Влияние зазоров в полости сжатия на работу
герметичного ротационного компрессора
Э. В. ЯДИН, 3. Н. ДАВЫДОВА
Рижский завод «Компрессор»
621.57.041-213.3
Важной задачей при конструировании
компрессоров является обеспечение достаточной
герметизации рабочей полости, особенно малого
ротационного компрессора с катящимся ротором
[1 ], у которого периметр зазоров в полости
сжатия больше, чем у поршневого аналогичной хо-
лодопроизводительности и частоты вращения.
На рис. 1 показаны основные зазоры в полости
сжатия герметичного ротационного
компрессора с катящимся ротором.
Рис. 1. Основные зазоры в полости сжатия герметичного
ротационного компрессора с катящимся ротором:
1 — цилиндр; 2 — ротор; 3 — лопасть; 4 — пружина
лопасти; 5 — нижняя крышка; 6 — верхняя крышка; 7 —
эксцентриковый вал; бх — радиальный зазор между
ротором и цилиндром; б2 — торцевой зазор между торцом
ротора и крышкой; 63 — боковой зазор между лопастью
и пазом лопасти цилиндра; б4 — торцевой зазор между
торцом лопасти и крышкой.
В принятой расчетной схеме торцевые зазоры
находят как сумму верхнего и нижнего зазоров
между крышками и деталью (ротором или
лопастью), а зазор б3 — из условия, что лопасть
под давлением пара прижата в пазу цилиндра
к стороне всасывания.
Условия протечек пара через каждый из
рассматриваемых зазоров неодинаковы.
Значительно различаются длина пути пара в зазорах,
условия входа и выхода пара из зазоров. С
поворотом эксцентрикового вала меняется ширина
торцевых зазоров. Поэтому протечки пара через
каждый из четырех зазоров оказывают
неодинаковое влияние на суммарную утечку из полости
сжатия.
Протечки пара из рабочей полости данного
ротационного компрессора на определенном
режиме при заданном количестве масла,
подаваемого в цилиндр, зависят только от величины
зазоров
Gnp = FFi; б2;б3;б4). A)
В работе [2] приведены основы расчета
теоретических протечек пара через зазоры рабочей
полости герметичного ротационного
компрессора.
Для высоты 6j рассматриваемого зазора
находят зависимость мгновенной весовой скорости
истечения вф от угла поворота эксцентрикового
вала ф
СФ = / (Ф), B)
а затем среднюю величину протечки
1 2п
Gt = 2^Г \ G<Pd<p> C)
fi
где ф0 — угол поворота эксцентрикового вала,
соответствующий началу сжатия.
Расчет ведут на ЭЦВМ методом
последовательных приближений с проверкой скорости
истечения на критичность [2].
Расчет протечек через каждый из четырех
зазоров герметичных ротационных
компрессоров ФГр 0,35~1А [3] и ФГр 0,35-1B) [1] с
синхронной частотой вращения вала
соответственно 1500 и 3000 об/мин позволил установить
зависимость величины теоретической протечки
от высоты зазора GTj = *фF;) в различных
режимах. Пример полученных зависимостей для
указанных компрессоров в номинальном режиме
(t0 = —15, tK = 30, ^КМ1=15°С) приведен на
рис. 2. Сплошные линии относятся к
компрессору ФГр 0,35—1 А, пунктирные — к ФГр
0,35-1 B).
Протечки пара из полости сжатия у
компрессора ФГр 0,35—1 B) существенно меньше, чем
у ФГр 0,35—1Астемиже зазорами. Это связано
5

Рис. 2. Результаты расчета теоретических протечек пара
через зазоры герметичных ротационных компрессоров на
номинальном режиме.
с меньшей величиной периметра зазоров
компрессора ФГр 0,35—1 B).
Влияние протечек пара через зазоры на
суммарную утечку из полости сжатия неодинаково.
Установлено, что оно в большой степени зависит
от режима работы компрессора. Основная
протечка— через зазоры 8± и б2.
По результатам проведенного расчета можно
для конкретного компрессора на заданном
режиме работы найти значение теоретической
протечки пара через каждый из зазоров полости
сжатия по его высоте.
Действительная и теоретические величины
протечек связаны соотношением
4
Gnp = Ц oc7-GTJ-, D)
где GTj — теоретическая протечка пара через
/-тый зазор;
а,- — поправочный коэффициент,
учитывающий реальные условия истечения
пара через /-тый зазор.
Представим о,- в виде осм а7-, где ам = const
для всех зазоров конкретного компрессора при
данных условиях работы.
Тогда
4 __
Gnp = aM J] oc7GT7. E)
Коэффициент olj учитывает степень
относительного влияния протечек пара через данный зазор
на суммарную протечку из полости сжатия в
действительном процессе и может быть определен
экспериментально.
Значения а,- зависят от особенностей условий
истечения через каждый из зазоров в полости
сжатия и характера принятых при расчете
GTj допущений. Как показали^опыты авторов,
величина а7- не зависит от количества масла,
подаваемого в цилиндр, абсолютной величины
зазора, режима работы, геометрических
размеров и частоты вращения вала.
Значения о/ найдены экспериментально:
ах = а3 = 1; а2 = 1,5; а4 = 6.
Коэффициент ам определяется количеством
масла, подаваемого в цилиндр, соотношением
геометрических размеров компрессора, частотой
вращения вала, величиной зазоров.
Выразим величину, характеризующую
протечки пара из полости сжатия компрессора, в
виде условной суммарной протечки
4 _
Gs = Ц <*jGTj. F)
/=i
С учетом уравнения E)
Gnp = UmGz- G)
Действительная величина протечек через
зазоры полости сжатия ротационного
компрессора
где Ga — весовая производительность
компрессора, определяемая на
калориметрическом стенде;
^пл — коэффициент плотности.
Значение осм находим из выражения G)
В общем случае для данного компрессора
ам = i|) (Gs; GM),
где GM— количество поступающего в рабочую
полость компрессора смазочного масла.
Экспериментальное исследование влияния
зазоров на работу герметичного ротационного
компрессора проводили на стенде по методике,
описанной в работе [4].
Комплекты деталей выбирали таким образом,
чтобы обеспечить следующий диапазон
изменения зазоров: 6Х=0,014-0,006 мм (для ФГр
0,35-1B) до 0,08 мм), б2 = 0,01—0,03, бя =
=0,01^-0,04, б4=0,014-0,04 мм.
Каждую деталь подвергали микрометражному
обмеру до и после испытаний.
Относительная вероятная погрешность
определения величины зазоров от 0,015 до 0,1
(большее значение погрешности относится к
меньшим величинам зазоров).
Компрессоры с различными комбинациями
зазоров испытывались с одним и тем же встроен-
6

ным электродвигателем, при постоянном уровне
масла в картере, одинаковой температуре
окружающего компрессор воздуха.
Режимы испытаний, количество масла,
подаваемого в цилиндр, находили в соответствии
с методикой, изложенной в работе [4].
Г . 200
кОО
35о\ * 300\
300- ,
26О
^ 0,26V % №00
% 0,2Vc \
0,9
0,8
%
•к
4 0,7
0,6
. 70
I 60
На
~^2г^%\
Ю 20 30 40 50
a Gz-10~", кг/с
О 10 20 30 40 50 60
$ G,W']i<e/c
200]
150
150
L ^
$0,29
^ 0,25V.
В00\
400
^200
0,8
4 о,б
3 ом
Ъ 120
100
80
—¦
—°
1
с
... I тшт^
L.
*Jk
""""""^^l '
#п°
CD
Ss^,
1 ^<4
Л*
ж1
щЛ
h.n&y
^обм
10 20
JO 40 50
B?-W\ кг/с
Рис. 3. Зависимость основных показателей компрессора
ФГр 0,35—^1А от условной протечки <j2 при подаче
масла в цилиндр GM=400 г/ч (/в>п — температура верхнего
подшипника):
а — /0=—15, гк=30, *kmi= 15° С; б — *0=5, /к=40,
^км1==15 С; в—/в=—25, /к=50, tnMi==^ С.
На рис. 3 и 4 показаны зависимости основных
показателей работы компрессоров ФГр 0,35~
^1А и ФГр 0,35—1 B) от условной протечки
G*.
Величины холодопроизводительности и
удельной холодопроизводительности компрессора в
значительной степени зависят от Gs.
Потребляемая мощность от Gs практически не зависит.
Температурный уровень компрессора с
увеличением зазоров в рабочей полости возрастает.
Особенно отрицательно сказывается на
надежности герметичного ротационного компрессора
повышение температуры обмоток статора
встроенного электродвигателя (t0QM^>\lb9 С).
Для среднетемпературного компрессора
наиболее теплонапряженным является режим
t0 = _25° С, /к = 50° С, *КМ1 = 15° С.
Температура обмоток в этом режиме в обоих
компрессорах при оптимальной подаче масла в
цилиндр в исследованном диапазоне зазоров
не превышала 105° С. Температура верхнего
подшипника достигала 115° С.
Температурный уровень ротационного
компрессора с синхронной частотой вращения п =
= 3000 об/мин такой же, как и у компрессора с
7

250 г
10 15 20 25 30 35 W
а 6?Ю'\кг/с
20 30 40 50 50
d Gz-10'*, кг/с
Рис. 4. Зависимость основных показателей компрессора
ФГр 0,35~1B) от условной протечки (условия работы
см. рис. 3).
15 20 25 30 35
в Oz-10'* кг/с
п = 1500 об/мин. Компрессоры предназначены
для работы в составе холодильных агрегатов
с принудительным воздушным охлаждением
конденсаторов. При обдуве воздухом
температурный уровень компрессоров снижается на 10—
30° С [5].
На рис. 3 и 4 представлены зависимости
показателей работы компрессоров, в том числе
коэффициентов подачи А,, К и Япл от G2,
причем
1 A0)
личением Gs незначительно. Для обоих [типов
компрессоров с различными зазорами при
оптимальной подаче масла в цилиндр в номиналь-
АтД,. *
где
% — коэффициент подачи компрессора;
Xw — коэффициент подогрева пара до
входа в цилиндр компрессора;
Хс — объемный коэффициент, учитывающий
влияние мертвого пространства.
В ротационном компрессоре с катящимся
ротором, не имеющем всасывающего клапана,
дросселирование на всасывании практически
отсутствует (^дР«*1).
Учитывая, что основной подогрев пара
происходит от входа в герметичный кожух до
всасывающего канала цилиндра, объемными
потерями от нагрева пара в цилиндре до начала сжатия
в данном случае можно пренебречь. Вносимая
при этом относительная погрешность при
вычислении KnjI не превысит 0,015. Величина
коэффициента подачи X с ростом Gs на всех
режимах зависит от коэффициента плотности А,пл.
Изменение коэффициента подогрева %w с уве- режиме t0 = —15, tK = 30, t^
ном режиме t0 = —it>, tK = зи, uKM1 = 15° С
величина %w = 0,82—0,85, в режиме t0 = 5,
*к = 40, *КМ1 = 15° С %w = 0,874-0,90, в
режиме t0 — —25, ^к = 50, ^kmi = 15° С %w =
= 0,75-0,79.
Для исследованных компрессоров ФГр
0,35~1А и ФГр 0,35—1 B) в номинальном
режиме при Gs>5 кг/ч и GM^400 г/ч величина
ам с достаточной точностью может быть
найдена из выражения
ам = AGx + B, A1)
где А и В — постоянные коэффициенты,
зависящие от частоты вращения вала компрессора.
Для компрессора ФГр 0,35—1А — А =
=5,56-10~3, В = 0,083; для компрессора
ФГр 0,35—1 B) — А = 6,67-10, В = 0,036.
Относительная вероятная погрешность в
определении ам по эмпирической формуле A1)
равна 0,1.
При повышении синхронной частоты вращения
вала компрессора с 1500 до 3000 об/мин
протечка пара из полости сжатия в компрессорах с
одинаковой Gs уменьшается примерно на 20%
(^L = 0,78).
\ ам }
В соответствии с ГОСТ 9666—61 величина
холодопроизводительности компрессора не может
отличаться от номинальной более чем на ±7% в
15° С.
8

Минимально допустимому уровню холодо-
производительности компрессора (в нашем
случае Q0 mln = 325 ккал/ч) соответствует
предельное значение условной протечки Gs пред
GSnn^ = —(^AA- Gamin), A2)
"пред
ам
где Ga mm — минимально допустимая весовая
производительность компрессор а
на номинальном режиме
г* Qomln .
aamin "AipaC4»
Aip c — расчетная разность энтальпий
по ГОСТ 10613—63;
G/г — теоретическая весовая
производительность компрессора на
номинальном режиме.
Величина Gs пред может быть определена
путем совместного решения уравнений A1) и
A2).
Для обобщения результатов исследования
вводится понятие относительного параметра
плотности рабочей полости тс
я
^2 пред — fe
GS пред
A3)
Величина я = 0 соответствует минимально
допустимому значению холодопроизводитель-
ности, максимальное значение Jtmax —
допустимым минимальным зазором в полости сжатия.
Для правильно сконструированного
компрессора при я = ятах холодопроизводительность
герметичного компрессора должна быть близка
к максимально допустимой. Каждому сочетанию
зазоров в полости сжатия ротационного
компрессора соответствует определенное значение
параметра я.
Зависимость относительной холодопроизво-
^° [6] от критериального
дительности
*оном
компрессоров не превышают погрешностеп
эксперимента. Следует полагать, что зависимость
показанная на рис. 5, справедлива и для других
типоразмеров герметичных ротационных
компрессоров.
Учитывая, что потребляемая мощность
с изменением параметра я остается посто-
IS
янной, зависимость -^—— = /' (я) подобна
Кд
зависимости
Qo
= /(я).
Qo
помо-
= /(я)
мож-
параметра плотности я показана на рис. 5.
Qohom
щью полученной кривой п
Чо ном
но, например, проследить влияние одного из
зазоров на холодопроизводительность
компрессора. Приняв, что все зазоры, кроме одного,
постоянны, можно с помощью рассчитанных
зависимостей GTj = i|) (бу) построить в
масштабе на оси абсцисс значения рассматриваемого
зазора и оценить изменение Q0.
Для предварительной оценки в'лияния зазоров
на теплоэнергетические показатели вновь
проектируемого компрессора необходимо провести
расчет на ЭЦВМ зависимостей GTj = f (8j) по
методике [2], а затем, решая уравнения A1) и
A2), определить величину Gs Пред. Далее, для
каждого выбранного сочетания зазоров надо
найти по формулам F) и A3) параметр я, а также
значения Q0 и /Сэ (см. рис. 5).
Полученные зависимости характеризуют
влияние зазоров в рабочей полости на показатели
работы герметичного ротационного компрессора
с катящимся ротором.
Предложенная методика и результаты
исследования могут быть широко цспользованы при
оптимизации зазоров в рабочей полости,
повышении технологичности и долговечности
герметичных ротационных компрессоров.
ЛИТЕРАТУРА
Qo
1,0
0,9
>П о
а
0,1
0,2
0,3
Ofi
0,5
0,6
холодопроизводитель-
Рис. 5. Зависимость относительной
Qo
от парамеТра плотности л:
40 НОМ
О — ФГр 0,35-
,1B); п — ФГр 0,35—1А.
0,7 %
Отклонения экспериментальных точек от
выбранной кривой для обоих испытанных типов
1. Ланграт П.Г, идр. Высокооборотные
герметичные ротационные компрессоры. «Холодильная
техника», 1971, № 4.
2. Я Д и н Э. В. Протечки газа в ротационном
компрессоре. В сб. «Надежность малых холодильных машин».
Труды 3-го Всесоюзного семинара по надежности МХМ,
ЦНИИТЭИлегпищемаш, 1969.
3. Л а н г р а т П. Г. и д р. Герметичный холодильный
агрегат ВСр 0,35—1А с ротационным компрессором.
«Холодильная техника», 1970, № 4.
4. Я Д и н Э. В., Давыдова 3. Н. Влияние масла
на работу герметичного ротационного компрессора.
«Холодильная техника», 1970, № 8.
5. Якобсон В.Б. Теплообмен холодильных
компрессоров с окружающей средой. «Холодильная техника»,
1965, № 5.
6. Якобсон В.Б. Тепловой расчет и обобщенные
характеристики малых холодильных компрессоров.
«Холодильная техника», 1970, № 3.
9

Влияние динамики газовых потоков на шумовые характеристики
герметичных холодильных компрессоров
Канд. техн. наук В. А. ТИХОМИРОВ, доктор техн. наук В. Б. ЯКОБСОН
Всесоюзный научно-исследовательский институт холодильной промышленности
621.57.041-213.3:534.83
Колебания газа, возникающие в
герметичном холодильном компрессоре, являются
главным источником его шума и вибраций. Однако
влияние газодинамических процессов со
стороны всасывания и нагнетания неодинаково.
На нагнетательной стороне компрессора
нагрузки на клапаны и скорости движения
газовых потоков значительно выше, чем на
всасывающей. Но система нагнетательной стороны
отделена от кожуха, поэтому возникающие в
ней звуковые колебания в значительной мере
изолируются и звук образуется лишь в
результате преобразования колебаний газовых
потоков в механические колебания ее стенок и
системы компрессора в целом.
На всасывающей стороне интенсивность
колебаний значительно ниже, но, в отличие от
нагнетательной, звуковые колебания из нее
излучаются непосредственно в газовую среду
внутри кожуха.
Соответственно и роль глушителей на
всасывающей и нагнетательной сторонах
компрессора также различна: на нагнетательной —
колебания газового потока в глушителе гасятся
уже после воздействия колебательных сил на
систему компрессора и потому глушитель не
оказывает влияния на его шумообразование,
в то время как на всасывающей —глушитель
гасит звуковые колебания, поступающие
внутрь кожуха, и соответственно снижает шум
компрессора.
Передача звуковых колебаний от
собственно компрессора к его кожуху зависит от
способа и эффективности его виброизоляции.
При хорошей внутренней виброизоляции
(рис. 1, а) передача колебаний к кожуху
происходит главным образом по газовой среде и
зависит от ее волнового сопротивления, т. е.
произведения плотности газа р на скорость
распространения в нем звука с. Для данного
компрессора изменение шума в зависимости
от состояния газа в кожухе составляет
Эффективность всасывающего глушителя
при этом способе установки компрессора в ко-
Рис. 1. Схемы виброизоляции герметичных компрессоров:
а — полная виброизоляция (подвеска и нагнетательная
трубка обладают высокими виброизолирующими
свойствами); б —частичная виброизоляция (нагнетательная
трубка имеет невысокие виброизолирующие свойства);
в — жесткое крепление (подвеска отсутствует): / —
кожух, 2 — нагнетательная трубка, 3 — собственно
компрессор, 4 — всасывающий патрубок, 5 — подвеска, 6 —
электродвигатель, 7 —фреоновая газовая среда, 8 —
масло.
жухе максимальна, а его роль тем больше, чем
меньше влияние остальных источников шума
(газодинамических от нагнетательного тракта,
механических и др.).
В компрессорах с внутренней
виброизоляцией (рис. 1, б), но с малой
виброизолирующей эффективностью нагнетательной трубки
(в частности, при большом ее диаметре)
передача колебаний к кожуху происходит по
газовой среде и по нагнетательной трубке.
При отсутствии виброизоляции (рис. 1, в)
передача колебаний к кожуху происходит в
основном в местах жесткой связи собственно
компрессора с кожухом и зависит от сил,
возбуждающих колебания в источнике их
возникновения, от сопротивления системы
колебаниям и их взаимодействия на пути к месту
передачи к кожуху. Основное влияние на
шумообразование в этом случае оказывают
механические колебания системы, создаваемые
механизмом движения и газодинамическими
процессами на нагнетательной стороне
компрессора.
Частоты f основных слагающих колебаний
газового столба во всасывающей и
нагнетательной полостях компрессора определяют по
ю

выражению
где п — частота вращения вала компрессора,
об/мин;
z — число цилиндров, объединенных в
одной полости, шт.;
i — порядок гармоники (i=l, 2, 3...).
Одновременно с основными колебаниями
вследствие вихреобразования при протекании
потока газа через клапаны возникают
колебания в широком диапазоне частот. Хотя их
интенсивность невелика, они часто являются при^
чиной резонанса с собственными колебаниями
газового столба или отдельных элементов
компрессора [1—3].
Собственную частоту /0 газового столба в
полости компрессора при закрытом клапане
находят из выражения
fг* ^гс/р/с. к __ Sc.k с
щ с ~~2nf0V '
где /с.к — длина выходящего из полости
соединительного канала, м;
5С,к—сечение соединительного канала, м2;
с — скорость звука в газовой
среде, м/с;
V — объем полости, м3.
Влиянию резонанса на характеристики
холодильных компрессоров посвящены
работы [4, 5].
Расчеты частот собственных колебаний
более сложных газовых систем приведены в
работах [1—3]. Собственные частоты элементов
компрессора рассчитать обычно не удается и
их находят экспериментально [6, 7].
В герметичных компрессорах используются
в основном камерные глушители. Обычно они
выполняются из одной или двух камер литыми
в общей чугунной отливке с цилиндром (рис. 2,
I) или с цилиндром и корпусом (рис. 2, IV),
а также выносными—из отдельных
штампованных элементов (рис. 2,11). Встречаются также
комбинированные конструкции (рис. 2, III).
Литые глушители выполняются обычно
неправильной формы, выносные — правильной.
Теоретически правильность формы камер не
должна отражаться на эффективности
глушителей, но в отдельных случаях камеры
неправильной формы оказываются
предпочтительнее. Звукоизоляция ограждений у литых камер
надежнее, чем у выносных, а относительно
большая шероховатость внутренних
поверхностей способствует лучшему гашению»
высокочастотных звуков.
Конструктивное решение камер глушителей
в герметичных компрессорах выбирается глав-
I ¦
Y- Biff 2 8 4 / 5
Рис. 2. Конструктивное исполнение глушителей
герметичных холодильных компрессоров:
/ — литые в одном блоке с цилиндром, а — PW4,5K9
фирмы «Данфосс» (Дания), б — G27e фирмы «Юните
Герметик» (Франция); // — выносные, а — КХ-1005 ЗИЛ
(СССР), б —K4N завода Калеке (ЧССР); ///—литые
нагнетательные и выносные всасывающие, V576 фирмы
«БОШ» (ФРГ); IV — литые в одном блоке с цилиндром
и корпусом, а — 8ZA7 фирмы «Аспера Фриго» (Италия),
б —AR-43 фирмы «Текумсе» (США); / — цилиндр; 2 —
всасывающий глушитель; 3 — нагнетательный глушитель;
4 — входной канал всасывающего глушителя; 5 — то же,
нагнетательного; 6 — межкамерный канал всасывающего
глушителя; 7—то же, нагнетательного; 8 —
всасывающая трубка; 9 — нагнетательная трубка.
ным образом по технологическим
соображениям. Например, фирма «Юните Герметик»,
работающая по лицензии фирмы «Текумсе»,
изготовляет глушители в литье блока
цилиндра (рис. 2, 16), а не в общей отливке с
корпусом, как в прототипе фирмы «Текумсе»
(рис.2, IVб).
Эффективность работы камерных
глушителей определяется соотношением
геометрических размеров камер и входящих в них
каналов. Гашение колебаний в однокамерном
глушителе находится из выражения

Pi
p2
1+-
m-
-M sin»K/K
где рь /?2— давления звуковых колебаний
до и после глушителя, кгс/м2;
5^~ —отношение сечении камеры
глушителя SK и входящего в нее
канала 5С.К;
т =
К =
2л/
— волновое число, \\м\
f — частота заглушаемого
колебания, Гц;
/к — длина камеры глушителя по оси
входного канала, м.
Таким образом, чем выше т, тем
эффективнее глушитель, и чем больше /к, тем ниже
частота, при которой он начинает эффективно
работать. Двух- и многокамерные глушители в
герметичных компрессорах выполняются
преимущественно из несимметричных камер
неправильной формы, каждая из которых,
как правило, представляет собой
самостоятельную колебательную систему. Расчет таких
глушителей недостаточно точен, поэтому
обычно каждую камеру рассчитывают как
однокамерный глушитель.
Гашение колебаний в камерных глушителях
начинается с граничной частоты frp
/rP = 2/0 = _L у
мса
где /о — собственная частота газового
столба в камере, Гц;
М =
р/с к
и* ~~ рС2 '
р — плотность газа, кг • с2/м*;
VK — объем камеры, мъ.
Приведенные формулы расчета справедливы
для глушителей, у которых поперечные
размеры труб и камер не превышают половины
длины волны заглушаемых колебаний (при их
соизмеримости эффективность глушителей
понижается).
Для гашения низкочастотных колебаний (с
частотой вращения компрессора) требуются
весьма сложные глушители, в то время как
влияние этих колебаний на шумообразование
весьма невелико. Поэтому в герметичных
компрессорах глушители обычно рассчитывают на
гашение пульсаций начиная с частоты
собственных колебаний газового столба в полости.
На всасывающей стороне уменьшение /0 легко
достигается уменьшением объема полости. На
нагнетательной стороне уменьшение объема
полости может привести к увеличению
энергетических потерь компрессора вследствие
повышения давления при выталкивании газа из
цилиндра. Увеличение диаметра выходящего из
полости канала также нежелательно, так как в
этом случае снижается эффективность
глушителя. В связи с этим на нагнетательной
стороне обычно стремятся максимально приблизить
глушитель к полости клапана.
Сравнительные характеристики газовых
трактов двух типичных герметичных
компрессоров для домашних холодильников PW 4,5К9
фирмы «Данфосс» и G 27в фирмы «Юните Гер-
метик», имеющих соответственно диаметры
цилиндров 21,5 и 23,0 мм, ход поршней 12,5 и
11,0 мм, объем цилиндров 4,55 и 4,65 смг,
синхронную частоту вращения 3000 об/мин,
приведены в табл. 1.
Показатели
Объем клапанной полости,
см3
Диаметр выходящего из
полости канала, мм ....
То же, длина, мм
Объем первой камеры
глушителя, см3
Объем второй камеры
глушителя, см3
Диаметр межкамерного
канала, мм
То же, длина, мм ....
Частота собственных
колебаний газового столба
в полости, Гц
Граничная частота первой
камеры глушителя, Гц
То же, второй камеры, Гц
* Собственные частоты колеб
близки между собой, поэтому ч
для двух камер.
Таблица 1
Газовые тракты
компрессоров
PW4.5K9


вающий
1,4
7,1
24,0
10,0
9,0
5,5
4,5
660
660
1250
аний га
астота ъ


тательный
2,8
3,7
26,0
10,0
9,0
1,5
3,7
270
260*
зового
>ассчита
G 2V.


