Испытания винтового компрессора
В. И. ПЕКАРЕВ, доктор техн. наук Н. Н. КОШКИН
Ленинградский технологический институт холодильной промышленности
621.57.041
В результате испытаний (винтового
компрессора в режимах паровых холодильных машин
установлено, что винтовой компрессор имеет
достаточно высокие показатели [1].
Конструкция винтового компрессора позволяет
производить впрыскивание охлаждающей
жидкости непосредственно в его рабочую
полость, благодаря чему уменьшаются
перетечки и увеличивается к.п.д. При впрыскивании
достаточного количества охлаждающей
жидкости можно достигнуть значительного
снижения температуры нагнетания винтового
компрессора по сравнению с температурой конца
адиабатного процесса сжатия.
При теоретическом исследовании процесса
сжатия смеси рабочего вещества холодильной
машины и впрыскиваемой жидкости
установлено, что последняя должна иметь
относительно высокую температуру кипения по
сравнению с температурой нагнетания, возможно
большую теплоемкость и не должна вступать
в химическую реакцию с рабочим веществом
холодильной машины [2].
На кафедре холодильных машин ЛТИХП
были проведены испытания винтового
компрессора в паровом кольце на фреоне-12, фре-
оне-22 и аммиаке с впрыскиванием
смазочного масла «веретенное-2» в рабочую полость
компрессора.
Масло впрыскивалось в парные плоскости
компрессора с помощью шестеренчатого
насоса после «отсечки» их от всасывающего окна.
Отверстие диаметром 6 мм для впрыскивания
масла было расположено на корпусе компрес-
НР,ккал/к5т
7000
5000
3000
1000
0,8
0,6
ОЛ
0,7
01
Рис. 1. Зависимость эффективного к.п.д. це, коэффициента подачи t]v и удельной холодопроизводитель-
ности Ке «маслозаполненного» винтового компрессора от наружной степени сжатия ан при работе на
различных рабочих веществах: а — фреон-12; б — фреон-22; в — аммиак.
2

3

сора над ведомым винтом. Была проверена
также возможность впрыскивания масла за
счет разности давлений нагнетания и
всасывания. Отделение капель масла от
холодильного агента на стороне нагнетания
происходило в маслоотделителе.
Во время испытаний были определены
основные характеристики «маслозаполненного»
винтового компрессора, работающего на
различных рабочих веществах.
На рис. 1 показаны изменения
эффективного к.п.д. rje, коэффициента подачи r\v и
удельной холодопроизводительности Ке при
различных скоростях вращения ведущего ротора
винтового компрессора в зависимости от
наружной степени сжатия ан (отношение давлений
нагнетания и всасывания) при температуре
конденсации 30°С.
Как видно из графиков, с увеличением
числа оборотов п значения це и r\v повышаются
до некоторого предела; дальнейшее
возрастание числа оборотов может привести к
снижению т\е компрессора.
Так, например, при работе винтового
компрессора на фреоне-12 максимальное значение
коэффициентов достигается при п =
= 7000 об/мин. При увеличении числа
оборотов до 8000 в минуту эффективный к.п.д.
компрессора несколько уменьшается.
При работе компрессора на фреоне-22 и
аммиаке максимальные значения к.п.д.
достигаются при п =8000 об/мин.
Отсюда для «маслозаполненных» винтовых
компрессоров, работающих на фреоне-12,
можно рекомендовать окружную скорость
ведущего ротора и = 30^-35, а для компрессоров,
работающих на фреоне-22 и аммиаке, a = 35-f-
40 м/сек.
Увеличение скорости вращения ведущего
ротора в режимах он>ов и ан<ств оказывает
различное влияние на эффективный к.п.д.
Внутренняя степень сжатия ав в реальном
компрессоре вследствие перетечек не остается
постоянной, а меняется с изменением режима
(внутренняя степень сжатия как бы следует за
наружной). Этим можно объяснить то, что
винтовой компрессор с постоянной
геометрической степенью сжатия имеет достаточно
высокие значения це в широком диапазоне
давлений.
Так, например, при малом числе оборотов
и невысокой наружной степени сжатия о„
внутренняя степень сжатия ав в компрессоре
приближается к наружной (огн—ав). Рост
числа оборотов на таких режимах приводит к
увеличению несоответствия внутренней и
наружной степеней сжатия (ав>ан) и вследствие
этого к снижению це. Это явление можно
проследить на рис. 1, е. При ан=1,5 г)е при п =
= 6000 об/мин больше, чем при я=7000 и п =
= 8000 об /мин.
Напротив, при более высоких значениях ан
рост числа оборотов вызывает уменьшение
относительной величины перетечек и вследствие
этого повышение г\е-
Таким образом, на величину це основное
влияние оказывают два фактора — скорость
ведущего ротора и степени сжатия.
Испытания «сухого» (без подачи масла)
винтового компрессора показали, что
зависимость у]е и r)v от ан имеет пологий характер,
несмотря на то, что максимальное значение ц?
достигается только при равенстве наружной и
внутренней степеней сжатия [1].
При впрыскивании масла влияние
несоответствия между внутренней и наружной
степенями сжатия на эффективный и объемный
к.п.д. становится еще меньше. Так, например,
с увеличением наружной степени сжатия в
2 раза по сравнению с внутренней при
оптимальной окружной скорости значение ц€
уменьшается всего на 10—12%.
Абсолютное значение рабочих
коэффициентов винтового ко мд рессор а при впрыскивании
масла значительно увеличивается.
В табл. 1 приведены коэффициенты подачи
r\v «маслозаполненного» и «сухого» винтового
компрессора, работающего на фреоне-12.
Таблица 1
Наружная
степень
сжатия о
| 1,5
2,6
4
Коэффициент "подачи t\v
при п, об!мин*-
5000 | 7000

„маслозаполненного" 1
компрессора
0,73
0,65
0,59
0,78
0,75
0,72
5000 j | 7000
„сухого"
компрессора
0,64
0,5
0,33
0,72
0,66
0,58
Увеличение
коэффициента
подачи t\v
после
впрыскивания масла, %,
при п, об\мин
5000 "
14
30
80
7000
8
13
24
Из табл. 1 можно сделать следующие
выводы: с увеличением скорости вращения
ведущего ротора влияние масла на коэффициент
подачи уменьшается; наибольшее увеличение
коэффициента подачи в результате
впрыскивания масла наблюдается при высоких
значениях (Тн-
Как видно из графика рис. 1, а, удельная хо-
лодопроизводительность Ке У
«маслозаполненного» винтового компрессора при оптимальных
4

скоростях вращения выше, чем у «сухого»
(в среднем на 20%).
В табл. 2 приведены значения температуры
нагнетания «маслозаполненного» и «сухого»
компрессоров, работающих в одинаковых
режимах на фреоне-12 (/г = 7000 об/мин).
Таблица 2
Винтовой компрессор
„Маслозаполненный"
„Сухой"
Температура нагнетания, °С при а
1,5
45
48
2,0
2,5
54 58
61 1 72
3,0 4,0
62
82
64
94
В табл. 3 дано сравнение действительной
температуры нагнетания и температуры конца
адиабатного процесса сжатия «маслозаполнен-
ных» винтовых компрессоров, работающих на
разных рабочих веществах (окружные
скорости оптимальны).
Таблица 3
Наружная степень
сжатия ан
2
1 3
4
5
! 6
Температура, °С j

нагнетания
конца
адиабатного
процесса
сжатия
фреон-Г2
54
62
67
71
74
50
67
77
88
94

нагнетания
конца
адиабатного
процесса
сжатия
аммиак
57
65
70
74
78
65
90
120
141
155
Как видно из табл. 2 и 3, температура
нагнетания «маслозаполненного» винтового
компрессора невысока, значительно ниже, чем у
«сухого». Это позволяет уменьшить зазоры в
компрессоре, что, в свою очередь, может
повысить объемный и эффективный к.п.д.
компрессора.
Кроме определения основных рабочих
характеристик «маслозаполненного»
компрессора, было выявлено оптимальное количество
масла, необходимое для вспрыскивания в
компрессор при различных наружных степенях
сжатия ан. Определялся оптимальный
удельный расход масла qM (\ кг масла на 1 кг
холодильного агента) из зависимостей
ъ =/Ы; —^_=/Ы (рис.2).
\ max \ max
Как видно из рис. 2, с увеличением
удельного расхода масла при работе компрессора
на фреоне-12 относительное повышение к\е и
r[v замедляется и при достижении некоторого
значения qM коэффициенты це и y\v
стабилизируются.
Зависимости це и цу от qu для
компрессоров, работающих на фреоне-22 и аммиаке,
имеют такой же характер.
Значения удельного расхода масла,
представленные на рис. 3, получены при окружных
скоростях, близких к оптимальным, и могут
быть рекомендованы для холодильных
винтовых «маслозаполненных» компрессоров.
В заключение надо сказать, что «маслоза-
полненные» винтовые компрессоры имеют
несомненные преимущества перед поршневыми.
12 Цм,к8/кг
Рис. 2. Зависимость це и r\v «маслозаполненного» винтового компрессора, работающего на
фреоне-12, от удельного расхода масла qM-
5

?"•
не/не
5
4
3
г
1
-о- ср-12
-О- щ
Рис. 3. Зависимость оптимального удельного расхода масла qu от наружной степени
сжатия 0Н.
Так, при низких наружных степенях сжатия
винтового компрессора его удельная холодо-
производительность выше, чем поршневого
примерно на 20% (см. рис. 1). При высоких
значениях ан удельная холодопроизводитель-
ность винтового и поршневого компрессоров
почти одинакова. Экспериментальный
винтовой компрессор спроектирован на внутреннюю
степень сжатия сгв = 2,6, но можно с
уверенностью сказать, что у винтового компрессора с
сгв=5—6 удельная холодопроизводительность
будет также выше, чем у поршневого. Более
высок у винтовых компрессоров и
коэффициент подачи при высоких степенях сжатия.
Кроме того, вес экспериментального
винтового компрессора примерно в 4 раза меньше,
чем поршневого; винтовой компрессор не
имеет шатунно-поршневой группы и клапанов,
поэтому является более надежной машиной.
Таким образом, есть все основания считать,
что «маслозаполненные» винтовые
компрессоры найдут широкое применение в холодильной
технике.
ЛИТЕРАТУРА
1. Пекарев В. И. Испытания винтового компрессора
в режимах паровых холодильных машин.
«Холодильная техника», 1968, № 12. ч
2. Кошкин Н. Н., Пекарев В. И. Анализ
процесса сжатия в винтовом холодильном
компрессоре. «Холодильная техника», 1968, № 2.
О рациональном типе судовой холодильной машины
для кондиционирования воздуха
Канд. техн. наук Ю. В. ЗАХАРОВ, Л. М. АНДРЕЕВ, В. П. ШОСТАК
Николаевский кораблестроительный институт
621.572:628.84
На современных морских транспортных
судах- с главными двигателями внутреннего
сгорания эффективной мощностью 10—30 тыс. л. с.
вырабатывается большое количество
отбросного тепла (примерно 107 ккал/ч на каждые
10 тыс. л. с. мощности двигателя), которое
частично используется для общесудовых нужд, а
на некоторых судах — и для выработки
электроэнергии в утилизационных
турбогенераторах УТГ, работающих на водяном паре,
получаемом в утилизационных котлах.
Весьма перспективно использование отброс-
«

ного тепла на судах для получения холода в
утилизационных теплоиспользующих
холодильных машинах УТХМ, так как применение па-
рокомпрессионных фреоновых холодильных
машин ПКФХМ, электродвигатели которых
обеспечивались бы энергией от УТГ, менее
целесообразно.
В случае применения УТГ и ПКФХМ при
условии кондиционирования воздуха
получается более низкий тепловой коэффициент
@,3—0,4), чем в УТХМ. Кроме того,
холодильные машины с поршневыми или
турбокомпрессорами сложнее теплоиспользующих машин, а
вес установки в целом за счет УТГ
существенно возрастает.
Произведем выбор машины типа УТХМ и
рабочего вещества для нее на основе анализа
их характеристик, свойств и эскизного
проектирования машин для установки
кондиционирования воздуха номинальной рабочей холо-
допроизводительностью 140000 ккал/ч
(сухогрузные суда типа «Славянок» и др.).
Во всех УТХМ в качестве греющей среды
используется сухой насыщенный водяной пар
давлением 5 ата.
Температура забортной охлаждающей воды
принята равной 28°С, кипения холодильного
агента 5—7°С, конденсации 36—38°С,
рабочего пара для абсорбционных машин 80—90°С,
а для остальных 140°С.
Судовые холодильные машины должны быть
автоматизированными, экономичными,
небольшими по весу и габаритным размерам,
простыми по конструкции, надежными в
эксплуатации, эффективно и в течение
продолжительного срока работать на переменных режимах.
Рассматриваемые ниже машины в разной
степени удовлетворяют основным из этих
требований.
Все большее внимание привлекают
абсорбционные бромистолитиевые холодильные
машины АБЛХМ, широко применяемые за
рубежом, например в США [1, 2]. Однако
бромистый литий агрессивен по отношению к
металлам и для обеспечения нормальной работы
теплообменных аппаратов и насосов
приходится применять дорогостоящие нержавеющие
стали или присадки к раствору. Кроме того, в
бромистолитиевых машинах необходимо иметь
систему отсоса неконденсирующихся газов,
обеспечивающую глубокий вакуум в
аппаратах. Бромистолитиевые машины обычно
снабжены аппаратами со свободным уровнем
жидкости, что затрудняет эксплуатацию и
снижает надежность работы машины в судовых
условиях (качка, крен, дифферент, вибрация
и т. п.). В спроектированной установке
приняты трубчатые аппараты оросительного типа.
Абсорбционные фреоновые холодильные
машины АФХМ выгодно отличаются от
бромистолитиевых, так как холодильный агент (фре-
он-22) и абсорбент (дибутилфталат или дибу-
тилсебацинат [3]) неагрессивны.
В аппаратах отсутствует вакуум и можно
получать отрицательные температуры. Однако
тепловой коэффициент фреоновой
абсорбционной машины ниже, чем бромистолитиевой.
Большой интерес представляют турбоком-
прессионные фреоновые холодильные машины
ТКФХМ с приводом от турбины [4]. Они
эффективны, имеют небольшие >вес и габаритные
размеры. Однако существенный недостаток
этих машин как судовых утилизирующих
агрегатов — сложность конструкции и высокая
первоначальная стоимость.
Пароэжекторные машины просты по
конструкции, надежны в эксплуатации и имеют
самую низкую, по сравнению с другими тепло-
использующими машинами, первоначальную
стоимость [5].
Пароводяные эжекторные холодильные
машины ПВЭХМ не получили широкого
распространения на судах вследствие низкой
эффективности (действительный тепловой
коэффициент ? = 0,25-f-0,35) и больших
габаритных размеров. Однако для утилизационной
ПВЭХМ, особенно на судах с большим
процентом ходового времени, малая величина t
не имеет особого значения, и решающую роль
могут сыграть такие факторы, как простота
конструкции машины, небольшие
эксплуатационные расходы, высокая надежность при
эксплуатации и относительно низкая
первоначальная стоимость.
На судах могут применяться фреоновые
эжекторные холодильные машины ФЭХМ [6, 7],
которые обладают ©семи достоинствами
ПВЭХМ и, кроме того, выгодно отличаются от
водяных (отсутствие вакуума, возможность
получения отрицательных температур, работа с
более высоким тепловым коэффициентом,
компактность).
Эффективность работы ФЭХМ при данных
температурных условиях зависит от свойств
фреона, применяемого в качестве рабочего
вещества. При этом целесообразной может
оказаться работа ФЭХМ по простому или
регенеративному циклам (рис. 1).
Выбирать фреон для ФЭХМ следует по
двум энергетическим критериям:
действительному тепловому коэффициенту и суммарной
электрической мощности, потребляемой
фреоновым насосом и водяным циркуляционным
насосом конденсатора, хотя количество тепла,
эквивалентное электрической мощности
насосов, значительно меньше количества тепла
7

Рис. 1. Схемы и циклы пароэжекторной
фреоновой холодильной машины без регенерации (а) и с
регенерацией (б); Г — фреоновый генератор; Э—
эжектор; И — испаритель; КД — конденсатор:
РВ — регулирующий вентиль; Я — фреоновый
насос; ПП — пароперегреватель; Р —
регенеративный теплообменник.
подводимого в парогенераторе машины
(-3-5%).
Тепловой коэффициент ФЭХМ,
представляющий собой отношение количества
полученного холода к количеству тепла, затраченного
в генераторе на получение этого холода, может
быть выражен
-, а»
1 + ±)Гк + й !«
¦1
и j г0{\—х)
где и — коэффициент эжекции;
гк, го — теплота парообразования
фреона соответственно при давлениях
конденсации рк и кипения p0f
ккал/кг;
Д/к — теплота перегрева паров,
поступающих в конденсатор, ккал/кг;
х — паросодержание фреона,
поступающего в испаритель.
Рассчитать коэффициент эжекции и для
различных фреонов не представляется
возможным .из-за отсутствия значений их свойств при
относительно высоких параметрах,
характерных для работы ФЭХМ. Поэтому его
рассчитывали для фреона-12 при различных степенях
понижения и повышения давления в эжекторе
— и — [8]. Если учесть небольшое различие
Ро Ро
показателей адиабаты, а следовательно,
одинаковые значения газодинамических функций для
фреоиов и практически равные потери энергии
в эжекторе (критические скорости фреонов
умеренные и составляют 120—220 м/сек), то,
вычисляя и с учетом поправки на температуру
кипения по формуле
*=«-]/4.
B)
То
можно построить график зависимости
\ Ро Ро J
по которому легко найти значения и для
различных ф|реонов.
В формуле B)
T'Q — температура кипения фреона-12,
соответствующая расчетному значению
коэффициента эжекции и' при заданном -^ для дан-
Ро
ного фреона;
Го — температура кипения фреонов, равная
280°К.
На основе этих (расчетов был построен
график для определения и (рис. 2).
Зависимость теплового коэффициента
ФЭХМ от давления рабочего пара для
различных фреонов представлена на рис. 3, а.
Мощность фреонового насоса,
приходящаяся на 1000 ккал/ч холодопроизводительности
машины, может быть подсчитана по формуле
N.
еф :
1
36,7
Ар
qvv0 1киттф
кет,
C)
где Ар = рр~ри
разность давлении в
генераторе и конденсаторе,
кг с/см2;
qv — удельная объемная холо-
допроизводительность
фреона при /К=37°С и t0 = 7oC,
ккал/м3;
v'' — удельный объем
всасываемых эжектором паров,
м3/кг;
у'к — удельный вес жидкости
при давлении в
конденсаторе, кг/л;
г|нф — к. п. д. электропривода и
насоса (принят равным
0,5).
Мощность водяного циркуляционного
насоса 'конденсатора, приходящаяся на 1000 ккал/ч
холодопроизводительности ФЭХМ,
QoAtffn-1
New = .
l
36,7 • 10*
"^Inw ^ ^xsfiis.

