рподильная
.ехника
НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЙ И ПРОИЗВОДСТВЕННЫЙ ЖУРНАЛ
МИНИСТЕРСТВА МЯСНОЙ И МОЛОЧНОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ СССР
ВСЕСОЮЗНЫЙ НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ ИНСТИТУТ
ХОЛОДИЛЬНОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ
Издается
с 1923 года
628.84
ОСНОВНЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ СИСТЕМ
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
Появление новых производств, развитие
технологии, рост энергопотребления, облегчение
строительных конструкций, увеличение доли
остекления наружных стен и повышение
требований к микроклимату привели к расширению .
применения кондиционирования воздуха в
промышленных и общественных зданиях.
Поставлена задача осуществить кондиционирование
воздуха в жилых зданиях, сооружаемых в
районах с сухим и влажным жарким климатом.
В данной статье рассмотрены основные
направления проектирования систем
кондиционирования воздуха (СКВ) для основных видов
зданий.
Промышленные здания. Для промышленных
зданий наиболее рациональны центральные одно-
канальные многозональные СКВ. Вместе с тем
ряд технологических производственных
процессов требует устройства децентрализованных СКВ
с автономными и неавтономными
кондиционерами, устанавливаемыми в межферменных
пространствах или на покрытиях.
Размеры зон обслуживания выбирают по
результатам расчета воздухораспределительных
устройств с учетом соблюдения нормативных
требований к отклонению параметров воздуха.
В зоны включают одинаковые технологические
агрегаты в таком количестве, чтобы выключение
одного или нескольких из них не вызвало
сверхнормативных отклонений параметров.
На стадии проектирования предусматривают
всемерное повышение теплоэнергетической
эффективности СКВ и с этой целью применяют
количественное и количественно-качественное
регулирование кондиционеров, рециркуляцию
внутреннего воздуха с соответствующей его
очисткой от пыли и запахов, утилизацию холода
и тепла из удаляемого воздуха в рекуперативных
и регенеративных теплообменниках,
утилизацию низкопотенциального тепла от систем
охлаждения технологических агрегатов, систем
вытяжной вентиляции и искусственного
освещения с помощью тепловых насосов по схемам
воздух — воздух, вода — воздух, воздух
—вода и вода — вода.
Значительно эффективнее традиционных
увлажнительных форсуночных камер паровые
увлажнители, питаемые от индивидуальных
парогенераторов или от котельных установок.
Использование паровых увлажнителей приводит
к уменьшению габаритных размеров и
упрощению конструкции центральных и зональных
воздухоприготовительных агрегатов. При
больших избытках тепла в помещениях целесообраз-
«Холодильная техника», 1973, № 9.

но совместное применение СКВ с системами
радиационного охлаждения, местного доув-
лажнения пневматическими форсунками
непосредственно в цехах или с местными
рециркуляционными воздухоохлаждающими агрегатами,
что позволяет уменьшить производительность
центральных кондиционеров и более точно
регулировать параметры воздуха в рабочей зоне.
Термоконстантные производственные
помещения с допускаемыми колебаниями
температуры itl-f-—0,5° С обслуживаются
многозональными одноканальными СКВ. Помещения, в
которых допускаемые колебания температуры не
должны превышать =^0,2-^^0,05° С, заключают
в строительные оболочки, куда выводят все
приводы технологического оборудования. СКВ
таких помещений следует проектировать с
раздельной подачей воздуха в оболочку и
термоконстантное помещение в наладочный период
и с полным выключением подачи воздуха в
помещение в период выполнения
технологических операций.
Для так называемых чистых
производственных помещений наиболее приемлемы двухвен-
тиляторные СКВ с трехступенчатой очисткой
воздуха от пыли. Наименьшая запыленность
в чистых помещениях наблюдается при
организации воздухообмена по схеме сверху — вниз
с подачей воздуха через перфорированные
потолки. Средняя скорость воздуха в поперечном
сечении помещения обычно принимается на
основе технико-экономического расчета в
пределах от 0,35 до 0,6 м/с.
Вычислительные центры. Кондиционирование
воздуха необходимо в машинном зале ЭВМ, в
помещениях подготовки данных, составления
программ, приема и хранения документации,
технического обслуживания ЭВМ, в архиве, на
складах технических носителей информации и
в комнатах отдыха обслуживающего персонала.
Параметры воздуха поддерживаются
комфортными в течение всего года на уровне 21—23° С
при относительной влажности 55±5%.
Температура охлаждающего воздуха,
подаваемого в вычислительную машину, не более
14—18° С, относительная влажность 75—90%.
Количество вводимого воздуха определяется из
условий сохранения относительной влажности
45—60% на выходе из машины.
В помещения ЭВМ наружный воздух
подается из расчета 60 м3/ч на одного работающего,
но не менее необходимого для двукратного
воздухообмена в час.
Для непосредственного охлаждения
технических средств воздух поступает из-под пола,
на котором установлены вычислительные
машины.
Содержание пыли в воздухе машинного зала
ЭВМ — 1 мг/м3 при максимальном размере
пылинок 5 мкм, зоны накопителей на ленте и
дисках — 0,3 мг/м3 при максимальном размере
пылинок 3 мкм. Очистка воздуха от пыли, как
правило, двухступенчатая. Для СКВ
вычислительных центров непригодны масляные
самоочищающиеся фильтры во избежание загрязнения
магнитной ленты и потерь машинного времени.
Для увлажнения воздуха в центральных и
местных кондиционерах применяют паровые
увлажнители.
Предусматриваются запасы
производительности СКВ — от 50 до 100% — на увеличение
числа ЭВМ и замену их более совершенными.
Пищевая промышленность. В ряде помещений
(камеры созревания сыра, солодовни
пивоваренных заводов, сушилки колбас и
мясоперерабатывающие цехи мясокомбинатов) требуется
поддерживать пониженную температуру A0—
15° С) и повышенную влажность воздуха
G5—95%). Здесь удобнее всего применять
местные подвесные кондиционеры с рассольным,
аммиачным и фреоновым охлаждением.
Для небольших предприятий, имеющих
рассольную систему охлаждения, целесообразны
рассольные кондиционеры, а для крупных,
оборудованных центральной насосно-циркуляци-
онной системой непосредственного
охлаждения, — аммиачные. Фреоновые
кондиционеры можно устанавливать везде, так как они
имеют собственную холодильную машину.
Общественные здания. В
разработке проектов общественных зданий проектанты
СКВ должны участвовать, начиная с самых
ранних стадий проектирования, добиваясь
вместе с архитекторами всемерного снижения
холодильных и тепловых нагрузок, прежде всего,
путем выбора оптимальных
объемно-планировочных решений и относительной величины
остекления наружных стен, применения тепло-
поглощающих и теплоотражающих стекол,
правильного расположения здания относительно
стран света и господствующих ветров,
размещения воздухозаборных устройств в зеленых зонах
и вблизи водоемов и фонтанов, затенения
облучаемых солнцем поверхностей (вертикальное
озеленение, козырьки, балконы, лоджии,солнце-
защитные решетки, стационарные или
автоматически поворачивающиеся вслед за солнцем по
команде фотоэлемента вертикальные ребра),
использования теплоаккумулирующей способности
строительных конструкций.
Первоочередные объекты применения СКВ —
детские учреждения, сооружаемые в IV
климатическом районе. Технически, экономически и
социально оправданным представляется приме-
2

нение СКВ независимо от климатического
района в гостиницах международного класса и
курортов, в административных и гостиничных
зданиях, расположенных на улицах с
интенсивным шумом, вблизи аэропортов и вокзалов,
а также в больничных палатах. В связи с этим
целесообразно внести соответствующие
коррективы в действующие нормативные документы.
В основных помещениях административных
и гостиничных зданий индивидуальное поком-
натное регулирование температуры возможно
только при СКВ с эжекционными доводчиками,
при двухканальных и автономных СКВ с
местными кондиционерами. Этим системам следует
отдавать предпочтение. При глубине помещений
свыше 6 м необходимо самостоятельное
снабжение воздухом внутренних зон.
В хирургических операционных, где проводят
сложные и продолжительные операции на
внутренних органах и мозге, предусматривается
обработка и распределение воздуха по аналогии
с чистыми помещениями.
Жилые многоквартирные здания.
Центральные СКВ надо проектировать в первую очередь
в зданиях, сооружаемых в IVa климатическом
подрайоне, а во вторую — в зданиях,
сооружаемых в районах с продолжительностью перегрева
более 45 дней в году.
Системы рассчитываются на поддержание
верхней внутренней предельной температуры 26—
27° С и охлаждение только жилых комнат. По
приведенным затратам наиболее приемлемы
системы конвекторного и радиационного
охлаждения. Дороже обходятся воздушные и водовоз-
душные системы с вентиляторными или
эжекционными кондиционерами-доводчиками. Для
районов с сухим и жарким климатом
целесообразно использовать двухступенчатое
испарительное охлаждение.
Холодоснабжение СКВ. Снабжение холодом
СКВ групп новых зданий наиболее экономично
осуществлять от центральных холодильных
станций с фреоновыми турбокомпрессорами или
с абсорбционными бромистолитиевьши
машинами, работающими на низкопотенциальном тепле
промышленных предприятий, ТЭЦ или
районных котельных, а в качестве холодоносителя
применять воду. В существующих зданиях
большей частью оправдывают себя
децентрализованные холодильные станции и автономные
кондиционеры.
Преимущественное применение должно
получить воздушное и воздушноиспарительное
охлаждение конденсаторов. Для охлаждения
оборотной воды СКВ жилых и административных
зданий эффективны брызгальные бассейны в
сочетании с декоративными фонтанами.
При выборе вентиляторных градирен
необходимо предусматривать мероприятия по
снижению создаваемого ими шума в зданиях и в
окружающей среде.
Тепловые насосы целесообразны при наличии
дешевого низкопотенциального тепла в зданиях,
расположенных вне радиуса действия ТЭЦ, а
также в местах, где нежелательно загрязнение
воздуха дымовыми газами. В южных и юго-
восточных районах страны используется
солнечная энергия как источник тепла для тепловых
насосов.
Автоматизация и регулирование СКВ. Для
зданий, расположенных в местностях с
суровыми зимними условиями, автоматическую защиту
калориферов первого подогрева от замерзания
нужно проектировать, располагая калориферы
в потоке рециркуляционного воздуха или
прибегая к перепуску части горячего воздуха со
стороны нагнетания приточного вентилятора ко
входному сечению калориферов.
Для помещений с переменными влаговыделе-
ниями или высокими требованиями к точности
поддержания относительной влажности
традиционное регулирование ее по косвенному
методу точки росы следует заменять прямым
регулированием по команде датчика влажности
помещения.
В зданиях с большим числом СКВ и сложными
системами автоматизации, контроля и
сигнализации необходимы управляющие электронные
вычислительные машины, в задачу которых
входит выбор и регистрация оптимальных
режимов эксплуатации СКВ и подсчет расходов
тепла, холода, воды и энергии. В первую
очередь СКВ, управляемые ЭВМ, целесообразно
предусматривать для крупных вычислительных
и информационно-вычислительных центров.
Указанные направления проектирования СКВ
должны стать предметом обсуждения на VI
Всесоюзном совещании по проектированию систем
кондиционирования воздуха промышленных,
общественных и жилых зданий, которое состоится
в г. Ростове-на-Дону 1—4 октября 1973 г.
¦

628.84
Холодоснабжение установок кондиционирования воздуха
Доктор техн. наук, проф. А. А. ГОГОЛИН
Всесоюзный научно-исследовательский институт холодильной промышленности
В качестве источников холодоснабжения
установок кондиционирования воздуха могут
приниматься: компрессионные и теплоиспользую-
щие холодильные машины, артезианские
скважины, испарительное охлаждение, ночной холод
и естественный лед, намороженный за зиму
в бунтах.
Холодильные машины наиболее дороги по
капитальным и эксплуатационным затратам.
Поэтому целесообразно при их использовании
максимально снижать потребление холода за
счет уменьшения теплопоступлений и
применения простейших солнцезащитных устройств
(жалюзи, козырьки, орошаемые или водозаполнен-
ные кровли и пр.), ночного охлаждения в
местностях со значительной суточной амплитудой
колебаний температур наружного воздуха.
Применение солнцезащитных устройств и
использование аккумулирующей способности
наружных ограждений особенно важно для нашей
страны ввиду сравнительно небольшого
годового числа часов работы холодильного
оборудования в системах кондиционирования воздуха
промышленных и общественных зданий/Число
жарких дней со среднесуточной температурой
свыше 20° С в году колеблется от 10—20
(северные районы) до 150 (Закавказье и Средняя
Азия), а в наиболее населенных районах СССР —
от 25 (средняя полоса) до 100 (Южная Украина,
Северный Кавказ, Нижнее Поволжье).
Непродолжительное использование
дорогостоящих холодильных машин приводит к
необходимости дифференцировать их применение по
географическим районам и системам
кондиционирования воздуха, а также заменять их в ряде
случаев безмашинным охлаждением.
Этот вопрос должен решаться по-разному для
технологического и комфортного
кондиционирования воздуха. В ряде помещений
предприятий пищевой промышленности требуется
поддерживать пониженную температуру A0—15° С),
в машиностроительной, электро- и
радиотехнической промышленности — температуру 20—
25° С и пониженную относительную влажность
воздуха A0—50%). В ряде случаев вентиляция
затруднена из-за требований к чистоте воздуха
в помещении. Поэтому для многих производств
независимо от климатического района
необходимо применять холодильные машины.
Для установок комфортного
кондиционирования воздуха использование холодильных
машин зависит от географического положения и
теплонапряженности помещения, т. е.
тепловыделений на 1 м2 площади пола.
В зрелищных помещениях, а также в
производственных помещениях с теплонапряженно-
стью свыше 300 ккал/(ч-м2) даже в условиях
прохладного климата трудно поддерживать
комфортные параметры с помощью усиленной
вентиляции. Такие помещения независимо от
климатического района нуждаются в искусственном
охлаждении с помощью холодильных машин,
артезианской воды, а в некоторых случаях и
естественного льда. В то же время в жилых
зданиях, имеющих небольшую теплонапряжен-
ность, при использовании ночного холода и
простейших солнцезащитных устройств можно
поддерживать достаточно комфортные условия
на большей части территории СССР за
исключением Кавказа и Средней Азии.
Источник холодоснабжения следует выбирать
исходя из технико-экономического
сопоставления, числа часов работы в году, наличия
энергетических средств, охлаждающей воды и т. д.
;В средних районах СССР температура
артезианской воды 8—9° С, что дает возможность
использовать ее для охлаждения и осушения
воздуха. Стоимость холода в установке с
артезианской водой, как правило, значительно ниже,
чем в установке с холодильными машинами.
Поэтому этот способ охлаждения распространен
в средней полосе СССР для небольших установок
(несколько сот тысяч ккал/ч). При
ограниченных размерах дебета артезианской скважины
целесообразно комбинировать охлаждение с
помощью артезианской воды и компрессионных
холодильных машин путем нагрева артезианской
воды после кондиционеров в конденсаторах
холодильных машин до 30—35° С. Такие установки
пригодны для зданий, расположенных в центрах
крупных городов. Примером может служить
установка кондиционирования воздуха в
Государственном ордена Ленина академическом
Большом театре Союза ССР в Москве.
Артезианскую воду можно применять в
установках комфортного кондиционирования
воздуха всюду, где она имеется в надлежащем коли-
4

честве с достаточно низкой температурой. В
технологическом кондиционировании артезианская
вода не может быть использована для создания
пониженной относительной влажности воздуха
в помещении D0—50%).
Естественный лед можно использовать лишь
при механизированном намораживании бунта
льда зимой и стаивании его непосредственно
в бунте, превращаемом в холодогенератор для
получения холодной воды (метод В. А. Бобкова).
Обычные методы использования льда путём
его дробления и транспортировки выколотого
льда к баку-холодогенератору неприемлемы
из-за больших затрат ручного труда.
Естественный лед обычно применяют в
районах с достаточно суровыми зимами,
позволяющими проводить устойчивое намораживание
ледяных бунтов. Это район к северу от линии
Ленинград — Волгоград — Алма-Ата. В
южной части этого района лето достаточно
жаркое и непродолжительное. Там ледяное
охлаждение целесообразно применять в небольших
установках комфортного кондиционирования
воздуха.
Испарительное охлаждение приемлемо для
районов с жарким и сухим климатом (Средняя
Азия, Нижнее Поволжье, Восточное
Закавказье). Примененное совместно с ночным
охлаждением оно может существенно улучшить
микроклимат в жилых зданиях.
Теплоиспользующие холодильные машины
эффективны там, где имеется дешевое сбросное
тепло. Работа их на паре от специальных
котельных неэкономична.
Бромистолитиевые абсорбционные
холодильные машины широко применяются в технике
кондиционирования воздуха в нашей стране
и за рубежом. Водоаммиачные абсорбционные
холодильные машины не получили
распространения из-за токсичности аммиака, а фреоновые
из-за невысокого теплового коэффициента.
Большое преимущество бромистолитиевых
абсорбционных холодильных машин — невысокий
уровень шума и отсутствие вибраций, что
позволяет устанавливать их в верхних этажах
многоэтажных зданий. Бромистолитиевые
абсорбционные холодильные машины
холодопроизводительностью 1 и 2,5 млн. ккал/ч выпускаются
Пензенским заводом. Намечается выпуск машин
холодопроизводительностью 5 и 0,5 млн. ккал/ч.
Недостатки пароводяных эжекторных
холодильных машин — малая энергетическая
эффективность и высокий расход охлаждающей воды.
Поэтому применение этих машин за последние
годы сокращается, хотя они и выпускаются
серийно московским заводом «Компрессор».
Компрессионные холодильные машины с
электроприводом — самые распространенные. Их
можно применять для холодоснабжения
установок кондиционирования воздуха широкого
диапазона производительности.
До общей холодопроизводительности
200 тыс. ккал/ч установки целесообразно
выполнять на базе автономных кондиционеров,
которые выпускаются домодедовским заводом
«Кондиционер» и некоторыми другими
(холодопроизводительностью до 50 тыс. ккал/ч).
По новой градации автономных
кондиционеров, разработанной ВНИИкондвентмашем
совместно с ВНИХИ, максимальная холодопроиз-
водительность автономного кондиционера
100 тыс. ккал/ч. В автономных кондиционерах
применяют герметичные и бессальниковые
поршневые или ротационные компрессоры на фрео-
не-22 с конденсаторами водяного, а
предпочтительней — воздушного охлаждения. Для
установок холодопроизводительностью до
300 тыс. ккал/ч целесообразно применять
секционные кондиционеры с воздухоохладитель-
ными секциями непосредственного охлаждения
и с расположением фреоновых холодильных
машин вблизи кондиционеров (для предотвращения
потерь давления во всасывающих
трубопроводах). Более крупные установки монтируют из
отдельных комплектных водоохлаждающих
агрегатированных холодильных машин с
разводкой холодной воды по неавтономным
кондиционерам.
Для кондиционирования воздуха
предназначены водоохлаждающие турбокомпрессорные
холодильные агрегаты на фреоне-12
холодопроизводительностью 1,2; 2; 3 и 4 млн. ккал/ч. Эти
агрегаты вместе с бромистолитиевыми
абсорбционными холодильными машинами —
основные средства холодоснабжения крупных
установок кондиционирования воздуха.
Комплектные водоохлаждающие агрегаты выпускаются
также с поршневыми компрессорами — это
машины ХМ-22ФУ 200/2 и ХМ-22ФУУ 400/2
холодопроизводительностью 400 и 800 тыс. ккал/ч
московского завода «Компрессор». Для
установок с непосредственным охлаждением ряд
заводов производит компрессорно-конденсатор-
ные агрегаты с поршневыми компрессорами и
водяным охлаждением конденсатора в диапазоне
холодопроизводительностей от 25 до 160 тыс.
ккал/ч . По новой градации ВНИИхолодмаша
поршневые компрессоры будут выпускаться
холодопроизводительностью до 200 тыс. ккал/ч,
а диапазон от 200 тыс. до 1,2 млн. ккал/ч займут
винтовые компрессоры, более легкие и надежные
по сравнению с поршневыми. Недостаток
винтовых компрессоров — несколько меньшая
энергетическая эффективность и повышенный шум.
Последнее делает необходимым устройство спе-
5

циальнои звукоизоляции помещений, где
устанавливаются винтовые компрессоры.
В винтовых и турбокомпрессорах плавное
регулирование холодопроизводительности
осуществляется довольно просто. В поршневых
компрессорах наиболее экономично ступенчатое
регулирование с выключением отдельных
цилиндров путем отжатия всасывающего клапана. Эта
операция выполняется с помощью
электромагнитного привода по оригинальной схеме,
разработанной ВНИИхолодмашем. Автоматическое
регулирование холодопроизводительности
необходимо в крупных установках
непосредственного охлаждения, для которых обычный метод
пуска — остановки уже неудобен.
В крупных водоохладительных установках
автоматическое регулирование
холодопроизводительности компрессора позволит избежать
устройства громоздких баков-аккумуляторов, что
резко сократит затраты полезной площади
зданий под холодильные станции.
Необходимо отметить, как прогрессивное,
создание кожухотрубных испарителей с внутритруб-
ным кипением фреона. В эти испарители
заряжается меньшее количество фреона (что сильно
влияет на общую стоимость установки). Кроме того,
в них можно охлаждать воду до 2—3° С, чего
нельзя было делать в старых кожухотрубных
испарителях.
Весьма интересна также конструкция
вертикальных кожухозмеевиковых испарителей со
спиральными змеевиками из стальных труб, в
которых кипит фреон-22.
В настоящее время тепло от конденсаторов
холодильных установок отводится водой, которая
охлаждается в вентиляторных градирнях или же
сбрасывается после использования в
канализацию. Сброс в канализацию может быть
рекомендован только для случаев, когда
холодильная установка расположена рядом с крупным
водоемом или при использовании артезианской
воды с высоким ее нагревом по описанной
выше комбинированной схеме. Использование
воды из городского водопровода со сбросом ее
в канализацию недопустимо (даже для
небольших установок).
Перспективно применение испарительных
конденсаторов, однако они еще не выпускаются
серийно. Применение вентиляторных градирен
и испарительных конденсаторов в жилых
районах ограничивается уровнем шума, создаваемого
вентиляторами. Для холодильных установок,
располагаемых в черте города, возможно
использование декоративных фонтанов для
охлаждения воды.
При загрязненной или жесткой воде
устраивают закрытые водоохладительные установки,
работающие без добавления свежей воды.
Вентилятор прогоняет воздух через теплообменный
аппарат, который составляется из обычных
калориферных секций, и охлаждает
протекающую в его трубках воду. Недостаток —
повышенное давление конденсации, даже по
сравнению с конденсаторами воздушного охлаждения.
Достоинство — возможность использования
стандартных компрессорно-конденсаторных
агрегатов водяного охлаждения без расхода
свежей воды.
Воздушное охлаждение конденсаторов
применяется преимущественно в малых
холодильных установках. За рубежом конденсаторы
воздушного охлаждения используются более
широко: известны крупные установки холодо-
производительностью в 1 млн.ккал/ч. Трудности
с водоснабжением неизбежно приведут к
применению конденсаторов с воздушным
охлаждением и у нас. Однако сейчас это оборудование
серийно не выпускается.
Большой недостаток испарительных и
воздушных конденсаторов и вентиляторных градирен —
шум от вентиляторов. Поэтому при
проектировании необходимо принимать все меры к его
ослаблению. Привод компрессоров, как правило,
осуществляется электродвигателями. Однако во
многих случаях более рационально
использование в качестве привода газовых двигателей с
полной утилизацией тепла отходящих газов в
теплоиспользующих холодильных машинах.
Соотношение отпускных цен на газ и
электроэнергию в СССР делает такой привод весьма
экономичным. За рубежом, где соотношение цен не
столь выгодно в пользу газа, такие установки
все-таки получили распространение.
Очень перспективно и экономично
централизованное холодоснабжение целых районов от
специальных холодильных станций, особенно
на базе тепла ТЭЦ, не используемого в летнее
время. В ряде случаев такое холодоснабжение
имеет большие преимущества. Первая установка
централизованного тепло- и холодоснабжения
сооружена в микрорайоне Ц-7 г. Ташкента.
Опыт ее эксплуатации поможет решить ряд
вопросов, важных для проектирования подобных
установок.
¦

628.84
Новый параметрический ряд кондиционеров общего назначения
Канд. техн. наук Г. С. КУЛИКОВ, В. Д. БРЕСЛАВЕЦ, А. М. ДОЛЖИКОВ, В. В. САЗОНОВ
ВНИИкондвентмаш
Исходя из задачи более полного
удовлетворения отраслей народного хозяйства страны
различными типами оборудования для
кондиционирования воздуха и вентиляции, институт
«ВНИИкондвентмаш» совместно с заводами
отрасли проводит работы по созданию ряда нового
оборудования. На основе анализа номенклатуры,
конструкций и характеристик выпускаемых
кондиционеров были определены пути их
дальнейшего совершенствования [1 ]. Большое внимание
было уделено выбору и обоснованию единого
параметрического ряда кондиционеров общего
назначения [2, 3].
Установленный ряд, а также
производительность кондиционеров типа КГ ряда по воздуху
и по холоду представлены в табл. 1.
Габаритные размеры основных моделей указаны
округленно в табл. 2.
Как видим, параметрический ряд
кондиционеров общего назначения производительностью
по воздуху 0,4—500 тыс. м3/ч представлен тремя
группами кондиционеров, отличающихся по
исполнению воздухопроточной части и по схеме
холодоснабжения.
— Блочные производительностью по воздуху
до 4 тыс. м3/ч (рис. а). Система
холодоснабжения автономная, т. е. имеется встроенная
холодильная машина с водяным или воздушным
охлаждением конденсатора. Кондиционеры
данной группы могут иметь также исполнение
с неавтономными источниками
холодоснабжения.
— Блочно-секционные производительностью
по воздуху от 4 до 25 тыс. м3/ч (рис. б). По
схеме холодоснабжения предусмотрено два
исполнения: автономное и неавтономное
(снабжение холодом от централизованных источников).
Таблица 1

Производительность
По воздуху,
тыс. м3/ч
По холоду,
тыс. ккал/ч
Блочные
KTA2
0,4
1,6
0,63
2,5
1
4
КТА1
2
8
3,15
12,5
Блочно-секционные
КТН1; КТН2; КТА2
4
16
8
31,5
16
63
25
100
Секционные
КТЦ; КТА1
31,5
125
40
160
63
250
80
315
КТЦ
125
500
160
630
200
800
250
1000
315
1250
400
1600
500
2000
Примечание. Для блочно-секционных (серия КТН1 и КТН2) и секционных (серия КТЦ) кондиционеров производительность
по холоду указана условно.
Модель
КТА2-0,4
КТА2-0,63
КТА2-1
КТА1-2
КТА1-3,15
КТН1-4 |
КТН1-8
KTHl-16
KTHl-25
КТН2-4
КТН2-8
КТН2-16 1
КТА2-4 1
КТА2-8
КТА2-16
КТА2-25 J
KTAl-31,5 1
KTA1-40
KTA1-63
KTA1-80
КТЦ-31,5
КТЦ-40
КТЦ-63
КТЦ-80
КТЦ-125 1
КТЦ-160 j
КТЦ-200
КТЦ-250
КТЦ-315
КТЦ-400
КТЦ-500 !
ч
Длина
мм
600
600
750
900
1200
3600
4300
4300
4500
1400
2200
2200
3500
3700
3700
3900
Ьк
1 о
элогичес
i*°g
1н %
1 г- <D
• X
1 <->
1 CD
05
1 сз
?
си
Он
1 С
О
03
Шири
В, мм
550
550
650
450
450
975
975
1850
1850
975
975
1850
975
975
1850
1850
1750
1750
3500
3500
1750
1750
3500
3500
3500
3500
5500
5500
5500
6500
8000
Таблица
Высот а Н, мм
400
400
450
1800
1800
1260
1640
1690
2100
2300
2600
2650
1240
1640
1690
2190
2700
3200
2700
3200
2700
3200
2700
3200
4700
5700
4700
5700
7400
7400
7400
2

KTAZ-ОЛ
к'ТА 2-0,63
КТА2-/
/J
Л
1^1
г
1 М
1л
1 *>Г
-1—и
И ,
к
Г 1
Н
/4 Г
" м
¦1 1
н
J У
1
KTA1-2J
НТА1-315
НТН1-4+КТН1-25
ш
НТА2-^+КТА2-26
RTHZ^KWZ-W
pszszj
ПГТ
V
S
в
Ik >Л
ik j'
fcOS
U-
КТЦ31,5+НТЦ-500
Схемы основных моделей параметрического ряда кондиционеров типа КТ общего назначения:
а — блочные; б — блочно-секционные; в — секционные.
— Секционные производительностью по
воздуху от 31,5 до 500 тыс. м3/ч (рис. в). До
80 тыс. м3/4 — с автономной и неавтономной
схемой холодоснабжения, свыше 80 тыс. м3/ч —
только с неавтономной.
В основу градации ряда кондиционеров
положены конструктивно-технологические признаки,
позволяющие найти оптимальный вариант
унификации каждой группы оборудования, решить
вопросы специализации заводов отрасли и
разумной кооперации между ними.
При создании новых конструкций получит
дальнейшее воплощение одна из современных
тенденций развития кондиционеростроения —
комплектность поставок и высокая степень
агрегатирования и заводской готовности.
Реализация основных направлений развития
кондиционеростроения в значительной мере
зависит от разработки и освоения в серийном
производстве холодильного оборудования —
основного вида комплектующих изделий для
кондиционеров.
Блочные кондиционеры. Нижнюю зону этой
группы составляют так называемые бытовые
кондиционеры, которые представлены тремя
основными моделями: КТА2-0,4; КТА2-0,63; КТА2-1.
Охлаждение конденсатора холодильной машины
воздушное. Разработку и освоение производства
бытовых кондиционеров сдерживает в настоящее
время отсутствие необходимых комплектующих
изделий — герметичных компрессоров типа
ФГрВ и ФГэВ по ГОСТ 17240—71, пуско-регу-
лирующей и защитной аппаратуры.
Верхняя зона блочных кондиционеров
объединяет автономные кондиционеры,
предназначенные для кондиционирования воздуха в
различных небольших производственных, торговых и
общественных помещениях, лабораториях,
вычислительных центрах и др. Кондиционеры
могут быть установлены непосредственно в
обслуживаемом помещении или присоединены к сети
воздуховодов.
Эти кондиционеры в составе холодильной
машины должны иметь герметичные компрессоры
серии ПГ (ПГ-5, ПГ-7 и ПГ-10с частотой
вращения коленчатого вала 3000 об/мин,
холодильный агент—фреон-22), осваиваемые Одесским
заводом холодильного машиностроения.
Охлаждение конденсатора холодильной машины
водяное или воздушное.
Блочные кондиционеры последней группы с
воздушным охлаждением конденсатора
холодильной машины найдут преимущественное
применение, особенно в районах с ограниченными
запасами технической воды. Поэтому
герметичные компрессоры новой серии должны допускать
длительную работу холодильной машины при
повышенной температуре конденсации
холодильного агента.
Модификации основных моделей могут быть
выполнены как в моноблочном, так и в
раздельном исполнениях, т. е. с вынесенным компрес-
сорно-конденсаторным агрегатом или выносным
воздушным конденсатором.
Предусматриваются исполнения
кондиционеров с различными типами насадок, выполняю-
8