вающий
1,2
6,5
21,0
8,8
17,0
2X4,0
2x3,8
840
680
1010


тательный
5,0
4,0
36,0
8,8
12,4
1,5
3,8
210
240*
столба камер
на как общая
|
Чтобы проверить применимость
теоретических положений, авторами проведены
исследования герметичного компрессора для
домашних холодильников (диаметр цилиндра 22 мм,
ход поршня 12 мм, объем цилиндра 4,56 см3,
синхронная частота вращения 3000 об/мин) с
опытными вариантами, приведенными в табл. 2.
Испытания проводили на акустическом
стенде ВНИХИ [8] по типовой методике [9].
Звукометрический тракт (рис. 3) состоял из
прецизионной аппаратуры фирмы «Брюль и Къер»
(Дания). Для спектрального анализа колеба-
12

Таблица 2
Цель испытаний
Определение влияния dCt K, m, VK . . .
Определение влияния /с к
Определение влияния глушителя ....
Расчетные параметры глушителя 1
dz. к,мм
2,3,4
4
2, 3,4
/с к,мм
85
25, 50, 85
160
dK умм
16, 24, 32
16
1Кумм
64
64
Vk,cm*
13, 29, 52
13
т
64, 29, 16; 144, 64, 36;
256, 114, 64
16
Рис. 3. Измерительный тракт:
/ — самописец 2305, 2 — спектрометр 2112; 3 — фиксатор
микрофонов; 4 — микрофоны 4131, 4134; 5 —
испытуемый компрессор; 6 — пьезоэлектрический датчик
давления (ВНИХИ); 7 — осциллограф С-1-1; 8 — катодный
повторитель (ВНИХИ); 9 — спектроанализатор FSp-10a
(ГДР).
ний газового столба был применен индикатор
ВНИХИ [10].
Испытания (рис. 4) показали соответствие
расчетных и опытных величин частоты
колебаний газового столба в клапанной полости
компрессора. Эти частоты определяются объемом
полости и размерами выходящего из нее
канала. Аналогичные результаты получены также
при испытании компрессора ФГ 2,8 ~3 (число
цилиндров 2, диаметр цилиндра 50 мм, ход
поршня 35 мм, объем цилиндра 68,7 см3,
синхронная частота вращения 1500 об/мин).
Слагающие на частотах собственных
колебаний газового столба в клапанной полости
снижаются в результате гашения в глушителях
в 4—10 раз, что также близко к расчетным
значениям. При этом эффективное гашение
колебаний в глушителях начинается с
граничной частоты (рис. 4, в). Колебания с более
низкими частотами практически не
ослабляются.
dCK,MM\
2
йк=16мм
2Чмм
32мм
1Бмм
0
% z
4!*
к
в\
i
[\1
I ч V
п
V
2
V
—i
-1
к20
74 149 237 595 1190
СрЕднегеаметричЕская
частота. 1/ч~актаЬной. паласы, Гц
k.n 'lc.KmLn
к.к^с.кт'т
д
Рис. 4. Колебания газа в нагнетательной линии
герметичного компрессора:
осциллограммы (а) и спектрограммы (б) давления в
клапанной полости ) и за глушителем 2 при длине
глушителя 64 мм; в — частота колебаний газа в клапанной
полости: ф — опытные данные, О —расчетные данные при
открытом и Л при закрытом клапанах.
Как показали испытания, влияние
глушителя на нагнетательной стороне герметичного
компрессора на его шумообразование
незначительно.
Приведенные на рис. 5 осциллограммы
колебаний газового потока и спектрограммы шума
компрессора при работе с глушителем и без
него показывают, что, несмотря на большую
разность амплитуд колебаний газа в
компрессоре (рис. 5, а), его шумовые характеристики
практически не изменились (рис. 5, б).
Соответственно на шумовых характеристиках
компрессора не отразилось также и изменение
параметров глушителя (рис. 5, в).
!3

с1к=]Бмм
2
М*4
Z'fMM
Кг
JZmm
40
30
20
^ 10
/л\
// V
С V-
-л^Ч^
>ЙГ^-Г Х^
*"'
-^ Т^^т' ^
мт
50
45
to,
10
Л
l V
2 !
^н^ь^
/
<>Ov^
ч^Ч^у
^N-J
*Й
гп^т
Л? /ZJ" 250 500 WOO 2000 WOO 300О
Среднегеометрическая частота 1/з~октадной
полосы, Гц
100 200 т=-с
Рис. 5. Осциллограммы давления за глушителем (а)
и спектрограммы шума (б) при работе компрессора
с глушителем 1 и без глушителя 2\ в — частота
колебаний газа в клапанной полости:
ф — опытные данные, Л, О — расчетные данные.
Выводы
Шумовые характеристики герметичных
холодильных компрессоров в первую очередь
зависят от колебаний газовых потоков. Основные
слагающие этих колебаний находятся на
частотах вращения вала и собственных
колебаний газового столба.
Приведенные разультаты испытаний
показывают хорошее совпадение опытных и
теоретических величин гашения колебаний вТлушите-
лях.
Влияние всасывающих и нагнетательных
глушителей на шумовые характеристики
компрессора неравнозначно: первые выполняют
роль глушителей шума компрессора, вторые —
гасителей колебаний газового потока после
компрессора.
В случае жесткого крепления собственно
компрессора в кожухе главным источником
шума являются колебания, образующиеся в
механизме движения и нагнетательной стороне
компрессора. При наличии виброизоляции
влияние этих колебаний на шум компрессора
понижается, а влияние колебаний на
всасывающей стороне возрастает.
Установка глушителей на всасывающей
стороне обусловлена их влиянием на шумовые ха-
- рактеристики компрессора, а на
нагнетательной— на шумовые характеристики
холодильной машины в целом, ее надежность и
долговечность. Соответственно в первом случае
глушители могут отсутствовать, во втором они
обязательны.
ЛИТЕРАТУРА
Гладких П. А., Хачатурян С. А.
Предупреждение и устранение колебаний нагнетательных
установок. М., Машгиз, 1964.
Юдин Е. Я. Борьба с шумом. М, Стройиздат, 1964.
Славин И. И. Производственный шум и борьба
с ним. М., Профиздат, 1955.
Э л ь к и н И. А., М е й л и х о в М. М., Ч е р н я к А. Л.,
Юдицкий Б. И. Повышение производительности
герметичных компрессоров. «Холодильная техника»,
1960, № 3.
Jaspers H. A. Special suction lines influensing the
volumetric efficiency of refrigerating compressors.
XXII Congress IIR, Madrid, 1967.
6. L о w e г у R. L., С о h e n R. "ASHRAE J.'\ 1963, No. 2.
" Cohen R., Fontaine W. E. "ASHRAE J.", 1965,
No. 1.
8. Тихомиров В. А. Новый стенд ВНИХИ для
исследования шума малых холодильных машин.
«Холодильная техника», 1966, № 3.
9. Тихомиров В. А. Развитие методов акустических
исследований холодильных герметичных
компрессоров. Важнейшие работы в области холодильной
техники и технологии. М., Сборник трудов ВНИХИ,
1970.
10. Агар ев Е. М., Медовар Л. Е. Электронные
индикаторы для холодильных компрессоров. М., Гос-
торгиздат, 1962.
7.
ВНИМАНИЮ
ЧИТАТЕЛЕЙ!
Журнал «ХОЛОДИЛЬНАЯ ТЕХНИКА» распространяется только по
подписке!
Читатели, не успевшие оформить подписку на журнал с первого
номера 1971 г., могут подписаться в местных отделениях связи и пунктах
подписки «Союзпечать» с любого последующего номера журнала и на
любой срок в пределах календарного года.
14

Корреляционные зависимости потока отказов
агрегатов ФАК-0,7 от срока их службы
Доктор техн. наук, проф. Г. М. НИКИТИН, Е. К. БУКИН
Ленинградский институт советской торговли им. Ф. Энгельса
При построении системы технического
обслуживания холодильных машин необходимо
располагать данными о влиянии срока их
эксплуатации на число отказов.
Изучено влияние срока службы холодильных
агрегатов ФАК-0,7, установленных в автоматах
для продажи газированной воды АТ-114, на
число их отказов за сезон эксплуатации.
Выбор объектов исследования связан с тем, что
в настоящее время в торговле и общественном
питании насчитывается несколько десятков
тысяч автоматов такого типа и сотни тысяч
агрегатов ФАК-0,7.
621.57:62-19
В основу исследований положен
статистический материал, полученный сотрудниками
кафедры энергетики ЛИСТ в Ленинградском авто-
матторге. Было обследовано 77 автоматов со
сроком службы 1—5 лет.
Данные о числе отказов элементов
холодильных агрегатов за сезон работы автоматов
приведены в табл. 1, об отказах холодильного
агрегата в целом — в табл. 2.
Зависимость числа отказов холодильных
агрегатов от времени эксплуатации строилась в
виде линий регрессии чисел отказов за сезон
уг по времени tt (в годах). К агрегату также
условно отнесено реле температуры.
Таблица 1
Наименование элемента
Срок службы автомата, годы
Электродвигатель АОЛ-
31/2 холодильного
агрегата
Ремень электропривода
холодильного агрегата
Реле давления РД-4 . .
Реле температуры ТР-1-
02-Х
Трубопровод
Ресивер с фильтром .
Сильфонные сальники
Примечание. Цифры под фигурными скобками указывают число повторяющихся членов
статистической выборки.
Построение требуемой корреляционной за- Расчеты выполнены с помощью статистических
висимости предусматривает обоснование спра- методов*,
ведливости линейности регрессии
уг = а + р*,
и определение ее параметров а и В. „ _ „ _,
Пепрчисленные этяпы ттпгтппрния пиний пр- * Пусты льни к Е. И. Статистические методы
перечисленные этапы построения ЛИНИИ ре- анализа и обработки результатов наблюдений. М., «Нау-
грессии сведены в табл. 3. ка», 1968.
15

Таблица 2
Срок
службы
автомата,
годы
1
2
3
4
Число отказов за сезон (выборка)
1,1,3,1,2,2,1
1,2,1,1,2,1,2,3,1,1,1,1,1,1,1
1,1,1,1,3,1,1,1,1,1,2,3,4
1,1,2,1,1,1,1
Среднее
число
"отказов
1,57
1,33
1,61
1,50
зон эксплуатации в зависимости от срока его
службы. Теоретические линии регрессии на
этих рисунках представлены прямыми линиями.
Гипотезу линейности регрессии проверяли с
помощью квантилей г
1-7
распределения и
принимали в случае, если соблюдалось условие
— г _^:r^;r e [при уровне значимости
за
1Л
и
W
ом
:^_
• ^
г^
^"^^г-
а
?__
^"'
—^^
~-——_
———\
'-¦fr
'--§•
J
4> ti,годы
P=0,1.
Ha рисунке пунктирными линиями показано
изменение средних чисел отказов элементов и
холодильного агрегата ФАК-0,7 в целом за се-
Зависимость числа отказов электродвигателя (а), ремня
электропривода (б) и холодильного агрегата (в) от
времени эксплуатации:
а — г/.= 1,37—0,1 /и 6 — ^=1,34—0,1 ^; e — yt=
= 1,31+0,031 t%.
Таблица 3
Наименование элемента
Электродвигатель АОЛ-31/2 холодильного
агрегата
Ремень электропривода холодильного агрегата
Реле давления РД-4 .
Реле температуры ТР-1-02-Х
Трубопровод
Ресивер с фильтром
Сильфонньге сальники ............
Холодильный агрегат ФАК-0,7 в целом . . .
Проверка гипотезы
отсутствия нелинейной
корреляционной связи

коэффициент
корреляции г
-0,29
-0,049
-0,08
0,00
0,00
0,00
0,00
0,035
квантиль
' ?_
1 2

распределения
0,476
0,521
0,497
0,549
0,621
0,669
0,669
0,25
С со
8 °
2 с
« U,
X
К
5Б
*©¦ CJ
¦38.
* е.
S
со
О.
аз
С
~0,1
-0,1
-0,1
0,00
0,00
0,00
0,00
0,031
1,37
,34
,26
,00
,00
,00
1,00
1,31
Анализ полученных данных приводит к
следующим выводам.
Прежде всего по расходу ресурса надежности
можно выделить три группы элементов
холодильных агрегатов ФАК-0,7.
В первую группу (см. рис. а, б) входят
в основном элементы, отказы которых
происходят в период приработки и с течением
времени их число уменьшается. Отказы, требующие
замены элементов новыми, наступают, как
правило, раньше, чем начнут сказываться процессы
старения и износа. Данные процессы можно не
учитывать в течение всего срока службы
элементов и надежность последних считать
неизменной. Это подтверждается пренебрежимо
малыми величинами коэффициентов корреляции,
свидетельствующими об отсутствии зависимости
чисел отказов элементов от времени
эксплуатации.
Вторую группу составляют элементы (сальник,
ресивер, трубопроводы, реле температуры), число
отказов которых постоянно и не зависит от
времени эксплуатации.
К третьей группе относятся кабель и
электропроводка. Особенность данной группы
заключается в том, что по отношению к общему числу
выходов из строя число отказов, зависящих от
времени эксплуатации, т. е. от старения и
износа, составляет очень незначительную долю.
Отказы этих элементов происходят на третий,
четвертый год эксплуатации.
Далее для рассматриваемых типов
холодильных агрегатов число отказов за один сезон
увеличивается меньше чем на 2% (см. рисунок в).
И, наконец, задачи теории эксплуатации
холодильных агрегатов могут решаться в
предположении неизменности потока отказов в
течение всего периода эксплуатации.
F

Многокаскадные низкотемпературные микрохолодильники
Доктор техн. наук, проф. В. А. НАЕР, канд. техн. наук И. Я. ХИРИЧ, П. Н. КРАВЧЕНКО
Одесский технологический институт холодильной промышленности
621.565.83
В лаборатории полупроводникового
охлаждения Одесского технологического института
холодильной промышленности разработаны и
изготовлены каскадные полупроводниковые
микрохолодильники.
На рис. 1 представлена конструкция
микрохолодильника с четырехкаскадной термобатареей
(конструкции микрохолодильников с двух- и
трехкаскадной термобатареями в основном ана-
k логичны [1]).
Рис. 1. Конструкция
микрохолодильника с
четырехкаскадной термобатареей.
Термобатарея 1 через теплопереход 2 (из окиси
бериллия) монтируется на плите 3, в которую
впаяны вакуумный штуцер 4 для откачки
воздуха, электроизолированный токоподвод 5 и
ввод для измерительных проводов 6. Съем тепла
с горячих спаев осуществляется с помощью
ребристого теплообменника, состоящего из
радиатора 7, перегородок 8, крышки 9, прокладки 10
и штуцеров 11 для подвода и отвода
охлаждающей жидкости и жидкого холодоносителя.
Колпак 12 и прокладка 13 образуют вакуумно-
плотную систему.
Электропитание четырехкаскадной
термобатареи смешанное. Первый и второй каскады
соединены последовательно, остальные —
параллельно.
ь Высота /, сечение S термоэлементов и их число
5 п по каскадам приведены в табл. 1.
Т гблица 1
Каскад
Первый . .
Второй . .
Третий . .
Четвертый
Двухкаскадная
термобатарея
п
4
2
/ у ММ
2,4
4
S,
мм2
33
9
Трехкаскадная
термобатарея
п
6
4
2
1 ,мм
2,4
4
4
,s
мм2
33
9
2,25
Четырехкас-
кадная
термобатарея
п
78
6
4
2
1,мм
2,4
2,4
4
4
S,
мм*
33
33
9
2,25
Таблица 2
Параметры
Число каскадов
II
III
IV
Максимальный перепад температур от 303 К, К
Оптимальная сила тока I, A
Падение напряжения, В ....
Потребляемая мощность, Вт
Время выхода на режим, мин . .
Масса прибора (без блока электропитания), кг
Габаритные размеры прибора, мм
диаметр
высота
Габаритные размеры термобатареи, мм
Масса полупроводниковых материалов, г . . . .
Расход жидкости в системе теплосъема, л/н . . .
Рабочее давление под колпаком, Н/м2
113
50
0,2
10
2,5
0,5
75
80
30x18x13
5
20
1,333-10-в
130
50
0,3
15
3
0,5
75
80
40x18x18
6
20
1,333-Ю-6
148
40
3,75
150*
5
0,8
125
ПО
110x65x55
60
60
1,333- Ю-6
* При ограничении потребляемой мощности четырехкаскадного микрохолодильника до
100 Вт максимальная разность температур уменьшается всего на ЗК.
2 Холодильная техника № 8
17

Микрохолодильники в основном работают
под вакуумом (р = 1,333- 10"в Я/ж2), но
могут использоваться и в тех случаях, когда по
условиям опыта создание вакуума нежелательно.
Если необходимо определить температуру
замерзания различных жидких веществ или
растворов, то замеры в этих случаях проводятся под
слоем обычной тепловой изоляции.
Основные характеристики
микрохолодильников приведены в табл. 2.
ATmaxft
180
160
т
110
100
во
во
200 240 280 320 360 Т,К
Рис. 2. Зависимость максимальной разности температур
Д^тах от температуры горячих спаев Т для четырех-
(кривая 1), трех- (кривая 2) и двухкаскадных (кривая 3)
микрохолодильников.
/
/2
/д
На рис. 2 представлена зависимость
максимальной разности температур АГтах двух-,
трех- и четырехкаскадных микрохолодильников
от температуры горячих спаев Т. Из рис. 2
видно, что при температуре горячего спая
Т = 303 К четырехкаскадный
микрохолодильник снижает температуру объекта на 148 К.
Аналогичный результат был получен в
лаборатории Хармана (США) только с помощью
семикаскадной установки [2].
Улучшение характеристик
микрохолодильников оказалось возможным благодаря
использованию высокоэффективных
термоэлектрических материалов, подбору вещества по каскадам
с учетом зависимости величины
термоэлектрической добротности от температуры и
использованию схемы с разветвленным электропитанием,
исключающей промежуточные теплопереходы
между каскадами.
Более тщательный подбор термоэлектрических
материалов, а также использование
существующих монокристаллов Bi — Sb уже в
ближайшее время позволили бы получить в
микрохолодильниках температуры порядка 130—140 К и
ниже без применения магнитного поля.
ЛИТЕРАТУРА
1. Н а е р В. А., X и р и ч И. Я-, К р а в ч е н к о П. Н.
Трехкаскадный микрохолодильник. «Холодильная
техника», 1969, № 7.
2. W о 1 f e, Sm i t h. «J. Scientific of America», 1963,
No 5.
Температура камеры при цикличной работе холодильной i
Канд. техн. наук Б. С. ВЕЙНБЕРГ
Всесоюзный научно-исследовательский институт холодильной промышленности
621.572:536.5
Несмотря на широкое применение циклично
работающих холодильных машин, характер
колебаний температуры воздуха в камерах
охлаждаемых объектов изучен недостаточно. Как
показано ниже, мнение о том, что температура
воздуха в камерах изменяется синфазно с цикличной
работой компрессора по экспоненциальному
закону, не соответствует действительности.
Рассмотрим холодильную установку с
непосредственным охлаждением, состоящую из
компрессорно-конденсаторного агрегата и
охлаждаемого объекта (камеры, шкафа, прилавка),
в котором размещен испаритель. Температура
окружающего воздуха /0кр неизменна и
тепловыделения внутри объекта отсутствуют.
Управление пуском и остановкой компрессора
производится по давлению или температуре кипения
t0 (по температуре стенки испарителя /и),
либо по температуре воздуха в охлаждаемом
объекте (камере) t0Q.
Фиксированными в моменты пуска и остановки
компрессора являются в первом случае значения
температуры кипения, во втором — температуры
воздуха в камере, однако во втором случае
предельные по циклу температуры воздуха,
которые всегда выходят за пределы уставки реле
температуры, неуправляемы.
Циклично работающая холодильная машина —
сложная колебательная система, состоящая из
ряда связанных подсистем (рис. 1).
18

ОГР
ОБ
¦> г^>н г—
и
км
кд
Рис. 1. Колебательные подсистемы холодильной
установки:
ОГР — тепловые ограждения; ОБ — охлаждаемый
объект; И — испаритель; ТР — реле температуры; КМ —
компрессор; КД — конденсатор.
Основной является автоколебательная
подсистема испаритель — компрессор с обратной
связью (работа компрессора определяет
изменение температуры кипения t0 в испарителе, а
изменение tQ управляет пуском и остановкой
компрессора). Частота колебаний (число циклов
в час), их форма (экспоненциальное изменение
температур, соотношение длительностей
рабочей и нерабочей частей цикла) и амплитуда
определяются параметрами колебательного
контура — характеристиками испарителя и
компрессора, настройкой реле температуры или
давления, спецификой теплопритока к испарителю
и т. п.
В остальных подсистемах, в том числе и в
охлаждаемом объекте, колебания являются
вынужденными.
Между ограждениями и объектом, между
объектом и испарителем также имеются обратные
связи (изменение температуры ограждений
отражается на температуре объекта, изменение
температуры объекта — на температуре кипения),
однако они не являются определяющими и
могут оказать только незначительное
корректирующее влияние на характер автоколебаний.
В рассматриваемых установках характер
колебания температур сходен с изображенным на
рис. 2 (масштаб по вертикали искажен для
нагл я дности гр афи ка).
По оси абсцисс отложено время. Отрезки Атр,
Дти и Ат обозначают соответственно
длительности рабочей и нерабочей частей цикла и целого
цикла.
По оси ординат отложены температуры.
Неизменными приняты температуры стенки с
наружной стороны ограждения 4т. нар и со
стороны камеры /ст.
Точка 1 определяет температуру поверхности
испарителя в момент пуска компрессора, точка
2 — в момент остановки. Температура
испарителя циклично колеблется в пределах t-^—t^t^
изменяясь по кривым, близким к
экспоненциальным.
Если бы масштабы по оси температур не были
на рис. 2 искажены, то площадь /, равная
(*ст. наР — ^ст) Лт> умноженная на -рогР^ , опре-
Рис. 2. Изменение температур в циклично работающей
холодильной установке.
делила бы теплоприток через изоляционную
конструкцию за время Ат; площадь //, равная
Uct *об) " Т* — (*ст ^об. ср) АТ ,
умноженная
на аст FCT,— теплоприток от стенок к камере
за то же время; площадь /77, равная
Я,
ОГР
At
( (^об — *и) d т = (*об. ср — Ui. сР)Ат, умноженная
о
на аи FH, — тепло, воспринятое испарителем
от камеры. В приведенных равенствах F0tV,
RotV — поверхность ограждений и их
термическое сопротивление; аст, аи — коэффициенты
теплоотдачи от стенки камеры к воздуху
камеры и от воздуха к поверхности испарителя;
^ст» ^и — поверхности стенок камеры (изнутри)
и испарителя. Все эти величины принимаются
неизменными.
Точки 3—3 лежат на линии /и. Ср> средней
за цикл температуры стенок испарителя, при
которой он поглощает весь теплоприток к
камере; точки 3!—3' — на линии to6 cp, средней
за цикл температуры камеры.
Для упрощения рассуждений принимаем, что
охлаждаемый объект состоит из трех основных
элементов. К ним относятся:
— тепловые ограждения (тепловая изоляция),
температура внутренней поверхности которых
?ст постоянна и одинакова во всех Точках;
2*
19

— воздух охлаждаемого объекта и
поверхностные слои находящихся в камере предметов
с суммарным водяным эквивалентом ?0б
ккал/° С, температура которых в каждый момент
времени во всех точках камеры одинакова и
равна /об;
— испаритель с водяным эквивалентом Ви
ккал/° С, у которого мгновенные значения
температуры поверхности /и во всех ее точках
одинаковы и равны /0.
В стационарном процессе при
непрерывной работе такой холодильной машины,
которая в состоянии поддерживать средние
температуры /об.ср и ^и. ср> все тепло, передаваемое от
стенок к камере, передается далее^от камеры к
испарителю.
Тепловой баланс камеры
О^ст-* ст(*ст /об. ср) = 0&и* и(/об. ср—/и* c^jKKCL/LjH^ A)
а общий перепад температур ст — /и ср делится
в следующей пропорции:
^Об. СР - *И. СР = ^^ + аи/7и (*СТ - /и. ср). B)
В действительности, устанавливают
циклично работающую холодильную машину с
избыточной производительностью, причем /и
колеблется вокруг значения /и. Ср» создавая тепловую
волн) с частотой т—= 2 -=- Кк'1, быстро
затухающую с переходом от одного элемента к
другому. Так, обычно амплитудаЦколебаний
составляет у /и — 5-М5° С, редко до 25° С, а
у /об — в 5—10 раз меньше. Значение /ст может
быть вообще принято неизменным, так как при
разности /окр — /об~30—50° С и амплитуде
колебаний /об—1—2° С тепловой поток в
изоляции практически является стационарным.
В нестационарном процессе
при цикличной работе холодильной машины
тепловой баланс камеры составляется в
дифференциальной форме: aCT FCT (/сТ — /0б) dx —
= BoQ dt06 + аи Fn (/об — Q dx ккал. C)
Отсюда #об-^г = ocCTFCT (/CT — /и) — (aCTFCT +
+ ocmFm)(to6 — /и) ккал/ч. D)
Левая часть уравнения D) равна нулю, а
температура /0б проходит через экстремум в
момент, когда удовлетворяется уравнение,
подобное уравнению B), в которое вместо средних
значений температур /0б. ср и ^и. ср подставляют
их текущие значения /0б и /и.
По знаку второй производной определяем
вид экстремума. Легко показать, что в рабочей
части цикла, когда ~^<0» температура /0б
проходит через максимум, а в нерабочей, в
которой -7^->0, —через минимум.
В момент пуска компрессора (см. рис. 2„
точка /) температура /и высока, а разность
/об — ^и = t\ — /х меньше, чем следует из
равенства B), поэтому температура камеры
продолжает повышаться. В точке 4У в которой /0б —
—/и= /4— /4 удовлетворяет равенству B),
температура /об проходит через экстремум
(максимум), после чего начинает снижаться все более
ускоренно.
В момент остановки компрессора (точка 2)
разность /об — /и = /2 — t2 имеет
наибольшее значение, поэтому температура /0б
продолжает снижаться даже после остановки
компрессора и последующего повышения /и. Только в
точке 5 вновь удовлетворяется равенство B), и
температура /0б снова проходит через
экстремум (минимум) и затем начинает повышаться
все более ускоренно.
Описанное протекание процессов основано на
ряде упрощающих предположений. Однако
существуют факторы, несколько искажающие
картину. Для примера приведем два из них.
— При естественной конвекции для
перемещения охлажденного воздуха от испарителя по
камере требуется время. Если пуск и остановка
компрессора производятся с помощью реле
температуры, реагирующего на изменение
температуры воздуха в камере, то чем дальше
расположено реле от испарителя, тем больше
запаздывание и больше отличается диапазон t'x -f-/5
от дифференциала* реле /J-^/^.
— В холодильных машинах с капиллярными
трубками после остановки компрессора не только
весь жидкий фреон перетекает в испаритель, но
при выравнивании давлений в испаритель
проходит некоторое количество пара из
конденсатора. После пуска, в течение некоторого времени,
жидкость из конденсатора не поступает в
испаритель. В результате несколько искажаются
кривая 1—2—U а следовательно, и кривая
Г—2Г—Г в начале рабочей и нерабочей частей
цикла.
Одно из основных упрощений —
предположение о постоянстве температуры стенок
камеры — имеет силу только при коротких циклах
и малой амплитуде колебаний /0б- В противном
случае выведенные с помощью такого
предположения закономерности могут количественно
отклоняться от действительных. Это можно
иллюстрировать следующими примерами.
На рис. 3, а показано изменение температуры
при остановке компрессора холодильной машины
на длительное время после нормальной
цикличной работы. Пунктиром изображено изменение
температур камеры и испарителя в
предположении о постоянстве температуры стенок камеры.
В действительности, через некоторое время на-
20

Рис. 3. Изменение температур в холодильной установке
после прекращения цикличной работы:
а — после выключения холодильной машины; б — после
перевода холодильной машины на непрерывную работу.
чнет сказываться повышение температуры
стенки, ослабление теплопритока через тепловые
ограждения. Температура камеры и испарителя,
повышаясь, будет стремиться к пределу —
температуре окружающей среды /окр.
Изменяется также понятие водяного
эквивалента камеры Воб- При цикличной работе с
короткими циклами в изменении температуры
и теплообмене участвуют только поверхностные
слои хранящихся в камере изделий. При
длительном нагреве тепло постепенно
распространяется от поверхности в глубину и поглощается
всей массой этих предметов.
Задача о нагреве камеры, состоящей из
тепловых ограждений, конструкции и содержимого
камеры и испарителя должна решаться методами
теории нестационарной теплопроводности с
учетом наличия последовательных термических
сопротивлений на границе стенки с камерой,
а также на границе камеры и ее содержимого
с испарителем.
На рис. 3, б показан характер изменения
температуры в случае, когда после нормальной
цикличной работы компрессор перестает
выключаться и работает непрерывно до
установившегося теплового состояния всей системы.
Пунктиром показано изменение температуры
камеры и испарителя в предположении, что
температура стенки остается неизменной.
Несмотря на снижение температуры кипения,
холодопроизводительность (количество тепла,
отводимого в единицу времени) при непрерывной
работе будет больше, чем при цикличной,
протекающей в области более высоких температур
кипения. Температуры to6 и /0 снижаются до
тех пор, пока не наступит равенство
теплопритока от стенки к камере и от камеры к
испарителю.
Однако при таком предположении тепло-
приток через изоляцию не изменяется и
становится меньше теплоотвода от стенки к камере и от
камеры к испарителю, что невозможно. На самом
деле, температура стенки понижается, а
температуры /об и ^о Должны быть еще ниже
(сплошные линии).
К случаю охлаждения также относится все
сказанное выше о водяном эквиваленте камеры
В связи с медленным распространением
тепловой волны и медленным изменением поля
температур в тепловой изоляции, строительной
конструкции и хранящихся в камере изделиях
процессы достижения установившегося
состояния по рис. 3 могут протекать от нескольких
часов в шкафах до нескольких дней или недель
в установках с большими массами, а в
подземных холодильниках период достижения
установившегося состояния может длиться месяцы.
Выводы
Амплитуда колебаний температуры камеры
t\ "^5 (см- Рис- 2) всегда больше разнести
температур t\ — t'2 в моменты пуска и
остановки компрессора.
Перемена знака изменения t0§ происходит
не в точках Г и 2', а в точках 4' и \5\ в которых
производная «^~ равна нулю, а разнссть
^об — t*L имеет определенное значение.
В точках Г и 2' кривая to6 имеет переломы,
так как в точках 1 и 2 происходит смена закона
протекания /и, а следовательно, и закона
изменения разности /об — tu и количества тепла,
отводимог о испарителем.
Предположения об изменении to0 по
экспоненте не оправданы.
В зависимости от требований, предъявляемых
к точности расчета, возможно принятие одной
из трех гипотез, относящихся к температуре
объекта: неизменность температуры /0б = ^>б. ср*>
изменение /0б по отрезкам прямых Г—21 и
2Г—Г (на рис. 1 показано пунктиром);
изменение /об п ° действительной кривой Г—4Г—2'—
5'—Г.
21

Греющий пар
Охлаждающая
вода
Совмещенные термодинамические циклы абсорбционной бромистолитиевой
холодильной машины в энтропийной диаграмме
Доктор техн. наук, проф. Л. М. РОЗЕНФЕЛЬД, Ю. В. КУЗЬМИЦКИЙ, Г. А. ПАНИЕВ
Институт теплофизики СО АН СССР
621. 575:536.7@84.21)
В процессах фазового перехода, совершаю- Система бромистолитиевого теплового дви-
щихся в растворе в замкнутом сосуде, общая гателя и водяной холодильной машины и изоб-
масса и концентрация сохраняют постоянные ражение процессов системы в s, ^-диаграмме
значения при различной концентрации фаз и их представлены на рис. 1,2.
весовом соотношении. В круговых
термодинамических циклах при изменении концентраций
фаз в отдельных процессах общая концентрация
остается постоянной, в связи с чем применение
термодинамических диаграмм, одной из
координат которых является концентрация, для
анализов термодинамических циклов раствора
оказывается затруднительным. Поэтому
представляет интерес анализ прямых, обратных и
совмещенных циклов раствора с помощью
энтропийной диаграммы [1].
Настоящая работа посвящена рассмотрению
совмещенных циклов абсорбционной
бромистолитиевой холодильной машины на основе
энтропийной s, ^-диаграммы этого раствора,
составленной авторами [2].
Абсорбционную бромистолитиевую
холодильную машину можно рассматривать как систему,
В которой совмещены прямой ЦИКЛ теплового Рис. 1. Система бромистолитиевого теплового двигателя
двигателя с водным раствором бромистого лития и водяной холодильной машины:
в качестве рабочего вещества и обратный цикл '-генератор; //-отделитель жидкости; ///-реге-
t * неративныи теплообменник; IV — абсорбер; V — сме-
ХОЛОДИЛЬНОИ машины,^ рабочим веществом ко- ситель; У/-насос; W-турбина; У///-конденсатор;
торой является ВОДЯНОЙ пар [1]. IX — дроссель; X — испаритель; XI — компрессор.
Рис. 2. Процессы системы
бромистолитиевого теплового
двигателя и водяной холодильной
машины в s, ^-диаграмме.
t,°Gl
и
\
ta = const jA
t*= const $1 I
!/
^/ 1
1
$1 11
ЩII
i
tg = COnst ^7\Ш
ijvl
t2 = const ' /V/^
IN
i_a/y_ , J
7w /
/w /
\^ \ь /
W / *\/
Y* / м
w 7
Т/Л /
* 3rj С
- Acs. I
/•**
& M ha / l " i
?# \
ji П \
^J y
/ * a
<n / i ел
a / \ <r*- 1
// Ы
_
s, ккал/(кг ¦ °C)
22