Рис. 2. Зависимость коэффициента эжекции и при
/р— 140°С, t0 = 7°C, tK = 37°C для различных фрео-
Рр Рк
нов от отношений — и —.
Ро Ро
: 0,026 (l + -j-) нет, D)
\
где АН — потеря давления в конденсаторе и
подводящих трубопроводах B0 м
вод. ст.);
r\tiw — к. п. д. электропривода и насоса
@,7);
Atw — подогрев воды в конденсаторе
C°С);
cw — теплоемкость морской воды
[^0,94 ккал/(кг - град)].
Суммарная мощность насосов ФЭХМ Ne =
= М?ф + А/еи> зависит от рабочего давления рр
(рис. 3, б). При некотором давлении рр
(различном для разных фреонов) она становится
минимальной.
2 Зак. 2214
Nejifa-z/WOOtKufl
0,20
р^кгс/ш*
Рис. 3. Зависимость теплового коэффициента
ФЭХМ (а) и мощности насосов (б) от
давления рабочего пара рр при /Р=140°С, t0 = 7°C и
^к = 37°С для различных фреонов.
Оказывается, что фреонам, обеспечивающим
наибольшее значение тепловых коэффициентов
ФЭХМ, соответствуют минимальные
электрические мощности, потребляемые насосами.
При использовании фреонов-113 и 11
давление в испарителе ниже атмосферного, хотя
машины, работающие на этих фреонах, имеют
высокие энергетические показатели. Более
подходящими можно считать фреоны-21 и 142,
для работы на которых и были спроектирова-
9

ны ФЭХМ при рабочем давлении рр, равном
27 ата (фреон-21) и 35 ата (фреон-142).
Фреон-12 может обеспечить ?=0,5 и Ne=
=0,148 /сет/1000 ккал/ч при рр = 40 ата, т. е.
имеет средние показатели. Потребляемая
электроэнергия ФЭХМ на фреоне-12
сокращается приблизительно в 3 раза по сравнению
с парокомпрессионной машиной.
В таблице приведены результаты сравнения
различных УТХМ и ПКФХМ для установки
кондиционирования воздуха холодопроизводи-
тельностью 140000 ккал/ч на судах типа «Сла-
вянск». Тепловой коэффициент ПКФХМ
определяли при действительном холодильном
коэффициенте 3,5, к. п. д. генератора и
электродвигателя 0,86, эффективном к. п. д.
дизеля 0,4.
Как видно из таблицы, по совокупности
основных показателей (габаритный объем, вес,
тепловой коэффициент и потребляемая
мощность) наилучшие холодильные машины —
турбокомпрессионные и пароэжекторные
фреоновые, а наиболее экономичное рабочее
вещество для них — фреон-21. Учитывая, что в
ФЭХМ вместо сложного агрегата турбина—
компрессор применяется эжектор,
предпочтение следует отдать не турбокомпрессионным,
а пароэжекторным машинам.
Экономическая эффективность применения
УТХМ вместо парокомпрессионной машины
может быть оценена по величине их
экономического потенциала
зл=зэ + -|,
E)
где Ээ — эксплуатационные расходы, руб/год;
К — капиталовложения, руб;
Т — нормативный срок окупаемости.
Эксплуатационные расходы складываются
из заработной платы обслуживающего
холодильную машину персонала,
амортизационных отчислений, стоимости энергии и затрат
на текущий ремонт.
Капиталовложения включают в себя
первоначальную стоимость, стоимость монтажа и
перевозки оборудования.
Поскольку нет данных для определения
капиталовложений при применении различных
УТХМ, то, принимая все остальные
составляющие эксплуатационных расходов
неизменными, эффективность машин различного типа
можно оценить по стоимости затрачиваемой
энергаи Э. Для УТХМ она будет зависеть от
отношения ходового времени судна Тх ко
времени нахождения его в эксплуатации Гп.
Применительно к судовой установке кондициони-
Показатели
Тип холодильной машины
ПКФХМ
(питание
от дизель-
-генера-
тора)
БЛХМ
<
ФХМ
<
вэхл
с
<м
реон-
* 1
ФЭХМ
х~
Н о
Габаритный объем холодильной машины с
обслуживающими ее насосами, м6
Вес холодильной машины с обслуживающими ее
насосами, кг:
сухой
мокрый
Тепловой коэффициент холодильной машины
Электрическая мощность, потребляемая холодильной
машиной с обслуживающими ее насосами, кет . .
Сухой удельный вес машины, я;г/1000 ккал/ч . . . .
Удельный объем машины, ./г/1000 ккал/ч ......
Мощность*
Вес*
Габаритный объем*
3,46
2400
2520
0,945
51,6
17,1
24,7
1,0
1,0
1,0
9,6
4750
4850
0,765
8,0
33,9
68,5
0,155
1,98
2,78
25,5
10400
12700
0,432
19,0
74,3
182,0
0,368
4,33
7,4 й;
6,2
3830
4230
0,304
20,0
27,4
44,3
0,387
1,6
1,8
2,0
1125
1250
0,695
ю,2 ;
8,0
14,3 I
0,195
0,47
0,58
2,2
1650
1820
0,59
14,3
11,8
15,7
0,277
0,69
0,63
2,09
2220
2195
0,51
21,6
15,2
14,9
0,418
0,88
0,61
2,07
955
1060
1,22
9,1
6,8
14,8
0,176!
0,4
0,6
* Показатель для^ПКФХМ принят за единицу.
Примечания: 1. Габаритный объем ПКФХМ он; еделялся по габаритным размерам компрессор-конденсаторного агрегата
в целом, а остальных машин — как сумма объемов отдельных элементов.
2. 1'абаритные размеры и вес АФХМ чрезмерно велики из-за плохой теплопередачи в абсорбере
(поверхность теплообмена 197 м2).
ю

рования -воздуха холодоироиэводительностью
140000 ккал/ч эта зависимость показана на
рис. 4, а, из которого видно, что для судов с
0,8 УТХМ любого типа имеет
меньшие затраты на энергию, чем ПКФХМ.
Бромистолитиевая машина превосходит
ПКФХМ по этому показателю уже при
_Zjl 5>0,7
Тп
woo
О 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,61
а тп
Щ 76 j
ъ
§-#¦
13
12
11
10
П1\
*<РХМ
Ч^
ъ.
!4?
0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 2L
Рис. 4. Зависимость затрат на энергию для
различных УТХМ (а), а также
экономического потенциала ПВЭХМ и ПКФХМ (б) от
относительного ходового времени судна.
при
>0,3, а пароэжекторная на фреоне-21
Т
Варианты ПКФХМ—УТГ и ТКФХМ даже с
питанием насосов от дизель-генератора по
затратам на энергию наиболее выгодные,
поскольку УТГ обеспечивает электроэнергией,
полученной за счет утилизации отбросного
тепла, не только компрессор ПКФХМ, но и
насосы, а тепловой коэффициент ТКФХМ самый
высокий.
Учет же капиталовложений и остальных
составляющих эксплуатационных расходов резко
изменит картину не в пользу более сложных,
громоздких и дорогих установок ПКФХМ—
УТГ, ТКФХМ и АБЛХМ по сравнению с
простой и дешевой ФЭХМ. Об этом, ib
частности, свидетельствует график на 'рис. 4, б, где
представлена зависимость 3/7==/(~М Для
ПВЭХМ и ПКФХМ.
Первоначальная стоимость этих машин
была определена ориентировочно согласно
данным [9], нормативный срок окупаемости был
принят равным 8 годам, амортизационные
отчисления — 8% от капиталовложений,
стоимость монтажа — 20% от первоначальной
стоимости установки, стоимость энергии — по
графику на рис. 4, а. Остальные составляющие
экономического потенциала не учитывали.
т
Значение ——, три котором применение
ПВЭХМ выгоднее ПКФХМ, уменьшилось с 0,82
при оценке целесообразности только по
затратам на энергию (рис. 4 а) до 0,69 при оценке
по ЭП (рис. 4, б). Такое же уменьшение
значений ходового .времени будет и у ФЭХМ, тогда
как для ПКФХМ—УТГ, ТКФХМ и АБЛХМ эти
значения увеличатся.
Эффективность применения ПЭФХМ в
случае использования на судах УТГ еще более
возрастет, так как в ходовом режиме ее
насосы будут питаться относительно дешевой
электроэнергией от УТГ.
Выводы
На морских транспортных судах с
дизельными силовыми установками целесообразна
утилизация тепла отходящих газов с целью
получения холода для систем
кондиционирования воздуха и других потребителей.
Более приемлемы для судов утилизационные
пароэжекторные фреоновые холодильные
машины.
Наиболее эффективное рабочее вещество
фреон-21.
1!

Применение на судах утилизационных
турбогенераторов не исключает возможности
применения утилизационных холодильных
машин.
ЛИТЕРАТУРА
1. Гоголи н А. А., Барулин Н. Я.
Кондиционирование воздуха (обзор зарубежной холодильной
техники). Госторгиздат, 1963.
2. Волков В. Ф., Чиченев А. И. Судовые
холодильные машины и установки. Судпромгиз» 1961.
3. Селиверстов В. М. Использование для
получения холода отходов тепла главных двигателей на
судах речного флота. Докторская диссертация. Л.,
1966.
4. Чистяков Ф. М. Холодильные турбоагрегаты.
Изд-во «Машиностроение», 1967.
Институт Гипрорыбфлот провел
испытания конвейерного морозильного аппарата
проектной производительностью 25 т рыбы за
22 ч работы, с поперечной циркуляцией
воздуха по замкнутому циклу: вентиляторы —
верхняя часть воздухоохладителей—верхняя часть
конвейера — нижняя часть конвейера —
нижняя часть воздухоохладителей — вентиляторы
и т. д. К
В результате испытаний установлена
зависимость температуры воздуха и
продолжительности замораживания рыбы от скорости
движения воздуха в аппарате, а также
определена фактическая производительность
морозильных аппаратов.
Скорость воздуха замеряли в различных
сечениях конвейера (рис. 1), ограничиваемых
стойками каркаса и горизонтальной
перегородкой (например, сечение 3 находится в
контуре cdeb, сечение 3' в контуре rlmn и т. д.).
Средние скорости воздуха в нижних и
верхних сечениях определяли по результатам
измерения в 12 и 16 точках каждого сечения.
1 Описание аппарата приведено в статье Н. С. Горю-
нова и А. В. Кана «Производственно-транспортный
рефрижератор-траулер «Рембрандт». «Рыбное хозяйство»,
1967, № 10, 11.
5. Бадылькес И. С, Данилов Р. Л.
Абсорбционные холодильные машины. Изд-во «Пищевая
промышленность», 1966.
6. Мартыновский В. С. Использование низко-
потенциального тепла для получения холода.
«Холодильная техника», 1953, № 1.
7. Жадан С. 3. Использование низкопотенциального
тепла для получения холода во фреоновой эжектор-
ной машине. Кандидатская диссертация. Одесса,
1954.
8. С о к о л о в Е. Я., Зингер Н. М. Струйные
аппараты. Госэнергоиздат, 1960.
9. Оптовые цены на оборудование холодильное и
компрессорное, вакуум-насосы, аппараты для
производства кислорода и продуктов разделения воздуха,
оборудование для хранения газов. Прейскурант
№ 23—02. Прейскурант™, 1967.
621.565.912:629.123.44
t
/
у
°J
п
*3
о*'
(
/
S
7
-у
/77
°2
\« \/Ро5
/
°7
*:
/1\
7
/
/
V
| Рыба
Ры5а
«¦е-
Рис. 1. Сечения конвейера со стороны
вентиляторов A—6) и борта (Г—6').
Скорости замеряли через 30, 54, 78 и 102 ч
работы аппарата после оттаивания при
непрерывном поступлении рыбы (хек) на
замораживание.
Результаты расчетов средней скорости
воздуха в аппарате по данным замеров
представлены в табл. 1.
Средняя скорость воздуха в аппарате за
период между оттаиваниями была 3,95 м/сек.
Зависимость продолжительности
замораживания рыбы, средней скорости и температуры
воздуха от времени работы аппарата
представлена на рис. 2.
Конвейерный морозильный аппарат
- рефрижератора «Рембрандт» —
В. Ф. ДИДЕНКО
Гипрорыбфлот
12

Таблица 1
Место замера
Со стороны вентиляторов
! Со стороны борта
Номер
сечения
конвейера
1
2
3
4
5
6
V
2'
\ 3'
4'
5'
6'
Средняя скорое
в
неохлажденном
аппарате
4,9
4,4
4,5
4,7
4,1
4,6
4,2
4,7
4,5
3,6
4,0
3,6
после
30,ч
4,5
4,3
4,3
5,0
4,4
4,1
4,1
4,6
4,3
3,3
3,7
3,1
ь воздуха в
работы апп
54 ч
4,2
4,3
4,0
5,1
4,6
3,6
4,0
4,5
4,2
3,2
3,6
2,9
аппарате, лцсек
арата в течение
78 ч
4,0
4,2
3,9
5,2
4,6
3,3
3,8
4,3
4,1
3,1
3,5
2,8
102 ч
3,7
4,0
3,7
5,5
4,6
3,1
3,6
4»1
4,0
3,0
3,3
2,7
V*
350
3*°
3зо
3**\
IV, м/сен
Ь5
V
3,5
^м
\wc
-28
-30
-3Z
<
mBsr=ad
1^2*7
tpf«>
j^S
"т
30
54
78
102
Рис. 2. Зависимость продолжительности замораживания
рыбы, средней скорости и температуры воздуха от
времени работы аппарата.
Производительность морозильного аппарата
определяли в соответствии с замерами
продолжительности замораживания рыбы от +10 до
—Ь-.—20°С. Замеры проводили после
оттаивания воздухоохладителей с момента введения
аппарата в режим и до очередного
оттаивания. Продолжительность замораживания
регулировали изменением скорости движения
конвейера. Результаты определения
производительности аппарата представлены в табл. 2.
Температуру измеряли в центре блока и по
краям, при этом температура в центре блока
по сравнению с температурой по краям в
среднем была выше всего на 0,6°С.
Зависимость температуры замороженной
рыбы от времени нахождения ее в аппарате
представлена на рис. 3.
Установлена единовременная вместимость
аппарата по фактическому весу рыбы в
замороженном блоке — 4870 кг. Выборочным
взвешиванием 98 блоков определяли фактический
средний вес замороженного блока — 10 кг
310 г. После дефростации контрольных блоков
в течение 24 ч при температуре окружающего
воздуха 18°С вес оттаявшей в блоке воды
составил в среднем 130 г и вес рыбы в блоке
10 кг 180 г.
Расход холода на замораживание 1 т/ч рыбы
без учета теплопотерь в трубопроводах
холодильной установки определяли по результатам
расчета теплового баланса аппарата.
Установлено, что потребность в холоде составляет
около 130900 ккал/т.
При испытаниях аппаратов устанавливали
периодичность и продолжительность
оттаивания воздухоохладителей, а также время
введения аппарата в режим. При стабильной и
непрерывной работе морозильный аппарат
следует оттаивать через четверо суток. В первые
и вторые сутки нижний воздухоохладитель
покрывается инеем толщиной соответственно 1,5
и 2,5 мм; по истечении 3 суток его
межреберное пространство частично, а на четвертое
сутки почти полностью забивается снеговой
шубой. Верхний воздухоохладитель покрывается
инеем менее интенсивно. На пятые сутки
работы резко снижается теплопередающая
способность воздухоохладителей аппарата;
температура воздуха в нем повышается до —30°С,
увеличивается продолжительность
замораживания рыбы.
Большая интенсивность покрытия инеем
нижнего воздухоохладителя обусловливается
13

Таблица 2
Время
работы
аппарата
после
оттаивания,
сутки
Температура
воздуха в
морозильном
аппарате, °С
Производительность аппарата, т/сутки, при замораживании рыбы до температуры в центре блока, °С
-5
-10
-12
-14
-16
41,5 36,5 34,8 33,1 31,6
41,0 36,0 34,3 j 32,6 31,2
и _Mj0 41,4 36,0 34,5 32,6 31,1
40,7 35,5 34,0 32,1 30,7
Ш —33,0 41,4 36,0 34,5 32,6 31,1
40,7 35,5 34,0 32,1 30,7
IV —30,5 39'8 35>5 33,5 32,1 30,6
39.3 35,0 33,0 31,6 30,2
V — 28,0 37,9 33,5 32,0 30,6 29,2
37.4 33,0 31,7 30,2 28,8
Примечание. В числителе указана производительность, рассчитанная по фактичгскому весу рыбь
заданному расчетному весу блока A0 кг).
-18
-20
30.1 28,7
29.7 28,3'
30,0 28,7
29,6 28,3
29,9 28,2
29,5 27,8
29.2 28,0
28.8 27,6
28,2 26,7
27,8 26,4
I в^блокз, вг знаменателе-по
сс
-15
17
930
я о о
оЗО
Г.У
Рис. 3. Зависимость температуры замороженной
рыбы от времени нахождения ее в аппарате.
недостаточной плотностью лабиринтовых
уплотнений аппаратов и плохим удалением
влаги из входящих в аппарат блок-форм.
Влага, оседая на воздухоохладителях и
направляющих на входе в морозильную камеру,
снижает теплопередающую способность
аппарата и нарушает нормальную работу
конвейера (наблюдались случаи заклинивания блок-
форм).
Минимальное время оттаивания
морозильного аппарата при работе двух компрессоров
1SMC-8-180 (п=720 об/мин) 1 ч 15 мин, при
этом температура воздуха в аппарате
повышается от —32 до +12°С. Время
естественного оттаивания при включенных вентиляторах
4 ч 20 мин (температура воздуха в смежных
помещениях 20°С).
Минимальное время введения морозильного
аппарата в режим после оттаивания при
работе двух компрессоров TSMC-8-180 (п=
= 980 об/мин) 40 мин. При этом температура
воздуха понижалась от +17 до —35°С.
В процессе испытаний обращалось внимание
на надежность и ритмичность работы
конвейерного устройства.
За промысловый рейс морозильные
аппараты правого и левого бортов соответственно
проработали 1705 и 1325 ч. При условии
22-часовой работы аппарата в сутки коэффициенты
использования аппаратов левого и правого
бортов составили 66 и 85%.
Морозильные конвейеры в течение промысла
работали неритмично в связи с техническими
неполадками (заклинивание конвейера) и
неравномерным выловом рыбы.
Наблюдались поломки блок-форм в аппара
тах обоих бортов. Причиной заклинивания
блок-форм, кроме указанной выше, была так-
14