щих функции нагрева, увлажнения воздуха,
а также шумоглушения.
В настоящее время ВНИИкондвентмаш и
домодедовский машиностроительный завод
«Кондиционер» разрабатывают основные модели
блочных кондиционеров с водяным охлаждением
конденсатора КТА1-2 и КТА1-3,15
производительностью по воздуху 2000 и 3150 м3/ч и холо-
допроизводительностью соответственно 8500 и
12000 ккал/ч. Над конструкцией компрессоров
новой серии (ПГ-5 и ПГ-7) для этих
кондиционеров работает ВНИИхолодмаш.
В создании моделей базовых автономных
кондиционеров — одна из важнейших задач
кондиционеростроения в текущей пятилетке —
принимают участие также ВНИХИ, СКВ «Прибор»
и другие организации различных ведомств.
Освоение серийного производства
разрабатываемых конструкций кондиционеров намечено
на конец пятилетки на домодедовском
машиностроительном заводе «Кондиционер».
Блочно-секционные кондиционеры. Блочно-
секционные кондиционеры обеспечивают
обработку воздуха по различным технологическим
схемам и имеют горизонтальную, вертикальную
и горизонтально-вертикальную компоновки.
В горизонтальной компоновке они заменят
центральные секционные кондиционеры типа Кд-Ю
и Кд-20, а в вертикальной — смогут применяться
вместо агрегатных неавтономных
кондиционеров типа КНУ. Данная группа кондиционеров
предусматривает как схемы с централизованным
холодоснабжением (серии КТН1 и КТН2), так
и с автономными источниками (серия КТА).
Универсальность сборки этих кондиционеров,
наличие в них автоматики, компактность, малая
масса и небольшие габаритные размеры,
возможность их установки на крыше, перекрытиях, в
межферменном пространстве, подвешивания под
потолком и т. д. значительно расширят область
применения кондиционеров в проектах систем
кондиционирования воздуха. В частности, они
найдут применение и на предприятиях мясной
и молочной промышленности.
В настоящее время ВНИИкондвентмашем и
СКТБ «Кондиционер» разработана техническая
документация четырех основных моделей этой
группы кондиционеров в горизонтальном
(КТН1-4—КТН1-25) и трех основных моделей
в вертикальном (КТН2-4 — КТН2-16)
исполнениях производительностью по воздуху 4; 8;
16 и 25 тыс. м3/ч с неавтономными источниками
холодоснабжения. Серийное производство их
будет освоено в текущей пятилетке на
домодедовском машиностроительном заводе
«Кондиционер».
Источниками холодоснабжения в
разработанных моделях являются холодильные водоохлаж-
дающие машины ФМ14-1 — ФМ80-1 холодопро-
изводительностью от 25 до 120 тыс. ккал/ч,
создаваемые в настоящее время на базе бессаль-
никовых компрессоров ВНИИхолодмашем и
предприятиями Минхиммаша.
Комплексные водоохлаждающие машины
имеют следующие основные достоинства:
— полная автоматизация работы и
регулирование производительности в диапазоне от 100
до 25%;
— применение кожухотрубных испарителей
с кипением фреона внутри труб, что позволит
получить воду с температурой 2—3° С;
— максимальная комплектность поставки,
простота монтажа;
— повышение надежности машин и
сокращение пуско-наладочных работ на объекте
благодаря полной законченности сборки, отладке и
испытаниям холодильной системы в условиях
завода-изготовителя;
— удобство обслуживания, уменьшение
занимаемой площади.
Планируется разработка моделей блочно-сек-
ционных кондиционеров с автономными
источниками холодоснабжения (серия КТА). В
составе холодильной машины могут быть
применены бессальниковые компрессоры новой серии,
которые могут работать при повышенных
температурах конденсации.
Для этих кондиционеров необходимо создать
и освоить производство на базе указанных
компрессоров компрессорно-конденсаторных
агрегатов с водяным и воздушным охлаждением
конденсатора.
Секционные кондиционеры. Второй проблемой
народнохозяйственного плана текущей
пятилетки в области кондиционеростроения, над
решением которой работает ВНИИкондвентмаш
и ряд организаций и предприятий смежных
министерств и ведомств, является разработка
и освоение центральных агрегатированных
секционных кондиционеров с типовыми
технологическими схемами обработки воздуха
производительностью по воздуху от 31,5 до 400тыс. м3/ч.
Указанная проблема будет решена в следующем
пятилетии.
Источником неавтономного холодоснабжения
центральных агрегатированных секционных
кондиционеров производительностью по воздуху
до 80 тыс. м3/ч включительно должны стать
холодильные водоохлаждающие машины ФМ110-1,
ФМ165-1 и ФМ220-1 холодопроизводительностью
до 400 тыс. ккал/ч, создаваемые в настоящее
время ВНИИхолодмашем и предприятиями
Минхиммаша на базе новой градации поршневых
9

сальниковых компрессоров П110, П165 и П220.
Намечено создать модификации кондиционеров
с автономными источниками холодоснабжения
со встроенным или вынесенным компрессорно-
конденсаторным агрегатом (серия КТА1-31,5 —
КТА1-80). Разработка и освоение компрессор-
но-конденсаторных агрегатов с водяным
охлаждением конденсатора должны основываться
также на новой градации компрессоров.
Для группы центральных секционных
кондиционеров производительностью по воздуху
125 тыс. м3/ч и выше источником
холодоснабжения должны быть хладоцентры с
холодильными центробежными и винтовыми
компрессорами. Эти компрессоры, кроме систем
кондиционирования воздуха, предназначены для
работы в составе различных холодильных машин
и установок, эксплуатируемых в пищевой,
химической, нефтехимической и других отраслях
промышленности. Разработка и освоение
производства ряда холодильных винтовых
компрессоров, охватывающих диапазон холодопроизво-
дительностей от 350 тыс. до 1,5 млн. ст. ккал/ч,
Комплекс зданий Совета Экономической
Взаимопомощи (СЭВ) построен на проспекте
Калинина — одном из лучших проспектов
столицы, — возле Москвы-реки. Проект комплекса
разработан управлением «Моспроект-2», а в его
строительстве принимали участие страны —
члены СЭВ.
Комплекс состоит из 31-этажного
административного здания (центрального высотного объема),
13-этажной гостиницы и стилобата, в котором
имеются конференц-зал на 1000 мест, залы
заседаний на 100 и 200 мест, малый зал совещаний,
ресторан с банкетным залом, типография, гараж
и другие помещения. Общий объем зданий
340000 м3.
Теплоснабжение осуществляется от
тепловых сетей Мосэнерго, источником холода
служит холодильная станция мощностью 2,4 Гкал/ч,
смонтированная по проекту ВНИИхолодмаша.
Холодильная станция оборудована четырьмя
холодильными машинами с компрессорами
ФУУ350 и испарительно-конденсаторными агре-
является одной из первостепенных задач
холодильного машиностроения.
В системах централизованного
холодоснабжения установок кондиционирования воздуха в
районах, располагающих низкопотенциальными
тепловыми источниками, получат широкое
применение агрегатированные абсорбционные бро-
мистолитиевые машины АБХА холодопроизво-
дительностью 100, 250, 500, 1000, 2500 и 5000
тыс. ккал/ч.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Кучеров П. М., Куликов Г. С. Основные
направления в создании единого ряда кондиционеров
и их элементов.— В кн.: Кондиционеростроение.
Труды ВНИИкондвентмаша. Вып. 1. М., ЦНИИТЭ-
строймаш, 1971.
2. Кучеров П. М., Давыдов Н. М., К У ¦
ликов Г. С. и др. Выбор оптимального ряда
центральных секционных кондиционеров.— В кн.:
Кондиционеростроение. Труды ВНИИкондвентмаша. Вып. 1.
М., ЦНИИТЭстроймаш, 1971.
3. Кучеров П. М., Куликов Г. С, Брес-
л а в е ц В. Д. Параметрический ряд кондиционеров
общего назначения системы КТ. — В кн.:
Кондиционеростроение. Труды ВНИИкондвентмаша. Вып. 2. М.,
ЦНИИТЭстроймаш, 1973.
гатами АИК800. При незначительных нагрузках
в качестве источника холода может быть
использована артезианская вода.
Основные характеристики систем
кондиционирования воздуха, примененных в комплексе
зданий СЭВ, представлены в таблице.
Административное здание (центральный
высотный объем). Применение легких
ограждающих конструкций при высокой степени их
остекления (около 70%) и назначение здания
предопределили выбор системы
кондиционирования воздуха (СКВ). Из всех известных СКВ
наиболее полно отвечала предъявляемым
требованиям водовоздушная система с местными
эжекционными кондиционерами-доводчиками.
Она имеет ряд достоинств:
— к эжекционным доводчикам подается
только наружный воздух из расчета 40 м3/ч на 1 чел.,
в связи с чем сокращаются площади для
размещения воздуховодов в шахтах и центральных
кондиционеров;
628.84
Кондиционирование воздуха в комплексе зданий СЭВ
В. Н. АЛЕСКОВСКИЙ, С. Л. ГОМБЕРГг Я. Г. КРОНФЕЛЬД, М. А. МАЛАХОВ, Б. Г. ШПИЗ
Управление «Моспроект-2»
ю

Помещение
Центральный высотный
Конференц-зал, малый
ны перевода речей
объем
зал, каби-
Гостиница, ресторан, столовая
Залы исполкома, кулуары,
типография
Гараж
жный
I, M*
?S
5\Ь
Ео
234000
23000
64000
8900
10000
Расход
еЬ
н я
о я
| 2,6
0,23
1,02
0,17
—
тепла, Гкал/ч,
на i
я 2
s
Я Cf
И Ч
0,36
0,72
0,26
0,37
1,7
*-
иро-
воз-
ЧЯ 5 со
я о а х
О Я да >>
« Cf д Ч
3,1
0,95
1,3
1,13
—
эд холода,
ч
х ч
о со
СО 5й
Он*
1,78
0,44
0,44
0,24
—
Объем воздуха, м8/ч,
подаваемого
системами

кондиционирования
воздуха
214000
120000
91300
70000
"""~'

приточной
вентиляцией
50000
10000
40000
40000
64000
ЯЮ
X *
О -
4 ?
ю н
о и
?2
>а 2
400
120
155
110
42
Количество
центральных агрегатов, шт.
и
о
Я <L>
«Я
я о
о я
К Я"
6
5
4
3
~
СО
• н
в* о
о >>*
?к?
о. я о
с я я
8
1
1 6
2
5
ж-
уста-
2 * °
иди
а а о
и я я
18
12
19
8
3
Суммарная установленная мощность электродвигателей холодильной
0,ккал/ч
1000
800
BOO
400
Z00
V4
\
\\
\
ч \
\
/L
Z
—J
0,шл/ч\
400
200
а
zd -гоо\
ч.
р^
\
\ч
ь<
ч^
/'
'
/?.
"""¦^
3 10 11 12 73 14 15 16 п,ч S 10 11 12 13 14 15 76п,ч
Восток Восток
Q, ккал/ч
800
600
200
"^
Xs
чч
/
/
/
н
:=!
0,икап/ч_
200
О
—1—1 -800
^>
S,
S
//
и?\
9 70 71 72 73 7k 15 16 п,ч 9 10 11 12 13 14 15 16 л,ч
Юг о - бос ток Юго - бос то к
Q, ккал/ч
800
600
400
200\
0
0, ккал/ч
800
600
400 \
200
Ц,ктл/н\
200
0
-200
1
71 72 13 1ч 15 16п,ч
Запад
9 10 11 72 13 74 15 16 п,ч
Запад
^1
1],ккал/ч\
200
0
-200
1
9 10 11 12 13 14 15 16 п,ч 9 10 11 12 13 14 15 16 л,ч
Юг Юг
zt-
/
,<
-2
^П
I
I
и воздушнокомпрессорной станции 1250 кВт.
— система работает без
центральной рециркуляции и поэтому
отличается высокими санитарно-гигиеническими
качествами;
— СКВ выполняет одновременно
отопительные функции.
Эжекционные
кондиционеры-доводчики по чертежам НИИсантехники
изготовлены в Венгерской Народной
Республике. В здании установлено 1360
доводчиков.
Теплонапряженность помещений с
различной ориентацией меняется в
течение суток в широких пределах
(рис. 1). Более того, помещения,
выходящие на один и тот же фасад, но
расположенные на различных этажах,
получают неодинаковое количество тепла
от солнечной радиации, так как
вследствие особенностей конфигурации
здания часть фасадов попеременно
затемняется. В результате возможны случаи,
когда в помещения, ориентированные
на север и восток, требуется подача
тепла, а в помещения,
ориентированные на запад и юг, — подача
холода. Даже в одинаково ориентированные
помещения в течение суток может
потребоваться попеременная подача и холода
и тепла.
Для большинства рабочих
помещений внешние теплопоступления
значительно превосходят внутренние. Одина-
, .___ -ML4-4-
9 10 11 12 13 14 15 16л,ч 9 'О 11 12 13 14 15 16 л,ч
Себеро -запад Се6еР°'запад
J-t-k-ULJ
9 10 11 12 13 14 15 16Л,ч 9 10 11 12 13 14 15 16 Л,Ч
Север GefeP
Рис. 1. Изменение теплопоступлений Q в рабочие
помещения в зависимости от времени суток п:
а — температура наружного воздуха tH =
=--28,5° С; б — tn = 5° С; 1 — при расчетном
количестве людей; 2 — при минимальном
количестве людей.
it

Рис. 2. Принципиальная схема системы теплохолодоснабжения эжекционных кондиционеров-доводчиков административного здания:
А _ нижняя зона; Б — верхняя зона; В — холодильная станция;
; __ эжекционный кондиционер-доводчик; 2 — датчик регулятора температуры; 3 — подающий трубопровод холодоснабжения эжекционных
доводчиков» 4 — подающий трубопровод теплоснабжения эжекционных доводчиков; 5 — регулирующий клапан на теплоносителе; 6 — регулирующий кла-
пан'на хладоносителе; 7 — водонагреватель; 8 — водоохладитель; 9— конденсатор; 10 — испаритель; И — компрессор; 12 — бак конденсаторной
воды* 13 — бак технологической воды; 14 — артезианская скважина; 15 — циркуляционный насос; 16— датчик температуры наружного воздуха.

ково ориентированные помещения с близкими
тепловыми характеристиками объединили в
группы, температура в которых
поддерживается с помощью одного регулятора по
команде датчика, установленного в характерном
помещении.
Для наиболее полного удовлетворения
потребности в холоде и тепле в административном
здании СЭВ принята трехтрубная система тепло-
холодоснабжения групп помещений и
двухтрубная система снабжения отдельных помещений
каждой группы.
Питание эжекционных
кондиционеров-доводчиков от тепловых сетей производится по
независимой схеме через водоподогреватели, а от
сети холодоснабжения — через водоохладители
(рис. 2).
Приняты следующие расчетные параметры
вторичного теплоносителя: в рабочий период
tH = 62° С, tK = 45° С; в нерабочий период
(при неработающем центральном кондиционере)
tK = 95° С; tK = 70° С. Эти параметры
изменяются по специально разработанному графику.
Параметры вторичного холодоносителя
постоянны и в течение всего периода холодопотреб-
ления /н = 11° С, ^к = 13° С. Они выбраны с
учетом невыпадания конденсата на поверхности
теплообменников доводчиков.
Для уменьшения гидравлической
разрегулировки и обеспечения механической надежности
системы теплохолодоснабжения она поделена
по вертикали на две независимые зоны, каждая
из которых объединяет 15 этажей.
Система кондиционирования воздуха
полностью автоматизирована. Система
теплохолодоснабжения эжекционных кондиционеров
автоматизирована с помощью пневматической
аппаратуры.
Температура в каждой группе помещений
регулируется с помощью двух клапанов на
трубопроводах холодной и горячей воды, которые
изменяют теплоотдачу теплообменников
доводчиков.
В холодный период года при повышении
температуры в характерном помещении по сигналу
терморегулятора прикрывается регулирующий
клапан на трубопроводе теплоносителя; если
закрытием клапана не достигнута заданная
температура, то открывается клапан на
трубопроводе холодоносителя. При нулевой нагрузке
оба клапана закрыты и через доводчики не
проходит ни холодная, ни горячая вода.
Полное последовательное перемещение двух
регулирующих клапанов происходит при
изменении температуры в контрольной точке
группы помещений (или отдельном помещении) в
пределах зоны пропорциональности регулятора.
Для стабилизации температуры холодной
воды, подаваемой к эжекционным доводчикам,
предусмотрен терморегулятор, датчик которого
установлен на холодопроводе непосредственно
за водоохладителем. Сигнал от терморегулятора
подается на привод трехходового
регулирующего клапана, который изменяет количество
холодоносителя, проходящего через водоохла-
дитель.
По мере снижения потребления холода эжек-
ционными кондиционерами-доводчиками
увеличивается температура воды в обратном
трубопроводе. Когда она достигает известного
максимума, срабатывает регулятор, установленный
на трубопроводе обратной воды, и хладоно-
ситель по обводному трудопроводу проходит
мимо водоохладителя.
Температура горячей воды, подаваемой к
эжекционным доводчикам, изменяется
регулятором, установленным на трубопроводе
первичного теплоносителя — перегретой воды.
В нерабочее время водоподогреватели
переключаются на питание теплоносителем
высоких параметров по команде специального задат-
чика.
Конференц-зал. Кондиционирование
воздуха осуществляется двумя системами, двухвен-
тиляторными, с переменными количествами
наружного и рециркуляционного воздуха.
Приточный воздух подается через специальные
алюминиевые решетки с горизонтальными
направляющими перьями. Отработанный воздух на
рециркуляцию в теплый период забирается из рабочей
зоны, в холодный период — из верхней зоны
зала.
Кабины переводчиков и аппаратные
оборудованы самостоятельной прямоточной системой.
В эти помещения воздух подается через
регулируемые вручную потолочные
воздухораспределители.
Гостиница. Фасады здания ориентированы
на юго-запад и северо-восток.
Здание оборудовано комбинированной
системой кондиционирования воздуха (рис. 3):
центральной и местной с 354 рециркуляционными
вентиляторными подоконными агрегатами
типа Кс-39-2м (разработаны НИИсантехники).
Центральная система подает наружный
воздух в количестве, необходимом для
удовлетворения санитарно-гигиенических требований и
поддержания относительной влажности;
местные вентиляторные агрегаты поддерживают
температуру внутреннего воздуха 23—24° С
летом и 20—21° С зимой. В летнее время
агрегаты работают в режиме вынужденной конвекции,
в зимнее — естественной конвекции и
выполняют функцию отопительных приборов.
13

Се89ро-досточный ера с од
Юго-западный (расад
Номера гостиницы
Рис. 3. Принципиальная схема системы кондиционирования воздуха гостиницы СЭВ:
/ — центральный кондиционер; 2— вентиляторный подоконный кондиционер; 3— водонагреватель; 4—водо-
охладитель; 5 — циркуляционный насос; 6 — вытяжной вентилятор; 7 — смесительный клапан; 8 — клапан,
регулирующий подогрев; 9 — клапан, регулирующий охлаждение; 10, 11 — датчики температуры воды после
теплообменников; 12, 13 — датчики температуры воды (по фасадам); 14 — датчик температуры наружного
ограждения; 15 — датчик температуры воздуха в помещении; 16 —датчик температуры наружного воздуха; 17 —
регулятор соотношения; 18 — переключатель режима; 19 — подающий трубопровод теплоснабжения (t = 150° С); 20 —
обратный трубопровод теплоснабжения (t = 70° С); 21 — подающий трубопровод холодоснабжения (t = 8° С); 22 —
обратный трубопровод холодоснабжения (t = 12° С); 23— подающий трубопровод теплохолодоснабжения
вентиляторных кондиционеров (t = 85° С; / = 11° С); 24— обратный трубопровод теплохолодоснабжения
вентиляторных кондиционеров (t = 70° С; ? = 13° С); 25 — линии автоматики.
Из рис. 3 видно, что при необходимости
здание может получать как холодную, так и теплую
воду. При этом обеспечивается пофасадное
регулирование температуры воды в зависимости
от наружных условий.
В торговых залах ресторана и столовой на
600 мест предусмотрена прямоточная система
кондиционирования воздуха. Приточный
воздух подается через круглые многоструйные
воздухораспределители — анемостаты,
отработанный удаляется через кухню. Для притока в
кухню и кондитерский цех имеется также
самостоятельная прямоточная система. Приточный
воздух в кухню подается через регулируемые
решетки, а в раздаточную — через
перфорированный подвесной потолок.
Над всем тепловыделяющим технологическим
оборудованием устроена завеса (не доходящие
до пола остекленные перегородки), воздух из-
под которой удаляется через встроенные
сетчатые фильтры.
Компоновка оборудования. Технические
центры систем теплохолодоснабжения и снабжения
сжатым воздухом размещены в едином
машинном зале в центре застройки. Связь машинного
зала с объектами потребления тепла, холода,
воды и сжатого воздуха обеспечивается по
коммуникационным коридорам.
В центре машинного зала на антресолях, за
ограждениями из стекла, расположен
центральный диспетчерский пункт автоматики, контроля
и управления инженерным оборудованием.
14

Кондиционеры и установки приточной
вентиляции расположены в подвале.
Кондиционеры имеют общие устройства,
обеспечивающие забор наружного воздуха на
высоте третьего этажа.
Вытяжные системы высотного объема и части
помещений стилобата находятся на тридцать
первом техническом этаже. Вытяжные системы,
обслуживающие ресторан и столовую с их
производственными помещениями, расположены на
первом этаже. Воздух выбрасывается через
встроенную в здание гостиницы шахту — выше
кровли гостиницы.
При делении системы кондиционирования
воздуха высотного объема по вертикали на две
независимые зоны удалось избежать устройства
промежуточного технического этажа на границе
обеих зон. Это было достигнуто в основном
горизонтальным распределением воздуха и воды
к эжекционным доводчикам.
Автоматизация систем. Автоматизация
инженерного оборудования достигнута с помощью
аппаратуры, изготовленной заводами СССР,
ЧССР, ВНР, ГДР и НРБ.
Все местные регуляторы кондиционеров, в
том числе системы защиты калориферов первого
подогрева от замерзания, решены на
пневматических П-регуляторах типа ТРП-Д*
Стабилизация температуры в отдельных залах или в
зонах помещений также обеспечивается П-регу-
ляторами. Для ответственных и крупных
помещений, отдаленных от теплообменников
(зональных подогревателей), применены
электронные мосты с пневматическим ПИ-регулятором.
В этих помещениях температура
контролируется с помощью платиновых термометров
сопротивления.
Каждый .узел регулирования температуры в
ВНИМАНИЮ ЧИТАТЕЛЕЙ!
В издательстве «Пищевая промышленность»
В 1974 г. выйдут в свет и поступят в продажу следующие
книги:
Бадылькес И. С. СВОЙСТВА ХОЛОДИЛЬНЫХ
АГЕНТОВ. 26 л., 10 000 экз., 2 р. 85 к.
Дана характеристика рабочих веществ в их
взаимосвязи с процессами холодильных машин. Описаны свойства
холодильных агентов, используемых в качестве рабочих
веществ в компрессионных и адсорбционных холодильных
машинах. Приведены сведения о смазочных маслах и мас-
лофреоновых растворах. Рассмотрено взаимодействие
холодильных агентов с водой и различными примесями.
Указаны методы определения теплофизических свойств
холодильных агентов.
Книга предназначена для научных и
инженерно-технических работников холодильной промышленности.
группе помещений включает П-регулятор типа
ТРП-К, установленный в характерном помещении
и соединенный пластмассовыми трубками с
двумя (на холодной и горячей воде) запорно-регу-
лирующими клапанами, имеющими односедель-
ный плунжер и мембранный пневматический
привод. Вся зона пропорциональности порядка
2—4° С соответствует выходному сигналу от
0,2 до 1 кгс/см2 и с помощью позиционеров,
установленных на пневмоприводах, разделяется на
три подзоны. При низкой температуре воздуха
в помещении пневматический сигнал от 0,2 до
0,55 кгс/см2 управляет клапаном подачи
теплоносителя; если температура воздуха
соответствует заданной, выходной сигнал от 0,55 до
0,65 кгс/см2,— оба регулирующих клапана
находятся в закрытом состоянии; при повышении
контролируемой температуры выходной сигнал
увеличивается с 0,65 до 1 кгс/см2, что приводит
к открытию клапана подачи холодной воды.
Питание всех регуляторов производится от
централизованной сети сжатого воздуха,
автоматически отключаемой на ночь при остановке
кондиционеров.
Применение в кондиционерах последовательно
работающих воздухонагревателей и
воздухоохладителей потребовало установки на
теплообменниках плотнозапорных водяных
регулирующих клапанов. Воздухоохладители
кондиционеров снабжены трехходовыми смесительными
клапанами. Для обеспечения гидравлической
устойчивости многочисленных регулирующих
узлов предусмотрена стабилизация давления и
перепадов давлений на отдельных участках сети,
а также стабилизация температуры тепло- и
холодоносителя.
Практика эксплуатации показала надежность
работы пневматической аппаратуры.
Кан А. В., Матвеев В. И., Савицкий И. К. ХОЛО
ДИЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
РЫБОПРОМЫШЛЕННОГО ФЛОТА. 15 л., 5000 экз., 1 р .
Обобщены сведения о холодильных установках
рефрижераторного флота рыбной промышленности. Приведены
типы рефрижераторных судов. Рассмотрены судовые
холодильные машины, условия работы их на
рефрижераторных судах, а также перспективы дальнейшего развития
судовых холодильных машин. Описано оборудование
для предварительного охлаждения рыбы, судовые
морозильные установки и различные системы охлаждения
рефрижераторных трюмов.
Книга предназначена для работников рыбной
промышленности.
VN/VVVVVVVN/VVVAAA/VVVV^^
15

628.84:697.97
Установки
кондиционирования воздуха
Останкинской телевизионной башни
Канд. техн. наук
Т. А. МЕЛИК-АРАКЕЛЯН
ЦНИИЭП зрелищных зданий и спортивных сооружений
Останкинская телевизионная башня — одно из
крупнейших высотных сооружений мира.
Среди многочисленных помещений,
размещенных во всех четырех зонах, отдельные помещения
нуждались в создании круглогодичных
комфортных условий воздушной среды, которые не
представилось возможным обеспечить средствами при-
точно-вытяжной вентиляции. К числу таких
помещений относились семь кабин операторов на
пятом и шестом этажах I зоны, три зала
ресторана (по 96 посадочных мест) и просмотровый
зал (Ш) мест), размещенные на четырех этажах
IV зоны.
Эти помещения оборудованы системами
круглогодичного кондиционирования воздуха.
В первые годы эксплуатации телевизионной
башни выявилась необходимость в установках
сезонного кондиционирования воздуха в
машинных отделениях скоростных лифтов,
размещенных на четырех этажах (отметки
360,6—370,9) верхней зоны и в зале заседаний
на втором ьтаже нижней зоны.
Установки залов ресторана и просмотрового
зала. Отсутствие необходимых площадей и
объемов для размещений сетей воздуховодов и
оборудования значительно затруднило выбор
системы кондиционирования воздуха и схемы
организации воздухообмена в залах высотой 2,5 м
кольцеобразной формы в плане при радиусе
9,2 м и ширине рабочей части кольца 2,8 м.
В результате проработки различных
вариантов наиболее рациональной оказалась
децентрализованная система кондиционирования воздуха
с автономными кондиционерами шкафного типа.
Были определены воздухо-, холодо- и тепло-
потребности для каждого зала с учетом тепло-
и влаговыделения от электроплит и другого
оборудования, установленного непосредственно в
зале, и от обслуживающего персонала. Во всех
залах допущено курение.
Воздухообмен, определенный из условия
ассимиляции тепло- и влагоизбытков и
поддержания в летний период температуры 24° С и
относительной влажности 50 %, составил для
каждого зала ресторана 16 тыс. м3/ч, что соответствует
33-кратному обмену в час или 130 м3/ч на одного
человека. Воздухообмен просмотрового зала
12 тыс. м3/ч. *
В каждом зале ресторана установлены четыре
кондиционера, в просмотровом зале — три.
Кондиционеры работают на смеси наружного F0%)
и рециркуляционного D0%) воздуха. В
зависимости от состояния наружного воздуха и
внутренних тепло- и влагоизбытков воздух в
кондиционере нагревается и увлажняется или
охлаждается и осушается.
Характеристики кондиционеров:
производительность по холоду 15 тыс. ккал/ч, по воздуху
4 тыс. м3/ч, по теплу 17 тыс. ккал/ч.
Разработанные и выпускаемые отечественной
промышленностью автономные кондиционеры не
удовлетворяли по своим характеристикам и
габаритным размерам особым требованиям объекта.
Серийно выпускаемые иностранными фирмами
автономные кондиционеры также не
удовлетворяли этим требованиям по конструктивным и
шумовым характеристикам.
Требовалась новая конструктивная
проработка и усиленная звуко- и виброизоляция. В
соответствии с техническими условиями и
эскизами ЦНИИЭП зрелищных зданий и
спортивных сооружений были разработаны и
поставлены 15 кондиционеров в необходимом
исполнении.
Очистка воздуха осуществляется в сухих
рамочных фильтрах. Наружный воздух подогре-
16

вается секционным электронагревателем,
установленным на тракте наружного воздуха, кото,
рый подводится к кондиционеру снизу (из-под
пола). Охлаждение осуществляется в
теплообменнике-испарителе. Компрессор
полугерметичной конструкции, работает на фреоне-12.
Конденсатор охлаждается водопроводной водой.
Вентилятор двустороннего всасывания (рис. 1).
Над вентилятором размещен звукоглушитель,
совмещенный с воздухораспределительным
устройством. Разработано и применено воздухо-
распределение с широким факелом раздачи
кондиционированного воздуха через щелевидные
отверстия под'потолком. Рециркуляционный
воздух забирается с фронтальной стороны через
две вертикальные щели по всей высоте
кондиционера. Общий вид установки
кондиционера в зале представлен на рис. 2. Удаление
воздуха предусмотрено через пространство над
подвесным потолком и от мест, где установлено
тепловое оборудование.
Воздушный баланс в залах составлен с
превышением притока на 20% для создания
избыточного давления.
Наружный воздух забирается по
самостоятельным каналам для каждого кондиционера
из кольцевого коллектора верхней зоны,
размещенного на отметке 325,30.
Для устойчивой работы и исключения
влияния ветра на системы вентиляции и
кондиционирования воздуха прием наружного и выброс
Рис. 1. Общий вид кондиционера со снятыми панелями
(а) и с открытой панелью регулирования и управления (б):
/ — центробежный вентилятор двухстороннего
всасывания с электродвигателем; 2 —
воздухоохладитель-испаритель; 3 — воздушный фильтр; 4 — центробежные
увлажнители; 5 — компрессорно-конденсаторный
агрегат; 6 — подача наружного воздуха; 7 — секционный
электровоздухонагреватель.
Рис. 2. Автономный кондиционер в одном из залов
ресторана:
1 — кондиционер; 2 — щели для приема
рециркуляционного воздуха; 3 — датчик регулятора относительной
влажности; 4 — датчик регулятора температуры; 5 — зона
подачи кондиционированного воздуха.
отработанного воздуха осуществлены через
кольцевые коллекторы по наружному периметру
башни, сообщающиеся с атмосферой через равномерно
расположенные по окружности отверстия. Воз-
духоприемные коллекторы расположены под
нижним этажом каждой зоны, а воздуховыброс-
ные — над верхним этажом.
На воздухозаборных каналах в кольцевом
коллекторе установлены утепленные клапаны с
электроприводами. Каналы наружного воздуха
размещены вокруг ствола башни, выполнены из
тонколистовой нержавеющей стали марки
1Х18Н9Т толщиной 1,5 мм на сварке и
изолированы полужесткими плитами из минеральной
ваты ВФ типа ПП-80 толщиной 60 мм с
оберткой стеклотканью. Со стороны примыкания
каналов к стенке ствола башни термоизоляция не
предусмотрена.
Вертикальные вытяжные каналы расположены
также вокруг ствола башни. Для глушения
аэродинамического шума на воздуховодах
установлены шумоглушители специальной конструкции.
Предусмотрены самостоятельные вытяжные
вентиляторы для каждого этажа. Отработанный
воздух выбрасывается в атмосферу через воздухо-
выбросной коллектор верхней зоны, где на
каналах установлены утепленные заслонки с
приводами, которые сблокированы с
электродвигателями соответствующих вентиляторов.
Принципиальная схема установок
кондиционирования воздуха представлена на рис. 3.
2 Холодильная техника № 9
17