Тепловой двигатель работает следующим
образом. Раствор состояния 5 поступает в
генератор, где за счет тепла греющего источника
кипит под вакуумом без изменения общей
концентрации 1а и постоянного давления рг. Процесс
изображается на диаграмме линией 5—а. В
состоянии а парожидкостная смесь разделяется
на поток жидкости 4 и перегретый водяной пар 3\
Процесс регенеративного теплообмена между
крепким раствором 4, покидающим генератор,
и слабым раствором 2, направляемым в
генератор, изображается в диаграмме линиями
постоянных концентраций соответственно 4—6 и
2—5.
Адиабата 3'—Г характеризует процесс
расширения пара в турбине теплового двигателя.
В абсорбер теплового двигателя поступает пар
Г и крепкий раствор бромистого лития 6. В
абсорбере пар Г изобарически подогревается за
счет тепла абсорбции до состояния 6',
равновесного состоянию абсорбирующего раствора в
точке 6. Пар 6' и крепкий раствор бромистого
лития 6 образуют парожидкостную смесь в.
Абсорбция протекает под вакуумом с отводом тепла
абсорбции и характеризуется линией в — 2—
постоянной общей концентрации 1а и
постоянного давления ра. Изменение состояния
жидкости при этом изображается изобарическим
процессом 6—2. Затем слабый раствор направляется
в регенеративный теплообменник.
Таким образом, цикл теплового двигателя
характеризуется точками
2-э-а
4-6-
Зг—1-6
Ь-2.
Процессы элементов системы холодильной
машины изображаются в энтропийной диаграмме
следующим образом. Водяной пар
адиабатически сжимается в компрессоре по линии Г'—3"'.
Поступающий в конденсатор перегретый пар Зп
конденсируется по линии постоянного давления
3" — с —3. По линии 3 —d жидкость
дросселируется от давления конденсации рк до
давления ро в испарителе холодильной машины.
Изобарический процесс испарения
характеризуется линией d — 1". Пар Г снова поступает
в компрессор.
Цикл холодильной машины, таким образом,
изображается точками 1"—3"—3—d—Г'.
Поскольку процессы расширения пара в
турбине теплового двигателя и сжатия пара в
компрессоре холодильной машины протекают по
одной и той же линии, но в противоположных
направлениях, а точки, характеризующие начало
и конец процессов, совпадают (точки /', 1" и
3', 3"), то система, состоящая из водяной
холодильной машины с циклом 1"—3"—3—d—Г
и теплового двигателя с циклом
2-5-а<^ J>b-2,
термодинамически эквивалентна системе
абсорбционной бромистолитиевой холодильной
машины с циклом [1]
2-5-а
з-с-з-d-i-e
-4-6-
Ь-2.
Ниже дается пример расчета теоретических
циклов абсорбционной бромистолитиевой
холодильной машины в s, ^-диаграмме.
Циклы в s, ^-диаграмме построены при
следующих принятых исходных данных:
Температура, °С
слабого раствора на выходе из
абсорбера t2 40
крепкого раствора на выходе из
генератора t± 92
Упругость пара, мм рт. ст.
в конденсаторе рк 50
в испарителе р0 5
Концентрация, %
слабого раствора |0 60
крепкого раствора ~]/Ъ,г 64
Параметры узловых точек, найденные по s, t-
диаграмме [2], сведены в таблицу. Цикл
изображен на рис. 3.
Состояние вещества
Слабый раствор
на выходе из абсорбера . .
в начале кипения в генераторе
Крепкий раствор
на выходе из генератора . . .
на входе в абсорбер
Пар на выходе из генератора . .
Конденсат после конденсатора . .

Температура, °С
^2 = 40
/5 = 83
^4 = 92
^6=48
t3, = 92
U
38
Упругость
паров,
ммрт. ст.
Ра'
Рг-
о
50
рг = 50
Ра = $
рг = 50
рк=50

Концентрация, %
1а = 60
?а = 60
6г = 64
|г = 64
1 = 0
5 = 0
Энтальпия,
ккал/кг
64,75
85,0
89,5
67,9
:3, = 738,4
t3= 138,25
Энтропия,
ккал] (кг-°С)
s4 = 0,515
s6 = 0,460
So, =2,875
23

Рис. 3. Теоретические циклы
абсорбционной бромистолитие-
вой холодильной машины в
s, /-диаграмме.
Для определения параметров процессов в
области влажного пара пользуемся уравнениями
[2]
s = xs' + A — х) s0, A)
Ъ = х1' + A-х) g0, B)
i = х V + A — х) i0, C)
где s, s', s0 — энтропии парожидкостной смеси,
паровой и жидкой фаз;
х — степень сухости влажного пара;
L ?', ?о — общая концентрация
парожидкостной смеси, концентрация
паровой и жидкой фаз;
i — энтальпия точки процесса в
области влажного пара;
Г, i0 — энтальпии точек, лежащих на
изобаре процесса в паровой
и жидкой фазах и равновесных
исходной точке процесса в
области влажного пара.
Состояние влажного пара в точке а
рассчитываем по уравнениям A) и B)
3,00
s, ккал/(кг ¦ °0)
Энтальпию точки а находим из уравнения C)
ia = *а iv + A — ха) t4 - 0,063-738,4 +
+ A—0,063) 89,5 = 130,2 ккал/кг.
Состояние влажного пара в точке в определяем
из условия, что имеет место равновесная
абсорбция пара крепким раствором, т. е. пар после
испарителя подогревается за счет тепла
абсорбции до состояния 6'', равновесного состоянию
крепкого раствора в точке 6.
Тогда
хь= 1
Ьа
= 1-7
60
64
0,063,
1-
и
60
1- ~ = 0,063,
sa = *а sy + A — ха) s4 = 0,063-2,875+
+ A—0,063) 0,515 = 0,663 ккал/(кг-° С).
По значениям /4 и sa находим в s, /-диаграмме
положение точки а. Для построения линии
процесса кипения в генераторе при постоянной
общей концентрации 1а и постоянном давлении
pv (линия 5—а) определяем промежуточное
состояние влажного пара — точка р. Для
температуры / = 87,5° С
=0,601 ккал/(кг-°С).
хр = 0,032,
sp =
По значениям t0 и sp наносим в s, /-диаграмме
точку р. Соединяя точки 5, р и а, получаем
линию кипения 5 — а.
sb = xb s6> + (l—хь) s6 = 0,063-3,07 +
+ A—0,063) 0,46 = 0,625 ккал/(кг.° С).
Энтропию Sq> находим из s, / -диаграммы. По
значениям /6 и sb наносим в s, /-диаграмме
точку в.
Для построения линии процесса абсорбции,
протекающего при постоянной общей
концентрации ?а и постоянном давлении ра (линия в—2),
определяем промежуточное состояние влажного
пара — точка р'. Для температуры /р, равной
44° С, хР' = 0,0323, sP'-0,552 ккал/(кг-° С).
По значениям tp> и sP' наносим в s, /-диаграмме
точку р'. Соединяя точки в, р\ 2, получаем
линию абсорбции в — 2.
Энтальпия точки в
1ъ = хъ w + A—хь) i'e = 0,063-719 +
+ A—0,063) 67,9 = 109,0 ккал/кг.
Энтальпию 1*6' находим из s, /-диаграммы.
Из теплового баланса определяем состояние
крепкого раствора на выходе из теплообменника
(точка 6)
; __; k — Н = 89 5 85 — 64,75
1
1 — 0,063
= 67,9 ккал/кг.
24

Точка 6 в s, /-диаграмме расположена на
пересечении изоэнтальпы ?6 с линией ?г =-¦ const.
Нахождение узловых точек цикла 3', с, 3
показано на рис. 3. Для определения состояния
жидкости после дросселирования (точка d)
находим степень сухости влажного пара xd по
уравнению
id - ix 138,25-100 _ n nfi„
*<* = j^=Tx = 668-100 ~ °»0b7d-
Значения энтальпий idy ie, i± даны на s,
/-диаграмме. Поскольку xd = ~ , то положение
точки d в s, /-диаграмме определяем
графическим построением.
Конец процесса кипения воды в испарителе
(точка Г) находится на изобаре р0.
Одновременно точка Г относится к изоэнтропе 3'—Г\
являющейся линией совмещения циклов [1].
Поэтому процесс кипения воды в испарителе
заканчивается в точке /' и определяется
пересечением изобары кипения р0 с линией
совмещения циклов 3'—/'.
Степень сухости влажного пара в состоянии
Г, найденная по s,/-диаграмме из соотношения
отрезков Г — е и 1—е, составляет Ху= 0,945.
Тогда энтальпия точки Г равна i\> = X\>ie +
+ (l—xv) ix = 0,945-668 + A—0,945) 100 =
= 637,5 ккал1кг.
Приводим расчетные удельные тепловые
нагрузки (ккал/кг) на аппараты машины:
Генератор Цк=1>а~ г5=130,2—85=45,2
Конденсатор ?к=(*3'—*а) х0=G38,4—138,25) 0,063=37,8
Абсорбер qa=qa— A^a=44,25—5,13=39,12
Испаритель q0=(iv —id) *а=F37,5 — 138,25) 0,063=31,5
В приведенных выше значениях величин
удельной тепловой нагрузки qa — тепло, отводимое
в процессе абсорбции, qa = ib — i2 = 109,0—
—64,75 = 44,25 ккал/кг;
Aqa — доля тепла абсорбции, используемая
для приведения пара в состояние равновесия
с абсорбирующим раствором,
Aqa = (i6, —iy) xa = G19—637,5) 0,063 =
= 5,13 ккал/кг.
Тепловой баланс машины: тепло подведенное
qh = 45,2, q0 = 31,5 ккал/кг (qh + q0 —
=76,7 ккал/кг); тепло отведенное qa = 39,12,
qK = 37,8 ккал/кг (qa + qK = 76,92 ккал/кг).
Холодильный коэффициент компрессорной
холодильной машины
8 = -
Г —(<1 _ 637,5—138,25
у — iv 738,4 — 637,5
4,95.
„. xaih'-h') 0,063G38,4-637,5)- 0 Hi
Ц ~ ia-i5 ~ 130,2-85 -*М*1-
Тепловой коэффициент абсорбционной бро-
мистолитиевой холодильной машины
? = е.г] = 4,95-0,141^0,7
или
г _ *о?о _ 0,063-499,25 п ?
Ъ~ qh = 45,2 ~U'''
Диаграмма s, t составлена для жидкостной и
паровой фаз, что позволяет выполнять тепловые
расчеты циклов абсорбционной бромистолитие-
вой холодильной машины, не прибегая к
изображению и использованию процессов, идущих
в области влажного пара по линиям постоянных
общих концентраций I = const,p = const.
Приводим пример расчета цикла, в котором
тепловые потоки отнесены к единице вещества
паровой фазы.
Кратность циркуляции раствора
?г 64 1 о /
ъ — 16 кг/кг.
а = -
lr-la
64—60
Расчетные удельные тепловые нагрузки
(ккал/кг) на аппараты машины следующие:
Генератор qh ==г3'+(а—0 ^— ш5=738,4-}-A6—1) 89,5—
— 16-85=720,4
Конденсатор qu=iy — f8=738,4 —138,25=600,15
Абсорбер ?о=М'+(в—^'в—ш*2==€37,54-A6—1N7,9—
— 16-64,75=620,5
Испаритель q0=iy —*3=637,5—138,25=499,25
Тепловой баланс машины: тепло подведенное
qh = 720,4, q0 = 499,25 ккал/кг (qh+qo =
= 1219,65 ккал/кг); тепло отведенное qa =
= 620,5, <7к = 600,15 ккал/кг (да+<7к =
= 1220,65 ккал/кг).
Тепловой коэффициент машины
499,25
С =
<7о
^;— 719,40
0,7.
Термический к. п. д. теплового двигателя
Таким образом, энтропийная диаграмма
позволяет не только анализировать
термодинамические циклы абсорбционной бромистолити-
евой машины, но и выполнять тепловые расчеты
с определением параметров отдельно для жидкой
и паровой фаз.
ЛИТЕРАТУРА
1. РозенфельдЛ. М. Теория совмещенных
циклов абсорбционной холодильной машины. ЖТФ,
том XII, вып. 8, 1952.
2. РозенфельдЛ. М., Кузьмицкий Ю. В.,
П а н и е в Г. А. Энтропийная диаграмма
равновесных фаз водного раствора бромистого лития.
«Холодильная техника», 1971, №4.
25

Исследование теплоотдачи при охлаждении и замораживании мясных туш
В. Г. ФЕДОРОВ, Д. Н. ИЛЬИНСКИЙ, О. А. ГЕРАЩЕНКО, Л. Д. АНДРЕЕВА
Укрн иимясомолпром
При исследовании теплообменных процессов
при воздушном охлаждении или замораживании
мясных полутуш прибегают к упрощениям,
снижающим достоверность получаемых
результатов.
К таким упрощениям относятся выбор тел
правильной геометрической формы для
моделирования теплообменных процессов [1, 2, 3],
применение материалов с высокой
теплопроводностью для изготовления моделей мясных
полутуш [4] и раздельное определение конвективной,
массообменной и радиационной составляющих
теплообмена без учета их взаимного влияния
[5, 6].
Предлагаемая методика позволяет получать
локальные значения суммарных коэффициентов
теплоотдачи при охлаждении или
замораживании мясных полутуш в производственных,
полупроизводственных и лабораторных условиях без
заметного искажения тепло- и массообменных
процессов.
Измерению подлежат плотность теплового
потока q и разность температур At между
поверхностью полутуши и воздухом против места
измерения, но вне пограничного слоя.
Чувствительный элемент, реализующий эти
измерения, представляет собой слоистый
датчик теплового потока [7] со встроенной
одиночной дифференциальной термопарой (рис. 1).
г J
^^
IWWWWWWWA
\ \\\\\\\\\\
\ t \ f
!
Рис. 1. Слоистый датчик теплового потока:
1 — выводы чувствительного блока термоэлементов; 2 —
выводы одиночной термопары; 3 — стальное кольцо;
4 — блок дифференциальных термоэлементов; 5 — спай
одиночной термопары; 6 — эпоксидная смола.
Один из спаев термопары заделывается у
поверхности датчика при его изготовлении,
второй, защищенный от лучистого теплообмена
экраном из алюминиевой фольги, может быть
зафиксирован на некотором расстоянии от
поверхности исследуемого тела.
При изготовлении слоистых датчиков
используют технику получения гальваническим спо-
637.5.037.1:536.24.001.5
собом большого числа дифференциальных
термоэлементов малых размеров. Исходную кон-
стантановую проволоку диаметром 0,1 мм
навивают на целлулоидную полоску шириной 1,
толщиной 0,1 и шагом навивки 0,15 мм. Витки
проволоки, находящиеся с одной стороны полоски,
покрывают лаком, а остальные, не защищенные
лаком участки проволоки, гальванически мед-
нят до толщины покрытия 3 мкм.
Затем целлулоидную основу растворяют в
ацетоне, плоскую спираль изолируют лаком и
спрессовывают слоями так, что образуется блок
размером 16x16x1,5 мм. Места перехода от кон-
стантана к биметаллу располагаются при этом
поочередно на противоположных гранях
блока. Блок со встроенной одиночной медь-констан-
тановой термопарой закладывают в стальное
кольцо диаметром 25, высотой 2 и толщиной
стенки 1 мм, заливают эпоксидной смолой и
выводят через отверстия в кольце гибкие медные
токосъемные проводники и выводы термопары.
Количество элементарных термоэлементов в
датчике превышает 3-103 шт.
Степень подпрессовки блоков и заполнитель
для смолы выбирают так, чтобы эффективная
теплопроводность датчика была несколько
больше максимальной теплопроводности продукта за
время замораживания или охлаждения.
Это необходимо для минимального искажения
поля тепловых потоков q в туше при наложении
датчика [7]. При расположении датчика по
изотермической поверхности его сигнал
пропорционален разности температур между местами
соединения константана и биметалла на
противоположных гранях блока и числу термоэлементов.
Каждый датчик подвергается индивидуальной
градуировке по эталонированному тепловому
потоку. Сигнал датчика линейно зависит от
теплового потока и не зависит от температуры
датчика. Чувствительность датчиков около
100 Вт/(м2-мВ)у инерционность менее 102 с.
Инерционность исследуемых процессов
охлаждения и замораживания мясных полутуш
превышает 104 с, поэтому используют градуировоч-
ные данные датчиков, полученные при
установившемся тепловом режиме.
Наиболее целесообразным способом
крепления датчика на поверхности мясной полутуши,
как показали опыты, является установка его
в полость под тонкую поверхностную пленку
соединительной ткани. Полость для датчика
размером примерно 30x40 мм получается с помо-
26

щью острого ножа. Натяжение пленки плотно
прижимает датчик, поэтому отпадает надобность
в уменьшении контактных сопротивлений.
Собственными тепловыделениями пленки и
падением температуры по ее толщине можно
пренебречь. При установке датчика под слой мяса
в показания датчика и термопары нужно
вводить поправку, относя эти показания к
поверхности. Нет необходимости заботиться о равенстве
степени черноты датчика и исследуемой
поверхности, так как через датчик проходит кондук-
тивный поток тепла.
Установка датчика может вносить некоторые
изменения в характер миграции влаги из глубины
к поверхности полутуши, искажая тем самым
массообменную составляющую теплообмена.
Искажение полной теплоотдачи может в этом
случае достигнуть 5% ее номинального значения
в зависимости от глубины заложения датчика
и степени развития процесса охлаждения или
замораживания. Во избежание такой ошибки
следует подбирать датчики с влагопроницаемо-
стью, близкой к влагопроницаемости мяса,
например датчики с заполнителем, имеющим
сквозные отверстия в направлении теплового потока,
способные пропускать диффузионный
поток влаги.
Вторичным прибором для измерения сигналов
датчиков и термопар является низкоомный
потенциометр Р-306 с нуль-гальванометром
чувствительностью 10~9 А на деление.
Применение компенсационной схемы
измерения (рис. 2) позволяет вынести вторичные
приборы за пределы камер охлаждения или
замораживания.
Общая погрешность в определении суммарных
локальных значений коэффициента
теплоотдачи а = -—- оценивается±5% от измеряемой
величины.
Методику проверяли при охлаждении и замо-
ооо О О
0?о°0 О О
Рис. 2. Схема измерения теплового потока:
1 — потенциометр Р-306; 2— щеточный переключатель;
3 — нуль-гальванометр; 4 — нормальный элемент; 5 —
батарея питания; 6 — датчик теплового потока с
термопарой; 7 — исследуемое тело.
раживании говяжьих полутуш на Новоград-Во-
лынском мясокомбинате.
Поскольку на практике принято
устанавливать степень холодильной обработки по
температуре в толще мышц бедра полутуши,
исследовали, как правило, бедренные части полутуш.
В отдельных случаях определяли также
тепловой поток на поверхности лопаточной части.
Датчики теплового потока закрепляли на
поверхности бедра и лопатки полутуши (рис. 3)
г 5>°\
28
20\
ъ12
:2s
Рис. 3. График изменения теплового потока q,
температурного напора At и коэффициента теплоотдачи а во
времени:
1 и 2 — тепловой поток от бедра и лопатки; 3 я 4 —
разность температур у бедра и лопатки; 5 и 6— коэффициенты
теплоотдачи на поверхности бедра и лопатки.
либо под тонкой поверхностной пленкой.
Скорость омывания поверхности полутуш воздухом
на уровне бедра изменялась в разных опытах
от условий естественной конвекции до 2,8 м/с.
Полутуши обдувались через радиальные
щели размером 150x45 мм2 в воздуховодах
постоянного статического давления,
расположенных между подвесными путями. Шаг щелей
350 мм. Щели соседних воздуховодов смещены
относительно друг друга на половину шага. Ось
струи, выходящей из щели, ориентирована на
геометрический центр бедра полутуш.
Скорости воздуха измеряли крыльчатыми
анемометрами вблизи места установки тепломеров,
результаты трех замеров усредняли.
На рис. 3 приведены результаты опытов при
27

замораживании полутуш. Точки, обозначенные
треугольником, относятся к замерам теплового
потока на лопаточной части полутуши весом
85 кг. Скорость воздуха у места установки
датчика около 0,3 м/с, средняя температура
воздуха 253,5 К.
Величина теплового потока изменялась за 18 я
от 200 до 92 Вт/м2, причем в большей степени
за первые 5 ч. Разность температур At
понизилась с 14 до 9,3 К. Значение коэффициента
теплоотдачи а в начале процесса составляло
14,2 Вт/(м2-К)у но уже через 4 я
стабилизировалось на уровне 10 Вт/{м2'?).
Точки, обозначенные кружками, относятся к
опыту, в котором определяли тепловой поток
от бедра полутуши при скорости воздуха в
зоне установки датчиков 1,8 м/с. Вес полутуши
64,5 кг, средняя температура воздуха 253,5 К
B52-f-255 К). Величина теплового потока за весь
процесс замораживания уменьшилась с 460 до
94 Вт/м2, разность температур 'At снизилась
с 21,6 до 4,6 К, средний коэффициент
теплоотдачи составил 21,8 Вт/(м2-К).
Изменение теплопотерь туши во времени в
каждом отдельном случае аппроксимируется
экспонентой [8]. Расчетные данные для
коэффициента теплоотдачи удовлетворительно
ложатся на горизонтальные линии. Для лопатки
при скорости воздуха 0,3 м/с коэффициент
теплоотдачи равен 10(±0,08) Вт/(м2 -К), для
бедра при 1,8 м/с — 21,8 (±0,33) Вт/(ж2-К).
Вычисленные по методике разных авторов
значения коэффициента теплоотдачи составляют
для условий^6=64,5 кг, 6=0,189 м, №=1,8 м/с,
Гв=—15° С, Re=28232:
по Юргесу [9] а=5,3+3,6№ =
= 11,8 ккал/(м2-я-°С) = 13,7 Вт/(м2-К)',
по Чумаку и Московченко [4] Nu = 0,17 Re0'7,
а=23,35 ккал/(м2'Я-°С)=27,\5 Вт/(м2-К);
по Головкину и Логинову [1] Nu=2,708
Re0»422 (для шара с влажной поверхностью),
«=21,54 ккал/(м2-я-°С) = 25^05 5т/(ж2-К);
по Ходсону [ 10]а= 10,35/№,а= 13,9 ккал/(м2Х
Х^.°С)=16,2 Вт/(м2-К);
по Мак-Адамсу [111 Nu=0,33 Re0*6 (для
шара), а=17,76 ккал/(м2-я-°С) = 20,65 Вт/(м2-К).
Опытным путем по изложенной выше
методике а= 18,75 ккал/(м2-я-°С)=21,80 Вт/(ж2-К).
Влияние массообмена на коэффициент
теплоотдачи можно оценить по изменению веса
полутуши, составившего 120 г/я в первые 3 я и 15 г/ч
в последующие часы.
Изменение веса полутуши определяли тензо-
датчиком со стальным чувствительным
элементом. Измерение проводили потенциометрической
схемой Р-306 с гальванометром М-17/4.
Чувствительность метода при номинальной
нагрузке 100 кг позволяет регистрировать
изменение веса 5-10~3 кг.
Влажный теплообмен определяется
зависимостью
вл А* - FM '
где AG — изменение массы в единицу времени,
кг/я;
г — скрытая теплота сублимации льда,
ккал/кг\
F — поверхность полутуши (найдена по
формуле Дивакова 2F=0,0\1G+
+2,15), ж2.
Для начального периода процесса
авл=2,95 /с/сал/(ж2^.°С)=3,43 В/п/(ж2-К).
Для последующего периода
авл=0,7 ккал/(м2-я-оС)=0,8 Вт/(м2-К).
Таким образом, из опыта аксух=21,8—0,8=
=21,0 Вт/(м2-К).
Лучистым теплообменом для этих условий
пренебрегаем, так как температура
окружающих исследуемую полутушу соседних туш в
среднем одинакова с ее температурой.
Таким образом, экспериментальные значения
локального коэффициента теплоотдачи
конвекцией удовлетворительно согласуются со
средними значениями коэффициента теплоотдачи от тел
различной формы. Лучшее совпадение
получилось с данными Мак-Адамса по конвективному
охлаждению шара.
ЛИТЕРАТУРА
1. Головкины. А., Логинов Л. И.
Рациональные условия охлаждения мяса. «Мясная индустрия
СССР», 1965, № 5.
2. Головкины. А., ЧижовГ. Б., Алямов-
с к и й И. Г. Теплообмен и влагообмен при
охлаждении мяса. Труды ЛТИХП, т. XIV, М.—Л., 1956.
3. Г о л о в к и н Н. А., ШаганО. С, Алямов-
с к и й И. Г. Зависимость продолжительности
охлаждения мяса от скорости движения воздуха. «Мясная
индустрия СССР», 1955, № 1.
4. Чумак И. Г., МосковченкоВ. И.
Теплоотдача от поверхности полутуш к воздуху. В кн.:
«Теплообмен в камерах термической обработки
холодильников». ЦНИИТЭИмясомолпром СССР, 1964.
5. Герасимов Н. А. Интенсификация камерных
морозилок. Труды ЛТИХП т. XIV, М.—Л., 1956.
6. Л о г и н о в Л. И. Аналитические и
экспериментальные исследования охлаждения мяса.
Автореферат кандидатской диссертации. ЛТИХП, 1967.
7. Геращенко О. А., Федоров В. Г. Тепловые
и температурные измерения. Киев, «Наукова думка»,
1965.
8. Федоров В. Г., Ильинский Д. Н.,
Андреева Л. Д. Теплометрия процесса охлаждения
мясной полутуши. Киев, «Харчова промисловють», 1971,
№ 14.
9. JurgesW. «Gesundh.— Ing». 1924, Bd. 19, Nr. 1.
10. X о д с о н Т. Влияние скорости воздуха и размера
испарителя на весовые потери продукта в камерах
охлаждения туш. Доклад на симпозиуме
Международного института холода, Л., 1970.
11. Мак-Ада мсВ. X. Теплопередача. М.,
Металлу ргиздат, 1961.
28

ИЗ ДИССЕРТАЦИОННЫХ РАБОТ
Теплоты смешения фреонов-12
и 115 с фреоном-2 2
Доктор техн. наук 3. И. ГЕЛЛЕР, доктор техн. наук
В. Ф. ЧАЙКОВСКИЙ, А. В. ЕГОРОВ
Одесский технологический институт холодильной
промышленности
(Из диссертационной работы А. В. Егорова)
621.564.25:536.7
В литературе отсутствуют данные о теплотах
смешения фреонов. В связи с этим разработана
экспериментальная установка и проведено исследование теплот
смешения растворов фреонов-22 и 12 и фреонов-22 и 115 в
интервалах температур соответственно 222—253 К и 223—
283 К.
Принципиальная схема экспериментальной установки
изображена на рис. 1.
Рис. U Схема экспериментальной установки:
d — баллоны; 2 — натекатели; 3 — ртутный дифманометр;
4 — сборники ртути; 5 — коллектор; 6 — сердечник
электромагнита; 7 — электромагнит; 8 — вакуумный
насос; 9 — шнековая мешалка; 10 — змеевик для
охлаждения; 11 — капилляры; 12 — адиабатная оболочка; 13 —
термистор; 14 — медные термометры сопротивления; 15—
лробойник; 16 — основной нагреватель; 17 —
нагреватель; 18 — регулировочный нагреватель; 19 — ячейка;
20 — криостат; I, II, III — вентили.
Калориметр представляет собой два тонкостенных
латунных цилиндра, соединенных с помощью накидной
гайки. Между фланцами цилиндров зажата тонкостенная
F=0,005 мм) мембрана из алюминиевой фольги. Общий
объем калориметра около 18 смъ. Объем верхнего и
нижнего отсеков определяли калибровкой их по воде,
взвешивание проводили на весах АДВ-200. Для изменения
концентраций в пределах 0,2—0,3 мольных долей
компонентов в отсеки помещали латунные диски, объем которых
устанавливали методом гидростатического взвешивания.
К верхнему и нижнему отсекам калориметра приварены
капилляры для вакуумирования отсеков и их заполнения.
Отсеки калориметра перед заполнением фреонами ва-
куумировались вакуумным насосом ВН-461М при
открытых вентилях (кроме вентилей на баллонах А и Б). Затем
для конденсации фреонов в калориметре ячейка
охлаждалась в отдельном термостате до 193—203 К; вентили
I, II и III закрывались. После этого фреон из баллона А
подводился в нижний отсек, а из баллона Б — в верхний.
Показываемое образцовым манометром давление при
заполнении отсеков принято на 0,01—0,02 МН/м2 выше
давления конденсации низкокипящего компонента. По
показаниям манометра можно судить об окончании
конденсации фреонов. Кроме того, по манометру наблюдали
за понижением давления при смешении, которое в опытах
составляло не более 5 кН/м2. В связи с тем, что давления
конденсации фреонов различны, для исключения
перепада давлений на мембране, на баллонах установлены
натекатели. Перепад давлений контролировался
дифференциальным манометром, снабженным сборниками ртути
для предотвращения заброса ее в капилляры. При
заполнении разность давлений в отсеках не превышала 20—
30 мм рт. ст.
Для пробоя мембраны в верхнем отсеке расположен
круглый нож, подвешенный на стальной упругой нити,
верхний конец которой закреплен в сердечнике
электромагнита, удаленного на 1 м от калориметра во избежание
влияния его полей на электроизмерительные цепи. При
включении электромагнита пробойник опускается,
разрывает мембрану и фреоны смешиваются. При
последующем включении электромагнита пробойник работает как
мешалка.
Калориметр окружен адиабатной оболочкой.
Адиабатные условия опыта поддерживались автоматически
с помощью электронной схемы [1], чувствительность
которой ±0,0005 К.
Калориметр с адиабатной оболочкой помещен в
жидкостный термостат, снабженный шнековой мешалкой,
двумя электронагревателями открытого типа и змеевиком,
по которому подается охлаждающая жидкость (ацетон)
из криостата. Ацетон в криостате охлаждался твердой
углекислотой.
Изменение температуры калориметра фиксировалось
термисторами МТ-64, температурный ход которых равен
—4,2% на градус. Сопротивление термисторов Rt, сила
тока в цепи нагревателя / и падение напряжения V
измерялись мостом-потенциометром Р-304 класса 0,015
с гальванометром М 195/2. Температурная
чувствительность измерительной схемы ЬЮ-5 К.
Тепловое значение калориметрической системы
относительно единицы сопротивления термисторов
определялось электрическим нагревателем (см. рис. 1),
расположенным внутри ячейки. Время работы нагревателя т
измерялось электрическим секундомером с точностью
0,01 с. В схеме предусмотрено одновременное включение
нагревателя и секундомера.
29