же небрежная укладка в них рыбы, что при
отсутствии надежной системы блокировки
также обусловливает простои конвейера. Замки
крышек блок-форм часто замерзают, что
вызывает перекос крышек. Неудачна конструкция
морозильной камеры в месте поворота
воздуха из верхней части конвейера в нижнюю,
в результате чего на этом участке скорость
воздуха снижается в среднем на 0,8 м/сек.
В целом конструкция системы воздухорас-
пределения и конвейера аппарата решена
удачно.
Аппарат работает стабильно. Вследствие
Использование пластинчатых аппаратов в
абсорбционных бромистолитиевых
холодильных машинах1 значительно уменьшает
металлоемкость и габаритные размеры этих машин,
снижает расход бромистого лития на
первоначальное заполнение. Таким образом,
появляется возможность создания крупных
холодильных машин в одном агрегате.
На кафедре холодильных машин ЛТИХП
разработана и испытана опытная
абсорбционная бромистолитиевая холодильная машина
с пластинчатыми аппаратами.
Конструкция одного из пластинчатых
аппаратов машины—испарителя—показана на рис. 1.
Охлаждаемая вода, поступающая в
испаритель, проходит по каналам между листами
пакетов, отдавая тепло рециркулируемой через
испаритель охлаждающей (рабочей) воде.
Охлаждающая вода после разбрызгивания в
распределительном корыте в верхней части
аппарата стекает вниз по наружной
поверхности пакетов, заполняя пространство между
ними, где происходит ее кипение.
На рис. 2 изображена схема опытной
абсорбционной бромистолитиевой холодильной
машины.
1 Розенфельд Л. М., Карнаух М. С, Тимофеев-
ский Л. С. Авторское свидетельство № 189449.
Бюллетень изобретений, 1966, № 24.
i большой теплопередающей способности воз-
- духоохладителей (поверхность 1800 м2) тепло-
i вая нагрузка изменяется постепенно. На пятые
сутки производительность аппарата снижает-
i ся только на 7% по сравнению с
производительностью в первые сутки. Предусмотренная
, система воздухораспределения обеспечивает
> достаточно равномерное поле скоростей по
сечениям конвейера. Надежно работают элек-
• трические грелки оттаивания блок-форм. По-
i перечное расположение блок-форм
значительно снижает скорость конвейера, что улучшает
; условия его обслуживания.
621.575.002.5
Образующиеся в испарителе 1 водяные пары
поступают в полость 2 (испаритель и абсорбер
объединены общей крышкой в единый блок),
где поглощаются крепким раствором
бромистого лития, стекающим из распределит ел ьното
корыта по наружной поверхности пакетов. Из
абсорбера слабый раствор направляется
частично на рециркуляцию, а частично через
теплообменник 5 в генератор 4, где
разбрызгивается форсунками, а затем стекает по
пакетам. Кипение слабого раствора в генераторе
происходит за счет подачи греющего пара в
каналы между листами пакетов.
Образовавшийся в генераторе водяной пар направляется в
конденсатор 3, объединенный с генератором
(так же, как абсорбер с испарителем) в
единый блок. Конденсация этого пара происходит
за счет подачи охлаждающей воды в каналы
между листами пакетов. Конденсат, пройдя
мерный бак 11, перепускается в испаритель,
где смешивается с охлаждающей водой.
Крепкий раствор бромистого лития из генератора
частично направляется вновь на
рециркуляцию, а частично в теплообменник растворов.
Из теплообменника небольшое количество
крепкого раствора отводится в
воздухоотделитель 6, а остальное поступает в
распределительное корыто абсорбера. На выходе из
абсорбера слабый раствор попадает в сепара-
Испытания опытной абсорбционной бромистолитиевой
холодильной машины с пластинчатыми аппаратами
Канд. техн. наук А. Я. ИЛЬИН, В. М. МИЗИН
Ленинградский технологический институт холодильной промышленности
15

Рис. 1. Пластинчатый испаритель:
/ — патрубок для выхода охлаждающей воды; 2 — патрубок для входа охлаждаемой воды; 3 —
патрубок для выхода охлаждаемой воды; 4 — распределительное корыто; 5 — патрубок для входа
конденсата.
Рис. 2. Схема опытной абсорбционной бромистолитиевой машины с пластинчатыми аппаратами.

тор 7, предназначенный для лучшего
отделения паровоздушной смеси при удалении ее из
блока абсорбер-испаритель. Из сепаратора эта
смесь поступает в воздухоотделитель, где,
двигаясь навстречу разбрызгиваемому
форсунками крепкому раствору, очищается от паров
воды, после чего воздух поступает к вакуумным
насосам 14. Для удаления воздуха из блока
генератор-конденсатор воздухоотделитель
соединен с мерным баком для конденсата,
выходящего из конденсатора.
Предусмотрены также бак 8 для
охлаждающей воды, бак 10 для охлаждаемой воды и
водяной теплообменник 12, играющий роль холо-
допоглотителя. На линии греющего пара после
генератора установлены конденсационный
горшок 13 и мерный бак 9 для конденсата,
выходящего из генератора.
Для рециркуляции охлаждающей воды
через испаритель установлен насос 17, а для
рециркуляции и циркуляции крепкого и слабого
растворов бромистого лития — насосы 15 и 16.
Имеются также насосы 18 и 19 для
циркуляции соответственно охлаждаемой и
охлаждающей воды. Все перечисленные насосы имеют
байпасные (обводные) линии, позволяющие
регулировать их производительность.
Охлаждающая .вода может подаваться как
последовательно через абсорбер и конденсатор, так и
параллельно. Для регулирования температуры
конденсации установлены (вентили для подачи
воды из водопровода, а также для слива ее в
канализацию.
Тепловые и материальные балансы
составляли по результатам измерения внешних и
внутренних параметров с помощью
контрольно-измерительных приборов.
Показатели
Режим работы
III
Расход, кг/ч
охлаждающей воды
на абсорбер
на конденсатор
греющего пара
Температура воды, °С
в испарителе
начальная
конечная
в абсорбере
начальная
конечная
в конденсаторе
начальная
конечная
Температура раствора, °С
в абсорбере (низшая)
в генераторе (высшая)
Концентрация раствора, о/0
крепкого
слабого
Упругость паров, мм рт. ст.
в испарителе-абсорбере
в генераторе-конденсаторе ....
Давление греющего пара, ата ....
Холодопроизводительность, ккал/ч
без учета потерь
с учетом потерь
Тепловая нагрузка, ккал/ч.
на абсорбер
на конденсатор
на генератор
без учета потерь . .
с учетом потерь
на теплообменник
Кратность циркуляции, кг /кг ....
Действительный тепловой коэффициент
2340
2620
72,
И
5
28,5
40,0
26,5
36,8
36,0
91,0
63,
60;
5
51
1
23500
25800
26900
27000
39200
39600
1*2580
16,84
0,595
2340
2620
82,3
13,5
7,0
27,5
41,0
26,0
37,2
39,0
88,0
61,8
58,8
7,0
54,0
1,0
28300
29100
31600
29400
43700
44900
15400
20,5
0,630
2340
2620
90,5
17,0
9,5
24,0
38,5
23,5
36,0
32,0
80,0
56,8
54,0
8,0
60,0
1.0
31200
32700
33950
32750
48100
49350
17920
20,3
0,634
3 Зак. 2214

Количество охлаждающей и охлаждаемой
воды, крепкого, слабого и рециркулирующего
через абсорбер и генератор раствора и рецир-
кулирующей через испаритель рабочей воды
измеряли камерными диафрагмами в
комплекте с ртутными дифференциальными
манометрами, а количество конденсирующейся воды
в конденсаторе и .расход греющего пара в
генераторе — мерными тарированными бачками,
установленными на линиях конденсата.
Температура воды, растворов и греющего пара
контролировалась лабораторными термометрами
и термометрами сопротивления <в комплекте с
электронным мостом ЭМВ2-214.
Концентрацию крепкого и слабого растворов определяли
ареометрами по удельному весу и
температуре.
Упругость паров в аппаратах измеряли
ртутными дифференциальными
манометрами.
Результаты испытаний машины на трех
различных режимах приведены в таблице.
На рис. 3 показана зависимость холодопро-
изводительности машины от температуры
охлаждаемой воды.
Испытания опытной абсорбционной броми-
столитиевой холодильной машины с
пластинчатыми аппаратами подтвердили ее
работоспособность, точность методики теплового
расчета машины и отдельных аппаратов, а также
правильный выбор расчетных коэффициентов
теплопередачи в аппаратах, выявили
специфику работы отдельных элементов и особенности
регулирования работы машины.
Испытания показали, что в конструкции
пластинчатых аппаратов имеются недостатки,
из-за которых снижался действительный
тепловой коэффициент машины, уменьшалась
зона дегазации раствора, увеличивалась
действительная кратность циркуляции.
Существенный недостаток в конструкции
блока абсорбер-испаритель — слишком
маленькое D мм) расстояние между листами в
каналах пакетов, расположенных в вакуумной
части аппаратов (где стекает рабочее
вещество или раствор), в связи с чем при повышении
до определенного предела кратности
рециркуляции охлаждающей воды в испарителе и рас-
зг
Е9
18
17
Z5
г*
5 6 7 8 9 tsz
Рис. 3. Зависимость холодопроизводи-
тельности от температуры охлаждаемой
воды.
твора в абсорбере наступает закупорка
каналов, т. е. вода и раствор стекают сплошным
потоком, не образуя на листах пленки и
нарушая тем самым процессы кипения воды в
испарителе и абсорбции пара в абсорбере.
Генератор, конденсатор и теплообменник
работали достаточно эффективно и устойчиво в
широком диапазоне тепловых нагрузок.
Однако при превышении установленного уровня
раствора в генераторе наблюдалось попадание
раствора в конденсатор. Очевидно, при
бурном кипении происходил механический унос
капелек раствора вместе с водяным
паром.
Следовательно, генератор пластинчатой кон
струкции может устойчиво работать только
как аппарат оросительного типа.
Недостатки в конструкции пластинчатых
аппаратов учтены при разработке проекта
опытно-промышленного образца абсорбционной
бромистолитиевой холодильной машины
высокой производительности.
¦

Нормирование шума малых холодильных машин
В. А. ТИХОМИРОВ, канд. техн. наук В. Б. ЯКОБСОН
Всесоюзный научно-исследовательский институт холодильной промышленности
621.572:534.83
Малые холодильные машины
предназначены для обслуживания оборудования, которое
устанавливают в квартирах, торговых залах,
медицинских и научных учреждениях. Уровни
шума холодильного оборудования не должны
превышать допускаемых санитарными
нормами пределов [1—4], которые в настоящее
время указываются в октавных уровнях
звукового давления или средних уровнях звука.
Согласно этим нормам, допустимые уровни
звукового давления в жилых помещениях не
должны превышать уровней с индексом N-25,
а в торговых залах — N-50, что соответствует
уровням звука 30 и 55 дбА. Нормами
учитывается также место расположения источника
шума, его характер и длительность
воздействия на человека. Источниками шума в малых
холодильных машинах являются компрессор и
вентилятор, а также вибрация машины в
целом.
Исследования герметичных холодильных
компрессоров [5, 6] для домашних
холодильников показали, что их шум в значительной
мере зависит от режима работы и
определяется главным образом давлением всасывания.
Максимальный уровень шума наблюдается в
момент пуска, когда давление всасывания
вследствие перетекания холодильного агента
по капиллярной трубке наибольшее.
Превышение пускового шума над шумом
при номинальном режиме работы в
компрессорах домашних холодильников достигает
10 дбА, а в крупных герметичных
компрессорах — 1—3 дбА. Шум вентилятора зависит
от конструкции, размеров и скорости
вращения.
Рассмотрим основные предпосылки
нормирования шума малых холодильных машин
домашних холодильников и торгового
холодильного оборудования.
Нормирование шум а комнатных
кондиционеров, также обслуживаемых малыми
холодильными машинами, в данной статье не
рассматривается, так как по конструктивному
исполнению и используемым в них способам
борьбы с шумом они имеют ряд специфических
особенностей и должны явиться предметом
специального исследования.
Домашние холодильники обычно
устанавливают в кухне, поэтому влияние шума от
работающего холодильника на человека
непродолжительно и происходит только в
дневное время. При таких условиях уровень звука
холодильников на расстоянии 1,0 м может
превышать допустимый для жилых помещений
на 15 дбА и составлять 45 дбА.
Торговое холодильное оборудование
располагают непосредственно в залах предприятий
торговли и общественного питания, уровень
шума этого оборудования не должен
превышать 55 дбА [2—4].
Получить такие уровни шума в
холодильных агрегатах не всегда возможно, поэтому
за рубежом широко применяют облицовку
машинного отделения домашних холодильников
и торгового оборудования
звукопоглощающими материалами. Такая облицовка в
домашних холодильниках [7] позволила снизить
высокочастотные слагающие шума на 6—13 дб.
Даже обычное ограждение машинного
отделения шкафа ШХ-0,4 снижает шум агрегата на
4 дб [8].
Герметичные холодильные агрегаты
изготовляются с конденсаторами со свободным и с
принудительным движением воздуха, а также
с водяным охлаждением. В первом и третьем
случаях основным источником шума является
компрессор, во втором — компрессор и
вентилятор.
Герметичные агрегаты холодопроизводи-
тельностью (номинальной) 90—180 ккал/ч,
предназначенные для домашних
холодильников, снабжены конденсаторами со свободным
движением воздуха. Проведенные в
лаборатории малых холодильных машин ВНИХИ
испытания образцов отечественных и зарубеж
ных компрессоров таких агрегатов показали,
что их уровень звука на расстоянии 1,0 м при
работе в номинальном режиме (/0 = —15, tK=
= 30°С) составляет 30—35 дбА, а при пуске —
42—45 дбА. Следовательно, при правильном
монтаже агрегата в машинном отделении и
надлежащей виброизоляции уровень шума до
машних холодильников будет удовлетворять
предъявляемым требованиям.
Агрегаты холодопроизводительностью 220—
350 ккал/ч могут иметь конденсаторы со сво
бодным или с принудительным движением
воздуха и использоваться соответственно б
жилых помещениях и торговых залах или
19

только в торговых залах. Уровень шума
обслуживаемого этими агрегатами
холодильного оборудования, установленного в торговых
залах, не должен превышать 55 дбА, а в
жилых помещениях — 45 дбА.
Проведенные во ВНИХИ испытания
ротационных компрессоров ФГр 0,35~1B) холо-
допроизводительностью 350 ккал/ч показали,
что при работе в номинальном режиме их шум
на расстоянии 1,0 м не превышает 45 дбА.
При встраивании компрессоров в
холодильные агрегаты со свободным движением
воздуха уровень шума этих агрегатов будет
удовлетворять требованиям, предъявляемым к
нормам шума для жилых помещений. Некоторое
возрастание шума во время пуска и работы
при высоких давлениях всасывания
компенсируется звукоизолирующей способностью
ограждений машинного отделения.
В агрегатах с компрессорами и
принудительным движением воздуха главным
источником шума является вентилятор. Шум
агрегатов ВСр 0,35~1 и ВСр 0,35^1 B) на
расстоянии 1 м достигает 60 дбА, что в несколь^
ко раз выше шума компрессора.
Эффективного снижения шума в этих агрегатах можно
добиться выбором более совершенных
вентилятора и его электродвигателя.
Агрегаты холодоороизводительностью 450—
700 ккал/ч предназначены для обслуживания
торгового оборудования, располагаемого в
залах предприятий торговли и общественного
питания. Уровень звука компрессора ФГ0,45^
~3и ФГ 0,7 ~3 на расстоянии 1 м
составляет соответственно 47 и 53 дбА, т. е. ниже
допустимых для торговых залов значений. При
встраивании их в агрегаты с принудительным
движением воздуха шум агрегатов возрастает
соответственно до 57 и 66 дбА [6]. Если для
компрессоров достижение нормируемых
значений не требует каких-либо дополнительных
работ по шумоглушению, то для агрегатов
необходимо изменять параметры вентилятора
или повышать звукоизолирующую и
звукопоглощающую способности ограждений
машинного отделения.
На базе компрессора ФГ 0,7^3 с
внутренней подвеской в НРБ был разработан и
изготовлен компрессор ФГП 2,2~1 (на фрео-
не-22). Испытания этого компрессора во
ВНИХИ показали, что его шум практически
остался таким же, как ФГ 0,7 ~3, и составлял
54 дбА.
Агрегаты холодопроизводительностью 900—
1100 ккал/ч предназначены для обслуживания
малосерийного специального торгового
оборудования большой емкости и стационарных
камер. В первом случае для снижения шума
требуется проведение дополнительных
мероприятий по звукоизолирующей и
звукопоглощающей отделке машинного отделения, во
втором они не нужны.
Звукоизолирующая и звукопоглощающая
отделка машинного отделения
облегчается тем, что максимальные слагающие шума
агрегатов находятся в зоне средних и высоких
частот, которые сравнительно легко гасятся
обычными деревянными или металлическими
ограждениями, облицованными изнутри
пористыми материалами, например поролоном.
Средняя эффективность таких ограждений не
менее 10 дб.
Агрегаты холодопроизводительностью более
1100 ккал/ч обслуживают стационарные
камеры и располагаются в подсобных помещениях,
минимальный допустимый уровень шума в
которых по действующим нормам составляет
75 дбА [9]. Шум компрессоров
холодопроизводительностью до 3000 ккал/ч значительно
ниже этого предела, что существенно облегчает
выбор вентилятора. Так, по опытам В. А.
Тихомирова, уровень звука компрессора ФГ 2,8^
^3 на расстоянии 1 м оказался равным
65 дбА и изменялся в зависимости от режима
работы не более чем на 2 дбА.
При разработке норм шума холодильных
агрегатов с принудительным движением
воздуха большое внимание было уделено
вентиляторам, являющимся главным источником их
шума.
В 1963 г. ВНИХИ совместно с ЦАГИ был
разработан малошумный вентилятор К-95
(специально предназначенный для малых
холодильных машин), который в настоящее
время используется во всех отечественных-
герметичных агрегатах [10]. Однако размеры
вентилятора в этих агрегатах выбирали
преимущественно исходя из требований к их тепловым
и энергетическим показателям, что не всегда
соответствовало оптимальным шумовым
характеристикам. Одной из причин такого
подхода является отсутствие отечественных
малошумных двигателей малой мощности,
разработка которых является неотложной задачей
нашей электротехнической промышленности.
Чтобы снизить аэродинамический шум
вентиляторов, обычно стремятся снизить скорость
их вращения, так как это позволяет уменьшить
наиболее неприятные высокочастотные
слагающие шума [11, 12]. Этот способ широко
используется за рубежом для снижения шума
.кондиционеров. Так, в комнатных
кондиционерах холодопроизводительностью 1260—
7560 ккал/ч применяются вентиляторы с
минимальной скоростью вращения A100 об/мин).
В этом случае требуемые аэродинамические
20