Рис. 3. Принципиальная схема установок
кондиционирования воздуха и вентиляции залов ресторана и
просмотрового зала:
1 — выбросной кольцевой коллектор; 2 — трансформатор*
ная; 3 — смотровой зал; 4 — ресторан; 5 —
коридор; 6 — вентиляторная камера № 1; 7 — воздухоприем-
ный кольцевой коллектор; 8 — помещение пожарной
охраны; 9 — техническое помещение; 10 — воздуховыброо
ной кольцевой коллектор; 11 — гардероб; 12 —
вентиляционная камера № 2.
В летний период температура воздуха и его
относительная влажность регулируются
воздействием на работу компрессора и
воздухоохладителя кондиционера, в зимний период —
воздействием на работу секционного
электронагревателя и центробежного увлажнителя.
Датчики манометрического терморегулятора
и регулятора относительной влажности
расположены в зависимости от местных условий или на
колоннах, или непосредственно на лицевой
стороне кондиционера на высоте 1,8 м.
Управление кондиционерами и вытяжными
агрегатами осуществляется с местных щитов,
установленных на каждом этаже. С
электродвигателями вентиляторов кондиционеров
сблокированы двигатели компрессоров и приводы
заслонок наружного воздуха.
Холодильная машина кондиционера снабжена
аппаратурой автоматической аварийной защиты:
по перепаду давления масла на насос
компрессора, подавлению в нагнетательном и всасывающем
трубопроводах компрессора и по температуре
воды при выходе из
воздухоохладителя-испарителя.
Почти шестилетний опыт эксплуатации
подтвердил правильность принятых основных
решений — установки работают нормально и
обеспечивают^ требуемые условия воздушной среды.
Установки кабин операторов. Для кабин
операторов принята система кондиционирования
воздуха с рециркуляцией, состоящая из двух
горизонтальных кондиционеров, собранных из
типовых секций: один кондиционер типа КД-20
для четырех кабин пятого этажа и второй КД-Ю
для трех кабин шестого этажа. Кондиционеры —
с форсуночными камерами, установлены на
четвертом этаже. Воздух в них фильтруется,
нагревается и увлажняется или охлаждается и
осушается, вновь нагревается в зависимости от
периода года и подается с требуемыми
параметрами в обслуживаемые помещения. Воздух
подается в верхнюю зону помещений, забирается из
нижней зоны и рециркуляционно-вытяжными
вентиляторами направляется частично в
кондиционеры, а частично выбрасывается в атмосферу.
Система оснащена электрическими приборами
автоматического регулирования. На четвертом
этаже установлены две фреоновые холодильные
машины типа АКФУ-40-П, бак и центробежные
насосы. Тепло от конденсаторов холодильных
машин отводится водопроводной водой.
Суммарная воздухопроизводительность
кондиционеров 30 тыс. м3/ч, расход холода 70 тыс.
ккал/ч, расход тепла 55 тыс. ккал/ч,
установленная мощность электродвигателей вентиляторов,
холодильных машин и насосов 83,9 кВт.
Установки зала заседаний. Для зала
заседаний на 200 мест запроектирована в соответствии
с заданием и осуществлена самостоятельная
система приточно-вытяжной вентиляции. Однако
опыт эксплуатации показал, что в летний период
года при температуре наружного воздуха выше
22° С и интенсивном режиме использования зала
создавались дискомфортные условия. Поэтому
была запроектирована установка сезонного
кондиционирования воздуха, с автономным
кондиционером, включенным в существующую
систему приточной вентиляции зала.
Небольшая высота помещения обусловила
разбивку кондиционера на две раздельные
установки — компрессорно-конденсаторный агрегат и
собственно кондиционер, состоящий из фильтра,
воздухоохладителя непосредственного
испарения и центробежного вентилятора с
электродвигателем.
Прием наружного воздуха осуществлен из
18

воздухозаборного канала. После обработки
воздух вентилятором нагнетается в сеть
воздуховодов приточной системы перед
шумоглушителем. В месте подключения предусмотрены два
шибера, с помощью которых обеспечивается
переключение системы на работу в зимний период от
приточного агрегата, а в летний период — от
кондиционера.
Техническая характеристика кондиционера:
воздухопроизводительность 10 тыс. м3/ч, холодо-
производительность 50 тыс. ккал/ч,
установочная мощность электродвигателей 16,4 кВт.
Температура регулируется посредством
изменения производительности
воздухоохладителя непосредственного охлаждения. Один датчик
терморегуляторов установлен в зале на высоте
1,8 м, другой — в канале. Последний
ограничивает температуру приточного воздуха (не ниже
12° С). Оба датчика воздействуют на
электромагнитные вентили холодильной машины,
изменяя количество хладагента, поступающего в
испаритель. Управление агрегатами
предусмотрено со щита. С электродвигателем приточного
вентилятора сблокированы электродвигатель
компрессора и электропривод клапана
наружного воздуха. Холодильная машина снабжена
комплектом аппаратуры автоматической
аварийной защиты.
Установки машинных отделений лифтов.
Проект вентиляции машинных отделений
скоростных лифтов разработан на основании
технического задания фирмы — поставщика лифтов.
В первый период эксплуатации теплоизбытки
оказались значительно выше предусмотренных
заданием. Превышены были заданные
допустимые температуры C5° С) и вентиляция не
обеспечивала требуемых условий в летний период.
На основе нового задания был разработан
проект сезонного летнего кондиционирования
воздуха помещения пульта управления лифтами
на отметке 370,6 и четырнадцати шкафов-стоек
автоматического регулирования и управления,
расположенных на четырех отметках.
Потребная воздухопроизводительность
кондиционера К-16 составила 6 тыс. м3/ч, холодо-
производительность 27,5 тыс. ккал/ч, мощность
электродвигателей 11,3 кВт.
Кондиционер работает на смеси наружного
E0 °о) и рециркуляционного E0%) воздуха.
Воздух на рециркуляцию забирается из помещения
пульта управления. В кондиционере воздух
фильтруется, охлаждается и осушается в
воздухоохладителе непосредственного охлаждения.
Хладагент — фреон-12. Компрессорно-конден-
Рис. 4. Принципиальная схема охлаждения помещения
пульта управления скоростных лифтов и шкафов
автоматического регулирования и управления:
1 — шкафы автоматического регулирования лифтов; 2, 3 —
шкафы автоматического регулирования лифтов № 2 и
№ 3; 4 — помещение пульта управления лифтами.
саторный агрегат вынесен из кондиционера для
сокращения его высоты и установлен рядом. Для
отвода тепла от конденсаторов используется
водопроводная вода.
Работа кондиционера полностью
автоматизирована по схеме, аналогичной описанной для
зала заседаний. Принципиальная схема
кондиционирования приведена на рис. 4. Датчик
регулятора температуры установлен в помещении
пульта управления, второй
датчик-ограничитель — в воздуховоде перед глушителем.
Наиболее трудной задачей являлось
размещение сетей воздуховодов в условиях весьма
ограниченного объема помещений, насыщенных
оборудованием и конструктивными элементами
башни. Конструирование воздуховодов выполнено
на основе геодезической съемки с натуры
существующих конструкций перекрытий и расстановки
шкафов. Подводка воздуха к шкафам
осуществлена исходя из местных условий, снизу или сбоку
шкафов.
2*
19

628.84
«Ледяная вода» для систем кондиционирования воздуха
И. К. САВИЦКИЙ, Т. В. ГОГОЛИНА, Т. Е. КАНЫШЕВА
ВНИИхолодмаш
В настоящее время все чаще возникает
необходимость в получении воды для центральных
систем кондиционирования с температурой не
выше 3—4° С, так называемой «ледяной воды».
Требование к снижению температуры воды
для центральных систем кондиционирования
воздуха является обоснованным, поскольку ее
использование позволяет:
обеспечить интенсивное охлаждение воздуха;
достигнуть требуемых параметров
кондиционируемых помещений;
в отдельных случаях применить
поверхностные воздухоохладители;
существенно изменить объемы аккумуляторов
холодной воды (в часы недогрузок холодильной
станции, например в ночное время, можно
накопить охлажденную воду с температурой 3—4° С
для последующего ее использования);
в отдельных случаях уменьшить диаметры
трубопроводов для воды.
«Ледяная вода» необходима для центральных
систем кондиционирования гражданских и
промышленных сооружений и для многих
технологических процессов.
Центральные системы кондиционирования
воздуха требуют весьма значительных
холодильных мощностей, примерно 10—12% мощности
всех выпускаемых холодильных машин. Так,
из общего числа выпущенных за 1970 г. турбо-
компрессорных машин и агрегатов (на аммиаке,
пропане и фреоне) до 80% было предназначено
для охлаждения воды, что составило примерно
900 млн. ккал/ч. Общая номинальная холодо-
производительность водоохлаждающих бромис-
толитиевых машин, по состоянию на 1973 г.,
достигла 120 млн. ккал/ч.
Если для объектов гражданского
строительства (зрелищные, спортивные,
административные сооружения, больницы, вокзалы)
потребность в холоде составляет от нескольких сот
тысяч до 5 млн. ккал/ч и редко превышает 10—
15 млн. ккал/ч, то для промышленного
кондиционирования воздуха требуется до 40—50 млн.
ккал/ч.
Крупнейшие потребители холода — заводы
химических волокон, производства капронового
корда, металлургические предприятия (по
данным ВНИПИчерметэнергоочистки,только по
Магнитогорскому металлургическому комбинату
потребность в холоде для производственного
кондиционирования воздуха составляет 40 млн.
ккал/ч), предприятия радиоэлектронной,
легкой, текстильной промышленности,
вычислительные центры и др.
Особенность холодильных станций для
центрального кондиционирования воздуха — это
сезонная работа (только в теплое время года),
переменные тепловые нагрузки по месяцам и
часам суток, значительный диапазон
потребности в холоде по отдельным объектам — от
200—300 тыс. ккал/ч до 30—50 и более млн.
ккал/ч, тенденция к снижению температуры воды
на выходе из холодильной станции с 6—8° С
до 3—4° С.
Для получения «ледяной воды» могут
применяться:
парокомпрессионные холодильные машины,
работающие на фреонах (обязательных для систем
комфортного кондиционирования), а также на
аммиаке или пропане (последний допускается в
отдельных производствах);
абсорбционные бромистолитиевые
холодильные машины;
пароэжекторные машины.
Рассмотрим применение каждого из
перечисленных типов машин для получения «ледяной
воды».
— Как известно, большинство парокомпрес-
сионных машин, предназначенных для
охлаждения холодоносителя, выпускается с
высокоэффективными кожухотрубными аппаратами,
обладающими рядом эксплуатационных достоинств.
Однако при охлаждении в кожухотрубных
испарителях воды до температур, близких к 0° С,
требующих отрицательных температур кипения
холодильного агента, возникает опасность
образования в трубах слоя льда, что может
привести к авариям. В связи с этим правила техники
безопасности регламентируют температуру воды
на выходе из кожухотрубного испарителя (не
ниже 6° С) при положительных температурах
кипения холодильного агента.
В настоящее время в эксплуатации находится
ряд холодильных установок с фреоновыми и
аммиачными парокомпрессионными машинами
и испарителями кожухотрубного типа для
получения воды с температурой не ниже 6° С [1—4].
Это крупные фреоновые установки Дворца
Съездов в Кремле, холодильные центры Большого
театра СССР, Останкинского телевизионного
центра, здания СЭВ, гостиницы «Россия», ком-
20

плекта зданий на проспекте Калинина,
административного здания в Ташкенте.
Основные принципиальные вопросы,
связанные с охлаждением воды для центральных систем
кондиционирования воздуха, разработаны ранее
Р. В. Павловым [1, 2].
При использовании парокомпрессионных
машин для получения «ледяной воды» необходимы
такие испарители, при которых исключалась бы
возможность аварии при намерзании воды на
теплопередающих поверхностях. К ним
относятся испарители с внутритрубным кипением
холодильного агента и циркуляцией воды в
межтрубном пространстве.
— Для получения «ледяной воды»
перспективно применение бромистолитиевых
абсорбционных машин, в которых холодильным агентом
является вода. Эти машины позволяют снижать
температуру охлаждаемой воды до 3—4° С
с сохранением теплового к. п. д. и
соответствующим уменьшением холодопроизводительности.
В качестве энергоисточника они используют
пар низкого давления A,3 кгс/см2) или горячую
воду с температурой 100—120° С.
На базе прежней градации серийно освоена
машина АБХА-2500 номинальной холодо-
производительностью 2,5 млн. ккал/ч,
подготавливаются к производству машины АБХА-1000
и АБХА-5000, по заказу Министерства легкой
промышленности начата разработка машины
АБХА-500 [5].
— Пароэжекторные машины допускают
работу на режиме получения «ледяной воды», но
они имеют низкий тепловой к. п. д. @,22—0,3)
и потребляют пар более высоких параметров
G—9 кгс/см2), что требует специальных
источников теплоснабжения. Расход тепла и воды в
пароэжекторных машинах в 2— 2,5 раза выше по
сравнению с абсорбционными бромистолитиевы-
ми машинами, что сужает область их применения.
Ниже приведены примеры нескольких
действующих, строящихся и проектируемых
холодильных установок для систем
кондиционирования воздуха с использованием «ледяной воды».
На одном из заводов чистых металлов
эксплуатируется аммиачная станция с несколькими
оппозитными компрессорами АО-1200,
оснащенная специальными витыми аммиачными
испарителями ИВ A3 500x2 змеевикового типа. По
условиям производственного
кондиционирования воздуха на заводе температура воды должна
быть 5° С, с возможностью ее снижения до 3° С
в часы недогрузок для аккумуляции холода.
По заданию ВНИИхолодмаша испарители
ИВАЗ были созданы Балтийским заводом на базе
витых теплообменников поверхностью 500 м2,
сгруппированных по два и по три в виде единого
испарителя с питанием от общего комплектного
отделителя жидкости (ИВАЗ 500x2 и ИВАЗ
500x3) поверхностью теплообмена
соответственно 1000 и 1500 м2 каждый.
На одном из химических предприятий в
Сибири закончен монтаж испарителей ИВАЗ 500 X 3.
Предварительно модель подобного аппарата
ИВА340 была испытана на аммиачном стенде
ВНИИхолодмаша для получения «ледяной воды».
По материалам отчета и на основании
последующих аналитических работ установлена
зависимость коэффициента теплопередачи от удельной
нагрузки и скорости движения воды. При qF =
= 3000 ккал/(ч-м2) и скорости движения воды
1 м/с коэффициент теплопередачи аппарата типа
ИВАЗ составляет 740 ккал/(ч-м2-° С), что
значительно превышает коэффициент
теплопередачи открытого листотрубного испарителя
типа ИП. По сравнению с испарителями открытого
типа существенным преимуществом аппаратов
ИВАЗ является отсутствие разрыва струи
воды. Занимаемая площадь под испарители типа
ИВАЗ значительно меньше площади под
испарители панельного типа. Это очень важно в
связи с повсеместным ограничением земельных
площадей под промышленные объекты
(стоимость 1 га освоенной площади под предприятия
нефтеперерабатывающей и химической
промышленности исчисляется от 50 до 180 тыс. руб [6]).
Для типового городского дома культуры на
1000 мест спроектирована фреоновая
холодильная установка для охлаждения воды,
используемой в системах кондиционирования воздуха.
Производительность установки от 250 до 375 тыс.
ккал/ч в зависимости от климатического пояса
привязки проекта. В установке применены вновь
создаваемые водоохлаждающие машины типа
ФМ 80-IPI, состоящие из бессальникового
восьмицилиндрового компрессора с
регулированием производительности и испарителя с
внутритрубным кипением фреона-22.
Холодильная установка позволит в часы
недогрузок снижать температуру воды с
номинального значения 7° С до 2 и 3° С, что обеспечивает
аккумуляцию холода в целях покрытия
кратковременного дефицита в нем при пиковых
нагрузках.
Примером установки с бромистолитиевыми
абсорбционными машинами может служить
установка на одном из химических комбинатов, где
одна из пяти машин АБХА-2500 выделена для
получения холодной воды E° С) для системы
технологического кондиционирования цехов.
Машина обеспечивает устойчивую стабильную
работу при температуре греющей воды 105° С
и охлаждающей воды 26° С [5].
Начато сооружение установки во Владимире,
где впервые будут применены вновь создаваемые
машины АБХА-1000 в количестве двух единиц
21

и где в качестве энергоисточника утилизируется
пар низкого давления. Установка предназначена
для технологического кондиционирования
воздуха в цехах. Холодопроизводительность
установки 2 млн. ккал/ч, температура охлаждаемой
воды (номинальный режим) 7° С, охлаждающей
воды 25° С, расход охлаждающей воды 500 м3/ч,
занимаемая площадь 216 м2. При недогрузках
холодильных машин возможно снижение
температуры охлаждаемой воды до 3—4° С с
аккумуляцией холода в специальном баке. Подобная
установка может располагаться на открытых
площадках, над баком-аккумулятором воды или
в цехах.
Проектируется центральная холодильная
станция для систем кондиционирования воздуха
комплекса жилых и общественных зданий в
образцовом перспективном жилом районе Москвы —
«Чертаново-Северное». Станция размещается в
районном энергоблоке. Бромистолитиевые
машины запроектированы в системе комплексного
тепло- и холодоснабжения. Выходящая из
конденсаторов и абсорберов охлаждающая вода
направляется в бойлеры для первичного подогрева
водопроводной воды, поступающей в сеть
горячего водоснабжения микрорайона. Общая
мощность холодильной установки, состоящей из
трех машин АБХА-2500, примерно 6 млн. ккал/ч,
температура охлаждаемой воды 7° С
(номинально), охлаждающей воды 28° С, греющего
источника (горячей воды) 120° С. При снижении
температуры греющего источника до 110° С
производительность составит 4 млн. ккал/ч. При
уменьшении нагрузки, например в ночные часы,
имеется возможность довести температуру
охлаждаемой воды до 3—4° С.
Интересен опыт комплексного тепло- и
холодоснабжения одного из микрорайонов г.
Ташкента с теплоснабжением бромистолитиевых
холодильных машин от незагруженной в теплое
время года котельной [7].
Проектируется (по заказу Моспроекта)
центральная холодильная станция Выставочного
комплекса в районе Краснопресненской набережной
в Москве. Для обеспечения холодопотребности
15 млн. ккал/ч в проектном решении применены
вновь создаваемые крупные бромистолитиевые
агрегаты АБХА-5000 в количестве трех единиц.
Подобная холодильная станция может
размещаться на открытых площадках, однако в
связи с особенностями архитектурного решения
Выставочного комплекса она входит в состав
энергокорпуса и располагается под навесом с
ограждением из декоративных решеток.
Для наиболее дешевого способа получения теп-
ладля бромистолитиевых машин запроектированы
водогрейные агрегаты с газовым подогревом.
Применение теплоиспользующих холодильных
машин для столь крупного потребителя
искусственного холода позволило отказаться от
электроэнергии (порядка 4500 кВт).
Холодопроизводительность станции 15 млн. ккал/ч, температура
охлаждаемой воды 7° С (номинально), воды
оборотного цикла 26° С, греющей воды 120° С, расход
1125 м3/ч, давление пара 1,7 кгс/см2, расход
42 т/ч (в варианте с паром). В часы недогрузок
допускается снижение температуры
охлаждаемой воды до 3—4° С для аккумуляции
холода.
Все сказанное выше свидетельствует о
создании и широком внедрении современных
интенсивных машин в целях удовлетворения
растущих потребностей многих отраслей народного
хозяйства в «ледяной воде» для систем
кондиционирования воздуха. Создание специальных
машин и аппаратов для водоохлаждающих
установок является одним из направлений в работе
В НИИхо л одмаша.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Павлов Р. В. Холодоснабжение центральных
систем кондиционирования воздуха. —
«Холодильная техника», 1968, № 10, с. 4—11.
2. Павлов Р. В. Искусственное охлаждение воды
на промышленных предприятиях. — «Холодильная
техника», 1969, № 5, с. 15—21.
3. А м и р д ж а н о в С. А., ГомбергС. Л., Крон -
ф е л ь д Я. Г. Холодоснабжение установок
кондиционирования воздуха в комплексе зданий на проспекте
Калинина в Москве. — «Холодильная техника», 1973,
№ 1, с. 21—24.
4. Ануфриев М. Е. Холодильная станция с
аммиачными турбокомпрессорными агрегатами
АТКА-735-4000. — «Холодильная техника», 1972, № 7,
с. 17—20.
5. РозенфельдЛ. М., ШмуйловН. Г. Новые
конструкции абсорбционных бромистолитиевых
холодильных машин. — «Холодильная техника», 1972,
№ 7, с. 20—23.
6. Абросимов Б. 3., ВихманЮ. Л., Шмер-
к о в и ч В. М. Аппарат воздушного охлаждения для
нефтеперерабатывающей, нефтехимической и
химической промышленности. — «Химическое и нефтяное
машиностроение», 1967, № 9, с. 27—30.
7. КокоринО. Я. Повышение технико-экономических
показателей систем кондиционирования^ воздуха. —
«Холодильная техника», 1972, № 3, с. 5—9.
22

628.84:536.24
Сравнение удельных расходов холода
и тепла различными системами кондиционирования воздуха
Л. Е. КАРПИС
ЦНИИпромзданий
В промышленных, общественных и
сельскохозяйственных производственных зданиях
применяют системы кондиционирования воздуха
(СКВ) с частичной рециркуляцией внутреннего
воздуха и прямоточные (работающие на одном
наружном воздухе). Прямоточные СКВ в
обычном исполнении менее экономичны, поэтому их
применяют только тогда, когда по санитарно-
гигиеническим или технологически?,! условиям
невозможно использовать рециркуляцию.
Теплотехнические показатели прямоточных
СКВ повышают посредством утилизации
холода и тепла удаляемого воздуха для
охлаждения или подогрева вводимого в здание
наружного воздуха. В качестве утилизационных
устройств используют рекуперативные воздухожид-
костные теплообменники, питаемые по круговой
схеме промежуточным теплохолодоносителем
(водой или водными растворами солей),
рекуперативные воздуховоздушные теплообменники и
регенеративные вращающиеся теплообменники
с несорбирующей и сорбирующей насадками.
Принципиальные схемы СКВ с утилизаторами
и без них показаны на рисунке.
Расходы холода и тепла, отнесенные к 1 кг
воздуха, определяются следующими
выражениями:
расход холода (ккал/кг) при летних
расчетных параметрах наружного воздуха
Qx = Яоб.х — <?у.х =
= (Iu-h)-EY(l'B-ij), A)
расход тепла (ккал/кг) при зимних расчетных
параметрах наружного воздуха
<7т = <7об.т—<7y.T=(Aip—In)—Ey(Iy— /н), B)
где <70б. X» #об. т—удельные общие расходы холода и тепла
на доведение наружного воздуха до
энтальпии, с которой он поступает в
помещение;
<7у. х» <7у. т — удельные утилизируемые количества
холода и тепла, извлекаемые из удаляемого
воздуха;
/н — энтальпия наружного воздуха;
/н — то же, вводимого в утилизационное
устройство *;
* В районах с умеренными зимними наружными
температурами /н = /н, ибо перед утилизатором не
устанавливается колорифер подогрева.
/н — то же, покидающего утилизационное
устройство;
/о — энтальпия воздуха после охладителя
(форсуночной камеры или поверхностного
теплообменника);
/пр — энтальпия приточного воздуха на входе
в помещение;
/у — энтальпия удаляемого из помещения
воздуха;
?у — коэффициент эффективности
рекуперативного утилизационного устройства
7н - !'н
н— h
(для регенартивных вращающихся
теплообменников в формулу C) вводится множитель, с
помощью которого учитывают отношение
водяных эквивалентов насадки и воздуха).
Для любых двух сравниваемых СКВ,
работающих в одинаковых условиях, удельная экономия
холода и тепла (ккал/кг) характеризуется
уравнениями
*q* = (Е1У - El*)(l'E - 1Т)9 D)
А% = D-41)(/у-/н). E)
Здесь Е и Е —коэффициенты эффективности
утилизационных устройств сравниваемых
СКВ.
Для прямоточных СКВ без утилизаторов ?у = 0.
Для СКВ с частичной рециркуляцией
?y===X==~G^> F)
где А, — коэффициент рециркуляции (относительное
количество рециркулируемого воздуха);
Gp, С?Пр — абсолютные количества рециркулируемого и
приточного воздуха, перемещаемые системой.
Очевидно, что прямоточная СКВ с утилизацией
равноценна СКВ с частичной рециркуляцией,
когда при всех прочих равных условиях
численно равны коэффициенты EY и Я.
Из уравнений D) и E) следует, что сравнение
удельных расходов холода и тепла различивши
СКВ можно свести к сравнению коэффициентов
эффективности утилизационных устройств.
Аналитические выражения коэффициентов
эффективности противоточных теплообменников с
утилизационными устройствами представлены в
табл. 1, а численные величины Еу в табл. 2.
23

h
\I
np
ЛГЕП
nr
lu\
m
Л OZ# //r
h\
Iff «^ 4r
о
1 1
я 3
i/?/?
\ 1
Г
w
1—» 7
c [та/г
i 1 '
I
•S.k
¦np
К
r [
?
й?
Ж i
1
r»
//
-"// -*//
1
4 J
* Й
i
Yr>p
w
Jflp
*/,
/7/?
J7
Принципиальные схемы систем кондиционирования
воздуха:
а _ прямоточная, без утилизационных устройств; б —
то же, с воздухожидкостными теплообменниками,
соединенными по круговой схеме; в — то же, с воздуховоздуш-
ным теплообменником-утилизатором; г — то же, с
регенеративным вращающимся теплообменником с несорби-
рующей насадкой; д — то же, с регенеративным
вращающимся теплообменником с сорбирующей насадкой; е —
с частичной рециркуляцией внутреннего воздуха;
/ — калорифер для районов с суровыми зимами (в целях
защиты утилизаторов от обмерзания); 2 — кондиционер;
3 — вентилятор; 4 — кондиционируемое помещение; 5—
циркуляционный насос.
В таблицах приняты следующие обозначения:
/ — энтальпия удаляемого воздуха за
утилизатором;
Л^я> Nn — коэффициенты переноса тепла,
при явном теплообмене
Gcn
при совместном тепло- и массообмене [1]
oF
G >
N„-
G)
(8)
kn — коэффициент теплопередачи при явном
теплообмене;
F — площадь поверхности теплообмена;
G — количество воздуха;
Таблица 1
Аналитические выражения коэффициентов эффективности ?у для противоточных теплообменников
рекуперативных
воздухожидкостных, соединенных
по круговой схеме (рис. б)
воздуховоздушных (рис. в)
регенеративных с насадкой
несорбирующей (рис. г)
сорбирующей* (рис. д)
?у — >
/„ - /у
1
1
-, [2]
еохл енагР
где
jy-Jv.
'у ' в. н
__ 'el 'C2
8нагР — * t •
'ci (в.к
?у«=>0,18г°'48(при »н=2,6 м/с)
[5]
?у = -^
/н-/„
Д'п
1 + Л'п
[4]
н 1 у
1
?v = -^
/л
Снас V'93
^min
= 0,92t/-°'21
(при 1^ун=^5 м/с) [5]
*С1 *С
1
Снас \1'93
^min
[2]
* В выражение для ?у множитель, учитывающий теплоемкость насадки, не внесен из-за отсутствия данных.
24

Таблица 2
Теплообменник
Воздухожидкостный
рекуперативный охладитель и нагреватель*
(рис. б)
Воздуховоздушный
рекуперативный (рис. в)
Регенеративный вращающийся с не-
сорбирующей насадкой (рис. г)
Отношение водяных
эквивалентов
Cmin Л
итах
ьтах
Cmln 1
^-тах
wnin .
с —А
^тах
Снас « Cmln .
wrUn ' wnax
Величины Еу противоточных теплообменников [2, 3]
при Ыя или Nn равном
0,5
0,393
0,362
0,333
0,333
0,322
1
0,632
0,565
0,5
0,5
0,467
1,5
0,777
0,691
0,6
0,6
0,548
2
0,865
0,714
0,667
0,667
0,601
2,5
0,918
0,832
0,714
0,714
0,639
3
0,95
0,874
0,75
0,75
0,667
4
0,982
0,927
0,8
0,8
0,719
5
0,993
0,957
0,833
0,833
0,738
* Расчет общего коэффициента эффективности утилизационного устройства с промежуточным теплохолодоносителем
производится по формуле из табл. 1, принимая Nn для еохл по формуле (8), a Nfl для sHa p по формуле G).
с — удельная теплоемкость влажного
воздуха;
а — коэффициент влагоотдачи;
W количество промежуточного теплохоло-
доносителя;
Снас — водяной эквивалент вращающейся
насадки регенеративного утилизатора;
Cmax, Cmin — максимальный и минимальный водяные
эквиваленты теплообменивающихся сред;
*ci> *с2 — начальная и конечная температуры
обрабатываемого (наружного) воздуха по
сухому термометру;
ty — температура удаляемого воздуха;
t , f H — начальная температура промежуточного
теплохолодоносителя и соответствующая
ей энтальпия насыщенного воздуха;
tBm к — конечная температура промежуточного
теплохолодоносителя;
2 — число рядов труб в теплообменнике по
ходу воздуха;
vH — скорость набегающего потока воздуха.
Из табл. 1 и 2 видно, что коэффициенты
эффективности возрастают с увеличением
коэффициентов переноса и уменьшением отношения
водяных эквивалентов теплообменивающихся
сред.
Утилизация тепла и холода в прямоточных
СКВ, естественно, вызывает дополнительные
затраты энергии на перемещение воздуха и
промежуточного теплохолодоносителя через
утилизационные устройства. В СКВ с частичной
рециркуляцией дополнительная энергия
расходуется на перемещение увеличенных количеств
воздуха. Величины этих затрат зависят от
конструктивных особенностей утилизационных
устройств и СКВ, и их также следует учитывать
при выборе системы для конкретного здания.
Выводы
Прямоточные СКВ с утилизационными
устройствами в теплотехническом отношении
равноценны СКВ с частичной рециркуляцией при
равенстве величин коэффициентов
эффективности и рециркуляции.
Прямоточные СКВ с утилизационными
устройствами позволяют существенно экономить
холод и тепло, поэтому их следует применять во
всех случаях, когда невозможно использовать
рециркуляцию.
Наибольшие значения коэффициентов
эффективности у регенеративных теплообменников
с сорбирующей насадкой: согласно формуле,
приведенной в табл. 1, для этого теплообменника
при ин = 1 м/с ?у = 0,92, а при va =5 м/с
EY= 0,65. Столько высокие величины EY
объясняются совместным переносом явного
некрытого тепла.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. К о к о р и н О. Я-, Орлов К- С. Использование
энтальпийного коэффициента эффективности для
расчета процесса охлаждения воздуха. — «Холодильная
техника», 1970, № 10, с. 29—31.
2. Кэйс В.М., Лондон А. Л. Компактные
теплообменники. М. «Энергия», 1967.
3. ASHRAE Guide and Data Book. Systems New-York,
5.
1970.
Петровский Ю. В.,
Современные эффективные
Госэнергоиздат, 1962.
Каталог шведской фирмы
den, 1970.
Фастовский В.
теплообменники. М-
Г.
-Л.,
:Munters Torkar AB», Swe-
25

