
творог, полученный кислотно-сычужным
периодическим способом.
Творог был выработан на Мытищенском гор-
молзаводе из одного и того же сырья, расфасован
в пергамент массой по 250 г и заморожен
воздушным способом в аппарате фирмы «Фригоскан-
дия» при температуре —37 °С и скорости
движения воздуха 2,5 м/с до среднеконечной
температуры продукта —18 и —30 °С. Замороженный
творог укладывали в короба с
полиэтиленовыми вкладышами и хранили в течение 6 мес в
холодильных камерах при температурах
воздуха —18 и —30 °С. Исследовали образцы свеже-
выработанного творога, творога после
замораживания и через 2, 4 и 6 мес хранения.
нения настроечных параметров, что и определяет
его многофункциональность.
Таким образом, современный уровень
приборостроения открывает широкие возможности
реализации оптимальных законов управления.
Внедрение их в практику, в частности и
предложенного в настоящей работе, должно решить
ряд известных проблем автоматизации СКВ,
связанных с повышением эксплуатационной
надежности и сокращением энергозатрат.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Красовский А. А. Интегральные оценки
моментов и синтез линейных систем.—Автоматика
и телемеханика, 1967, № 10.
2. Никульча И. П., Беспалов И. Н.,
Муратов В. Г. Применение ЭВМ для
управления системами кондиционирования
воздуха.—Холодильная техника, 1979, № 5.
Для оценки продукта по органолептическим
показателям его размораживали при комнатной
температуре; для оценки по всем другим
показателям размораживание проводили при
температуре 4—5 °С.
О качестве творога судили по следующим
показателям: кислотности, содержанию влаги
(определяли общепринятыми методами), влагоудер-
живающей способности (методом Грау-Хамма в
модификации МТИММП [2]), синеретическим
свойствам (центрифужным методом),
содержанию аминного азота (методом формольного
титрования творожной вытяжки), потерям массы
продукта в процессе замораживания и
хранения (взвешиванием), изменению
микроструктуры (методом фотографирования под
микроскопом), реологическим характеристикам.
Изменение реологических свойств творога
изучали на ротационном вискозиметре «Реотест 2»
(ГДР) по следующим характеристикам:
эффективной вязкости неразрушенной структуры
Чтах* полностью разрушенной структуры r|mln
и ее относительной степени разрушения
1—'Hmir/nmax B результате механического
воздействия при постоянной величине градиента
скорости сдвига /=9 с-1. Влагосодержание
исследованных образцов творога, сразу после
замораживания и в процессе хранения, колеба-
Влияние холодильной обработки и хранения
на качество творога, выработанного непрерывным способом
39

лось (табл. 1,2), поэтому их реологические
показатели были приведены к стандартному влаго-
содержанию F5j%) в соответствии с ранее
проведенными исследованиями [1].
В опытах по замораживанию творога была
измерена его криоскопическая температура. Для
творога, выработанного непрерывным способом,
она равнялась —0,68 °С, а периодическим
способом — 0,86 °С.
Микроструктура творога после
замораживания, как показали исследования, изменяется
незначительно и практически не отличается от
исходной.
Замораживание повлияло на
физико-химические свойства творога как опытной, так и
контрольной партий (табл. 1).
Влагоудерживающая способность уменьшилась
в большей степени у творога, выработанного
непрерывным способом, — на 6,6 и 8,3 % при
температурах замораживания —18 и —30 °С;
у творога, выработанного периодическим
способом, — соответственно на 4,2 и 5,3 %. При
этом, однако, следует отметить большее
абсолютное значение влагоудерживающей способности
у первых образцов.
Количество выделившейся сыворотки при
центрифугировании было заметно меньше у свеже-
выработанных контрольных образцов творога
Таблица 1
Способ
производства творога
Непрерывный
Периодический
Вид творога
Свежевыработанный
После замораживания
при —18°С
при —30 °С
Свежевыработанный
После замораживания
при —18°С
при —30 °С
Содержание
влаги, %
62,3±0,7
61,8±0,8
61,5±0,5
64,4±0,5
63,7+0,3
63,4±0,4

Влагоудерживающая
способность,
%
45,8±0,6
42,8±0,5
42,0±0,4
38,0±0,7
36,4±0,5
36,0±0,8
Потери
массы, %
—
1,0+0,2
1,3±0,4
—
0,8+0,4
1,2±0,5

Количество

делившейся

сыворотки, %
7,3
13,5
13,6
3,2
11,0
10,0
Органолептические показатели
Вкус чистый,
кисломолочный, консистенция
однородная
Вкус чистый,
кисломолочный, консистенция слегка
мучнистая
Вкус чистый, с излишне
выраженной кислотностью,
консистенция однородная,
мажущаяся
Вид творога
Свежевыработанный
После замораживания при
—18 °С
После хранения при —18 °С в
течение
2 мес
4 мес
6 мес
После замораживания при
—30 °С
После хранения при —30 СС в
течение
2 мес
4 мес
6 мес
Измеряемые реологические показатели творога
выработанного непрерывным способом
^тах' Па'с
25,6
11,6
13,2
12,2
12,3
10,9
7,8
13,5
16,3
Tlmin. Па.с
6,5
3,1
2,3
3,8
3,3
3,0
2,5
3,5
4,4
1—T1min/T1max»
%
74,2
73,8
82,4
72,9
73,2
71,4
68,0
74,0
73,0
Таблица 2
выработанного периодическим способом
^тах' Па'с
38,1
32,2
32,6
33,0
29,9
28,5
—
28,4
29,1
пт1п, па.с
10,7
8,1
7,3
8,1
8,5
8,3
8,4
7,3
8,6
1—^min^max»
%
72,0
74,8
77,6
75,6
71,4
70,9
81,0
74,1
70,4

C,2 % по сравнению с 7,3 % у опытных).
После замораживания склонность продукта к си-
нерезису возросла. Однако замораживание
заметно уменьшило различия в синеретических
свойствах сравниваемых образцов творога A0—
11 % у контрольных и 13,5—13,6 % у опытных).
В процессе длительного хранения эта разница
практически исчезла.
Средние показатели потерь массы творога в
результате замораживания в сравниваемых
партиях колебались незначительно (от 0,8 до 1,3 %).
Реологические характеристики, как показали
опыты, после замораживания творога
изменились (табл. 2). Снизилась эффективная"вязкость
как неразрушенной, так и полностью
разрушенной структур. У опытных образцов вязкость
стала меньше приблизительно в 2 раза. Однако
степень разрушения структуры творога в
результате замораживания изменялась
незначительно как у опытных, так и у контрольных
образцов.
Полученные данные указывают на
одинаковую устойчивость структур сравниваемых видов
творога к замораживанию.
По органолептическим показателям свеже-
выработанный непрерывным способом творог
имел чистый, кисломолочный вкус и
однородную консистенцию. В контрольном твороге
отмечалась излишне выраженная кислотность,
консистенция была однородной, мажущейся. После
замораживания консистенция опытных образцов
незначительно ухудшилась — появилась
слабая мучнистость. В контрольных партиях
изменений не наблюдалось.
При хранении творога кислотность опытных
образцов сохранилась на уровне исходной —
170—174 °Т, а контрольных образцов с 204—
210 °Т снизилась на 6—12 °Т.
Изменение физико-химических показателей в
процессе хранения представлено в табл. 3.
За время хранения в твороге произошло
дальнейшее снижение влагоудерживающей
способности. В большей степени это наблюдалось у
творога, выработанного кислотно-сычужным
способом, хранившегося при температуре —18 °С.
За 6 мес хранения при —18 и —30 °С влаго-
удерживающая способность творога опытных
партий снизилась соответственно на 11,7 и
6,0%, а контрольных — на 19,0 и 13,1 %,
т. е. почти вдвое больше. И
Тенденция снижения влагоудерживающей
способности обусловлена, по-видимому,
разрушением структуры белка, происходящим под
действием денатурационных изменений,
усиливающихся в процессе хранения.
Потери массы несколько больше у творога
опытных образцов, что, однако, почти
нивелируется к концу шестимесячного срока хране-
Та блица 3
Способ

производства
творога

Непрерывный

Периодический
Продол-
житель-
ность

хранения, мес
0
2
4
6
0
2
4
6

Температура
хранения, °С
—18
—30
—18
—30
—18
-30
-18
—30
—18
—30
—18
—30
—18
—30
-18
—30
Содержание
влаги, %
61,8±0,8
61,5±0,5
60,7-4-0,7
60,9±0,6
60,1±1,2
60,5±0,9
59,5+0,5
59,8±0,6
63,7+0,3
63,4±0,4
63,2+0,4
63,0±0,5
62,6±0,6
62,4±0,6
61,8+0,7
62,0±0,5
Влагоудер-
живающая
способность,
%
42,8±0,5
42,0±0,4
41,2+0,7
41,2+0,6
39,5±0,7
40,1±0,8
38,2+0,7
39,5±0,5
36,4±0,5
36,0+0,8
30,8±0,6
33,5±0,2
30,0±0,8
32,3±0,9
29,5+0,6
31,3±0,7

Количество
выделив -
шейся

сыворотки, %
13,5
13,6
17,3
17,6
19,4
21,0
19,9
19,4
11,0
10,0
15,1
14,3
16,5
12,7
19,2
16,3
Потери
массы, %
—
1,8±0,4
1,2+0,5
2,5+0,5
1,6±0,4
3,2+0,3
2,6±0,5
— •
0,6±0,5
0,5±0,6
1,3+0,6
1,3±0,5
2,5+0,6
2,3±0,5
Органолептические показатели
Вкус чистый, кисломолочный,
консистенция слегка мучнистая
Вкус чистый, кисломолочный,
консистенция мучнистая
Незначительный посторонний
привкус, консистенция мучнистая
Вкус кисломолочный,
консистенция слегка мажущаяся
Слабый посторонний привкус,
консистенция мажущаяся
Посторонний привкус,
консистенция мажущаяся
Посторонний привкус (салистый,
старый), консистенция мажущаяся
41

ния. С понижением температуры хранения
характерно уменьшение потерь творога для
опытных партий на 0,6%, а контрольных — на
0,2 %.
В процессе хранения увеличилась
способность к синерезису. Количество сыворотки,
выделившейся из творога, после 6 мес хранения
увеличилось, по сравнению со
свежезамороженным творогом, в среднем в 1,4—1,6 раза.
Разница в синеретических свойствах у опытных
и контрольных образцов практически исчезла.
Уже через 4 мес хранения в результате
сублимационного испарения влаги стала
изменяться поверхность замороженного творога под
пергаментом. Это явление наблюдалось у обоих
сравниваемых видов творога, в меньшей
степени — при температуре —30 °С.
Реологические показатели творога в процессе
хранения практически не изменились (см.
табл. 2). При этом значения эффективной
вязкости неразрушенной или полностью
разрушенной структур в большей степени
варьировались в опытных образцах творога при
температуре хранения —30 °С с тенденцией к
некоторому возрастанию и приближению к
первоначальному значению. Это характерно и для
степени разрушения структуры. При сравнении
реологических показателей творога обоих
вариантов отмечены некоторые аномалии в их
изменении через 2 мес хранения: абсолютные
значения реологических показателей
уменьшались или увеличивались без установленной
закономерности.
Органолептические показатели продукта в
результате хранения изменялись следующим
образом. В твороге, выработанном
кислотно-сычужным способом, через 2 мес хранения
отмечалась слабая горечь, т. е. в первую очередь
проявились пороки вкуса. При этом
консистенция практически оставалась без изменения.
ИЗОБРЕТЕНИЯ
<11) 771417 F1) 215239 B1) 2602292/23-06 B2) 05.04.78
3 E1) F 25 В 13/00; F 25 В 29/00 E3) 621.577 G2)
И. Ф. Городнянский, Р. Л. Данилов, А. Г. Кришта-
фович, Е. М. Лебедько G1) Северо-Кавказское
отделение Всесоюзного научно-исследовательского
института холодильной промышленности
<54) ТЕПЛОВОЙ НАСОС ХОЛОДИЛЬНОЙ
УСТАНОВКИ по авт. св. № 215239, отличающийся тем, что с
целью повышения экономичности между
компрессором и конденсатором установлен фор конденсатор,
система охлаждения которого подсоединена к
трубопроводу слива проточной воды из конденсатора.
В твороге, выработанном непрерывным
способом, как было сказано, сразу же после
замораживания наблюдалась слабая мучнистость, а
через 4 мес хранения — уже выраженная
мучнистость. Через 6 мес хранения практически
все сравниваемые образцы независимо от
способа выработки творога имели пороки вкуса
или консистенции, причем сильнее они были
выражены в контрольных образцах.
Снижение температуры хранения до —30 °С
способствовало лучшему сохранению консистенции и
вкуса и опытного, и контрольного творога.
В опытах не выявлено четкой взаимосвязи
между органолептическими показателями
продукта и содержанием в нем аминного азота.
Количество этого азота в опытной партии
колебалось в пределах 1,4—2,2 мг %, а в
контрольной составляло 3,4 %. В процрссе хранения
оно оставалось на исходном уровне. Судя по
тому, что основными пороками были слегка
прогорклый или старый вкус, можно
предположить, что ухудшение качества творога
явилось в большей степени следствием окисления
жира, а не изменения белка.
На основании результатов проведенных
исследований сделан вывод, что резервировать
замороженный жирный творог, выработанный
непрерывным способом на основе коагуляции
белков молока в потоке из подсквашенного
молока, вполне возможно.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Исследование биологической ценности
творога, выработанного по методу коагуляции белков
молока в потоке, и влияние на нее условий коагуля-
Ции/Н. Н. Липатов, Г. В. Фриденберг, Р. И. Пан-
кова и др. — Труды ВНИМИ, 1975, вып. 41.
2. С о к о л о в а 3. С, А л е к с е е н к о А. А.,
Катюхин В. А. Изменение свойства творога
в процессе замораживания и гранулирования. —
В кн.: Холодильная обработка и хранение пищевых
продуктов. Л., 1978.
A1) 777371 B1) 2610061/28-13 B2) 14.04.78 3 E1) F 25
D 17/06; F 25 В 9/00 E3) 621.565.7 G2) В. М.
Нехорошее, А. Я. Стависский, С. И. Зурабьян G1 )
Специальное конструкторское бюро по созданию
воздушных и газовых турбохолодильных машин
E4) СПОСОБ ОХЛАЖДЕНИЯ ПРОДУКТА в камере с
траспортером путем подачи холодного воздуха в
камеру и последующей его рециркуляции,
отличающийся тем, что, с целью уменьшения утечек холодного
воздуха из камеры, воздух, подводимый в камеру,
предварительно разделяют на два потока, один из которых
подают на продукт прямотоком, а другой —
противотоком, после чего оба потока смешивают при
атмосферном давлении.
42