характеристики вентиляторов получают
выбором диаметра их колес. Для комнатных
кондиционеров он составлял от 267 до 410 мм
[12]. Хорошие результаты получены при
использовании этого способа в
термоэлектрическом шкафу ТЭХ-40 [6].
Для снижения шума холодильных
агрегатов с принудительным движением воздуха
скорость вращения вентилятора и скорость
воздуха в конденсаторе необходимо принимать
минимальными с учетом получения
оптимальных энергетических характеристик.
Исходя из назначения агрегатов при
разработке рекомендуемых норм шума, были
приняты следующие основные группы малых
холодильных машин:
1 — для домашних холодильников;
1 а — для домашних холодильников и
холодильного оборудования с дополнительными
мерами шумоглушения;
2 — для торгового оборудования;
2а — для торгового оборудования с
дополнительными мерами шумоглушения;
3 — для торгового оборудования, обслу-
6 (/ fl0, шп/ч
Допустимые нормы уровней звука на
расстоянии 1,0 м от наружного контура:
а — фреоновые герметичные холодильные
компрессоры; б — фреоновые герметичные
холодильные агрегаты; 1 — домашние
холодильники; 2 — торговое холодильное оборудование,
устанавливаемое в залах; 3 — холодильные
агрегаты, располагаемые в подсобных
помещениях.
живаемого холодильными агрегатами, которые
располагаются в подсобных помещениях.
В отличие от ранее приведенных в ГОСТе
9666—61 норм, ограничивающих шум
компрессоров уровнем звукового давления 60 дб,
в рекомендуемых нормах (см. рисунок)
учитывается частотный состав шума и даются его
дифференцированные значения для агрегатов
разной производительности и назначения.
Для удобства сравнения в соответствии с
ГОСТом 11870—66 нормы шума на
герметичные холодильные компрессоры и агрегаты
выражены в значениях среднего уровня звука_на
расстоянии 1 м от наружного контура LA\
и корректированного уровня звуковой
мощности
LPA = lA + \0\gS,
где LA — средний уровень звука на
измерительной полусфере, дбА;
S = 2nr2 — площадь поверхности
измерительной полусферы вокруг объекта
испытания, м2;
г — радиус полусферы, м.
Таблица 1
а,
и
2
о 3
1
la
2
2a
3
* Ci
сокотек
Исполнение и номи- 1
нальная холодопроизво-
дительность, ккал\ч
С*
90
ПО
140
180
220
280
350
450
550
700
900
1 1100
1400
1800
2200
2800
)еднете\
Я**
—
—
220
280
350
450
| 550
700
900
1100
1400
?***
,
—
900
1100
1400
1800
2200
2800
| 3500
•4500
5500
7000
9000
шературное; **
шературное.
Допустимый уровень шума, дбЛ\
при работе в
номинальном
режиме I
LAI \ LPA
35
44
53
57
63
43
52
62
66
73
максимальный
LAl | LPA I
45
50
57
60
65
53
58
66 1
69
75
низкотемпературное; *** вы-
В табл. 1 приведены рекомендуемые нормы
шума фреоновых герметичных холодильных
21

Таблица 2
Место расположения
холодильного
оборудования
^
vo
та
Я
X
2»?
S w <и
я л S
пуст
овен
в по
3
к
си
и,
мер
о
4 2
OS
Исполнение и номинальная холо-
допроизводительность, ккал\ч
Н
Допустимый шум агрегата,
дбА
! номинальном
режиме
LAI
LPA

максимальный
LAI
LPA
Требуемая

эффективность

коизоляции и

копоглощения,
дбА
Кухни жилых
помещений и
другие
малошумные помещения
45
1а
Воздушное
(со
свободным
движением) и
водяное
90—180
220—350
35
44
43
45
52
50
53
58
Торговые залы
55
2а
Воздушное

(принудительное)
220—350
Воздушное
(со
свободным
движением) и
водяное
Воздушное

(принудительное)
450—700
900—1100
220—350
220—550
700—1100
53
58
64
62
68
74
57
66
60
70
65
75
10*
Подсобные
помещения
75
Воздушное

(принудительное)
900—2800;
700—1400
1400—
—9000
74
85
75
86
* Обычное ограждение машинного отделения; ** то же, с облицовкой пористым материалом.
компрессоров, в табл. 2 — фреоновых
герметичных холодильных агрегатов
ЛИТЕРАТУРА
1. Санитарные нормы допустимых уровней шума в
жилых домах и на территории жилой застройки,
№ 535—65. Медгиз, 1965.
2. Осипов Г. Л. Шумы и звукоизоляция. Стройиз-
дат, 1967.
X «ASHRAE Guide and Data Book», 1961, 1966.
4, «Revue prat, froid», 1965, No. 236.
5. Тихомиров В. А., Якобсон В. Б.,
Шпрингман В. Г. Шум и вибрации малых-
холодильных агрегатов. «Холодильная техника»,
1962, Но 3.
10.
11.
12.
6. Тихомиров В. А. Исследование шума и
вибраций герметичных компрессоров и способов борьбы
с ними. Отчеты ВНИХИ, 1964—1968.
г. Sabine H. I. «ASHRAE J.», 1965, No. 1.
8. Я дин Э. В., Ильин Ю. П., Аронов Л. О.,
Белоедов В. М. Исследование шума малых
герметичных холодильных агрегатов. «Холодильная
техника», 1966, № 8.
9. Временные санитарные нормы и правила по
ограничению шума на производстве, № 205—56. Медгиз,
1956.
Тихомиров В. А. Малошумные вентиляторы
для малых холодильных агрегатов. «Холодильная
техника», 1964, № 6.
В oh man R. H. «ASHRAE J.», 1964, No. 6.
Potter A. C. «ASHRAE J.», 1964, No. 10; 1965,
No. 1; 1967, No. 4.

Настольный термоэлектрический льдогенератор
Е. П. ВЕСЕЛОВА, В. Г. КАРПОВ, Д. А. ТАЙЦ
СКВ полупроводниковых приборов
621.57.048
В СКВ полупроводниковых приборов
разработан и испытан настольный
термоэлектрический льдогенератор, в котором за 20—30 мин
можно получить 250 г льда.
В первоначальной конструкции
льдогенератора1 оребренные коммутационные пластины
горячих спаев непосредственно охлаждались
проточной водопроводной водой. Лед
образовывался в оребренной алюминиевой ванне,
приклеенной эпоксидным компаундом к
плоскости пластин холодных спаев термобатареи.
Однако эта конструкция оказалась
несовершенной: нарушалась герметичность
термобатареи, происходила коррозия коммутационных
пластин, термобатарея выходила из строя. В
окончательном варианте льдогенератора
(рис. 1) эти недостатки были устранены.
Льдогенератор состоит из восьми небольших
термоэлектрических батарей (в каждой
батарее 19 термоэлементов; сечение ветвей
термоэлемента 8X10 мм, токовая высота 3,8 мм),
установленных на «прижим» между ванной
льдогенератора, в которой намораживается
лед, и двумя герметичными теплообменниками
горячих спаев.
Ванна и теплообменники выполнены из
алюминия; поверхности, соприкасающиеся с
термобатареями, анодированы. Для уменьшения
термических сопротивлений контактов
поверхности «прижима» покрыты смазкой ОКБ-122.
В каждом теплообменнике имеется по шести
каналов диаметром 8 мм для прохождения
охлаждающей воды, что исключает ее
попадание на спаи термобатарей.
Рис. 1. Термоэлектрический льдогенератор.
1 В е с е л о в а Е. П., Волынский Э.
нов В. Г., Лебедев В. В., Тайц Д.
ское свидетельство
1966, № 12.
№ 182745.
Э., Кар-
А. Автор-
Бюллетень изобретений,
U, ннап/ч
Ж
140
200
8
0^
0,3
о7г
0,1
-120
-80
•/^
sW
\?
fd
иб
Рис. 2. Зависимость холодильного коэффициента
8, мощности W и холодопроизводительности Q от
напряжения питания термобатарей при
температуре охлаждающей воды 20°С.
с,мин\
SO
30
20
if)
10
15
20
25 VC
Рис. 3. Зависимость времени намораживания т
порции льда B20 г) от температуры охлаждающей
воды t.
23

Использование восьми небольших
термобатарей вместо одной большой уменьшило
возникающие термические напряжения и, кроме
того, значительно облегчило замену батареи.
На рис. 2 показана зависимость некоторых
характеристик льдогенератора от напряжения
питания термобатарей при температуре охла-.
ждающей воды 20°С (расход воды 120 л/ч).
На рис. 3 представлена зависимость времени
намораживания порции льда B20 г) от
температуры воды, охлаждающей горячие спаи
термобатарей (питание от штатного
выпрямителя; напряжение 4,5 в; ток 28 а; пульсация тока
около 12%).
Общий коэффициент теплопередачи кузова
изотермических вагонов экспериментально
определяют путем внутреннего охлаждения или
обогрева вагона при постоянной температуре
снаружи.
Метод внутреннего электрического обогрева
отличается от метода охлаждения простотой,
постоянством и равномерностью
распределения теплового потока, большей точностью
измерения и легкостью регулирования притока
тепла для получения различных режимов
испытаний.
В целях сравнительной оценки методов
внутреннего охлаждения и обогрева и проверки
допускаемых погрешностей в холодильной
лаборатории Московского института инженеров
железнодорожного транспорта была испытана
модель изотермического вагона для
определения общего коэффициента теплопередачи
указанными методами при различных тепловых
нагрузках.
Л1одель представляла собой деревянный
ящик (наружные размеры 1800x685x645мм),
изолированный слоем сухой минеральной ваты
толщиной 100 мм и объемным весом 250 кг/м3,
уложенной между двумя листами фанеры
толщиной 5 мм. Наружная поверхность модели
5,8, внутренняя 2,92, среднегеометрическая
4,15 м2.
Для облегчения съема льда на
термобатареи подается ток обратной полярности
(~14 а), в результате чего за 30—40 сек
тонкий слой льда подплавляется. При помощи
вмороженной металлической гребенки
решетка льда легко вынимается из ванны.
Настольный термоэлектрический
льдогенератор успешно выдержал междуведомственные
испытания. При работе в самых
разнообразных режимах в течение более 3 тыс. ч не было
ни одного отказа. В настоящее время на
Львовском заводе биофизических приборов
налаживается их серийный выпуск.
66.018.4:625.244
i Через люк E00X500 мм) с уплотняемой
крышкой в модель вводили термометры сопро-
[ тивления, вентилятор, металлический решетча-
i тый бак со льдом или нагревательный элемент.
Образующаяся при таянии льда вода слива-
1 лась непрерывно через отверстие в поддоне и
, резиновую трубку диаметром 15 мм.
Вес растаявшего льда определяли по
количеству воды, образующейся при таянии, с по-
t мощью мензурки объемом 2000 мл с ценой
деления 20 мл. При внутреннем охлаждении
время между замерами колебалось от 2 до
6 ч и количество растаявшего льда изменялось
от 600 до 2000 мл, .при этом максимальная
погрешность при замерах не превышала 1—3%.
з Расчетный коэффициент теплопередачи
1 ограждения модели составил 0,4 ккал/(м2»чх
Хград) при температуре теплоизоляции 10°С,
значениях наружного "и внутреннего коэффи-
( циентов теплоотдачи, равных 3 ккал/(м2*чх
Хград) и спокойном воздухе [1].
* Модель вагона размещалась в холодильной
камере, в которой с помощью автоматизиро-
i ванной фреоновой холодильной установки или
электрических печей поддерживалась
постоянная температура воздуха с точностью ±0,25°С.
i Температура воздуха внутри модели поддержи-
i валась нагревательным элементом мощностью
300 вт или водным льдом.
О методах экспериментального определения теплоизоляционных
качеств изотермических вагонов
Н. В. ДЕМЬЯНКОВ, В. Н. ПАНФЕРОВ
Московский институт инженеров железнодорожного транспорта
84

Опыты проводили при совершенно
спокойном воздухе в камере и в модели вагона, а
также с побудительной циркуляцией внутри
модели, для чего устанавливали в ней
вентилятор производительностью 700 м3/ч.
Скорость воздуха в модели была в пределах
0,6—0,9 м/сек. В рефрижераторных поездах и
секциях максимальная скорость на выходе из
воздуховодов колеблется от 0,8 до 8 м/сек
в зависимости от типа вагона, а в середине
вагой а — от 0,3 до 1,0 м/сек.
Для внутреннего обогрева модели вагона
использовался нагревательный элемент
номинальной мощностью 300 вт и напряжением
220 в, снабженный реостатом.
Подача напряжения на элемент
регулировалась потенциометром A000 ом, 0,4 а) таким
образом, чтобы подводимая суммарная
мощность вентилятора и элемента оставалась
постоянной. Колебания напряжения между
замерами не превышали 1,5%, а отклонения
мощности — 2%.
Расход электроэнергии находили по
формуле
N=UdIB+UBIBt A)
где иэ, UB — напряжение, подводимое к
элементу и вентилятору, в;
/э, /в — сила тока, потребляемого
элементом и вентилятором, а.
Напряжение и силу тока измеряли
ампервольтметром типа Ц56, при этом погрешность
не превышала 2%.
Температуру воздуха в модели вагона
измеряли с точностью 0Д°С в двух точках по длине
модели с похмощью телетермометрической
станции, работающей по схеме уравновешенного
моста, с медными термометрами
сопротивления G? = 390 ом при 0°С) и температурным
коэффициентом сопротивления а=0,00425 1/°С.
Температуру наружного воздуха измеряли
жидкостными термометрами в четырех точках
на расстоянии 10 см от поверхности модели.
Термометры предварительно проверили в
.тающем льде и по образцовому термометру.
Абсолютная погрешность не превышала
0,2°С. Суммарная расчетная погрешность при
определении k методом охлаждения составила
4—5%, а методом обогрева 3—4%. Показания
измерительных приборов записывали через
каждые 1—2 ч.
Для расчета использовали данные,
полученные после достижения стационарного
режима. По начальным данным определяли
скорость нагревания или охлаждения воздуха в
модели.
На рис. 1 представлено изменение
температуры внутри модели вагона, в камере и темпе-
Vr
1
Т\
ч
1
-
Л
i
+
р^
I-*-
|
|
4-
• ' Л
1С
+ н
+
— • 1
1
чгл
\
Ч» (
1=
*wm J
+ +
J 1 1 1
? р. « r 8 г го zz & zg гв о
Рис. 1. Изменение температуры внутри модели вагона
/вн, в камере /Кам и температурного напора At при
внутреннем обогреве.
ратурного напора при внутреннем обогреве.
Колебания температуры в холодильной
камере при стационарном режиме не превышали
0,25°С, а температура внутри модели
оставалась практически постоянной в пределах
точности измерения термостанцией. Период
достижения стационарного режима
теплопередачи изменялся от 12 до 24 ч. Стационарный
режим поддерживали в течение 3—6 ч. Тепловая
мощность изменялась от 52 до 190 вт,
температурный напор — от 18 до 69°С, средняя
температура теплоизоляции — от 3 до 24°С.
Коэффициент теплопередачи k
рассчитывали по формуле
?=- 2 , B)
F (^нар — ^вн)
где Q — тепловой поток, ккал/ч (или вт);
F — средняя поверхность
ограждения, м2;
^ыар, ^вн — средние температуры снаружи и
внутри вагона, °С.
При внутреннем обогреве тепловой поток Q
определяли по формуле
Q = (UQI9+UBIB)a, C)
при охлаждении
Q = Ол [г+ сл ('«-О]. D)
где а — переводной коэффициент, равный
0,86. ккал/(вт*ч);
вл — вес растаявшего льда, кг/ч;
г — скрытая теплота плавления льда,
равная 80. ккал/кг;
?л — удельная теплоемкость льда,
равная 0,5. ккал/(кг*град);
/тл — температура таяния льда,
равная 0°С;
4 Зак. 2214
25

tR — температура льда, загружаемого в
приборы охлаждения, °С.
Результаты опытов приведены на рис. 2.
Общий коэффициент теплопередачи k ккал/
/(м2*ч*град) модели вагона увеличивается по
закону прямой с повышением температурного
напора и может быть выражен формулой
k=k0 + bAt. E)
Для исследуемого интервала температур
установлена зависимость коэффициента
теплопередачи модели от температурного напора и
разных методов испытания:
для охлаждения без вентилятора с
уплотнением модели
k=0,22 + 0,005 At, F)
для охлаждения с вентилятором с
уплотнением или без вентилятора и без уплотнения
k = 0,25 + 0,005 At,
G)
для обогрева с вентилятором и с
уплотнением
? = 0,38 + 0,0035 Д*. (8)
При включенном вентиляторе значение k
возрастало на 8—10% по сравнению с
величиной k в тех же условиях, но без вентилятора.
Такое же увеличение k наблюдалось при
открывании сливного отверстия поддона и
отверстия в крышке люка. Суммарная площадь этих
отверстий составляет 0,017% к средней
геометрической поверхности кузова модели
вагона.
По аналогии с коэффициентом
теплопроводности материалов общий коэффициент
теплопередачи ограждения обычно выражают в зави-
8.
МО
\ 012
*> ом
0,36
ё,28
о
J^
+
h
+ г
1
—+"~
; !
I I
I I
+
16
20
г^
зг
36
w
м
<*8
SO
№
At'
^ 0,60
1
0,56
0,52
ОМ
ОМ
ОМ
0,36
0,32
1
1
+
4
i
+
+
2,
+
*Х^
12
5
16
20
^ ^-огр'^
Рис. 2. Зависимость
коэффициента теплопередачи k модели
вагона от температурного напора (а)
и температуры ограждения (б):
1 — охлаждение без вентилятора
с уплотнением; 2 — охлаждение
с вентилятором и с уплотнением;
3 — охлаждение без вентилятора
и без уплотнения; 4 — обогрев с
вентилятором и с уплотнением.
симости от средней температуры
ограждения [2, 3].
Нами была также предпринята
попытка обработать опытные данные в виде
k=f(t0Tp).
При положительных температурах
снаружи и внутри модели (метод
охлаждения) температура внутри модели
поддерживалась с помощью водного льда в
пределах 1—5°С, а увеличение
температурного напора At достигалось только
повышением наружной температуры,
26