628.84
Технологический кондиционер КТА-16
Доктор техн. наук, проф. А. Л. ГОГОЛИН, канд. техн. наук Е. М. АГАРЕВ,
Л. Н. ТИХОМИРОВА, Л. А. ГОЛОВАЦКАЯ
Всесоюзный научно-исследовательский институт холодильной промышленности
Б. В. ПАШИНСКИЙ
Красноборский холодильник
Кондиционер КТА-16, разработанный ВНИХИ
[1], предназначен для кондиционирования
воздуха в камерах созревания сыра на
сыродельных заводах [2], в цехах переработки мяса
мясокомбинатов [3, 4], а также в других
помещениях с аналогичными режимами температуры
и влажности. Кондиционер можно также
использовать для автоматического поддержания
температуры и влажности воздуха в камерах
хранения охлажденных продуктов (мясо, сыр, яйца,
фрукты). В этом случае он оборудуется
устройством для автоматического оттаивания
воздухоохладителя.
Автоматизированный аммиачный
кондиционер состоит из воздухообрабатывающего
агрегата (рис. 1), пульта автоматического
управления, регулирующих устройств с
исполнительными механизмами и запорной арматуры
Техническая характеристика кондиционера КТА-16
Диапазон регулирования параметров
воздуха
температура, °С 10—16
относительная влажность, % . . 70—95
Вентилятор
число оборотов в минуту .... 970
производительность по воздуху,
м3/ч 16000
полный напор, кгс/м2 ..... 95
мощность электродвигателя
АО-62-6, кВт 7,0
Теплопередающая поверхность, м2
воздухоохладителя 315
калорифера 45
Холодопроизводительность
воздухоохладителя, ккал/ч 46000
Теплопроизводительность калорифера,
ккал/ч 43300
Осушающая способность, кг/ч ... 16
Холодильный агент Аммиак
Теплоноситель Пар или горячая
вода
Габаритные размеры, мм
воздухообрабатывающего агрегата
при использовании парового
калорифера 1700X3250х]700
при использовании водяного
калорифера 1700X2600X1700
пульта управления , . 500x900 Х2000
Кондиционер подключается к насосно-цир"
куляционной аммиачной системе с t0 = —3° С>
что обеспечивает работу воздухоохладителя без
оттаивания.
Конструкция воздухоохладителя
предусматривает верхнюю и нижнюю подачу аммиака,
который распределяется по трем секциям
воздухоохладителя параллельно через соленоидные
вентили.
Кондиционер КТА-16 обеспечивает
охлаждение, подогрев, осушение и увлажнение воздуха.
В камерах хранения и созревания сыра и в
сушилках колбас обрабатывается, как правило, только
рециркуляционный воздух, а в других
помещениях мясокомбинатов — смесь наружного и
рециркуляционного воздуха, которая получается
в смесительной камере
воздухообрабатывающего агрегата.
Воздух из камеры засасывается в
воздухоохладитель кондиционера, охлаждается и
осушается, затем проходит через калорифер, где
подогревается. При необходимости воздух
увлажняется водяным паром, поступающим через
соленоидный вентиль в нагнетательный
воздуховод или к выходным окнам воздуховода.
Обработанный воздух распределяется по
камере с помощью воздуховодов.
Рис. 1. Воздухообрабатывающий агрегат КТА-16:
/ — клапан наружного воздуха; 2 — смесительная
камера; 3 — воздухоохладитель; 4 — промежуточная
камера; 5 — паровой калорифер с воздушным клапаном;
6 — мягкая вставка; 7 — вентиляторная установка.
26

Воздухоохладитель собирается из оребренных
секций, каждая из которых выполнена из
стальных труб диаметром 20 X 2 мм с насаженными на
них пластинчатыми стальными ребрами.
Толщина ребер 0,4 мм, шаг 6 мм. Шаг труб в
продольном и поперечном направлении 53 мм,
расположение их в пучке — коридорное.
Для дренажа влаги из воздухоохладителя
последний устанавливается на металлический
поддон. Конденсат с наружной поверхности
воздухоохладителя и его калачей стекает в
поддон и канализацию. Влага, попадающая в
промежуточную камеру, собирается на ее дне и
также стекает в канализацию.
За воздухоохладителем в случае
использования парового калорифера устанавливается
промежуточная камера, предназначенная для
обслуживания воздушного клапана парового
калорифера и направления воздуха по
обводному каналу. Работой клапана управляет
электрический исполнительный механизм ПР-1.
При наличии калорифера водяного обогрева
отпадает необходимость в промежуточной
камере и воздушном клапане. Заданная
температура воздуха поддерживается регулированием
количества горячей воды, подаваемой в
калорифер.
Вентиляторная установка состоит из
центробежного вентилятора Ц4-70 № 8 и
виброоснования — четырех пружинных виброизоляторов,
смонтированных на раме. Всасывающий
патрубок вентилятора соединен с фланцем
калорифера мягкой вставкой.
Перед воздухоохладителем находится
смесительная камера с воздушным клапаном на
линии подачи наружного воздуха. Клапан
установлен в верхней части камеры. Поворотные
лопатки его управляются ручным приводом.
Клапан обеспечивает максимальный приток
наружного воздуха — 7 % общего количества
кондиционируемого воздуха.
Приточный воздух поступает в смесительную
камеру из центральной вентиляционной
системы с температурой выше 0° С инапором5кгс/м2.
Кондиционер обеспечивает автоматическое
поддержание температуры и влажности воздуха,
обрабатываемого кондиционером, а также
включение одной, двух или трех секций
воздухоохладителя в зависимости от нагрузки.
Система автоматического управления
состоит из исполнительных и регулирующих
устройств, датчиков температуры и влажности и
пульта управления (рис. 2).
Пульт управления выполнен в виде
герметичного шкафа с подогревом для поддержания
внутри него относительной влажности в допустимых
для приборов пределах. Ручки и кнопки
управления, а также сигнализирующая аппаратура
размещены на лицевой панели пульта, приборы
автоматики внутри.
Датчиком температуры служит термометр
сопротивления, устанавливаемый вблизи входа
воздуха из помещения в кондиционер.
Заданная влажность воздуха поддерживается
или осушением его в воздухоохладителе или
увлажнением паром, подаваемым в форсунку
увлажнителя через соленоидный вентиль.
Регулирующими органами в обоих случаях служат
соленоидные вентили. Для регулирования
влажности применен трехпозиционныи регулятор
мгшгщ1
^Пар
Рис. 2. Принципиальная схема
автоматизации кондиционера КТА-16:
1 — запорный вентиль; 2 —
аммиачный фильтр; 3— аммиачный
соленоидный вентиль; 4 — датчик
влажности; 5 — датчик температуры; 6 —
камера; 7 — секции воздухоохладителя;
8 — исполнительный механизм
открывания жалюзи; 9 — калорифер; 10 —
вентилятор; 11 — паровой
соленоидный вентиль; 12 — моторный
регулирующий клапан; 13 — щит
управления.
27

влажности, выполненный на базе регулятора
РПИБ-С.
Датчик влажности ЭВП-01 с
электролитическим покрытием на базе поваренной и сегне-
товой соли устанавливают на входе воздуха в
кондиционер из помещения.
Схема автоматизации предусматривает
дистанционное управление вентилятором с
пульта, аварийную сигнализацию режимов работы
кондиционера, а также защиту всех
электрических цепей от перегрузок и короткого
замыкания.
Питание электрической схемы
осуществляется от сети трехфазного тока напряжением 380 В,
частотой 50 Гц. Схема автоматизации
предусматривает автоматический и ручной
дистанционный режимы работы.
Для включения системы необходимо
установить переключатели на определенный режим
работы, подать электрическое питание и
включить вентилятор.
Работа при автоматическом режиме
происходит следующим образом (рис. 3).
Переключатели режима работы 1КФ и 2КФ
переводятся в положение «Автоматика». При
этом замыкаются контакты 1—3; 5—7; 9—11;
13—15.
Включением аппаратов автоматической
защиты 1АПУ 2АП подается питание в схему
автоматического регулирования и силовые цепи
пускателя электродвигателя вентилятора, о чем
сигнализируют лампы Л6 и Л7. Кнопкой «Пуск»
включается вентилятор, при этом зажигается
сигнальная лампа Л8. Далее система
кондиционирования переходит на автоматический
режим работы.
При отклонении температуры
кондиционируемого воздуха от заданной замыкается
импульсный контакт «Холоднее» или «Теплее» прибора
1 РПИБ-С. Электрический импульс
воздействует на катушку 1К1 или 1К2 магнитного
пускателя ШКР, замыкаются контакты 1К1 или
1К2, электрическое питание подается на
обмотку двигателя исполнительного механизма 2ПР
«Холоднее» или «Теплее».
Исполнительный механизм приводит в
движение воздушный клапан и устанавливает
определенное соотношение между количествами
воздуха, проходящего через калорифер и
обводной канал. Предельные положения
исполнительного механизма зависят от положения
конечных выключателей 2КВ1 и 2КВ2, которые
определяются при настройке системы по
действительной тепловой характеристике
калорифера.
Работа конечных выключателей 2КВ1 и 2КВ2
повторяется промежуточными реле ПЭ63 и
ПЭ64.
Если регулятор 1 РПИБ-С выводит
воздушный клапан в предельное положение «Холоднее»,
при этом срабатывает конечный выключатель
2КВ1, а температура кондиционируемого воздуха
остается выше заданной, системы включает
соленоидный вентиль СВ1, через который
жидкий аммиак подается в первую секцию
воздухоохладителя.
Одновременно с этим размыкающий контакт
реле ПЭ63 замыкает цепь обмотки
исполнительного механизма, управляющего подачей пара в
калорифер, исполнительный механизм
закрывает паровой вентиль, и подача пара в
калорифер прекращается.
Если в течение заданного времени первая
секция воздухоохладителя не обеспечит
понижения температуры до заданной, то включается
вторая секция. Если две секции не могут
компенсировать нагрузку, то включается третья
секция. Промежутки времени между
включением секций определяются настройкой реле
времени РВ1 и РВЗ.
При достижении заданной температуры
воздуха импульсный контакт «Холоднее»
выключается. При этом размыкается контакт 1К1 и
прекращается подача аммиака в первую
секцию. Вторая и третья секции выключаются из
работы с задержкой, определяемой временем
срабатывания реле времени РВ2 и РВ4.
Если после этого температура воздуха
продолжает понижаться, то замыкается импульсный
контакт «Теплее» прибора 1 РПИБ-С.
При этом замыкается контакт 1К2,
исполнительный механизм приводит в движение
воздушный клапан, замыкается конечный выключатель
2KBU контакт ПЭ63 открывает паровой
вентиль и в калорифер поступает пар.
Регулирующий прибор останавливает
исполнительный механизм воздушного клапана в
промежуточном положении для поддержания
заданной температуры кондиционируемого воз-
ДУха-
При увеличении влажности кондиционируемого
воздуха против заданной замыкается импульсный
контакт регулятора 2РПИ6-С «Осушение» и
контакт 2К1 включает цепь соленоидного
вентиля СВ1, через который подается аммиак в
первую секцию воздухоохладителя. Если в
течение времени срабатывания реле РВ1 и РВ2
кондиционируемый воздух не осушится до
заданной относительной влажности, то
включается последовательно сначала вторая, а затем
третья секции воздухоохладителя, в результате
чего влажность воздуха должна достигнуть
заданной.
При уменьшении относительной влажности
кондиционируемого воздуха ниже заданной
импульсный контакт регулятора 2РПИБ-С через
28

ЮГц ЗдОВ
111
IV
VI
VII
VIII
II
Рис. 3. Электрическая схема автоматизации
кондиционера:
/ — включение питания и сигнализация
включения системы управления; // —
регулирование температуры воздуха,
переключение режимов работы; ТУ/ — управление
исполнительным механизмом моторного вентиля;
IV — управление исполнительным
механизмом воздушных заслонок; V —
регулирование влажности воздуха, переключение
режимов работы; VI — включение
соленоидного вентиля СВП; VII — включение
соленоидного вентиля СВ1 для подачи жидкого
аммиака в первую секцию
воздухоохладителя; VIII — включение соленоидного
вентиля СВ2 для подачи жидкого аммиака во
вторую секцию воздухоохладителя,
управление PBI—PB2; IX — включение
соленоидного вентиля СВЗ для подачи жидкого
аммиака в третью секцию воздухоохладителя,
управление РВЗ— РВ4; X — сигнализация
аварийного состояния, управление РВ5]
XI — управление работой двигателя
вентилятора ПME-221.
29

контакт 2К2 включит соленоидный вентиль
СВП, через который подается пар для
увлажнения воздуха.
Это произойдет в двух случаях: если
выключены две секции воздухоохладителя; если воздух
должен дополнительно охлаждаться
(калорифер выключен, реле ПЭ63 выключено, его
контакт ПЭ63 в цепи катушки 2К2 замкнут).
При достижении заданной влажности
импульсный контакт «Увлажнение» размыкается и
выключается соленоидный вентиль СВП.
О включении соленоидных вентилей, через
которые подается аммиак в секции
воздухоохладителя и пар для увлажнения, сигнализируют
лампы Л1, Л2, ЛЗ, Л4.
Если по каким-либо причинам в течение
длительного времени @,5—1 ч) не поддерживается
заданная температура и влажность, то
включается аварийная сигнализация — загорается
лампа ЛЗ.
Цепь аварийной сигнализации составляется
с помощью контактов реле ПЭ63, ПЭ64,
повторяющих работу конечных выключателей 2КВ1
и 2 KB 2, а также контактов 2КВ1, 2КВ2,
повторяющих работу импульсных контактов
регулятора влажности. Длительное пребывание
этих контактов в замкнутом состоянии
свидетельствует о том, что система кондиционирования
не справляется с тепловлажностной нагрузкой.
Такое положение при установившемся режиме
работы может быть вызвано аварийным
состоянием системы кондиционирования.
Реле времени РВ1—РВ5 собраны по
стандартной схеме на базе тиратрона ТГЗ-0,1-1,3.
Включение системы в автоматический режим
надо производить при небольших отклонениях
значений температуры и влажности воздуха в
помещении от заданных для предотвращения
перегрузки регулирующих приборов и
значительных колебаний в системе за счет
перерегулирования, а также ложных аварийных сигналов.
Параметры воздуха в помещении, близкие к
заданным, достигаются предварительно
ручным управлением. С помощью переключателей
режима работы 1КФ, 2КФ питание
регулирующих приборов отключается.
Параметры
воздуха в камере

температура, °С
6,4
7,6
12,0

влажность, %
84,0
83,0
85,0
ЗХолодопроиз-
Тводительность,
ккал/ч
39700
47300
55000
Температура
кипения
аммиака (средняя), °С
—3,0
-4,5
—3,0
Теплопроизво-
дительность,
ккал/ч
71500
ся Н
Осушающ
способное
кг/ч
29,0
При ручном управлении переключатели
режима 1КФ, 2КФ переводятся в положение
дистанционного управления. Контакты
переключателей 6—8; 10—12 подготавливают цепи для
ручного управления системой с центрального
пульта.
Управление подачей пара в калорифер и
воздушным клапаном осуществляется
переключателями 1KB, 2KB, управление соленоидными
вентилями для подачи аммиака в секции
воздухоохладителя и пара для увлажнения —
переключателями 2KB, ПВ1—ПВЗ.
Система готовится к работе так же, как при
автоматическом режиме.
В 1972 г. были проведены испытания
кондиционера КТА-16на Красноборском холодильнике
в г. Смоленске.
Ш 15 16 17 18 19 20 Z1 ZZ 23 2Ь 25 26 27 28 Z3 30 3! JZ
III! ии=Ы=Ь±±±=Ы=к=Ы
г 1тт I I пТГТТТТмгН
Рис 4. Диаграмма изменения
влажности и температуры воздуха в
камере хранения сыра:
а — без кондиционера; б — с
кондиционером.
1 30
% 80
16
1
17 18 19 20 Z1
1 1 1 1 1
(till
1 1
.1111
ZZ Z3 24
1 1 1
—+• h -
' / Г
/ / / /
/
/
..
2
1
/—
7
/_
3
1
J—
7
и*
4 5 6
1 I I
! ¦'' '
/ / /
iii
7
!
8
j
Г~~"
I
9
I
J
f
1
10
1
/
/
//
/
/
I»
1 «
%
\
1
1
1
1
1
/
I
1
i
1 \ l
j
\
I j
j
!
1 1
L ....
ГЛ
i _
i !
30

Испытания проводили в камерах хранения
сыра, которые занимают весь четвертый этаж
холодильника. Общий объем семи камер 2450 м3.
Кондиционер был установлен в одной из них
и связан с остальными системой нагнетательных
и всасывающих воздуховодов.
Питание аммиаком осуществлялось от
безнасосной аммиачной системы с отсосом паров через
отделитель жидкости. Калорифер обогревался
паром из котельной предприятия, тот же пар
использовался для увлажнения.
В процессе испытаний определяли
максимальную производительность кондиционера по
воздуху, холодопроизводительность, теплопроиз-
водительность и осушающую способность
кондиционера . Испытания проводили при двух тем-
пературно-влажностных режимах: температура
воздуха в камере 6,4° С, относительная
влажность воздуха 84%, а также 7,6° С и 83%.
Холодопроизводительность
воздухоохладителя кондиционера при температуре воздуха в
камере 12° С и относительной влажности 85%
определяли расчетным путем с использованием
некоторых опытных данных (производительность
по воздуху, температура кипения аммиака).
Характеристика кондиционера КТА-16,
полученная по результатам испытаний, и точность
поддержания регулируемых параметров
представлены в таблице и на рис. 4.
Производительность кондиционера по
воздуху при отсутствии инея на поверхности
воздухоохладителя — 15500 м3/ч.
Точность поддержания регулируемых
параметров составляла: температуры ±0,5° С,
влажности ±=2%.
Были проверены два способа оттаивания инея
с поверхности воздухоохладителя,
работающего при низкой температуре кипения аммиака
(—15° С). Способ оттаивания горячим водяным
паром, подаваемым из перфорированного
трубного устройства на обмерзшую поверхность,
оказался весьма эффективным. Иней,
намороженный на поверхность в течение суток, оттаивал
за 10 мин. Основной недостаток данного способа—
Несмотря на наметившуюся за последнее
время тенденцию применять в автономных
кондиционерах конденсаторы с воздушным
охлаждением, значительное их количество выпуска-
возможность попадания пара в помещение, в
котором установлен кондиционер. В процессе
оттаивания для исключения попадания пара в
камеру периодически включался вентилятор
кондиционера, который был переключен с помощью
шиберов для отсасывания воздушнопаровой
смеси из кондиционера и выброса ее в
атмосферу.
Более длительным, но вполне приемлемым
в условиях эксплуатации на Красноборском
холодильнике оказался способ оттаивания
циркулирующим через воздухоохладитель
кондиционера воздухом (температура 5—8° С) при
отсутствии подачи аммиака в воздухоохладитель.
При оттаивании в ночное время (в течение 6 ч)
температура воздуха повысилась примерно на
0,5° С, что вполне допустимо для таких
холодильных камер.
Испытания показали, что автоматизированный
кондиционер КТА-16 по всем основным
показателям (холодопроизводительность, теплопроизво-
дительность, осушающая способность,
диапазоны и точность поддержания режима)
соответствует техническим условиям.
В настоящее время кондиционер успешно
эксплуатируется на Красноборском
холодильнике, поддерживая параметры воздуха в
камерах хранения сыра в заданных пределах.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Г о г о л и н А. А., А га рев Е. М.,
Тихомирова Л. Н., Богатырева С. Ф.,
Шитов Н. И. Технологический кондиционер КТР-13 для
сыродельной промышленности. — «Холодильная
техника», 1969, № 10, с. 4—7.
2. Миронова В., Пашинский Б.
Преимущества организации дозревания сыра в крупных сыро-
хранилшцах. — «Молочная промышленность». 1968,
№ 1, с. 35—36.
3. Г о г о л и н А. А. Кондиционирование воздуха в
мясной промышленности. М., «Пищевая
промышленность», 1966.
4. Гоголин А. А., А г а р е в Е. М.,
Богатырева С. Ф., Тихомирова Л. Н.
Технологическое кондиционирование воздуха на
предприятиях мясной и молочной промышленности, М.,
ЦНИИТЭИ, 1969.
ется с водяным охлаждением. Поэтому вопрос
о выборе рационального типа конденсатора
водяного охлаждения для автономных
кондиционеров остается весьма актуальным.
628.84
О рациональном типе малых конденсаторов водяного охлаждения
Доктор техн. наук А. А. ГОГОЛИН, канд. техн. наук Н. М. МЕДНИКОВА, Л. Е. МЕДОВАР
Всесоюзный научно-исследовательский институт холодильной промышленности
Г. И. ЧУХМАН, В. М. МОРЗИНОВ
СКТБ «Кондиционер»
Н. Д. ЭЙКАЛИС
завод «Кондиционер»
31

Наиболее распространены кожухотрубные, а
также кожухозмеевиковые и двухтрубные (типа
«труба в трубе») конденсаторы.
Теплопередающая поверхность выпускаемых
в настоящее время кожухотрубных
конденсаторов изготовляется из медной накатной трубы
диаметром 20x3 мм. В последнее время
наметился переход к использованию так называемой
медной низкооребренной трубы диаметром 16x2 мм.
Испытания конденсатора КФ-130 [1],
теплопередающая поверхность которого изготовлена
из трубы такого типа, показали значительную
интенсификацию теплопередачи в аппарате по
сравнению с теплопередачей в старых аппаратах
типа КТР. Кожухотрубные конденсаторы
эффективны, доступны для очистки от водяного
камня. Однако их изготовление осложнено
рядом технологических трудностей: накаткой
ребер, нарезкой канавок в трубной решетке,
созданием герметичного уплотнения труб в
трубной решетке.
В кожухозмеевиковом, как и в кожухотруб-
ном, аппарате конденсация происходит на
поверхности пучка оребренных труб.
Преимущество его перед кожухотрубным конденсатором —
несколько большая интенсивность
теплопередачи, особенно проявляющаяся при низких
скоростях воды, за счет закрутки потока воды в
змеевике. Кожухозмеевиковый аппарат
несколько меньше по массе и проще в изготовлении из-за
отсутствия трубных решеток.
Двухтрубные конденсаторы (типа «труба в
трубе») менее трудоемки в изготовлении, чем
кожухотрубные. При их использовании легче
обеспечивается герметичность фреоновой
системы. В аппаратах этого типа конденсация
происходит либо во внутренней трубе, либо в
кольцевом пространстве. Осуществление процесса
конденсации в трубе позволяет применять
тонкостенную трубу диаметром 12—15 мм и
толщиной стенок 1 мм, прочную при давлении до
25 кгс/см2.
Правильный выбор конденсатора водяного
охлаждения может быть сделан на основе
результатов теплотехнических испытаний аппаратов. Для
кожухотрубных конденсаторов такие данные
приведены в работе [1]. Для кожухозмеевико-
вого и двухтрубного конденсаторов они
отсутствуют. Во ВНИХИ, а также в Специальном
конструкторско-технологическом бюро
«Кондиционер» были разработаны, изготовлены и
испытаны опытные образцы конденсаторов двух
указанных типов.
Общий вид двухтрубного конденсатора (№ 1),
испытанного во ВНИХИ, показан на рис. 1.
Конденсация происходит в гладкой медной
трубе диаметром 14x1,0 мм, свитой в змеевик.
Рис. 1. Конденсатор двух- zpton от ком-\
трубный: прессора *
1 — коллектор паровой;
2 — змеевик внутренний;
3 — змеевик внешний;
4 — коллектор
жидкостный.
Охлаждающая вода проходит в пространстве,
образованном наружной поверхностью
указанной медной трубы и внутренней поверхностью
резинового шланга (рукав ВГ-5 диаметром
25 мм, ГОСТ 8318—57), надетого на нее.
Конденсатор состоит из двух параллельных змеевиков;
средний диаметр навивки внутреннего змеевика
450 мм, наружного — 500 мм; длина труб 17,0
и 19,0 м. Теплопередающая поверхность
конденсатора, рассчитанная по наружной
поверхности медной трубы, составляет 1,58 м2.
Принятая компоновка конденсатора позволяет
поместить его вокруг компрессора в
кондиционере. Принципиально так же выполнен
двухтрубный конденсатор № 2 с поверхностью 1,25 м2,
испытанный в СКТБ «Кондиционер».
Общий вид кожухозмеевикового
конденсатора (№ 3),§ разработанного и испытанного во
ВНИХИ, показан на рис. 2. Теплопередающая
поверхность конденсатора образована тремя
параллельными змеевиками со средним диаметром
32

<рр?он
от кмпрессора
Показатели
Холодильный агент
Температура
конденсации, °С
Количество
циркулирующей воды,
м3/ч
Скорость воды, м/с
Тепловой поток,
ккал/ч
Плотность
теплового потока,
ккалДч • м2)
Двухтрубны
сатор
№ 1
Ф-22
40
0,8—1,45
0,45—0,60
5500—15000
| 3500—10000
Т
й конден-
№ 2
Ф-12
35
2,4
0,6
16250
13000
а бл и ца 1
Кожухозмее-
виковый
конденсатор
№ 3
Ф-12 и Ф-22
40
0,8—1,45
0,52—1,0
9600—15700
4000—6500
В испытаниях была обеспечена необходимая
точность измерения каждого из параметров. Во
всех точках расхождение теплового баланса не
превышало 3%.
Максимально возможная относительная
погрешность определения коэффициента
теплопередачи k связана в основном с погрешностью
определения среднего температурного напора 0.
После ряда преобразований относительная по-
*Д0
грешность —Q- может быть представлена в сле-
Рис. 2. Конденсатор кожу-
I хозмеевиковый:
/ — коллектор водяной;
2 _ корпус; 3 — змеевик;
4 — отстойник.
навивки 75, 121 и 162 мм, выполненными из
медной тонкостенной низкооребренной трубы 16 X
Xl,5 мм. Полная наружная поверхность
конденсатора 2,44 м2, полная внутренняя
поверхность 0,855 м2. Конденсация пара происходит
на поверхности пучка оребренных труб,
охлаждающая вода проходит в трубах.
Цель испытаний конденсаторов — получение
зависимости коэффициента теплопередачи от
тепловой нагрузки поверхности и скорости
охлаждающей воды, т. е. k = /(<7f); k = f(wB), а
также гидравлического сопротивления Ар
фреона от его скорости. Условия проведения
испытаний указанных аппаратов приведены в табл. 1.
Аппараты № 1 и 3 испытывали на
калориметрическом стенде по единой методике,
соответствующей ГОСТ 1309—67. Конденсатор № 2 был
испытан в составе кондиционера 1КС-12А на
стенде домодедовского машиностроительного
завода «Кондиционер».
дующем виде:
А0
(* к — *bi) — в
е
(^В2 ^Bl) (*K *Bl)
9 — (*к — ^вг)
¦Д*в
(*В2 *Bl) (*К "
f 5_
" ^Вг)
Д*В2 +
1^}Л'К'
где tK, tB1, tB2-
-температура соответственно
конденсации, воды на входе в конденсатор и
выходе из него.
Обработка результатов испытаний показала,
что в некоторых точках при малой величине
конечной разности температур (/к — tBz)
погрешность определения 0 могла достигать 36%.
Для обработки были отобраны только те точки,
где общая погрешность определения k не
превышала 10%.
Кривая на рис. 3 показывает изменение
температуры фреона-12 по длине шланга в
двухтрубном конденсаторе № 2. Теплота перегрева
составляет ~15% от общего количества
снимаемого в конденсаторе тепла. Судя по показаниям
термопар, зона сбива перегрева равняется ~25%
общей поверхности конденсатора, т. е. невелика,
что согласуется с расчетом.
На рис. 4 представлена зависимость
коэффициентов теплопередачи от скорости воды для
двухтрубного (№ 1) и кожухозмеевикового
33
э

60
so
ьо
an
\ 1
\ '
ч
—ft- !
1 i
о
г§
o_
10
15 ZO 25 L,m
Рис. З. Изменение температуры фреона-12 по длине
шланга в двухтрубном конденсаторе № 2.
(№ 3) конденсаторов, испытанных на фреоне-22.
Значения коэффициентов теплопередачи
отнесены к поверхности, омываемой водой, т. е. к
внутренней в кожухозмеевиковом и к наружной
в двухтрубном конденсаторе. Указанная
величина тепловой нагрузки отнесена к поверхности
на стороне конденсирующегося фреона.
Зависимость k = f (wB) для кожухозмеевико-
вого аппарата имеет более пологий характер,
чем для двухтрубного. Это объясняется тем,
что в кожухозмеевиковом конденсаторе
основное термическое сопротивление теплопередаче
представляет конденсирующийся холодильный
агент. Напротив, в двухтрубном конденсаторе
коэффициент теплоотдачи на стороне
холодильного агента значителен и основное термическое
сопротивление (при условиях испытаний)
представляет вода.
Зависимость коэффициента теплопередачи от
тепловой нагрузки поверхности для
испытанных образцов конденсаторов (на фреоне-22),
а также кожухотрубного конденсатора КФ-130,
испытания которого проведены на заводе
«Компрессор» [1], показана на рис. 5. У последнего
аппарата теплопередающая поверхность
выполнена из труб с той же геометрией оребрения, что
и у испытанного кожухозмеевикового. Значения
k и qF отнесены к поверхности труб, омываемой
водой. У кожухозмеевикового и
кожухотрубного конденсаторов коэффициент теплопередачи
падает с увеличением тепловой нагрузки, у
двухтрубного — повышается.
На рис. 6 для исследованных аппаратов
представлены в зависимости от тепловой нагрузки
опытные коэффициенты теплоотдачи аа
конденсирующегося фреона-22, найденные путем
исключения из измеренных значений k
термического сопротивления на стороне воды, которое
легко поддается расчету.
Опытные значения коэффициентов
теплоотдачи при конденсации фреона-22 в
кожухозмеевиковом аппарате, полученные в условиях малых
скоростей пара, группируются около кривой 2,
рассчитанной по уравнению Нуссельта с
поправкой на 20-рядный трубный пучок.
2100
1? 2000
§ 7800
1600
0,3
№
0,5
0,6
0,7
0,8 О J t,Owb,M/c
Рис. 4. Зависимость коэффициентов теплопередачи
конденсаторов от скорости воды:
/ — двухтрубный конденсатор № 1, qF— 7400 ккал/(ч-м2);
2 — кожухозмеевиковый конденсатор № 3, qp =
= 4200ккал/(ч-м2).
h>2500
5;
* гооо
1500
I
о
/2
№00
унккал/(ч-м2)
Рис. 5. Зависимостьркоэффициентов теплопередачи
конденсаторов от тепловой нагрузки поверхности:
/ — двухтрубный конденсатор № 1, wB = 0,6 м/с; 2 —
кожухозмеевиковый конденсатор № 3, wn=0,78 м/с; 3 —
кожухотрубный конденсатор КФ-130 [1], wB = 1,4 м/с.
f?500O
%W00
2000
1000
2000 ШО В000 8000 10000 0г,ккал/(ч-м2)
Рис. 6. Зависимость опытных коэффициентов
теплоотдачи при конденсации фреона-22 от тепловой нагрузки:
/—двухтрубный конденсатор № I; 2 —
кожухозмеевиковый конденсатор № 3, аа рассчитано по уравнению
Нуссельта для 20-рядного пучка труб; 3 — расчет по
уравнению A).
Для двухтрубного конденсатора опытные
коэффициенты аа существенно превышают
коэффициенты, рассчитанные по уравнению Нуссельта,
что вызвано высокими скоростями пара фреона в
аппарате (массовая скорость пара wnp фреона-22
в условиях опытов составляла 200—340 кг/(с-м2),
линейная скорость wn на входе 3—7 м/с).
Наблюдается возрастание опытных коэффициентов теп-
^
t
.-*
^^
1
" 3
г
1_
<"
-^
^-*
34