Теплота смешения QcM вызывает понижение
температуры калориметра на величину AtcM и соответствующее
изменение сопротивления термисторов А#см. При
включении нагревателя на время т выделяется количество
тепла QH, равное V7x, обусловливающее повышение
температуры на величину А/н и изменение сопротивления
термисторов А#н.
Теплоту смешения вычисляли по формуле [1]
QhA^m VHARcm
Qcm— д/__ — л d__ Дж.
А*н
АЯн
Относительная ошибка в определении теплот смешения
складывается из ошибок в определении изменения
температуры 26 А #=±=0,02%* и массы компонентов,
участвующих в смешении, с учетом объема капилляров 2бт=
—±0,9%, ошибок в измерении тока в цепи нагревателя
б/= =t= 0,15%, времени работы нагревателя 6т=±=0,002%,
падения напряжения на нагревателе 6V=±0,03%
и ошибки вследствие неадиабатичности в процессе
смешения бЧЗнеад=—0,3%.
Таким образом, суммарная максимальная погрешность
эксперимента не более =?1,5%.
Начальная температура опыта измерялась с точностью
0,1 К медным термометром сопротивления (/?=500 Ом
при 293,15 К), намотанным на наружной поверхности
адиабатной оболочки.
Надежность опытных данных проверялась при
определении теплот смешения гексана и циклогексана при
температуре 298 К. Полученные результаты отличались
от весьма надежных данных [2 ] не более чем на 0,3—0,9%.
Воспроизводимость результатов опыта составляла =?0,5%.
Фреоны очищали путем многократного замораживания
в жидком азоте, вакуумирования и пропускания через
Таблица 1
Мольная доля
фреона-22
ДЯ, Дж/моль
222 К
0,243
0,315
0,418
0,503
0,709
458,9
501,4
525,1
538,1
475,6
Мольная доля
фреона-22
ЛЯ, Дж/моль
253 К
0,260
0,331
0,522
0,726
464,0
504,2
539,2
478,3
Таблица 2
см
к см
вс 2
= tR О
о ч Я
< ««е
223
0,265
0,319
0,387
0,474
0,501
0,605
0,680
0,748
Л
о
sir
<fc5[
К
648,4
743,3
842,4
865,3
868,9
846,4
722,8
643,4
см
к см
S я
?ко
5 е <и
? «•&
«о
о
<з^
243 К
0,267
0,323
0,390
0,476
0,509
0,602
0,685
0,751
672,9
769,1
869,9
894,5
898,0
873,5
753,6
668,4
- см
СО ¦
>С Л
оль
зля
зеон
% п&
а
*=5
О
<fcj
263 К
0,275
0,331
0,406
0,484
0,517
0,610
0,693
0,759
696,0
798,2
902,0
926,9
930,5
905,4
774,0
693,1
см
tR CM
я 2
S tR О
^ СС-&
л
о
st
<fet
283 К
0,280
0,339
0,413
0,492
0,525
0,617
0,700
0,767
720,8
725,4
933,2
967,1
964,3
941,4
801,9
713,6
цеолитовые фильтры. Хроматографический анализ
показал, что содержание примесей не превышает массовых
0,5%.
Результаты опытов соответственно для смесей фреонов-22
и 12 и фреонов-22 и 115 представлены в табл. 1 и 2.
Значения теплот смешения (АЯ, Дж/моль) фреона-22 с
фреоном-115 получены впервые. Для смеси фреонов-22 и 12
не обнаружена температурная зависимость теплоты
смешения, а для смеси фреонов-22 и 115 теплота смешения
увеличивалась ~-на 4% на каждые 20 К.
На рис. 2 сопоставлены полученные значения теплот
смешения фреонов-22 и 12 с данными Уайта [3],
вычисленными по теплотам испарения и с результатами Крибе-
ля [4], рассчитанными по фазовому равновесию. Из рис. 2
следует, что величины теплот смешения, полученные в
работе [3], отличались от экспериментальных значений не
более чем на 5%, в то время как расчет по работе [4]
обусловливает недопустимую погрешность (около 20%).
D.Z 0,4 0,8 0,8
Мольная доля фреона-II
W
Рис. 2. Зависимость теплоты смешения фреонов-12 и
22 от концентрации:
1 — данные Крибеля [4]; 2 — данные авторов; 3 —
данные Уайта [3].
ЛИТЕРАТУРА
1. Белоусов В. П., СабининВ. Е.,
Дмитриев И. В. Известия ВУЗов СССР. Химия и
химическая технология, 1964, № 7, 335.
2. Watts H., Clarke E. and GlewD. «Canad. J.
Chem.», 1968, Vol 46, p. 815.
3. N e i 1 s о n E. and W h i t e D. «J. Phys. Chem.»,
1959, Vol. 63, No 9, p. 1363—1365.
4. К г i e b e 1 M. «Kaltetechnik — KHmatisierung», 1967,
Vol. 19, No 1, p. 8—14.

О кипении фреонов в условиях
свободной конвекции
Л. Л. ВОЛОШКО
Астраханский технический институт рыбной
промышленности и хозяйства
66.046.7:621.564.25
К настоящему времени накоплен значительный
экспериментальный материал по кипению различных фреонов
в области режимных параметров, соответствующих работе
холодильных, теплонасосных и теплоэнергетических
установок. Для анализа, сопоставления и использования в
расчетной конструкторской практике эти экспериментальные
данные разными авторами обычно представляются в той или
иной форме обобщенных переменных. При этом
используются методы теории подобия, анализ размерностей или
теория приближенного термодинамического подобия.
В работах [1—3] показано, что большинство
известных критериальных уравнений, полученных путем
анализа системы дифференциальных уравнений,
описывающих пузырьковое кипение, не позволяют обобщить
опытные данные при кипении фреонов для разных сочетаний
фреон — поверхность нагрева. При этом нередко
наблюдается расслоение опытных точек в зависимости от
давления насыщения.
В связи с этим для расчета теплоотдачи при развитом
кипении фреонов предложено [3] обобщенное уравнение,
полученное методом приближенного термодинамического
подобия, которое позволяет лучше учесть влияние свойств
жидкости и давления насыщения на интенсивность
теплоотдачи, но не вскрывает внутренней физической
сущности явления.
Для получения системы количественных соотношений
особое значение приобретают теоретические и
экспериментальные исследования с целью определения
внутренних характеристик механизма пузырькового
кипения, а также изучения совместного влияния этих
характеристик на гидродинамическое состояние
двухфазного слоя и интенсивность отвода тепла от поверхности
нагрева. К таким характеристикам относятся отрывной
диаметр и частота отрыва пузырька, скорость роста
пузырьков и плотность центров парообразования на
поверхности нагрева, макроскопические краевые углы
смачивания.
Анализ физических представлений о механизме
переноса тепла при пузырьковом кипении [3—5] и
соответствующих уравнений для расчета интенсивности
теплоотдачи показывает, что для получения достаточно
строгих количественных соотношений, способных обобщить
накопленный экспериментальный материал, необходимо
наиболее удобным образом представить суммарный
тепловой поток, отводимый с поверхности нагрева.
В настоящей статье для определения суммарной
плотности теплового потока используются результаты
теоретического анализа для основных внутренних физических
характеристик пузырькового кипения, изложенные в
работе [6 ].
Принято, что суммарная плотность теплового потока
складывается из потока тепла, расходуемого на фазовое
превращение, и потока тепла, затрачиваемого на перегрев
жидкости, которая выносится паровыми пузырьками из
пристенного слоя в основной объем.
Плотность теплового потока, расходуемого на фазовое
превращение, определяется по уравнению
р — плотность пара;
tip —¦ число действующих центров парообразования.
При росте парового пузырька на поверхности
нагрева некоторое количество жидкости с температурой
T,/=T,s+671 выталкивается из пристенного слоя в
основной объем. Кроме того, часть перегретой жидкости
уносится из пристенного слоя вместе с паровым пузырьком
в виде присоединенной массы. При этом всплывающий
пузырек окружен оболочкой из перегретой жидкости,
избыточная энтальпия которой расходуется на рост
пузырька ;в процессе всплывания. Существование такой
оболочки согласуется с известным фактом ^значительного
увеличения размера пузырька при его всплывании в
объеме кипящей жидкости.
Таким образом, из пристенного перегретого слоя с
каждого центра парообразования выталкивается и
уносится в основной объем некоторая секундная масса
жидкости
h=-Q-fdlrp"nF,
A)
где / — частота отрыва пузырька от поверхности нагрева;
dQ — отрывной диаметр парового пузырька;
г — скрытая теплота парообразования;
¦СтР
fdl
B)
где р' — плотность жидкости;
ст — числовой коэффициент.
Плотность теплового потока, затрачиваемого на
перегрев этого количества жидкости,
<72
-Q-fdlnpCmP'c'bT,
где с — теплоемкость жидкости.
Суммарная плотность теплового потока
Я = Яг + ?2 = -Q- fd\nF (гр" + стр'с'6Т).
C)
D)
Величину средней объемной скорости паровой фазы,
отводимой от одного центра парообразования
поверхности нагрева, можно определить по формуле [6]
~fd% = Щ- Со 1/2Ф (9) а' [ (p-lV)g ]'" Ja,
E)
где Св — числовой коэффициент;
Ф @) — некоторая функция краевого угла;
6 — краевой макроскопический угол
смачивания;
а' — коэффициент температуропроводности
жидкости;
о — коэффициент поверхностного натяжения;
g — ускорение силы тяжести;
_ р'с'ДГ
J a — -^jn — критерий Якоба;
р"г
AT=TCT—Ts
Тст — температура поверхности нагрева;
Ts — температура насыщения.
Для оценки плотности действующих центров
парообразования используем соотношение [4]
/гр"АГ\2
F)
которое качественно согласуется с экспериментальными
результатами [3] при кипении различных фреонов (Сг —
числовой коэффициент).
Из уравнений D), E) и F) можно вывести
соотношение
20л 7
q = -у- ,С<АУ 2ф F) a'J a
(P'-Plg
1/2
X
[гр"АТ\2 „
XI-^77" (ф +стРс^Т),
G)
31

которое в безразмерной форме имеет вид
Nu* —— У2(? @) ^o^KWa2! 1 + ст д^ J a
__ а Г а 11/2
Здесь Nu»=Tr[-(p'-p-)e J i
а — коэффициент теплоотдачи;
V — коэффициент теплопроводности жидкости;
_ (ФТ Г су 11/2
^Kt=pVars [(р'-р'Х1
Из уравнения (8) находим
при ст д^ЛаС 1
Nu* = ^- С<А У2ф(еГ(ад ЛаJ,
(8)
6Г т
при стд^;Ла>1
20л
ЬТ
Nu, = -T- C0ClCm д^Т/2Ф(е) Kt2Ja3
(9)
A0)
Поскольку критерий Л а является мерой отношения
между количеством тепла, затрачиваемого на перегрев
единицы объема жидкости, и объемной теплотой
парообразования, можно заключить, что решения уравнений (9)
и A0) отражают доминирующее влияние одного из двух
указанных слагаемых суммарной плотности теплового
потока на отвод тепла с поверхности нагрева.
Критериальное уравнение (8) использовано нами для
обобщения экспериментальных данных при кипении
различных фреонов. Основные условия проведения опытов
представлены в таблице. Физические характеристики
жидкости и пара в состоянии насыщения принимались по
данным работы [3].
Как видно из рисунка, опытные данные,
соответствующие широкой области определяющих параметров для
основной группы фреонов, удовлетворительно обобщаются
критериальным уравнением ^ J "ZZl
Nu*=CwKt2Ja2,\ A1)
Значение числового коэффициента Cw для каждой
кривой приведено ниже:
Номер кривой
Cw.\0* . . .
i
0,25
II
0,41
III
0,74
IV
1,5
V
2,5
VI
4,84
Экспериментальные результаты [1 ] при кипении
фреонов-12, 22 и 142 на стальной трубке промышленного из-
готовленияТобобщаются критериальным уравнением A1)
с числовым коэффициентом Cw=0,25-10 (рис. 1, а,
кривая /). При кипении фреона-22 на медных трубках
[7, 8] наблюдается некоторое увеличение интенсивности
теплообмена Cw=0,4110~6 (рис. 1, а, кривая //).
При кипении фреона-21 на никелевой трубке
получены результаты [9], характеризующиеся еще большей
интенсивностью теплообмена — Cw=0,74-10~6 (рис. 1, а,
кривая ///). Кривая IV обобщает опытные данные [2, 3]
при кипении фреонов-11, 113 и С318 на стальных трубках^
при этом Cw=l,5-10-*.
Кипение фреона-21 [2] на шаржированной
поверхности стальной трубки отличается значительной
интенсивностью теплоотдачи — Cw=2,5- 10~б (рис. 1,6,
кривая V). Это объясняется более благоприятными
условиями для зарождения паровых пузырьков на поверхности
нагрева с увеличенной микрошероховатостью, что
приводит к росту числа действующих центров
парообразования.
Данные [10], полученные при кипении фреонов-12 и,22
на медной ребристой трубке, характеризуются
существенным увеличением интенсивности теплообмена — Cw—
4,84-10~6 (рис. 1,6, кривая VI). Физическое объяснение
возможных причин этого явления изложено в работе [10].
Анализ результатов обобщения опытных данных
свидетельствует о том, что поверхностные условия
существенно влияют на интенсивность теплоотдачи при кипении
фреонов, поскольку каждое конкретное сочетание
поверхность нагрева — жидкость в состоянии физико-химическо»
Данные авторов
Фреон
Данилова [1]
Данилова, Куприянова
[2]
Данилова [3]
Данилова [3]
Поволоцкая [7]
Поволоцкая [8]
Гогонин [9]
Дюндин [10]
• 12
22
142
21
С318
113
11
22
22
21
12
22
Пределы изменения
давление
кипения
ps, бар
1,65—5,68
3,54—9,22
0,98—2,90
0,71—3,97
0,545—13,501
1,10-2,68
0,606—2,36
1,025—4,56
0,441—5,0
1,53-9,6
1,0—5,6
1,65—9,26
плотность
теплового
потока
д-\0—*,Вгп/м*
Характеристика повергю:т!
нагрева
3,46—51,3
0,856—51,5
0,226—49,7
0,6—54,3
0,6—52,9
0,98—31,4
1,5—125,5|
0,496—10,8
0,84—5,43
0,42—310
0,3—23,5
0,3—18,0
Горизонтальная стальная
трубка (IX18H9T) диаметром
12,5x0,2 мм, длиной 253 мм
То же, диаметром 5,1x0,2 мм>
длиной 91 мм; Rz = 3,84; 9;
13 мкм
То же, диаметром 18 X 1 мм,
длиной 305 мм; Rz=0,6 мкм
Тоже, диаметром 2,04x0,21 мм,
длиной 156 мм
Горизонтальная медная трубка
диаметром 20x3 мм, длиной
380 мм; Rz=2 мкм
То же, Rz=2 мкм (нижняя
трубка из пучка)
Горизонтальная никелевая
трубка диаметром 2,5x0,1 мм,
длиной 85 мм; Rz==3,2 мкм
Горизонтальная медная
ребристая трубка диаметром 16,5 X
X 1,5 мм длиной 400 мм; Rz—
=3,4 мкм
32

Ре, =
ф"а'
(Р'-Р")?
1/2
<п'1
iii
У?й*
Kt
ю'2
w'3
ю*
w'5
X
*/
/
I I I
II
""TTT
| j I
Ml
~1тп s
I i 1 i A>
jJr
EEBEE
N
Ш
^q Г
o\
iJJif
цА%Х 1 1 1
#1/ A
— L ^/^П IN
H
[Л
-i±ji—Э
IP
к/ о
Jail
TrrF^
J?
Ж
4
fgHTFJTfl
EiFj±ttta
—ГГмгТ!
T1''! 1
jjllj
¦ —И 1 1 N
hi
1 Mil
i 1 И11
1 Ml 11
~ j | j j i { ! 1
TTmI
1 1 In]
0-/ j | j jl
-H-H •-^ —r It
о 1 П" TT
1 ' ! i I
1 ill1
го взаимодействия при кипении создает определенные ус
ловия для зарождения паровых пузырьков.
Таким образом, различие числовых коэффициентов
в уравнении A1), по-видимому, объясняется
своеобразными условиями, которые складываются на границе
поверхность нагрева — жидкость. При этом существенное
влияние на результаты могут оказать методика измерений
и условия проведения опытов й особенности подготовки
к ним жидкости и поверхности нагрева.
Критериальным уравнением A1) удобно пользоваться
при расчете коэффициентов теплоотдачи, когда
независимым переменным является температурный напор. Если
в условия однозначности входит плотность теплового
потока, следует использовать иную форму записи уравнения
Поскольку
10~
ю°
ю1
10г
fi
Ja
Сопоставление экспериментальных данных с уравнением
(8):
а — фреоны: 1 — 12; 2 — 22; 5—142 [1]; 4 — 22 [7]:.
5 — 22 [8]; 6 — 21 [9]; 7 — ИЗ; 8 — 11 [3];9 —С318
[2]. Ординаты кривых //, /У/ и IV уменьшены
соответственно в 10, 100 и 1000 раз.
в — фреоны: / — 21 (поверхность шаржирована) [2];
2 — 12; 3 — 22 (оребренная поверхность) [10].
Ординаты кривой VI уменьшены в 10 раз.
ТО хТ ^0,294 0,588^ 0,706
Nu*=Cw Kt Pe/ • A2)
Сопоставление полученного критериального уравнения
с многочисленными экспериментальными результатами
по кипению различных фреонов показало качественное^
соответствие.
ЛИТЕРАТУРА
= JaNu*
1. Данилова Г. Н. Влияние давления и
температуры насыщения на теплообмен при кипении фреонов.
В сб. «Теплообмен при конденсации и кипении».
Труды ЦКТИ, вып. 57, 1965.
2. Данилова Г. Н., Куприянова А. В.
Коэффициенты теплоотдачи при кипении фреонов-С318 и 21
на горизонтальной трубке. «Холодильная техника»^
1967, № П.
3. Данилова Г. Н. Теплообмен при кипении
фреонов. Докторская диссертация. Л., ЛТИХП, 1968.
4. Л а б у н ц о в Д. А. Приближенная теория
теплообмена при развитом пузырьковом кипении. «Известия
АН СССР. Энергетика и транспорт», 1963, № 1.
5. Б о р и ш"а нск и й В. М., Ж о х о в К. А. Тепло-
33

обмен при пузырьковом кипении.
«Инженерно-физический журнал», 1968, том 15, № 5.
6. В о л о ш к о А. А., В у р г а ф т А. В. Динамика
отрыва парового пузыря при кипении в условиях
свободного движения. «Инженерно-физический журнал»,
1970, том 19, № 1.
7. ПоволоцкаяН. М. Исследование коэффициентов
теплоотдачи при кипении фреона-22 на одиночной
трубе и пучке горизонтальных труб. «Холодильная
техника», 1968, № 7.
ПИСЬМО В РЕДАКЦИЮ
В письме в редакцию журнала «Холодильная
техника», опубликованном в № 12 за 1970 г.,
профессор В. С. Мартыновский и его коллеги
подвергли резкой критике нашу статью «О
целесообразности применения на мясокомбинатах
СССР воздушных холодильных машин,
работающих на базе теплового потребления»,
опубликованную в XXI томе трудов ВНИИМПа A968 г.).
К сожалению, эта критика основана на
нежелании авторов письма в редакцию правильно
понять физический смысл наших рассуждений
и формулировок.
Это и заставило нас написать ответ, чтобы
разъяснить уважаемым читателям, что в
действительности дело обстоит иначе.
Авторы письма в редакцию, подобрав ряд
цитат из нашей статьи, пытаются создать
впечатление, что мы якобы отрицаем 2-й закон
термодинамики и признаем вечный двигатель 2-го
рода.
В действительности никто из нас не отрицал
2-го закона термодинамики, тем более для
воздушных холодильных машин, работающих на
идеальном газе.
В то же время, рассматривая только для
простоты рассуждений работу
воздушно-холодильной машины на идеальном газе, мы никогда не
использовали свойств идеального газа как
основание для наших выводов и формулировок. Мы
прекрасно понимали, что согласно 2-му закону
термодинамики максимально возможные
термодинамические эффекты не зависят от свойств
рабочего тела. В связи с этим мы это положение
термодинамики никогда не предавали забвению,
в чем нас обвиняют авторы письма в редакцию.
8. ПоволоцкаяН. М. Исследование теплообмена
при кипении фреона-502 в пучке труб. Отчет ВНИХИ,
1969.
9. Г о г о н и н И. И. Теплообмен при кипении фреона-21
в условиях свободной конвекции. «Холодильная
техника», 1970, № 3.
10. ДюндинВ. А. Исследование теплообмена при
кипении фреона-12 на гладкой и ребристых трубках.
«Холодильная техника», 1969, №11.
Перейдем к основному вопросу о том, как мы
понимаем «даровое» получение холода,
электроэнергии, сжатого воздуха и т. п.
Учитывая, что в схеме нашей установки
теоретически все тепло сжигаемого топлива
используется в теплофикационной сети, мы можем
утверждать, что тепло AQ количественно не
тратится на получение электроэнергии и холода.
К^этому нас обязывает закон сохранения
энергии и этого никто не может отрицать. Однако
качественная затрата тепла AQ безусловно
имеет место, к этому обязывает 2-й закон
термодинамики. Это происходит в схеме нашей
установки в результате перехода (трансформации)
тепла AQ от температурного уровня Тг к уровню
Т2, где Г1>7,2. Без такого компенсирующего
процесса невозможно было бы получить и
электроэнергию, и холод, и мы этого никогда и
нигде не отвергали.
В нашей статье на стр. 64 написано: «Но в
системе имеется компенсирующий процесс,
выражающийся в переходе тепла AQ от температурного
уровня Тг на уровень Г2». Об этом почему-то
умалчивают авторы письма в редакцию. Они
вообще ничего не пишут о нашем строго
термодинамическом доказательстве полного соответствия
наших выводов и формулировок со 2-м законом
термодинамики?!
Таким образом, компенсирующий процесс или
эксергозатрата (качественная затрата) тепла
AQ в нашей установке бесспорно имеется и об
этом ясно написано в нашей статье.
В то же время авторы письма в редакцию пишут,
что «... всякие попытки некомпенсированного
«дарового» получения работы и холода бессмыс-
К вопросу о совместной выработке тепла и холода
при помощи воздушных холодильных машин
34

ленны, ибо противоречат 2-му закону
термодинамики», хотя все это не имеет к нам ни
малейшего отношения.
Но из этого заявления авторов письма в
редакцию неопровержимо следует, что именно
понимают проф. В. С. Мартыновский и его
коллеги под «даровым» получением работы и
холода. Они понимают полностью декомпенсирован-
ное их получение.
Такое понятие «дарового» получения работы
и холода авторы письма в редакцию пытаются
приписать нам, что является абсолютно неверным!
Следовательно, главное обвинение в том, что
мы отрицаем 2-й закон термодинамики и
признаем вечный двигатель 2-го рода в предложенной
нами схеме установки, совершенно
несостоятельно.
Авторы письма в редакцию не хотят понять,
что все наши выводы и формулировки,
сделанные на основании 1-го закона термодинамики,
полностью соответствуют и 2-му ее закону.
Второй закон термодинамики запрещает рас-^
сеянную теплоту окружающей среды AQ0 прев-~^
ращать в механическую работу при помощи
прямых термодинамических циклов (постулат
В. Томсона).
Да, действительно, такое превращение
совершенно невозможно для любого прямого
термодинамического цикла вследствие отсутствия
источника тепла с более низкой температурой
нежели температура окружающей среды. В
данном случае будет отсутствовать компенсирующий
процесс. Это противоречит 2-му закону
термодинамики, который при обратимых процессах
требует, чтобы превращение любого тепла в
работу (как энергии с меньшей термодинамической
ценностью, эксергией) сопровождалось полной
компенсацией (компенсирующим процессом).
Что же мы имеем в нашей схеме установки
(см. рисунок) за каждый цикл ее работы?
1. Превращение теплоты AQ0 в механическую
работу AALReT детандера.
2. Переход тепла AQ от источника с
температурой Тг к источнику с температурой Т2. Это
и является полным компенсирующим процессом.
Рассмотрим, противоречат ли современному
эксергетическому учению эти два эффекта,
проявляющиеся в нашей установке, за каждый цикл
ее работы.
1. При процессе превращения теплоты AQ0
в работу эксергия тепла увеличивается на
величину Аег
Тепловой регенератор
в теплофикацию
I—|-1—I Компрессор I—1|—\Детандер М
АЭ,кВт-ч
чз
6
Циклы термотрансформатора с разрезанной схемой (а)
и схема обычного и разрезанного по аа
термотрансформатора (б).
Аег = Asrcp.
2. При процессе перехода тепла AQ от
источника с температурой 7\ к источнику с
температурой Т2 эксергия тепла уменьшается на
величину Ае2.
Ae2 = AQ{ l
или
Ае2 = AQT
т2
Следовательно, Ае2 = —т~' *
Тг
¦*)¦
AQ, но
AQ
7\ — Т2
Тг
Ае2= •
= ААЬДЮ поэтому
Учитывая, что в нашей схеме работа газовой
турбины затрачивается только на привод
компрессора, получим
AAL„
As.
Ae^AAL^-AQj 1-^Ц
То Г
= AQ0, поэтому Аег = AQ0—AQ0
но ААЬдет =
1 О
Но
AQ0
1
[ сР
As, следовательно,
Т*
Поэтому Ае2=—Asrcp.
Следовательно, общее изменение эксергии
системы выразится
AemcT=Ae1+Ae2=-AsTcl)[— AsTcv=0,-
отсюда ?CHCT=idem,
что полностью соответствует 2-му закону
термодинамики при обратимых процессах.
35