В ПОРЯДКЕ ОБСУЖДЕНИЯ
УДК 536.24:725.355
О тепловлажностных процессах в холодильных камерах
От редакции. Поднятая на страницах нашего журнала дискуссия
о термодинамической теории проф. В. 3. Жадана [4] вызвала большой
отклик читателей. Ввиду того что основные критические замечания по
рассматриваемой теории были уже высказаны и многие статьи повторяют
друг друга, редколлегия журнала решила ряд статей поместить в виде
расширенных аннотаций.
Б~о с ы х Г. Г. Параметры тепловлажностных
процессов в судовых холодильных камерах
хранения мороженого мяса.
Специфическими особенностями судовых
провизионных холодильных камер являются:
ежедневная выдача продуктов и вызванный этим
большой приток тепла и влаги; низкая степень
и переменный характер загрузки камер;
непостоянство внешних теплопритоков.
Неполная загрузка приводит к низкому
уровню относительной влажности воздуха в
камерах (до 68 % в конце рейса при загрузке 4 %).
При батарейном охлаждении наблюдается
неравномерное распределение параметров воздуха
в камере, а следовательно, и неравномерные
потери мороженого мяса от усушки. Так, в
верхних зонах камеры потери в 4—5 раз выше
потерь мяса, расположенного непосредственно у
батарей. Средние потери мороженого мяса в
судовых провизионных камерах значительно
превышают потери на береговых холодильниках,
что привело к необходимости установления
повышенных норм усушки для судовых камер
хранения.
Все сказанное свидетельствует о затруднениях
при использовании теоретических методов
расчета потерь мяса в провизионных камерах, в том
числе и расчетных формул термодинамической
теории, предлагаемой проф. В. 3. Жаданом. Для
провизионных камер необходимы
самостоятельные исследования.
Стефанович В. В. О теории
тепловлажностных процессов в камерах холодильников.
По мнению автора, с позиций уравнения
Дальтона трудно объяснить установленный Д. Г. Рю-
товым факт независимости абсолютной усушки
продуктов в камере от степени ее загрузки.
Несущественно, за счет какого фактора
усиливается приток влаги в воздух (скорости его
движения, коэффициента испарительной
способности продукта, размеров элементов штабеля
или коэффициента загрузки камеры), если во
всех случаях неизбежно возникает одно и то
же закономерное явление — изменение
равновесной относительной влажности воздуха в
камере.
Рекомендация снижать температурный
напор в охлаждающих приборах ошибочна, так
как дело здесь не в нем, а в теплопритоках,
что четко отражает расчетная формула Жадана.
На основании анализа уравнений Дальтона
и Жадана можно сделать вывод о необходимости
пересмотра действующих норм потерь от усушки,
дифференцированных в зависимости от вида
и степени упитанности мяса, и замены их
новыми нормами, где потери давались бы в
зависимости от теплопритоков и были бы
одинаковы для разных видов и сортов мяса.
Автор провел испытания батарейных систем
охлаждения судовых провизионных камер при
температуре воздуха —12 °С. В опытах
наблюдалась повышенная инфильтрация воздуха из-за
частого открывания дверей. Средний
коэффициент технологической эффективности в опытах
оказался равен 0,6.
Бурцев В. И., Л у сто В. П., Лисов -
с к а я 3. П. К вопросу о тепло- и массообмене
в слое сельскохозяйственной продукции.
На протяжении ряда лет в Гипронисельпроме
исследовали тепло- и массообмен в
вентилируемом слое лука, помещенном в емкость A X 1 X
X 1,5 м) с теплоизолированными боковыми
стенками.
На основании анализа динамики изменения
влагосодержания вентилирующего воздуха
сделан вывод о наличии трех характерных
участков увлажнения воздуха. На первом
происходит интенсивный процесс усушки лука при
постоянной относительной влажности воздуха
(ф = 0,9 -г- 0,93), этот участок по времени
совпадает с основной зоной теплообмена. На
втором участке по мере выравнивания температур
воздуха и лука процесс усушки замедляется,
величина <р резко падает. На третьем участке,
когда уже практически отсутствует теплообмен
между воздухом и луком, влагосодержание и
относительная влажность вентилирующего
воздуха не изменяются.
Следовательно, справедливость основных
предпосылок теории В. 3. Жадана может быть
проверена лишь для первого участка увлажне-
43

ния воздуха. Правда, он представляет
наибольший практический интерес.
Автор считает, что для первого участка
зависимость et = const выполняется.
Пример расчета, показывающий совпадение,
приводится для случая нагревания лука.
Отклонение опытных данных от рассчитанных по
уравнению Жадана составило 16,3 %.
Методика расчета для второго участка не
приводится, хотя приложенный к статье рис. 2
показывает резкое отклонение суммарного
процесса от зависимости для первого участка.
Выводов о направлении суммарного процесса авторы
не делают.
Гуд ко в с кий В. А., Дидык Н. Н.
О теории внутриштабельных процессов в
камерах холодильников.
Проведены опыты по хранению яблок Апорт в
камере емкостью 100 т на холодильнике для
фруктов, расположенном в Алма-Атинской
области.
Яблоки хранили 30 суток (с 29 апреля по
28 мая 1980 г.) при температуре 1 °С.
Хранение осуществляли в специальных
контейнерах конструкции В. 3. Жадана с
теплоизоляцией из пенополистирола; в таких же
контейнерах без теплоизоляции; в нитяных сетках.
Контейнеры и сетки располагали в разных
местах камеры с локальными теплопритоками
через ограждения q = 7,4 -f- 9,6 Вт/м2. За
время хранения потери массы составили:
q, Вт/ма 7,4 9,1 9,6
Потери массы яблок, %
в контейнерах с изоляци- 0,87 0,90 0,92
ей
в контейнерах без изоля- 1,00 1,49 1,77
ции
в нитяных сетках 1,81 2,12 2,24
Яблоки хранили также в деревянных
контейнерах с модифицированной газовой средой
D % С02 и 8 % 02) при q = 9,1 ~ 9,6 Вт/м2.
Потери массы в этих контейнерах достигли
0,5 %.
Таким образом, была подтверждена
зависимость потерь от положения контейнера в
штабеле по отношению к наружным ограждениям,
а также от степени защиты плодов от вредных
теплопритоков.
Кроме изложения результатов своих опытов,
авторы делают ряд критических замечаний по
некоторым статьям, опубликованным в порядке
дискуссии *.
Они упрекают А. А. Гоголина [3] и
А. В. Алексеева [1] в том, что они предполагают
* Редакция сочла целесообразным по местить в этой
же аннотации и ответы на критические замечания
авторов.
непрерывную работу вентиляторов, что, по
мнению авторов, недопустимо.
Однако в обеих этих статьях нет упоминания о
непрерывной работе вентиляторов. Сделанные выводы
пригодны как для непрерывной, так и для цикличной
работы вентиляторов.
Критикуется рис. 1 в статье А. А. Гоголина
[3] за недопустимо высокий подогрев воздуха
A0 °С), а также за то, что три кривые процессов
для продуктов с разными испарительными
способностями выходят из одной точки.
В своей статье А. А. Гоголин задался целью
показать графически, что при допущениях, принятых
В. 3. Жаданом, процесс в штабеле продуктов,
выделявших тепло и влагу, рано или поздно действительно
приходит к равновесному процессу (p=const. Однако
он был достигнут только при At&W °C. Конечно, этот
подогрев слишком велик, но если его уменьшить, то
получился бы процесс с <рФconst и попытка А. А.
Гоголина подтвердить зависимость <р=const не была бы
выполнена.
На рис. 1 в статье А. А. Гоголина три процесса
можно было бы начинать и не из одной точки. Главным
здесь является не то, что они начинаются в одной точке,
а то, что начальная относительная влажность воздуха,
как правило, не равна равновесной и процессу ф=
=const всегда предшествует переходный процесс <р=?
Ф const.
Высказаны замечания в адрес Г. Г. Босых
[2], который якобы пытается распространить
коэффициенты технологической эффективности
систем охлаждения промышленных хранилищ»
полученные по данным Д. Г. Рютова, на
судовые провизионные камеры.
Здесь очевидное недоразумение. Г. Г. Босых в своей
статье показал со всей очевидностью, что в зависимости
от размеров и режима работы камер в них возможны
самые различные коэффициенты технологической
эффективности ет.э и, для того чтобы формула Жаданэ
для расчета потерь могла иметь определенное
практическое применение, необходимо экспериментально
уточнить значения етэ для различных холодильных камер
с учетом условий их эксплуатации.
ДячекП.И. О теории тепловлажностных
процессов при хранении сочных продуктов
полеводства.
Процессы тепло- и массообмена при хранении
сочных продуктов полеводства включают
искусственную и естественную конвекцию в слое,
осложненную кондуктивным переносом тепла,
а также тепловое взаимодействие в системе
штабель — ограждения — пол.
Исследовать названные процессы можно,
основываясь на термодинамическом подходе к
изучаемым явлениям [4, 5]. Интегральные
показатели системы получают на основании
локальных теплофизических параметров.
Составим для насыпи упругих, насыщенных
влагой тел, форма которых близка к
шаровидной, систему дифференциальных уравнений
конвективного тепло- и влагопереноса. Испарение
влаги происходит на поверхности
составляющих слоя. Механизм массообмена принимаем
44

по работе [5], основные допущения теории —
по [6, 7]. Будем считать также, что теплообмен
насыпи с окружающей средой отсутствует и
средние скорости фильтрации воздуха по
сечению насыши распределяются равномерно.
2».
т=0
+
гтдТ(т, г)
г дх
2 + тдГ(т, г)
!>„/"['
а2г (т, г)
т —О
+ <
dt(xyh)
дх '
да (т, h)
г дг
dt(x, h) а?ф8Н/
дг*
,ЬТ (т, г)
+
A)
дт
- w
ш dh
д<д (т, h)
Ш :
свРв|*
[Г(т,/г)-/(т,А)Ь B)
= jT Р^Ф8^/Ен [© (т, Л) — со (т, Л)]
Краевые условия для тел в слое:
C)
^^Чг^Мф {«[Г(т,Л)-*(т,Л)] +
и»=0
+ PeFr'[<o(T, tf) —a>(T,ft)]},'
дГ (т, 0)
Г @, г) = /я (й), g/ = 0, Г.(т, 0) 5*оо.
D)
E)
Кроме того, h = 0, t (т, 0) = tBX, со (т, 0) =
= совх, Л = дат, t (т, Л) = tH, со (т, /i) = (он .
00
Здесь: 2 ««'".
т=0
со
2 ?т/"т— функции, определяющие зависимость
m=sO
составляющих слоя от радиуса
удельной объемной теплоемкости и
коэффициента теплопроводности;
г — текущая координата при оценке
внутреннего температурного поля частиц
в насыпи, О^г^^;
Т (т, г) — температура тел в слое;
д0 и b — константы, определяющие
интенсивность выделения биологического тепла;
t (т, /i), св» Рв» w — соответственно температура, удельная
теплоемкость, объемная масса и
средняя скорость фильтрации воздуха;
т — время;
h — расстояние от рассматриваемого
сечения до входа воздуха в насыпь;
а, р — коэффициенты тепло- и массоотдачи;
\i—порозность слоя;
гр — массообменная характеристика
хранимого продукта;
8Н — поправочный коэффициент на площадь
в зоне контакта частиц;
кф — коэффициент формы;
о (/, Щ—концентрация водяных паров в воздухе;
со (т, R) — концентрация водяных паров на
поверхности частиц в слое;
гг — удельная теплота парообразования;
/ — площадь поверхности (в 1 м3 насыпи)
шаров, эквивалентных по объему
частицам слоя.
Более^подробные пояснения к приведенной
системе уравнений, а также формулы для
расчета коэффициентов переноса и свойств насыпи
приведены^ в диссертации автора.
Представленная система уравнений описывает
некоторый идеальный объект. Реальные
процессы протекают при взаимодействии с
окружающей средой и при неравномерном
распределении воздуха и описываются более сложными
уравнениями в двух- или трехмерном
пространстве. Составить их можно на основании
современных представлений о переносе тепла и
влаги [7].
Для условий естественной конвекции
система дифференциальных уравнений переноса имеет
более сложный вид и включает даже для
идеального объекта уравнения движения. В этом
случае сложнее задать и краевые условия.
Естественная и искусственная конвекция в насыпи —
два разных по характеру и интенсивности
процесса.
Обсудим возможность появления и
длительного сохранения в насыпи условия <р (А) =
= A i//\d= const. Это основа
термодинамической теории тепловлажностных процессов,
предлагаемой проф. В. 3. Жаданом [4].
Анализ уравнений B) и C) показывает, что
существование условия A t (т, Л)/Асо(т, К) =
= const (от этого можно перейти к A //A d =
=const) не может быть доказано. Следовательно,
оно не существует по крайней мере .в тех
процессах, которые описывает представленная
система дифференциальных уравнений.
Приведенные в диссертации автора расчеты
и изучение параметров переноса в насыпи
картофеля показывают, что соотношение и
интенсивность конвективного тепло- и массообмена
зависят от сорта клубней, периода и условий
хранения, начальной температуры и объема
составляющих слоя, физических параметров
воздуха на входе в насыпь и т. д. Интегральные
показатели тепло- и массообмена переменны по
высоте и во времени. Условие ф (h) = const
может возникнуть мгновенно при одном,
частном, сочетании физических свойств системы.
Как следует из вышесказанного, условие
Ф (h) = const не может являться основой
какой-либо теории. Столь сложный и
многогранный физический процесс не может быть замкнут
в рамки одной или даже нескольких простых
формул. Исследование теплофизических
процессов в камерах хранения наиболее
целесообразно проводить с учетом их нестационарности
и с максимально возможным учетом всего
комплекса происходящих явлений.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Алексеев А. В. Уточнение методики расчета
тепловлажностных процессов в камерах
холодильников. — Холодильная техника, 1980, № 1.
2. Б о с ы х Г. Г. О коэффициенте технологической
эффективности систем охлаждения. — Холодильная
техника, 1980, № 5.
45