лоотдачи с ростом тепловой нагрузки, что
связано с повышением скоростей пара wn и wup
при увеличении qF. Это влияние объясняется
воздействием движущегося пара на пленку
конденсата. Качественно такой же результат
наблюдался и другими авторами: Розеновым,
Альтманом, Кавалини [2], Нильсеном [3], Борхма-
ном [4] при конденсации холодильных агентов
в трубах при высоких скоростях; Ивановым и
Мамченко [5] при конденсации в узких каналах.
Такие же данные приведены Хавлой [6],
рассмотревшим теоретическое решение задачи о
конденсации холодильных агентов при высоких
скоростях.
Прямая 3 на рис. 6 соответствует уравнению,
рекомендованному [2] для расчета средних
коэффициентов теплоотдачи при конденсации
холодильных агентов в трубах:
Nu = ^L=0,05Ri»-«BF433> A)
Rinp„ = Ren (Jg-) f-^-H'5 + Rem> B)
где dBn — внутренний диаметр трубы;
Яж — коэффициент теплопроводности
жидкости;
Неприв — приведенное число Рейнольдса;
Ren и Rem — число Рейнольдса, подсчитанное
соответственно по параметрам пара на
входе и жидкости на выходе из трубы;
[Лп, |ыж, рп> Рж — соответственно динамическая вязкость
и плотность пара и жидкости при
температуре конденсации.
Опытные коэффициенты теплоотдачи аа для
двухтрубного конденсатора превышают
коэффициенты сха, рассчитанные по уравнению A),
на 25—35%, что может быть объяснено влиянием
змеевика на поток конденсата. Это говорит о
том, что уравнение A) с достаточной точностью
можно использовать при расчете конденсаторов
двухтрубного типа.
Гидравлическое сопротивление Ар на стороне
фреона у кожухозмеевикового конденсатора
незначительно (менее 0,1 кгс/см2) из-за низких
скоростей пара. В двухтрубном конденсаторе,
в котором обеспечены высокие скорости пара
фреона-22, гидравлическое сопротивление
составляет 0,2 кгс/см2 при wnp&200 кг/(с-м2) и
0,5 кгс/см2 при шпр»340 кг/(с-м2). Измеренные
значения Ар вполне удовлетворительно
согласуются с расчитанными по уравнению,
приведенному в работе [4] для расчета падения
давления при конденсации фреонов в трубах:
L pnwl
где i = 0,05Ren-°'05-
По результатам испытаний проведено
сопоставление трех типов конденсаторов:
двухтрубного, кожухозмеевикового и кожухотрубного.
Предполагается, что змеевик двухтрубного
конденсатора выполнен из двух медных труб (труба
диаметром 14x1 мм вставлена в трубу
диаметром 20X 1 мм); естественно, что при
использовании в качестве наружного шланга
полиэтиленовой трубки конструкция аппарата будет
значительно легче и дешевле. Прецполагается
также, что кожухозмеевиковый и кожухотруб-
ный конденсаторы изготовлены из медной
накатной трубы диаметром 16x2 мм.
Сопоставление аппаратов проведено при следующих
условиях: конденсатор должен обслуживать
кондиционер производительностью 12000 ккал/ч
(например 1КС-12); количество отводимого в
конденсаторе тепла составляет ~14500 ккал/ч;
среднелогарифмический перепад температур 6
одинаков для всех типов конденсаторов и равен
4° С; количество охлаждающей воды также
одинаково, Ув = 1,4 м3/ч.
Результаты технико-экономического
сопоставления конденсаторов приведены в табл. 2. Здесь
же имеются данные для конденсатора
кондиционера 1КС-12. Теплопередающая поверхность
этого конденсатора выполнена из медных накатных
труб диаметром 20x3 мм.
Таблица 2
Показатели
Расход охлаждающей
воды, м3/ч
Скорость воды, М/с
Коэффициент
теплопередачи, ккал/(ч-
м2.°С)
Поверхность
теплопередачи, м2
Масса аппарата, кг
Стоимость исходных
материалов, руб.
Конденсатор
двухтрубный
1,4
0,6
2300
1,58
35
50

кожухозмеевиковый
1,4
1,0
2050
5,3
75
50
кожухо-
трубный
с трубой
16X2 мм
1,4
1,0
1760
6,2
100
60
кожухо-
трубный
с трубой
20X3 мм
(для
кондиционера
1КС-12)
2,1
0,87
1890
4,55
150
92
Таким образом, при одинаковых
эксплуатационных расходах по обслуживанию
конденсаторов (одинаковые расход охлаждающей воды и
величина среднелогарифмического перепада
температур) двухтрубный конденсатор
значительно меньше по массе и дешевле по стоимости
исходных материалов, чем применяемые в
настоящее время кожухотрубные конденсаторы.
Этим объясняется широкое использование
конденсаторов двухтрубного типа в зарубежных
кондиционерах.
35

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
К а ;н К- Д- и др. Интенсификация теплопередачи во
фреоновых кожухотрубных конденсаторах. —
«Холодильная техника», 1971, № 6, с. 12—14.
Cava Mini A., Zecchin R. High velocity
condensation of organic refrigerants inside tubes.
Proceedings of the XIII th International congress of
Refrigeration, Vol. 2, pp. 193—200.
N i 1 s s о n S. Condensation inside horisontal tubes:
heat transfer and fluid flow (R-22). Proceedings of the
5.
XHIth International congress of Refrigeration, Vol. 2,
pp. 211—221.
Borchmann J. Zum Warmeubergang und Druckver-
lust bei der Kondensation stromender Sattdampfe in
Ringspalten. Karlsruhe, 1965.
Иванов О. П., Мамченко В. О.
Теплообмен и гидравлическое сопротивление при конденсации
холодильных агентов в узких вертикальных каналах. —
«Холодильная техника», 1973, № 6, с. 23—28.
6. С h a w 1 a J. M. Warmeubergang in durchstromten Kpn-
densator-Rohren.—«Kaltetechnik-KHmatisierung», 1972,
Bd. 24, Nr. 9, S. 233—240.
621.57.041
Индицирование винтовых компрессорных машин
В. Ф. СТАВНИСТЫЙ
Анализ рабочего процесса винтовой
компрессорной машины (В КМ) невозможен без индици-
рования процесса, а основные величины, его
характеризующие, могут быть получены только
при исследовании индикаторной диаграммы,
изображающей закон изменения давления в
рабочей камере по времени т или по углу поворота
ротора ф.
Учитывая сложные методические и
технические трудности индицирования рабочего
процесса быстроходных В КМ, а также недостатки
существующих методов [1 ], разработана
методика индицирования повышенной точности
подобного рода машин.
В данной статье рассмотрен метод
индицирования В КМ пьезокерамическими датчиками
давления ВНИХИ, установленными по
образующей расточки корпуса [2].
Одним из отправных пунктов в разработке
методики индицирования быстроходных В КМ
было решение вопроса динамической калибровки
пьезокерамических датчиков.
Способы калибровки пьезокерамических
датчиков давления. Рассмотрим два способа
динамической калибровки пьезокерамических датчиков
давления.
Калибровку по первому способу проводят
индикатором 2780/S и генератором переменных
давлений типа «Сирена», по второму способу —
тонкомембранным датчиком противодавления и
тем же генератором [3—6].
Калибровка заключается в установлении
зависимости между воздействующим на датчик
давлением р и пьезонапряжением и,
возникающим на гранях пьезоэлемента,
и = f{p).
По первому способу (рис. 1, а) калибруемый
пьезокерамический датчик давления 9 помещают
7
1
2
г
3
-«—
и
3
,
\
5
—*¦
-*—
10
в
11
7
8
;
г
3
,
,
10
I
4
8
Г-*""
-^—
//
5
9
12
Б
7
Рис. 1. Блок-схема калибровки пьезокерамических
датчиков давления ВНИХИ:
а — первый способ:
1—электрометр к индикатору 2780/S; 2— задатчик
калибровочных линий к индикатору 2780/S; 3 — двухлу-
чевой индикатор давления 2780/S; 4 — кварцевый датчик
давления к индикатору 2780/S; 5 — калибровочная
камера; 6 — генератор переменных давлений; 7 — источник
постоянного давления; 8 — образцовый манометр; 9 —
пьезокерамический датчик давления ВНИХИ; 10 —
катодный повторитель; 11 ¦— электронный осциллограф;
б — второй способ:
1 — электронный осциллограф; 2 — электронное
устройство формирования меток; 3 — тонкомембранный датчик
противодавления; 4 — калибровочная камера; 5 —
генератор переменных давлений; 6 — источник постоянного
давления; 7 — образцовый манометр; 8 — источник
противодавления; 9 — образцовый манометр; 10 —
пьезокерамический датчик давления ВНИХИ; 11 — катодный
повторитель; 12 — электронный осциллограф.
36

в калибровочную камеру 5, где с помощью
генератора переменных давлений 6 создают
пульсирующее давление. Величину давления в камере
регистрируют кварцевым датчиком 4 к
индикатору 2780/S, принятым за эталонный. Для
сравнения напряжений, создаваемых кварцевым
датчиком давления 4 с эталонным напряжением,
создаваемым задатчиком калибровочных линий 2,
служит ламповый электрометр У, позволяющий
определить величину заряда на обкладках
кварцевого датчика. Сигналы датчика и задатчика
калибровочных линий поступают на вход двух-
лучевого индикатора 3.
Измерив давление в камере, устанавливают
коэффициент перепада между давлением источника
постоянного давления 7 и пульсирующим
давлением в камере 5. Пьезонапряжение
калибруемого датчика 9 через катодный повторитель 10
сравнивают с калибровочным напряжением
осциллографа 11. По изменению давления в
источнике 7 и величине выходного напряжения строят
калибровочную характеристику и = f(p) пьезо-
керамического датчика 9.
Конструктивная форма рабочей полости
калибровочной камеры должна удовлетворять
амплитудно-частотной характеристике ВКМ в
диапазоне исследуемых давлений.
Отличие второго способа (рис. 1, б) от первого
состоит в том, что камеру калибруют
тонкомембранным датчиком противодавления 3,
представляющим собой релейное устройство со свободно
перемещающейся мембраной, одна полость
которого нагружается переменным давлением,
создаваемым в камере 4 генератором переменных
давлений 5, а другая — постоянным
противодавлением, создаваемым источником
противодавления 8. Величину давления источника
регистрируют образцовым манометром 9. В момент
выравнивания давлений в полостях
тонкомембранного датчика включается входная цепь
электронного устройства 2 и последний выдает
электрический импульс, который регистрируется
электронным осциллографом 1, фиксируя
момент равенства давлений в камере и в источнике
противодавления.
Поскольку тонкомембранный датчик кроме
статической погрешности имеет динамическую,
то с целью уменьшения влияния на измерения
последней калибровку камеры следует
проводить на частоте пульсирующего давления не
более 150 Гц.
Если рассматривать два названных способа
калибровки пьезокерамических датчиков с
точки зрения их инерционной погрешности, то
предпочтение следует отдать первому, так как он
безынерционен в широком диапазоне частот
исследуемых давлений.
Ввиду того, что пьезокерамические датчики
чувствительны к изменению температуры
окружающей среды (с изменением температуры
меняется калибровочная характеристика пьезодат-
чика из-за изменения пьезомодуля и
диэлектрической проницаемости) построен график
температурной поправки (рис. 2).
Определение действительной величины
измеряемого давления (кгс/см2) в этом случае
производится по выражению:
Рд = р[1+~т~),
где р — измеренная величина давления датчиком,
нагретым до t± °C, кгс/см2;
Дрх —температурная поправка, найденная по
графику (рис. 2), %.
Ap,°/ol 1 ¦- —| 1 Г—-2
ю\ \s\~—
8\ \/\ 1
в\——JL—L_U——
z\—\L———I—I——
tfLZI—L—J—i—I—I I
и) до ж т tjZoo zw t*c
Рис. 2. График температурной поправки на показания
пьезокерамических датчиков давления ВНИХИ.
Методика индицирования. Блок-схема ин-
дицирования винтовых компрессорных машин
представлена на рис. 3.
Для получения осциллограмм давлений в
рабочей камере винтового компрессора ВК-25/3
по корпусу 1 со стороны ведущего ротора были
расположены четыре пьезокерамических
датчика 2, 3, 4, 5. Датчики отбирались с одинаковой
калибровочной характеристикой. Расстояние
между датчиками выдерживалось равным / = —
(h — осевой шаг, z — число зубьев ведущего
ротора), что соответствует углу поворота
ведущего ротора на величину углового шага зуба
2д
Ф = —.
Необходимость установки четырех датчиков
вызвана тем, что полная рабочая полость
исследуемого компрессора состоит из четырех парных
полостей. Каждая парная полость, образованная
поверхностями корпуса ведущего и ведомого
винтов, отделяется от соседних линиями
контакта. Эта конструктивная особенность требует
установки в каждой парной полости по датчику.
Сигналы от датчиков давлений поочередно
через переключатель 6 и катодный] повторитель
37

Рис. 3. Блок-схема индицирования винтовых
компрессорных машин:
/ — корпус винтовой компрессорной машины; 2—5 —
пьезокерамические датчики давления ВНИХИ;|6 —
переключатель; 7 — катодный повторитель; 8 — электронный
осциллограф; 9 — магнитоэлектрический датчик числа
оборотов; 10 — образцовый манометр; 11 — термопары;
12 — измерительные мосты; 13 — частотомер; 14 —
усилитель; 15 — фотоприемники.
7 поступают на электронный осциллограф 8
(например, С1-19А).
Для синхронизации осциллограмм давлений
можно применять как магнитоэлектрический
датчик 9, так и фотоэлектрический.
В полостях всасывания и нагнетания
давление измеряют пьезометром и образцовым
манометром 10 соответственно.
Температуру нагрева датчиков определяют с
помощью термопар 11 и измерительных мостов
12 (например, ЭПП-09МЗ).
Число оборотов ведущего ротора замеряют
магнитоэлектрическим датчиком 9, сигнал
которого подается на частотомер 13 (например, 43-22).
8 схеме предусмотрены также усилитель 14
и фотоприемники 15.
На рис. 4, а представлены осциллограммы / и
2 изменения давления в рабочей камере по углу
поворота ротора, снятые датчиками 3 и 4
(см. рис. 3). С целью упрощения изложения
методики осциллограммы датчиков 5 и 2 не
приведены.
На рис. 4, б представлена совмещенная
диаграмма всего процесса|ВКМ. Осциллограммы по
оси давлений расшифровываются
калибровочными характеристиками пьезокерамических
датчиков. Сначала определяют величину пьезона-
пряжений иг и и2 по записанным
осциллограммам давлений по выражениям
h h
u1=m1w3; u2=m2u3', mx =-jr-; m2 = -7~,
fl
I
1/
JO
i
i
\\j
A
N
|
'J
A\
ълЛ
1
1
\A
г
# 1 •
W^iL
\/
1/
yfrP
1
WL
yk
1 1 r^
_, 1
'II 1
3
1! '
_i| !
LJ —J
\3
i
l [
l 1
j
i i
1 ГТ |
¦ И
Jjji
_JJ_LJ
a
a/
1
Ь/
A
fj_\
\
A
yjj
ш
Ш
A 1
i i
1 1
1
f
J L
\*
5 %P*Z
Рис. 4. Осциллограммы:
a — напряжений (давлений):
1 —осциллограмма пьезонапряжения датчика давления 3;
2 — осциллограмма пьезонапряжения датчика давления
4; 3 — калибровочное напряжение регистрирующего
осциллографа;
б — давления полного рабочего процесса ВКМ:
/—4 — точки сопряжения отдельных осциллограмм; а,
b, с, d, e — метки яркостной модуляции
фотоэлектрического датчика углов поворота.
где ult u2 — пьезонапряжения датчиков 3 и 4, В;
uz — калибровочное напряжение
регистрирующего осциллографа, В;
™>\, Щ — масштабные коэффициенты;
^i» ^2» ^з—амплитуды приведенных осциллограмм, мм.
Определив иг и и2, по калибровочным
характеристикам датчиков 3 и 4 устанавливают
значения измеряемых давлений рд1 и рд2.
Для полной расшифровки осциллограмм
давлений на осциллограммы по оси абсцисс наносят
угловые метки, определяющие связь между
углом поворота ведущего ротора и
газодинамическим процессом ВКМ. Угловые метки можно
наносить методом амплитудной или яркостной
модуляции. Яркостный метод модуляции
предпочтителен, так как при этом полностью со-
38

храняется форма осциллограммы и нанесение
меток не приводит к дополнительным искажениям
записи.
Яркостные метки на осциллограмму давлений
наносили с помощью фотоэлектрического
датчика угла поворота ротора (см. рис. 3), в состав
которого входят фотоприемники 15, осветители и
механический диск с радиальными прорезями.
Механический диск жестко крепится с ведущим
ротором так, чтобы заданное расположение
прорезей диска относительно зубьев ведущего
ротора было согласовано.
Изображенное на рис. 3 устройство может быть
применено при наличии свободного второго
конца ведущего вала.
В качестве фотоприемников применяли
фотодиоды типа ФД-За и КФДМ. Сигналы от
фотоэлектрического датчика поступают на
осциллограф 8 в канал яркостнои модуляции. Метки
яркостнои модуляции а и Ь, нанесенные
фотоэлектрическим датчиком на осциллограмму 1
(см. рис. 4, а), позволяют определить по оси
абсцисс масштаб в угловых единицах, а метка с,
нанесенная на осциллограмму 2, — провести
сопряжение осциллограммы 2 с осциллограммой 1.
Масштаб по оси абсцисс осциллограммы 1
при постоянной угловой скорости вращения
ротора вычисляется из соотношения:
mi = -
к
где фх — контролируемый угол поворота ротора, рад;
1г — расстояние между метками а и Ь яркостнои
модуляции, мм.
Осциллограммы, снятые при постоянной
скорости вращения ротора и одинаковой развертке,
будут иметь масштаб mi, что позволяет провести
сопряжение отдельных осциллограмм и получить
осциллограмму давления полного рабочего
процесса В КМ (рис. 4, б). Для этой цели задаются
такой величиной угла поворота ротора ф2,
чтобы последующая метка яркостнои модуляции
фотоэлектрического датчика принадлежала
осциллограмме 2 — метка с. Получив метку яр-
костной модуляции с, определяют длину (в мм)
отрезка в масштабе mi между метками b и с:
1 Ф2
/2 - mi '
Вычислив 12, производят сопряжение
осциллограмм 1 и 2. Для этого нужно, выдерживая
отрезок /2 между метками b и с, расположить
осциллограмму 2 по высоте так, чтобы нижний
конец ее представлял продолжение верхнего
конца осциллограммы /.
Аналогично поступают с осциллограммами
описываемыми датчиками 2 и 5.
Перестройка полученной осциллограммы
давления полного рабочего процесса ВКМ в
индикаторную в координатах давление — объем
производят по методике [1].
Анализ рабочих процессов на основе
полученных индикаторных диаграмм показывает, что
описанный метод доступен, удобен и точен.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Коренев А. М. Индицирование винтовой
расширительной машины. — «Холодильная техника», 1968,
№ 7, с. 12—17. , j > :
2. А г а р е в Е. М., -Медовар Л. Е., Тимо-
х и н А. А. Электронные индикаторы давления с
малогабаритными пьезокерамическими датчиками. —
«Холодильная техника», 1967, № 7, с. 53—58.
3. Пьезоэлектрический двухлучевой индикатор давления
типа I AN-100. Будапешт, «Электроника», 1964.
4. Б о й к о в Н. А., 3 в е з д и н П. С, Р е з н и к Л. Б.
Измерение давлений при быстропротекающих
процессах. М., «Энергия», 1970.
5. К а т ы с Г. П. Методы и приборы для измерения
параметров нестационарных тепловых процессов. М.,
Машгиз, 1959.
6. G e b h а г d t C.T. Aresonant tube method for
dynamic calibration of pressure transducers in the
vicinity of 160 decibels. «Proceedings ISA», 1955.
621.57.048:536.24
Анализ работы кожухотрубных испарителей
с кипением холодильного агента внутри труб
С. Г. КУВШИНОВ, И. Ф. ЯЦУНОВ, канд. техн. наук Н. И. ФРОЛОВА
ВНИИхолодмаш
Во ВНИИхолодмаше разработан ряд водо-
охлаждающих холодильных машин холодо-
производительностью 30—400 тыс. ккал/ч с ко-
жухотрубиыми испарителями, в которых
холодильный агент кипит внутри труб. Рабочий
диапазон температур кипения -f-5~—15° С. Машины
и агрегаты разработанного ряда предназначены
для стационарных холодильных установок и
широко используются в различных отраслях
промышленности.
39

Рис. 1. Принципиальная схема холодильной
водоохлаждающей машины:
1 — компрессор; 2 — конденсатор; 3 — испаритель; 4 —
регенеративный теплообменник; 5 — водоциркуляцион-
ное оборудование; холодильный агент;
— теплоноситель; вода; tBC, tH, tw , tw , ts ,
ts » ^овх»1 /овых — соответственно температуры
всасывания, нагнетания, воды на входе в конденсатор и на
выходе из него, теплоносителя на входе в испаритель и
выходе из него, кипения холодильного агента на входе
в испаритель и выходе из него.
Принципиальная схема водоохлаждающей
машины приведена на рис. 1.
Конденсатор горизонтальный, кожухотруб-
ного типа, с медными, оребренными снаружи
трубами.
Для испарителей с внутритрубным кипением
применяются медные трубы диаметром 20 X
X 1,5 мм с запрессованной внутрь алюминиевой
вставкой-звездочкой (рис. 2, а).
В кожухотрубных испарителях с межтрубным
кипением используются трубы с наружным
оребрением, такие же, как в конденсаторах
ХМВ (рис. 2, б).
Оптимальные рабочие параметры машины в
значительной степени зависят от совершенства
теплообменной аппаратуры.
Применение кожухотрубных испарителей с
внутритрубным кипением взамен
кожухотрубных с межтрубным кипением имеет неоспоримые
преимущества:
— сокращается в 4—6 раз количество
заряжаемого в машину холодильного агента,
обеспечивается надежный возврат масла в компрессор;
— исключается повреждение аппаратов при
намораживании льда или кристаллогидратов
на поверхности теплообменных труб;
— уменьшаются масса и габаритные размеры
теплообменного аппарата за счет
интенсификации процесса теплообмена и др.
В связи с этим комплексные водоохлаждающие
машины с внутритрубным кипением холодиль-
Рис. 2. Поперечное сечение труб:
а — с внутренним оребрением, / — труба медная
диаметром 20Х 1,5 мм; 2 —десятиканальная алюминиевая вставка-
звездочка, /ж.сеч=0,0001175м2/1 пог. м, /нар=0,0628м2/1
пог. м, коэффициент оребрения еор = 2,66; б — с
наружным оребрением, /наР = 0,142 м2/1 пог. м, е0р = 3,9.
ного агента в испарителях экономичнее
подобных машин с межтрубным кипением. Так, по
данным сравнительного расчета экономической
эффективности, проведенного во ВНИИхолод-
маше, общая сумма годового эффекта машин
первого типа в 1,14 раза выше, а окупаемость в
1,64 раза быстрее, чем машин второго типа.
В настоящее время еще недостаточно полно
определены количественные и качественные
особенности процесса теплообмена при кипении фрео-
нов внутри труб. Основными факторами,
влияющими на теплоотдачу со стороны холодильного
агента в этих случаях, являются: структура
двухфазного потока, определяющая режим его
движения (расслоенный, парокольцевой,
эмульсионный), равномерность распределения паро-
жидкостной смеси по трубам, величина
перегрева А/п, плотность теплового потока qFj
массовый расход холодильного агента Ga, физические
параметры парожидкостной смеси, процентное
содержание масла | во фреоне, геометрия
канала с1э и др.
В литературе для коэффициента теплоотдачи
аа при кипении фреонов в трубах известен ряд
эмпирических зависимостей, полученных для
отдельных частных случаев и при ограниченном
диапазоне изменения основных параметров: х
(паросодержание), g, qF, Ga, dQ и др. Наиболее
распространены зависимости [1—4]:
40

где С, а, Ь, с—постоянные коэффициенты;
Р» РкР — давление кипения и критическое.
Большинство известных экспериментальных
зависимостей получено для одиночной трубы при
равномерной тепловой нагрузке по ее длине.
Реальные условия работы испарителя в
составе водоохлаждающей машины существенно
отличаются от условий эксперимента на
одиночной трубе: иной закон изменения тепловой
нагрузки по длине испарителя и иные параметры
парожидкостной смеси на входе в него, различны
параметры охлаждаемой воды и т. д.
Ввиду ограниченности данных о коэффициенте
теплоотдачи в горизонтальных трубах
испарителей и разноречивости выводов отдельных
экспериментаторов (например, по вопросу о влиянии
концентрации масла на теплообмен при кипении
маслофреоновых растворов [1, 3—6]) во
ВНИИхолодмаше проводятся исследования, в
задачи которых входят:
— исследование теплообмена при кипении
фреона-22 в различных типах испарителей с
пучками горизонтальных труб в диапазоне
температур и тепловых нагрузок, характерных для
работы водоохлаждающих машин;
— получение локальных коэффициентов аа
по зонам кипения фреона в трубах испарителя и
гидродинамических характеристик этих
аппаратов;
— рассмотрение возможности
интенсификации теплообмена при кипении фреонов за счет
уменьшения зоны перегрева и более полного
использования теплообменной поверхности
испарителя.
Сравнение некоторых теплотехнических
характеристик испарителей с внутритрубным и
межтрубным кипением холодильного агента при
температурах кипения 5° С и конденсации 30—35° С
приведено в таблице.
Испарители с межтрубным кипением с
геометрией труб по рис. 2, б и внутриоребренные
испарители с кипением фреона внутри труб имеют
соизмеримые величины плотностей тепловых
потоков и средних коэффициентов теплопередачи.
При кипении холодильного агента внутри
пучка горизонтальных труб испарителя его па-
росодержание меняется от начальной величины
*вх^0> 1 до ;свых = 1. С увеличением паросодержа-
ния локальные коэффициенты теплоотдачи аа от
холодильного агента к стенкам труб изменяются.
Экспериментальные исследования процесса
теплоотдачи при кипении фреона-22 в трубных
пучках были проведены на испарителях
водоохлаждающих машин ХМВ-36, ХМВ-60, ХМВ-80,
ХМВ-140 и «Эшер Висе» (ФРГ). Испарители
двухходовые, с медными трубами диаметром
20 X 1,5 мм, длиной по 5 м, с внутренним оребре-
нием, образованным алюминиевыми десятика-
нальными вставками-звездочками (см. рис. 2, а),
протянутыми по длине труб без винтовой
закрутки. В теле ребер вставок-звездочек не было
сделано отверстий для перетечек холодильного
агента из канала в канал. Винтовая закрутка
и отверстия в ребрах по данным некоторых
исследователей [8] улучшают теплотехнические
и гидродинамические характеристики аппаратов.
Это обеспечивает дополнительную турбулиза-
цию потока. Через отверстия в ребрах
звездчатых сердечников парожидкостная смесь
перетекает из канала в канал, благодаря чему
исключается опасность омертвления части
теплообменной поверхности из-за возможного засорения
некоторых каналов. Поэтому желательно при
изготовлении отечественных внутриоребернных
испарителей делать винтовую закрутку
звездочек-вставок и отверстия в ребрах.
Температуру стенки теплопередающей
поверхности ta измеряли с помощью медь-констан-
тановых термопар из проволоки диаметром
Холодильная
машина
ХМ-ФВ20/П
ХМ-ФВ20/1
ХМ-ФУ40/1
ХМ-ФУУ80/И
ХМ-ФУУ80/1
ХМВ-36
ХМВ-140
«Эшер Висе», ФРГ
Холодо-
произво-
дитель-
ность,
ккал/ч
32500
40000
800б0
129000
160000
40000
148000
59000
Тип испарителя
Кожухотрубный с
межтрубным кипением
Кожухотрубный внутри-
оребренный с
внутритрубным кипением

Поверхность
теплообмена
со
стороны ореб-
рения, м2
12
18
34,4
48,3
69
19
74
26,9
Теплосъем
с 1 м2
оребрен-
ной
поверхности,
ккал/(ч-м2)
2700
2220
2330
2670
2320
2100
2000
2200
Среднело-
гарифми-
ческая
разность

температур, °С
5,5
5,5
5,5
5,5
5,5
5,5
5,1
5,75
Средний

коэффициент
теплопередачи.
ккал/(ч-м2-
•°С)
490
405
423
487
414
380
390
384
Примечание
По данным [7]
По данным
испытаний ВНИИхо-
л од маша
41

0,2 мм, равномерно расположенных через 0,2 м
по длине труб. Спаи термопар были зачеканены
в канавках размером 1,5x1,5 мм, профрезеро^-
ванных в теле труб. Температура внутренней
стенки tBK определялась по известной формуле
4FBH 1 ^Н
*вн -tH— 2Хст авн т ^вн ,
где др вн — удельный тепловой поток, отнесенный к
внутренней поверхности стенки;
^вн, dH — внутренний и наружный диаметры трубы;
ЯсТ — коэффициент теплопроводности материала
стенки.
Измерения температур производили
компенсационным методом с помощью потенциометра
Р-306 класса точности 0,015. Термопары
вводили и выводили через специальные герметичные
вводы, проволока термопар имела лаковую
изоляцию и шелковую оплетку.
Этим же методом с помощью хромель-копеле-
вых термопар из проволоки диаметром 0,2 мм
определяли температуру хладоносителя (воды)
по секциям испарителя и контролировали ее
образцовыми термометрами с ценой деления 0,1° С.
Давление паров кипящего холодильного
агента измеряли образцовыми манометрами класса
точности 0,2—0,35, перепад давлений по длине
аппарата — жидкостным дифманометром.
Расходы холодильного агента и хладоносителя
устанавливали с помощью диафрагм, ртутными
дифманометрами и дублировали ротаметрами.
Изменение коэффициента теплоотдачи по
длине испарителей, полученное на установках
ХМВ-60 и ХМВ-36, показано на рис. 3.
Как видно из рис. 3, в испарителе
наблюдаются три зоны кипения фреона, обусловленные
изменением паросодержания потока.
С увеличением паросодержания, примерно до
х=0,8, коэффициент аа возрастает (зона /),
н I J с п , U , Ш А
I i I I I I I I , ! I I
0 0,1 0,2 0,3 0,U 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0 х
I I I I
О 1,25 2,5 3,75 L,M
Рис. 3. Изменение коэффициента теплоотдачи аа фрео-
на-22 по длине труб испарителя L:
1 __ tQ = ю° С, Д*п = 2,5° С; 2 — 3,7° С, 3° С; 3 — 0° С,
2,8° С; 4 — 5° С, 15° С.
затем резко падает (зона //) и, наконец,
устанавливается на уровне наименьших значений, где
имеет место в основном конвективный
теплообмен пара со стенками труб (зона ///).
Максимальное значение коэффициента
теплоотдачи наблюдалось при паросодержании х=
=0,8-^0,85, что соответствует 0,7—0,8 длины
труб. В зоне / отмечен пузырьковый режим
кипения с непрерывной жидкостной фазой и
распределенными в ней пузырьками пара.
После достижения максимума коэффициент
аа при увеличении паросодержания до х=0,95ч-
-4-0,97 резко падает. Это объясняется
значительным ростом пузырьков пара, которые заполняют
почти все сечение трубы. Более тяжелая жидкая
фаза движется вдоль нижней образующей труб,
а верхний пристенный слой жидкости становится
тонким и периодически разрушается.
Смачивающая способность потока ухудшается, и
коэффициент теплоотдачи резко снижается.
В зонах lull наблюдается ускорение менее
плотной паровой фазы относительно более
плотной жидкой фазы и общее ускорение течения
потока. Кинетическая энергия менее плотной
паровой фазы увеличивается.
В зоне // за счет интенсивного
парообразования и трения на поверхности раздела фаз капли
жидкости уносятся потоком, испаряясь,
главным образом, в ядре потока и мало участвуя в
теплообмене.
В зоне /// имеет место теплообмен чистого пара
со стенками труб, и коэффициент теплоотдачи
существенно ниже, чем в предыдущих зонах.
Протяженность зоны /// зависит от перегрева паров
фреона А/п на выходе из труб испарителя
относительно температуры кипения t0. Для наиболее
эффективного использования теплопередающей
поверхности испарителя целесообразно иметь
минимальную величину перегрева или работать
вообще без перегрева фреона. В последнем
случае перегрев паров перед компрессором,
необходимый для стабильной работы холодильной
машины, осуществляется в теплообменнике.
На рис. 4—7 приведены некоторые теплооб-
менные и гидродинамические характеристики
испытанных испарителей. Величина
коэффициента теплопередачи &вн, отнесенного к
внутренней поверхности аппарата, достигает 350—
400 ккал/(ч-м2-°С) при температуре кипения
5° С в диапазоне массовых скоростей
холодильного агента М = 40-7-120 кг/(с-м2). Величина
гидравлических потерь давления на 1 пог. м
внутриоребренной трубы при указанных
массовых скоростях составляет 0,02—0,14 кг/(см2-м).
С увеличением перегрева в трубах испарителей с
3 до 10° С коэффициент kBli снижается в 1,5—
2 раза.
42