Таким образом, в наших выводах и
формулировках никакого нарушения 2-го закона
термодинамики нет и быть не может!
Рассмотрим работу общеизвестного газового
теплового насоса.
Если после адиабатического сжатия газа
компрессором полностью снять теплоту сжатия, то
за каждый цикл теплового насоса детандер
будет совершать работу за счет тепла AQ0. Это
•следует из того же закона сохранения энергии.
Но детандер в обычном тепловом насосе сидит
на одном валу с компрессором. Поэтому тепло
AQ0 через работу детандера и компрессора
переходит в тепло, которое передается источнику
с температурой Т2, где Т2^>Т0. Таким образом,
в общеизвестном газовом тепловом насосе
детандер тоже работает за счет тепла AQ0.
Компенсирующим процессом служит превращение
работы двигателя в тепло, которое также
передается источнику с температурой Г2.
Если работу детандера обычного теплового
насоса теперь передать не компрессору, а
генератору тока, то никакого нарушения законов
термодинамики безусловно не|произойдет.
Однако электрическая энергия будет вырабатываться
за счет тепла окружающей среды AQ0. На
основании изложенного мы никак не можем
согласиться с тем, что наше теоретическое
обоснование принципа теплового насоса якобы является
неверным от начала и до конца, как об этом
пишут авторы письма в редакцию.
Необходимо отметить, что в письме в
редакцию имеется много противоречий и
несоответствий с нашей статьей.
Так, например, авторы письма в редакцию
пишут, что якобы в нашей статье «... вместо
рассмотрения всего цикла, обеспечивающего
непрерывный процесс производства холода, берется
отдельный его элемент». В то же время в нашей
статье на стр. 64 говорится о двух эффектах
работы нашей установки:
1. О превращений тепла AQ0 в работу
детандера (что и создает холодильный эффект).
2. О переходе тепла AQ от источника с
температурой 7\ к источнику с температурой Т2.
А эти эффекты могут проявляться только за
каждый цикл работы установки.
Далее, авторы письма в редакцию пишут, что
«... холодильную машину предлагается
применить для обеспечения холодом сравнительно
высокотемпературных камер хранения». В то же
время в нашей статье на стр. 69 ясно говорится,
что в качестве экспериментальной установки
«целесообразно использовать турбохолодиль-
ную машину ТХМ-1-300». А всем известно, что
эта машина дает холод при t= —80° С и ниже.
Далее, на стр. 36 письма в редакцию
написано: «Совершенно очевидно, что принцип
комбинированного топливоиспользования не
является изобретением авторов статьи». Но мы
никогда и не претендовали на авторство
общеизвестных принципов. Однако наш принцип
одновременного получения тепла, холода и
энергии, в котором энергия производится за счет
тепла окружающей среды AQ0, никому не был
известен и только поэтому он защищен
авторским свидетельством, о чем ясно говорится в
нашей статье.
В конце концов авторы письма в редакцию
вступили в противоречие сами с собой.
Действительно, на стр. 36 письма в редакцию они
пишут: «При этом с появлением единой
энергосистемы СССР, при которой экономически
невыгодными становятся мелкие электростанции,
создание на многих мясокомбинатах небольших
самостоятельных силовых станций приведет к
перерасходу топлива в целом по стране». В то же
время на стр. 37 авторы письма в редакцию
рекомендуют для мясокомбинатов вариант
холодильной установки с приводом от
самостоятельной паровой турбины?\
Таким образом, критика, изложенная в
письме в редакцию проф. В. С. Мартыновским и его
коллегами, является полностью
несостоятельной.
Доц. В. М. ГОРБАТОВ, инж. П. С. ГНОЕВОЙ, канд. техн.
наук В. Н. МАСЮКОВ
Комбинирование процессов в холодильной технике
и второе начало термодинамики
Доктор техн. наук, проф. В. М. БРОДЯНСКИЙ
Московский энергетический институт
Повышение экономичности различных
энергетических установок и систем, в частности
предназначенных для одновременного хладо- и
теплоснабжения,— важная народнохозяйственная
задача. Поэтому все серьезные работы
теоретического и прикладного характера, ведущиеся
в этом направлении, должны получать
максимальную поддержку.
Вместе с тем необходимо, чтобы каждое
новое предложение по созданию экономичных схем
хладо- и теплоснабжения было тщательно
обосновано как с термодинамической, так и с
технико-экономической точек зрения.
36

Именно с этих позиций целесообразно
рассмотреть вопросы, вызвавшие дискуссию по статье
В. М. Горбатова, П. С. Гноевого, В. Н. Ма-
сюкова [1, 2].
Это рассмотрение необходимо провести
достаточно подробно, чтобы исключить любые
неясности, связанные с различным пониманием
одних и тех же положений.
Начнем с рассмотрения схемы установки,
предложенной в статье [1]. Эта схема (рис. 1) без
изменений перенесена из упомянутой работы.
Для удобства анализа газовая турбина
отделена от остальных агрегатов штриховой
линией 1—1.
Рис. 1. Схема комбинированной установки для хладо.
и теплоснабжения по работе [ 1 ]:
ГТУ — газотурбинная установка; ТК —
турбокомпрессор; X — холодильник турбокомпрессора; РТ —
регенеративный теплообменник; ТД — турбодетандер; ЭГ—
электрогенератор; ХК — холодильная камера.
Нетрудно видеть, что предлагаемая установка
представляет собой обычную воздушную
холодильную машину (часть схемы справа от линии
1—1) с приводом от газотурбинной установки
(часть схемы слева от линии 1—1).
Газотурбинная установка будет
работоспособной как при работе с теплофикационным
«хвоистом», как предлагают авторы [1], так и без
него. Точно так же не вызывает сомнений
работоспособность воздушной холодильной
установки независимо от того, будет ли работа турбо-
детандера передаваться электрогенератору
(вариант 1) или непосредственно турбокомпрессору
(вариант 2). Несомненно также, что
использование горячей воды, отводимой из
холодильника компрессора, будет полезным.
Все эти технические решения неоднократно
проверены на практике и могут быть
реализованы.
Таким образом, работоспособность
предложенной схемы очевидна и не может, быть
предметом какой-либо дискуссии. Работоспособность
установки по схеме [1 ] не отрицается и в
письме [2].
Дискуссионным является другой вопрос —
будет ли установка, работающая по
предлагаемой схеме, более эффективной, чем
существующие, за счет каких-либо принципиальных
преимуществ или таких преимуществ не имеется.
Авторы [1] считают, что такие преимущества
существуют, утверждая, что «удельный расход
энергии сжигаемого топлива на выработку
единицы холода будет равен нулю». Подчеркивая
преимущества предлагаемой схемы, авторы в
возражении * указывают, что «наш принцип однб-
временного получения тепла, холода и энергии,
в котором энергия производится за счет тепла
окружающей среды AQ0, никому не был
известен и только поэтому он защищен авторским
свидетельством, о чем ясно говорится в нашей статье».
Вместе с тем они считают, что никакого
нарушения законов термодинамики в этом выводе,
как и в предыдущих, нет.
Проф. В. С. Мартыновский и его
сотрудники [2] отрицают преимущества предлагаемой
схемы, а обоснование этих преимуществ
считают «неверным теоретически от начала до конца»
и противоречащим второму началу
термодинамики.
Таким образом, спор касается
принципиальных положений, связанных с основными
законами термодинамики.
Чтобы сделать рассмотрение более четким,
целесообразно заранее исключить побочные
инженерные вопросы, которые, хотя и играют
существенную роль, но не имеют прямого отношения
к принципиальным положениям, являющимся
предметом дискуссии.
Первый из них — вопрос о приводе
холодильной установки. Совершенно очевидно, что
принципиальные особенности предлагаемой
схемы не зависят от типа привода, если приводная
энергия вырабатывается на базе теплового
потребления. Так, например, если заменить
газовую турбину электродвигателем, получающим
электроэнергию от ТЭЦ, а теплоснабжение
осуществлять от той же ТЭЦ, то в принципе
ничего не изменится (за исключением того, что
удельный расход топлива станет ниже).
Второй вопрос связан с температурным
уровнем отвода тепла от охлаждаемого объекта.
Очевидно, что в области температур выше —80ч-
—100° С воздушные холодильные машины
невыгодны, так как будут по энергетической
эффективности уступать паровым компрессионным
машинам. Однако вопрос о соответствии
температурных параметров вырабатываемого и нужного
потребителю холода может быть при обсуждении
принципиальной стороны задачи оставлен в
стороне.
* См. стр. 34—36 в настоящем номере журнала.
37

Начнем анализ предлагаемой схемы с
рассмотрения положений [1], касающихся процессов
в машинах воздушной холодильной
установки,— компрессора и детандера.
Процесс в компрессоре газовой холодильной
установки авторы [1] трактуют так.
«В воздушном компрессоре работа,
полученная от газовой турбины AAL и равная AQX при
адиабатическом сжатии, превращается в
соответствующее приращение теплосодержания Ai
AQ1=AAL=AL
Если же сжатый в компрессоре воздух затем
охладить (при постоянном давлении) до его
первоначальной температуры, то в холодильнике
воздух выделит количество тепла Ai или AQX.
Следовательно, в этом случае теплота сжатия
воздуха будет полностью равна работе,
затраченной газовой турбиной на сжатие воздуха в
компрессоре...».
«Следовательно, сжатый в воздушном
компрессоре воздух, в данном случае, не будет
содержать энергии, полученной при сгорании
топлива...».
Здесь авторы излагают совершенно верную
мысль, что энергия сжатого воздуха, как и
любого газа (если пренебречь отклонением его от
идеальности), при одной и той же температуре
такая же, как и несжатого.
На рис. 2, а представлена схема
энергетического баланса процесса сжатия газа в ком-
Рис. 2. Схема энергетических превращений в
турбокомпрессоре (а) и турбодетандере (б):
Г0.с — температура окружающей среды; Т0 —
температура рабочего тела на выходе из холодильной камеры;
LK — работа, затрачиваемая на привод турбокомпрессора
ТК'у Ьд — работа, отдаваемая турбодетандером ТД; Е —
эксергия потока газа; Eq—эксергия тепла. Точки /,
2, 3, 4 соответствуют обозначениям на схеме рис. I.
прессоре. Из энергетического баланса следует,
что тепло Q, отводимое в холодильнике, равно
затраченной работе LK, поскольку энтальпии /,
показывающие энергию потока газа, в точках
1 и 2 равны
Ii+LK=Q+I2, LK=0. A)
Энергия, вводимая в систему компрессор —
холодильник в виде работы L, полностью выводит-
ся в форме тепла Q.
Из этой верной предпосылки авторы [1 ]
делают вывод, содержащий уже неверное положение. .
«В рассматриваемом случае сжатый воздух
получается с энергетической точки зрения в
даровом порядке, т. е. на сжатие воздуха в
конечном счете не тратится никакой энергии».
Это рассуждение является примером
ошибочного вывода, основанного на первом начале
термодинамики, но без учета второго начала.
Между тем соблюдение требований первого начала
является необходимым, но еще недостаточным
условием осуществимости любого процесса;
следует учесть и условия, определяемые вторым
началом термодинамики. Поэтому
«энергетическая точка зрения» (правильно понимаемая,
разумеется) должна неизбежно учитывать не только
количественную A начало), но и качественную
B начало) сторону энергетических превращений.
С количественной точки зрения энергия при
сжатии действительно не затрачивается (она
проходит «сквозь» процесс), но качество энергии
меняется; сжатие происходит за счет понижения
ее качества — поступает работа L, а отводится
тепло Q. Это снижение качества энергии и
является той ценой, которая определяет затраты
на сжатие.
Чтобы найти количественную меру этих
затрат, рассмотрим эксергетический баланс
процесса сжатия (такой баланс, как известно,
учитывает как количественную, так и качественную
сторону энергетических превращений).
Воспользуемся схемой на рис. 2, а:
LK+E1=Eq+E2+D или
L«=E2-E1+Eq+D = AE+Eq+D. B)
Из уравнения B) видно, что подводимая работа
L (или, что то же самое, подводимая эксергия)
расходуется на:
увеличение эксергии АЕ сжимаемого воздуха
(Е2>Ег, хотя /2=/i);
эксергию Eq отводимого тепла;
потери D от необратимости (диссипации энергии).
Таким образом, в процессе сжатия
расходуется не энергия, а эксергия (в форме работы),
которая идет и на увеличение эксергии сжатого газа
и на эксергию отводимого тепла. Расход
эксергии (равный работе L за вычетом эксергии Eq
тепла, если она используется) и представляет
собой необходимую с энергетической точки
зрения для процесса затрату, которая может быть
38

определена как через расход топлива, так и
экономически (в рублях). Поэтому никакой речи о
даровом получении сжатого воздуха здесь быть
не может.
Аналогичная ошибка допускается и при
рассмотрении процесса в турбодетандере, когда
утверждается, что «работа детандера
получается за счет тепла, забираемого воздухом в
холодильной камере» [1 ]. Здесь, так,же как и в
предыдущем случае, из верной предпосылки, что
работа детандера ЬД равна количеству тепла Q0,
отводимого в холодильной камере, и
определяется этой величиной, делается неверный вывод о
том, что работа получается за счет этого тепла,
т. е. тоже «даром» (даже более того, так как
одновременно производится холод). Проверим,
так ли это.
Эксергетический баланс процесса в
турбодетандере и холодильной камере (рис. 2, б)
имеет вид
Е3=ЬД+Ед+Е^+0 или
АЕ=Е9—ЕА=Ея+Ьл+0. C)
Прежде чем анализировать уравнение C),
необходимо отметить то важное обстоятельство, что
при Т,0<Го.с величины теплового потока Q0 и
соответствующей ему эксергии тепла Eq (так
называемой «приведенной холодопроизводитель-
ности») имеют разные знаки [3—5].
Действительно, поскольку 8Eg = 8Q-
7Y,
•, а Т0<^То.с>
То
потоки тепла и эксергии тепла направлены в
противоположные стороны. Другими словами, когда
тепло отбирается от холодильной камеры, эксер-
гая (пр иведенная холодопроизводительность)
передается к ней от рабочего тела. Эта эксергия
требует соответствующих затрат и именно она
определяет в конечном счете стоимость холода.
Вернемся к уравнению C). Оно показывает,
что и работа ЬД детандера и холодильнвш
эффект Eq, 0 обеспечиваются расходом эксергии
АЕ (за вычетом потерь D). Эта величина АЕ—
= ?3—^4 создается в компрессоре и
передается посредством регенеративного
теплообменника на уровень Т0.
Следовательно, оба эффекта — и работа
детандера и охлаждение — являются результатом
затраты работы, получаемой компрессором от
газовой турбины (или другого привода). «За счет»
тепла Q0 получить работу нельзя. Напротив,
для создания этого теплового потока нужно
затратить работу, величина которой даже в
идеальном случае не может быть меньше Eq^ 0.
Энергетический и эксергетический балансы
рассматриваемой системы показаны
качественно на рис. 3 в виде диаграмм потоков энергии
C, а — диаграмма Сэнки) и потоков эксергии
C, б — диаграмма Грассмана).
Рис. 3. Энергетическая (а) и эксергетическая (б)
диаграммы потоков рассматриваемой системы (обозначения те
же, что и на рис. 1 и 2).
Диаграмма 3, а наглядно показывает корни
ошибок, связанных с рассмотрением процессов
только по энергетическому балансу.
Действительно, через сечение 1—/ не проходит энергия,
полученная от топлива в приводе компрессора, а
поток энергии Q0, отбираемой в холодильной
камере, направляется непосредственно в турбоде-
тандер. Однако последний переход энергии «сам»
происходить не может; для этого нужна
затрата эксергии. Распределение этих затрат
наглядно представлено на диаграмме потоков эксергии
(заштрихованные треугольники показывают
потерю D эксергии в каждой части системы).
Работа турбодетандера и холодильный эффект
происходят за счет потока эксергии Е3—?4,
проходящего через сечение //—//, который, в свою
очередь, является частью потока эксергии,
начинающегося от топлива, поступающего в
газовую турбину.
Таким образом, «необычные выводы» о том,
что «производство холода превращается из
энергопотребляющего производства в
энергопроизводящее» [1] принципиально неверны и
противоречат второму началу термодинамики.
Критика этого и подобных ему положений в письме
проф. Мартыновского и его сотрудников [2]
совершенно правильна.
Несколько слов необходимо сказать по
поводу доказательств, которые авторы статьи [1]
приводят в защиту своих положений.
Уравнения энтропийного баланса в статье [1] и эксер-
гетического баланса в возражении на письмо [2]
в принципе правильны (если исключить
неточности в терминологии и обозначениях). Эти
уравнения доказывают работоспособность
предлагаемой системы и то, что ее действие не противо-
39

речит как первому, так и второму началам
термодинамики. Но это очевидно и без уравнений.
Однако из них вовсе не следует, что
предлагаемая установка эффективнее других. Тем более
из них не следует, что «производство холода
превращается из энергопотребляющего в
энергопроизводящее» или, как сказано в возражении
«электрическая энергия будет вырабатываться за
счет тепла окружающей среды».
Последнее утверждение в наиболее четком
виде показывает попытку авторов обойти второе
начало и получить работу из абсолютно
неработоспособной окружающей среды, энергия
которой не ограничена^ но эксергия равна нулю.
Формально соглашаясь с положением о
невозможности получить работу «за счет тепла
окружающей среды», В. М. Горбатов, П. С. Гноевой
и В. Н. Масюков пишут в своем письме:
«Второй закон термодинамики запрещает
рассеянную теплоту окружающей среды AQ0
превращать в механическую работу при помощи
прямых термодинамических циклов (постулат
В. Томсона)».
' В. Томсон никогда ничего подобного не
утверждал; приведенная формулировка второго
начала ошибочна и принадлежит, по-видимому,
самим авторам. Главный ее недостаток связан с
подчеркнутой авторами фразой о прямых
термодинамических циклах. Из нее неизбежно
следует, что получать работу запрещено только
посредством прямых циклов, а если взять какой-
либо другой цикл или их сочетание, то получить
работу можно.
На самом же деле упоминание о цикле в этой
формуле недопустимо потому, что получение
работы из равновесной окружающей среды
невозможно вообще при любом цикле (или их
сочетании). Всякая попытка создать такой цикл
заранее обречена на неудачу.
В заключение следует сказать несколько слов
о приоритете. В своем письме В. М. Горбатов,
П. С. Гноевой и В. Н. Масюков утверждают,
что «принцип одновременного получения тепла,
холода и энергии, в котором энергия
производится за счет тепла окружающей среды AQ0,
никому не был известен и только поэтому он
защищен авторским свидетельством».
К сожалению, этот абсолютно неверный
«принцип» в разных модификациях многократно и
намного раньше авторов [1] предлагался
различными изобретателями [6,7].
Подводя итоги дискуссии, можно сделать
следующие выводы:
1. Установка по схеме [1] в принципе
работоспособна.
2. Критика основных термодинамических
выводов статьи [1] в письме [2] справедлива.
3. В возражении авторов [1] не содержатся
какие-либо новые доводы, позволяющие
опровергнуть критические замечания,^
содержащиеся в письме [2].
ЛИТЕРАТУРА
1. Горбатов В. М., Гноевой П. С,
Масюков В. Н. О целесообразности применения на
мясокомбинатах СССР воздушных холодильных машин у
работающих на базе теплового потребления. Труды
ВНИИМП. XXL, M., 1968.
2. М а р т ы н о в с к и й В. С, Мельцер Л. 3.,
НаерВ. А., БондаренкоЛ. Ф. Совместная
выработка тепла и холода при помощи воздушных
холодильных машин. «Холодильная техника», 1970, № 12.
3. БродянскийВ. М. Термодинамический аналиа
низкотемпературных процессов, М., МЭИ, 1966.
4. ШаргутЯ., Петел а Р. Энергия. М., «Энергия»,
1968.
5. Соколове. Я-, БродянскийВ. М. Энерге»
тические основы трансформации тепла и процессов
охлаждения. М., «Энергия», 1968.
6. Шелест А. Н. «Машина атмосферного тепла». 1944.
7. ХаритоновВ. П. «Трансформатор пара с
кипятильником аммиачного раствора и абсорбером
высокого давления», 1949.
От редакции
По мнению редакции журнала, некоторые вопросы, явившиеся
предметом дискуссии между проф. В. С. Мартыновским и его сотрудниками,
с одной стороны, и доцентом В. М. Горбатовым, П. С. Гноевым и В. Н. Ма-
сюковым, с другой, выходят за пределы конкретной задачи улучшения
хладо- и теплоснабжения мясокомбинатов и имеют скорее
теоретический характер. В связи с этим было решено опубликовать помещенную
выше статью доктора техн. наук, проф. В. М. Бродянского, в которой
дискутируемые вопросы получили правильное и исчерпывающее
разъяснение.

ОБМЕН ОПЫТОМ
Прибор для измерения температуры грунтов
под холодильниками
681.2.002.56:551.345
Основным параметром, [характеризующим
нормальную работу систем электроподогрева
оснований холодильников, является температура
грунта над бетонной плитой, в которой
находятся электронагреватели.
Скважины, где размещаются датчики для
измерения температуры, располагаются в
различных участках площади камер. Поэтому не
всегда возможно из-за загруженности камер
контролировать и измерять температуру грунта. Более
удобны для этой цели дистанционные приборы.
По техническому заданию кафедры
теплотехники Казанского инженерно-строительного
института завод «Теплоконтроль» изготовил
опытные образцы дистанционных манометрических
показывающих жидкостных термометров (ТПЖ),
предназначенных специально для работы в
холодильных камерах (см. рисунок). Для
повышения точности показаний прибора предел
измерений сужен до +25-=—25° С. Если серийные
манометрические термометры предназначены для
работы при температуре окружающего воздуха
от 0 до +60° С, то термометры ТПЖ могут
работать при температуре от 0 до —40° С.
Важное значение имеет длина капилляра
термометра ТПЖ (у опытных образцов достигает
10 ж), благодаря которой можно контролировать
температуру грунта в любой точке камеры.
Прибор может быть использован для
измерения температуры воздуха холодильных камер.
Класс точности прибора — 1.
Материал термобаллона и дистанционного
капилляра является стойким против агрессивных
сред.
Общий вид манометрического
жидкостного термометра.
Эксплуатация манометрических термометров
на Казанском хладокомбинате подтвердила
практическую необходимость в контрольных
приборах такого класса дЛ'я холодильников.
А. В. БРАИЛОВСКИЙ— Казанский
инженерно-строительный институт

Форсированные испытания на изнашивание
малых холодильных компрессоров
621.574.001.4
В настоящее время нет единой методики
проведения испытаний герметичных холодильных
компрессоров при повышенных нагрузках.
Известен способ испытания на упрощенном стенде
при повышении избыточного давления
нагнетания до 30 KacjCM2, (Schmidt H. «Kaltetechnik»,
1962, Nr. 7).
Но длительная работа герметичного
компрессора при высоких давлениях всасывания и
нагнетания часто приводит к сильному
перегреву трущихся деталей и узлов компрессора,
встраиваемого электродвигателя и масла.
Кроме того, при испытаниях компрессора данным
способом невозможно регулировать и
поддерживать постоянной (для заданных давлений
всасывания и нагнетания) требуемую температуру
компрессора, оценить влияние повышенных
давлений и температуры отдельно на изностойкость
и прочность деталей. %
На рис. 1 показаны изменения по времени
температуры обмоток встроенного
электродвигателя и мощности, потребляемой компрессором ФГр
180
^160
/щ
W
N юо\
к
80
60
§ 40
20
\
/
//
1
>
/'
" 3
г'
' 3'
8%
0 12 3 4 5 6 7
Время «г*, ч
Рис. 1. Зависимости температуры обмоток встроенного
электродвигателя t (кривые /—4) и потребляемой
мощности N (кривые Г—4') от времени т при испытании
компрессора ФГр 0,35-—-1 по упрощенному холодильному
циклу:
1 — без охлаждения, рвс=2,0; рн=20 кгс/см2; 2 —
Рвс—3,0, рн=40 кгс/см2, tB=lb° С; 3— рвс= 1,5, рн=
0,35~1, при работе на форсированном режиме
(температура регистрировалась хромель-копе-
левыми термопарами). Кривая Г указывает на
резкое отличие условий работы компрессора от
обычных и на неустановившийся характер
протекающих процессов, кривая / — на то, что
температура обмоток двигателя значительно
превышает допустимую.
Для устранения указанных недостатков на
рижском заводе холодильных машин
«Компрессор» предложено охлаждать герметичный
компрессор при форсированных испытаниях путем
погружения в сосуд с циркулирующей
жидкостью (рис. 2). Сосуд снабжен устройством для
регулирования количества циркулирующей
охлаждающей жидкости, что дает возможность
поддерживать ее температуру, а следовательно, и
температуру компрессора постоянной.
32 кгс/см2, tB
=20° С; 4-рвс=
= 25° С.
:2,0, Рн=:20 кгс/см2,
Рис. 2. Схема установки для испытаний компрессоров
при повышенных нагрузках по упрощенному
холодильному циклу:
1 — компрессор; 2 — баллон; 3, 4, 6 — дросселирующие
вентили; 5,7 — манометры; 8 — фильтр-осушитель; 9 —
реле температуры; 10 — водяной вентиль; 11 —
соленоидный вентиль; 12 — термочувствительный элемент; 13 —
теплообменник; 14 — охлаждающий сосуд.
Испытуемый компрессор 1 включается в
холодильный контур, который состоит из
теплообменника УЗ и двух дросселирующих вентилей 4,
6, и устанавливается в охлаждающий сосуд 14.
Холодильный агент из баллона 2 с помощью
вентиля 3 впускается в холодильный контур до
тех пор, пока в работающем компрессоре /
давление нагнетания ря и давление всасывания рвс
не достигнут требуемой величины. Давление
нагнетания и всасывания определяется по
показаниям соответствующих манометров 5 и 7.
42

Устойчивое состояние рабочего цикла
наступает обычно через 1,0—1,5 ч.
Заданная температура охлаждающей
жидкости tB в сосуде 14 поддерживается при помощи
реле температуры 9 с термочувствительным
элементом 12 и соленоидного вентиля П.
Полученные кривые изменения температуры
и потребляемой мощности (см. рис. 1)
характерны для обычной работы компрессора.
Л. Б. ПИВОВАРОВ — рижский завод холодильных машин
«Компрессор»
Устройство для завертки мороженого ««Эскимо»
663.674
В экспериментальном цехе Ленинградского
хладокомбината разработано устройство для
завертки круглого эскимо производительностью
4200 шт. в час. Оно может работать на подпер-
гаменте.и кашированной фольге, не требует
дополнительной настройки, может включаться в
автоматическую линию, для чего предусмотрен
механизм подачи эскимо в пакеты, и работать
как отдельный агрегат.
Заверточное устройство обслуживается одним
рабочим, не имеющим специальной подготовки.
Заверточное устройство (см. рисунок) состоит
из рулонодержателя 1, сматывающих роликов
2 и 5, механизма 4 для формирования пакета
конической формы и протяжного ролика 5.
Механизм упаковки мороженого содержит две
параллельные бесконечные цепи 6, между
которыми укреплены упаковочные носители 7.
Механизм закрутки торцов эскимо состоит из
вращающейся втулки S, смонтированной в
упаковочном носителе 7, направляющих пружин 9
подкрутки нижнего торца, уплотнителя эскимо
10 и -подпружинивающих зажимов 11 закрутки
верхнего торца. Втулка 8 вращается от
редуктора через блок шестерен 12 и 13.
Механизм-сбрасыватель готового эскимо 14
работает от кривошипа 15. Отводящий
транспортер готового эскимо 16 смонтирован шарнирно
на выдвижном штативе, что позволяет менять
угол наклона транспортера по месту его
установки.
1В /4 15
8 18 5 4
lf/_/
Устройство для завертки мороженого «Эскимо».
43

Роликами 2 и 3 оберточная лента
разматывается с рулона в виде петли, достаточной для
одного эскимо. Блокирующее устройство 17
срабатывает, и размотка прекращается. Роликом
5 свободная петля оберточного материала
протягивается через пакетообразователь, подается
в носитель 7 и обрезается дисковым ножом 18.
Периодическое движение конвейера с
упаковочными носителями осуществляется через
мальтийский крест 19.
В ПОМОЩЬ ПРАКТИКУ
Рекомендации по повышению
Раздел I
ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
1.1. Настоящие Рекомендации содержат перечень
основных положений по упорядочению технической
эксплуатации холодильных установок на предприятиях мясной
и молочной промышленности и подготовке их к
частичной (в том числе защитной) и комплексной автоматизации.
Рекомендации предназначены для применения при
подготовке к автоматизации холодильных установок,
имеющих безнасосные системы с питанием батарей жидким
аммиаком через отделители жидкости или
непосредственно от регулирующей станции, а также насосно-циркуля-
ционные системы, не обеспечивающие безопасную
эксплуатацию компрессоров.
Охлаждающие системы на многих предприятиях имеют
серьезные недостатки, приводящие к опасным условиям
работы вследствие влажного хода (вызывающего также
уменьшение холодопроизводительности компрессоров), а
в ряде случаев — даже к гидравлическим ударам в
компрессорах:
К этим недостаткам относятся:
— несоответствие между отдельными элементами хо-
Обертка торца эскимо закручивается
вращением втулки 8 с одновременным поджимом
направляющих пружин 9 к 11. Готовое эскимо
механизмом 14 сбрасывается на отводящий
конвейер 16 и подается для укладки в коробки.
Все движения механизмов осуществляются
через редуктор специальной конструкции и ку-
лачково-распределительный вал.
Д. Г. СМИРНОВ — Ленхладокомбинат
безопасности
лодильной установки (например, между компрессорами^
конденсаторами, испарителями и др.);
— малая емкость отделителей жидкости и дренажных
ресиверов при большой аммиакоемкости безнасосных
систем;
— недостаточная емкость циркуляционных ресиверов
в насосных системах;
— недостаточная высота расположения
циркуляционных ресиверов над аммиачными насосами, приводящая
к необходимости работы с высоким уровнем заполнения
ресиверов жидким аммиаком;
— неукомплектованность установок приборами и
средствами контроля в соответствии с требованиями
Правил техники безопасности на аммиачных холодильных
установках.
1.2. Частичная автоматизация не должна поэтому
осуществляться без соответствующей подготовки
холодильной установки, так как в неподготовленной системе
приборы защитной автоматики будут выключать из
работы компрессоры вследствие частых влажных ходов.
1.3. Мероприятия по подготовке холодильных
установок с безнасосными системами охлаждения к комплексной
автоматизации выполняются в два этапа (при возможности
они могут быть совмещены).
эксплуатации холодильных установок предприятий
мясной и молочной промышленности
Рекомендации по повышению безопасности эксплуатации холодильных установок
предприятий мясной и молочной промышленности разработаны Всесоюзным научно-
исследовательским институтом холодильной промышленности и согласованы с ЦК
профсоюза рабочих пищевой промышленности (протокол № 55 от 7 апреля 1971 г.) и
отделом охраны труда и техники безопасности Министерства мясной и молочной
промышленности СССР A июня 1971 г.).
Настоящая работа рекомендуется к применению для повышения безопасности
эксплуатации и подготовки к автоматизации действующих холодильных установок (с насос-
но-циркуляционными и безнасосными системами охлаждения) предприятий пищевых
отраслей промышленности и торговли.
Рекомендации могут быть использованы также при проектировании холодильных
установок.
Рекомендации составили И. М. Гиндлин — заведующий лабораторией проектирования
и эксплуатации холодильников ВНИХИ, В. В. Лаврова — кандидат технических наук,
Ю. К. Соломаха — младший научный сотрудник лаборатории проектирования и
эксплуатации холодильников. «