3. Г о г о л и н А. А. К вопросу о тепловлажностных
процессах в камерах холодильников. —
Холодильная техника, 1979, № 6.
4. Ж а д а н В. 3. Термодинамическая теория
тепловлажностных процессов в камерах холодильников. —
Холодильная техника, 1979, № 6.
5. Ж а д а н В. 3. Теоретические основы
кондиционирования воздуха при хранении сочного расти-
ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1) 769231 B1) 2691267/23-06 B2) 28.11.78 3 E1) F 25
В 9/00 E3) 621.56 G2) В. Д. Ельчанинов, Н. Я-
Обухов, В. Е. Халанский
E4) ВОЗДУШНАЯ ХОЛОДИЛЬНАЯ
ОСУШИТЕЛЬНАЯ УСТАНОВКА, содержащая последовательно
соединенные вентилятор с электродвигателем,
снабженные запорными клапанами напорный воздуховод,
подключенный к охлаждаемому объекту, и байпасную
магистраль с регенеративным патроном, отличающаяся
тем, что, с целью увеличения экономичности, установка
снабжена камерой, установленной на напорном
воздуховоде, и имеет с последним общую стенку, и в камере
дополнительно установлена термоэлектрическая
батарея, горячие спаи которой примыкают к общей стенке,
а холодные снабжены электроконтактами, связанными с
электродвигателем вентилятора, причем камера
соединена с байпасной магистралью на участке подключения
ее к охлаждаемому объекту.
(И) 769221 B1) 2686502/29-06 B2) 30.11.78 3 E1) F 24
F 11/00 E3) 697.94 G2) В. Г. Муратов, О. А. Карда-
севич, В. Я. Лукьяненко G1) Одесский
технологический институт пищевой промышленности им. М. В.
Ломоносова
E4) СПОСОБ АВТОМАТИЧЕСКОГО
РЕГУЛИРОВАНИЯ ПАРАМЕТРОВ ВОЗДУХА В ПОМЕЩЕНИИ
ПУТЕМ воздействия регуляторов на клапаны канала
первой рециркуляции, калориферов первого и второго
подогрева и канала подачи холодной воды в камеру
орошения, отличающийся тем, что, с целью повышения
быстродействия регулирования, при отклонении
температуры воздуха в помещении ниже допустимого
предела, клапаны канала первой рециркуляции и
калорифера второго подогрева полностью открывают, а при
отклонении температуры выше допустимого предела
указанные клапаны полностью закрывают.
A1) 769233 B1) 2678068/23-06 B2) 25.10.78 3 E1) F 25
В 9/02 E3) 621.57 G2) А. И. Азаров G1) Одесский
технологический институт холодильной промышленности
E4) ВИХРЕВОЙ ХОЛОДИЛЬНИК, содержащий
теплоизолированную холодильную камеру с охладителем,
вихревую трубу с диафрагмой и сопловым вводом,
подключенным к штуцеру сжатого газа, и теплообменник,
выполненный в виде размещенного в кожухе пакета из
перфорированных дисков, чередующихся с кольцевыми
прокладками, разделяющими объем теплообменника на
внутреннюю и наружную полости, последняя из
которых сообщена с диафрагмой вихревой трубы и
атмосферой, отличающийся тем, что, с целью снижения
потребления сжатого воздуха и повышения технологичности,
тельного сырья. М., Пищевая промышленность,
1972.
6. Л ы к о р А. В., М и х а й л о в Ю. А. Теория
тепло- и массопереноса. М. — Л., Госэнергоиздат,
1963.
7. Л ы к о в А. В. Тепломассообмен. Справочник. М.,
Энергия, 1978.
внутренняя полость теплообменника включена в линию
связи штуцера сжатого газа с сопловым вводом
вихревой трубы.
A1) 771418 B1) 2719486/28-13 B2) 22.01.79 3 E1) F 25
D 3/10; F 25 D 13/06 E3) 621.565.3 G2) И. А. Лаков-
ская, Г. Д. Шабетник, Н. Э. Каухчешвили, Н. А.
Александрова G1) Московский технологический институт
мясной и молочной промышленности
E4) СПОСОБ КРИОГЕННОГО ЗАМОРАЖИВАНИЯ
ПИЩЕВЫХ ПРОДУКТОВ И УСТАНОВКА ДЛЯ ЕГО
ОСУЩЕСТВЛЕНИЯ 1. Способ криогенного
замораживания пищевых продуктов путем распыления
хладагента над продуктом, отличающийся тем, что, с целью
интенсификации процесса замораживания, уменьшения
расхода хладагента и улучшения качества готового
продукта, в жидкий хладагент подают газообразный
хладагент, при этом распыление получаемой парожид-
костной смеси хладагента осуществляют под давлением
2-Ю4—4.10* Па.
2. Установка для осуществления способа по п. 1,
содержащая теплоизолированную камеру, разделенную
на отсеки, в одной из которых установлен вентилятор
для турбулизации паров хладагента, а в другом —
устройства для распыления хладагента, и проходящий
через камеру конвейер для перемещения продукта,
отличающаяся тем, что она снабжена устройством для
отсосса паров хладагента из камеры и подачи их к
устройствам для распыления хладагента.
(И) 777329 B1) 2662853/29-08 B2) 05.09.78 3 E1) F 16
L 59/14 E3) 621.643.23 G2) А. А. Безверхий, А. В.
Беляев, А. И. Метлина, В. 3. Филатов G1) Сибирский
зональный научно-исследовательский и проектный
институт типового и экспериментального проектирования
жилых и общественных зданий
E4) 1. УСТРОЙСТВО ДЛЯ ТЕПЛОИЗОЛИРОВАНИЯ ,
ТРУБОПРОВОДОВ, состоящее из формообразующих
кожухов с отверстиями для ввода композиции и выхода
газов и торцовых съемных фланцев, отличающееся тем,
что, с целью расширения диапазона диаметров
изолируемых труб, оно снабжено рамой с закрепленными на
ней кольцами, а формообразующие кожухи
выполнены в виде скользящих одна по другой пла тин, шарнир-
но закрепленных на кольцах рамы и снабженных
механизмом перемещения.
2. Устройство по п. 1, отличающееся тем, что
механизм перемещения пластин выполнен в виде
установленной на наружной поверхности кольца
пластинчато-роликовой цепи, соединенной регулируемыми
тягами с пластинами и снабженной средством для ее
перемещения по поверхности' кольца.
3. Устройство по пп. 1 и 2, отличающееся тем, что
края пластин выполнены из эластичного материала.
46

ОБМЕН ОПЫТОМ
УДК 641.546.44:62.57.048-52
Приборы управления
процессом оттаивания
испарителя
бытового холодильника
Е. П. ВОЛОДАРСКИЙ, А. Т. ЖАДЬКО
СКБприбор (г. Орел)
СКБприбор орловского ПО «Промприбор» по
техническому заданию минского ПО «Атлант»
разработало и внедрило в серийное производство
приборы управления процессом оттаивания
испарителя бытового холодильника.
В комплект входят два прибора — прибор
полуавтоматического управления процессом
оттаивания типа ТОП (датчик) и клапан
оттаивания типа КО-1 (исполнительный прибор).
Датчик ТОН может применяться также для
управления работой электрических нагревателей
испарителя.
Процесс оттаивания начинается после нажатия
вручную на кнопку датчика и заканчивается
автоматически после того, как поверхность
испарителя в месте крепления термочувствительного
элемента датчика достигнет температуры [4 °С
неточность срабатывания ±2 °С).
кд
т
m
I и-
«Й
/°
-Щ
*- Режим „холод" \\ .
- Ре/кин „оттай-
дан ие"
Рис. I. Схемы оттаивания испарителя:
а — горячими парами хладагента; б — электронагревателем;
КМ. — компрессор; КД — конденсатор; И — испаритель; Я —
нагреватель; T110 —терморегулятор; ТОП —прибор
управления процессом оттаивания; КО-1 — клапан оттаивания.
Сигнал на начало оттаивания поступает от
датчика на клапан оттаивания или на
нагревательные элементы.
В первом случае (рис. 1, а) оттаивание
осуществляется горячими парами хладагента при
включенном компрессоре. Клапан закрывает
линию компрессор — конденсатор — испаритель
и открывает линию компрессор — испаритель.
Рис. 2. Габаритные и
присоединительные размеры прибора ТОП
полуавтоматического управления
процессом оттаивания испарителя.
47

/т/л
ВидА
Рис. 3. Габаритные и
присоединительные размеры клапана
оттаивания КО-1.
Во втором случае (рис. 1, б) оттаивание
происходит путем электрообогрева испарителя при
выключенном компрессоре.
В электрическую цепь холодильника приборы
подключаются с помощью пластинчатых
зажимов.
По защищенности от воздействия окружающей
среды приборы имеют обыкновенное исполнение
по ГОСТ 12997—76, по устойчивости к
механическим воздействиям — исполнение I по ГОСТ
17167—71.
Приборы предназначены для работы при
температуре окружающего воздуха от 10 до 35 °С
и относительной влажности до 80 %.
Клапан оттаивания КО-1 выпускается для
работы при напряжении переменного тока 220 В
частотой 50 Гц, а также 115 и 220 В частотой
60 Гц.
Техническая характеристика
Прибор ТОП
Коммутируемая мощность контактного
устройства при cos ф> 0,6, В-А
Средний ресурс (количество срабатываний
контактного устройства)
Средний срок службы, лет
Вероятность безотказной работы за 2000 ч
Масса, кг, не более
Клапан КО-1
Потребляемая мощность, Вт, не более
Средний ресурс (количество переключений)
менее
Средний срок службы, лет
Вероятность безотказной работы за 2000 ч
Масса, кг, не более
не
500
2500
15
0,98
0,08
15
6000
15
0,99
0,08
Габаритные и присоединительные размеры
прибора ТОП приведены на рис. 2, клапана
КО-1 —на рис. 3.
УДК «21.565:663.952.1
Опытно-промышленная
установка
для замораживания
чайного листа
Г. 3. ХЕЧУАШВИЛИ
Грузгипропищепром
Канд. техн. наук В. П. ЛАТЫШЕВ
ВНИКТИхолодпром
В промышленности все большее применение
находит производство чая с использованием метода
замораживания сырья [8], что позволяет
улучшить технологию и обеспечить ритмичность
работы предприятий. ВНИКТИхолодпром и
Грузгипропищепром испытали
опытно-промышленную установку подобного типа.
При исследовании процессов охлаждения
чайного листа было проведено более 30 опытов в <
различных режимах работы холодильной
установки. Температуру холодного воздуха
регулировали в пределах от —1 до 2 °С, температуру
хладоносителя (рассола) — от —5 до —8 °С,
скорость воздуха в слое — от 0,4 до 0,5 м/с.
Температура чайного листа достигала 4—5 °С.
При исследовании процессов замораживания
и размораживания чайного листа было
выполнено 18 опытов. В процессе замораживания
температуру охлаждающего воздуха
регулировали от —40 до —50 °С, температуру кипения
хладагента R22 — от —55 до —60 °С.
Температура чайного листа была в пределах от —38
до —43 °С. В указанных режимах доля выморо-
48

женной воды в чайном листе составляла не
менее 96 %, что обеспечивало почти 100 %-ное
разрушение клеток и, следовательно, повышение
качества чая.
Размораживание проводили в две стадии. До
криоскопической температуры чайный лист
нагревали горячим воздухом с температурой
45—60 °С, а затем — воздухом с температурой
25—30 °С.
Температуру чайного листа измеряли хромель-
копелевыми термопарами с диаметром проводов
0,15 мм, подсоединенными к
самозаписывающему электронному потенциометру марки КСП2-
005, скорость воздушного потока в слое —
электроанемометром АТЭ-2М, перепад давлений на
слое и поддерживающей решетке —
дифференциальным манометром. Кроме того, определяли
расход холода и тепла в аппаратах для
охлаждения, замораживания и размораживания.
Дополнительно было исследовано
гидравлическое сопротивление слоя чайного листа.
Стенд для определения гидравлического
сопротивления поддерживающей решетки и слоя
чайного листа, а также пористости последнего
представлен на рисунке.
Воздухораспределительная решетка
изготовлена из проволочной сетки № 4 и 3,2 (ГОСТ
5336—67, 3826—66) из нержавеющей стали
Х18Н9Т (ГОСТ 5632—72). В морозильном
аппарате типа СФАР-400 конструкции ВНИКТИ-
Схема стенда для определения гидравлического
сопротивления и пористости слоя чайного листа:
/ — центробежный вентилятор; 2 — дифференциальный
манометр; 3 — поддерживающая решетка (сетка); 4 — слой чайного
листа; 5 — аэродинамическая труба; 6 — электроанемометры
АТЭ-2М; 7 — керамическая насадка; 8 — воздуховод.
Удельный расход
холода или тепла Q/G
(при обработке слоя
чайного листа),
Вт-ч/кг
Температура, °С

Гидравлическое
сопротивление
Ар, Па
иинва
-H»BdoiM?Bd ndu
иинвя
-ижвdoIмвe ndu
иинэг/жви-хо Hdu
Я} В1ЭИ1Г OJ
-OHHBh КВНЬЭНОМ
н; вюшг ojoh
-ИВЬ KBH41fBhBH
со ^»
о
KOtfD OJOH
-iOITII И1ГИ OJOH
-нэжижооЪшээп
ИМ1ЭЭ ИЭГП
-оп?яижйэ'н"п'ои
Э/W '02
эо1ГЭ я вхАйеоя чюос!омэ
з qiooiOHdoij
Влажность
чайного
листа, %
Н^ KBHhDHOM
ЯД\ KBH4IfBhBH
НИИ '1 ИМХОО.
-edgo ч1эончи,э1ижи,ой'ос1тт
Ш <0// В10И1Г OJOHHBh KOITD
OJOHdeHOHtmio вюогад
еim/jm 'd ВЮИ1Г
OJOHHBh К01ГЭ ЧХЭОНЮЦ-Ц