!
'v
V
г л
А
^
Л,
з с
^ до ТОО М,иг/(с-м2)
Рис. 4. Зависимость коэффициента теплопередачи
испарителя kBH водоохлаждающей машины ХМВ-36 от
массово й скорости М холодильного агента при А^п= 1,5-т-3° С.
500
U0D
350
300
Т250
} 200
150
100
1000 1500 2000 250A 3000 3S001}ш,ккм/(ч-мг)
Рис. 5. Зависимость коэффициента теплопередачи #вн
от удельного теплового потока а „ :
1 — ХМВ-36, Дгп = 10° С; 2 — ХМВ-36, 3° С; 3 —«Эшер
Висе», 5° С.
Выводы
Для повышения эффективности и
экономических показателей холодильных машин
целесообразно применять испарители с кипением
холодильного агента внутри труб с внутренним ореб-
рением.
Допустимые величины перегрева холодильного
агента на выходе из испарителя 1^А/П^2,5° С.
Перегрев Д/П^1,0°С может нарушить режим
устойчивой работы компрессора, перегрев
Д/П>2,5°С ведет к значительному снижению
коэффициента теплопередачи в испарителе, а
следовательно, к снижению эффективности
машины.
При проведении испытаний не было замечено
влияния увеличения концентрации масла во
фреоне-22 в диапазоне ?=0,7ч-4% на теплооб-
менные и гидродинамические характеристики
0,16
0,15
0,1Ь
0,13
о л
0,11
0,1
0,09
0,08
0,07
0,06
0,05
0,0k
от
0,02
0,01
о
I
I ! i
! !
<
1
\
|
1
|
!
1
Г X
j/o
4
/
>»
3 А
i/
*V
•,
y^z^'
3,
ГТ71
i
t+0 50 60 70 80 90 100 110 120 ^Mjfcff)
Рис. 6. Гидравлические потери давления на 1 пог. м трубы
в зависимости от массовой скорости М холодильного
агента в испарителе при ^0=4-т-8° С; tK = 30° С; Д*п = 2-5-4° С:
1 — ХМВ-140; 2 — ХМВ-36; 3 — одиночная труба [8].
450
,350
^300
1
2
10
12 Ц-
Рис. 7. Зависимость усредненного коэффициента
теплопередачи &вн от температуры теплоносителя (воды),
выходящего из испарителя, ts\
;_ ХМВ-140; 2 — ХМВ-36; 3—ХМВ-80; 4— «Эшер Висе».
испарителей. Поэтому допустимо поддерживать
при эксплуатации водоохлаждающих машин
концентрацию масла во фреоне 1<?^4%.
Установлено, что при кипении фреона в
горизонтальных трубах испарителей
водоохлаждающих машин по длине труб имеют место три зоны
кипения. Значения средних величин
коэффициента теплоотдачи аа в этих зонах следующие:
I зона х = 0,754-0,8, аа1 =
= 12004-1400 ккал/(ч.м2.°С);
II зона 0,8<х<0,95@,9), аа11^
?* 1000 ккал/(ч.м2.°С);
III зона @,9H,95<*<1,0, аат =
= 300 ккал/(ч-м2.°С).
43

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Б о г д а н о в С. Н. Теплообмен при кипении фрео-
нов внутри горизонтальной трубы. — «Холодильная
техника», 1964, № 4, с. 40—44.
2. Данилова Г. Н. Влияние давления и
температуры насыщения на теплообмен при кипении фреонов. —
«Холодильная техника», 1965, № 2, с. 36—43.
3. P i е г г е В. Warmeubergangszahl bei verdampienden
F-12 in horisontalen Rohren.— «Kaltetechnik», 1955,
Bd. 7, Nr. 6, S. 163—166.
4. Данилова Г. Н., Богданов С. Н.,
Ширяев Ю. Н. Исследование внутреннего
теплообмена в аппаратах автономных кондиционеров. —
«Холодильная техника», 1970, № 9, с. 21—25.
Проблемной лабораторией Одесского
института инженеров морского флота разработан метод
длительного хранения охлажденного мяса в
судовых провизионных камерах с применением
бактерицидных ламп.
Этот способ хранения охлажденного мяса был
впервые осуществлен на судне «Будапешт»
Новороссийского пароходства. Жировую
провизионную камеру судна объемом 9 м3
переоборудовали в соответствии со следующими
технологическими требованиями:
температура воздуха в центре камеры
поддерживается стабильно в пределах —0,5ч—1,0° С;
наибольший перепад температур воздуха по
высоте камеры составляет не более 1,5~-2,0°С;
разность между температурами кипения
фреона в охлаждающих батареях и воздуха в
центре камеры не превышает 5—6° С.
Для обеспечения этих трех требований на
всасывающем трубопроводе установили
автоматический дроссель по давлению АДД-20, а
также отрегулировали ТРВ-2. Приборы
охлаждения камеры представляют собой две группы
пристенных однорядных гладкотрубных
батарей общей поверхностью 7,8 м2. В свою очередь
каждая группа состоит из двух последовательно
соединенных батарей, причем первая — с
нижней подачей фреона, а вторая — с верхней. При
таком соединении батареи с верхней подачей
работают менее эффективно вследствие неполного
заполнения их жидкостью. По этой причине для
получения более равномерного температурного
поля по объему камеры регулировка ТРВ
производилась особенно тщательно.
5. Чернобыльский И., Ратиани Г.
Экспериментальное исследование коэффициента теплоотдачи
при кипении фреона-12 в большом объеме.—
«Холодильная техника», 1955, № 3, с. 48—51.
6. Worsoe — Schmidt P. Some characteristics of
flow pattern and heat transfer of F-12 evaporating in
horisontal tubes.— «J. of Refrig»., 1959, Vol. 3, No. 6,
p. 98.
7. Холодильные машины и аппараты. Каталог,'ч. II. М.,
ЦИНТИхимнефтемаш, 1971.
8. Hofmann E. Vergleich verschiedener Rohrarten bei
Flussigkeitskuhlern mit verdampfenden Kaltemittel in
den Rohren. — «Linde Berichte aus Technik und Wis-
senschaft», 1971, Nr. 29, S. 54—62.
637.037.5:629.123.44
В камере смонтировали четыре бактерицидные
лампы БУВ-60 таким образом, чтобы была
облучена возможно большая поверхность
четвертин мяса. Кроме того, в камере установили
ферму из уголков для подвески четвертин мяса и
вентилятор производительностью около 300 м3/ч
для рециркуляции воздуха.
На рис. 1 схематически показана
дооборудованная провизионная камера.
Рис. 1. Провизионная камера:
1 — охлаждающие батареи; 2 — бактерицидные лампы
БУВ-60; 3 — вентилятор; 4 — манометр; 5 —
автоматический дроссель давления АДД-20; 6 — вентили ТРВ-2.
Хранение охлажденного мяса в судовых провизионных камерах
с применением бактерицидных ламп
Канд. техн. наук В. В. СТЕФАНОВИЧ, Г. П. ДЕЙНЕГО, Б. В. КОМАРНИЦКИЙ
Одесский институт инженеров морского флота
44

0 /2 24 12 2* 72 24 12 Т,ч
Рис. 2. Изменение средних температур наружного
воздуха (/), воздуха в камере B) и поверхности батарей E).
В период проведения испытаний изучали
работу системы охлаждения, бактерицидных ламп,
определяли температурное поле по объему
камеры и в четвертинах мяса. Все это давало
возможность отработать наиболее рациональный
режим качественного хранения охлажденного
мяса и составить инструкцию по эксплуатации
такого рода провизионных камер.
На рис. 2 показано изменение средних
температур наружного воздуха, воздуха в камере и
поверхности батарей. Температура поверхности
батарей изменялась циклично, с периодом от 60
до 90 мин, причем батарей с нижней подачей —
в пределах I—1,2° С, а с верхней — на 2—3° С.
Периодическое колебание температуры
поверхности батарей незначительно влияло на
температуру воздуха в камере. При изменении
средней температуры поверхности батарей на 2° С
температура воздуха в камере изменялась не
более чем на 0,3° С.
Направление потока воздуха от вентилятора
было выбрано таким, чтобы струи настилались
на подволок камеры и частично направлялись на
батареи. Наибольшая разность температур по
Рис. 3. Изменение температуры мяса:
1 — в толще мышцы на глубине 100 мм; 2 — в толще
мышцы на глубине 50 мм; 3 — на поверхности мяса.
высоте камеры составляла 2,2° С при
температуре наружного воздуха 25—30° С. В средней
зоне камеры, где в основном находились
подвешенные четвертины мяса, температуры
воздуха соответствовали технологическим
требованиям (—0,3ч—0,8° С).
Изменение температуры мяса (говядины первой
категории) при хранении дано на рис. 3.
Приведенный график позволяет проследить за
процессом доохлаждения мяса и изменением его
температуры при дальнейшем хранении. До-
охлаждение мяса обычно заканчивалось на
вторые сутки, затем температура его
стабилизировалась на уровне 0,2—0,3° С ниже температуры
воздуха средней зоны камеры.
Проведенные исследования позволили
установить, что цикличная работа батарей и
связанное с этим некоторое изменение температуры
воздуха в камере, а также кратковременное
повышение температуры воздуха при работе
бактерицидных ламп практически не влияют на
температуру мяса. Отдельно проведенные опыты
показали, что включение установленного
вентилятора настолько мало изменяет характер
распределения и величину температур, что не
может оказать заметного воздействия на
температурный режим хранения мяса.
Схема включения ламп в судовую сеть не
отличалась от схемы включения
люминесцентных ламп.
Длительная эксплуатация ламп в судовых
условиях показала достаточно высокую
надежность их работы. Для защиты от
ультрафиолетового излучения ламп обслуживающему
персоналу разрешается входить в камеру с
работающими лампами только в защитных очках.
Мясо доставляли на судно обычным способом
с мясокомбинатов в г. Туапсе и г. Анапе. Для
предохранения мяса от загрязнений и
повреждений в процессе доставки на судно каждую
четвертину упаковывали в полиэтиленовый мешок.
В процессе хранения охлажденного мяса
осуществлялся систематический контроль его
качества (органолептических показателей и
состояния микрофлоры). Срок хранения
охлажденного мяса составил 25 суток.
Кулинарные изделия из охлажденного мяса
включали в меню и использовали для питания
экипажа судна. Сравнительная оценка
кулинарных изделий из охлажденного и мороженого
мяса, а также дегустации показали
существенные достоинства охлажденного мяса.
В результате проведенных испытаний
разработана инструкция по эксплуатации
провизионных камер длительного хранения
охлажденного мяса и даны рекомендации по внедрению
разработанного способа на всей серии судов типа
«Пекин».
«

ИЗ ДИССЕРТАЦИОННЫХ РАБОТ
621.572:536.24
Теплопередача и гидродинамика
в регенеративных теплообменниках малых
холодильных машин
А. С. КРУЗЕ
Всесоюзный научно-исследовательский институт
холодильной промышленности
На работу холодильной машины влияют тепловые и
гидравлические характеристики регенеративного
теплообменника [1]. В настоящее время при расчетах этих
аппаратов считают, что через теплообменник проходит
сухой перегретый пар без примеси масла, поэтому
результаты расчета неточны. Отсутствуют данные по
теплопередаче и гидродинамике потоков парообразного фреона,
содержащих небольшое количество капель смазочного
масла и недоиспарившегося фреона. В связи с этим в
лаборатории малых холодильных машин ВНИХИ
проведено экспериментальное исследование теплопередачи
и гидродинамики паровых потоков фреона-12,
содержащих до 11% жидкого фреона и до 9% (по объему) масла.
Кроме того, изучалась теплоотдача от жидкого фреона-12
при переходном режиме течения, поскольку в
регенеративных теплообменниках малых холодильных машин
этот режим встречается довольно часто.
Исследования проводили на стенде (рис. 1),
представляющем собой замкнутый контур, в котором
циркулировал фреон-12 под действием силы тяжести. Пары
фреона конденсировались в расположенном на высоте
~4,5 м конденсаторе, откуда жидкость стекала вниз
в испаритель-калориметр. Такая схема стенда позволила
провести исследование на чистом фреоне без примеси
масла. Теплоотдачу и гидродинамику исследовали раздельно
для жидкостной и паровой полостей теплообменника.
Во всех опытах температуру воздуха в коробе, где
размещался опытный теплообменник, поддерживали на таком
уровне, при котором теплообмен между потоками
жидкостей и окружающей средой был пренебрежимо мал.
В экспериментах с жидкостью опытный теплообменник
представлял собой змеевик из медной трубки диаметром
8Х 1 мм, навитой на участке длиной 1,535 м на медную
трубку диаметром 12Х1 мм. Шаг навивки — 50 мм,
число витков — 31. Для обеспечения теплового контакта
трубки в месте соприкосновения были спаяны мягким
припоем. По змеевику протекал жидкий фреон-12, по
центральной трубке — противотоком вода, температура и
расход которой точно измерялись. Стенд был оснащен
образцовыми пружинными манометрами и ртутными
лабораторными термометрами с ценой деления шкалы 0,1
градуса. Расход фреона регулировали вентилем. Измерения
проводили при достижении стационарного режима.
Расход жидкого фреона определяли из тепловых балансов
конденсатора и опытного теплообменника. По
результатам измерений находили коэффициент теплопередачи.
Коэффициент теплоотдачи со стороны жидкого фреона
подсчитывали по формуле:
ОСф
^ в .
^ф
1
1 1
k ~ ав
A)
п
Рис. 1. Стенд для исследования на чистом фреоне:
а — теплоотдачи потока жидкости; б — теплоотдачи и гидродинамики потока пара;
1 — опытный теплообменник; 2 — короб; 3 — контактный термометр; 4 — сосуд постоянного уровня; 5 —
конденсатор- 6 — весы; 7 — испаритель-калориметр; 8 — регулирующий вентиль; 9 — термопара; 10 — ртутный
термометр- 11 — смотровое стекло; 12 — электронагреватель; 13 — дифференциальный манометр; 14 — водоохладитель;
15 — вспомогательный теплообменник; 16 — пружинный манометр.
46

где FB — поверхность водяной трубки, м2;
^ф — поверхность фреоновой трубки, м2;
к — коэффициент теплопередачи, Вт/(м2-К);
ав — коэффициент теплоотдачи со стороны воды,
определенный по известным зависимостям [2],
Вт/(м2.К).
Определение аф по формуле A) справедливо лишь при
условии, что в любом поперечном сечении температура
стенки фреоновой трубки всюду одинакова. Фактически
трубка имеет более низкую температуру в месте контакта
с водяной трубкой и наиболее высокую в
противоположной точке. Контрольные опыты с применением термопар
показали, что разница между температурами наиболее
горячей и наиболее холодной точек в сечении фреоновой
трубки не превышала 0,6° С. При этом значения аф,
подсчитанные по формуле A), оказываются заниженными
на 5—10%.
Окончательно данные по теплоотдаче жидкого фреона
обрабатывали в критериальной форме и наносили на
график в виде зависимости:
Nu
^ГТз^ = Ф(*е), B)
где sK — поправочный коэффициент, учитывающий
закручивание жидкости в винтовом змеевике.
Согласно работе [2]
ея=1 + 1,77-?-, C)
где d — диаметр трубки;
R — радиус змеевика.
Теплоотдачу от жидкого фреона исследовали в
следующих диапазонах: средняя температура фреона 19—
24° С; тепловая нагрузка 1100—3320 Вт/м2; скорость
фреона 0,07—0,75 м/с, значение критерия Рейнольдса
2000—11000.
При вычислении коэффициентов теплоотдачи
погрешность составила в среднем ±15% и не превысила 26%.
Данные по теплоотдаче жидкого фреона-12 к стенке
змеевика представлены на рис. 2. На график нанесены
также для сравнения границы возможных значений
комплекса NuPr ~°'43 -е""^» полученные на основе подсчетов по
зависимостям, рекомендованным в ряде монографий [2—
tfii-Pr+".c-J
•
\
•
г '1
/
/
\1
у
J
1 /
/
/
/
А
\W^ !
11
5 4 5 6 7 8 910 RrJST
Рис. 2. Теплоотдача1жидкого фреона-12 к стенке
змеевика при переходном режиме течения.
5]. В турбулентной области результаты исследования
хорошо совпали с общепринятыми зависимостями. В
переходной области чисел Рейнольдса B000—10 000)
коэффициенты теплоотдачи оказались более высокими, чем
рекомендовано [2—4, 6], однако находятся в пределах,
рекомендованных в работе [5].
В экспериментах с паром опытный теплообменник
представлял собой гладкую горизонтально расположенную
медную трубку диаметром 12X1 мм, длиной 1,76 м,
заключенную в водяную рубашку. Через рубашку
противотоком протекала вода. На входе и выходе к стенке
фреоновой трубки были припаяны медь-константановые
термопары и имелись двухмиллиметровые отверстия для
отбора давлений. В нескольких опытах во фреоновую
трубку был помещен ленточный завихритель, изготовленный
из медной ленты шириной 9 мм и толщиной 0,3 мм.
Лента была скручена так, что образовывала винтовую
поверхность с шагом 0,24 м.
Для создания в паровом потоке некоторого содержания
капельной жидкости был применен следующий прием:
часть пара конденсировалась во вспомогательном
теплообменнике за счет отвода тепла к охлажденной воде. При
проведении контрольных опытов с сухим паром
вспомогательный теплообменник выключался.
Для измерения гидравлического сопротивления стенд
был оборудован дифференциальным манометром,
заполненным глицерином. Специальный
электроподогреватель поддерживал вокруг манометра температуру
воздуха на уровне 45—50° С, что обеспечивало достаточно
низкую вязкость глицерина.
В процессе опытов тепло, подведенное к нагревателю
испарителя-калориметра, измеряли
электроизмерительными приборами класса точности 0,2. Расходы
парообразного фреона определяли из тепловых балансов
испарителя-калориметра и опытного теплообменника, сухость
пара — из тепловых балансов опытного и
вспомогательного теплообменников.
Коэффициенты теплоотдачи и гидравлического
сопротивления по результатам экспериментов подсчитывали
согласно общепринятым формулам [2]. Окончательно
данные по теплоотдаче и гидродинамике потока
парообразного фреона, содержащего небольшое количество
капель жидкости, обрабатывали в критериальной форме,
причем определяющей считали температуру, среднюю
между измеренными в процессе опыта температурами
потока на входе и выходе.
Исследования проводили в следующих диапазонах:
средняя температура фреона 26—49° С, тепловая н-агруз-
ка 930—3500 Вт/м2, скорость фреона — 2,7—8,6 м/с,
содержание жидкости в паровом потоке 0—11%
(весовых), значение критерия Прандтля 0,77—0,85.
Среднеквадратичные погрешности при определении
коэффициентов теплоотдачи составили 4,5—29,5%,
коэффициентов гидравлического сопротивления — 11—13%,
содержания жидкости 0,6—0,8%.
Контрольные опыты подтвердили, что измеренные по
данной методике коэффициенты теплоотдачи и
гидравлического сопротивления при течении внутри гладкой
горизонтальной трубы сухого пара удовлетворительно
совпадают с рассчитанными по известным зависимостям:
Nu = 0,023 Re°'8Pr0'4 D)
и
I = 0,2 Re~^2. E)
Опыты с ленточным завихрителем показали, что для
потока сухого пара зависимость Nu = / (Re, Pr)
остается такой же, как и для гладкой трубы, в то время как
коэффициенты гидравлического сопротивления
возрастают примерно на 25%.
На рис. 3, а показана зависимость увеличения числа
Нуссельта (или коэффициентов теплоотдачи) по
сравнению с сухой теплоотдачей от количества содержащейся
47

Nit(x<i)
Nu(x~-1)
3,0
2,5
2,0
1,5
1,0
; C
?
|
\l
J
ZL
r....
Г"
1 0. 1
f /
1 ! ; /Г
—-
1
1
i,
i /
! /.
/C
Ш
1
!
i
/l
/k
/^
?
Д-1
f-
У j
pi
b
i
! i
! i
1
1
: !
j !
!
!
¦ i i
i
j
i
!
i
1
_1_
I
•7Л2
3
2,5
2
V
IB
•"*"
^ф
— -
°,2Re
^.
OjZ^
ft
• -
3,
i 1
1
n4>&l
^0
j
^Ъг.7
Yh^-7
^ c-T ^ cy- c^j* cy c$* c^" C5f
1-х
в потоке жидкости (величина 1 —х, кг/кг). Содержание
жидкости до 1,5—2% практически не влияет на
теплоотдачу. В диапазоне содержаний жидкости 2—5%
происходит резкое усиление теплоотдачи. В диапазоне
содержаний жидкости 5—10% теплоотдача продолжает
возрастать, но с меньшей интенсивностью. В исследованном
диапазоне эк спериментальные точки аппроксимируются
параболой, а теплоотдача может быть подсчитана с
помощью простой формулы:
Nu
0,9<*<0,98
Nu^= Д1 + 1/54 A—*) — 1,08). F)
5.6 7 В S 10 12 1k 16 18 20 Re-W-*
6
Рис. 3. Теплоотдача (а) и гидравлические потери (б) в
потоке пара фреона-12:
0 — при отсутствии жидкости в потоке пара; # — при
отсутствии жидкости в потоке пара в теплообменнике с
ленточным завихрителем; ? — при наличии жидкости
в потоке пара. Цифрами обозначено содержание жидкости
в %.
На рис. 3, б приведены экспериментальные
зависимости коэффициента гидравлического сопротивления от
числа Рейнольдса. Как видно из рис. 3, б, наличие капель
жидкости в потоке пара несколько увеличивает
гидравлическое сопротивление (не более чем на 10—15%).
Влияние масла на теплопередачу и гидродинамику
изучали на стенде (рис. 4), представляющем собой
модификацию калориметрического^ стенда, широко используемого
для исследований малых холодильных машин [7].
Для создания в потоке пара некоторого содержания
капельной жидкости использовали описанный выше
прием. Помимо обычных для калориметрического стенда
приборов, стенд был оснащен дифференциальным манометром
с глицериновым заполнением.
Опыты по изучению влияния масла проводили в два
этапа. Первая серия опытов выполнена при характерном
для поршневых машин незначительном содержании
масла в циркулирующем фреоне. На стенде был установлен
герметичный поршневой компрессор. Основная цель этой
серии опытов заключалась в том, чтобы доказать
возможность использования данных, полученных в
экспериментах с чистым фреоном, для расчета теплопередачи в
теплообменниках типа «змеевик на трубе». С этой целью
коэффициенты теплопередачи, полученные в экспериментах,
Рис. 4. Стенд для изучения влияния масла на теплопередачу и гидродинамику в
регенеративном теплообменнике:
; — опытный теплообменник; 2 — вспомогательный теплообменник; 3 — испаритель-
калориметр; 4 — конденсатор; 5 — ресивер; 6 — фильтр-осушитель; 7 — компрессор;
8 — прибор для определения концентрации масла.

сопоставляли с расчетными (для тех же условий)
значениями.
Во второй серии опытов исследовали влияние масла
при характерных для ротационных компрессоров с
катящимся поршнем более высоких концентрациях. На этом
этапе использовали ротационный герметичный компрессор
с устройством для регулируемой подачи масла в
цилиндр [8].
В экспериментах с маслофреоновыми смесями опытный
теплообменник представлял собой медную горизонтально
расположенную трубку диаметром 8Х 1 мм, внутри
которой проходил поток парообразного фреона. Снаружи на
эту трубку с шагом 40 мм была навита медная трубка
диаметром 4Х 1 мм, по которой противотоком двигался
жидкий фреон. Жидкостная и паровая трубки в месте
соприкосновения были спаяны мягким припоем.
Теплообменник был покрыт двумя слоями поролоновой
изоляции и влагонепроницаемой лакотканью.
Результаты измерений обрабатывали в основном так
же, как и при опытах с чистым парообразным фреоном.
Расчетные значения коэффициентов теплопередачи и
гидравлического трения подсчитывали на основании данных,
полученных для чистого фреона, по общепринятым
зависимостям [2] и сопоставляли с экспериментальными
значениями.
Первая
серия опытов
Исследование
проводили в следующих
диапазонах:
средняя
температура жидкости, °С 24,8—30
средняя
температура пара, °С. . 16,9—21
тепловая
нагрузка, Вт/м2. . . . 700—3280
скорость пара,
м/с 4,7—9,14
значение
критерия Рейнольдса D,2-^5,8)-104
содержание
жидкости в потоке
пара, % (весовые) 0—7,9
концентрация
масла, %
(объемные) <1
Среднеквадратичные погрешности составили 7—14%
при определении коэффициентов теплопередачи и 16,5—
20% при определении коэффициентов гидравлического
трения.
Вторая
серия опытов
28,8—36,7
18,9—24,9
2035—2900
6,13—10,5
F,9-г7,3).10*
0
1-9
Рис. 5. Влияние масла на теплопередачу и гидродинамику в регенеративном
теплообменнике при отсутствии (О) и при наличии (А) капель жидкого фреона в потоке пара.
В результате исследования получены зависимости от
„ ^эксп ьэксп
от концентрации масла (рис. 5).
позволяют сделать следую-
пишспии « п у
«Расч ьрасч
Найденные зависимости
щие выводы:
При содержании масла в циркулирующем фреоне-12
меньше 1%, что характерно для малых холодильных
машин с поршневыми компрессорами, масло практически не
влияет на теплопередачу в регенеративном
теплообменнике, однако может привести к увеличению гидравлических
потерь в паровом потоке в 2 раза.
Присутствие масла в количестве от 1 до 10%
несколько увеличивает коэффициенты теплопередачи в
регенеративном теплообменнике (на 5—15%).
При содержании масла в циркулирующем фреоне
больше 1% резко возрастают гидравлические потери по
сравнению с чистым фреоном, что может быть связано с
процессами пенообразования. При концентрации масла
более 2% гидравлические потери могут возрасти в 5—6 раз.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Крузе А. С. Влияние характеристик
регенеративного теплообменника на работу холодильной машины
и методика его расчета. -— «Холодильная техника»,
1973, № 8, с. 43—46.
2. М и х е е в М. А., М и х е е в а И. М. Краткий
курс теплопередачи. М.— Л., Госэнергоиздат, 1961.
3. Фраас А., О ц и с и к М. Расчет и
конструирование теплообменников. М., Атомиздат, 1971.
4. Михеев М. А. Основы теплопередачи. М.— Л.,
Госэнергоиздат, 1956.
5. Исаченко В. П., Осипова В. А., С у к о -
мел А. С. Теплопередача, М., «Энергия», 1969.
6. Холодильная техника. Энциклопедический
справочник, т. I. M., Госторгиздат, 1960.
7. Якобсон В.Б. Методы испытания малых
фреоновых холодильных компрессоров. — «Холодильная
техника», 1964, № 5, с. 60—65; 1965, № 1, с. 49—53.
8. Я Д и н Э. В., Давыдова 3. Н. Влияние масла
на работу герметичного ротационного компрессора. —
«Холодильная техника», 1970, № 8, с. 25—29.
СО
49

ОБМЕН ОПЫТОМ
663.241.037.5
Рекомендуемые режимы обработки коньяков холодом
Коньяки относятся к сравнительно стойким
напиткам, однако при длительном хранении они
иногда мутнеют, особенно в зимнее время. Кроме
того, наблюдается выпадение осадков либо в
виде легких хлопьев светло-серого цвета, либо
в виде плотной темно-серой массы. Это
органические вещества, содержащие до 3% метоксиль-
ных групп [1 ].
Для повышения стабильности коньяки
принято обрабатывать бентонитом, рыбьим клеем,
желатином, яичным белком. Лабораторные и
производственные исследования показали, что
при обработке желатином и рыбьим клеем
ухудшается качество коньяков, вследствие удаления
части ароматических альдегидов и дубильных
веществ [2], поэтому такой обработки по
возможности необходимо избегать. Обработка
коньяка различными оклеивающими веществами не
предотвращает образования помутнения [3].
Наиболее эффективным способом удаления
веществ, выбывающих помутнение коньяков,
является обработка холодом и последующая
холодная фильтрация.
В результате исследований [3—7]
установлено положительное влияние холода на
стабильность коньяков и их качество. Предложены
схемы обработки коньяков холодом, отмечено, что
при этом для каждого завода и марок коньяка
требуется индивидуальный подход [3].
Работая с коньяками Новокубанского винно-
коньячного завода, мы также пришли к выводу,
что каждый купаж коньяка при определенном
режиме обработки холодом ведет себя
по-разному. Проведение пробных оклеек в
лабораторных условиях с последующим испытанием на
розливостойкость позволяет судить о выборе
схемы дальнейшей обработки в
производственных условиях.
Исследования проводили в лаборатории путем
наблюдения за купажами коньяков,
приготовленных из коньячных спиртов, прошедших
выдержку различными способами: из спиртов
бочковой выдержки, спиртов, выдержанных в
резервуарах с погруженной дубовой клепкой, и
из купажей, составленных из спиртов,
выдержанных в бочках E0%) и в цистернах E0%).
Каждый купаж до и после оклейки испытывали
на стойкость к теплу и холоду. Результаты
приведены в таблице.
Способ выдержки коньячных
спиртов, вошедших в купаж
В бочках
В цистернах
В бочках и цистернах (по
50о/0)
Образцы
контрольный
(без оклейки)
тепло
+
холод
—
оклеенный
тепло
+
+
холод
—
Примечание: + стойкий; —нестойкий.
Из таблицы видно, что каждый купаж
требует обязательной обработки холодом
независимо от природы коньячного спирта.
Купажи коньяков обрабатывали холодом при
следующих температурных режимах:
— 5-.—6°С, с выдержкой при этой температуре
в течение 10—15 суток и последующей
фильтрацией при —2 ° С;
—10ч—12° С, с выдержкой при этой
температуре в течение 6—7 суток с последующей
фильтрацией при —2° С;
—10ч—12° С, с выдержкой при этой
температуре в течение 6—7 суток с последующей
фильтрацией при —10° С;
—19-i—20° С, с выдержкой при этой
температуре в течение 1; 4; 8; 24 и 48 ч с фильтрацией
П]ги той же температуре.
Контролем служили образцы купажей, не
обработанных холодом.
Для определения стабильности опытные и
контрольные образцы выдерживали в течение трех
месяцев при обычной технологической
температуре.
В результате исследований отмечено, что
стойкость против помутнения коньяков возрастает
50