Первый этап — первоочередные работы
(дооборудование систем защитными ресиверами), на базе которых
должна быть осуществлена частичная автоматизация
(автоматическая защита компрессоров от опасных режимов
работы и гидравлических ударов, автоматическое
регулирование заполнения жидким аммиаком сосудов и аппаратов,
автоматическая рабочая и аварийная сигнализации
положения уровня жидкости в них).
Второй этап — перевод системы (включая фризеры *,
ледогенераторы, скороморозильные аппараты и исключая
рассольные испарители) на насосную циркуляцию агента
и завершение работ по комплексной автоматизации
холодильной установки, а именно 2:
— автоматическое регулирование температуры
кипения посредством изменения холодопроизводительности
компрессоров;
— автоматическое регулирование температурных
режимов в охлаждаемых помещениях;
— автоматизированное оттаивание
воздухоохладителей и автоматический выпуск воздуха из системы;
— дистанционное измерение рабочих параметров
(температуры в камерах и пр.).
Для холодильников, имеющих насосно-циркуляцион-
ные системы охлаждения, после подготовки к
автоматизации (установка необходимой емкости циркуляционных
ресиверов, достаточное заглубление аммиачных насосов
и т. д.) целесообразно осуществлять комплексную
автоматизацию в один этап (при наличии соответствующего
компрессорного парка — см. п. 2.9).
1.4. В качестве защитных и циркуляционных
ресиверов возможно использовать вертикальные ресиверы типа
РДВ или горизонтальные ресиверы типа РД с
дополнительными отделителями жидкости. Диапазон рабочих
температур для этих ресиверов +40-;—50е С.
Рекомендуется во всех случаях при возможности
монтажа (достаточная высота помещения и пр.) применять
вертикальные ресиверы типа РДВ, имеющие
преимущества в эксплуатации и занимающие меньшую площадь.
Использование линейных ресиверов типа РВ в
качестве защитных или циркуляционных недопустимо
вследствие ограниченного диапазона рабочих температур этих
сосудов (+474—15° С).
. 1.5. Комплексная автоматизация холодильной
установки обеспечивает:
— стабилизацию заданных температурных режимов
охлаждаемых помещений и объектов;
— повышение безопасности эксплуатации
компрессоров (отсутствие влажного хода и гидравлических ударов);
— сокращение эксплуатационных затрат;
— увеличение срока службы холодильных машин;
— облегчение труда обслуживающего персонала;
— повышение культуры производства.
1.6. Работа по обоим этапам подготовки холодильной
установки к частичной и комплексной автоматизации
(п. 1.3) должна выполняться на основании проектов,
разработанных проектной организацией или конструкторским
бюро предприятия (при соответствующей консультации
специалистов-проектировщиков) и утвержденных
вышестоящей организацией (Управлением соответствующей
отрасли промышленности и др.).
Техническое задание на проектирование
автоматизации должно быть составлено на основе компетентного
обследования холодильной установки и заключения,
содержащего рекомендации по соответствующему ее
дооборудованию, устранению выявленных недостатков и
определению целесообразной степени автоматизации. Только
1 При этом у фризеров демонтируются инжекторы,
регуляторы уровня и бародросселирующие вентили.
2 Для небольших предприятий, имеющих емкость
холодильника до 500 т, возможно сохранение безнасосной
системы с осуществлением работ только по первому этапу.
после выполнения указанных в этих рекомендациях и
в разработанном проекте подготовительных мероприятий'
можно приступить к осуществлению проекта
автоматизации установки.
1.7. Одновременно с подготовкой холодильной
установки к частичной автоматизации должны проводиться
работы по приведению установки в соответствие с
требованиями Правил техники безопасности на аммиачных
холодильных установках, предусматривающими
соблюдение следующих условий, нередко нарушаемых на
производстве:
— машинное отделение должно иметь не менее двух
выходов, максимально удаленных друг от друга, из
которых один непосредственно наружу;
— аппаратное отделение, при наличии выхода из него
в машинное отделение, должно иметь запасной еыход
непосредственно наружу (заглубленные аппаратные
должны иметь указанный запасной выход наружу с уровня
пола с последующим подъемом по лестнице на уровень
территории);
— двери машинного и аппаратного отделений должны
открываться в сторону выхода и не должны сообщать их.
с производственными помещениями или с прилегающими
к ним коридорами и лестничными клетками;
— открытые электрораспределительные щиты,
пусковые устройства и прочее искрящее электрооборудование,
не должны находиться непосредственно в машинных и
аппаратных отделениях;
— машинные и аппаратные отделения должны иметь,
исправные рабочую приточно-вытяжную вентиляцию и
аварийную вытяжную вентиляцию, а также аварийное
освещение;
— на компрессорах и аппаратах должны быть
установлены необходимые манометры, термометры,
предохранительные клапаны;
— имеющиеся дополнительные запорные вентили на
нагнетательной линии между компрессорами и
конденсаторами должны быть опломбированы в открытом
положении;
— в машинных и аппаратных отделениях должны быть
вывешены инструкции по обслуживанию машин, аппаратов,
оказанию доврачебной помощи при отравлении аммиаком;
— у обоих выходов из машинного отделения должны
быть смонтированы однокнопочные выключатели всего
электрооборудования холодильной установки с
одновременным включением Аварийной вентиляции;
— обслуживающий персонал должен быть обеспечен
всеми необходимыми средствами индивидуальной защиты.
1.8. Важным условием надежной работы
автоматических приборов (реле уровня) является обеспечение
эффективного отделения масла от паров аммиака,
нагнетаемых компрессорами в конденсатор. В связи с этим в схеме
холодильной установки необходимо применять
маслоотделители с промывкой паров через слой жидкости.
Питание маслоотделителей жидким аммиаком следует
осуществлять через уравнительную колонку, к которой
необходимо подвести жидкостный трубопровод из конденсатора
(рис. 1). Уровень жидкости в маслоотделителе
поддерживают с помощью приваренной к уравнительной колонке
переливной трубы, по которой жидкий аммиак будет
поступать в линейный ресивер. При этом необходимо
обеспечить подпор столба жидкости в размере 1,5 м (от нижней
образующей конденсатора до уровня ее в маслоотделителе).
Схема, изображенная на рис. 1, требует высоты
помещения 5,5 м. При меньшей высоте помещения
рекомендуется схема с подачей жидкости через регулятор уровня
высокого давления (например, типа ПР-14)
1.9. При проектировании автоматизации : олодильных
установок должны быть учтены требования Рекомендаций
по проектированию автоматизации холодильных
установок (изд. ВНИХИ, 1968 и 1971 гг.), Правил техники
безопасности на аммиачных холодильных установках (ут-
45

"ъ Lfl
с х
W
Рис. 1. Схема присоединения маслоотделителя с промыв-
кой паров через слой жидкого аммиака:
/ — маслоотделитель; 2 — конденсатор; 3 — линейный
ресивер; 4 — промежуточная колонка; 5 — реле ПРУ-4
для сигнализации минимального уровня; 6 — то же, для
сигнализации максимального уровня; 7 —
уравнительная колонка; / — трубопровод нагнетательный от
компрессоров; // — от предохранительных клапанов; /// —
спуска масла; IV — нагнетательный к конденсатору;
V — жидкостный к маслоотделителю; VI — то же, к
регулирующей станции; VII — то же, к линейному
ресиверу; VIII — уравнительный; IX — водяной подающий;
X — то же, обратный.
верждены Президиумом ЦК профсоюза рабочих
пищевой промышленности 5 мая 1967 г., протокол № 33),
Правил устройства и безопасной эксплуатации сосудов,
работающих под давлением (утверждены Госгортехнад-
зором СССР 19 мая 1970 г.), а также мероприятия,
подлежащие выполнению в соответствии с приказами по
Министерству мясной и молочной промышленности СССР
по вопросам проектирования холодильников.
РазделИ
ХОЛОДИЛЬНЫЕ УСТАНОВКИ С БЕЗНАСОСНЫМИ
СИСТЕМАМИ ОХЛАЖДЕНИЯ
2.1. Для обеспечения сухого хода компрессоров
необходимо на всасывающей магистрали каждой
испарительной системы установить между отделителем жидкости
верхнего расположения и компрессорами защитные
емкости (рис. 2, а, 2, б), предназначенные для улавливания
жидкости и предотвращения ее попадания в компрессоры.
Для холодильных систем с подачей жидкого аммиака
в батареи непосредственно от регулирующей станции
рекомендуются схемы присоединения защитных емкостей,
показанные на рис. 3, а и 3, б.
На рис. 3, а представлен вариант установки
вертикальных защитных ресиверов. В этом случае имеющийся
в машинном отделении или аппаратной отделитель
жидкости и расположенный под ним дренажный ресивер
должны быть демонтированы. (Маркировка патрубков на
вертикальных защитных ресиверах, указанная на рис. 2, а
и 3, а, соответствует приведенной в нормали ресиверов
типа РДВ).
Диаметр разделительной колонки вертикального
ресивера рекомендуется принимать равным не менее 1,5—2
диаметра всасывающего трубопровода, а диаметр
промежуточной колонки —100 мм.
На рис. 3, б показан вариант установки
горизонтальных защитных ресиверов, к которым присоединяется
имеющийся отделитель жидкости.
2.2. Для крупных холодильных установок следует
предусматривать не менее двух защитных ресиверов для
каждой испарительной системы (по температурам
кипения), а для малых установок — допускается по одному
защитному ресиверу. В этом случае во время
освобождения от жидкого аммиака защитного ресивера в качестве
второго можно использовать дренажный ресивер или
выключать из работы компрессоры соответствующей
испарительной системы.
2.3. Общую емкость горизонтальных защитных
ресиверов типа РД рекомендуется рассчитывать по
следующей приближенной формуле:
Уз.рЫ^6+^в) КгКгКзКьКьКе м*, A)
где Kg, VB — геометрическая емкость соответственно
труб батарей и воздухоохладителей, mz\
К±—Kq — коэффициенты, учитывающие:
/С1=0,7 — среднее заполнение жидким аммиаком труб
батарей и воздухоохладителей;
/B=0,3 — количество жидкого аммиака,
выбрасываемого из испарительной системы;
/С3= 1,1 —емкость коллекторов и трубопроводов;
/С4= 1,05 — остающееся заполнение ресивера после
срабатывания жидкости;
/E=1,25 — допустимое заполнение ресиверов (80%);
/С6=1,2 — запас.
После подстановки числовых значений коэффициентов
формула A) приобретает вид
V9.v^(V6+VJ0,3b m*. B)
2.4. Емкость вертикальных защитных ресиверов типа
РДВ (V"B.p) рассчитывается также по формуле A), причем
коэффициент /С4 следует принимать равным 1,2.
Коэффициент Кь принимается равным 1,45, так как
вертикальный ресивер выполняет одновременно функции
отделителя жидкости и паровое пространство ресивера не должно
быть менее 30% его емкости. Таким образом, при
установке защитных ресиверов типа РДВ формула A)
приобретает вид:
^О^(^б+^вH,45 м*.
з.р
C)
Пример расчета емкости защитных ресиверов типа РДВ
дан в приложении 1.
2.5. Размеры отделителей жидкости, дополнительно
устанавливаемых к горизонтальным защитным ресиверам,
необходимо рассчитывать в зависимости от тепловой
нагрузки соответствующей испарительной системы. Скорость
паров в отделителе жидкости не должна превышать 0,5 м/с.
46

Рис. 2. Схема присоединения защитных ресиверов в
безнасосной системе с подачей жидкого аммиака от
регулирующей станции в отделитель жидкости:
а — вертикальных; б — горизонтальных; 1 —
существующий отделитель жидкости; 2 — защитные ресиверы;
3 — реле ПРУ-4 для сигнализации минимального
уровня; 4 — то же, для сигнализации максимально
допустимого уровня или начала опорожнения ресивера; 5 — то же,
для аварийного отключения компрессоров; 6 — то же,
для сигнализации появления уровня; 7 —
промежуточная колонка; 8 — дополнительный защитный отделитель
жидкости; 9 — разделительная колонка; / —
всасывающий трубопровод из камер; // — жидкостный в камеры;
/// — то же, от регулирующей станции; IV — то же, к
регулирующей станции; V — для проверки исправности
ПРУ-4; VI — всасывающий к компрессорам; VII — от
предохранительных клапанов; VIII — горячих паров
после маслоотделителя; IX — спуска масла; X —
продувочный.
47

6 4
Рис. 3. Схема присоединения защитных ресиверов в
безнасосной системе с подачей жидкого аммиака от
регулирующей станции непосредственно в батареи:
'а — вертикальных; б — горизонтальных; / — существу- всасывающий трубопровод из камер; // — то же, к ком-
ющий отделитель жидкости; 2 — защитные ресиверы; прессорам; ///—для проверки исправности ПРУ-4;
3 — реле ПРУ-4 для сигнализации минимального уровня; IV — жидкостный к регулирующей станции; V — от
4 — то же, для сигнализации максимально допустимого предохранительных клапанов; VI — горячих паров после
уровня или начала опорожнения ресивера; 5 — то же, маслоотделителя; VII — спуска масла; VIII — проду-
для аварийного отключения компрессоров; 6 — проме- вочный.
жуточная колонка; 7 — разделительная колонка; / —

2.6. При проектировании и монтаже защитных
ресиверов следует иметь в виду целесообразность
последующего использования их в качестве циркуляционных при
переводе безнасосной системы охлаждения на насосную
циркуляцию аммиака. Поэтому защитные ресиверы
рекомендуется устанавливать с учетом обеспечения в
последующем устойчивой работы аммиачных насосов в
соответствии с п. 3.4.
2.7. Защитные ресиверы следует размещать:
— на свободной площади в машинном или аппаратном
отделениях;
— на площади, отводимой за счет холодильной
камеры, расположенной возле компрессорного цеха;
— в пристройке к корпусу холодильника (при
расположении действующего машинного отделения в отдельно
стоящем здании) или к машинному отделению.
2.8. По каждой холодильной установке должен быть
выполнен проверочный расчет для выявления
достаточности имеющейся мощности компрессоров, поверхности
аппаратов и охлаждающих приборов и соответствия
между отдельными элементами оборудования холодильной
установки.
2.9. При необходимости дооборудования холодильных
установок следует отдавать предпочтение машинам и
аппаратам, конструкции которых позволяют полностью
осуществить защитную автоматику, а также выполнить
в дальнейшем комплексную автоматизацию всей
установки (компрессоры блок-картерного типа и многолопаточные
ротационные с циркуляционной системой смазки).
2.10. При проектировании частичной (в том числе
защитной) и комплексной автоматизации необходимо
предусматривать современные приборы и средства
автоматизации (приложение 3), отвечающие классу взрыво-
опасности помещений В-16.
2.11. Для обеспечения нормальной работы
холодильной установки она должна быть укомплектована
линейными ресиверами со свободным сливом в них жидкого
аммиака из конденсаторов, Емкость линейных ресиверов
рекомендуется рассчитывать применительно к § 84
Правил техники безопасности на аммиачных холодильных
установках.
Каждая холодильная установка должна иметь также
дренажный ресивер, емкость которого подбирается в
соответствии с § 86 Правил техники безопасности на
аммиачных холодильных установках.
2.12. Для возможности спуска жидкого аммиака и
масла, скопившихся в трубах нижней разводки,
всасывающие и нагнетательные трубопроводы каждого
компрессора должны иметь в нижних точках разделительные
сосуды, присоединенные сливными трубками к
нижерасположенному дренажному ресиверу.
2.13. В качестве дроссельных органов на
трубопроводах подачи жидкого аммиака в испарительную систему
должны применяться ручные регулирующие вентили.
В случае, если для этой цели смонтированы запорные
вентили, последние должны быть заменены регулирующими.
2.14. Каждая холодильная установка должна иметь
воздухоотделитель типа АВ-4 из расчета один аппарат
на каждые 1,5 млн. ккал/ч холодопроизводительности
установки.
2.15. Колонки, применяемые для установки защитных
реле уровня, должны Присоединяться уравнительными
жидкостными трубками к сосудам (аппаратам) выше
возможного уровня скопления в них масла. К колонкам
должна присоединяться жидкостная линия высокого давления
для проверки исправности защитных реле уровня.
2.16. При нормальной работе затопленных систем
охлаждения все количество жидкого аммиака, подаваемого
в отделитель жидкости, должно сливаться из него в
испарительную систему и уровень жидкости в нем не должен
устанавливаться. Поддержание при помощи приборов
автоматики уровня аммиака в отделителях жидкости таких
систем охлаждения категорически запрещается.
Ручную подачу жидкого аммиака в отделитель
жидкости следует контролировать дистанционным указателем
уровня и уменьшать при появлении уровня аммиака,
отмечаемого сигнальной лампой или на шкале прибора.
2.17. Для контроля работы компрессора должны быть
гильзы с термометрами на всасывающем и нагнетательном
трубопроводах каждого компрессора. Гильзы
ввариваются в трубопроводы на расстоянии 300—500 мм от
запорных вентилей компрессора.
2.18. В компрессорном цехе должны быть вывешены
четкие исполнительные схемы аммиачных, рассольных
и водяных трубопроводов с указанием установленных
на них приборов и средств автоматизации. Запорная
и автоматическая арматура, а также приборы автоматики
должны быть пронумерованы на этих схемах и
соответственно в натуре.
2.19. При полной реконструкции холодильной
установки и переводе ее на насосную циркуляцию аммиака
следует (по возможности) заменять устаревшее камерное
оборудование на современные охлаждающие приборы.
При этом камеры охлаждения и замораживания продуктов
рекомендуется оборудовать воздухоохладителями,
имеющими систему автоматического оттаивания с обогревом
поддонов и трубопроводов слива талой воды. Для
воздухоохладителей экспедиции и других помещений с
температурой воздуха выше 0° С устройство такого обогрева
необязательно.
Для замораживания расфасованных и других
продуктов рекомендуется использовать скороморозильные
аппараты.
В камерах хранения (неупакованных мороженых
грузов), имеющих в качестве наружного ограждения
покрытие (крышу), следует применять батареи из однорядных
оребренных труб, равномерно размещенных под
покрытием по всей его площади (шаг труб — 300—350 мм). В
указанных камерах хранения, имеющих в качестве
ограждения междуэтажные перекрытия, необходимо
предусматривать пучковые оребренные потолочные батареи над
проходами между штабелями грузов.
Рекомендуется в этих камерах устанавливать вдоль
наружных стен пристенные батареи, имеющие не более
6—8 труб по высоте и размещенные под перекрытием.
В камерах хранения упакованных мороженых
продуктов следует предусматривать воздушное охлаждение при
помощи воздухоохладителей с автоматическим
оттаиванием и обогревом поддонов и трубопроводов слива талой
воды.
Р аздел 111
ХОЛОДИЛЬНЫЕ УСТАНОВКИ С НАСОСНО-ЦИРКУЛЯ-
ЦИОННЫМИ СИСТЕМАМИ ОХЛАЖДЕНИЯ
3.1. Емкость установленных горизонтальных
циркуляционных ресиверов Уц.р должна быть проверена для
каждой испарительной системы (по температурам
кипения) в соответствии с требованиями § 83 и приложения 5
Правил техники безопасности на аммиачных холодильных
установках. Необходимая емкость горизонтальных
ресиверов при нижней подаче жидкого аммиака определяют
по приближенной формуле
Уц.р.нЫ^б+Ув)*1*2*3*4*5*6 М3, D)
в которой по сравнению с формулой A) изменены лишь
значения /С3 и /С4*
где /С3=1,2— емкость коллекторов и трубопроводов;
/С4=1,25 — рабочее заполнение ресивера B0%) для
обеспечения устойчивой работы насоса.
После подстановки числовых значений коэффициентов
формула D) приобретает вид
^ц.р.нЫУб+УвH,5 м\ E)
Необходимая емкость горизонтальных ресиверов при
верхней подаче жидкого аммиака:
Уц.Р.вЫ^+УвЯ 1)Яз*4К5К6 м^ F)
49

где К J =0,25 и Kj =0,5 — коэффициенты, учитывающие
заполнение труб, т. е.
количество сливаемого жидкого
аммиака соответственно из труб
батарей и
воздухоохладителей.
Коэффициент К2 при расчете циркуляционных
ресиверов для схем с верхней подачей аммиака в батареи не
учитывается, а коэффициенты /С3, К±, Къ имеют те же
значения, что и для схем с нижней подачей.
После подстановки числовых значений коэффициентов
формула F), с учетом соотношения между охлаждающими
поверхностями батарей и воздухоохладителей, примет
вид
^ц.р.вЫ^+^OJ м\ G)
3.2. Емкость установленных вертикальных
циркуляционных ресиверов (V„ p) должна быть проверена дл я
каждой испарительной системы (по температурам кипения)
в соответствии с методикой расчета, изложенной выше для
горизонтальных циркуляционных ресиверов.
Исключение составляют коэффициенты /С4 и Къ.
Коэффициент /С4, учитывающий рабочее заполнение ресивера
для обеспечения устойчивой работы насоса, должен
приниматься равным 1,55 (для создания в вертикальном
циркуляционном ресивере 25% рабочего заполнения).
Коэффициент Къ принимается равным 1,45, так как
вертикальный ресивер выполняет одновременно и функцию
отделителя жидкости (паровое пространство его не должно быть
менее 30% емкости). При этом на прием жидкого аммиака
из системы остается 45% емкости ресивера.
При установке вертикальных ресиверов типа РДВ
формулы D) и F) примут вид
для][системы с нижней подачей жидкого аммиака
^ц.р.н^б+^H,7 м\ (8)
для системы с верхней подачей жидкого аммиака
Кр.в^б+УвI>0^3. (9)
3.3. При недостаточной емкости установленных
циркуляционных ресиверов она может быть увеличена
следующим образом:
— дополнительной установкой ресиверов одинаковой
высоты с установленными;
— заменой циркуляционных ресиверов на ресиверы
большей емкости.
3.4. Для устойчивой работы насоса необходимо
обеспечить подпор столба жидкости (от уровня в
циркуляционном ресивере до оси насоса) не менее 1,5 м для насосов
ЗЦ-4 и не менее 1,8 м для насосов ЦНГ-68.
Рекомендуется приварить жидкостный стояк к горизонтальным
циркуляционным ресиверам типа РД, что позволит
сократить их рабочее заполнение (до 10—20%). К стояку
(рис. 4) следует присоединить всасывающий трубопровод
насоса. Обечайку стояка @325X8) и патрубок @89X3,5)
необходимо изготовить из стали 20 (ГОСТ 8732—58),
а днище @325X8 ГОСТ 380—41) и заглушку (ГОСТ
6973—59)— из стали Ст-3.
Уровень жидкости должен поддерживаться на 500—
600 мм выше патрубка выхода жидкого аммиака к насосу.
3.5. Циркуляционный ресивер (как отдельный
аппарат) после устройства жидкостного стояка должен быть
подвергнут испытанию согласно нормам машиностроения
(на прочность — пробным гидравлическим избыточным
давлением 16 кгс/см2, на плотность — пневматическим
избыточным давлением 12,5 кгс/см2. Ресивер подвергается
также пневматическому испытанию на плотность в системе
холодильной установки в соответствии с требованиями
Правил техники безопасности на аммиачных
холодильных установках.
Ш 3.6. В насосных системах с горизонтальными
циркуляционными ресиверами и отделителями жидкости
необходимо предусматривать подачу жидкого аммиака от
регулирующей станции в отделители жидкости (с
регулированием подачи по уровню аммиака в циркуляционных
ресиверах).
Подача жидкого аммиака непосредственно в эти
ресиверы не допускается.
3.7. В действующую на ряде предприятий насосную
систему охлаждения «Каскад» в целях улучшения ее
работы необходимо внести следующие изменения:
— ликвидировать напородержатели;
— осуществить подачу жидкости в испарительную
систему от напорной линии насоса;
— выполнить подачу жидкости от регулирующей
станции в соответствии с п. 3.6.
Щек мосла
иргт~
Рис. 4. Устройство жидкостного стояка
циркуляционного ресивера типа РД (по^чертежу Гипрохолода №110394):
/ — обечайка; 2 — днище; 3 — вентиль цапковый Dy
10 15с Ибк; 4 —патрубок (со стороны аммиачного
насоса); 5 — заглушка.
50

Целесообразно устранить промежуточные отводы пара
в охлаждающих приборах типа «Каскад» и осуществить
из них совмещенный слив жидкости и отсос паров.
3.8. При расположении отделителя жидкости в
машинном отделении выше всасывающего трубопровода
диаметром D возврат жидкости из последнего следует
осуществлять через специальный разделительный сосуд
диаметром 2—2,5 D и высотой 3—3,5 D. Этот сосуд должен
быть соединен жидкостным сливным трубопроводом
диаметром 0,5 D с циркуляционным ресивером и паровым
трубопроводом диаметром D — с отделителем жидкости.
Отделитель жидкости должен быть соединен с
циркуляционным ресивером сливным и паровым уравнительным.
трубопроводами.
3.9. При разработке проектов автоматизации насосно-
циркуляционных систем охлаждения должны быть
выполнены пункты 2.5, 2.8, 2.9, 2.10, 2.11, 2.12, 2.13, 2.14,
2.15, 2.17, 2.18, 2.19 настоящих Рекомендаций.
3.10. Автоматизированная холодильная установка для
проверки приборов автоматики и средств измерения
должна иметь: два комплекта лабораторных термометров типа
TJI-4N-l-^8 с ценой деления шкалы 0,1° С и «пределами
шкал —30— +200° С; набор образцовых пружинных
манометров типа МО класса 0,4 с пределами шкал 1; 1,6;
2,5; 4,0; 6; 10; 16; 25; 40 кгс/см2; два образцовых
манометра типа МП-60 с пределом шкал до 60 кгс/см2; магазин
сопротивлений типа МСР-60, МСР-63 или аналогичный;
тестер типа Ц-56, Ц-57, Ц-434, Ц-437 или аналогичный;
термостат типа ТС-15 или ТС-24 (до 200° С); термостат с
хладостатом (по типу U-10).
3.11. Нормали ресиверов типа РД, РДВ и отделителей
жидкости — см. соответственно приложения 4, 5 и 6.
На ресиверах типа РД и РДВ рекомендуется
устанавливать переключающий вентиль с двумя
предохранительными клапанами.
3.12. Диаметр патрубка для приема жидкости у
ресивера типа РД должен быть не менее диаметра сливного
патрубка отделителя жидкости. При необходимости
приварки к ресиверу патрубка большего диаметра проводить
ее следует в соответствии с требованиями Госгортех-
надзора.
3.13. При проектировании реконструкции
действующих холодильных установок с переводом их на насосную
циркуляцию аммиака следует применять
преимущественно схему с верхней подачей, одобренную Комиссией по
улучшению проектирования предприятий мясной
промышленности и утвержденную приказом по Министерству
мясной и молочной промышленности СССР (см. статью
Л. П. Рыженко «Улучшить проектирование
холодильников мясокомбинатов», «Холодильная техника», 1968,
№ 6).
(Окончание следует)
ХРОНИКА
Научно-технический семинар по механизации погрузочно-
разгрузочных работ на холодильниках мясокомбинатов
Недавно на Усть-Лабинском
мясокомбинате (Краснодарский край)
состоялся научно-технический семинар
по- механизации погрузочно-разгру-
зочных работ на холодильниках
мясокомбинатов. В организации семинара
приняли участие Краснодарский центр
научно-технической информации и
пропаганды, Краснодарский
политехнический институт, Краевое правление
НТО пищевой промышленности,
Краснодарское управление мясной
промышленности.
На семинаре были представители
мясокомбинатов из Краснодара,
Туапсе, Тихорецка, Курганинска
(птицекомбинат), Ейска, станиц Брюховец-
кой, Старо-Минской и др.
Были заслушаны и обсуждены
четыре доклада по механизации
грузовых работ на холодильниках
мясокомбинатов: «Современное развитие по-
грузочно-разгрузочных работ на
холодильных складах» (И. В. Тарабрин —
заведующий кафедрой холодильных
машин и установок КПИ); «Значение
механизации погрузочно-разгрузочных
работ на холодильниках» (Б. М.
Аведьянц — главный механик
Краснодарского управления мясной
промышленности); «Опыт механизации
погрузочно-разгрузочных работ на
холодильнике Усть-Лабинского
мясокомбината» (А. А. Грушевский — главный
инженер Усть-Лабинского
мясокомбината); «Конструктивные элементы в
механизации погрузочно-разгрузочных
работ на холодильнике Ейского
мясокомбината» (И. А. Махонин —
главный инженер Ейского
мясокомбината).
В докладах отмечено, что
суммарная емкость камер хранения на
мясокомбинатах Краснодарского края
составляет 21 000 т\ большинство
мясокомбинатов построено не более 10 лет
назад.
Высокие грузообороты на
мясокомбинатах края обусловлены увеличением
производства охлажденного мяса,
которое отправляют из Краснодарского
края во многие районы страны.
Это потребовало изменения не
только технологии обработки мясной
продукции, но и способов ее доставки
потребителям, в частности применения
контейнеров (стоечных поддонов).
Контейнерная перевозка
охлажденного мяса требует высокой степени
механизации, более четкой
организации труда, поскольку промежуток
времени между разделкой мяса и его
потреблением не должен превышать 7—9
суток. В связи с этим возникла
необходимость в комплексной
механизации грузовых работ на холодильниках.
Ознакомившись с механизацией
погрузочно-разгрузочных работ на
холодильниках Усть-Лабинского и Ейского
мясокомбинатов, участники семинара
признали целесообразным: применение
штабелеукладчиков при
погрузочно-разгрузочных работах в камерах
хранения мяса и электротележек при
погрузке в вагоны мясной продукции
в ящиках и бочках; использование при
подаче туш в вагоны подвесных путей
на эстакаде непосредственно у вагона;
внедрение конвейерного способа
загрузки остывочных и морозильных
камер.
Опыт работы Ейского
мясокомбината показал эффективность
применения рольгангов для погрузки в вагоны
туш и роликового элеватора ЭР-1,85
для подъема их на подвесной путь.
Участники семинара обратились к
Министерству мясной и молочной
промышленности СССР с просьбой
ходатайствовать перед Советом Министров
СССР об увеличении поставок погру-
зочно-разгрузочного оборудования для
мясокомбинатов и рекомендовали
Краснодарскому центру
научно-технической информации и пропаганды
полнее освещать опыт работы передовых
предприятий по эксплуатации и
ремонту средств механизации погрузочно-
разгрузочных работ на холодильниках.
51