Характеристика слоя
чайного
листа
1 h/JH 4?) Ч1ЭОН
-qirsiHtfoaeHodii квнхэьэв^
Процесс
1
1
СО
4,0—
5,0
1ю
СО CS|
см
•1-Я.
0 01
- 1
1 •!•
230—
290
1о
; о со
СМ
0,45—
0,50
0,23—
0,26
75,5
СО
360
0,3
lo
о ю
СМ -н
Плотный
1000
Интенсивное
охлаждение чайного листа
на сетчатом
транспортере
1
Id
СО 1-«
1
•1-5
8 1
1 •!¦
1ю
со см
см
.I.O
3 1
1 •!•
1о
О ОО
ЮСО
СО
1о
! О СП
5,40—
5,80
0,40—
0,45
75,5
со
l<N
о ~*
0,15—
0,20
1 о
ю^м
СП ~н
Псевдоожи-
женный
1о
оо
юсм
Замораживание
чайного листа^в
морозильном аппарате типа
СФАР-400
1 « 1
со ^ [
СОСМ [
СМ |
1
1
1о
00 СМ
—20
45—60
25—30
1о |
о ю L
СМ СО
со
О СО
ю
5,20—
5,50
0,38—
0,43
|00
СО СО
со
75,5
О тГ 1
0,15—
0,18
1 LO
O^h
CM —
Псевдоожи-
женный
lo 1
о о
юсм
Размораживание
чайного листа на
сетчатом транспортере

холодпрома использовано секционное днище с
коэффициентом перфорации 0,25—0,28.
Пористость, гидравлическое сопротивление,
удельную поверхность насыпного слоя чайного
листа определяли и обрабатывали по методике,
рекомендованной в работах [1, 4]. Результаты
экспериментов даны в таблице.
На основании полученных данных для
расчетов промышленных аппаратов подобного типа
могут быть использованы следующие известные
уравнения.
Уравнения теплового баланса при
стационарном режиме работы аппаратов:
для замораживания
Q3-Q1 + Q2 + Q3 + Q4; 0)
для размораживания
Qp = Qi + Q2 + Qs + Qb - (Qi + Qe), B)
где Qi — тепловой поток через ограждение аппарата;
Q2 — расход холода на замораживание или тепла на
размораживание чайного листа;
Q3 — потери холода или тепла при инфильтрации
воздуха;
Q4 — приток тепла от работающего вентилятора
воздухоохладителя или воздухонагревателя;
Q5 — расход тепла на испарение влаги при
размораживании;
Q6 — приток тепла от дыхания чайного листа при
размораживании.
Величины, входящие в уравнения теплового
баланса, определяют по известным формулам.
Для расчета по этим уравнениям необходимые
данные и параметры можно найти в приведенной
таблице и в работах [2, 3, 5, 6].
Удельный расход холода при охлаждении
слоя чайного листа рассчитывают по методике,
рекомендованной в работе [7].
Параметры для определения величины Q6
в процессе размораживания слоя чайного листа
можно использовать из литературы [3, 7].
Таким образом, по уравнениям A) и B)
теплового баланса аппаратов и данным таблицы можно
рассчитать поверхности воздухоохладителя и
воздухонагревателя, производительность
вентилятора и, наконец, подобрать холодильное и
энергетическое оборудование соответствующей
мощности при проектировании чайной фабрики.
Результаты проведенных исследований были
использованы Грузгипропищепромом при
разработке проектов холодильников для хранения
чайного листа на Губской, Хобской и Самтред-
ской чайных фабриках.
В настоящее время на основании полученных
данных разрабатывается проект чайной фабрики
для производства черного байхового чая с
использованием замороженного сырья. Для его
хранения при фабрике предусмотрен
холодильник.
Результаты экспериментального
исследования могут быть применены и при оценочных
расчетах охлаждения и замораживания шпината,
салата, щавеля, фасоли и другого растительного
сырья.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. А э р о в М. Э., Тодес О. М. Гидравлические
и тепловые основы работы аппаратов со
стационарным и кипящим зернистым слоем. Л., Химия, 1968.
2. Гинзбург А. С. Основы теории и техники
сушки пищевых продуктов. М., Пищевая
промышленность, 1973.
3. Калориметрическое исследование
зеленого чайного листа/В. П. Латышев, В. Ф. Лебедев,
С. Д. Медунов и др.— Холодильная техника, 1976,
№ 10.
4. Лабораторный практикум по курсу
«Процессы и аппараты пищевых производств»/А. С.
Гинзбург, Н. С. Михеева, В. И. Сыроедов и др.— М.,
Пищевая промышленность, 1976.
5. Рекомендации по проектированию*
холодильных установок. М., ВНИХИ, 1962.
6. Теплофизические параметры слоя
чайного листа/В. И. Гомелаури, А. Г. Хоштария,
О. Ш. Везиришвили и др.— Холодильная техника,
1976, № 2.
7. Хечуашвили Г. 3. Исследование
теплообмена при охлаждении слоя чайного листа.—
Сообщения Академии наук Грузинской ССР, 1978,
т. 92, № 2.
8. Эффективность применения установки теп-
лохладоснабжения для производства чая методом
замораживания/Г. 3. Хечуашвили, А. Н. Какала-
швили, В. П. Латышев и др.— Холодильная |
техника, 1977, № 5.
50

В ПОМОЩЬ ПРАКТИКУ
УДК [621.574:621.176J.004.182/. 183
Повышение экономичности
эксплуатации
пароводяных эжекторных
холодильных машин
Канд. техн. наук М. А. СИЛЬМАН
Московский завод холодильного
машиностроения «Компрессор»
На электростанциях, металлургических, хими*
ческих, целлюлозно-бумажных комбинатах и
других предприятиях различных отраслей
промышленности находится в эксплуатации
значительное количество пароводяных эжекторных
холодильных машин (ПЭХМ) единичной холодопро-
изводительностью 350—1750 кВт @,3—
1,5 Гкал/ч). Поскольку энергетические
показатели у ПЭХМ ниже, чем у холодильных машин
других типов, изучение и реализация
возможностей повышения экономичности ПЭХМ сулит
достижение ощутимого экономического эффекта.
Низкая экономичность ПЭХМ обусловлена,
в первую очередь, большими расходами
рабочего пара Gn и охлаждающей воды GWJ
необходимыми для работы машины. Поэтому основным
направлением повышения экономичности ПЭХМ
следует считать уменьшение расходов Gn и Gw.
ПЭХМ проектируют на максимально
возможную для конкретных условий эксплуатации
температуру охлаждающей воды tt
lulmax
[4].
Значение ^imax оговаривается в техническом
задании и принимается за основу при расчете
ПЭХМ. Исходя из этого значения /Ш1тах
определяют спецификационные величины Gn и Gw.
Однако в процессе эксплуатации в течение
года максимальная температура ^imax имеет
место лишь незначительный период. Большую
же часть года машина работает при температуре
twi <^?imax» причем снижение twl по сравнению
с расчетным значением этого параметра подчас
составляет значительную величину.
В этих случаях возможно и целесообразно, как
указывалось, например в [2, 4], уменьшать или
Gn, или Gw, или и Gn и Gw одновременно.
Однако отсутствие конкретных рекомендаций по
снижению расходов пара и охлаждающей воды в
зависимости от температуры последней привело к
тому, что практически повсеместно эксплуатация
ПЭХМ ведется на спецификационных величинах
Gn и Gu
независимо от значения t
wli
т. е. на
практике реальные возможности повышения
экономичности ПЭХМ не используются.
Следует иметь в виду, что требуемые
выходные параметры ПЭХМ (холодопроизводитель-
ность Q0 и температура кипения t0) при
имеющейся поверхности конденсатора для данного
значения twl могут быть обеспечены при
различных сочетаниях расходов Gn и Gw> которые
в определенных пределах можно изменять,
причем изменение одного показателя должно
компенсироваться изменением другого.
Оптимальный вариант сочетания Gn и Gw надо определять
по результатам вариантного расчета с учетом
конкретных местных условий эксплуатации [2].
В эксплуатационных условиях удобнее иметь
дело не с расходом пара Gn, а с его давлением рп
перед машиной, которое при постоянном
сечении сопел однозначно определяет величину Gn.
20 21 22 23 21 25 26 27 28 29twh°C
Рп> МПй
Рис. 1. Зависимость давления пара рп и расхода
охлаждающей воды Gw от температуры охлаждающей
воды twl:
а — для машины 16Э; б — для машин 17Э и 17ЭП; в — для
машин 18Э и 18ЭП; / — Gw=900 т/ч; 2 — 1050 т/ч; 3 — 1200 т/ч;
4 — 1350 т/ч; 5 — 475 т/ч; 6 — 550 т/ч; 7 — 625 т/ч; 8 —
700 т/ч; 9 — 240 т/ч; 10 — 300 т/ч; // — 360 т/ч; 12 — 420 т/ч.
51

Для обеспечения возможности определять
экономичные режимы работы нами для серийно
выпускаемых ПЭХМ различных марок
выполнены расчеты и построены графики зависимостей
между давлением пара (избыточным) рп,
расходом охлаждающей воды Gw и ее температурой
twi (Рис- !)• Выборочная проверка этих
графиков при натурных стендовых испытаниях
подтвердила их достаточную достоверность *.
С помощью графиков эксплуатационный
персонал может весьма просто установить
возможные для данной температуры twl сочетания
параметров рп и Gw. При этом округлять следует
в сторону больших значений рп и Gw.
Возможна также линейная интерполяция для
промежуточных значений.
Например, из графика на рис. 1, а можно
определить, что машина 16Э при twl=23,5 °C
работоспособна при следующих сочетаниях
значений ри и Gw (при этом для ри приняты
значения, кратные 0,05 МПа):
Ри, МПа
Gw, т/ч
0,50
1350
0,55
1100
0,60
900
Оптимальный вариант, как уже указывалось,
должен выбираться с учетом конкретных
местных условий, таких, как располагаемые
количества пара и охлаждающей воды, давление пара,
стоимость этих сред.
Расчеты, на основании которых построены
графики (см. рис. 1), выполнены для ПЭХМ
с нормально уплотненными вакуумными
полостями и со средней степенью загрязнения
конденсаторных трубок. При отклонениях от этих
средних уровней состояния ПЭХМ возможна
(и необходима) коррекция давления рп и
расхода Gw в ту или другую сторону от значений,
рекомендуемых на графиках.
Относительное снижение расхода рабочего
пара AGn при работе на пониженном давлении
рп [1, 3] показано на рис. 2. Различие между
машинами 18Э и 18ЭП, с одной стороны, и машина-
AGn,%\
20
15-
10
1 X Л
OS
0,6
0,7
* В испытаниях принимали участие В. В.
Андреев, А. М. Грачев и С. С. Матвийченко.
Рп, МПа
Рис. 2. Снижение расхода рабочего пара A Gn в
зависимости от его давления рП'.
1 — для машин 16Э, 17Э и 17ЭП; 2 — для машин 18Э и 18ЭП.
ми других марок, с другой стороны, в этом
показателе объясняется тем, что для первых специ-
фикационное значение /7П=0,8 МПа, в то время
как для остальных машин — 0,7 МПа.
Оценочный расчет, выполненный для обычных
условий эксплуатации с общей годовой
наработкой 5000 ч, показал, что путем правильного
выбора сочетаний параметров рп и Gw
применительно к изменяющейся в течение
эксплуатационной кампании температуре twl годовая
экономия для одной машины 16Э превысит 35 тыс.
руб. При круглогодичной эксплуатации
экономия возрастет в несколько раз.
Приведенные рекомендации по снижению
давления рабочего пара касаются только главных
эжекторов. Перед вспомогательными
эжекторами системы воздухоотсоса независимо от
значения twl должна сохраняться спецификацион-
ная величина /?п=0,7ч-0,8 МПа.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Вукалович М. П. Термодинамические
свойства воды и водяного пара. Таблицы и диаграммы.
М., Машгиз, 1955.
2. Сильман М. А. Метод вариантного расчета
пароводяных эжекторных холодильных машин.—
Химическое и нефтяное машиностроение, 1967, № 3.
3. Холодильная техника. Энциклопедический
справочник. Т. 1. М., Госторгиздат, 1960.
4. Шумел ишский М. Г. Эжекторные холодиль- i
ные машины. М., Госторгиздат, 1961.
52

ОХРАНА ТРУДА
И ТЕХНИКА
БЕЗОПАСНОСТИ
УДК 621.564:615.099
Оценка токсичности
хладагентов
Канд. техн. наук И. И. ПЕРЕЛЬШТЕЙН,
Г. А. КУСЛЯЙКИН
ВНИКТИхолодпром
Вместо известной классификации по токсичности,
предусматривающей деление всех хладагентов
на шесть классов в зависимости от значения
среднесмертельной концентрации CL50 для
мышей при заданной экспозиции [1, 5, 6], введена
стандартная классификация вредных веществ
по ГОСТ 12.1.007—76.
Согласно стандарту установлены четыре
класса опасности в зависимости от семи показателей
токсического воздействия, включая
концентрацию CL50 и предельно допустимую
концентрацию (ПДК) в воздухе рабочей зоны. В
соответствии с ГОСТ 12.1.007—76 «отнесение вредного
вещества к классу опасности производится по
показателю, значение которого соответствует
наиболее высокому классу опасности». Такая
классификация вполне удовлетворительна по
отношению к предельно широкому кругу веществ
различного назначения и с самыми
разнообразными свойствами. Но для хладагентов, которые
используют в специфических и практически
одинаковых условиях, в дополнение к классу
опасности по ГОСТ 12.1.007—76 полезно иметь
параметр, характеризующий их токсическую
опасность во время эксплуатации холодильного
оборудования.
Целесообразность введения такого параметра
подтверждают следующие обстоятельства.
Стандартная классификация учитывает виды
воздействия вещества на организм, не
характерные для хладагентов в условиях эксплуатации
холодильного оборудования. Так, например,
из-за высокой летучести практически исключено
попадание хладагента в желудок. По той же
причине маловероятен сколько-нибудь
продолжительный контакт хладагента с кожей. В то же
время по ГОСТ 12.1.007—76 средние
смертельные дозы при введении в желудок и при
нанесении на кожу входят в число семи показателей,
по которым устанавливается класс опасности
вредного вещества.
Кроме того, поскольку подавляющее
большинство хладагентов относится к веществам одного
класса — галогенопроизводным углеводородов,
их действие на организм однотипно. Поэтому
попытки сравнить токсичность двух различных
хладагентов с использованием ГОСТ 12.1.007—
76 чаще всего безуспешны, так как оба вещества
оказываются в одном классе.
Основным видом возможного воздействия
хладагента на организм человека следует считать
ингаляционное воздействие его паров.
Хладагенты в условиях эксплуатации находятся, как
правило, в герметичных емкостях при
избыточном давлении и могут попадать в воздух рабочей
зоны при аварийной разгерметизации
оборудования через неплотности в соединениях и при
некоторых видах ремонтных работ. Массовая
концентрация в воздухе при прочих равных
условиях пропорциональна давлению и плотности
пара хладагента. Так, в случае
разгерметизации оборудования, заполненного хладагентом
12В1, имеющим давление насыщенного пара при
20 °С около 0,23 МПа и плотность 17 кг/м3,
он попадает в воздух рабочей зоны быстрее
и в большем количестве, чем хладагент R11
с давлением насыщенного пара при той же
температуре 0,09 МПа и плотностью 5,2 кг/м3.
На основании изложенного можно было бы
предложить для сравнительной оценки
токсической опасности хладагентов наряду с классом
опасности использовать как самостоятельную
дополнительную характеристику коэффициент
возможности ингаляционного отравления
(КВИО), который входит в число показателей,
определяющих класс опасности по ГОСТ
12.1.007—76. В соответствии с тем же
стандартом ДВИО — отношение максимально
достижимой концентрации вредного вещества в
воздухе при 20 °С к средней смертельной
концентрации CL50 для мышей. В американской
литературе используется аналогичный «индекс
опасности» — отношение летучести при 25 °С
к концентрации CL50 для крыс при экспозиции
4 ч. Именно концентрация CL50, на основе
которой определяется КВИО, и делает этот
коэффициент уязвимым.
В самом деле, значение CL50 получают
экспериментально для одного вида животных,
чувствительность которых к различным группам
веществ лишь с большой осторожностью можно
сопоставить с чувствительностью организма
человека. Кроме того, среднесмертельная
концентрация CL50 учитывает только тяжелые
отравления, вызывающие гибель животных. В условиях
применения вещества необходимо учитывать
возможность менее тяжких поражений. Так,
некоторые фреоны при ингаляционном воздействии
даже в весьма больших концентрациях (до де-
53