с увеличением спиртуозности последних, а
обработка холодом значительно повышает их
стабильность. Во всех случаях коньяки, не
обработанные холодом, имели мутность значительно
большую, чем обработанные.
При повторном испытании коньяков лучший
результат показали образцы, обработанные
более глубоким холодом. Это свойство весьма
ценно для производства, поскольку появляется
возможность ускорить процесс обработки коньяков
холодом при сохранении и даже улучшении
качества, а также возрастает производительность
труда и увеличивается выпуск продукции с
единицы производственного оборудования.
Однако обработка коньяков более глубоким
холодом не применяется, поскольку во время
фильтрации при —19-=—20° С резко
возрастает их вязкость. Процесс фильтрации сильно
замедляется, что крайне нежелательно, так как
уменьшается производительность фильтров,
повышается температура и снижается
эффективность обработки холодом.
С понижением температуры наблюдается
резкое возрастание вязкости водно-спиртовой
смеси, которая достигает 40—45 сП при —20° С,
в то время как вязкость 100%-ного этанола
возрастает всего до 2,3—2,4 сП при —20° С.
Вязкость коньяка может быть выше 45 сП за счет
экстрактивных веществ. Кроме того, применение
более глубокого холода при обработке коньяков
ослабляет цветность последних примерно вдвое,
что необходимо учитывать при производстве
ку пажей.
Проведенные исследования обработки
коньяков холодом в лабораторных и
производственных условиях Новокубанского винно-коньяч-
ного завода позволяют сделать следующие
выводы.
Применение холода для стабилизации вин и
коньяков является производственной
необходимостью.
Стойкость коньяков к помутнению
возрастает с увеличением их спиртуозности.
Применительно к производственным условиям
завода с имеющимся технологическим
оборудованием лучший результат дает обработка
коньяка холодом при—10ч—12° С в течение 6—7
суток с последующей фильтрацией при этой же
температуре. Изменение цвета весьма
незначительно.
Обработка коньяка при—10ч—12°С с
последующей фильтрацией при —2° С повышает
производительность фильтров за счет меньшей
вязкости коньяка, но не обеспечивает необходимой
стабильности, так как часть дубильных веществ
состава коньяка, выпавшая в осадок при —10-f-
-:—12°С, при повышении температуры до—2°С
во время фильтрации снова переходит в
растворимое состояние и при повторном охлаждении
вновь дает помутнение.
Применение более глубокого холода
эффективнее, но из-за резко возрастающей вязкости и
невозможности фильтрации при низкой
температуре не может быть пока рекомендовано. В этой
области необходимо провести более детальные
исследования.
Обработанные холодом коньяки приобретают
хороший блеск, прозрачность, приятный букет
и мягкий вкус. На дегустациях, проводимых
специалистами завода, коньяки, обработанные
холодом, как правило, получают более высокую
(на 0,2—0,3 балла) оценку.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Семененко Н. Т. Источники образования осадка
в коньяках. — «Виноделие и виноградарство СССР»,
1965, № 8, с. 12—14.
2. Семененко Н.Т. Влияние оклейки на качество
ординарных коньяков. — «Виноделие и виноградарство
СССР», 1964, № 2, с. 29—30.
3. С к у р и х и н И. М. Химия коньячного
производства. М., «Пищевая промышленность», 1968.
4. Семененко Н. Т. Исследование технологии
обработки коньяков. Автореферат дисс. на соиск. ученой
степ. канд. техн. наук. М., 1965.
5. Скурихин И. М., Назарова Н. В.
Исследование режимов обработки коньяков холодом. —
«Виноделие и виноградарство СССР», 1968, № 2, с. 7—9.
6. Мн джо ян Е. Л., Мовсесян В. А. Режим
обработки коньяков холодом. — «Виноделие и
виноградарство СССР», 1971, № 1, с. 20—22.
7. Малтабар В. М., Фертман Г. И.
Технология коньяка. М., 1971.
Л. Т. ПИМЕНОВ — Новокубанский винсовхоз
¦

621.565
Совместная работа двух систем охлаждения с различными
температурами кипения аммиака
На Московском холодильнике № 14 помимо
насосно-циркуляционных систем для температур
кипения —28 и —40° С имеется безнасосная
система, обслуживающая воздухоохладители с
температурой кипения —12° С. Тепловая нагрузка
последней незначительна и составляет 120—
150 тыс. ккал/ч (рис. а).
При эксплуатации подобных безнасосных
систем в результате переменных тепловых
нагрузок на воздухоохладители наблюдаются выбросы
жидкого аммиака в отделители жидкости и их
переполнение. В этом случае срабатывает
защита и компрессоры останавливаются.
В 1971 г. была проведена первая модернизация
установки с присоединением системы с t0 =
Зч
-Q
4 ХЬ
Г -
л
у«-
и*—
ш
IV
, Jf<
I
L
1 pj
,4 JS_
Y
n\
LH—
-Л—Ц6 n
w
L
-1 m
^J
~" b
w
i h
!-i
«
4 l?
Y ..
IF
m
YL
6
Схема питания систем жидким аммиаком:
/ — циркуляционный ресивер (t0 = —28° С); // —
отделитель жидкости (^0 = —12° С); /// — камера с
воздухоохладителями; IV — циркуляционный насос; V —
поплавковый регулятор уровня в. д.; VI — соленоидный
вентиль; VII — поплавковый регулятор уровня;
трубопроводы: 1 — от линейного ресивера; 2 — всасывающая
линия t0 = —28° С; 3 — из системы t0 = —28° С; 4 — в
систему t0 = —28° С; 5 — всасывающая линия tQ = —12q С;
6 — в дренажный ресивер.
= —12° С к существующей насосно-циркуля-
ционной системе (t0 = —28° С). Кратность
циркуляции устанавливалась несколько больше
единицы, а неиспарившийся аммиак с помощью
поплавкового регулятора уровня (например,
ПРУДВ) возвращался в циркуляционный
ресивер (рис. б).
Питание воздухоохладителей от насосно-цир-
куляционной системы обеспечило полное
смачивание жидким аммиаком всей теплопередаю-
щей поверхности и повысило надежность работы
установки. В то же время напор, создаваемый
насосом, должен быть достаточным, чтобы
преодолеть разность давлений кипения в системах,
а производительность — достаточная для
питания обеих систем.
Недостатком описанной схемы является
несколько пониженная экономичность, так как
питание системы с t0 = —12° С производится
из ресивера с температурой —28° С.
В дальнейшем питание обеих систем было
выполнено, как показано на рис. в. В настоящее
время жидкий аммиак из линейного ресивера
подается в систему с /0 — —12° С, а неиспарившийся
остаток жидкости перепускается в
циркуляционный ресивер системы с t0= —28° С. Управление
соленоидным вентилем на жидкостной
магистрали производится с помощью поплавкового
регулятора (например, ПРУ-4), следящего за
уровнем в циркуляционном ресивере.
Двухлетний опыт эксплуатации холодильной
установки на холодильнике № 14 показал, что
она надежно работает в автоматическом режиме,
в частности, в связи с уменьшением числа
приборов автоматического регулирования. Затраты
на изменения в схеме не превышают 300 руб.
(при установке циркуляционных или защитных
ресиверов потребовалось бы около 20 тыс. руб.).
Установка экономически эффективна благодаря
переохлаждению аммиака в системе с
температурой —12° С, а также 100%-ному заполнению
приборов охлаждения.
Описанный способ подключения безнасосной
части схемы к насосно-циркуляционной
пригоден и для других приборов охлаждения, таких
как воздухоохладители, пристенные и
потолочные батареи, рассольные испарители,
льдогенераторы и различные охладители.
Ф. И. АНДРОСОВ — Московский холодильник № 14
52

НОВОСТИ ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
628.84:69
Кондиционирование воздуха в высотных административных
зданиях
Для современных административных зданий
характерны: большое число этажей, облегченные наружные
ограждения, повышенная степень остекления (до 80%),
наличие периметральных помещений, подверженных
переменным воздействиям температур наружного воздуха и
солнечной радиации, и внутренних помещений с
круглогодовыми избытками тепла от искусственного освещения
и оборудования.
В последние годы наметилась тенденция перехода к
болыпезальным помещениям, рассчитанным на 100—
400 рабочих мест [1, 2].
Выполненные в Великобритании натурные
наблюдения показали, что в зданиях с 80%-ным остеклением и
обычной приточно-вытяжной вентиляцией при
температуре наружного воздуха 25° С температура внутри
помещения может достигать 39—40° С [3].
Устройство систем кондиционирования воздуха (СКВ)
в административных зданиях теперь считается
обязательным и экономически выгодным, так как позволяет
повысить производительность труда высокооплачиваемого
персонала и сократить расходы на уборку помещений, чистку
ковров, драпировок и мебели [4, 5].
В целях снижения единовременных и
эксплуатационных затрат и выбора оптимальной СКВ специалисты по
кондиционированию воздуха должны принимать участие
в проектировании на самых ранних его стадиях, т. е. в
выборе ориентации и формы здания в плане, оформления
фасадов, теплоизоляции наружных ограждений,
относительной величины и характера остекления.
Согласно справочнику Американского общества
инженеров по отоплению, холодильной технике и
кондиционированию воздуха [4] правильный выбор ориентации и
оптимального периметра ограждений обеспечивает
снижение годовых затрат холода на 10—15%.
Результатом сотрудничества архитекторов,
конструкторов, инженеров по кондиционированию воздуха и
светотехнике явились здания, выполненные в виде:
параллелепипеда; квадратной в плане усеченной правильной
пирамиды [6], поставленной на малое основание, со
стенами, наклоненными к горизонту под углом 45° (для
уменьшения теплопоступлений от солнечной радиации);
цилиндра [7]; сферы или капли [8]. Такие оригинальные здания —
результат объемно-планировочных и конструктивных
поисков путей уменьшения относительной величины
поверхности наружных ограждений, экономии
строительных материалов и снижения тепловых и холодильных
нагрузок на системы отопления и СКВ.
Рекомендуемые нормами и принимаемые в
зарубежной практике проектирования параметры воздуха в
кондиционируемых рабочих помещениях административных
зданий приведены в табл. 1, удельные количества
вводимого наружного воздуха — в табл.2.
В табл. 3 представлены данные по теплопоступлениям
от различных источников при одном метре ширины
типовой рабочей периметральной комнаты высотой 3 м при
удельной затрате электроэнергии на освещение и
машины 10 Вт/м2, кратности воздухообмена по наружному
воздуху 2,5 l/ч, ориентации стены на запад или восток, 50%
эффективности солнцезащитных устройств и плотности
размещения персонала 1 чел. на Юм2. Из табл. 3 видна
зависимость холодильных нагрузок от степени
остекления наружных ограждений.
Удельное потребление холода уменьшается с
увеличением общего объема кондиционируемых помещений:
Общий объем кондиционируемых
помещений, тыс. м3 .
Удельное потребление холода, ккал/(м3-ч)
0,025 0,05 0,1 0,5 1 5 10 50 100 1000
100—70 80—50 60—40 40—30 35—28 28—23 27—22 25—20 24—20 23—19
Время
года
Зима
Лето
Великобритания[12, 21]
О
X
28
и
к
20 — 21
20 — 22
22,7
1121
Ф. %
45
50 — 55
V, М/С
0,2—0,3
0,2—0,3
Италия ?12]
и
X
И
ж»
20 (±1)
26 (±1)
Ф, %
40—50 (±5)
50 (±5)
ФРГ 115, 22]
t °С
—20-Н+20
32
30
25
20
и
X
а
22
26
25
23
22
Ф. %
35 — 65
55
60
65
65
V, М/С
0,15
0,5
0,4
0,3
0,25
США 151
<вн, °С
20,5—23,3
23,3 — 25,6
Ф, %
30—40
40 — 50
Т а
Швеция [22, 231
и
о
X
CQ
22
22 — 24
Ф, %
40—70
40—70
0,15
0,15
блица 1
Франция
[10]
и
м
22 — 26
9-
55
53

Таблица 2
Помещения и режим
курения
Рабочие комнаты
слабое курение
среднее курение
сильное курение
Кабинеты
руководителей, приемные

Великобритания ?24}
на 1 м2 пола
1,06—1,58
—
—
Италия [12]
на 1
человека
20—25,6
—
—
на 1 м2
пола
2,7—4,6
—
—
ФРГ [22]
<н'°С
—20
—10
0
10
20
26
27
—
—
на 1
человека
50—80 [15]
24
38
60
60
60
60
46
—
—
США [5]
на 1 человека
25,5, min 17
43,3, min
25,5
51, min 43
51
на 1 м2 пола
5,45—1,8
9,2—2,7
10,9—2,45
27,5
Швеция [23]
на 1 человека
40, min 20
60—70
—
а — смесительные коробки — под окнами, магистральные
поэтажные воздуховоды и ответвления — над
коридорными и комнатными подшивными потолками нижележащих
этажей; б — двухканальные смесительные эжекционно-
радиационные коробки с внешней эжекцией (для
помещений с высокими гигиеническими требованиями) — под
окнами, прокладка воздуховодов аналогична варианту а;
в — смесительные коробки, поэтажные магистральные
воздуховоды и ответвления — над коридорными
подшивными потолками, отработанный воздух удаляется через
коридоры, отопление радиаторное; г — болыпезальные
помещения, смесительные коробки и ответвления от них —
под подшивными потолками, магистральные
воздуховоды — в шахтах, отработанный воздух удаляется через
вентилируемые светильники и частично рециркулируется,
отопление конвекторное или радиаторное; д —
смесительные коробки — под окнами, поэтажные магистральные
воздуховоды — над подшивными потолками
нижележащих этажей или над полом каждого из обслуживаемых
этажей (возможна вертикальная прокладка у наружных
стен);
/ — воздухоохладитель; 2 — воздухонагреватель; 3, 4 —
магистральные холодный и теплый воздуховоды; 5 —
магистральный воздуховод одноканальной СКВ
(обслуживает внутренние помещения); 6
—воздухораспределитель; 7 — смесительная коробка; 8 — смесительно-эжек-
ционная коробка; 9 — потолочная смесительная коробка;
Ю — вентилируемый светильник; 11, 12 —
магистральные поэтажные приточные и вытяжные воздуховоды;
13 — вытяжное отверстие в перегородке с решеткой и
шумоглушителем; 14 — змеевик системы радиационного
отопления и охлаждения; 15 — радиатор; 16 — конвектор;
17 — подшивные потолки; 18, 19 — вытяжные вентиля*
торы двухканальной и одноканальной СКВ; 20 —
воздушные клапаны; к19 к2 — кондиционеры одноканальной и
двухканальной СКВ; н. в.— наружный воздух; к —
коридор; п — периметральное помещение; в. п.—
внутреннее помещение; б. п.— болынезальное помещение.
^_^В атмосферу
Рис. 1. Принципиальные схемы систем и организации
воздухообмена при обслуживании периметральных
помещений двухканальными СКВ, а внутренних помещений—
одно к анальными:
54

Таблица 3
Таблица 4
Теплопоступления
От людей
От освещения
Через наружные
ограждения
От солнечной радиации
С наружным воздухом
Итого
Затраты холода при степени
остекления (%)
25
Ч
СО
2
3
2
12
6
25
%
8
12
8
48
24
100
50
¦о
"^
Ч
СО
К
2
3
2
24
6
37
%
5
8
5
65
17
100
75
"ч"
СО
2
3
2
36
6
49
%
4
6
4
74
12
100
Теплопоступления
От людей, освещения и
оборудования
От солнечной радиации через окна
(максимум)
Через массивные ограждения
С наружным воздухом
От других источников
Относительная
величина
(%)
затрат
холода
при степени
остекления здания
25
36
26
3
23
12
50
27
43
2
17
11
75
22
53
1
14
10
Рис. 2. Принципиальные схемы систем и организации
воздухообмена при обслуживании периметральных
помещений водовоздушными эжекционными системами, а
внутренних помещений — одноканальными:
Для административных зданий, сооружаемых в США,
характерны значительные теплопоступления от
солнечной радиации и конторских машин.
Абсолютные и относительные затраты холода в
типовых периметральных рабочих комнатах с эффективными
солнцезащитными устройствами приведены ниже и в
табл. 4 [4]:
Затраты
холода на 1 м1
пола, ккал/ч
Теплопоступления:
от людей и освещения
явное тепло 61
скрытое тепло 6,8
от электрооборудования 55
от солнечной радиации через окна на
глубину 4,3 м при относительной
поверхности остекления
25% 51
а — эжекционно-радиационные доводчики с внешней эжек-
цией — под окнами (магистральные воздуховоды и
трубопроводы — над подшивными потолками нижележащих
этажей), питание от двухтрубной переключаемой СТХС;
б — эжекционные доводчики — над коридорными
подшивными потолками каждого из этажей, питание круглый
год холодной водой (отопление радиаторное); в —
эжекционные доводчики — под окнами, питание — от
трехтрубной СТХС; г — то же, от четырехтрубной СТХС при
одном теплообменнике в каждом доводчике; д — то же,
от двухтрубной переключаемой или непереключаемой
СТХС; е — то же, от четырехтрубной СТХС при двух
теплообменниках в каждом доводчике и регулировании
по воде (в последнее время стали применять
регулирование по воздуху); ж—болыпезальные помещения с
эжекционными доводчиками, к которым не подводится вода;
/ — магистральный воздуховод; 2 —
эжекционно-радиационные доводчики с внешней эжекцией; 3 —
магистральные поэтажные приточные воздуховоды; 4 —
магистральные поэтажные воздуховоды, прокладываемые над
коридорными подшивными потолками; 5 — эжекционные
доводчики над коридорными подшивными потолками; 6 —
трехходовой регулирующий водяной клапан; 7 — эжек-
ционный доводчик с внутренней эжекцией; 8 —
трехходовой несмешивающий регулирующий водяной клапан;
9 — теплообменник радиационного доводчика; 10 —
ребристый теплообменник доводчика; // — эжекционный
доводчик с двумя ребристыми теплообменниками; 12 —
магистральные поэтажные вытяжные воздуховоды; 13 —
спаренные взаимообратные водяные клапаны; 14 —
эжекционный смеситель; 15 — вентилируемый светильник;
16 — потолочный воздухораспределитель; 17 — вытяжной
плафон; 18 — конвектор или радиатор; 19 — подшивные
потолки (остальные обозначения см. на рис. 1.).
55

50% 102
750/^ 152
через массивные ограждения 1,5
с наружным воздухом* 26,2—43,5
*В среднем 6 ккал/м» на 1 человека.
Этими сведениями пользуются для предварительных
расчетов воздухообменов и холодопотребления. В больше-
зальных помещениях поддерживаются примерно те же
параметры воздуха [1, 2], что и в небольших рабочих
комнатах. В вестибюлях летом нередко температура воздуха
на 2—3° С выше, чем в рабочих комнатах. Вестибюли
играют роль шлюзов.
По имеющимся данным, в Японии кондиционирование
воздуха осуществляют и в лестничных клетках. Здесь
кондиционирование служит трем целям: температурному
шлюзованию, созданию избыточного давления для
предотвращения инфильтрации наружного воздуха под
воздействием ветра, обездымливанию лестничных клеток для
обеспечения беспрепятственной эвакуации людей во
время пожара.
Для большезальных помещений в Великобритании
принимают удельное количество наружного воздуха равным
30 м3/ч на 1 человека, а в конференц-залах при сильном
курении — 85 м3/ч [2]. В ГДР [9] считают необходимым
подавать в рабочие комнаты 50—60 м3/ч на 1 человека, во
Франции [10]-—30 м3/ч.
Границу периметральной зоны (или так называемую
глубину помещений) считают проходящей на
следующих расстояниях от наружных стен: в США 3,6—5,4 м [4],
в Канаде 4,6 м [11], в Италии 5 м [12], в ФРГ от 6 [13,
14] до 7 м [15]. Глубина периметральной зоны в
известной мере влияет на выбор числа и вида СКВ, конструкции
и расположения воздухораздающих устройств или
доводчиков.
Помимо поддержания необходимых темпер ату р но-
влажностных условий и чистоты воздуха, подачи
требуемого количества наружного воздуха и соблюдения
акустических норм, к СКВ административных зданий
предъявляются также следующие основные эксплуатационные,
технико-экономические и конструктивные требования:
— обеспечение возможности индивидуального
регулирования температуры в помещениях;
— малая тепловая инерционность;
— простота и удобство переключения с режима
обогрева на режим охлаждения;
— возможность экономичного использования для
отопления в нерабочее время и праздничные дни;
— использование пониженной энтальпии наружного
воздуха в переходное время года;
— минимальные непроизводительные потери тепла и
холода, капитальные и эксплуатационные расходы и
затраты площади под размещение оборудования;
— планировочная гибкость, т. е. возможность
пользования системами без существенных переделок после
перепланировки помещений.
Ни одна из известных СКВ не соответствует всем
перечисленным требованиям. Наиболее им отвечают СКВ: с
автономными поэтажными одно- и многозональными
кондиционерами с индивидуальными воздухозаборными
устройствами или снабжаемые наружным воздухом от
центрального приготовительного кондиционера (при этих
СКВ можно обслуживать периметральные и внутренние
помещения независимо от их глубины); двухканальные
(рис. 1); водовоздушные с эжекционными (рис. 2) или с
вентиляторными (рис. 3) доводчиками. Доводчики
устанавливаются в периметральных помещениях и питаются от
двух-, трех- или четырехтрубных сетей теплохолодоснаб-
жения (СТХС). Внутренние помещения обслуживаются
одноканальными СКВ низкого давления (главное
достоинство которых состоит в малом энергопотреблении), а
Рис. 3. Принципиальные схемы систем и организации
воздухообмена при обслуживании периметральных
помещений водовоздушными СКВ с вентиляторными
доводчиками.
а — вентиляторные доТводчики — над подшивными
потолками коридоров, вытяжка через отверстия в
перегородках, отопление радиаторное; б — то же, рециркуляция
из коридоров; в — доводчики — под окнами, работают на
рециркуляции, подача наружного кондиционированного
воздуха от центральных одноканальных СКВ; г —
доводчики— под окнами, питание наружным воздухом через
индивидуальные воздухозаборные устройства (допустимо в
малоэтажных зданиях); д — доводчики — под окнами,
питание от магистральных горизонтальных поэтажных
воздуховодов; е — большезальные помещения, раздача
воздуха через перфорированные потолки;
/, Зу 4у 5, 6 — вентиляторные доводчики, питание от
двухтрубных, трехтрубных или четырехтрубных СТХС;
2 — отопительный радиатор или конвектор; 7 —
магистральные поэтажные приточные воздуховоды; 8 —
распределительный воздуховод — над подшивным
перфорированным потолком; 9 — магистральные поэтажные
вытяжные воздуховоды; 10 — вытяжной плафон; 11 — участки
перфорированного потолка; 12 — коридорные подшивные
потолки (остальные обозначения см. на рис. 1, 2).
56

при переменных и неодинаковых нагрузках в
различных помещениях — двухканальными системами высокого
давления.
При проектировании водовоздушных СКВ возможно
большую часть тепловых и холодильных нагрузок
возлагают на теплообменники доводчиков, питаемые водой,
удельная теплоемкость которой в 4 раза и масса 1 м3
примерно в 900 раз больше, чем воздуха. В центральных
кондиционерах приготовляется требуемое по санитарным
нормам количество наружного воздуха с влагосодержа-
нием, обеспечивающим необходимую относительную
влажность в помещениях. На доводчики возлагается борьба
с переменными избытками тепла летом и покрытие
дефицита тепла зимой. При таком распределении нагрузок
удается в наибольшей мере снизить капитальные и
эксплуатационные расходы.
В этих же целях при устройстве других видов СКВ
их работу сочетают с действием обычных радиаторных
систем отопления или лучистого отопления и
охлаждения.
На рис. 1—3 показаны также способы распределения
кондиционированного и удаления отработанного воздуха.
Центральную рециркуляцию, как правило, не устраивают,
хотя действующими нормативными документами она не
исключается [4]. В качестве рециркуляционно-вытяжных
воздуховодов часто используют коридоры и их подшивные
потолки. В пространстве под подшивными потолками в
рабочих комнатах прокладывают воздуховоды и
устанавливают совмещенные световоздухораспределители.
Известны системы, в которых холодильные машины
работают часть времени года в режиме теплового насоса
«воздух — вода» или «вода — вода», утилизируя
избытки тепла внутренних помещений для отопления
периферийных помещений [16]. Отвод тепла от охлаждаемых
г
CSL
С2а
ш
ш
ш
ш
4-
Ю-<$<$./0
пг
^Ц
ш
т
ш
Ш
н
j-- /
я
т
н^
ь^
н^
м
ь^
vn.
m
ifel
Л^
©
iSh
М
!ш
ш.
ш
ш
ш
Ш1
Ш
mz
ш
5Л
ШЕ
Ш1
/0-Ф <§h/0
ш
ш
ш:
ш
ш
ш
-Ж
НЖ1
Ш
Ш
и
II
Жчо
1
\ \
\8\
- J
и
^iJ
Ф-10
\
\д
1 iL
Л4*Х
§3
V
l^SlffH
•И
1 1(К
"i
1 ""¦
1 ~"*1
\
1 ""*\
1 ""i
1
\
Ь><1
i-
"*"
1
* tf
f &Ч0
1
г
Г
^
"¦
к/*1
г "*1
Р^\
Г/ 1
/*
1 -н ]
L//7H
fel
Гв"
"¦*¦ 1
1 "*
-*-1
1 "*"|
1 ~"*~|
1
""*"¦
""*"|
~"*~|
1
^
1 i
?
&&Jff 2\
М
*i
н
и
"¦
II
1
*|
г"
Г*"
г*~
|~*~
[
h*"
|~*~
1"*"
Г
г*-
р?У
1 !
Г3
\~*~ |
I-*-
1~*" j
р4
1
1 '
¦"¦"" 1
Рис. 4. Принципиальные схемы зонирования СКВ по воздуху и размещения воздухообрабатывающего
оборудования:
а — централизованное питание автономных или неавтономных одно- и многозональных поэтажных
кондиционеров наружным обработанным воздухом от кондиционеров, расположенных в нижнем техническом этаже; б —
децентрализованное питание наружным воздухом тех же поэтажных кондиционеров; в — зонированные СКВ,
питание воздухом от кондиционеров, установленных на нижнем техническом этаже; г — то же, на верхнем и
нижнем; д — то же, на среднем (одна из наиболее употребляемых схем в зданиях с числом этажей более 40); е — то
же, на верхнем; 1 — воздухозаборная шахта; 2 — центральный кондиционер; 3 — магистральный транзитный
приточный воздуховод; 4 — магистральный питающий приточный воздуховод; 5 — автономный или
неавтономный одно- или многозональный поэтажный кондиционер; 6 — воздуховод подачи кондиционированного воздуха
в помещения; 7 — рециркуляционный воздуховод; 8 — магистральный вытяжной воздуховод; 9 — магистральный
вытяжной транзитный воздуховод; 10 — вытяжные вентиляторы.
57

воздухом или водой светильников позволяет
утилизировать до 50% их тепловыделений, сократить воздухообме-
ны в помещениях на 25—35% и существенно увеличить
светоотдачу и срок службы ламп.
Водовоздушные СКВ с двухтрубными СТХС
зонируются по фасадам и вертикали. Остальные СКВ
зонируются по вертикали как по воздуху, так и воде. Одна СКВ в
этом случае обычно обслуживает 10—20 (в среднем 12)
этажей. Воздухоприготовительные и холодильные центры
располагают самым различным образом (рис. 4), всякий
раз оценивая возможность удовлетворения каждым из
вариантов гидравлических, аэродинамических,
акустических, теплотехнических, эксплуатационных и технико-
экономических требований.
Градирни, как правило, размещают на покрытиях под
декоративными солнце- и ветрозащитными
ограждениями. Приближенно принимают 1 м2 горизонтальной
проекции градирни на 410 м2 площади помещений [4].
Воздух, удаляемый из кухонь, всегда выводят в
самую верхнюю точку здания, соблюдая горизонтальные
расстояния до ближайшей градирни или воздухозабора не
менее 30 м [4].
Телефонные станции, вычислительные центры, радио-
и телестудии, типографии и рестораны, размещаемые в
административных зданиях, обслуживаются
самостоятельными СКВ (как правило, одноканальными низкого
давления) и самостоятельными холодильными
установками [4].
Величины затрат полезной площади под размещение
оборудования СКВ приведены в табл. 5 [12], и 6.
Всем видам СКВ свойственны непроизводительные
потери тепла и холода, снижающие их к. п. д.
Так, в одноканальных и двухканальных СКВ при
регулировании влажности по методу точки росы потери, как
известно, вызываются работой калориферов второго
подогрева, вносящих в помещения тепло, на ассимиляцию
которого тратится холод.
В водовоздушных СКВ с двухтрубными СТХС потери
тепла и холода происходят при переключениях с режима
на режим и вследствие работы зональных калориферов
второго подогрева; при трехтрубных СТХС возникают
потери смешения в общем трубопроводе обратной
холодной и теплой воды (внутренние потери, сказывающиеся
на генераторах тепла и холода); при четырехтрубных
СТХС, обслуживающих доводчики с одним
теплообменником, причина потерь — перетоки теплой и холодной
воды (также внутренние потери); при четырехтрубных
СТХС, обслуживающих доводчики с двумя
теплообменниками, регулируемыми по воздуху, потери вызываются
негерметичностью воздушных клапанов,
теплопроводностью и лучистым теплообменом и сказываются на
тепловых балансах помещений (внешние потери).
Хоман [17] на основании экспериментов считает
регулирование четырехтрубных СТХС с помощью трех-
или шестиходовых водяных клапанов ненадежным,
дающим значительные потери тепла и холода, и отдает
предпочтение четырехтрубным СТХС с регулированием по
воздуху. Стоимость годовых потерь тепла и холода при
этой СТХС оценивается им в размере 1,5—0,8% от общей
стоимости эксплуатации.
По данным Ракоши [18], наименьшие потери
соответствуют четырехтрубным СТХС с регулированием по воде,
а наибольшие — четырехтрубным СТХС с
регулированием по воздуху.
Сравнительные величины капитальных и
эксплуатационных затрат и величины внутренних и внешних потерь
(в %) для водовоздушных СКВ по данными Ракоши
приведены в табл. 7. Эти данные справедливы для условий
ФРГ и существующих там тарифов на электроэнергию
и воду.
Таким образом, наименьшие капитальные и
эксплуатационные расходы соответствуют СКВ с двухтрубными
СТХС. Стоимость двухканальных СКВ зависит от числа
устанавливаемых смесительных коробок. Обычно она на
10—15% выше стоимости водовоздушных СКВ [15].
В течение многих лет для СКВ преимущественно
применяли пневматические и электропневматические
системы автоматического регулирования. В последнее время
развитие электроники, техники полупроводников и
миниатюризация средств автоматизации привели к
расширяющемуся использованию электрических и электронных
систем автоматизации. По мнению ряда специалистов, в
семидесятых годах приобретут распространение
электронные вычислительные машины, на которые будут
возлагаться управление СКВ, выбор оптимальных режимов
их работы и регистрация расходов тепла и холода [19, 20].
Основными задачами в области проектирования СКВ
административных и других общественных зданий
считаются:
Таблица 5
СКВ
Эжекционная
Двухканальная
Затраты площади (%) под оборудование
930
2,77—2,3
1860
1,90—1,75
2,49—2,10
СКВ при общей площади кондиционируем
4650
1,68—1,60
2,05—1,85
9300
1,52—1,45
1,78—1,68
ых помещений (м8)
14000
1,44—1,38
1,69—1,58
Таблица 6
Установки
Холодильные машины [15]
с поршневыми компрессорами,
работающими на фреоне-12
с турбокомпрессорами
абсорбционные бромистолити-
евые
Затраты площади в м2 на 104 ккал холода в час при расходе холода, тыс ккал/ч.
100
3,8
300
1,5
400
1,3
1,4
0,8
600
1
0,9
0,58
900
0,89
0,75
0,47
1000
0,85
0,60
0,45
1200
0,8
0,4
2000
0,8
0,5
0,34
2500
0,8
3000
0,47
4000
0,43
0,3
5000
0,42
6000
0,41
0,28
58

Таблица 7
10, pp. 17—18.
1970, No. Ill,
Показатели
Капитальные затраты
Эксплуатационные затраты
в том числе потери
тепла
холода
СТХС,
регулируемые по воде