вследствие чего возрастание температуры
ограждения равно возрастанию . В этом
случае точки укладывались на прямую k =
= 0,28 + 0,006 /огр (см. рис. 2,6).
При отрицательной температуре снаружи
модели от 0 до —18°С и положительной
внутри (метод обогрева) увеличение At
достигалось понижением наружной и повышением
температуры внутри модели, в результате чего
такой закономерности не наблюдалось.
Например, при ^Нар = — 16,9°С, z?BH=:33,50C,
/огр = 8,3°С иД/ = 50,4°С k = 0,53 ккал/(м2-чх
Хград). В другом опыте при той же
температуре теплоизоляции 8,4°С, но меньшем At=
= 22,8°С, /Нар = — 3°С и /ВН=19,8°С k = 0,46 /скал/
/(м2*ч*град), т. е. уменьшается на 15%, что
нельзя объяснить погрешностью опыта. При
обработке данных в виде k = f(At)
значительных отклонений не наблюдалось (см. рис. 2, а).
Возрастание k происходит, на наш взгляд,
по двум основным причинам: в результате
увеличения коэффициента теплопроводности X
теплоизоляции и повышения интенсивности
воздухообмена через неплотности. Рассмотрим
их влияние в отдельности.
По данным Хижнякова [4], коэффициент
теплопроводности минеральной ваты в
зависимости от средней температуры слоя
определяется по формуле
Я=0,055 + 0,00017 *Ср ккал/(м*ч*град), (9)
где /Ср — среднеарифметическое значение
температур поверхностей
теплоизоляции.
'В наших опытах значение ^ср колебалось от
—0,8 до +23,3°С. Изменение X составляло
0,004 ккал/(м*ч*град). Если пренебречь
термическим сопротивлением фанеры и
коэффициентами теплоотдачи от поверхности модели
вагона, то изменение k из-за увеличения X
будет 7,1%. В опытах с обогревом k возрастает
от 0,45 при Д/ = 20°С до 0,60 при Д* = 60°С, т. е.
на 33%. Следовательно, k в большей степени
зависит от At, чем от средней температуры
теплоизоляции. Влияние этих факторов на
величину k в различных конструкциях
(рефрижераторные вагоны, авторефрижераторы)
будет зависеть от толщины, качества и
коэффициента теплопроводности теплоизоляции, от
степени герметичности кузова, температурного
напора, его уровня, скорости и направления
движения воздуха внутри и снаружи грузового
помещения вагона.
Из рис. 2, а видно, что значения
коэффициентов теплопередачи модели с теплоизоляцией
толщиной 100 мм, полученные методами
охлаждения и обогрева, различны. При
внутреннем обогреве герметизированной модели
коэффициент теплопередачи при Д^ = 20°С
получен на 30% больше, чем при внутреннем
охлаждении, но с увеличением температурного
напора эта разница уменьшается: при At=
= 40°С составляет 16%, а при Л/ = 65°С
равна 5,3%
При расчетных температурах воздуха в
грузовом помещении вагонов-рефрижераторов от
—15 до —20°С и температуре наружного
воздуха 40°С температурный напор Д/ = 55-~
60°С. При таких температурных напорах
разница в коэффициентах теплопередачи,
определяемых путем охлаждения и обогрева,
составляет 9—8%, т. е. незначительна.
Расхождение в значениях общих
коэффициентов теплопередачи, полученное при разных
методах испытания, объясняется, на наш
взгляд, следующим.
Известно, что количество переданного тепла
существенно зависит от температуры тела и
его способности поглощать и излучать
лучистую энергию. Излучательная способность
резко возрастает с повышением температуры тел.
Поэтому при низкой температуре количество
тепла, передаваемого излучением, невелико,
тогда как при высоких температурах
лучеиспусканием может передаваться значительно
больше, чем другими способами.
Кроме того, условия теплообмена при
охлаждении и обогреве различны. Около углов
модели наблюдаются повышенные потери тепла
при внутреннем обогреве, так как вблизи углов
наружная поверхность стен оказывается
значительно больше внутренней. Условия передачи
тепла здесь будут такими же, как и в оребрен
ной стенке: увеличение одной из поверхностей
сопровождается уменьшением общего
сопротивления теплопередачи и увеличением
теплового потока через стенку.
При проведении опытов увеличение
температурного напора при обогреве достигалось
понижением температуры наружного воздуха
и повышением температуры внутри модели
вагона, а при методе охлаждения — только
повышением температуры наружного воздуха.
Поэтому температура теплоизоляции при
методе охлаждения была выше, чем при методе
обогрева, что вызвало большее увеличение k
с возрастанием температурного напора. В
результате прямые 2 и 4 (см. рис. 2) могут
пересечься.
Как было отмечено, коэффициент
теплопроводности теплоизоляции зависит от
температуры, причем эта зависимость линейна. Для
удобства практических расчетов
теплоизоляции принято определять коэффициент
теплопроводности по температуре, являющейся
-г
27

средней арифметической из температур на
граничных поверхностях теплоизоляционного
слоя.
Для наблюдения за температурой
теплоизоляции под покровным слоем (обшивкой) при
определении общего коэффициента
теплопередачи ограждения изотермического вагона
необходимо между обшивкой и
теплоизоляцией устанавливать термометры, что связано с
некоторыми трудностями.
Для оценки теплоизоляционных качеств
ограждения изотермических вагонов
желательна регулярная проверка коэффициентов
теплопередачи ограждений измерителем
тепловых потоков ЛТИХП [5, 6] и влажности
теплоизоляционных материалов путем взятия
проб во время ремонта вагона.
Выводы
При испытании модели вагона методом
внутреннего электрического обогрева при
температурных напорах от 40 до 65°С общий
коэффициент теплопередачи ограждения на 16—
5,3% больше, чем при внутреннем
охлаждении.
Теплоизоляционные качества
рефрижераторных iBaroHOB следует определять при
расчетных температурных напорах от 45 до 60°С
м его дом вну тр ени его э л ектр и ч еско го обо -
Прев а ввиду его преимуществ перед
методом охлаждения.
Коэффициент теплопередачи ограждения
модели вагона может быть представлен в виде
линейной функции температурного напора.
При внутренней побудительной циркуляции
воздуха в грузовом помещении модели вагона
общий коэффициент теплопередачи
увеличивается на 8—10% по сравнению с
коэффициентом теплопередачи в тех же условиях, но без
побудительной циркуляции.
ЛИТЕРАТУРА
1. К а м м е р е р И. С. Теплоизоляция в
промышленности и строительстве. Стройиздат, 1965.
2. Гимпелевич С. Л. Уточнение методов
определения коэффициента теплопередачи ограждений
изотермических объектов. «Холодильная техника»,
1956, № 2.
3. Повар чу к М. М. Автомобиль-холодильник
ЛуМЗ-945 на шасси «Москвич-432» с
машинно-аккумуляционным охлаждением. «Холодильная
техника», 1966, № 7.
4. X и ж н я к о в С. В. Практические расчеты тепловой
изоляции. Госэнергоиздат, 1959.
5. Г о л я н д М. М. Расчеты и испытания тепловой
изоляции. Гостопиздат, 1961.
8. Куры л ев Е. С, Герасимов Н. А.
Холодильные установки. Машгиз, 1961.
ш
К расчету роторных
водораспределителей
пленочных градирен
Канд. техн. наук В. П. АЛЕКСЕЕВ, Э. Д. ПОНОМАРЕВА
Одесский технологический институт пищевой
и холодильной промышленности
621.175.3
В современных градирнях широкое
применение получают водораспределительные
устройства типа «сегнерова колеса». В
литературе имеются данные по гидравлическому
расчету распределителей жидкости с переменным
шагом и постоянным диаметром отверстий по
длине плеча ротора [1, 2]. Однако для
цилиндрических градирен, насадочная часть которых
выполняется из плоских и профилированных
листов алюминия или пластика, свернутых
в рулон, предпочтительнее использовать
роторы с постоянным шагом сверлений,
соизмеримым с высотой гофров насадки. Равномерная
плотность орошения пакета насадки в этом
случае может быть получена при переменных
и возрастающих к периферии ротора
значениях отверстий для выхода воды.
Нами предпринята попытка дать
инженерный расчет таких распределителей.
Для выполнения распределителя нужна
расчетная формула, дающая функциональную
связь диаметров отверстий в роторе d\ с
общим расходом воды G0, располагаемым
статическим напором воды Р, угловой скоростью
вращения ротора со и рядом геометрических
величин, таких как диаметр ротора D, число
рукавов ротора т, диаметр рукава ротора dv
и шаг отверстий Ъ, принимаемых в
предварительном расчете.
Предположим, что при вращении ротора
каждое его отверстие орошает кольцевую
зону, ширина которой равна шагу сверлений.
Тогда средний радиус кольцевой зоны
Ri = ib м, A)
где i — порядковый номер отверстия по
длине ротора, считая от оси вращения.
Площадь зоны орошения
Ft = 2тг ib* м\ B)
Поскольку плотность орошения qw (mz/(m2X
Хсек) должна быть постоянной по радиусу

градирни, определим расход жидкости G* в
/-том сечении ротора
2
it ib2qw м?/сек. C)
Gr
т
Величина Gf определяется из соотношения
01=14^]/" 2*^ м?1сен, D)
где jlx — расходный коэффициент;
fi — площадь отверстия истечения в
роторе, м2;
А^г — разность между статическим
давлением жидкости и
барометрическим давлением, кгс/м2.
В результате совместного решения
уравнений C) и D) получим выражение
2гс ib2qw „-*
А
т\х.
V
2g
A Pi
величины которого определяются
предварительным расчетом. Для установления
значения АР{ запишем уравнение Бернулли
применительно к течению жидкости по
вращающейся трубке [3]:
Ь —- = u2 R2 -f const.
7 2g
F)
Здесь Р — статическое давление жидкости,
кгс/м2(мм вод. ст.);
у — удельный вес жидкости, кг/мъ;
v — скорость движения жидкости
относительно оси ротора, м/сек;
g — ускорение силы тяжести, равное
9,8 м/сек2:
со — угловая скорость вращения
ротора, 1/сек;
R — радиус вращения, м.
Значение постоянной в уравнении F)
определяется из начальных условий. У оси
вращения ротора Р = Р0, /? = 0,
Go
V :
/р/И
где /р
площадь поперечного сечения рото-
Поэтому
ра, м2.
Р_
7
-Ь .1- -L
7 ^ 2g
G0 \2 | «а/?3
mfv 1
2^ 2^
G)
при допущении, что потерями на трение
можно пренебречь вследствие малой длины плеча
ротора.
Скорость движения воды по ротору в /-том
сечении с учетом оттока будет равна
V; =
Go —*6W(/--1)
(8)
Обозначив k=izb2qwi(i —1), из уравнений G)
и (8) находим
_Pl
7
Ро
+
<о2^2
kBGQ"—k)
(9)
2g 2?(т/рJ
Совместное решение уравнений E) и (9)
дает искомые площади отверстий истечения
в роторе
2nib2qw
fi =
т\>.
+ <л2 Щ +
A0)
р
(«/рJ
и их диаметры
dr
V
fi
м.
По уравнениям C), D) и A0) можно найти
локальные скорости истечения жидкости
относительно ротора
Wi = —- Ml сек
ft
и крутящий момент реактивных сил
жидкости [3]
Ж,
кр-
7 b sin a
g
^S GiWi кг - м,
(И)
струй
A2)
t=l
где а
угол наклона струи относительно
вертикали.
При установившейся скорости вращения
ротора момент сил трения в его подшипнике
Мтр = Мкр.
Величина Л1тр определяется
A3)
специальным
расчетом [4].
На основе указанных соотношений нами был
выполнен роторный распределитель с D = 400,
dp=14, 6 = 25, ^=1,5; 1,7; 1,9; 2,1; 2,3;
2,4 мм.
Ротор размещен на шариковом подшипнике
с фторопластовым уплотнением.
Работа роторного распределителя
исследована на экспериментальном стенде (рис. 1).
Вода к ротору подается насосом «Кама-Зм»,
а затем через распределительные отверстия
ротора поступает в шесть концентрических
стаканов, зазор между которыми 25 мм.
Расходы воды измеряли ротаметром РС-7 и
мерными стаканами. Одновременность подачи
воды в стаканы достигается поворотным
устройством. Скорость вращения ротора реги-
29

о
к
g
9
А
б
л
|
Й
ю
а
V
во
120 Ш
160
Рис. 2. Зависимость е от R при а=15° и
различных значениях qw мг/(м2-ч):
О —4; ¦ —7; ф — 9; Л — 6; П—8; ¦— 11.
Рис. 1. Схема лабораторного стенда;
1 — поддон; 2 — поворотное устройство для
опорожнения стаканов; 3 — мерные стаканы на 250 мл; 4 —
поворотное устройство для одновременной подачи воды
в мерные стаканы; 5 — цилиндрический сосуд
диаметром 400 мм; 6 — концентрические вставки с шагом
25 мм; 7 — водораспределитель роторного типа; 8 —
счетчик оборотов УГН-1 (nmax = 250 об/мин); 9 —
манометр 'Образцовый; 10 — ротаметр РС-7; 11 —
напорный бак; 12 — указатель уровня воды в напорном
баке; 13 — водяной насос «Кама-Зм».
о,о5/мщ
200
№
120
100
60
60
40
3D
го
w
V
стрируется интегральным
счетчиком оборотов УГН-1 и
секундомером. Давление ©оды перед
ротором измеряется
образцовым манометром.
В качестве критерия
качества орошения была принята
относительная величина
Рис. 3. Зависимость числа оборотов
ротора от напора воды и ее расхода.
170
215 260 305 350 6010*м$ек
tT
1 (
1
ц
эР
?
ъ
1 1 1 „
J
.
\°
•J
W
W
1В
18
2,0 2,2P,hb/cmz

где qWi — плотность орошения в /-том стакане,
м3/(м2- сек);
4W == — средняя плотность орошения в
6
опыте, м3/ (м2 • сек).
Предварительными опытами установлено,
что наилучшая равномерность в плотностях
орошения достигается при углах наклона струй
в диапазоне а=15—30°.
На рис. 2 показана зависимость г от
радиуса плеча ротора R при угле наклона струй
а=15° и различных плотностях орошения qw.
Как видно, отклонения в нагрузках по воде от
расчетной (qw = 8 м3/(м2*ч), 75 об/мин, ДР* =
= 0,6 кгс/см2) сравнительно мало влияет на
качество орошения.
Имеющихся данных по фазовому
равновесию растворов фреона-22 в дибутилфталате
(ДБФ) и диметиловом эфире тетраэтиленгли-
коля (ДМЭ-ТЭГ) [1—3] недостаточно, чтобы
построить g, /-диаграммы для расчета
абсорбционных холодильных машин. Нужны также
сведения по теплоемкости абсорбентов и теп-
лотам смешения.
Теплоемкость ДМЭ-ТЭГ исследована [3] в
широком диапазоне температур, теплоемкость
ДБФ определена лишь при одной температуре
[4]. Экспериментальные данные по теплотам
смешения фреона-22 с ДБФ и ДМЭ-ТЭГ в
литературе отсутствуют.
Задачей настоящей работы было
экспериментальное исследование теплоемкости- ДБФ,
ДМЭ-ТЭГ и теплот их смешения с фреоном-22.
Экспериментальная установка. Из известных
установок по определению теплоемкости и
теплот смешения достаточную точность обес-
Зависимость числа оборотов ротора от
напора воды и ее расхода представлена на рис. 3.
Установлено, что наилучшее качество
орошения обеспечивается при 60—90 об/мин.
Изложенная методика расчета роторных
распределителей и данные экспериментов
успешно использованы нами при
проектировании и изготовлении роторов к градирням
диаметром 1,2 и 2,4 м.
ЛИТЕРАТУРА
1. Безенов В. В. Высоконагружаемые биофильтры.
Сб. АКХ, «Санитарная техника», вып. 1, 1948.
2. Го л ов ачев ски й Ю. А. Оросители и форсунки
скрубберов в химической промышленности. Изд-во
«Машиностроение», 1967.
3. Прандтль Г. Гидроаэромеханика. Изд-во
иностранной литературы, 1949.
4. А черкан Н. С. Детали машин, ч. 1, Машгиз,
1954.
¦
621.564:536.63.001.5
печивает установка с калориметром
переменной температуры (рис. 1).
Установка состоит из двух термостатов для
поддержания температуры t\ с точностью до
0,05°С и температуры t2 с точностью до 0,01 —
0,005°С, вакуумной установки, системы
измерения температуры, системы измерения
количества тепла, выделенного грелкой, и
калориметрической системы.
Вакуумная установка служит для
подготовки калориметрической системы к опыту и для
поддержания в пространстве между
калориметром и оболочкой вакуума порядка
10~3 мм рт. ст.
Система измерения температуры состоит из
100-омного образцового платинового
термометра сопротивления (ПТС), оттарированного
во ВНИИКСМИП, потенциометра Р-308
класса 0,002, образцовой катушки сопротивления
Ri на 10 ом, переключателя П\ типа П308, ба-
Экспериментальное исследование теплоемкости дибутилфталата,
диметилового эфира тетраэтиленгликоля и теплот их смешения с фреоном-22
В. П. ЛАТЫШЕВ
Всесоюзный научно-исследовательский институт холодильной промышленности
31

Рис. 1. Схема установки для определения теплоемкости и теплот смешения:
/ — баллон с фреоном; 2 — вентиль; 3 — разъемные соединения; 4— шток управления
вентилем; 5 — большой змеевик; 6 — малый змеевик; 7 — вентиль баллона калориметра; 8 —
калориметр; 9, 10 — вентили вакуумные; // — паромасляный насос ЦВЛ-100; 12 — форвакуум-
ный насос РВН-20; 13 — манометрические лампы; 14 — измерительный прибор ВИТ-1А;
остальные обозначения приведены в тексте.
тареи сухих элементов Би магазина
сопротивлений R2 типа Р314, миллиамперметра тАх
типа М82. Напряжение батареи Б\ и
сопротивления R2 выбираются такими, чтобы
изменение сопротивления ПТС влияло на величину
U2 в пределах последней декады
потенциометра Р-308. Поэтому в течение активного
периода можно измерять лишь падение
напряжения на самом ПТС.
Для измерения количества тепла,
выделенного грелкой, была собрана схема, состоящая
из сопротивления грелки Rr и такого же по
конструкции и величине балластного
сопротивления R6y переключателя П2 типа ШИ-11,
ключа К, самопишущего миллиамперметра
тА2 типа Н340 на 150 ма, батареи сухих
элементов и образцовых катушек сопротивления
Rs—R? на 105, 103, 102, 10 и 0,1 ом
соответственно. Потенциометром Р-306 измеряли
падение напряжения Xv на сопротивлении Rq
и Xi на сопротивлении /?7.
Нормальные элементы и образцовые
катушки сопротивления термостатировали. Двух-
стрелочным секундомером 51СД с ценой
деления 0,1 сек измеряли время работы грелки.
Переключатель П2 сблокирован с
секундомером по схеме, заимствованной из работы [5],
но катушка электромагнита шагового
искателя ШИ-11 переделана для работы на
переменном токе напряжением 12 в.
Калориметрические системы для измерения
теплот смешения и теплоемкостей различны.
Калориметрическая система для измерения
теплот смешения, изображенная на рис. 1,
состоит из калориметра 8, внутри корпуса
которого находится ПТС и грелка, вентиля 7,
перекрывающего сообщение калориметра со
змеевиками 6 и 5, разъемных соединений 3 и
баллона 1 с вентилем 2. В массивный калориметр
5 вставляется на скользящей посадке баллон
с вентилем 7, который открывается и
закрывается штоком 4 с вакуумным уплотнением.
Калориметр снабжен магнитной мешалкой.
Калориметрическая система для измерения
теплоемкости состоит из легкого
тонкостенного калориметра, внутри которого
установлены нагреватель и образцовый ПТС. Для
уменьшения теплообмена с окружающей
средой внешняя поверхность калориметра
отполирована, а калориметр подвешен на нитях
малой теплопроводности.
Определение теплоемкости. В связи с
небольшой теплопроводностью стенок
калориметра его тепловое значение определяли после
32