сятков процентов) не вызывают гибели мышей и в
то же время в сравнительно малых
концентрациях наркотически действуют на человека.
С учетом условности и ограниченности
использования показателя CL50 авторами предложено
[2] характеризовать реальную опасность
хладагентов в условиях эксплуатации оборудования
коэффициентом токсической опасности Кто>
который определяется как отношение плотности
р" 0 сухого насыщенного пара вещества при
20 °С к ПДК, установленной для воздуха
рабочей зоны:
*.то=Р*+20/(ПДК).
В отличие от КВИО в выражение для
определения величины Кто вместо концентрации CL5o>
получаемой непосредственно из экспериментов
на животных, входит величина ПДК, которая
более полно представляет токсические свойства
вещества.
Отметим, что несколько лет назад
предлагаемый подход к оценке токсической опасности был
бы трудно реализуем из-за отсутствия сведений
о ПДК. К настоящему времени токсические
свойства применяемых и перспективных хладагентов
изучены достаточно обстоятельно [4], и для
большинства из них установлены и утверждены
Главным санитарным врачом СССР значения ПДК-
Коэффициент токсической опасности имеет
определенный физический смысл. Для веществ
с нормальной температурой кипения выше 20 °С
коэффициент Кто показывает, во сколько раз
может быть превышена ПДК при аварийной
ситуации в реальных производственных условиях.
Для низкокипящих веществ коэффициент Кто
можно интерпретировать как отношение
предельно достижимой в герметичном помещении
плотности пара к ПДК.
Чем выше значение Кто, тем более строгими
должны быть меры предосторожности при
работе с веществом и тем более целесообразна замена
этого вещества другим, менее токсически
опасным, т. е. с меньшим значением /Сто.
В таблице для ряда хладагентов приведены
установленные и утвержденные ПДК, а также
вычисленные нами значения Кто-

Хладагент
R11
R12
R12B1
R12B2
R13
R13B1
R21
R22
R30
R40
R40B1
пдк,
мг/м3
1000
3000
1000
860*
3000
3000
200
3000
50
5
1
Кто0
5
9
20
9
40
30
30
10
30
2000
5000

Хладагент
R113
R114 •
R114B2
R115
R142
R143
R152
RC318
R500
R502
R717
пдк.
мг/м3
3000
3000
1000
3000
3000
3000
3000
3000
3000
3000
20
*то'10
1
4
4
20
4
90
1
7
9
20
300
* — величина официально не утверждена; заимствована из
работы L3].
Если для вещества известно значение ПДК,
то коэффициент токсической опасности Кто
можно рассчитать по формуле:
Ято = 4.105рМ/(ПДК),
где р — давление насыщенного пара при 20е С, МПа;
М — молекулярная масса;
ПДК—предельно допустимая концентрация, мг/м3.
В заключение еще раз подчеркнем, что
коэффициент Кто предложен для оценки токсической
опасности только хладагентов и только в
эксплуатационных условиях. Коэффициент
токсической опасности может быть использован как
дополнение к ГОСТ 12.1.007—76, но не взамен
его.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
At
1. Б а д ы л ь к е с И. С. Свойства холодильных
агентов. М., Пищевая промышленность, 1974.
2. Перельштейн И. И., КусляйкинГ. А.
Предельно допустимые концентрации и токсическая
опасность холодильных агентов.— В кн.:
Термодинамические свойства важнейших рабочих веществ
холодильных машин.— М., 1976.
3. Вредные вещества в промышленности.
Справочник, т. 1/под ред. Н. В. Лазарева и Э. Н.
Левиной.— Л., Химия, 1976.
4. Токсикология фторорганических
соединений и гигиена труда в их производстве/А. И. Кор-
бакова, И. Д. Макулова, Е. Н. Марченко и др.—
М., Медицина, 1975.
5. Downing R. С, Zahn W. R. ASHRAE.
Handbook of fundamentals, Sec. Printing, 1974.
6. Plank R. Handbuch der Kaltetechnik, Berlin,
Springer — Verlag. 1956, Bd. IV.
54

ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1) 754169 B1) 2554286/23-06 B2) 12.12.77 3 E1)
F 25 В 49/00 E3) 621.57.041 G2) С. А. Кириличенко,
В. М. Викторовский
E4) СИСТЕМА УПРАВЛЕНИЯ УСТАНОВКОЙ СО
СТУПЕНЧАТЫМ РЕГУЛИРОВАНИЕМ
ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ, преимущественно холодильной,
содержащая ступени регулирования, каждая из
которых снабжена датчиком температуры и
коммутирующим элементом, соединенным с исполнительным
механизмом, и общее для всех ступеней переключающее
устройство, отличающаяся тем, что с целью
повышения ресурса установки путем выравнивания времени
наработки исполнительных механизмов при
многоступенчатом регулировании, она дополнительно содержит
распределитель и формирователь сигналов, причем
первые выходы датчиков ступени регулирования
соединены через распределитель сигналов с
коммутирующими элементами, а вторые через формирователь сигналов
и переключающее устройство — с входом
распределителя сигналов. [ л
•и
A1) 756153 B1) 2511455/24-06 B2) 25.07.77 3 E1)
F 26 В 5/06 E3) 66.047.64.049.6 G2) Е. А. Похиленко,
М. К. Болога, Э. Я. Зафрин G1) Институт
прикладной физики АН Молдавской ССР
E4) 1. УСТАНОВКА ДЛЯ СУБЛИМАЦИОННОЙ
СУШКИ пищевых продуктов и биопрепаратов при
атмосферном давлении, содержащая сублимационную
камеру и контур осушки сушильного агента,
отличающаяся тем, что, с целью повышения экономичности,
установка снабжена дополнительно контуром осадки
сушильного агента, а сублимационная камера
выполнена в виде трех изолированных по сушильному
агенту секций, две из которых соединены нагнетательными
и выхлопными трубопроводами с одним контуром
сушки, а третья — с другим, причем нагнетательный и
выхлопной трубопроводы одного контура сообщены
соответственно с нагнетательным и выхлопным
трубопроводом другого контура через дополнительные
поворотные клапаны, сблокированные между собой.
2. Установка по п. 1, отличающаяся тем, что
контур осушки, соединенный с первой и второй секциями,
снабжен низкотемпературной холодильной установкой.
3. Установка по п. 1, отличающаяся тем, что оба
контура ссушки подключены к атмосфере
дополнительными всасывающими и выхлопными трубопроводами.
A1) 750225 B1) 2598849/23-06 B2) 03.04.78 3E1)
F 25 В 45/00// F 28 D 15/00 E3) 621.565.58 G2) В. И. Гни-
личенко, С. А. Тюрин, В. Г. Христофоров
E4) 1. УСТРОЙСТВО ДЛЯ ЗАПРАВКИ ТЕПЛОВЫХ
ТРУБ ТЕПЛОНОСИТЕЛЕМ, содержащее
соединенные через запорные органы с системой вакуумирования
дозировочную емкость, размещенные в одном сосуде
испаритель и конденсатор, последний из которых
подключен к дозировочной емкости, и заправочный
патрубок, отличающееся тем, что, с целью повышения
производительности и экономичности, корпус сосуда
выполнен герметичным, конденсатор размещен выше
дозировочной емкости и подключен через дополнительно
установленный конденсатссборник, а заправочный
патрубок через запорный орган соединен с нижней частью
дозировочной емкости.
2. Устройство по п. 1, отличающееся тем, что ниже
заправочного патрубка установлены пережимные
элементы для герметизации тепловой трубы.
A1) 750224 F1) 526751 B1) 2614369/23-06 B2) 10.05.7S
3 E1) F 25 В 9/02 E3) 621.57.012.4 G2) Н. Д. Захаров,
Е. П. Мовчан
E4) 1. ДРОССЕЛЬНАЯ ХОЛОДИЛЬНАЯ
УСТАНОВКА по авт. св. № 526751, отличающаяся тем, что,
с целью увеличения эффективности очистки хладагента
при высоких температурах, в теплоизоляционный
кожух, в котором расположены фильтр и
дополнительный дроссель, также помещен маслоотделитель.
2. Установка по п. 1, отличающаяся тем, что
дополнительный дроссель выполнен регулируемым
дилатометрического типа.
A1) 754168 B1) 2388730/23-06 B2) 21.07.76 3 E1)
F 25 В 39/02; F 28 D 5/00 E3) 621.565.7 G2) В. И.
Орлов, В. П. Латышев, В. А. Мамонтовский, П. Д. Его-
рочкин G1) Проектно-конструкторско-технологическое
бюро по вагонам
E4) СПОСОБ РАБОТЫ ВЕРТИКАЛЬНОГО
ТРУБЧАТОГО ИСПАРИТЕЛЯ, содержащего герметичный
корпус с пучком труб, подключенных к верхнему и
нижнему коллекторам, и капиллярно-пористые вставки,
установленные в трубах с зазором, путем подачи
жидкого хладагента в верхний коллектор с образованием
в нем слоя жидкости, создания на внутренних
поверхностях вставок пленки жидкости, последующего
испарения ее при подводе тепла со стороны труб, отвода
образовавшегося пара через паровые каналы внутри
вставок и верхнего коллектора, и отвода жидкости из
нижнего коллектора, отличающийся тем, что, с целью
улучшения эксплуатационных характеристик путем
обеспечения изотермичности поверхности труб, пленку
создают подводом жидкого хладагента к наружным
поверхностям вставок и переменным дросселированием
жидкости по их высоте от давления гидростатического
столба жидкости в зазорах между трубами и
вставками до давления в паровом к анале, а высоту слоя
жидкости в верхнем коллекторе и отвод жидкости из
нижнего коллектора регулируют дозированной
автоматической подачей жидкого хладагента в верхний
коллектор.
A1) 771420 B1) 2481812/28-13 B2) 22.04.77 3 E1) F 25
D 29/00; F 25 D 21/00 E3) 621.574 G2) Ю. П. Романов,
В. И. Эйдман, Т. Я- Почепцова
E4) АВТОМАТИЧЕСКИЙ РЕГУЛЯТОР
РАЗМОРАЖИВАНИЯ ХОЛОДИЛЬНИКА, включающего мотор-
компрессор и термонагреватель, содержащий
электрохимический интегратор дискретного действия,
электроды которого соединены с токозадающими
элементами, источник питания со средней точкой,
операционные усилители, выходы которых через триггер
соединены с коммутирующим устройством, отличающийся
тем, что, с целью повышения точности регистрации
суммарной продолжительности наработки
мотор-компрессора при многократных его пусках и обеспечения
стабильности цикла размораживания снеговой шубы с
испарителя, токозадающие элементы выполнены в виде
симметричного стабилизатора на транзисторах, к
коллекторам которых подключен электрохимический
интегратор дискретного действия и коммутирующее
устройство, при этом токозадающие элементы и
инвертирующие входы операционных усилителей включены
в мостовую схему, а средняя точка источника питания
соединена с контактом коммутирующего устройства и
через источник опорного напряжения — с
инвертирующими входами операционных усилителей.
55