двухтрубная
о о о о
о о о о

трехтрубная
128
132
226
235
четырех-
трубная
175
170
3,4
24,5
рубная
гули-
возду-
Четырехт
СТХС, ре
руемая по
ху
165
178
845
125
— внедрение метода совмещенного комплексного
проектирования силами представителей всех специальностей,
участвующих в создании зданий;
— уменьшение тепловых и холодильных нагрузок за
счет архитектурно-строительных решений и, прежде
всего, за счет уменьшения степени остекления;
— утилизация тепла и холода уходящего воздуха;
— исследование эксплуатационных характеристик
различных СКВ для последующего учета при расчетах
эксплуатационных затрат;
— применение электронных вычислительных машин
не только для управления СКВ, но и для их расчета и
проектирования.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. В eat son С. — «The Engineer», 1970, No. 5964,
p. 45.
2. «The Engineer», 1971, No 6031, pp. 33—35.
3. Loudon A. — «The Journal of the Institution of
Heating and Ventilating Engineers», 1970, Vol. 37,
No. 3, pp. 280—292.
4. ASHRAE Guide and Data Book. Applications, New-
York, 1968.
5. ASHRAE Guide and Data Book. Fundamentals and
Equipment, New-York, 1966—1967.
6. «Engineering News Record», 1970, No.
7. «Equipment of Architecture Interieure»,
pp. 51—55.
8. Probst T. — «Australian Refrigeration Air
Conditioning and Heating», 1970, Vol. 24, No 11, pp. 26—28.
9. R e i n k e W. — «Luft- und Kaltetechnik», 1965,
Bd. 1, Nr. 2, S. 37—46.
10. «Chauffage plomberie», 1969, No. 199, pp. 46—49.
11. G r a v e 1 J. — «Air Conditioning», 1967, Vol. 33,
No. 10, pp. 17—21.
12. В i f f i C. — «The Journal of the Institution of
Heating and Ventilating Engineers», 1963, No. 10, pp. 231—
255.
13. Kostrz B. — «Gesundheits — Ingenieur», 1966,
Bd. 87, Nr. 8, S. 244—247.
14. Laux H.—«Luft-und Kaltetechnik», 1971, Bd. 7,
Nr. 2, S. 93—98; Nr. 3, S. 151—154.
15. Recknagel — Sprenger. Taschenbuch fur Heizung, Luf-
tung and Klimatechnik, R. Oldenbourg, Mtinchen-
Wien, 1970.
16. В о d m a n n H. — «Light and Lighting», 1970,
Vol. 63, No. 9, pp. 240—245, 248—249.
17. H б h m a n n . «Gesundheits — Ingenieur», 1971, Nr. 12.
S. 361—366.
18. R a k о с z у Т. — «Gesundheits— Ingenieur», 1970,
Nr. 4, S. 126—128.
19. «Australian Refrigeration Air Conditioning and
Heating», 1969, Vol. 23, No. 7, p. 46.
20. О г t m a n W. — «Canadian Refrigeration and Air
Conditioning», 1968, Vol. 34, No. 1, pp. 13—16, 18.
21. Hardy A. — «Heating and Ventilating Engineer
and Journal of Air Conditioning», 1970, Vol. 44, No. 516,
pp. 27—31.
22. L i n d b 1 u m A. B. Svenska, Flakt-fabriken,
Stockholm, 1966.
23. Franzen B. Kontorsrummet 2 — en klimatstu-
die i nio kontorshus. Stockholm, 1969.
24. H e r b s t I. Plumbing, Heating, Cooling Business»,
1966, Vol. 28, No. 10, pp. 100, 102, 108—109.
Доктор техн. наук, проф. Е. Е. КАРПИС
Памяти профессора Р. Планка
16 июня 1973 г. на 87-м году жизни скончался
выдающийся немецкий ученый в области холодильной
техники профессор Рудольф Планк, имя которого
пользовалось международной известностью.
В течение 30 лет он возглавлял кафедры
теоретического машиноведения и термодинамики Высшей
технической школы в г. Карлсруэ.
Научная деятельность проф. Р. Планка была
многогранна и плодотворна. Им опубликовано около 200
работ по теории и технике производства и применения
искусственного холода. Особенно большое значение
имеют его работы по теории замораживания пищевых
продуктов. Формулами Р. Планка для определения
продолжительности замораживания уже много лет пользуются
и научные и практические работники. В 1916 г. он
совместно со своими сотрудниками и учениками выполнил
основополагающие работы по технологии и технике
быстрого замораживания мяса и рыбы, сохранившие свое
значение и в наши дни. Широко известны также труды
Р. Планка по термодинамике холодильных циклов и теп-
лофизическим свойствам холодильных агентов.
Р. Планк был основателем и более 20 лет
бессменным редактором немецкого журнала „Kaltetechnik"
(«Холодильная техника») и главным редактором
12-томной энциклопедии по холодильной технике.
С 1914 г. проф. Планк активно участвовал в работе
Международного института холода (МИХ), где он
занимал посты вице-президента комиссии по холодильным
установкам, вице-президента Исполнительного комитета,
а с 1959 по 1967 г.— президента Генеральной
конференции— высшего руководящего органа МИХ. В 1967 г. он
был избран почетным президентом МИХ.
Проф. Р. Планк неоднократно приезжал в СССР и
выступал с лекциями и докладами по основным
проблемам холодильной техники. Его лекции пользовались
неизменным успехом у широкой аудитории советских
специалистов-холодильщиков.
Проф. Р. Планк многое сделал для развития
холодильной техники и технологии и память о нем сохранят
все специалисты, работающие в этих областях.
59

СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
628.84
Новые конструкции эжекционных кондиционеров-доводчиков
Доктор техн. наукг проф. О. Я. КОКОРИН
ЦНИИПромзданий Госстроя СССР
По техническим требованиям ЦНИИПромзданий
специальным конструкторским бюро «Кондиционер»
разработана техническая документация на два типоразмера
эжекционных кондиционеров-доводчиков (ЭКД) типа
КНЭ-У0,8А и КНЭ-У1,2. Серийное производство этих
кондиционеров начато домодедовским
машиностроительным заводом «Кондиционер».
Основанием кондиционера-доводчика типа КНЭ-У
(рис. 1) служит камера первичного воздуха 7, внутренние
стенки которой покрыты шумопоглощающим материалом.
В камере расположена распределительная труба 2, концы
которой выступают из торцевых стенок камеры. Один
конец закрыт заглушкой Зу а ко второму присоединен
гибкий патрубок, связывающий ЭКД с каналом подачи
первичного воздуха. При необходимости последовательного
соединения нескольких ЭКД заглушку снимают и вместо
нее надевают второй гибкий патрубок, связанный с
распределительной трубой соседнего ЭКД-
В нижней части распределительной трубы
предусмотрено щелевое отверстие 4, через которое в камеру
поступает воздух. Количество воздуха регулируется вручную
клапаном 5.
Панель с эжектирующими соплами 6 расположена над
камерой U образуя дно смесительной камеры 7.
Рециркуляционный воздух очищается в фильтре 8 и
обрабатывается в теплообменниках 9.
В соответствии с наряд-заказами завод-изготовитель
может поставлять ЭКД с одним двухрядным
теплообменником для последовательного прохождения воздуха и
воды (для двух- и трехтрубных систем [1]) и с двумя
теплообменниками для последовательного прохождения
воздуха, причем двухрядный теплообменник предназначен для
последовательного прохождения холодной воды, а
однорядный— горячей воды (для четырехтрубных систем).
Выпадающий из воздуха конденсат собирается в
поддоне 10. При необходимости его отводят через штуцер 11
по гибкому шлангу. В каждом из боковых стенок поддона
имеются отверстия с резьбой, что позволяет размещать
штуцер 11 с любой стороны; на противоположной стороне
установлена заглушка 12.
Для регулирования тепловой обработки эжектируемо-
го воздуха предусмотрен воздушный клапан 13,
приводимый в движение через рычажную систему 14 вращением
рукоятки 15. В левом крайнем положении клапан 13
few"
(№5;Ш5)
(.1200; 800)
U±50iW50)+-5
Рис. 1. Габаритные и установочные размеры универсальных эжекционных кондиционеров-доводчиков
типа КНЭ-У (в скобках указаны размеры соответственно для КНЭ-У 1,2 и КНЭ-У 0,8А).
60

образует закрытую заднюю стенку смесительной
камеры 7. При перемещении клапана в направлении к
теплообменнику 9 образуется свободное сечение для
поступления эжектируемого воздуха без тепловой обработки в
смесительную камеру 7. В зависимости от положения
клапана 13 изменяется соотношение количества
эжектируемого воздуха, проходящего через теплообменник 9 и
открытое сечение в задней стенке (общий объем приточного
воздуха при этом практически постоянен).
Для устранения подсосов воздуха при перекрытии
теплообменника клапаном 13 в нижней части предусмотрен
закрылок 16у поворачивающийся на двух полуосях.
Выходной патрубок 17 смесительной камеры 7 высотой
80 мм из оцинкованной стали. В зависимости от конкретных
условий высоту патрубка можно изменять путем подрезки
и отгиба стенок.
Эжекционные кондиционеры-доводчики типа КНЭ-У
предназначены для встраивания в строительные элементы
здания и поэтому не имеют декоративного корпуса.
Приточные и рециркуляционные решетки заводом-изготовителем не
поставляются, а изготовляются по специальным заказам.
Живые сечения приточных и рециркуляционных решеток
должны составлять не менее 80% их габаритного сечения.
Для возможного крепления кондиционера к стене или
потолку предусмотрены скобы 18.
Универсальность конструкции КНЭ-У позволяет без
переделок использовать агрегат при следующих вариантах
установки:
— правое и левое присоединение первичного воздуха и
трубопроводов;
— последовательное соединение двух или трех агрегатов
по первичному воздуху в зависимости от расходов
последнего;
— напольное, навесное и потолочное монтажные
положения.
В соответствии с наряд-заказом завод-изготовитель может
поставлять ЭКД с соплами диаметром 3,5; 4,5 или 5,5 мм.
Технические характеристики ЭКД типа КНЭ-У
следующие:
КНЭ-У 0.8А
Число сопловых элементов с пятью
отверстиями в каждом .... 24
Общая площадь выходных
отверстий в сопловых элементах (м2)
при диаметре отверстия сопла
(мм)
3,5 0,00116
4,5 0,001905
5,5 0,00286
Пропускная способность по
первичному воздуху, м3/ч .... 40—150
Требуемое давление первичного
воздуха*, кгс/м2 18—40
Диапазон холодопроизводитель-
ности поверхностного
теплообменника*, ккал/ч 300—600
Максимальная теплопроизводи-
тельность поверхностного
теплообменника, ккал/ч 2700
Коэффициент эжекции* 2—4
Максимальная теплопроизводи-
тельность на режиме
естественной конвекции, ккал/ч. . . 1100
КНЭ-У 1,2
36
0,001735
0,00286
0,00428
80—230
18—40
500—900
4000
2—4
1500
Рис. 2. Принципиальная схема установки подключения
регулятора температуры при четырехтрубной системе
тепло- и холодоснабжения.
Для расчета тепло- и холодопроизводительности
поверхностных теплообменников ЭКД следует пользоваться
данными, приведенными в Рекомендациях ЦНИИПромзданий [2]*.
Наиболее надежны в эксплуатации четырехтрубные
системы тепло- и холодоснабжения. В случае присоединения
к таким системам ЭКД типа КНЭ-У могут быть снабжены ре-
ТС
гуляторами температуры типа РТК2 —..
1 Ч-»
Принципиальная схема подключения регулятора
температуры к трубопроводам системы с ЭКД показана на рис. 2.
На подающем трубопроводе горячей воды 1 установлен
водяной фильтр 2. После фильтра 2 трубопровод
разветвляется и подходит к верхнему входному патрубку трехходового
клапана 3 и к однорядному теплообменнику 4. Обратный
трубопровод горячей воды 5 после теплообменника 4
присоединяется к нижнему входному патрубку трехходового
клапана 3, а выходной патрубок клапана 3 — к общему
обратному трубопроводу горячей воды.
На подающем трубопроводе холодной воды 6 установлен
водяной фильтр 7, после которого подающий трубопровод
разветвляется и подходит к нижнему входному патрубку
трехходового клапана 8 и к двухрядному теплообменнику 9.
Обратный трубопровод холодной воды 10 после
теплообменника 9 присоединяется к верхнему входному патрубку
клапана 8, а выходной патрубок клапана 8 — к общему
обратному трубопроводу холодной воды.
В верхней части корпусов клапанов 3 и 8 установлены сил ь-
фоны, которые соответственно через капиллярные трубки 11
и 12 связаны с сильфоном узла настройки 13. Последний
связан с термобаллоном 14, установленным в потоке
рециркуляционного воздуха перед теплообменниками ЭКД. При
соответствующем выборе коэффициентов пропускной
способности клапанов один регулятор может обслуживать
несколько экд.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Б'аркалов Б. В., Карпис Е. Е.
Кондиционирование воздуха. М., Стройиздат, 1971.
2. Рекомендации по применению одноканальных систем
с местными эжекционными
кондиционерами-доводчиками. М., ЦНИИПромзданий, 1973.
* Указанные технические показатели обеспечиваются
применением сопел различных диаметров и изменением расходов
первичного воздуха.
* Запросы можно направлять по адресу: 127238,
Москва, И-238, Дмитровское шоссе, 606, ЦНИИПЗ.
6i

Рефераты
628.84
Основные направления проектирования систем
кондиционирования воздуха. — «Холодильная техника», 1973,
№ 9.
Сформулированы основные направления
совершенствования систем кондиционирования воздуха промышленных,
общественных и жилых зданий, холодоснабжения,
автоматизации и регулирования СКВ. Рекомендованы
предпочтительные виды систем кондиционирования и
выдвинут ряд предложений по улучшению действующих
нормативных документов.
628.84
Холодоснабжение установок кондиционирования
воздуха. ГОГОЛИН А. А.— «Холодильная техника», 1973,
№ 9.
Рассмотрены условия применения холодильных машин
в установках кондиционирования воздуха с учетом
специфики объектов и климата в различных районах СССР.
Анализируются источники холодоснабжения и даются
рекомендации по их выбору. Перечислено отечественное
оборудование, на которое можно ориентироваться при
проектировании установок холодоснабжения.
628.84
Новый параметрический ряд кондиционеров общего
назначения. КУЛИКОВ Г. С, БРЕСЛАВЕЦ В. Д.,
ДОЛЖИКОВ А. М., САЗОНОВ В. В.— «Холодильния
техника», 1973, № 9.
Описан новый параметрический ряд кондиционеров
типа КТ общего назначения, состоящий из трех групп
блочных, блочно-секционных и секционных
кондиционеров. Отмечены особенности каждой группы. Указаны пути
совершенствования основных моделей и дальнейших
разработок кондиционеров. Таблиц 2. Список литературы —
3 названия. Иллюстраций 1.
628.84
Кондиционирование воздуха в комплексе зданий СЭВ.
АЛЕСКОВСКИЙ В. Н., ГОМБЕРГ С. Л., КРОН-
ФЕЛЬД Я. Г., МАЛАХОВ М. А., ШПИЗ Б. Г.—
«Холодильная техника», 1973, № 9.
Описаны особенности системы кондиционирования
воздуха комплекса зданий Совета Экономической
Взаимопомощи в г. Москве. Приведены принципиальные схемы
систем и их основные характеристики. Таблиц 1.
Иллюстраций 3.
628.84:697.97
Установки кондиционирования воздуха Останкинской
телевизионной башни. МЕЛИК-АРАКЕЛЯН Т. А. —
«Холодильная техника», 1973, № д.
Описаны запроектированные и осуществленные
системы кондиционирования воздуха и приведены
технические характеристики одного из уникальных
сооружений — высотной телевизионной башни в Останкино
(Москва), а также данные о накопленном опыте эксплуатации,
на основе которого были запроектированы
дополнительные установки для новых помещений. Иллюстраций 4.
628.84
«Ледяная вода» для систем кондиционирования
воздуха. САВИЦКИЙ И. К., ГОГОЛИНА Т. В., КАНЫ-
ШЕВА Т. Е.— «Холодильная техника», 1973, № 9.
Дается обзор типов холодильных машин и аппаратов,
позволяющих получать охлаждаемую воду с
температурой порядка 3—4° С для систем кондиционирования^воз-
духа. Список литературы — 7 названий.
628.84:536.24
Сравнение удельных расходов холода и тепла
различными системами кондиционирования воздуха. КАР-
ПИС Л. Е.— «Холодильная техника», 1973, № 9.
Приведена методика сравнения расходов холода и
тепла на 1 кг воздуха в прямоточных системах
кондиционирования воздуха с рекуперативными и регенеративными
утилизаторами холода и тепла и в системах с частичной
рециркуляцией внутреннего воздуха. Таблиц 2. Список
литературы — 5 названий. Иллюстраций 1.
628.84
Технологический кондиционер КТА-16.
ГОГОЛИН А. А., АГАРЕВ Е. М., ТИХОМИРОВА Л. Н.,
ГОЛОВАЦКАЯ Л. А., ПАШИНСКИЙ Б.
В.—«Холодильная техника», 1973, № 9.
Приведена конструкция технологического
кондиционера КТА-16, дана его техническая характеристика, описана
работа в автоматическом режиме. Таблиц 1. Список
литературы — 4 названия. Иллюстраций 4.
628.84
О рациональном типе малых конденсаторов водяного
охлаждения. ГОГОЛИН А. А., МЕДНИКОВА Н. М.,
МЕДОВАР Л. Е., ЧУХМАН Г. И., МОРЗИНОВ В. М.,
ЭЙКАЛИС Н. Д.—«Холодильная техника», 1973, № 9.
Изложены результаты испытаний двухтрубного и
кожухозмеевикового конденсаторов водяного охлаждения,
на основании которых проведено техноэкономическое
сравнение аппаратов между собой, а также с
конденсатором кожухотрубного типа. Рекомендовано применение
двухтрубного конденсатора. Таблиц 2. Список
литературы — 6 названий. Иллюстраций 6.
621.57.041
Индицирование винтовых компрессорных машин. СТАВ-
НИСТЫЙ В. Ф.— «Холодильная техника», 1973, № 9.
Описан метод индикации рабочего процесса винтовых
компрессорных машин пьезокерамическими датчиками
давления, установленными по образующей расточке
корпуса. Рассмотрены способы динамической калибровки
пьезокерамических датчиков. Список литературы — 6
названий. Иллюстраций 4.
621.57.048:536.24
Анализ работы кожухотрубных испарителей с
кипением холодильного агента внутри труб. КУВШИНОВ С. Г.,
ЯЦУНОВ И. Ф., ФРОЛОВА Н. И.—«Холодильная
техника» 1973, № 9.
Проанализированы особенности процесса теплообмена
при кипении фреона во внутриоребренных трубных пучках
испарителей водоохлаждающих машин. Сравниваются
основные характеристики испарителей с межтрубным и
внутритрубным кипением холодильного агента.
Приведены экспериментальные теплотехнические и
гидродинамические характеристики некоторых марок
водоохлаждающих машин, полученные при испытаниях во ВНИИхо-
лодмаше. Даются рекомендации по выбору оптимальных
величин некоторых рабочих параметров машин. Таблиц 1.
Список литературы — 8 |названий. Иллюстраций 7.
637.037.5:629.123.44
Хранение охлажденного мяса в судовых провизионных
камерах с применением бактерицидных ламп.
СТЕФАНОВИЧ В. В., ДЕЙНЕГО Г. П., КОМАРНИЦ-
КИЙ Б. В.— «Холодильная техника», 1973, № 9.
62

Приведены результаты длительного хранения
охлажденного мяса с использованием бактерицидных ламп в
существующих провизионных камерах судов после
несложного их дооборудования. Срок хранения
охлажденного мяса при соблюдении необходимых условий хранения
составляет 25 суток. Эксплуатация провизионных камер,
оборудованных бактерицидными лампами, достаточно
проста, а бактерицидные лампы в условиях судна работают
весьма надежно. Иллюстраций 3.
621.572:536.24
Теплопередача и гидродинамика в регенеративных
теплообменниках малых холодильных машин. КРУЗЕ А. С.—
«Холодильная техника», 1973, № 9.
Изложены результаты экспериментального
исследования теплопередачи и гидродинамики в регенеративном
теплообменнике. Изучены теплоотдача жидкого фреона-12
в переходном режиме течения, теплоотдача и
гидродинамика парового потока фреона-12, содержащего до 11%
жидкой фазы, влияние концентрации смазочного масла (до
9%) на теплопередачу и гидравлическое сопротивление
регенеративного теплообменника. Список литературы — 8
названий. Иллюстраций 5.
663.241.037.5
Рекомендуемые режимы обработки коньяков холодом.
ПИМЕНОВ А. Т.— «Холодильная техника», 1973, № 9.
Установлено положительное влияние на качество и
стойкость коньяков обработки их холодом до фильтрации.
Таблиц 1. Список литературы — 7 названий.
621.565
Совместная работа двух систем охлаждения с
различными температурами кипения аммиака. АНДРОСОВ Ф. И. —
«Холодильная техника», 1973, № 9.
В описанной двухтемпературной холодильной
установке распределительного холодильника тепловая
нагрузка при температуре кипения —12° С
(воздухоохладители) значительно ниже, чем при температуре кипения
—28° С. Аммиак из линейного ресивера подается в
воздухоохладители. Неиспарившаяся жидкость
перепускается в циркуляционный ресивер низкотемпературной насос-
но-циркуляционной системы охлаждения. Управление
соленоидным вентилем на жидкостной линии производится
поплавковым регулятором по уровню в циркуляционном
ресивере. Иллюстраций 1.
637.547.1.037.5
Изменение мышечной ткани кур при замораживании.
ЦВЕТКОВ А. И., СИВАЧЕВА А. М.4 МАКАЕВ В. М.—
«Холодильная техника», 1973, № g.
Описаны изменения мышечной ткани кур при
воздушном замораживании в зависимости от способа
предварительного охлаждения тушек. Влага, поглощаемая
тушками при охлаждении в ледяной воде, влияет на
льдообразование и размеры образующихся при замораживании
кристаллов льда. Чем больше поглощается воды, тем
крупнее образуются кристаллы, тем сильнее травмируют они
мышечную ткань и больше потери мясного сока при
размораживании. Список литературы—5 названий.
Иллюстраций 1.
637.54.037.5
Охлаждение и замораживание тушек птицы. СТАН-
КО К- СТАНЧЕВ.— «Холодильная техника», 1973,
№ 8.
Рассмотрены применяемые методы охлаждения тушек
птицы — в ваннах с ледяной водой, орошением и в
воздухе. Указаны положительные и отрицательные стороны
каждого из методов. Рекомендовано быстрое охлаждение
в воздухе тушек птицы, предварительно упакованных
в синтетические пленки.
637.54.037.5
Холодильная обработка тушек птицы на
птицекомбинатах Краснодарского края. СЕРЕДКИН А. А.—
«Холодильная техника», 1973, № 8.
Рассмотрена конструкция установки с ванной
охлаждения и гидрожелобом для контактного охлаждения тушек
птицы в ледяной воде. Описана система оттаивания
воздухоохладителей, установленных в туннельных
морозильных камерах Усть-Лабинского птицекомбината.
Иллюстраций 2.
F21.574 + 621.176).001.24
О расчете компрессионно-эжекторных холодильных
машин. ВАЙНШТЕЙН Я- Л.— «Холодильная техника»,
1973, № 8.
Проанализированы особенности циклов компрессионно-
эжекторных холодильных машин. Показана эффективность
применения регенеративных циклов для фреоновых КЭМ.
Представлены алгоритмы и блок-схемы расчетов КЭМ
с помощью ЭЦВМ на заданных и в стационарных условиях
на нерасчетных режимах. Список литературы—9
названий. Иллюстраций 4.
536.24
Влияние характеристик регенеративного
теплообменника на работу холодильной машины и методика его
расчета. КРУЗЕ А. С. — «Холодильная техника», 1973,
№ 8.
При работе малой холодильной машины с
использованием в качестве холодильного агента фреонов-21 или 502
регенеративный теплообмен между жидкостью и паром
улучшает характеристики машины, в то время как
гидравлические потери в регенеративном теплообменнике ухудшают
их. При определенной величине поверхности теплообмена
суммарное влияние названных факторов приводит к
наибольшему выигрышу от применения регенеративного
теплообменника. Изложен метод определения этой
поверхности. Список литературы — 6 названий. Иллюстраций 3.
621.575
Экспериментальное исследование абсорбции водяных
паров раствором бромистого лития в присутствии
инертного газа. ПАНИЕВ Г. А.— «Холодильная техника»,
1973, № 8.
Описаны результаты исследования влияния инертных
газов на характер процесса абсорбции. Приведены
экспериментальные данные степени насыщения бромистолитие-
вого раствора парами воды в зависимости от
парциального давления инертных газов для растворов с
различными начальными концентрациями. Список литературы— 3
названия. Иллюстраций 2.
621.565.004.68:663.674
Реконструкция цеха мороженого Коломенского
холодильника. ЛЬВОВ Н. Е.— «Холодильная техника»,
1973, № 8.
Описаны реконструкция цеха мороженого с заменой
технологического, холодильного оборудования и схемы
охлаждения на Коломенском холодильнике. Освещен
опыт работы по эксплуатации новых автоматических
линий М6-ОЛБ по выработке мороженого в брикетах.
621.57.044
Приспособление для механической очистки труб
аммиачных конденсаторов. СМИРНОВ В. Ф.—
«Холодильная техника», 1973, № 8.
Разработан способ механической очистки труб
аммиачных конденсаторов с помощью гибкого стального троса,
приводимого во вращение электродвигателем.
Приспособление имеет высокую производительность: очистка одной
трубы занимает 20—30 с. Иллюстраций 1.
63

CONTENTS
СОДЕРЖАНИЕ
Main Trends in Designing Air Conditioning Systems . . .
A. A. Gogolin. Use of Refrigeration for Air Conditioning
Systems
G. S. Kulikov, V. D. Breslavets, A. M. Dolzhikov,
V. V. Sazonov. New Parametric Range of General
Purpose Air Conditioners
V. N. Aleskovsky, S. L. Gomberg, J. G. Kronfeld,
M. A. Malakhov, B. G. Shpiz. Air Conditioning
in the Complex of Buildings of Council of Mutual
Economic Assistance
T. A. Melik-Arakelyan. Air Conditioning Plants of the
Ostankino TV tower
I. K. Savitsky, T. V. Gogolina, Т. Е. Kanysheva. «ice-
cold water» for air-conditioning systems
L. E. Karpis. Comparison of Specific Cold and Heat
Consumptions by Different Air Conditioning Systems
A. A. Gogolin, E. M. Agarev, L. N. Tikhomirova,
L. A. Golovatskaya, B. V. Pashinsky.
Technological Air Conditioner of type KTA-16
A. A. Gogolin, N. M. Mednikova, L. E. Medovar,
G. I. Chukhman, V. M. Morzinov, N. D. Eikalis.
On Rational Type of Small Water-Cooled Condensers
V. F. Stavnisty. Indication of Screw Compressor Machines
S. G. Kuvshinov, I. F. Yatsunov, N. I. Frolova. Work
of Shell-and-Tube Evaporators with Refrigerant
Boiling Inside Tubes
V. V. Stefanovich, G. P. Deinego, B. V. Komarnitsky.
Storage of Chilled Meat in Ship Provision Rooms
Using Bactericide Lamps
FROM DISSERTATIONS
A. S. Kruze. Heat Transfer and Hydrodynamics in
Regenerative Heat Exchangers of Small Refrigerating
Machines
PRACTICE EXCHANGE
A. T. Pimenov. Recommended Conditions of
Refrigeration Treatment of Cognacs
Y. J. Androsov. Combined Operation of Two
Refrigeration Systems with Different Ammonia Boiling
Temperatures
FOREIGN TECHNICAL NEWS
E. E. Karpis. Air Conditioning in High-Rise Office Buil-
dings
|Prof. R. Plank in memoriam |
REFERENCE DATA
O. Y. Kokorin. New Designs of Terminal Ejector Air
Conditioners
Summaries
10
16
20
23
26
31
36
39
46
50
52
53
59
60
62
Основные направления проектирования систем
кондиционирования воздуха
A. А. Гоголин. Холодоснабжение установок
кондиционирования воздуха
Г. С. Куликов, В. Д. Бреславец, А. М. Должиков,
В. В. Сазонов. Новый параметрический ряд
кондиционеров общего назначения
B. Н. Алесковский, С. Л. Гомберг, Я. Г. Кронфельд,
М. А. Малахов, Б. Г. Шпиз. Кондиционирование
воздуха в комплексе зданий СЭВ
Т. А. Мелик-Аракелян. Установки кондиционирования
воздуха Останкинской телевизионной башни . . .
И. К. Савицкий, Т. В. Гоголина, Т. Е. Канышева.
«Ледяная вода» для систем кондиционирования воздуха
Л. Е. Карпис. Сравнение удельных расходов холода и
тепла различными системами кондиционирования
воздуха
А. А. Гоголин, Е. М. Агарев, Л. Н. Тихомирова,
Л. А. Головацкая, Б. В. Пашинский.
Технологический кондиционер КТА-16
A. А. Гогодин, Н. М. Медникова, Л. Е. Медовар,
Г. И. Чухман, В. М. Морзинов, Н. Д. Эйкалис.
О рациональном типе малых конденсаторов
водяного охлаждения
B. Ф. Ставнистый. Индицирование винтовых
компрессорных машин
C. Г. Кувшинов, И. Ф. Яцунов, Н. И. Фролова.
Анализ работы кожухотрубных испарителей с
кипением холодильного агента внутри труб ....
В. В. Стефанович, Г. П. Дейнего, Б. В. Комарницкий.
Хранение охлажденного мяса в судовых
провизионных камерах с применением бактерицидных ламп
ИЗ ДИССЕРТАЦИОННЫХ РАБОТ
А. С. Крузе. Теплопередача и гидродинамика в
регенеративных теплообменниках малых холодильных
машин
ОБМЕН ОПЫТОМ
А. Т. Пименов. Рекомендуемые режимы обработки
коньяков холодом
Ф. И. Андросов. Совместная работа двух систем
охлаждения с различными температурами кипения
аммиака
НОВОСТИ ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
Е. Е. Карпис. Кондиционирование воздуха в высотных
административных зданиях
I Памяти профессора Р. Планка
СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
О. Я. Кокорин. Новые конструкции эжекционных
кондиционеров-доводчиков
Рефераты ....
10
16
20
23
26
31
36
39
44
46
50
52
53
59
60
62
РЕДАКЦИОННАЯ КОЛЛЕГИЯ: доктор техн. наук В. Ф. Лебедев (главный редактор), Д. Г. Рютов (зам. главного редактора),
Л. Д. Акимова (зам. главного редактор,:?), Н. Д. Абрамов, Е. М. Агарев, А. В. Быков, П. В. Васильев, Б. С. Веинберг,
И. М. Гиндлин, доктор техн. наук, проф. А. А. Гоголин, И. М. Калнинь, А. В. Кан, доктор техн. наук, проф. Э. И. Каух-
чешвили, Н. П. Коновалов, доктор техн. наук, проф. |в. С. Мартыновский!, М. Н. Мертешов, М. М. Позин, А. Н. Сергиенко,
доктор техн. наук, проф. Г. Б. Чижов, М. М. Шаповаленко, доктор техн. наук, проф. А. П.Шеффер, доктор техн. наук В. Б. Якобсон
Адрес редакции: 125422, Москва, А-422, ул. Костякова, 12.
Телефон 216-00-04 доб. 49
Технический редактор Н. Н. Зиновьева
Издательство «Пищег.ая промышленность»
Т-09199. Сдано в набор 14/VIII 1973 г. Подписано к печати 7/IX 1973 г. Формат 84Xl081/ie. Объем 4 печ. л.
Усл.-п. л. 6,72. Уч.-изд. л. 8,06. Тираж 16 9.50 экз. Заказ 1512. Цена 50 коп.
Чеховский полиграфический комбинат Союзполиграфпрома при Государственном Комитете Совета Министров СССР по делам
издательств, полиграфии и книжной торговли, г. Чехов Московской области