заполнения дистиллированной водой.
Значения теплоемкости воды на линии насыщения
брали из справочника [6]. Калориметр
заполняли через отверстие в корпусе, которое затем
запаивали. Вес введенного вещества
определяли по разности весов пустого и
заполненного калориметра.
Методика проведения опыта аналогична
методикам, применяемым при определении теп-
лоемкостей с калориметрами переменной
температуры [7]. Теплоемкость вещества находили
по формуле
Сх= гм КаЛ'(г ' 2рад^ A)
где Q = 0,2390 UIx — количество тепла,
выделенного грелкой, кал;
U — падение напряжения (среднее
значение) :
/ — сила тока (среднее значение);
т — время работы грелки;
W — тепловое значение калориметра;
At — истинный подъем температуры;
G — масса исследуемого вещества.
Истинный подъем температуры определяли
с учетом поправки на теплообмен с
окружающей средой, вычисляемой по формулам Реньо-
Пфаундлера [7]. Наблюдаемое в опыте
повышение температуры и длительность главного
периода устанавливали по зависимости
температуры от времени графо-аналитическим
методом.
Тепловое значение калориметра вычисляли
по формуле A) с учетом опытных данных по
"количеству тепла, выделенному грелкой, и
литературных данных по теплоемкости воды на
линии насыщения.
На рис. 2 показаны литературные и
опытные значения и аппроксимирующие их
прямые тепловых значений калориметра,
теплоемкости ДБФ и теплоемкости ДМЭ-ТЭГ в
зависимости от температуры.
Совпадение наших опытных данных с
данными работы [3] по теплоемкости ДМЭ-ТЭГ
свидетельствует о надежности методик
эксперимента и обработки данных и позволяет
применять для описания опытных данных
зависимость, предложенную Крибелем и Леффлером:
с'х = 0,482 + 0,0004t ккалЦкг • град). B)
Теплоемкость для ДБФ в пределах точности
опытных данных описывается уравнением
с'х = 0,411 + 0,0005 t ккалЦнг - ?рад). C)
Точность экспериментальных данных по
теплоемкости оценена в 3%.
Цннал/град\
СхДалМ-градк
п ю 20 30 W 50 60 70 80 3D VC
Рис. 2. Зависимость от температуры теплового значения
калориметра, теплоемкости ДМЭ-ТЭГ и ДБФ:
а — тепловое значение калориметра; б — теплоемкость
ДМЭ-ТЭГ на линии насыщения; в — теплоемкость ДБФ
на линии насыщения;
О — опытные данные ВНИХИ; ? — данные работы [4].
Определение теплот смешения. При
измерении теплот смешения тепловое значение
калориметра для одной и той же температуры
будет зависеть от концентрации раствора и
изменения .взаимного расположения деталей
калориметра в результате его перезарядки.
Поэтому для измерения теплот смешения во всем
диапазоне концентраций наиболее пригоден
сравнительный метод.
Эксперимент проводят следующим образом.
После установления температуры
калориметра, равной температуре термостата, или
незначительного ее изменения по времени
открывали вентиль 7 и смешивали абсорбент в
баллоне калориметра с фреоном,
поступающим из баллона /. Температуру U
поддерживали на 20°С выше температуры t2. Поэтому
в магистрали пары фреона конденсировались,
а в змеевике 5 они принимали температуру t2.
В момент смешения выделялось теплю,
вызывавшее повышение температуры калориметра.
После установления постоянства скорости
падения температуры закрывали вентиль 7.
Через 10—15 мин включали грелку и
вызывали повышение температуры, равное
предыдущему. После окончания записи температуры
фреон из змеевиков 5, 6 и магистрали
перемораживали в баллон 1. Количество фреона в
33

калориметре устанавливали по разности
весов баллона 1 до и после опыта. Количество
абсорбента при зарядке баллона калориметра
8 также определяли путем взвешивания.
Теплоту смешения находили из соотношения
Q =
QrpA;
м
кал,
D)
гр
где Qrp
тепла, выделенного
количество
грелкой;
истинный подъем температуры при
смешении;
Д^гр — истинный подъем температуры при
работе грелки.
Величины Qrp, At и Д/Гр вычисляли по
зависимостям, примененным при обработке
опытов по измерению теплоемкости абсорбентов.
Интегральную теплоту смешения
рассчитывали по формуле
?инт = — — кал\г E)
аф-22 "Г аабс
и относили ее к начальной температуре
главного периода при смешении и к концентрации
раствора, определенной по навескам
компонентов.
Результаты эксперимента приведены в
таблице. Здесь же 'показана теплота смешения,
полученная при наполнении пустого
калориметра жидким фреоном в типичных условиях
Весовая
концентрация
j С м е"с ь • <]
0,137
1 0,404
0,617
0,695
0,798
1,000
[Смесь фр
| 0,161
i 0,317
i 0,356
! 0,541
| 0,752
1 0,787
Мольная
концентрация
) р е о н а-22 с
0,339
0,685
0,838
0,880
0,927
1,000
е о н а-22 с л
тетраэти
0,329 .
0,543
0,587
0,752
0,886
0,905
Температура,
°с
Теплота смешения,
кал'г
:дибутилфталатом |
25,77
25,22
25,64
25,60
23,98
22,95
—1,74
—3,27
—3,28
—2,67
—2,81
—0,17 1
{и метиловым э ф и р о mj
ленгликоля
20,21
20,31
20,68
22,46
24,75
24,66
—4,12
—9,96
—8,78
—10,99 !
—8,49 1
—6,78 1
опыта, которая позволяет косвенно оценить
точность экспериментальных данных по
теплоте смешения.
Максимум теплот смешения для обоих
растворов наблюдается в диапазоне мольных
концентраций от 0,7 до 0,8, причем максимальная
величина экспериментально установленной
теплоты смешения фреона-22 с ДМЭ-ТЭГ в 3,6
раза превышает аналогичную величину для
смеси фреона-22 с ДБФ. Это подтверждает тот
факт, что фреон-22 в ДМЭ-ТЭГ обладает
большей растворимостью, чем в ДБФ при
прочих равных условиях [1—3].
Теплоты смешения для обоих указанных
растворов экспериментально определены
впервые. Знание их позволяет произвести
корректировку теплот смешения, рассчитанных по
данным фазового равновесия.
Экспериментально найденные теплоемкости
ДБФ и ДМЭ-ТЭГ на линии насыщения и
теплоты их смешения с фреоном-22 использованы
для построения g, r-диаграмм растворов
фреона-22 в ДБФ и ДМЭ-ТЭГ [8].
ЛИТЕРАТУРА
1965,
М. Т.
эфира
1. Латышев В. П. Изучение фазового равновесия
жидкость—пар в системе дибутилфталат—фреон-22.
«Холодильная техника», 1968, № 4.
2. Латышев В. П., Р о г о з я н о в В. А.
Исследование давления насыщенных паров смеси фреона-22
и диметилового эфира тетраэтиленгликоля. Тезисы
докладов к Всесоюзной научно-технической
конференции по термодинамике. Л., 1968.
3. К г i e b е 1 М., L б f f 1 е г Н. J. «Kaltetechnik»,
№ 9.
4. Селиверстов В. М., Сергиевская
Физические характеристики дибутилового
фталевой кислоты. Труды ЛИВТ, вып. 75, 1964.
5. Перельштейн И. И. Исследование
термодинамических свойств фреона-13В1 и азеотропной
смеси фреона-124 и фреона-С318. Диссертация. 1963.
6. Варгафтик Н. Б. Справочник по теплофизи-
ческим свойствам газов и жидкостей. М., Физматгиз,
1963.
7. Скуратов С. М., Ко лесов В. П.,
Воробьев А. Ф. Термохимия. Ч. 1 и 2. Изд-во МГУ, 1964,
1966.
8. Латышев В. П. ?, i-диаграммы для растворов
фреон-22 — дибутилфталат и фреон-22 — димети-
ловый эфир тетраэтиленгликоля. «Холодильная
техника», 1969, № 7.
34

Приближенные методы вычисления коэффициента
теплоотдачи оребренных поверхностей
Канд. техн. наук В. И. САСИН
НИИ сантехники
536.24
Статья посвящена аналитическим методам
нахождения конвективного коэффициента
теплоотдачи а оребренных поверхностей
теплообменников, в частности воздухоохладителей и
воздухонагревателей, по заданной величине
коэффициента теплопередачи k или
приведенного коэффициента теплоотдачи аПр с
помощью алгебраических выражений.
Эти коэффициенты связаны
соотношением [1]
k
Ллр "
Гвн \ Лт авн
= а
1--рA-?пр)
а)
где апр, k и а имеют размерность вт/(м2Х
Хград) и отнесены к полной наружной (ореб-
ренной) поверхности теплообмена F(m2);
FBn — поверхность теплообмена, омываемая
внутренним теплоносителем, м2\
у — коэффициент, учитывающий влияние
кривизны стенки и неравномерности
распределения ее температуры,
вызванной концентрацией теплового
потока у основания ребра;
6Т — толщина стенки трубы, м;
лт — коэффициент теплопроводности
материала трубы при рабочей
температуре, вт/(м*град);
«вн — коэффициент теплоотдачи от
теплоносителя к внутренней стенке
трубы, вт/ (м2. град);
R — термическое сопротивление
загрязнений и накипи в трубе, м2 • град/вт;
Fp — полная поверхность ребер, причем F =
= /7р+/гт (FT — поверхность несущих
труб между ребрами), м2\
?пр — приведенный коэффициент
термической эффективности ребристой
поверхности.
Коэффициент ?Пр включает в себя, помимо
коэффициента термической эффективности Е,
определенного при идеализированных
условиях работы ребра прямоугольного профиля,
поправочные множители, в том числе наиболее
существенные из них П и е, посредством
которых учитывается влияние соответственно
неравномерности распределения а по
поверхности ребра и (качества контакта между
основанием ребра и несущей поверхностью на
величину Е [2, 3].
Значение коэффициента у, введенного по
рекомендации [4], вычисляется по формуле
0,93
се
B)
вспомогательные
где ? и i? — безразмерные
коэффициенты, зависящие от па-
раметров -f-, —^- и —?- ;
t t aBHoT
6о — толщина основания ребра, м;
t — шаг ребер, м.
Коэффициенты ? и g удобно находить по
номограммам, построенным Комоссой [5]. Эти
номограммы с несколько расширенными нами
[1] пределами определяющих параметров
представлены на рисунке.
Известно, что величины Е и ?пр зависят от а
и вычисляются по сложным формулам,
содержащим гиперболические или бесселевы
функции. Тем не менее по заданному значению а
легко найти <апр, а затем и k (при известных
геометрических и теплофизических
характеристиках теплообменника и условиях его
работы), определяя Е или ?Пр с помощью
соответствующих формул, графиков или таблиц.
Решение часто возникающей обратной
задачи (нахождение a ino величине k или апр)
осложняется неопределенностью (величины Е,
которая, как указывалось, зависит от
неизвестного в данном случае значения а. Чтобы
избежать трудоемкой операции вычисления а
методом последовательных приближений, строят
вспомогательный график апр=/(а), задаваясь
большим или меньшим (в зависимости от
необходимой точности построения графика) числом
произвольно выбранных значений а. Затем,
используя этот график, по найденным из
опыта или иным образом величинам ianp
определяют значения а.
При математическом анализе
теплотехнических характеристик оребренных поверхностей,
номографировании и обработке
экспериментальных данных в ряде случаев необходимо оп-
35

где
а==
зт
пр
[->
4ftf„ 1
/7Ср еСр)
z= в Т\{м*. г/?ад),
Vs?
ъ =
2 1—-f
с = ¦
3(Х8),
D)
E)
пр
2А?
/
1 —¦
-|/"Дэк
вГ/(л2 • г/кк?). F)
BftSOJOS Щ 0,1 0,15 0J
Щ
о»\
0J
ОА
} и
Ж
Ж.
Он
I1 г
Для всех оребренных поверхностей, кроме
44 45 OtSQ,7(?H9& шипов, с постоянной толщиной ребра [2]
(Х8)пр = Х8 + Хп28п5Г/г/;а(?, G)
и правильного много-
для шипов круглого
угольного сечения
(Х8)пр = ХЬ + ХП8П B + -*=-) б7Уг/>аА
(8)
t 2 3 4 5 6 7 8 9 Ю 11
<*мЯт
Номограммы для нахождения вспомогательных
коэффициентов ? и 5» с помощью которых определяется
величина коэффициента у [5].
ределить а непосредственно по величине апр
или & без предварительного построения
вспомогательного графика.
В этой связи автором предлагаются
зависимости, полученные с помощью приближенных
выражений для коэффициентов термической
эффективности и позволяющие вычислять а
по заданной величине аПр.
Когда ?Пр^0,75, определение а для
теплообменников с прямыми, спирально-навивными,
спирально-накатными (но не винтовыми),
круглыми (шайбовыми) и многоугольными
(квадратными) ребрами прямоугольного
профиля, а также с проволочным (шиповым)
оребрением постоянного поперечного сечения
рекомендуется вести по обобщенной формуле
В формулах D—8)
d — наружный диаметр круглой трубы,
несущей оребрание, м;
Аш, ^эк — эквивалентные диаметр и высота
ребер, м;
% — коэффициент теплопроводности
материала ребер при их средней
рабочей температуре, вт/(мх
Хград);
б — толщина ребра или шипа
прямоугольного профиля, причем при
многоугольном сечении шипа
под б понимается удвоенное
значение апофемы, м;
Яп и бп — коэффициент теплопроводности,
вт/(м • град), и средняя
толщина, ж, металлического
антикоррозийного покрытия, например
цинкового;
>р, еСр — усредненные значения
поправочных коэффициентов П, е.
У прямых, спирально-навивных, круглых н
спирально-накатных ребер эквивалентная
высота ребер Лэк равна фактической h, у шипов
hQK=h Y2, у многоугольных ребер
Л,
h5
1 2 \ d
1
: а + b апр +
+
]/"а2 + Bа6 + с)апр
+ ь2*2
пр
вТЦм2
град),
C)
Для шипов и прямых ребер, а также
спирально-навивных с гофрой у основания при
> 0,7 , где ЛГф — высота гофрированной
h
части ребра,
^9 К 1
d ~ '
для круглых и спи-
36

рально-накатных ребер DQK = D, где D —
диаметр, м, кромки круглого ребра, для
многоугольных ребер
А«= 1,145 № .
d \ d Лк
Величина \7) многоугольных ребер
определяется из обобщенного выражения [1]
4) = Ш2-0.01-М 4 X
X
1
/ ^--/0,2+0,1
/ в
S
2
(9)
где А — большая сторона многоугольного
ребра, м;
В — меньшая сторона многоугольного
ребра или сторона квадратного
ребра, м;
s — смещение трубок в трубчато-пла-
стинчатых теплообменниках, м;
s{ — поперечный шаг трубок в трубчато-
пластинчатых теплообменниках при
коридорном, смещенном и
шахматном расположении несущих труб и
продольный шаг рядов труб при
зигзагообразном их расположении, м.
Методы условного разделения пластин труб-
чато-пластинчатых теплообменников на
многоугольные ребра в целях определения А и
В при шахматном и коридорном
расположении несущих труб приведены в работах [2] и
[6], а при зигзагообразном и смещенном — в
работах [1, 7].
Определяя величину Яср, можно
приближенно принимать, что если комплекс
(mh)y;= hyy
2, 5апр Dqk
(*Ъ)пр d
< 0,4
<8,
то для всех типов теплообменников Яср~1
Oh — условная высота ребра, равная
фактической у прямых ребер и поперечно оребренных
труб в тесных пучках или половине просвета
между несущими трубками в живом сечении
трубчато-пластинчатых теплообменников; а —
просвет между ребрами или пластинами).
Если (m/i)y = 0,4-f-l, то для режимов «сухого
теплообмена в теплообменниках с прямыми
гладкими ребрами или тесным коридорным
пучком поперечно оребренных труб, в том
числе в трубчато-пластинчатых,
спирально-навивных и спирально-накатных
воздухоохладителе
лях и калориферах, при — < 5 Пср=0,98 \\
hy
при "^^-т-в Яср = 0,96. Соответственно
в теплообменниках с тесным шахматным пуч-
hy
ком поперечно оребренных труб при — < 5
Яср = 0,985 и при Л=5ч-8 Яср = 0,965.
а
Для трубчато-пластинчатых
теплообменников с поперечными потоку воздуха
гофрированными пластинами, а также при работе
воздухоохладителей в режиме осушения воздуха
с выпадением конденсата можно впредь до
уточнения принимать Яср^1.
Величина еср зависит от способа крепления
ребер к несущей поверхности, соотношения
между ребристой fp и основной FT
поверхностями теплообменника и тепловой нагрузки.
У монолитных с основанием ребер и при
качественной металлизации контакта
(оцинковкой, лужением и т. д.) между ребрами
(пластинами) и несущей поверхностью еср=1. У
воздухоохладителей, работающих в режимах,
сопровождающихся выпадением конденсата,
термическое сопротивление контакта между
основанием ребра и несущей трубой при
наличии воротничков у ребер, по данным [8],
незначительно и поэтому в пределах ?Пр^0,75
можно принимать еср— 1.
Обработку опытных данных и
теплотехнические расчеты для теплообменников с плотно
посаженными на круглые трубки пластинами
(ребрами) в режимах сухого теплообмена
рекомендуется впредь до уточнения проводить
при следующих допущениях: в пределах
— = 5-т-12 при апр<25 еср~1, при апр =
=25-т-50 еср~0,9 и при апр = 50-г-100 еср^0,8;
р
в пределах — = 12-7-20 при апр<15 еср~ 1,
FT
при апр= 15-т-ЗО еср~ 0,9 и при anp=30-f-60
еСр«0,8.
Выражения C—6) могут быть использованы
для различных типов теплообменников, однако
возможность их применения, как указывалось,
ограничена требованием Епр = ЕПе^0,75,
которое практически выполняется для
большинства теплообменников с прямыми, спирально-
навивными, спирально-накатными и круглыми
ребрами.
Поскольку условия работы пластинчатых
воздухоохладителей и калориферов таковы, что
в ряде случаев ?Пр<0,75, предлагаются
зависимости, позволяющие определять а по вели-
37

чине аПр в более широких пределах
приведенного коэффициента термической
эффективности (?пр = 0,48-7-0,96).
При тех же, что и для формул A—9),
обозначениях для трубчато-пластинчатых и
теплообменников с многоугольными ребрами
получим
а = (а + vf вт/(м? • град),
A0)
где
и = у- q + Уя2 + Ръ *вт°'51(м ¦ град0>%
. (П)
v = ]/- Я - V Я2 + Рг вт0>51(м . град°'%
A2)
Я-^Л^^1{м^гра^% A3)
втКм2 ¦ град),
М--
1+-^;A,08Ясреср-
1),
N=0—17
ср &ср
rfx
х/
2 л0,5 / 0,5
ля • град I вт ,
(ХВ)пр
A4)
A5)
A6)
Ф = 0,0168 (—J + 0,183 W -0,175, A7)
\ d /эк W /эк
причем Яср и 8ср определяются в соответствии с
приведенными выше рекомендациями, (Хб)пр —
по формуле G), а (—J — по формуле (9).
В тех случаях, когда поправочные
коэффициенты Яср и 8ср равны или близки к 1,
погрешность формулы C) равна примерно ±2% и
формулы A0) соответственно ±4,5% (в
среднем ±2%). Если Яср или 8ср не равны 1, то
погрешность указанных формул увеличивается
па 1-3%..
С помощью формул C) и A0) в общем
случае определяется не а, а так называемый
эксплуатационный коэффициент теплоотдачи <хэ
[б].
Последний связан с а выражением
втЦм2 • град), A8)
1+абр Я8аг +
где ?р
средний для реористои поверхности
коэффициент влаговыпадения,
представляющий собой коэффициент
увеличения теплообмена вследствие
массоО'бмена и равный отношению
полного теплового потока к потоку
явного тепла [9];
#заг — среднее термическое сопротивление
загрязнения на наружной
поверхности теплообмена, м2-град/вт;
бИн — средняя расчетная толщина слоя
инея, м;
^ин — средний коэффициент
теплопроводности инея, вт/(м-град).
При составлении выражения A8) мы
пренебрегли термическими сопротивлениями
металлического антикоррозийного покрытия на
ребрах и пленки конденсата, которые при
необходимости МОЖНО ЛеГКО ВВеСТИ, СЛОЖИВ ИХ С /?3аг-
Очевидно, что для теплообменников,
работающих в режиме сухого теплообмена и имеющих
незагрязненные теплопередающие поверхности,
аэ=а.
Выводы
Получены приближенные алгебраические
зависимости C—6) и A0—17), позволяющие без
построения вспомогательных графиков
определять конвективный или эксплуатационный
коэффициенты теплоотдачи по известной
величине приведенного коэффициента теплоотдачи
или коэффициента теплопередачи для
теплообменников с различными формами оребрения.
Даны рекомендации по определению
средних значений поправочных коэффициентов на
величину коэффициента термической
эффективности ребра для характерных условий
работы воздухоохладителей и калориферов.
ЛИТЕРАТУРА
1. С а си н В. И. Интенсификация наружного
теплообмена в трубчато-пластинчатых теплообменниках л
их конструктивное совершенствование.
Диссертация. М., 1967.
2. С а с и н В. И. Эффективность ребристой
поверхности пластинчатых воздухоохладителей.
«Холодильная техника», 1965, № 3*
3. С а с и н В. И. Новые работы по теплообмену в
ребристых воздухоохладителях. «Холодильная
техника», 1966, № 12.
4. Б е л о к о н ь Н. И. Транспортное машиностроение.
Научно-технический сборник № 6, Редбюро Транс-
маш, 1936.
5. Komofia H. «Kaltetechnik», 1958, 10. Jg., Nr. 4,
DKV Arbeitsblatt 2—24.
6. Сасин В. И. Расчет оптимального оребрения
теплообменников. Сб. докладов «Кондиционирование
воздуха в промышленных, общественных и жилых
зданиях». Стройиздат, 1965.
7. С а си в В. И. Уточнение методов теплоаэр о
динамического расчета ребристых калориферов и
воздухоохладителей. Сб. «Кондиционирование воздуха»,
№ 27, Стройиздат, 1969.
8. Го гол и н А. А. Осушение воздуха холодильными
машинами. Госторгнздат, 1962.
9. Г ого лин А. А. Кондиционирование воздуха в
мясной промышленности. Изд-во «Пищевая
промышленность», 1967.