A1) 769077 B1) 2565397/25-06 B2) 24.01.78 3 E1) F 04
В 25/00; F 04 В 39/06; F 04 С 17/00; F 04 С 29/04 E3)
621.512 G2) А. В. Быков, Н. Н. Кошкин, И. М. Кал-
нинь, А. А. Софер, В. Л. Сысоев, А. Н. Алексеев,
С. П. ^Аксенов, В. И. Фоменко, В. Н. Бондарев
E4) 1. ОБЪЕМНЫЙ КОМПРЕССОР, содержащий
корпус с установленным в нем на подшипниках приводным
валом, внутри которого выполнена полость,
заполненная легкокипящей жидкостью, отличающийся тем, что,
с целью повышения надежности и интенсификации
охлаждения, концы вала снабжены теплообменными
поверхностями.
2. Компрессор по п. 1, отличающийся тем, что при
выполнении его поршневым с коленчатым валом,
между кривошипными шейками последнего размещена
дополнительная теплообменная поверхность.
3. Компрессор по пп. 1 и 2, отличающийся тем, что
корпус снабжен теплообменными поверхностями,
расположенными в зоне теплообменных поверхностей
вала.
4. Компрессор по пп. 1—3, отличающийся тем, что
теплообменные поверхности выполнены ребристыми.
5. Компрессор по п. 1, отличающийся тем, что, с
целью снижения ударных нагрузок при выполнении
подшипников сегментными, они снабжены
демпфирующими прокладками с перегородками, разделяющими
сегменты подшипника, а последние установлены с
возможностью перемещения в радиальном и окружном
направлениях.
A1) 769083 B1) 2680877/25-06B2) 01.11.78 3E1) F 04
В 39/10; F 16 К 15/14 E3) 621.512-33 G2) В. С.
Королев
E4) САМОДЕЙСТВУЮЩИЙ КЛАПАН
преимущественно для поршневого компрессора, содержащий седло
с радиально расположенными каналами для прохода
газа, запорную пластину с лепестками, установленную
с возможностью поворота относительно седла и
снабженную пружиной возврата, и ограничитель подъема,
отличающийся тем, что, с целью снижения
сопротивления, лепестки со стороны одной кромки снабжены
лопатками, отогнутыми в сторону ограничителя
подъема, а их концы — кольцевой соединительной
перемычкой.
A1) 769230 B1) 2608890/23-06 B2) 14.04.78 3 E1) F 25
В ;i/02; F 25 В 1/10 E3) 621.574.9 G2) В. И. Орлов,
В. П. Латышев, Н. П. Зыкова, Н. А. Ушаков,
В. Я. Панченко, Ю. П. Дикий, Н. А. Шумилова G1)
Проектно-конструкторско-технологическое бюро по
вагонам
E4) ХОЛОДИЛЬНАЯ МАШИНА, содержащая
последовательно установленные компрессор с блоками
цилиндров высокого и низкого давления, конденсатор и
контур переохладителя, связанный через дроссельный
вентиль с испарителем, причем линии всасывания
блоков цилиндров подключены к коллектору,
соединенному в свою очередь со всасывающим трубопроводом,
снабженным соленоидным вентилем, а линии
нагнетания блоков цилиндров высокого и низкого давления
сообщены между собой через обратный клапан,
отличающаяся тем, что, с целью повышения
эффективности работы в широком диапазоне температур кипения,
например от +5 до —70 °С, на линии нагнетания блока
цилиндров низкого давления установлен смеситель-
маслоотделитель с каналом смешения и
теплообменником, и верхняя часть смесителя-маслоотделителя
подключена к трубопроводу всасывания, а его
теплообменник через дополнительный дроссель соединен с
контуром переохладителя.
A1) 769238 B1) 2688268/23-06 B2) 20.11.78 3 E1) F 25
В 49/00 E3) 621.56/.59 G2) Е. Н. Сабинин, А. И.
Каверин, В. Н. Бабахин, С. А. Тереховкин
E4) УСТРОЙСТВО ДЛЯ ВЫВОДА ХОЛОДИЛЬНОЙ
МАШИНЫ НА РАБОЧИЙ РЕЖИМ, содержащее
электродвигатель с пусковой и рабочей обмотками и
параллельно включенные между обмотками
электроконденсатор и пусковое реле, отличающееся тем, что, с целью
повышения экономичности, устройство дополнительно
содержит управляющее реле, включенное
последовательно с электроконденсатором.
A1) 769239 F1) 600359 B1) 2693405/28-13 B2) 08.12.78
3 E1) F 25 D 29/00; F 25 D 21/00 E3) 621.574 G2)
В. 3. Котляров, Л. Н. Лавров G1) Специальное
конструкторское бюро по приборостроению
E4) ПРИБОР ДЛЯ ПОЛУАВТОМАТИЧЕСКОГО
ОТТАИВАНИЯ ИСПАРИТЕЛЯ по авт. св. № 600359,
отличающийся тем, что, с целью повышения
надежности работы, он снабжен двумя стержнями, жестко
закрепленными на свободном конце штока, при этом
один из стержней шарнирно соединен с корпусом,
другой — с упругим рычагом, а кнопка для включения на
режим оттаивания имеет возвратную пружину.
A1) 769241 B1) 2691328/24-06 B2) 30.11.78 3 E1) F 26
В 3/06; F 26 В 17/14; А 23 L 1/16 E3) 66.047.1 G2)
В. Г. Габзималян
E4) СПОСОБ ОХЛАЖДЕНИЯ КОРОТКОРЕЗАНЫХ
МАКАРОННЫХ ИЗДЕЛИЙ ПОСЛЕ СУШКИ И
УСТАНОВКА ДЛЯ ЕГО ОСУЩЕСТВЛЕНИЯ.
1. Способ охлаждения короткорезаных макаронных
изделий после сушки путем их перемещения сверху
вниз при обдуве охлаждающим агентом,
отличающийся тем, что, с целью повышения производительности и
экономичности, изделия перемещают двумя
периодически переключающимися через 5—7 мин потоками в
падающем слое при скорости восходящего потока
охлаждающего агента 4—6 м/с, составляющей 0,4—0,7
скорости витания изделий, причем охлаждение ведут до
температуры изделий 18—20 °С.
2. Установка для осуществления способа по п. 1,
содержащая две колонки с конической нижней частью,
загрузочно-разгрузочные транспортеры и систему воз-
духоподачи, отличающаяся тем, что колонки
выполнены в виде блока с общей стенкой, над которой сверху
укреплен двустворчатый шибер, размещенный под
загрузочным транспортером для поочередной загрузки
колонок, а система воздухоподачи выполнена в виде
индивидуальных коллекторов, подключенных к
соответствующей нижней части колонок, снабженной в зоне
подключения коллекторов перфорацией.
3. Установка по пп. 1 и 2, отличающаяся тем, что
колонки на выходе из конической части снабжены
автономными выпускными механизмами,
сблокированными с двустворчатым шибером.
A1) 771419 F1) 661202 B1) 2662078/28-13 B2) 28.08.78
3 E1) F 25 D 11/02; F 25 В 5/00 E3) 621.565.923 G2)
В. С. Румянцев, А. И. Стрельцов, Н. И. Цвирко,
В. С. Чесноков G1) Минский завод холодильников
E4) ХОЛОДИЛЬНЫЙ АГРЕГАТ ДЛЯ
ДВУХКАМЕРНОГО ХОЛОДИЛЬНИКА по авт. св. № 661202,
отличающийся тем, что, с целью обеспечения заданой
температуры в холодильной камере при различных
внешних температурных условиях, отделитель жидкости
снабжен сильфоном, заполненным неконденсируемым
газом и жестко установленным на горизонтальной
перегородке с возможностью вертикального перемещения
его верхнего торца между открытыми концами
основной капиллярной трубки и высокой трубки — сифона.
S6

В СОЦИАЛИСТИЧЕСКИХ
СТРАНАХ
УДК 725.355:624.13
Центральный обогрев
грунта
под холодильниками
X. ОХЕЙМ
Исследовательский институт холодильного
хозяйства (г. Магдебург, ГДР)
В Исследовательском институте холодильного
хозяйства (г. Магдебург, ГДР) создана новая система защиты
грунта под холодильниками от промерзания, для
которой характерны низкие капитальные затраты и
эксплуатационные расходы, а также высокая надежность в
эксплуатации. Теоретические и практические основы
для ее применения разработаны автором настоящей
статьи.
Система, получившая название «центральный
обогрев грунта», впервые использована на
экспериментальном объекте (одна морозильная камера и одна
низкотемпературная камера хранения) в 1974 г.
Промышленные испытания ее проводились в течение нескольких
лет и дали положительный результат. Сейчас эта
система внедрена более чем на 30 холодильниках ГДР.
Система центрального обогрева грунта разработана
на базе проведенных расчетов температурных полей в
грунте под холодильниками со сплошной системой
обогрева [1].
Сплошная система обогрева состоит, как правило,
из размещенных в бетонной плите электрических
нагревателей или труб, по которым циркулирует
подогретая жидкость. Ремонт такой системы возможен лишь
после вскрытия конструкции пола, что связано с
большими расходами.
При центральном обогреве вместо забетонированной
сплошной системы применяют небольшое число
центральных тепловыделяющих элементов, прокладываемых
в грунте основания под теплоизоляцией пола. Ширина
секции, обогреваемой одним центральным источником
тепла, составляет 5—20 м. Глубину залегания
выбирают от 0,5 до 2 м ниже изоляционного слоя. Источники
тепла могут быть точечные или линейные,
электрические или жидкостные. Конструкция системы обогрева
позволяет заменять вышедшие из строя нагреватели, не
прекращая эксплуатации холодильника.
Увеличение расстояния между отдельными
нагревателями основано на учете многомерного теплового
потока в грунте под охлаждаемым'объектом. Углубление
нагревателей в грунт приводит к значительному
выравниванию температуры под теплоизоляцией пола,
причем критический минимум температуры расположен
в середине между двумя нагревателями. Равномерное
распределение температур обеспечивает небольшую
разность между средней температурой под
теплоизоляционным слоем, определяющей расход энергии на
обогрев, и минимальной температурой на критической оси.
При этом достигается малый теплоприток через пол, в
основном от тепловыделения нагревателей.
Преимущества центрального обогрева грунта еще
больше проявляются при небольших размерах (в плане)
низкотемпературных объектов и высокой температуре
окружающей среды. Направленное использование теп-
лопритоков извне позволяет снизить мощность
нагревателей, чем достигается значительное уменьшение
расхода энергии.
В таких условиях нередко можно ограничиться
размещением под низкотемпературным объектом лишь
одного источника тепла для обогрева грунта (рис. 1).
Нагреватель в этом случае рассчитывают на обогрев
той части основания, в пределах которой приток тепла
из окружающей среды недостаточен для предупреждения
промерзания грунта; периферийная зона подогревается
за счет бесплатного или дешевого тепла окружающей
среды. Удельное тепловыделение системы обогрева
грунта, отнесенное к единице площади пола, получается
очень низкое.
На рис. 2 показана зависимость средних удельных
строительных затрат на устройство центрального
электрообогрева грунта и традиционной системы сплошного
электрообогрева от площади обогреваемого участка.
Практическое применение центрального обогрева
грунта невозможно без знания структуры
температурного поля под основанием низкотемпературного
объекта. Требования к точности определения локальных
температур несравненно выше тех, которые
предъявляются при проектировании систем сплошного
обогрева. Анализу подлежат двух- и трехмерные
температурные поля в бесконечном полупространстве. Основная
задача заключается в определении распределения тем-
тоо
Л
г . \ ,„„>*,
1тах
-70' U
\
truing 3°С
- /
Рис. 1. Центральный обогрев грунта под
низкотемпературным объектом небольших размеров:
а — разрез помещения; б — температура грунта под
теплоизоляцией пола.
В} марки/м2-
140
120
100
80
60
40
?G
\
\
\
V
\
^^
^
^^^^
100
200
300
F,M2
Рис. 2. Сравнительная диаграмма средних удельных
строительных затрат Е, отнесенных к 1 м2 площади F
пола:
традиционная система сплошного электрообогрева;
центральная система электрообогрева.
57

ператур под теплоизоляцией пола и температуры
поверхности нагревателей.
Для расчета температурных полей автором
разработан новый численный «метод источников тепла» [2] и
составлена программа на языке ФОРТРАН для БЭСМ
типа ЕС 1040. Метод источников тепла и программа
пригодны для определения температурных полей в
любых телах, состоящих из изотропных частных тел.
Выявление температурного поля под
низкотемпературным объектом является частным случаем такой задачи.
Метод источников тепла высокоэффективен для
расчета температурных полей в многомерных
полубесконечных телах, в которых распределены реальные
источники тепла. Сравнение результатов расчетов
показало, что «метод источников тепла» при решении
указанных и многих подобных задач обладает заметными
преимуществами перед «методом конечных разностей»
и «методом финитных элементов».
На БЭСМ выполнена широкая программа расчетов
для получения проектных параметров центрального
обогрева грунта.
При этом учитывалось влияние на них отдельных
факторов, в том числе:
размеров (в плане) охлаждаемого объекта;
коэффициента теплопередачи теплоизоляции пола;
коэффициента теплопроводности грунта с учетом
высушивания его нагревателями;
температуры поверхности пола охлаждаемого
объекта с учетом периода ввода в эксплуатацию и перерывов
в работе;
температуры окружающей среды с учетом ее
периодических (сезонных) колебаний;
температуры, уровня и движения грунтовых вод;
сопротивления теплопередаче через грунт от
окружающей среды к полу охлаждаемого объекта;
разности уровней пола охлаждаемого объекта и
окружающей территории;
расположения и геометрии центральных источников
тепла;
теплоотвода через колонны и перегородки,
проходящие через изоляционный слой пола;
мощности центральных источников тепла с учетом
периода вывода системы на режим и единичных или
периодических выключений обогрева.
Анализ результатов указанных расчетов позволяет
сделать следующие выводы:
центральный обогрев грунта вполне пригоден для
защиты грунтов основания холодильников от
промерзания;
влияние средней температуры окружающей среды
на температуру грунтов основания холодильников
намного превышает общепринятые представления.
Положительным фактором является сильное
затухание в массиве грунта амплитуды годовых колебаний
температуры окружающей среды. В результате этого
зимой в периферийной зоне охлаждаемого объекта с
центральной системой обогрева грунт замерзает на
меньшую глубину, чем на незастроенной территории.
Очень важен точный учет снижения температуры
грунта, вызываемого местным теплоотводом через
перегородки и колонны. Влияние этих тепловых мостиков
велико даже в случае покрытия их сплошным чехлом
из теплоизоляционного материала.
Во многих случаях допустимо ограничиться
приблизительным расчетом температурного поля в грунте
под охлаждаемым объектом с принятием некоторых
упрощающих допущений.
Для приближенного расчета двух- и трехмерных
систем составлены удобные для практического
пользования таблицы, в которых, кроме различных
геометрических форм и принципов размещения центральных
источников тепла, рассматривается и частный случай
гомогенного источника тепла в виде плоской плиты.
Для расчета кажущейся мощности условных
отрицательных источников тепла, замещающих
перегородки и колонны, выведена простая формула. Решение
вопроса о допустимости отказа от обогрева грунта
под небольшими объектами является частным случаем
использования указанных таблиц и формулы.
Регулярные измерения, проводимые на действующих
холодильниках с центральным обогревом грунта,
показывают хорошее совпадение расчетных параметров с
экспериментальными.
В Исследовательском институте холодильного
хозяйства разработаны весьма простые конструкции
систем электрического и жидкостного центрального
обогрева грунта. Монтах их выполняется без особых
требований к специализации производителя работ.
Конструктивные узлы, закладываемые в грунт,
изготавливают из коррозионностойкого материала.
Незначительному износу подвергаются только электронагреватели,
замена которых новыми не представляет трудности.
На базе анализа расчетов температурных полей и
результатов экспериментальных исследований
разработаны принципы оптимального размещения
центральных источников тепла и инструкция по определению
необходимого их тепловыделения.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Oheim Н.—Luft-und Kaltetechnik, 1973, № 1,
1973, № 2.
2. Oheim H.—Luft-und Kaltetechnik, 1978, № 1.