В НТО ПИЩЕВОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ
Расширенное заседание Комитета по холодильной
технике и технологии
23 июня 1971 г. во ВНИХИ было
проведено расширенное заседание
Комитета по холодильной технике и
технологии Центрального правления
НТО пищевой промышленности для
общественного обсуждения
допущенной к участию в конкурсе на
соискание Государственной премии СССР
1971 г. работы заслуженного деятеля
науки и техники РСФСР, доктора
техн. наук, профессора Н. А.
Головкина (ЛТИХП) «Разработка теории и
практики холодильного
консервирования пищевых продуктов при
близкриоскопических температурах».
В заседании приняли участие
свыше 60 представителей московских
предприятий,
научно-исследовательских, проектных, конструкторских и
хозяйственных организаций.
Профессор Н. А. Головкин сделал
сообщение об основных этапах
проведенной им на протяжении последних
15 лет работы и полученных научных
и практических результатах. Новая
технология хранения и
транспортировки пищевых продуктов в
подмороженном состоянии при
температуре —2-. 3° С получила всестороннее
научное обоснование в его работах
и работах ряда руководимых им
аспирантов. Результаты исследований
изложены в 84 публикациях в
советских и иностранных изданиях, в том
числе в журнале «Холодильная
техника». Работа получила уже широкое
применение: в 1969—1970 гг. было
реализовано свыше 45 тыс. т мяса,
рыбы и яблок, сохранявшихся в
соответствии с предложенной
технологией.
Выступавшие в обсуждении
отметили выдающееся научное и
народнохозяйственное значение проведенной
Н. А. Головкиным работы и сочли ее
достойной Государственной премии.
Канд. техн. наук Д. Г. Рютов
указал на научную смелость и
новаторство Н. А. Головкина, подвергшего
сомнению и опровергнувшего
укоренившееся в холодильной технологии
мнение о вредном влиянии на
качество пищевых продуктов температур
на 1—2° С ниже криоскопической.
Разработанная и обоснованная им
технология сохранения пищевых
продуктов при близкриоскопических
температурах обусловила появление
нового класса слегка подмороженных
пищевых продуктов, значительно
более стойких, чем охлажденные, и
более дешевых и лучших по качеству,
чем полностью замороженные
продукты. Помимо мяса в четвертинах,
рыбы и яблок, сохранение в
подмороженном состоянии имеет хорошие
перспективы применения также для
ряда других продуктов, в частности
при торговле полуфабрикатами и
готовыми блюдами.
Инж. В. А. Рогозянов сказал, что
разработанная и научно обоснованная
профессором Н. А. Головкиным
технология сохранения и перевозки ряда
скоропортящихся пищевых продуктов
в слегка подмороженном состоянии
позволяет промышленности в ряде
случаев отказаться от полного
замораживания продуктов, что дает
существенные технологические и
экономические преимущества. Вместе с
тем срок сохранности слегка
подмороженных продуктов достаточно
продолжителен — 20—30 дней. Это
позволяет перевозить их на большие
расстояния в железнодорожных
вагонах-холодильниках и
авторефрижераторах. В мясной промышленности по
предложенной профессором Н. А.
Головкиным новой технологии в течение
ряда лет осуществляется снабжение
сырьем мясоперерабатывающих
комбинатов в крупных промышленных
центрах мясокомбинатами,
расположенными в сырьевых районах.
Доктор техн. наук А. П. Шеффер
заявил, что работа Н. А. Головкина
является крупным вкладом в
холодильную технологию, ее практическое
применение весьма перспективно.
Работа полностью заслуживает
присуждения Государственной премии.
Доктор техн. наук А. А. Гоголин
отметил, что широкое внедрение
результатов исследований Н. А.
Головкина составит один из необходимых
элементов научно-технической
революции в холодильной технике и
отраслях пищевой промышленности и
решит вопрос экономичного
снабжения населения промышленных
центров высококачественными
продуктами.
В единогласно принятом решении
по обсуждаемому вопросу отмечено,
что в работе доктора техн. наук,
профессора Н. А. Головкина
теоретически и экспериментально обоснован
предложенный им новый
перспективный способ сохранения пищевых
продуктов в слегка подмороженном
состоянии при температуре на 1—2° С
ниже их криоскопической
температуры. На основе ряда проведенных
исследований Н. А. Головкиным
доказано, что в продуктах при указанных
температурах физико-химические и
биохимические процессы во время
хранения имеют тот же характер и
направленность, что и в охлажденных,
но протекают значительно медленнее,
что обусловливает удлинение сроков
хранения в 2—3 раза по сравнению с
охлажденными продуктами. Вместе с
тем по качеству и себестоимости
продукты, сохраняемые при
близкриоскопических температурах, резко
отличаются в лучшую сторону от
полностью замороженных продуктов.
Наряду с большой научной
ценностью работа Н. А. Головкина
имеет и крупное практическое значение.
Советская пищевая промышленность
получила новый надежный способ
сохранения скоропортящихся
продуктов, применение которого особенно
оправдано и целесообразно в тех
случаях, когда необходимые сроки
сохранения или транспортировки
превышают сроки, допустимые для
охлажденных продуктов из-за их
ограниченной стойкости. Учитывая
преимущества способа сохранения
пищевых продуктов при
близкриоскопических температурах, мясная, рыбная
и плодоовощная промышленность
СССР уже широко его применяют
при транспортировке и хранении
мяса, рыбы и яблок.
Расширенное заседание Комитета
по холодильной технике и технологии
единогласно постановило одобрить
проведенную Н. А. Головкиным
работу «Разработка теории и практики
холодильного консервирования пищевых
продуктов при близкриоскопических
температурах» и просить Комитет по
Ленинским и Государственным
премиям СССР в области науки и техники
при Совете Министров СССР
присудить Государственную премию СССР
1971 г. указанной работе профессора
Н. А. Головкина, как имеющей
выдающееся научное и
народнохозяйственное значение.
S2

КРИТИКА И БИБЛИОГРАФИЯ
Научные исследования в области холодильной
техники и технологии
Публикуемый ниже список научных работ, помещенных
в трудах различных научно-исследовательских
организаций, может представить интерес для научных и
инженерно-технических работников в области производства и
применения искусственного холода в разных отраслях
промышленности и народного хозяйства.
ХОЛОДИЛЬНАЯ ТЕХНИКА
Моделирование группы параллельно работающих
поршневых компрессоров. ХамудхановМ. 3., А х р а -
ров X. Н. Известия АН Узбекской ССР. Серия
технических наук, № 5, 1969, с. 3—5.
Заглушениеfшума, излучаемого в атмосферу
компрессорной станцией. Алексеев С. П., Алимов Н. П.,
Кудрявцев Ф. С. Научные работы институтов
охраны труда ВЦСПС, вып. 54, 1968, с. 111—116.
Эксплуатационная надежность поршневых
компрессоров. Грязнов Е. Г. Труды ВНИ и
проектно-технологического института химического машиностроения,
вып. 1, 1969, с. 245—251.
Оппозитные компрессоры по проектам ВНИИПТхим-
маша. Косогоров В. Н., МишнинБ. В., Р у -
ж и н*с кий А. А., Ш а л о х и н В. А. Труды ВНИ
и проектно-технологического института химического
машиностроения, вып. 1, 1969, с. 159—174.
Нормализация узлов и систем циркуляционной смазки
оппозитных |баз * поршневых компрессоров. Миш-
нин Б. В. Труды ВНИ и проектно-технологического
института химического машиностроения, вып. 1, 1969,
с. 175—186.
О влиянии неоднородного электростатического поля
на теплообмен при конденсации фреона-11 на
горизонтальной трубе. Бузник В. М., Смирнов Г. Ф.,
Замкевич Б. М. Труды Николаевского
кораблестроительного института, вып. 26, 1968, с. 75—85. Библиогр.:
7 назв.
Экспериментальные исследования распыления
хладагента в контактном испарителе. Колодин М. В.,
Рутгайзер Е. М. Известия АН Туркменской ССР.
Серия физико-технических, химических и геологических
наук, № 6, 1969, с. 108—110.
Моделирование теплообменников. А н д р и я -
нов П. А., Федоров А. Ф., Известия Томского
политехнического института, т. 183, 1968, с. 9—13.
Определение статических характеристик
теплообменника контактного типа. Ладиев Р. Я-, Плеско-
нос А. К. Вестник Киевского политехнического
института, № 5, 1968, с. 113—119. Библиогр.: 8 назв.
К исследованию гидравлического сопротивления в ко-
жухотрубных теплообменниках. Н о р к и н П. К.
Известия АН Узбекской ССР. Серия технических наук,
№ 5, 1969, с. 49—52. Библиогр.: 6 назв.
Интенсификация теплообмена шахматных пучков труб
с поперечными ребрами в потоке воздуха путем применения
разрезки ребер. Кунтыш В. Б., ИохведовФ. М.
Труды Ленинградского технологического института
целлюлозно-бумажной промышленности, вып. 21, 1968,
с. 392—401.
Калориметрическая система для измерения тепловос-
приятий ' от -[потока воздуха к поверхности исследуемых
воздухоохладителей. Иванов В. И., Ролин-
с к и й В. Ю. Труды Николаевского
кораблестроительного института, вып. 26, 1968, с. 140—142.
Выбор параметров оребрения труб фреоновых
конденсаторов. Бузник В. М., Смирнов Г. Ф.,
Лука н о в И. И. Труды Николаевского
кораблестроительного института, вып. 26, 1968, с. 68—74. Библиогр.
6 назв.
Исследование распределительных устройств для
судовых холодильных установок. Третьюхин А. А.,
Боброва Л. В. Труды ЦНИИ морского флота, вып.
112, 1969, с. 8—15. Библиогр.: 7 назв.
Исследование судового воздухоохладителя ОВП6М.
Герцман Л. Е., Краснощекое Л. Ф.,
Минин В. Е., Ч у ж о в В. М. Труды ЦНИИ морского
флота, вып. 120, 1969, с. 66—71.
Определение среднего коэффициента теплопередачи
изоляции ограждения охлаждаемого помещения методом
дополнительной теплоемкости (в рефрижераторных
судах). Замков Д. Г. Труды ЦНИИ морского флота,
вып. 112, 1969, с. 3—8.
Исследование факторов, влияющих на работу судовых
систем кондиционирования воздуха.
Карпинская А. И. Труды ЦНИИ морского флота, вып. 120,
1969, с. 9—44. Библиогр.: 14 назв.
К вопросу образования пересыщения водяных паров
(при кондиционировании воздуха). МихельсонМ. Л.,
Колесник И. Я- В сб. трудов НИИ по вентиляции
и очистке воздуха на горнорудных предприятиях, вып. 5,
1969, с. 116—123.
Охлаждение всасываемого в ГТУ воздуха
утилизационной холодильной установкой. Розенберг Г. Ш.
Труды ЦНИИ морского флота, вып. ИЗ, 1969, с. 9—12.
О возможности получения холода в утилизационных
теплоиспользующих холодильных машинах на дизельных
морских судах. Захаров Ю. В., Андреев Л. М.,
Шостак В. П. Труды Николаевского
кораблестроительного института, вып. 26, 1968, с. 26—33. Библиогр.:
5 назв.
Предварительная оценка эффективности применения
утилизационных пароэжекторных фреоновых
холодильных машин в судовых установках кондиционировг ния
воздуха. Захаров Ю. В., Андреев Л. М.,
Шостак В. П. Труды Николаевского кораблестроительного
института, вып. 26, 1968, с. 34—38.
Графо-аналитический способ расчета процесса
расширения влажного воздуха в турбодетандере кондиционера
(на судовых установках). Захаров Ю. В., Чег-
ринцев Ф. А. Труды Николаевского
кораблестроительного института, вып. 26, 1968, с. 86—90.
Расчет воздуховодов двухвентиляторных систем
кондиционирования воздуха при регулировании смешения
воздуха одним клапаном. Кигур Ю. Н. В сб. трудов
кафедры санитарной техники Рижского политехнического
института, № 1, 1968, с. 39—46. Библиогр.: 5 назв.
Об аэродинамической устойчивости систем
кондиционирования воздуха. Кигур Ю. Н. В сб. трудов кафедры
санитарной техники Рижского политехнического
института, № 1, 1968, с. 47—56.
Технико-экономические показатели систем
кондиционирования воздуха. Креслинь А. Я. В сб. трудов
S3

кафедры санитарной техники Рижского политехнического
института, № 1, 1968, с. 19—28. Библиогр.: 23 назв.
Экономические границы повышения
производительности системы кондиционирования воздуха. К р у -
минь А. Я- В сб. трудов кафедры санитарной
техники Рижского политехнического института, № 1, 1968,
с. 69—88.
Охлаждение воздуха в эрлифтном контактном
аппарате. Чихладзе В. В. Сообщения АН Грузинской ССР,
т. 56, № 1, 1969, с. 177—180.
Экспериментальное исследование вращающегося
регенеративного теплообменника (в условиях работы систем
кондиционирования воздуха). Ильин В.П. В сб.
трудов НИИ санитарной техники, № 30, 1969, с. 126—142.
Библиогр.: 7 назв.
Исследование работы системы кондиционирования
воздуха в летний период на т/х «Коммунарск».
Александров В. Г., Вейсман И. Е. Труды ЦНИИ
морского флота, вып. 120, 1969, с. 52—61.
Сохранение определенного температурного режима в
помещениях предприятий общественного питания.
Дозоров А. Н. В сб. трудов Ленинградского института
советской торговли, вып. 31, 1968, с. 242—248.
Исследование воздухораспределителя для раздачи
кондиционированного воздуха в объеме купе пассажирского
вагона. Новинская Р. П. В сб. трудов кафедры
санитарной техники Рижского политехнического
института, № 1, 1968, с. 13—18.
К определению термодинамической эффективности
комбинированных холодильных установок (в
рефрижераторных поездах). Сучков Д. И. Труды Московского
института инженеров железнодорожного транспорта,
вып. 290, 1969, с. 26—31.
Абсорбционные холодильные машины на хладотран-
спорте. Сапожников С. А., Данилов Р. Л.,
Зибель К. Б. Труды ВНИИ вагоностроения, вып. 9,
1969, с. 113—127. Библиогр.: 6 назв.
Температурные зависимости противоточныхТ
коаксиальных воздушных потоков в двухтрубной
замораживающей колонке с внешним теплоподводом (к ледопородной
защите при проходке шахтного ствола). ПироттиЛ.Н.
Труды ВНИИ организации и механизации шахтного
строительства, вып. 18, 1969, с. 129—139.
К методике воздействия на режим промерзания и
оттаивания грунта. Демченко Л. Н. Труды
Белорусского института инженеров железнодорожного
транспорта, вып. 66, 1968, с. 28—36. Библиогр.: 10 назв.
К вопросу о замораживании грунтов (при проходке
горных выработок). Ц а й Е. Н. Труды НИИ
строительства угольных и горнорудных предприятий КузНИИшах-
тострой, вып. 5, 1968, с. 361—366.
Защитно-покровные материалы на основе пластических
масс для теплоизоляционных конструкций. П а н и н А. С,
Фадеев Н. И., Фарбер Э. Я., Попова В. С.
В сб. трудов ВНИИ и проектного института Теплопроект
Главтепломонтажа, вып. 3, 1969, с. 27—47.
Производство сборных теплоизоляционных
конструкций за рубежом. Трейстер М. Л., Литвак Б. Л. В
сб. трудов В НИ и проектного института Теплопроект
Главтепломонтажа, вып. 3, 1969, с. 60-—74. Библиогр.: 5 назв.
О величине психрометрического коэффициента аспи-
рационного психрометра. Усольцев В. А. Труды
НИИ гидрометеорологического приборостроения, вып. 22,
1970, с. 64—74. Библиогр.: 6 назв.
Абсолютный гигрометр. Резников Г. П. Труды
Главной геофизической обсерватории, вып. 240, 1969,
с J29 131
ХОЛОДИЛЬНАЯ ТЕХНОЛОГИЯ
Замораживание свиных туш как метод их
обезвреживания от личинок трихинелл. Бессонов А. С.
Бюллетень Всесоюзного института гельминтологии, вып. 2,
1969, с. 24—27. Библиогр.: 5 назв.
Замораживание морского гребешка в брикетах.
Семенов А. Е., Размазин В. И. Известия
Тихоокеанского НИИ рыбного хозяйства и океанографии,
т. 65, 1968, с. 283—284.
Разработка технологии производства сухих смесей для
мороженого. Фавстова В. Н. Труды ВНИИ
молочной промышленности, вып. 27, 1970, с. 111—117.
Разработка рецептур и технологии производства
быстрозамороженных готовых блюд и кулинарных
полуфабрикатов. Шапиро Д. К., Я м к о в а я А. Г.,
X у с и д И. С. Труды ВНИИ по производству продуктов
питания из картофеля, вып. 11, 1969, с. 93—100.
Технология производства быстрозамороженных
обеденных блюд. Ефимов В. П., Котович А. Г.,
Ершова А. А. Труды ВНИИ консервной и овощесу-
шильной промышленности, вып. 13, 1970, с. 30—34.
Охлаждение молока в пастбищных условиях.
Муст Э. И. В сб. трудов Эстонского НИИ
животноводства и ветеринарии, № 15, 1968, с. 295—301.
Влияние температурного режима и способа упаковки
на микрофлору и пораженность яблок грибными гнилями
при хранении. Джангалиев А. Д., Горлен-
ко М. В., Новобранова Т. И. Вестник
сельскохозяйственной науки (Алма-Ата), № 1, 1970, с. 74—79.
Библиогр.: 9 назв.
Новый метод определения расходов холода и
продолжительности охлаждения яблок. Аболиньш Я. Т.,
ДалманеС. С. Известия АН Латвийской ССР, № 5,
1970, с. 146—149. Библиогр.: 8 назв.
Перспективные методы хранения цитрусовых плодов.
Гримм А. И. В сб. трудов Ленинградского института
советской торговли, вып. 31, 1968, с. 175—180.
Исследование процесса охлаждения карамели и новый
охлаждающий аппарат с радиационно-конвективным теп-
лоотводом. Рапопорт С. А. Труды ВНИИ
кондитерской промышленности, вып. 18, 1969, с. 88—97.
Влияние отрицательных температур на развитие
первоначальной микрофлоры зерна (при хранении). О р д и н
А. П. Известия АН СССР, № 4, 1969, с. 603—607.
Некоторые особенности испарения влаги при
сублимационной сушке пищевых продуктов в вакууме. У л у -
м и е в А. А., Гинзбург А. В сб. научных
сообщений Дагестанского университета. Технологический
факультет, № 1, 1969, с. 124—127.
Влияние концентрации клеток и среды высушивания
на выживаемость бруцелл при лиофилизации.
Звягин И. В., Ковш Е. И. Труды Ставропольского
сельскохозяйственного института, вып. 29, 1968, с. 469—472,
Лиофилизация молочнокислых бактерий
(приготовление заквасок). Шершнева В. И., Л а г о д а И. В.
Труды ВНИИ молочной промышленности, вып. 27, 1970,
с. 58—63. Библиогр.: 6 назв.
К вопросу о влиянии глубокого замораживания на
микрофлору семени быков. Быстрое А. А. В сб. трудов
Куйбышевской н.-и. ветеринарной станции, вып. 5, 1968,
с. 236—239.
Глубокое замораживание семени
быков-производителей. Никуленко В. В. В сб. трудов Пушкинской
н.-и. лаборатории разведения с.-х. животных, т. 2, вып. 12,
с. 92—98. Библиогр.: 20 назв.
О влиянии глубокого замораживания семени быка на
потомство. Быстрое А. А. В сб. трудов Куйбышевской
н.-и. ветеринарной станции, вып. 5, 1968, с. 240—243.
Сравнительная оценка различных способов
замораживания семени барана. Логинова Н. В.,
Желтобрюх Н. А. Труды ВНИИ овцеводства и козоводства,
вып. 29, том 1, 1969, с. 228—232.
О колебаниях устойчивости семени барана к
охлаждению и замораживанию под влиянием некоторых
метеофакторов. Маликов Д. И. Труды ВНИИ овцеводства и
козоводства, вып. 29, том 1, 1969, с. 255—258.
54

Приведенные ниже научные работы Всесоюзного
научно-исследовательского института холодильной
промышленности опубликованы в сб. трудов ВНИХИ «Важнейшие
работы в области холодильной техники и технологии»,
1970.
Общий обзор важнейших работ ВНИХИ за последние
годы. с. 5—22.
Молокоохладительная теплонасосная установка для
молочнотоварных ферм. Кобулашвили Ш. Н.,
Романов М. Н., Л а т и н а Г. Н. с. 23—27.
Развитие методов акустических исследований
холодильных герметичных компрессоров. ТихомировВ.А.
с. 28—36. Библиогр.: 16 назв,
Автоматизация холодильных установок
распределительных и производственных холодильников.
Павлова И. А., А н д р о с о в Ф. И., Сенягин Ю. Я.
с. 37—46.
Приборы и методы электрических измерений при
исследовании холодильных компрессоров. А г а р е в Е. 'М.,
Медовар Л. Е. с. 47—61. Библиогр.: 12 назв.
Разработка и исследование приборов автоматики. Р о -
тенберг А. Г., Мартов В. М. с. 62—73.
Скороморозильные аппараты типа ГКА.
Кобулашвили Ш. Н., Ротенберг А. Г. с. 74—77.
Производство, замораживание и хранение готовых
мясных блюд. Марадудина Н. В., Шелапу-
тин В. И., Збандуто Л. Л., Ш и ш к и н а Н. Н.
с. 78—86.
Эффективность совместного применения низкой
температуры и дополнительных средств при хранении мяса и
некоторых мясных продуктов и определяющие ее
бактериологические показатели. Носкова Г. Л. с. 87—95.
Библиогр.: 31 назв.
Некоторые вопросы технологии и техники
размораживания рыбы. Пискарев А. И., Крылов Г. И.,
Лукьяница Л. Г. с. 96—108. Библиогр.: 19 назв.
Кондиционирование воздуха в сыродельной
промышленности. Гоголин А. А., Богатырева С. Ф.
с. 109—112.
11 мая исполнилось 60 лет руководителю сектора
автоматизации холодильных установок и
контрольно-измерительных приборов ВНИХИ кандидату технических
наук Ирине Алексеевне Павловой.
Ирина Алексеевна окончила в 1933 г. Харбинский
политехнический институт. С 1936 г. началась ее научная
деятельность в Центральной научно-исследовательской
лаборатории контрольно-измерительных приборов,
в 1939 г. она перешла во ВНИХИ, где работала вначале
старшим научным сотрудником, а затем руководителем
лаборатории КИП и автоматики. В 1951 г. И. А.
Павлова успешно защитила диссертацию на соискание ученой
•степени кандидата технических наук.
За время многолетней работы во ВНИХИ Ириной
Алексеевной лично или под ее руководством
выполнено более 50 работ. Ее постоянная тесная связь с
производством обеспечила широкое внедрение выполненных
Холодильное хранение столового винограда.
Моисеева Н. А., РоссовскийЛ. С, Бурьяно-
ва И. А. с. 113—119.
Хранение яблок в упаковке из полимерных пленок.
Моисеева Н. А., Голенищева-Кут у
зова А. А. с. 120—128.
Хранение сахарной свеклы в кагатах с орошением и
активной вентиляцией. Хелемский А. М.,
Морозов С. В. с. 129—139.
Состояние и перспективы развития автомобильного
холодильного транспорта. Шавра В.М., ШустовА.С.
с. 140—150.
Разработка и исследование малотоннажных
автомобилей-холодильников с машинно-аккумуляционной системой
охлаждения. Барулина И. Д., П о в а р ч у к М. М.
с. 151—155.
Авторефрижераторные перевозки плодов и овощей.
Шустов А. С., Высоцкая О. М., Повар-
ч у к М. М. с. 156—159.
Опыт применения моноэтаноламина в производстве
сухого льда и сжиженного углекислого газа. Пимено-
в а Т. Ф. с. 160—167. Библиогр.: 10 назв.
Исследование работы бессмазочного агрегата для
производства сухого льда по циклу среднего давления.
Константинова О. Н. с. 168—170.
Универсальная закономерность свойств фреонов. Б а -
дылькес И. С. с. 171—180. Библиогр.: 26 назв.
Расчет таблиц термодинамических свойств рабочих
веществ на электронной вычислительной машине. П е -
рельштейн И. И. с. 181—196.
Теплообмен при кипении фреона-22 на поверхности
пучка труб. Поволоцкая Н. М. с. 197—208.
Библиогр.: 24 назв.
Исследование малых холодильных компрессоров.
Якобсон В. Б. с. 209—223. Библиогр.: 17 назв.
Низкотемпературная двухступенчатая фреоновая хо-
лодильная)установка с пароструйным прибором. В а й н -
штейн Я. Л. с. 224—228. Библиогр.: 3 назв.
Д. Н. ПРИЛУЦКИИ
работ в промышленность. Она участвовала в создании
системы централизованного контороля температур, в
частности в разработке автоматизированной машины
АМУР для контроля и регулирования температуры.
Под руководством И. А. Павловой автоматизированы
многие холодильники системы торговли. В настоящее
время она ведет большую работу по автоматизации
холодильников мясо-молочной промышленности. При ее
непосредственном участии разработаны многие приборы
автоматики для холодильных установок.
Нельзя не отметить большую общественную
деятельность И. А. Павловой, которая в течение 13 лет
выбиралась секретарем партийной организации ВНИХИ.
Редакционная коллегия и редакция журнала
«Холодильная техника» сердечно поздравляют Ирину
Алексеевну и желают ей доброго здоровья и дальнейшей
плодотворной деятельности.
<^^/V\/V\/VV\/\/\/\/\/\/\/\/\/\/4/\/\/\/\/^^
К 60-летию Ирины Алексеевны Павловой
55

НОВОСТИ ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
Новый метод расчета конденсаторов
Б. СЛИПЧЕВИЧ
ФРГ, Линдау, фирма «Эшер Вис»
Теплопередающая поверхность теплообменного
аппарата рассчитывается по известному уравнению
Q Q
FH = n5e~-fcT» A)
где FB — наружная теплопередающая поверхность
аппарата, м*
Q — тепловая нагрузка аппарата, Дж/с;
&н —коэффициент теплопередачи, отнесенный к
наружной стороне поверхности теплообмена, Вт/(м2° К)\
0 — средняя логарифмическая разность
температур, К;
<7н — плотность теплового потока, отнесенная к
наружной поверхности теплообмена, Вт/м2.
Коэффициент теплопередачи &н рассчитывают по
уравнению
ИЪ бст , FB ( 1
J L , г, , L^h. бет.
^вн V O^bh
+
#BHJ i
B)
где ан, авн — коэффициенты теплоотдачи
соответственно на наружной и внутренней стороне теп-
лопередающей поверхности, Вт/(м2 К);
Rn> #вн — тепловое сопротивление загрязнений,
м2К/Вт;
^н» ^ср» ^вн — теплопередающая поверхность
аппарата соответственно наружная
(расчетная), средняя или внутренняя, л*2;
бет — толщина стенки трубы, м\
ХСТ — коэффициент теплопроводности
материала, из которого изготовлены трубы,
Вт/{м- /С).
Расчет коэффициента теплоотдачи со стороны
холодильного агента связан с определенными трудностями, расчет
коэффициента теплоотдачи со стороны охлаждающей среды
(воды или воздуха) несложен, он проводится по
уравнениям, приведенным в технической литературе.
В зависимости от того, находится ли холодильный агент
в межтрубном пространстве теплообменника или внутри
труб, уравнение B) можно представить в виде
C)
или
1
1
1
= Я2 -
+ нх
г авн
D)
где ф — отношение наружной теплопередающей
поверхности к внутренней.
Вспомогательные величины Нг и Я2, входящие в
уравнения C) и D), определяют по формулам
F)
»»-«?¦+*«+?-*5+.ч*«.
56
а коэффициенты теплоотдачи со стороны охлаждающей
среды авн в уравнении E) и ан в уравнении F) могут быть
легко вычислены.
Коэффициенты теплоотдачи при конденсации и
кипении холодильного агента зависят от теплового потока или
разности температур А/ст между стенкой и холодильным
агентом. В начале расчета величина А/ст обычно
неизвестна, что затрудняет расчет.
Теплопередающую поверхность конденсаторов и
испарителей обычно определяют с использованием метода
последовательных приближений или графоаналитического
[1], каждый из которых связан с нахождением tcr.
В данной статье предлагается метод расчета,
исключающий необходимость непосредственного определения tCT.
Рассмотрим расчет конденсаторов. Как известно,
конденсация пара холодильного агента происходит на
наружной поверхности или внутри труб.
Теплоотдача при конденсации пара на наружной
поверхности труб. Коэффициент теплоотдачи при
конденсации пара на горизонтальной трубе можно определить
по известному уравнению Нуссельта [2]:
где величина
ОСн = '
Лк-
0,725ЛК
(^нА^стI/4 •
G)
характеризует теплофизические свойства холодильного
агента и зависит от температуры.
Уравнение G) можно использовать только для
одиночной трубы. В многорядном пучке труб коэффициент
теплоотдачи нижних труб пучка будет меньше, чем это
следует из уравнения G). Для пучка труб вводится
поправочный коэффициент, учитывающий расположение труб.
Для расчета среднего числа труб в пучке,
расположенных друг над другом, Катц и Гейст [3] предложили
следующее уравнение:
г'сР =
 + ^2 +
+ nz
+ nj*
+
+ nj*
(8)
где nlt n2...nz — число труб одного ряда, расположенных
друг над другом.
По значению /гсР находят поправочный
коэффициент Ь, который вводится в качестве множителя в
уравнение G) для расчета а
"ср
! Исследования Шорта и Брауна [4] показали, что
поправочный коэффициент Ь для вертикального ряда из 20
расположенных друг под другом труб близок к 1.
Результаты исследований Катца с сотрудниками [3, 5 ] также
подтвердили, что коэффициенты теплоотдачи отдельных рядов
труб почти не различаются между собой.
24