Обобщенное уравнение Бенедикта -Вебба- Рубина
для газообразных фреонов и их смесей
Доктор техн. наук, проф. В. Ф. ЧАЙКОВСКИЙ, Ч. Б. ГРАНИК
Одесский технологический институт имени М. В. Ломоносова
621.564
Уравнение состояния Бенедикта—Вебба—
Рубина (В—W—R) позволяет достаточно
точно рассчитать Р, V, Т, ^-зависимость и
термодинамические функции смесей реальных газов
[1,2].
Уравнение В—W—R можно записать в
следующем виде:
p==RT , BoRT—Aq'-CqITq , bRT-a .
V V2 V3
+ _?fL+_?_(! + _
1 ув ' yiJ2 \ ' V2
exp -
v
A)
где Л0, Д>, Co, а, Ь, с, а и у — константы для
индивидуальных веществ.
Бенедикт, Вебб и Рубин предложили метод
определения констант этого уравнения [1], но
в настоящее время в связи с использованием
электронных вычислительных машин
применяется метод наименьших квадратов [3].
Введя параметры
Р
^к.и
RTK
V
pkv
(индекс к обозначает критические значения),
приводим уравнени§ A) к обобщенному виду:
С/ Сг С3 СУ Cf
* = Р9 + 50 6р2 -А; р2 - С' j- + V 6р3-аУ+
ft % Ч
+ (а а)' рб + .-12- A + ту) ехр (- ТП B)
е2
где А'0, Bq, с; а', й', с\ (а а)', Y' —
константы обобщенного уравнения.
Эти величины переводят в константы
уравнения A) по формулам:
А*. — Ас
#о-
С'о-
Вп
сп
r2tI
Рк
RTK
Рк
R2Ti
b' = b
(аа)'
а
Р3Т? '
R2T2 '
Р2
[R31%
pS
— а а. к
RBT%
Р2
R2T2
C)
При вычислении констант обобщенного
уравнения B) по методу наименьших
квадратов задача заключается в такой
аппроксимации, чтобы сумма квадратов отклонений была
минимальной. Для каждого состояния
отклонение определяется как разность между
значением приведенного давления я,
полученным из уравнения B), и соответствующим
экспериментальным значением яэ.
Чтобы определить константы обобщенного
уравнения В—W—R, используем
экспериментальные данные Р—V—Т для фреона-13 в
интервале температур 215°ч-394°К, плотностей
18,46-7-204,10 кг/м3 [4]; для фреон а-22 —
соответственно 193ч-369°К и 0,37—515,5 кг/ж3 [5];
для фреона-144 — 233~418°К и 1,18ч-
674,4 кг/ж3 [6]; для фреона-23 — 222-f-378°K
и 16,20-f-51,56 /сг/ж3 [7].
Весьма подробно изучены
термодинамические свойства фреона-12. В данной работе
выбраны экспериментальные исследования Мак-
харнесса, Эйземана и Мартина [8], а также
Кэлса, Орфео и Меарса [9], которые
охватывают интервал температур от 303 до 426°К и
плотностей от 29,41 до 83,08 /сг/ж3.
В результате аппроксимации массива
экспериментальных данных были получены
следующие значения констант, дающих минимум
абсолютной среднеквадратичной погрешности:
~ С г
-г Ci
Л; = 0,4408985;
В'0 = 0,2393960;
С; = 0,13982510; гГу
а'=—0,02122145; cf
6' = —0,01297906; СЧ
с =0,03303430; С +
(а а)'=0,8617727 • 10~4; < С
Y'=0,06. Cl
Для всех точек вычислялись значения
приведенных давлений по уравнению B) и
сопоставлялись с экспериментальными данными,
подсчитывалась относительная и квадратичная
погрешность, затем определялась средняя от
39

носительная и суммарная квадратичная
погрешность.
Полученные данные сведены в таблицу.
Показатели
Средняя относительная
погрешность по В—W—R,
о/0
То же, по уравнению Бит-
ти—Бриджмена, % . . .
Относительная
погрешность в критической
точке по В— W—R, о/о . . .
То же, по уравнению Бит-
ти—Бриджмена, °/0 . . .
Фреон-22
0,5
2,1
0,6
1,9
Фреон-12
0,7
0,3
0,7
0,5
Фреон-13
0,4
1.0
0,7
0.7
Фреон-23
1,3
0,5
0,8
Фреон-114
0,4
0,5
0,07
0,9
Уайт, Нельсон и Фарнхэм [10] исследовали
сжимаемость на линии насыщения бинарной
смеси, содержащей 75% (весовых) фреона-12
и 25% фреона-22. Для этой смеси
сопоставление экспериментальных и рассчитанных по
уравнению B) значений приведенного
давления выявило среднюю относительную
погрешность, равную 1,6%, несмотря на то, что
уравнение применялось в области, сложной для
аналитического описания.
И. И. Перельштейном [11] определены
давление, объем и температура нескольких
концентраций азеотропной смеси фреона-124 и
фреона-С318 в интервале температур 262—
338°К и плотностей 7,3—68,3 кг/мг. Средняя
При изготовлении и ремонте герметичных
холодильных машин особое внимание
обращается на степень осушки холодильных
масел. В работе [1] рекомендованы следующие
пределы концентрации воды для осушенных
холодильных масел перед зарядкой в машину:
для ХФ-12 8-f-lO-lO-4, ХФ-22 КН-15-10-4
и ХФ-22С 20-f-40-10~4% вес. В связи с этим
предъявляются особые требования к
контролю влажности холодильных масел, который
проводят в заводоких условиях, как прави-
относительная погрешность для этой смеси
составила 1,4%.
Из сопоставления с результатами работы
[12] видно, что точность расчетов по
уравнению В—W—R выше, чем по уравнению Бит-
ти—Бриджмена почти для всех
рассмотренных фреонов.
Найденные константы обобщенного
уравнения В—W—R могут быть использованы и для
расчета термодинамических свойств смесей
холодильных агентов.
ЛИТЕРАТУРА
1. Benedict М., WebbG. В. and Rubin L. С
«J. Chem. Phys.*, 1940, 8.
2. Benedict M., Webb G. B. and Rubin L. С
Ibid, 1942, 10.
3. Op fell I. В., Pings C. I., Sage В. Н. Equations
of State for Hydrocarbons. API. New York, 1959.
4. Albright I. F., Martin I. I. «Ind. Eng. Chem.»,
1952, 44.
5. К л'е ц к и й А. В. «Инженерно-физический журнал»,
1964, № 4.
6. Martin I. I. «J. Chem. Eng. Data», 5, 334, 1960.
7. Hou I. С. «AlCh EZ», 5, 125, 1959.
8. Me Harness R. C, Eisemann B. L, Mar-
t i n I. I. «Refrig. Eng.», 63, 32, 1955. *
9. Kelles L. F., OrfeoS. R. and Mears W. H.
«Refrig. Eng.», 63, 46, 1955.
10. White D., Neil son E., Farnham I.
Thermodynamic and Transport Properties of Gases, Liquids
and Solids.
И. Перелыытейн И. И. Исследование
термодинамических свойств ф-13В1 и азеотропной смеси
ф-124 и ф-С318. Диссертация. Ленинград, 1964.
12. Перельштейн И. И. Исследование
термодинамических свойств холодильных агентов. М., Гос-
торгиздат, 1962.
ло, методом электрического пробоя, несмотря
на то, что диэлектрическая прочность масла
зависит не только от его влажности, но и от
сорта, характера и количества примесей,
температуры и других факторов [2].
Метод электрического пробоя как критерий
влажности масел положен в основу ГОСТа
10612—63 для герметичных холодильных
машин. Масло считается пригодным, если
пробивное напряжение составляет 45 кв при
температуре 25°С и зазоре между электродами
Диэлектрическая прочность масла ХФ-22С
С. Л. ЖУКОБОРСКИЙ, О. А. КОЖЕВНИКОВ, Ю. А. МИХАЛЕЦ
Ленинградский технологический институт холодильной промышленности *
621.892.092
40

2,5 мм. Индивидуальные (свойства масла не
учитькваются. Как показано в работе [3],
условия метода, предусмотренные ГОСТом
10612—63, не могут быть применены для
контроля влажности масла ХФ-12, так как даже
недостаточно осушенное масло не пробивается
при напряжении ниже 50 кв и положительных
температурах, а существующие отечественные
приборы не позволяют проводить испытания
при /более высоком напряжении.
В связи с изложенным представляет
интерес установление зависимости электрического
пробоя холодильного масла ХФ-22С от его
влажности и температуры.
Работу проводили по следующим основным
этапам: изучение (растворимости воды в
масле, разработка метода приготовления масла с
заданной концентрацией воды и исследование
зависимости электрического пробоя масла от
его влажности и температуры.
Растворимость воды в масле. Растворимость
воды в холодильных маслах при обычных
температурах незначительна [4, 5] и определяется
их строением и средним молекулярным весом.
Холодильное масло> ХФ-22С синтетическое,
наиболее гигроскопичное [1].
Изучали растворимость воды ib масле в
интервале температур —10-f- + 50°C методом,
аналогичным описанному в работе [1]. Масло
наливали в кристаллизаторы (толщина слоя
масла 5 см, площадь поверхности,
контактирующей с воздухом, 200 см2). Кристаллизаторы
помещали в эксикаторы, на дне которых
находилась дистиллированная вода. Эксикаторы
устанавливали в термостат, где
поддерживалась температура с точностью ±0,5°С, и
выдерживали до получения постоянного
содержания воды в масле.
Масло перемешивали через каждый час в
течение рабочего дня G раз) мешалкой,
введенной в эксикатор через уплотнительное
устройство. В остальное время суток масло
насыщалось водой без перемешивания.
Для определения времени, за которое
достигается равновесие, проводили опыт с
образцами товарного масла и <масла, осушенного
цеолитами NaA без связующего. Насыщение
водой обоих образцов масла при указанных
условиях и температуре 50°С наступает
примерно через 48 ч (рис. 1), при —10°С — через
5—6 суток.
На рис. 2 приведена зависимость
растворимости воды в маслах от температуры при
100%-ной относительной влажности воздуха.
Растворимость воды в масле ХФ-22С
увеличивается с повышением температуры. Даже в
области низких температур величина
растворимости воды в масле значительно превышает
предельную концентрацию, рекомендованную
в работе [1].
0.5
0.3
о/
/о
1П
\г
д
о
I
9
А
йЛ
о
Я
125
Рис. 1. Скорость насыщения водой холодильного
масла ХФ-22С при температуре 50°С:
1 — товарное масло; 2 — осушенное масло.
Рис. 2. Зависимость растворимости воды в маслах
от температуры при 100%-ной относительной
влажности воздуха:
1 — ХФ-22С; 2 — ХФ-12 [6].
Метод приготовления масла с заданной
концентрацией воды. Такое масло можно готовить
путем насыщения его водой до нужной кон-
41

центрации [3] либо смешением двух образцов
масла, имеющих различную влажность.
Для проверки метода смешения
приготовляли масла с концентрацией воды 200 и
5000 ррМ*, из которых получили несколько
масел с промежуточными концентрациями воды
(величины концентраций рассчитывали
предварительно). Масла тщательно перемешивали в
закрытых сосудах и выдерживали при
комнатной температуре в течение часа, после чего из
них отбирали пробы для анализа на
содержание воды. Определения проводили методом
Фишера. Полученные результаты дают
основание утверждать, что методом смешения
можно пользоваться для приготовления масел с
заданным содержанием воды.
В основной серии опытов было
приготовлено масло ХФ-22С с содержанием воды,
отвечающим максимальному насыщению при
комнатной температуре, и хорошо осушенное
масло. Осушку проводили цеолитами NaA в
статических условиях с перемешиванием
магнитной мешалкой. Цеолиты предварительно
измельчали и просеивали. Зерна диаметром 1—
1,5 мм отбирали и высушивали при 400°С.
Полученная при таком способе наименьшая
концентрация воды в масле ХФ-22С 'составила
100 ррМ. Образцы масла, осушенного до
\6 ррМ, были получены ib условиях
динамической адсорбции на установке ЛСКХО Росторг-
монтажа.
Зависимость электрического пробоя масла
от его влажности и температуры.
Электрический пробой масла ХФ-22С проводили на
специальном высоковольтном аппарате АИИ-70 со
шкалой 50 кв и ценой деления 2 кв. Масло
заливали в стандартную кювету, снабженную
плотно притертой стеклянной крышкой, и
помещали в термостат, где выдерживали до тех
пор, пока температура масла ле становилась
равной температуре термостата.
Подготовленное масло подвергали
электрическому пробою. Отклонение температуры от
желаемой в процессе опытов не превышало
±2°С. Величину напряжения пробоя
определяли как среднеарифметическое из шести
отдельных измерений (отклонения не
превышали 10%), проведенных при одних и тех же
условиях с интервалом 5 мин.
При температурах ниже комнатной
@, —10°С) наружная поверхность кюветы
отпотевала или покрывалась инеем, что могло
повлиять на точность полученных опытных
данных. Однако проверка показала, что
проводимость по наружной поверхности кюветы
не влияет на результат опытов. Об этом же
свидетельствует постоянство показаний пробоя
сухого масла, проведенного при низких
температурах.
Для контроля правильности полученных
зависимостей были поставлены специальные
опыты. Пробу масла помещали в кювету и
выдерживали при —5, 10, 20 и 45°С. При этих
температурах проводили электрический пробой
масла. Найденные величины сопоставляли с
соответствующими величинами на графике
зависимости E=f(t,c), найденной при
выполнении основной серии опытов.
ЕМ
50
W
20
?
\\
V
-WC >
о
\о\\
0°0\
\WC
0,1 0,2
0Л 0,5 0,6 Ln%
Рис. 3. Зависимость напряжения пробоя масла
ХФ-22С от концентрации в нем воды при различных
температурах.
* Частей на миллион, т.
процента.
е. десятитысячных долей
50 t Г
Рис. 4. Зависимость напряжения пробоя от температуры
при различных концентрациях воды в масле ХФ-22С:
? , О, X, А — точки, построенные по рис. 3;
контрольные точки для ррМ: О — 3000, ¦ — 2000, # — 1000.
¦ — 300, А — 200.
42