новости
ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
Крупные холодильники
с децентрализованными
установками в Японии*
С 1968 по 1977 г. емкость холодильников в Японии
возросла вдвое и достигла 6,1 млн. т. В конце этого перио-
.да насчитывалось 3800 холодильников. Три четверти
общей емкости приходятся на распределительные
холодильники, одна четверть — на производственные.
В структуре емкости 75 % занимают камеры хранения
замороженных продуктов с температурой воздуха
—20 °С и ниже. В них хранят в основном рыбу D6,1 %)
и мясо A4,8 %).
Холодильники строят в Японии в промышленных
центрах, портах и в пунктах производства продуктов,
причем емкость их принимают в пределах от 3000 до
20000 т.
По японским строительным и противопожарным
нормам холодильная камера площадью более 1500 м2
должна иметь несгораемые ограждения. В связи с этим
при проектировании предусматривают камеры
площадью в среднем по 1000—1200 м2, при максимуме не
более 1500 м2.
Из-за высокой стоимости земли в Японии строят
преимущественно многоэтажные холодильники.
Емкость их в кубических метрах определяют по
эффективному объему камер, равному произведению (с
коэффициентом 0,9) площади пола на высоту от пола до балки
или воздушного канала, если он ниже балки. Емкость
холодильников в тоннах получают, умножив
эффективный объем камер на величину удельной загрузки —
0,4 т/м3.
Недавно в Японии были пересмотрены правила
эксплуатации систем и оборудования, работающих под
давлением, и повышены требования к технике
безопасности. Это вызвано высокой сейсмичностью региона и
загрязнением окружающей среды.
Новыми правилами введены большие ограничения
в использовании аммиачных холодильных установок.
Поэтому в настоящее время в Японии широкое
распространение в холодильной промышленности получают
фреоновые установки (на R22).
Ниже приведены соотношения между емкостью
холодильников и общей производительностью фреоновых
установок:
Емкость холодильника, 5 10 15 20
тыс. т
Холодопроизводитель- 163 290 412 512
ность установок, кВт A40) B50) C55) D40)
(тыс. ккал/ч)
Ранее потребную холодопроизводительность
установок обеспечивали подбором нескольких больших
* По материалам доклада Г. Хашизуме
(Токио) на XV конгрессе МИХ в Венеции, 1979 г.
поршневых или винтовых компрессоров, которые
размещали в центральных машинных отделениях.
Сейчас наблюдается тенденция использовать
децентрализованные установки, состоящие из небольших
автономных холодильных машин полной заводской
готовности, число которых на крупных холодильниках
достигает нескольких десятков.
На рис. 1 представлена схема децентрализованной
установки, где показаны циклы охлаждения и
оттаивания. Через участки труб со стрелками в кружках
хладагент циркулирует в цикле охлаждения, а со
стрелками в квадратах — в цикле оттаивания. На
остальных участках труб хладагент циркулирует в обоих
циклах.
Работа машин полностью автоматизирована,
включая оттаивание охлаждающих устройств. Машины
защищены от неполадок в системе смазки, недопустимого
перегрева нагнетаемого газа, перегрузки
электродвигателей компрессора и осевых вентиляторов
воздухоохладителей.
Испарительные батареи воздухоохладителей
выполняют из медных труб с алюминиевыми ребрами,
минимальный шаг ребер 6 мм. Оттаивание — горячим
фреоном. Для возврата масла в компрессор
предусмотрена петля на всасывающей трубе воздухоохладителя.
На стороне высокого давления установки
смонтированы двухступенчатый полугерметичный фреоновый
компрессор (на R22), кожухотрубный конденсатор с
водяным охлаждением, двухтрубный промежуточный
охладитель, маслоотделитель, теплообменник для
оттаивания, осушитель, манометры и т. д.
Щит контроля и автоматики содержит амперметр,
счетчик часов работы, электронный регулятор
температуры в холодильной камере, сигнальные" лампы для
циклов охлаждения, оттаивания и др., реле контроля
давления в системе смазки, реле температуры
нагнетания, реле защиты электродвигателей от перегрузки.
Благодаря наличию в комплектной поставке машин
оперативных и защитных автоматических приборов не
требуется их круглосуточное обслуживание, что
сводит к минимуму потребность в обслуживающем
персонале.
Компактность компрессорных агрегатов полной
заводской готовности позволяет размещать их на антре-
Рис. 1. Схема децентрализованной фреоновой
холодильной установки:
/ — конденсатор; 2 — компрессор; 3 — теплообменник; 4 —
воздухоохладитель; 5 — промежуточный сосуд; 6 —
вентиляторная градирня.
59

сольных площадках в поэтажных вестибюлях
холодильника. Поэтому отпадает необходимость в
помещении для машинного отделения. Воздухоохладители
также устанавливают на антресольных площадках,
устраиваемых над дверями внутри холодильных камер.
Компрессорный агрегат соединяют с воздухоохладителем
короткими жидкостным, всасывающим и оттаиватель-
ным трубопроводами.
Камеры хранения с температурой —30 °С площадью
1000—1500 м2 обслуживаются 2—3 компрессорными
агрегатами, работающими каждый на свой
воздухоохладитель. Для холодильника емкостью 10000 т
требуется 10—15 холодильных машин.
На рис. 2 показан план одного из этажей
холодильника с децентрализованными установками и разрез
холодильника. На каждом этаже размещена одна
камера хранения с температурой воздуха —30 °С.
Площадь камеры 1250 м2. Камера имеет три двери,
расположенные между лифтами. Сетка колонн 7,45X4,8 м.
Междуэтажные перекрытия монолитные, балочные.
Камера обслуживается тремя холодильными машинами.
Распределение циркулирующего воздуха одноканальное
(через нагнетательные каналы). Всасывающие каналы
отсутствуют, так как воздух засасывается из камер
непосредственно воздухоохладителями. В целях
экономии площади земельного участка грузовая
платформа встроена в контур здания холодильника. По той
же причине вентиляторная градирня размещена на
покрытии холодильника.
Децентрализованные холодильные установки для
крупных холодильников оказались более
экономичными в эксплуатации по сравнению с центральными
установками. В .климатических условиях Японии
удельный годовой расход электроэнергии (на 1 т емкости)
на холодоснабжение! централизованной холодильной
установкой с 11 поршневыми компрессорами на 12,5 %
выше, чем 23 децентрализованными установками.
Значительно выше расход электроэнергии
централизованной установкой с винтовыми компрессорами
B шт.). Экономия в расходе энергии для
децентрализованных холодильных установок получается благодаря
выключению их из работы при уменьшении тепловой
нагрузки холидильных камер.
Японские фирмы выпускают для
децентрализованных установок воздухоохладители с оттаиванием
орошением водой, горячим газом (с использованием
аккумуляторов или' термотанков) и конденсаторы
различных типов. Холодопроизводительность машин для
камер с температурой ниже—20 °С составляет 12,8; 25,6;
38,4 кВт A1, 22, 33 тыс. ккал/ч); потребляемая
компрессорами мощность — соответственно 7,5; 15,0;
22,0 кВт.
Децентрализованные установки позволяют
снизить накладные расходы, которые в Японии могут
достигать 40 % от общих расходов на эксплуатацию
холодильника. Таким образом, такие установки
экономичны в эксплуатации и выгодны для их владельцев.
шШ№ь-
Рис. 2. План этажа (а) и разрез (б) холодильника:
/ — камера хранения мороженых грузов; // — вестибюль;
/// — платформа; / — воздухоохладитель; 2 — комплектная
холодильная установка.
Статью подготовил И. М. ГИНДЛИН
ВНИКТИхолодпром
60

СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
План на от мети у 0,000 $ 6
УДК 725.355
Одноэтажный холодильник
емкостью 400 т
В. В. ВАСЮТОВИЧ, Э. М. МИРОНЕНКО
Гипрохолод
Типовой проект холодильника емкостью 400 т G01—
4—61), разработанный Гипрохолодом, утвержден
Министерством торговли СССР и введен в действие в 1979 г.
Холодильник предназначен для хранения мяса,
рыбы, масла и других скоропортящихся продуктов в
замороженном и охлажденном видах.
Строительство холодильника предусматривается в
составе продовольственных баз ОРСов,
потребкооперации и т. д.
Холодильник запроектирован в составе:
охлаждаемого склада (размером в плане 24,0Х
Х18,0 м), состоящего из трех камер хранения и
грузового коридора с навесом для приема доставляемых
автотранспортом грузов и выдачи их потребителям;
блока A2,0X18,0 м) машинного отделения, с
бытовыми и подсобно-вспомогательными помещениями.
Конструктивные решения здания холодильника
выполнены с учетом максимально возможного
использования унифицированных сборных железобетонных
элементов заводской готовности.
Проект разработан в двух вариантах — со стенами
из керамзитобетонных панелей и кирпича.
Кровля — из пяти слоев гидроизола на горячем
битуме с защитным слоем из гравия, утопленного в
антисептированную битумную мастику.
Полы покрыты стандартными керамическими
плитками. Теплоизоляция стен охлаждаемого контура
выполняется из пенополистирольных плит плотностью
35 кг/м3, покрытия — из полистирольных плит и
пенобетона; разработан также вариант теплоизоляции из
жестких минераловатных плит плотностью 250 кг/м3.
Противопожарные пояса — из пенобетона плотностью
400 кг/м3.
Характеристика холодильниками основные
сметные данные приведены ниже:
7200
/-/
-0,150
ЖУ/Ш*
Фо
Л.
6000 [ ,_. |, 6000
56600
| 6000 |.
-4
Холодильник одноэтажный емкостью 400 т:
/ — камера хранения мороженых грузов с температурой — 20°С;
//, /// — универсальные камеры хранения с температурным
режимом 0/20°С; IV — вестибюль; V — машинное отделение;
VI — венткамеры; VII — КИП, щитовая; VIII — гардеробная;
IX — кладовая; X — административные помещения; 1,2 —
воздухоохладители соответственно ВОП-100, ВОП-150; 3 —
маслосборник 300СМ; 4, 8 — ресиверы соответственно
вертикальный 1,5 РДВаи горизонтальный 0,75 РД; 5 — бак для масла
емкостью 1,6 м3; 6 — маслоотделитель 80 М; 7 — электронасос
1.5ХГ-6-2.8-2 (ЦНГ-70М-1); 9 — холодильный агрегат
двухступенчатый АДС-25; 10 — насос центробежный для воды 2К-
20/30; // — станция заправки аммиаком; 12 —
распределительное устройство; 13 — конденсатор горизонтальный кожухо-
трубный КТГ-40; 14 — воздухоотделитель; 15 — бак для воды
емкостью 3 м3; 16 — градирня вентиляторная ГПВ-40М.
Общая условная емкость
холодильника, т
камер хранения мороженых грузов
камер с универсальным
температурным режимом
Потребность в ресурсах:
электроэнергии, кВт
холоде, кВт (ккал/ч)
при ^—Ю0 С
при /0 = —30° С
Расход
воды, м3/сут (л/с)
тепла (при расчетной
наружного воздуха
кВт (ккал/ч)
на отопление
на Еентиляцию
на горячее водоснабжение
Установленная холодопроизводитель-
ность компрессоров при tQ = —30° С,
кВт (ккал/ч)
температуре
-30° С),
432
237
195
162
15,6
15,6 A3445)
36,6 C1500)
10,05 @,56)
88,3 G6100)
80,0 F9000)
4.1 C500)
4.2 C600)
65,0 E6000)
Количество смен в сутки 2
Общее количество работающих 14
в том числе основных производст- 6
венных рабочих
Вариант с
панельными
стенами
4520
10,5
709
597
377
1,33
Строительный объем, м3
на 1 т емкости
Площадь застройки, м2
общая
холодильных камер
на 1 т емкости
Расход строительных
материалов
цемента, т
стали, т
железобетона, м3
240
8
359
Вариант с
кирпичными
стенами
4665
10,7
726
597
377
1,33
232
6
209
6i