Возможно, что капли конденсата, стекающие с
верхних труб на нижние, несколько турбулизируют пленку.
В таком случае предположения о ламинарном режиме
течения пленки, принятые при выводе поправочного
коэффициента 6, были бы неправильны.
Как показали исследования Хенрици [6],
соотношение G) можно применить и к оребренным трубам, если
в правую часть его ввести в качестве сомножителя
поправочный коэффициент i|?
4>=1.ю(тг
F*
Fn
где dH
¦ диаметр основной трубы, м\
Н — средняя высота ребра, м\
FH — наружная поверхность, ж2;
FTP — поверхность основной трубы, м2.
Если поверхность ребра преобразовать в равновеликий
четырехугольник с основанием D, то по Катцу [5] средняя
высота ребра будет равна
ч -(*-*> ,
4?>
(")
где D — наружный диаметр ребра, м.
Следует учитывать, что уравнение A0) можно
использовать только для таких труб, которые обеспечивают
хороший сток конденсата. Следовательно, это уравнение не
подходит для оребренных труб с очень малым шагом ребер.
Таким образом, для расчета коэффициента
теплоотдачи при конденсации пара на поверхности пучка труб
можно использовать следующее уравнение:
(А/Ст) и
причем вспомогательная величина С± содержит только
известные данные,
0,725ЛкИ)
Сх = Ж~- W
Зозуля и другие исследователи [7] считают, что для
оребренных труб можно также использовать уравнение
A'2), но в уравнение A3) вместо поправочного
коэффициента г|), рассчитанного по уравнению Хенрици, нужно
подставить величину
*> = Z?'28 Z°'62 We0'2. A4)
Упрощенный способ расчета конденсаторов при кон-
денсации на наружной поверхности труб. Как сказано
выше, в статье предлагается метод расчета конденсаторов,
исключающий необходимость определения tCT.
Если из уравнения
^н=анА^ст=С1А^ A5)
исключить разность температур А^ст, то получим
«„'¦
Поскольку
?н=М, A7)
то по уравнениям C) и A7)
<7h/s + *i?h - Кш = 0. A8)
Коэффициенты Ki и К2 определяют следующим
образом:
Кг^НгСЦ; A9)
/с2=ес4/\ B0)
Коэффициенты К± и /С2 содержат только известные
данные.
На рис. 1 представлена номограмма для определения
плотности теплового потока в конденсаторах, в которых
пар конденсируется на наружной поверхности труб. При
Рис. 1. Номограмма
для определения
плотности теплового
потока в конденсаторах
при конденсации
пара на наружной
поверхности труб.
Пример: при /Сх=400 и
/е2=1,7«10в величина
<7н=4080.
\-2fi-Ws
2,8-10в
заданных условиях (производительность конденсатора
QK, температура конденсации, температура воды на входе
и выходе) и на основе выбранных данных (скорость воды,
диаметр трубы) можно по приведенным выше уравнениям
вычислить коэффициенты Кг и /С2. Эти значения
наносятся на соответствующие линии К\ и /С2 номограммы и
соединяются прямой. Точка пересечения этой прямой с
линией <7н характеризует действительную плотность
теплового потока в конденсаторе.
Теплоотдача при конденсации пара в трубе. До
недавнего времени в технической литературе было очень мало
данных о расчете коэффициентов теплоотдачи при
конденсации пара в трубе. Не было ясности относительно физики
процесса. Согласно одним исследованиям при снижении
плотности теплового потока коэффициенты теплоотдачи
увеличиваются, согласно другим — уменьшаются.
Конденсацией пара в горизонтальных трубах
занимались Хаддок [8], Такахаси с сотрудниками [9], а также
Данилова с сотрудниками [10].
Чопко [11] провел многочисленные исследования по
определению коэффициентов теплоотдачи при
конденсации фреонов-12, 22 и 142 в трубе.
На основе исследований Чопко [12] могут быть
предложены следующие уравнения для расчета коэффициентов
теплоотдачи, каждое из которых справедливо в
определенной области qBK:
при <7ВН < <7«
при <7вн>?вн>
авн =
Vbh
B1)
B2)
57

где С2 и С3 — коэффициенты, содержащие только
известные величины;
они могут быть определены следующим образом:
0,976- 10*р"?»/(я)
Со = Ti лЛ~~лГП~ B3)
dVjpVVM
кр
1,925.10*рй/(я)
кр/
^внИ' ^кр
B4)
кр
В этих уравнениях
Лкр — критическое давление, бар;
ТКР — критическая температура, К;
ji — молекулярный вес холодильного агента, кг/моль.
Если обозначить отношение давления конденсации к
критическому давлению через я, то получим
Из уравнений B1)—B4) могут быть определены
граничные значения qH и qBH
¦ _ 15p«pT^
W
кр
Чг
B6)
^вн = -
15ркрГ^
КР .
|iV.
B7)
Упрощенный способ расчета конденсаторов при
конденсации пара в трубе. Из совместного решения
уравнений D), A7) и B1) можно получить следующую
зависимость: 0
<7н'/,2+К*<7н-.К2=0. ^ B8)
При этом коэффициенты К± и К2 можно определить по
уравнениям, содержащим только известные величины:
tf—5fe- B9)
*2 =
Ф
0С
7,2
Ф"/..
C0)
На рис. 2 представлена номограмма для определения
плотности теплового потока при конденсации пара в
трубе. Номограмма построена для условия qK<qn.
В случае, если <7н><7н'то по Уравнениям D),A7) и B2)
получаем
#+*!*• fr-Ks*=0, C1)
причем оба коэффициента Кхх и /С2* содержат только
известные величины, которые определяются следующим
образом:
*>, = ^Г C2)
к2х =
ф<
ф4/з
C3)
Уравнение C1) составляется так же, как и уравнение
A8). Это означает, что для расчета конденсатора при
конденсации пара в трубе можно использовать ту же
номограмму, что и при конденсации пара на наружной поверхности
трубы, но ординаты /Сх и /С2 нужно заменить на К±х и /С2*
(см. рис. 1). Метод расчета описан выше. Номограмма
верна при qK> q*.
Рис. 2. Номограмма для определения плотности
теплового потока в конденсаторах при конденсации пара в
трубах. Пример: при /С*=440 и /^2=0,45- 10е величинами—
= 1020.
При таком способе конденсатор рассчитывают не по
коэффициенту теплопередачи, а по плотности теплового
потока, поэтому для расчета не нужно определять
коэффициент теплоотдачи со стороны холодильного агента. При
желании коэффициент теплоотдачи можно вычислить по
уравнениям B1) и B2).
ЛИТЕРАТУРА
1. РозенфельдЛ. М., Ткачев А. Г.
Холодильные машины и аппараты. М., Госторгиздат, 1960.
2. N u s s е 1 t W. Die Oberflachenkondensation des Was-
serdampfes. VDI, 60, 1916.
3. KatzD, GeistJ. «Trans. ASME», 1948, No 70.
4. Short В., BrownH. Condensation of Vapors on
Vertikal Banks of Horizontal Tubes. Proc. Gen. Disc.
Heat Transfer, London, 1951.
5. KatzD. «Refrig. Engng», 1947, No 45.
6. H e n r i с i H. «Kaltetechnik», 1963, Nr. 15.
7. Зозуля Н. В., Боровков В. П., К а р х у В. А.
Интенсификация процесса теплоотдачи при
конденсации фреона-113 на горизонтальных трубках.
«Холодильная техника», 1969, № 4.
8. ChaddockJ. «Refrig. Engng», 1957, No 4.
9. TakahashiT., Matsumura K., Uzuha-
s h i H. «Refrigeration», 1964.
10. Данилова Г. Н., Иванов О. П., Ч о п -
коН.Ф., Ширяев Ю. Н. Исследование
теплообмена при конденсации фреона-22. «Холодильная
техника», 1969, № 2.
11. ЧопкоН. Ф. Экспериментальное исследование
теплообмена при конденсации фреонов внутри
горизонтальной трубки. «Холодильная техника», 1968,
№ 1.
12. Чопко Н. Ф. Теплообмен при конденсации
фреонов в горизонтальной трубке. «Холодильная
техника», 1969, № 1.
Перевод канд. техн. наук Н. М. ПОВОЛОЦКОЙ
и В. И. ХАРЛАМОВОЙ
58

СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
От редакции. В справочном отделе журнала, начиная с 1967 г., систематически
помещаются нормали на холодильное оборудование (компрессоры, машины, аппараты),
серийно выпускаемое отечественными заводами холодильного.машиностроения. Судя по
откликам читателей, публикация подобных материалов весьма полезна.
Вместе с тем высказано пожелание, чтобы, помимо нормалей на основное холодильное
оборудование, освещались нормали на нестандартизированные охлаждающие устройства
холодильников, изготовляемые на месте монтажа.
В данном и последующих номерах журнала публикуются нормали на
воздухоохладители и охлаждающие батареи, разработанные проектным институтом «Гипрохолод» в 1970 г.
(альбом № 10482).
Нормалям присвоен номер соответствующего рабочего проекта с добавлением
индекса Н.
Рабочие чертежи воздухоохладителей и батерей можно заказать по адресу: г. Москва,
К-31, ул. Жданова, д. 10/2, Гипрохолод. При заказе следует указывать номер нормали
оборудования с добавлением индекса СД.
Нестандартизированное оборудование холодильников
ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛИ 621.565.002.5
Воздухоохладители, выполненные по чертежам Гип-
рохолода и в соответствии с требованиями МН72-62,
представляют собой батареи из оребренных труб,
помещенные в кожухи из стальных щитов.
Батареи и змеевики изготовляют из стальных (Ст. 20,
ГОСТ 1050—60) труб ГОСТ 8732—58 или ГОСТ 8734—58.
Заглушки из стали 20. Щиты, рамы из стали ВМСтЗкп
(ГОСТ 380—60). Оребренные трубы оцинкованы горячим
способом.
|Для просасывания охлаждаемого воздуха
воздухоохладители снабжены вентиляторами.
При выборе воздухоохладителей для конкретного
объекта следует учитывать, что вентиляторы могут быть
заказаны левого или правого вращения с кожухом,
имеющим любое направление выхода воздуха в соответствии
со схемами, приведенными на рис. 1.
ил s
а
Рис. 1. Схема выбора вентиляторов для
воздухоохладителей:
я — вентиляторы правые; б — вентиляторы левые.
Рис. 2. Воздухоохладитель аммиачный, вертикальный,
поверхность охлаждения 70 м2 (нормаль HI3712).
Устанавливается в камере, у стены, смежной с коридором.
Нагнетательный канал от вентилятора введен внутрь
камеры.
59

870
700
4>
flapb/ амми
ака By 50
Жидкий
аммиак By 25
Вода
DydQ
?
4-
+
+ -f 41
670
+ + + iU
670
s
Тшш\
7250
2470
Горячие ладь/
амми а/га Du 32
\
Аммиак
By 32
Рис. 3. Воздухоохладитель аммиачный,
горизонтальный, подвесной (под потолком ка
меры), поверхность охлаждения 75 м2 (нор
маль Н3270/501и).
Ф23 bom б.
Смотровые люки
вода By 50
Т~ ,
Парь/ аммиака
ЯудО
Жидкий
аммиак Ви32
I
60
Рис. 4. Воздухоохладитель аммиачный, вертикальный,
поверхность охлаждения 100 м2 (нормаль Н299/501).
Размещается в смежном с камерой помещении, например в
коридоре, экспедиции. Всасывающий канал
воздухоохладителя введен внутрь камеры через стену.

Рис 5 Воздухоохладитель аммиачный,
вертикальный, поверхностью охлаждения
100 м* (нормаль Н639/504). Монтируется в
холодильной камере.
1ары аммиака
НЯи50
Жидкий
аммиак UL,25 Горячив пары аммиака Я„М
1880
{.Воздух
Аммиак
?2
4? 7? с? <?
<?? <? <? *?
^ *? ?? 4?
6? 6? 6? #
^ ^ 4? 4?
<f 4? #
Z3
Рис б Воздухоохладитель аммиачный
секционный, поверхностью охлаждения 100 ж2
(нормаль Н3245/502). Устанавливается на
антресолях одного из коридоров
холодильника.
6i

Показатели
Н3270/501и
Н13712
Н299/501
Н639/504
Н3245/502
Поверхность охлаждения, м2
Холодильный агент
Батарея
диаметр труб, мм
число труб, шт
размер оребряющей ленты, мм
шаг оребрения, мм
расчетная скорость воздуха в батарее, м/с
Вентилятор
тип
число, шт
номер
количество воздуха, м3/ч
напор, кгс/м2
вращение
Электродвигатель
тип
мощность, кВт
частота вращения, об/мин
Габаритные размеры воздухоохладителя, мм . . .
Способ обогрева поддона
Обогреватели
тип
число, шт
общая мощность, кВт
75
Аммиак
38/3,5
48
30x1
16
1,7—2,2
Осевой
06-320 №5
исп. I
2
5
3000—4000
10—12
АОЛ2-12-4
ВМС
0,6
1360
2470 XI650 X
Х950
Горячие
пары аммиака
Змеевик из
труб
70
Аммиак
38/3,5
80
30x1
20;30
2,6

Центробежный Ц4-70
№6, исп. 1
1
5
4000
36
Левое
А02-31-6
ВМС
1,1
1000
1900X2870х
Х4796

Электронагреватели
НВС-2,5/1,5
№172
3
4,5
100
Аммиак
38/3,5
56
30x1
20;30
2,7

Центробежный Ц4-70
№6, исп. I
1
6
8000
40
Правое
А02-32-6
ВМС
1,5
1000
2800X2655X
Х2925

Электронагреватели
НВС-2,5/1,5
№172
3
4,5
100
Аммиак
38/3,5
54
30x1
20;30
2,7

Центробежный Ц4-70
№6, исп. I
1
6
8000
46
А02-41-6
ВМС
2,2
1000
3000X1960х
Х2600
Электронаг
реватели
НВС-2,5/1,5
№172
3
4,5
100
Аммиак
38/3,5
56
30x1
16
1,77—3,45
Осевой
06-320 №7
1
7
9000—17500
12-23
А02-32-4
ВМС-Т
2,2
1500
2550х1646х
ХИ80
Горячие
пары аммиака
Змеевик из
труб
Иней удаляют с труб охлаждающей батареи путем
орошения их водой (температура 20—40° С), подаваемой из
трубопровода оборотного водоснабжения или из
смесителя, находящихся в машинном отделении.
Для сбора и удаления талой воды воздухоохладители
снабжены поддонами со сливными трубами. Дно поддона
обогревается горячими парами аммиака, которые
подаются в змеевик поддона, или электронагревателями.
При установке воздухоохладителей и подводке к ним
воды необходимо предусмотреть меры, предотвращающие
замерзание воды в подающем и сливном трубопроводах.
Щиты (съемные) после установки на свои места и
крепления болтами должны обеспечивать
воздухонепроницаемость кожуха.
Люки легко запираются и отпираются. Через
закрытый люк не должен проходить воздух. Все
воздухоохладители окрашены согласно указаниям, данным в чертежах.
Сварные швы батарей и змеевиков прочно-плотные и
выполняются дипломированными сварщиками. Сварные
швы поддонов плотные, рамы — прочные. ^
Размеры рам и щитов не отличаются от номинальных
более чем на ±3 мм, габаритные размеры
воздухоохладителей — более чем на ±10 мм.
Для изоляции поддонов применяются минераловатные
прошивные маты (с обкладками из мешочной бумаги)
по ТУ137—63 ГМСС СССР. Можно использовать и
другую изоляцию, рассчитанную на температуру до 100° С.
Батареи и змеевики поддонов испытывают на прочность
и плотность внутренним воздушным давлением 23 кгс/см2.
Поддоны испытывают на плотность керосином.
Вентиляторы проверяют пробным пуском, щиты,
крепления и аппараты — внешним осмотром, при котором
выявляют их соответствие с чертежами, а также плотность
соединения.
Технические характеристики ряда воздухоохладителей
приведены в таблице, а их конструкции — на рис. 2—6.
Воздухоохладители крепят к потолку холодильных
камер или устанавливают на полу.
Система распределения воздуха в холодильных
камерах при применении подвесных воздухоохладителей
(см. рис. 3) бесканальная, для остальных
воздухоохладителей (см. рис. 2,4 —6)—обычно одноканальная с
устройством только нагнетательного канала.
М. Н. МЕРТЕШОВ, А. И. БАЛАНДИН — Гипрохолод
62

РЕФЕРАТЫ
621.57.041-213.3
Влияние зазоров в полости сжатиятна работу
герметичного ротационного компрессора. ЯДИН Э. В.,
ДАВЫДОВА 3. Н. «Холодильная техника», 1971, № 8.
Дан теоретический и экспериментальный анализ
влияния зазоров в полости сжатия ротационного
компрессора на его тепловые и энергетические характеристики.
Предложены обобщенные зависимости. Библиографий 6.
Иллюстраций 5.
621.57.041-213.3:534.83
Влияние динамики газовых потоков на шумовые
характеристики герметичных холодильных компрессоров.
Тихомиров В. А., Якобсон В. Б. «ХОЛОДИЛЬ-
- НАЯ ТЕХНИКА», 1971, № 8.
Дан анализ источников звуковых колебаний в
герметичных холодильных компрессорах. Установлена
применимость общих теоретических положений гашения
пульсаций газового потока и рассмотрено влияние
газовых колебаний на шумовые характеристики
герметичных холодильных компрессоров. Таблиц 2.
Библиографий 10. Иллюстраций 5.
621.57:62-19
Корреляционные зависимости потока отказов
агрегатов ФАК-0,7 от срока их службы. НИКИТИН Г. М.,
БУКИН Е. К. «Холодильная техника» 1971, № 8.
Изложены результаты исследования корреляционных
зависимостей числа отказов элементов холодильных
агрегатов ФАК-0,7, установленных в автоматах АТ-114 для
продажи газированной воды. Приведены параметры линий
регрессий числа отказов элементов агрегатов ФАК-0,7
от срока их службы. Таблиц 3. Иллюстраций 1.
621.565.83
Многокаскадные низкотемпературные
микрохолодильники. НАЕР В. А., ХИРИЧ И. Я., КРАВЧЕНКО П. Н.
«Холодильная техника», 1971, № 8.
Описана конструкция микрохолодильника с двух-,
трех- и четырехкаскадными термобатареями,
позволяющими снижать температуру на 113,130 и 148 К при
температуре горячих спаев 303 К. Приведены результаты
экспериментальных исследований и указана область
целесообразного применения многокаскадных
микрохолодильников. Таблиц 2. Библиографий 2. Иллюстраций 2.
621.572:536.5
Температура камеры при цикличной работе
холодильной машины. ВЕЙНБЕРГ Б. С. «Холодильная техника» ,
1971, № 8.
Рассматриваются колебания температуры воздуха в
камерах при цикличной работе холодильной машины.
Максимум и минимум температуры камеры смещены по
времени по отношению к моментам пуска и остановки
компрессора. Амплитуда колебаний температуры всегда больше
CONTENTS
V. P. Zaitsev. Refrigeration of the Fish Jndustry in
New Five—Year Period 1
E. V. Yadin, Z. N. Davydova. Influence of
Clearances in Compression Cavity on Operation of
Hermetic Rotary Compressor ...... 5
V. A. Tikhomirov, V. B. Yakobson. Influence of Gas
Flow Dynamics on Acoustic Characteristics of
Hermetic Refrigerating Compressors ... 10
G. M. Nikitin, E. K. Bukin. Correlation Dependen-
дифференциала реле температуры, управляющего работой
компрессора. Иллюстраций 3.
621.575:536.7@84.21)
Совмещенные термодинамические циклы
абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины в
энтропийной диаграмме. РОЗЕНФЕЛЬД Л. М., КУЗЬМИЦ-
КИЙ Ю. В., ПАНИЕВ Г. А. «Холодильная техника»,
1971, № 8.
Дана методика построения и расчета рабочих циклов
бромистолитиевой холодильной машины в s, t-диаграмме.
Приводится пример расчета параметров отдельных точек
рабочего цикла и удельных тепловых нагрузок для такой
машины, работающей при давлении конденсации
50 мм рт. ст. и давлении кипения 5 мм рт. ст. Таблиц 1.
Библиографий 2. Иллюстраций 3.
637.5.037.1:536.24.001.5
Исследование теплоотдачи при охлаждении и
замораживании мясных туш. ФЕДОРОВ В. Г.,
ИЛЬИНСКИЙ Д. Н., ГЕРАЩЕНКО О. А., АНДРЕЕВА Л. Д.
«Холодильная техника», 1971, № 8.
Изложена методика, позволяющая измерять полный
коэффициент теплоотдачи в процессе охлаждения и
замораживания мясных полутуш в производственных,
полупроизводственных и лабораторных условиях. Применяемое
устройство для измерения локального теплового потока
(слоистый датчик) не вносит возмущений в процесс тепло-
и массообмена. Полученные значения коэффициента
теплоотдачи по предлагаемой методике достаточно хорошо
согласуются с вычисленными. Библиографий 11.
Иллюстраций 3.
621.564.25:536.7
Теплоты смешения фреонов-12 и 115 с фреоном-22.
ГЕЛЛЕР 3. И., ЧАЙКОВСКИЙ В. Ф., ЕГОРОВ А. В.
«Холодильная техника», 1971, № 8.
Описана экспериментальная установка для измерения
теплот смешения фреонов в интервале температур от 193
до 303 К и давлений до 4 МН/м2. Приведены
экспериментальные данные по теплотам смешения фреонов-12 и 22
при 222 и 253 К и фреонов-115 и 22 при 223, 243, 263 и
283 К- Относительная ошибка измерений не превышает
1,5%. Таблиц 2. Библиографий 4. Иллюстраций 2.
66.046.7:621.564.25
О кипении фреонов в условиях свободной конвекции.
ВОЛОШКО А. А. «Холодильная техника», 1971, № 8.
Изложен аналитический метод расчета интенсивности
теплоотдачи при пузырьковом кипении. В основу метода
положено равенство суммарной плотности теплового
потока от поверхности нагрева и потока тепла, тре'буемого для
перегрева жидкости. Использовано аналитическое
выражение для средней объемной скорости паровой фазы,
отводимой от одного центра парообразования. Решение,
приведенное к безразмерной форме, сопоставлено с
экспериментальными результатами при кипении фреонов.
Опытные данные качественно согласуются с
предложенным критериальным уравнением. Таблиц 1.
Библиографий 10. Иллюстраций 1.
СОДЕРЖАНИЕ
В. П. Зайцев. Холодильная техника рыбной
промышленности в новой пятилетке .... i
Э. В. Ядин, 3. Н. Давыдова. Влияние зазоров в
полости сжатия на работу герметичного
ротационного компрессора 5
В. А. Тихомиров, В. Б. Якобсон. Влияние
динамики газовых потоков на шумовые
характеристики герметичных холодильных
компрессоров 10
Г. М. Никитин, Е. К. Букин. Корреляционные зави-
63

ces of Flow of Failures of Unit Type FAK-0.7
upon Operation Life—Time 15
V. A. Nayer, I. Y. Khirich, P. N. Kravchenko. Mul-
ticascade Low Temperature Microrefrigera-
tors .17
B. S. Weinberg. Temperature in Chamber at Cyclic
Operation of Refrigerating Machine ... 18
L. M. Rosenfeld, U. V. Kuzmitsky, G. A. Paniyev.
Combined Thermodynamic Cycles of
Absorption Lithium Bromide Refrigerating Machine in
Entropy Diagram 22
V. G. Fedorov, D. N. Jlyinsky, O. A. Gerashchenko,
L. D. Andreyeva. Investigation of Heat
Transfer at Chilling and Freezing Meat Carcasses . 26
From dissertations
Z. I. Geller, V. F. Chaikovsky, A. V. Egorov. Heat
of Mixing Freons-12 and 115 with Freon-22 . 29
A. A. Voloshko. Freon Boiling Under Conditions of
Free Convection 31
Letter to Editor
V. M. Gorbatov, P. S. Gnoyevoj, V. N. Masyukov.
On Problem of Joint Production of Heat and
Cold by Means of Air Refrigerating
Machines 34
V. M. Brodyansky. Combination of Processes in
Refrigerating Engineering and Second Principle of
Thermodynamics 36
Practice exchange
A. V. Brailovsky. Device for Measuring Soil
Temperature Under Cold Storage Warehouses . . 41
A. B. Pivovarov. Intensive Wear Tests of Small
Refrigerating Compressors 42
D. G. Smirnov. Device for Wrapping Ice Gream
«Eskimo» 43
Assistance to practical worker
Recommendations on Increasing Safety of
Operating Refrigerating Plants at Enterprises of
Meat and Dairy Industry 44
Miscellany
Scientific-Technical Seminar on Mechanization of
Handling Operations at Cold Stores of
Meatpacking Combines 51
At Scientific Technical Society of Food Industry
General Session of Committee on Refrigerating
Engineering and Technology 52
Book review
D. N. Prilutsky. Scientific Investigations in
Refrigerating Engineering and Technology . . 53
60th Birthday of I. A. Pavlova 55
Foreign technical news
B. Slipcevic. New Method for Calculating
Condensers 56
Reference data
M. N. Merteshov, A. I. Balandin. Non—Standard
Equipment for Cold Storage Warehouses . . 59
Summaries .... 53
симости потока отказов агрегатов ФАК-0,7 от
срока их службы . 15
В. А. Наер, И. Я. Хирич, П. Н. Кравченко. Много:
каскадные низкотемпературные
микрохолодильники 17
Б. С. Вейнберг. Температура камеры при
цикличной работе холодильной машины ... 18
Л. М. Розенфельд, Ю. В. Кузьмицкий, Г. А. Па-
ниев. Совмещенные термодинамические циклы
абсорбционной бромистолитиевой холодильной
машины в энтропийной диаграмме ... 22
В. Г. Федоров, Д. Н. Ильинский, О. А. Геращенко,
Л. Д. Андреева. Исследование теплоотдачи
при охлаждении и замораживании мясных
туш 26
Из диссертационных работ
3. И. Геллер, В. Ф. Чайковский, А. В. Егоров.
Теплоты смешения фреонов-12 и 115 с фре-
оном-22 29
A. А. Волошко. О кипении фреонов в условиях
свободной конвекции 31
Письмо в редакцию
B. М. Горбатов, П. С. Гноевой, В. Н. Масюков. К
вопросу о совместной выработке тепла и
холода при помощи воздушных холодильных
машин 34
В. М. Бродянский. Комбинирование процессов в
холодильной технике и второе начало
термодинамики 36
Обмен опытом
А. В. Брайловский. Прибор для измерения
температуры грунтов под холодильниками . . 41
А. Б. Пивоваров. Форсированные испытания на
изнашивание малых холодильных
компрессоров 42
Д. Г. Смирнов. Устройство для завертки
мороженого «Эскимо» 43
В помощь практику
Рекомендации по повышению безопасности
эксплуатации холодильных установок
предприятий мясной и молочной промышленности . 44
Хроника
Научно-технический семинар по механизации по-
грузочно-разгрузочных работ на
холодильниках мясокомбинатов . 5Ь
В НТО пищевой промышленности
Расширенное заседание Комитета по холодильной
технике и технологии 52
Критика и библиография
Д. Н. Прилуцкий. Научные исследования в области
холодильной техники и технологии ... 53
К 60-летию И. А. Павловой 55
Новости иностранной техники
Б. Слипчевич. Новый метод расчета
конденсаторов 56
Справочный отдел
М. Н. Мертешов, А. И. Баландин. Нестандартизи-
рованное оборудование холодильников . . 59
Рефераты 63
РЕДАКЦИОННАЯ КОЛЛЕГИЯ: В. М. Шавра (главный редактор), Д. Г. Рютов (зам. главного редактора), Л. Д. Акимова
(зам. главного редактора), Б. С. Вейнберг, А. А. Гоголин, В. А. Дедух, М. Г. Дик, А. В. Кан, В. Я. Кокорев,
М. С. Мартынов, проф. В. С. Мартыновский, М. Н. Мертешов, проф. Г. Б. Чижов, А. П. Шеффер
Адрес редакции: Москва, И-434, ул. Костякова, 12. Телефон 250-00-34 доб. 49
Технический редактор Н. В. Глазкова
Т—13616 Сдано в набор 29/VI-1971 г. Подп. к печ. 12/VIII-1971 г.
Уч.-изд. л. 7,56 Усл. л. 6,72 Формат 84Xl08Vi6 Тираж 17080
Объем 4 п. л.
Заказ 1259
Чеховский полиграфкомбинат Главполиграфпрома
Комитета по печати при Совете Министров СССР
г Чехов, Московской области