в том числе сборного
бетона, м3
в том числе сборного
лесоматериалов, м3
кирпича, тыс. шт.
полистирола ПСБ-С, м3
Сметная стоимость, тыс. руб.
общая
строительно-монтажных
работ
оборудования
Сметная стоимость, руб.
1 м3 здания
1 т емкости
Трудоемкость возведения
здания, чел-дней
в целом
1 м3 здания
245
412
107
37
94
268
180,45
127,13
53,32
28,10
417,71
3297
0,73
102
504
124
38
177
282
179,61
126,29
53,32
27,30
415,76
3557
0,77
Система охлаждения аммиачная насосно-циркуля-
ционная с верхней подачей аммиака. Камеры хранения
оборудованы подвесными воздухоохладителями.
Охлаждение конденсаторов предусматривается
оборотной водой с отводом тепла в двух вентиляторных
ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1) 773394 B1) 2747972/23-06 B2) 27.02.79 3 E1) F 25
В 1/06 E3) 621.574 G2) Ю. В. Захаров, А. А. Лехмус,
Н. И. Радченко G1) Николаевский ордена Трудового
Красного Знамени кораблестроительный институт им.
адм. С. О. Макарова
E4) КОМПРЕССИОННАЯ ХОЛОДИЛЬНАЯ
МАШИНА, содержащая циркуляционный контур с
установленными в нем компрессором, конденсатором,
дросселем, испарителем с внутритрубньш кипением
хладагента и отделителем жидкости, а также подключенные к
контуру насос и нагнетатель соответственно для
рециркуляции жидкости и паров через испаритель,
отличающаяся тем, что, с целью повышения экономичности,
дроссель и насос выполнены в виде эжектора, рабочее
сопло которого включено в контур после конденсатора,
приемная камера подсоединена к жидкостной полости
отделителя жидкости, а диффузор — к испарителю.
A1) 773393 B1) 2747973/23-06 B2) 27.02.79 3 E1) F 25
В 1/00 E3) 621.574 G2) Ю. В. Захаров, А. А. Лехмус,
Н. И. Радченко G1) Николаевский ордена Трудового
Красного Знамени кораблестроительный институт им.
адм. С. О. Макарова
E4) ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА, содержащая
последовательно установленные компрессор, конденсатор,
эжектор, рабочее сопло которого подключено к
жидкостному объему конденсатора, а диффузор подсоединен к
испарителю с внутритрубньш кипением хладагента, и
отделитель жидкости, подключенный со стороны
жидкости к приемной камере эжектора, отличающаяся тем,
что, с целью интенсификации процесса теплообмена в
испарителе, рабочее сопло эжектора дополнительно
подсоединено к линии связи компрессора с
конденсатором.
градирнях ГПВ-40М, размещаемых на покрытии
машинного отделения.
Отопление универсальных камер для хранения
охлажденных грузов в зимнее время осуществляется
электронагревателями, вмонтированными в
конструкцию воздухоохладителя.
Общий вид (план и разрез) холодильника и
размещение технологического оборудования показаны на
рисунке.
Водопровод хозяйственно-питьевой от основного-
предприятия. Канализация производственная, бытовая
и дождевая в сеть основного предприятия. Отопление
водяное с параметрами теплоносителя 150—70 °С.
Вентиляция приточно-вытяжная и аварийная с
механическим побуждением и естественная. Электроснабжение
от местных сетей, напряжение 380/220 В. Погрузочно-
разгрузочные работы предусмотрены с помощью
электропогрузчиков и средств малой механизации.
Проект холодильника состоит из семи альбомов.
Проектно-сметная документация разработана в
полном объеме для выполнения строительно-монтажных
работ.
Заказы на проект 701—4—61 следует направлять
по адресу: 103031, Москва, К-31, ул. Жданова, 10/2,
Гипрохолод.
A1) 771413 B1) 2619274/29-06 B2) 24.05.78 3 E1) F 24
F 11/08 E3) 697.94 G2) А. А. Рымкевич, А. М. Кос-
тыря, В. И. Романкин
E4) СИСТЕМА КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА,
содержащая кондиционер с секциями первого и
второго подогрева и оросительный камерой, соединенной
воздуховодом с обслуживаемым помещением, датчики
температуры, каждый из которых соединен соответст-
ственно с исполнительными механизмами регуляторов
подачи рабочих сред в секции первого и второго
подогрева и оросительную камеру, причем средний из
датчиков установлен в обслуживаемом помещении,
отличающаяся тем, что, с целью повышения
термодинамической эффективности путем уменьшения потребления
тепла и холода в течение года, в помещении установлен
дополнительный датчик-корректор, соединенный с
датчиком температуры секции второго подогрева, причем
датчики температуры секции первого подогрева и
оросительной камеры также размещены в помещении и
настроены соответственно на минимально и максимально»
допустимые в нем температуры воздуха.
A1) 777370 B1) 2479923/23-06 B2) 25.04.77 3 E1) F 25
В 49/00; F 25 В 39/02; G 05 D 9/02 E3) 621.56 G2)
Б. А. Минкус, В. А. Меньшина, М. Э. Лемберг G1)
Одесский технологический институт холодильной
промышленности
E4) РЕГУЛЯТОР УРОВНЯ ХЛАДАГЕНТА В
ИСПАРИТЕЛЕ, связанном с напорной и всасывающей
магистралями компрессора, содержащий терморегулирующий
вентиль, установленный в напорной магистрали,
термочувствительный патрон которого размещен внутри
испарителя и снабжен подогревателем, имеющим свое
отключающее устройство, отличающийся тем, что, с целью
повышения надежности, подогреватель выполнен Щв
виде трубки, навитой на термочувствительный патрон и
связанной с напорной и всасывающей магистралями
компрессора, а отключающее устройство выполнено в
виде крана, установленного на линии связи
подогревателя с напорной магистралью.
62
26

РЕФЕРАТЫ
УДК [621.565:621.515J.004.183
Повышение энергетической эффективности каскадной
холодильной установки с центробежными
компрессорами. СКОРОХОДОВА Т. Н., ПЕТРОВ Е. Т.,
ПЕЧАТНИКОВ М. 3. «Холодильная техника», 1981,
№ 4.
Изложены результаты испытаний и приведены
полученные газодинамические и теплотехнические
характеристики центробежных компрессоров, работающих в
каскадном холодильном цикле, а также результаты по
повышению эффективности теплссбменной аппаратуры.
Показаны пути уменьшения удельного расхода
электроэнергии на производство холода.
Таблиц 2. Иллюстраций 2. Список литературы — 5
названий.
УДК[725.355:69.022]:536.24.001.5
Улучшение теплозащитных свойств легких
ограждающих конструкций xoj4ди.гьииюв. ДУРАНОВ Е. Ф.,
ЛИФАНОВ Б. В., КОЖЕВНИКОВ И. Г.
«Холодильная техника», 1981, № 4.
Рассмотрены результаты теплотехнических испытаний
ограждающих конструкций холодильников из импортных
панелей «сэндвич». Установлена тепловая инерция
ограждающих конструкций и ее влияние на стабильность
температурного режима охлаждаемых помещений.
Даны рекомендации по улучшению теплозащитных свойств
ограждений.
Таблиц 2. Иллюстраций 3. Список литературы — 2
названия.
УДК 621.565.93/.94.001.375.001.24
О сопоставлении и оптимизации теплообменных
аппаратов холодильной машины. ГОГОЛИН А. А.
«Холодильная техника», 1981, №4.
Предлагается новая методика сопоставления аппаратов
холодильной машины при оптимальных режимах по
плотности теплового потока и скорости теплохладо-
носителя. Сопоставление можно прсЕсдить технсэко-
номическим или энергетическим методами. Рассмотрены
достоинства и недостатки этих методов-.
Таблица 1. Иллюстраций 3. Список литературы — 5
названий.
УДК 621.565.945.001.5
Влияние толщины слоя инея на эффективность работы
воздухоохладителей. ГЕРАСИМОВ Н. А.,
РУМЯНЦЕВ Ю. Д., СУНДИЕВ Н. П. «Холодильная
техника», 1981, № 4.
Приведены результаты исследований в
производственных условиях процесса образования инея на
поверхности воздухоохладителей типов ВОП и ВОГ в
процессе холодильной обработки мяса в виде эмпирических
зависимостей толщины слоя и плотности инея от
времени, а также плотности от толщины слоя. Расчетные
данные удовлетворительно совпадают с опытными,
поэтому полученные зависимости могут быть
рекомендованы для расчета систем охлаждения камер
холодильной обработки мяса.
Иллюстраций 2. Список литературы — 6 названий.
УДК 621.57.044-131.2:536.24.001.5
Интенсификация теплообмена в конденсаторах с
горизонтальными трубами, оребренными проволокой.
РИФЕРТ В. Г., БАРАБАШ П. А., ГОЛУБЕВ А. Б.,
ТОБИЛЕВИЧ А. Н., ТРОКОЗ Я. Е. «Холодильная
техника», 1981, №4.
Проведены исследования теплоотдачи при конденсации
аммиака на пучке горизонтальных труб, оребренных
проволокой. Установлено, что коэффициенты
теплоотдачи для пучка горизонтальных труб, оребренных
проволокой, по сравнению с коэффициентами для
пучка гладких труб возросли в 1,3—1,7 раза.
Иллюстраций 2.
УДК 621.565.944.1:536.24.001.5
Теплообмен в пластинчатых испарителях различной
геометрии. АЗАРСКОВ В. М., ДАНИЛОВА Г. Н.,
ЗЕМСКОВ Б. Б. «Холодильная техника», 1981, № 4.
Приведены результаты исследования теплоотдачи со
стороны кипящего хладагента и теплопередачи в
плоских и гофрированных каналах пластинчатых
испарителей. Предложены уравнения для расчета
коэффициента теплоотдачи при кипении хладагентов R12 и R22
в плоских щелевых каналах. Проанализировано
влияние различных параметров на теплоотдачу в
существующих зонах теплообмена, а также влияние на
теплоотдачу при кипении хладагентов эксплуатационных
факторов: входного паросодержания, примеси масла,
перегрева хладагента на выходе. Предложена методика
расчета пластинчатого испарителя.
Таблиц 3. Иллюстраций 5. Список литературы — 12
названий.
УДК 628.84.001.24
Унифицированный метод расчета аппаратов косвенно-
испарительного охлаждения воздуха. ЧУМАК И. Г.,
ТАРАН В. А. «Холодильная техника», 1981, № 4.
Предложен метод расчета устройств
косвенно-испарительного охлаждения воздуха, основанный на
определении теоретически достижимой температуры
охлаждения воздуха. Последнюю находят при
совместном решении уравнений, описывающих процессы
изменения состояния воздуха при постоянном
соотношении воздушных потоков — 8/ и вдоль линии
насыщения — е . Проведены лабораторные испытания модели
аппарата. Данот сравнение экспериментальных и
расчетных параметров воздуха на выходе из устройства.
Отмечено хорошее совпадение экспериментальных и
расчетных значений параметров.
Таблица 1. Иллюстраций 3. Список литературы — 8
названий.
УДК 628.84:681.5
Многофункциональные автоматические регуляторы
для систем кондиционирования воздуха. НИКУЛЬ-
ЧА И. П., БЕСПАЛОВ И. Н. «Холодильная техника»,
1981, № 4.
Рассмотрена система кондиционирования воздуха как
многомерный объект управления. Предложена его
модель. Исследован метод синтеза и разработан
оптимальный закон регулирования, позволяющий псеысить
точность стабилизации температуры и относительной
влажности в помещении, что способствует сокращению
энергозатрат на кондиционирование. Структура закона
соответствует требованиям практической реализации и
многофункциональности регуляторов.
Иллюстрация 1. Список литературы — 2 названия.
63

УДК 637.352.037.072
Влияние холодильной обработки и хранения на качество
творога, выработанного непрерывным способом. ФИЛЬ-
ЧАКОВА Н. Н., ПАНКОВА Р. И., ЛЫЩЕВА Л. А.,
ФРИДЕНБЕРГ Г. В., ЧАЙКА Г. А. «Холодильная
техника», 1981, №4.
В результате сравнения изменения физико-химических
свойств, реологических характеристик и органолепти-
ческих показателей творога, выработанного
непрерывным и периодическим способами, при холодильной
обработке и хранении показано, что резервировать
замороженный жирный творог, выработанный
непрерывным способом, возможно.
Таблиц 3. Список литературы — 2 названия.
УДК [621.574:621.176].004.182/.183
Повышение экономичности эксплуатации пароводяных
эжекторных холодильных машин. СИЛЬМАН М. А.
«Холодильная техника», 1981, № 4.
Указывается, что основным направлением повышения
экономичности ПЭХМ является снижение расходов
рабочего пара и охлаждающей воды при работе машины
на охлаждающей воде с температурой ниже расчетной,
так как в таком режиме, как правило, ПЭХМ
эксплуатируется большую часть года. Пострбены графики для
серийно выпускаемых ПЭХМ, отражающие зависимости
между давлением (расходом) рабочего пара, расходом и
температурой охлаждающей воды. Приведены
рекомендации по применению этих графиков для
определения оптимального сочетания режимных параметров
работы ПЭХМ.
Иллюстраций 2. Список литературы — 4 названия.
УДК 621.565:663.952.1
Опытно-промышленная установка для замораживания
чайного листа. ХЕЧУАШВИЛИ Г. 3.,
ЛАТЫШЕВ J В. П. «Холодильная техника», 1981, № 4.
Описаны результаты исследования установки для
замораживания и размораживания чайного листа и даны
параметры для расчета основных элементов такой
установки.
Таблица 1. Иллюстрация 1. Список литературы — 8
названий.
УДК 641.546.44:62.57.048-52
Приборы управления процессом оттаивания испарителя
бытового холодильника. ВОЛОДАРСКИЙ Е. П.,
ЖАДЬКО А. Т. «Холодильная техника», 1981, № 4.
Описаны устройство и принцип действия двух
автоматических приборов (температурного датчика ТОП
и исполнительного клапана КО-1), разработанных и
внедренных в серийное производство для автоматизации
процесса оттаивания испарителей бытовых
холодильников, выпускаемых минским объединением «Атлант».
Иллюстраций 3,
УДК 621.564:615.099
Оценка токсичности хладагентов. ПЕРЕЛЬ-
ШТЕЙН И. И., КУСЛЯЙКИН Г. А. «Холодильная
техника», 1981, № 4.
Для сравнительной оценки реальной опасности
отравления хладагентами в условиях их применения
предлагается ввести «коэффициент токсической опасности»,
учитывающий как предельно допустимую
концентрацию, так и физические свойства вещества.
Таблица 1. Список литературы — 6 названий.
На первой странице обложки. Подвесная испытательная станция холодильных агрегатов на
головном заводе ПО «Тбргхолодмаш».
РЕДАКЦИОННАЯ КОЛЛЕГИЯ: М. П. Кузьмин (главный редактор), Л. Д. Акимова (зам. главного редактора), Н. Д. Абрамов,
Е. М. Агарев, Л. Ф. Бондарен ко, д-р техн. наук, проф. В. М. Бродянский, д-р техн. наук А. В. Быков, 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, В. В. Оносовский, д-р техн. наук, проф. И. И. Орехов, И. С. Остасевич, М. М. Позин, Н. К. Плотников,
Ю. Я. Сенягин, А. Н. Сергиенко, В. М. Шавра.
Технический редактор Н. Н. Зиновьева
Рукописи не возвращаются
Сдано в набор 20.02.81.
Высокая печать.
Уч.-изд. л. 8,18
Подписано в печать 24.03.81. Т-04398
Объем 4,0 печ. л. Усл.-печ. л. 6,72.
Тираж 13 200 экз. Заказ 356
Формат 84 X 108Vic-
Усл. кр.-отт. 7,35
Адрес редакции: 125422, Москва, А-422, ул. Костикова, 12.
Телефон 216-86-73
Чеховский полиграфический комбинат Союзполиграфпрома
Государственного комитета СССР по делам издательств,
полиграфии и книжной торговли.
142300, г. Чехов Московской области