Как видно из рис. 3 и 4, предельно
насыщенное при температурах 25 и 50°С масло ХФ-22С
пробивается при напряжении ^5 кв. Если
концентрации воды в масле ХФ-22С равны
20—40 • 10~4% вес. [1], величина пробивного
напряжения превышает 50 кв (см. рис. 4).
Характер зависимостей на рис. 3, 4
аналогичен указанным в работе [3] для масла ХФ-12
за исключением того, что для масла ХФ-22С
при концентрации воды 50 • 10_4% пробивное
напряжение превышает 50 кв, а для масла ХФ-12
составляет всего 10—20 кв.
Выводы
Для холодильного масла ХФ-22С условия
проведения испытаний на влажность,
предусмотренные ГОСТом 10612—63, не пригодны.
Для контроля влажности масла ХФ-22С
электрическим пробоем, который наиболее
удобен в заводских условиях, необходима
модернизация метода.
В работе [1] для расчета тепла дыхания,
(физиологического тепла), (выделяемого лри
охлаждении плодов и овощей, приведена
приближенная формула, которая при введении
соответствующего поправочного коэффициента
дает точность, достаточную для практических
целей.
Однако для этого расчета можно
использовать более точную и простую формулу.
В основу расчета так же, как и в статье [1],
положены зависимость тепловыделений плодов
и овощей от температуры [2]
q = qQexp(kt)
и наиболее простой закон охлаждения —
закон регулярного режима
-~- = — m(t — tc).
а %
Количество физиологического тепла,
выделяемого в процессе охлаждения плодов и
овощей от начальной температуры t0 до
конечной tK подсчитывается.по формуле
Надежным методом измерения
концентрации воды в масле ХФ-22С, как и в масле
ХФ-12, является титрование реактивом
Фишера.
ЛИТЕРАТУРА
1. Малкин Л. Ш., Казинец В. И., Жукобор-
ский С. Л. Осушка холодильных масел
синтетическими цеолитами. «Холодильная техника», 1967.
№ 8.
2. «J. Inst. Petrol.», 1958, vol. 44, p. 367.
3. Малкин Л. Ш., Жукобо'рский С. Л.,
Казинец В. И. Исследование зависимости
электрической прочности масла ХФ-12 от влажности и
температуры. «Холодильная техника», 1966, № 10.
4. Тарасенков Д. Н., Положинцева Ё. Н.
О растворимости воды в жидких углеводородах.
«Журнал общей химии», т. 1, вып. 1, 1931.
5. Д е в и с П. Л. Растворимость воды в
углеводородных топливах. Доклад на IV Международном
нефтяном конгрессе, 1955.
6. Малкин Л. Ш., Жукоборский С. Л.,
Казинец В. И. Растворимость воды в смазочном
масле ХФ-12. «Холодильная техника», 1966, № 3.
664.84/85.037.5
к
q0 г exp (kt) dt
и
где q0 — количество тепла, выделяемого
плодами или овощами при 0°С;
т — темп охлаждения;
k — температурный коэффициент скоро
сти дыхания.
Подставив z = t—tc в формулу A), получим:
Q=A?exp(^c)J^?^==
т J z
Шо
__ q0 exp (ktc) p exp (kz) d (kz)
m j kz
шк
где At0 = t0—tc и AtK=tK—tc.
Этот интеграл можно представить в виде
разности двух интегралов, тогда
43
К расчету физиологического тепла, выделяемого при охлаждении
плодов и овощей
Канд. техн. наук И. Г. АЛЯМОВСКИЙ
Ленинградский технологический институт холодильной промышленности

rt«.
Q = За exp (&e)
Г exp (for) d (k,
J <*z)
*)
I CO
-I
exp (kz) d (kz)
(kz)
B)
Определенный интеграл
назы-
Предположим, необходимо узнать, какое
количество физиологического тепла выделится
при охлаждении 1 г яблок, если 4=27°, ^к=5°,
гс = 0°С; Gо=Ю,4 ккал/(т-ч)\ т = 0,0703 \/ч;
fe = 0,0932 1/°C; exp (kt) = l.
В этом случае М4 = 2,516; Шс=0,466. По
таблице определяем, что Ei B,516) =7,154;
Ei @,466) =0,335. Количество выделившегося
тепла дыхания будет равно:
вается интегральной показательной функцией
и обозначается символом Ei(#). Значения этой
функции указаны в таблицах [3], поэтому
использование ее в расчетах не представляет
трудностей.
Таким образом, формулу B) можно
переписать следующим образом:
Q = Я± ехр (ktc) [Ei (k A t0) - Ei (k A tK)]. C)
m
Так как температурный коэффициент
скорости дыхания для многих плодов и овощей
колеблется примерно от 0,06 до 0,16, а интервал
температур при охлаждении составляет 20—
25°С, то для практических расчетов
достаточно знать значения интегральной показательной
функции Ei (х) для 0^x^4,0 [3] (см. таблицу).
Проиллюстрируем способ расчета.
Q = JM. [7,154-0,335]:
х 0,07031 ¦
1010 ккал/т.
По сравнению с величиной 1150 ккал/т,
полученной нами в том же примере иным путем
[4], погрешность составляет не 30—40 [1], а
только 15%.
При расчете по формуле, предложенной в
работе [1], величина Q будет равна 870 ккал/т.
При этом объем вычислительной работы
будет больше, чем при расчете по формуле C).
Таким образом, использование интегральной
показательной функции Ei (х) дает
возможность быстро и точно подсчитать количество
физиологического тепла, выделяемого при
охлаждении плодов и овощей. Эта функция
может быть использована также для
определения величины усушки пищевых продуктов при
холодильной обработке.
X
i о
0,05
0,10
0,15
! 0,20
0,25
1 0,30
I 0,35
0,40
0,50
0,60
0,70
1 0,80
0,90
1,00
Щх)
—со
—0,2368-10
—0,1623-10
—0,1164.10
—0,8218
—0,5425
—0,3027
—0,8943- КГ1
0,1048
0,4542
0,7699
0,1065-10
0,1347-10
0,1623-10
0,1895-10
X
1,10
1,20
1,30
1,40
1,50
1,60
1,70
1,80
1,90
2,00
2,10
2,20
2,30
2,40
2,50
Е1(х)
0,2167-10
0,2442
0,2721-
0,3007
0,3301
0,3605
0,3921
0,4250
0,4594
0,4954
0,5333
0,5733
0,6154
0,6601
10
10
10
10
10
10
10
10
10
10
10
10
-10
0,7074-10
X
2,60
2,70
2,80
2,90
3,00
3,10
3,20
3,30
3,40
3,50
3,60
3,70
1 3,80
1 3,90
4,00
Ei{x)
0,7576-10
0,8110-10
0,8679-10
0,9286-10
0,9934-10
0,1063.102
0,1137-Ю2
0,1216-Ю2
0,130Ы02
0,1392-102
0,149Ы02
0,1596-Ю2
0,1709-Ю2
0,1832-Ю2 |
0,1963-102
ЛИТЕРАТУРА
Ж а д а н В. 3. Расчет физиологического тепла,
выделяемого плодами и овощами при охлаждении.
«Холодильная техника», 1968, № 6.
Алямовский И. Г. Зависимость интенсивности.
дыхания и тепловыделения плодов и овощей от
температуры. «Холодильная техника», 1967, № 6.
3. Таблицы интегральной показательной функции. М..
изд-во АН СССР, 1954.
4. Алямовский И. Г. Определение тепла и
углекислого газа, выделяемых яблоками при
охлаждении и хпянрнии «-Хппппильная техника», 1962. Kv 3.
44

Влияние паров аммиака на качество пищевых продуктов
-при холодильном хранении-
Доктор техн. наук, проф. Н. Л. ГОЛОВКИН, М. П. КУЗЬМИН, Е. И. МИЛЬЦИНА
Ленинградский технологический институт холодильной промышленности
664.8.037.5:621.564.22
При холодильном хранении иногда в
результате нарушения герметичности аммиачных
трубопроводов пищевые продукты
подвергаются воздействию паров аммиака. Для того
чтобы выяснить, влияют ли пары аммиака на
качество продуктов, были проведены
специальные наблюдения над образцами мяса и рыбы,
хранившимися в насыщенной парами аммиака
атмосфере при 0 и —18°С (для получения
более рельефных данных использовалась
повышенная концентрация). Одновременно
контрольные образцы мяса и рыбы хранились в
обычной атмосфере при тех же температурах.
Качественные изменения, происходившие в
образцах, оценивались по изменению
ароматических веществ, которые извлекали из
вареного продукта вакуумной дистилляцией в токе
азота.
На газовом хроматографе ХРОМ-2 был
проведен хроматографический анализ
ароматических веществ мяса. Колонка имела длину
3,7 м, внутренний диаметр 4 мм, температуру
60°С. Наполнителем служил целит 545 (80—
100 мет) с динонилфталатом B0% вес.) в
качестве жидкой фазы. Скорость газа-носителя
42 мл/'мин.
Выделенные ароматические вещества мяса
были разделены на 25 хроматографических
фракций (рис. 1), из которых 11
ориентировочно идентифицированы по индексам
удерживания Ковача: этанол, изобутанол, я-бутанол,
изопропанол, ацетон, диацетил, кротоновый,
изомасляный и изовалериановый альдегиды,
бутил ацетат, метилизовалерат.
Содержание компонентов определяли
методом внутренней нормализации по площадям
хроматографических пиков.
Изменения нескольких компонентов
ароматических веществ образцов мяса, хранившихся
в обычной атмосфере и в парах аммиака при
температуре —18°С, представлены
соответственно на рис. 2, а и б.
Как видно из рис. 2, изменения
ароматических веществ образцов мяса, хранившихся в
атмосфере аммиака, отличаются от тех,
которые происходили в образцах, хранившихся в
обычной атмосфере.
При хранении мяса в обычной атмосфере
содержание высококипящих фракций
уменьшалось, а низкокипящих возрастало. Наибольшие
преобразования компонентов происходили на
80—90 сутки (начало новых качественных
изменений продукта, тесно связанных с
биохимическими процессами, протекающими в
животной ткани).
В образцах мяса, хранившихся в атмосфере
аммиака, те же компоненты изменялись по-
иному. Например, содержание высококипящей
фракции 25 возрастало более чем в 2 раза, в
то время как в обычных условиях хранения
оно непрерывно снижалось.
Суммарное содержание компонентов в
течение исследованного периода хранения
практически было постоянным. Изменения отдельных
весьма лабильных соединений ароматических
Время детентиробания
Рис. 1. Хроматограмма ароматических веществ свежего вареного мяса.
45

45
40
35
30
25
3;
1к
15
10
15
\ 98
<
*20
?0 40 ВО 80 100 120
Продолжительность хранения мяса, сутки
а
I
I
40
35
I
30
25
I 20
Ш
^
15
J
10
\
20
— "¦ ' '" !
—•<?
_J5_
20 40 60 80 100 120
Продолжительность хранения мяса, сутни
Рис. 2. Изменение компонентов 8, 15, 20 в процессе хранения мяса при —18°С:
а — в обычной атмосфере; б — в атмосфере, насыщенной парами аммиака.
веществ при длительном хранении отражались
на качестве продукта, что проявлялось в
изменении запаха, который, как известно,
определяется в основном соотношением
составляющих его компонентов.
В результате органолептической оценки
образцов мяса установлено, что с увеличением
продолжительности хранения в мясе
образовывались желирующие вещества, поэтому
вареное мясо обладало плотной консистенцией,
бульон имел коричневый цвет и запах
горячего студня.
Таким образом, хроматографический анализ
ароматических веществ и органолептическая
оценка мяса показали, что присутствие
аммиака в атмосфере нарушает обычный ход
биохимических процессов, протекающих в продукте
при хранении.
Подтверждением сказанному является
также анализ компонентов ароматических
веществ мяса, подвергшегося до замораживания
воздействию аммиака в результате прорыва
аммиачной системы и хранившегося после
«проветривания» семь месяцев в
промышленных камерах при температуре —18°С. Состав
ароматических веществ этого мяса
соответствовал составу ароматических веществ
опытных образцов, хранившихся 49 дней в
атмосфере аммиака.
Установлено, что аналогичное влияние пары
аммиака оказывают и на ароматические
вещества рыбы.
Результаты экспериментов показали, что пи-
v щевые продукты, подвергшиеся воздействию
паров аммиака, не следует хранить
длительное время даже при отрицательной
температуре, так как в них развиваются процессы,
оказывающие нежелательное влияние на
качество. Однако после непродолжительного
хранения в атмосфере аммиака и соответствующей
обработки продукты имеют
удовлетворительное качество и могут быть реализованы.

ОБМЕН ОПЫТОМ
Заполнение холодильных агрегатов домашних холодильников
фреоном в условиях массового производства
На многих отечественных заводах,
выпускающих домашние холодильники, доза
фреона для каждого холодильного агрегата
регулируется индивидуально. Необходимую
величину заполнения определяют визуально по
обмерзанию поверхности испарителя и
небольшого участка отсасывающей трубки.
Холодильный агрегат работает не менее двух
часов в специальной камере инееобразования
при температуре около 20°С и относительной
влажности не ниже 65%.
Количество фреона, требующееся для
заполнения герметичного холодильного агрегата,
во многом зависит от внутреннего объема
каналов испарителя, проходимости капиллярной
трубки, производительности компрессора и
интенсивности теплопередачи в конденсаторе. В
то же время на практике наблюдается
отклонение ряда параметров холодильных
агрегатов от номинальных, вызванное допусками на
изготовление.
Так, на проходимость капиллярных трубок
с некалиброванной внутренней поверхностью
предусмотрен допуск ±4—5%; внутренний
объем каналов алюминиевых испарителей про-
катно-сварного типа может различаться в
пределах 20%; производительность компрессоров
колеблется в пределах 15%.
При заполнении всех холодильных
агрегатов одинаковым количеством фреона
нестабильность указанных параметров приводит
при работе агрегата в камере
инееобразования ,к неполному обмерзанию поверхности
испарителя или к обмерзанию значительной
части отсасывающей трубки. Поэтому возникает
необходимость в индивидуальной регулировке
дозы фреона для каждого холодильного
агрегата.
Кажущееся неполное заполнение
испарителя наблюдается и в холодильных агрегатах,
заряженных достаточным количеством фрео-
621.565.92
на. Это возникает из-за неисправностей
агрегата или отступления от технологии.
Недостаточная проходимость капиллярной
трубки. В этом случае жидкий фреон
накапливается в конденсаторе, давление в нем
растет и испаритель заполняется неполностью.
Если добавить фреон в холодильный агрегат
до полного обмерзания поверхности
испарителя, то фреон окажется в избытке, что
приведет к еще большему повышению давления в
конденсаторе и снижению холодопроизводи-
тельности. После остановки компрессора
избыток фреона переходит из конденсатора в
испаритель и при следующем пуске компрессора
всасывающий трубопровод заливается
фреоном.
Наличие воздуха в системе холодильного
агрегата. Увеличение концентрации воздуха
у поверхности охлаждения вызывает
уменьшение коэффициента теплоотдачи. Кроме того,
при прохождении фреона в смеси с воздухом
через капиллярную трубку пропускная
способность капиллярной трубки уменьшается, и она
не сможет пропустить требуемое количество
фреона даже под действием возросшего
давления в конденсаторе.
В результате будет казаться, что испаритель
неполностью заполнен. При добавлении
фреона происходит дальнейшее снижение холодо-
производительноети и переполнение
испарителя после остановки компрессора.
Недостаточная холодопроизводительность
компрессора. В этом случае снижается холо-
допроизводителыноеть испарителя вследствие
уменьшения количества циркулирующего
фреона. В испарителе увеличивается перегрев
паров, обмерзание поверхности испарителя
будет неполным.
Неполное обмерзание испарителя
наблюдается также в дефектных агрегатах при
уменьшении проходимости системы в резуль-
47

тате попадания припоя в трубки, закупорки
капиллярной трубки или образования в ней
льда.
Таким образом, в камере инееобразования
при проверке правильности заполнения
необходимо тщательно анализировать работу
каждого холодильного агрегата, чтобы выяснить
истинную причину видимого недозаполнения
или переполнения испарителя и отличить
неисправный холодильный агрегат от агрегата
с неправильной дозой фреона.
На степень обмерзания поверхности
испарителя в камере инееобразования влияют такие
случайные факторы, как колебания
температуры и влажности в камере, длительность
работы холодильного агрегата, перекос
испарителя при подвеске агрегата и др. Поэтому не
исключена возможность, что при
существующем способе контроля правильности
заполнения фреоном годными могут быть признаны
холодильные агрегаты, заполненные
избыточной или недостаточной дозой фреона.
В условиях массового производства все
агрегаты должны заполняться одинаковым
количеством фреона, которое должно быть
подобрано так, чтобы исключить возможность
переполнения или недозаполнения испарителя в
любом агрегате. В этом случае не потребуется
индивидуально регулировать величину
заполнения агрегатов. Неполное или избыточное
обмерзание поверхности испарителя будет
свидетельствовать только о наличии дефектов в
агрегатах или об отклонении от технологии
заполнения фреоном.
Предлагаемая методика определения
оптимальной- величины заполнения — результат
анализа испытаний по определению
зависимости величины заполнения от объема каналов
испарителя, проходимости капиллярной
трубки и производительности компрессора.
Проведенные лабораторией ОКБ испытания
показали, что если определить величину
заполнения холодильного агрегата данной
партии по обмерзанию поверхности испарителя в
камере инееобразования, то она в основном
определяется внутренним объемом каналов
испарителя: при минимальном объеме и
наибольшей производительности компрессора
величина заполнения будет минимальной Gmin, при
максимальном объеме и минимальной
производительности компрессора — максимальной
Gmax- Величина заполнения для всех прочих
возможных вариантов сочетаний испарителей
и компрессоров находится в пределах Gmax-r-
^min-
Колебание внутреннего объема каналов в
партии испарителей приводит к изменению
необходимой для обмерзания испарителя
величины заполнения до 10—12%. Влияние
отклонений производительности компрессора и
проходимости капиллярной трубки в пределах
допуска на величину заполнения, определяемую
по обмерзанию испарителя, сказывается
слабее.
Для промышленной партии холодильных
агрегатов оптимальной дозой будет такое
количество фреона, которое можно заполнить во
все холодильные агрегаты данной партии без
индивидуальной регулировки величины
заполнения.
Предлагаемая методика подбора
оптимальной величины заполнения состоит в
следующем.
Из промышленной партии холодильных
агрегатов выбирают два, ограничивающие все
возможные варианты агрегатов в данной
партии по величине заполнения: А —
холодильный агрегат с максимальным объемом каналов
испарителя и минимальной
производительностью компрессора и Б — холодильный агрегат
с минимальным объемом каналов испарителя
и максимальной производительностью
компрессора.
Для агрегата Б определяют дозу
заполнения по полному обмерзанию поверхности
испарителя и некоторого участка отсасывающей
трубки при условии горизонтальной подвески
испарителя в камере инееобразования при
температуре 17—20°С и влажности не
ниже 65%.
Подобранная величина заполнения будет
оптимальной для всей промышленной партии.
При заливке ее во все остальные холодильные
агрегаты данной промышленной партии
исключается возможность переполнения агрегатов
фреоном.
Предложенная методика проверена в
лабораторных и производственных условиях для
агрегатов холодильника «Бирюса».
Установлено, что в условиях массового производства
оптимальная доза фреона-12, подобранная по
указанной методике, равна 112 г.
При проверке правильности заполнения
агрегатов в камере инееобразования по
описанной выше методике в некоторых агрегатах
обнаруживается неполное обмерзание
поверхности испарителя, т. е. картина видимого
недозаполнения агрегата. Неполное обмерзание
испарителя наблюдается в агрегатах с
максимальным объемом испарителя. Однако
проведенные лабораторией ОКБ испытания
подтвердили целесообразность заполнения
холодильных агрегатов меньшим количеством
фреона A12 г), чем требуется для полного
обмерзания испарителя при работе агрегата в камере
инееобразования A28 г для агрегата А).
'48

ГС
60
ио
80
60
го
г**^^^
^>^
^^:
/1
/ S
ГА
j
^л I l I I I I
7 ГП ¦
/>
Рис. I. Распределение температур по длине трубки
конденсатора: •
а —- при /Окр=20°С и нагрузке на испаритель 100 вт;
б — при /Окр=30°С и нагрузке на испаритель 60 вт;
1 — агрегат А с дозой 128 г; 2 — агрегат А с дозой
112 г; / — расстояние места измерения от входа
фреона в конденсатор вдоль трубки.
Агрегаты А и Б были испытаны на
калориметрическом стенде и в холодильных шкафах.
Холодильный агрегат А заполняли
оптимальной дозой 112 г и необходимой по полному
обмерзанию дозой 128 г.
На рис. 1 и 2 представлены результаты
сравнительных испытаний на калориметрическом
стенде агрегата А с дозой 112 г и 128 г. При
заполнении в агрегат А оптимальной дозы
112 г улучшаются все температурно-энергети-
ческие показатели работы агрегата и
значительно увеличивается его удельная холодопро-
изводительность.
В настоящее время все агрегаты
холодильника «Бирюса» в условиях массового произ-
5
ч
3
2
1
О
-1
-2
800
700
600
00
400
1
\У
vL
/к
/А
/1
/
/
F^2l
k-^Ц
L-^L
l/T
д=«И
Q--606t\
Рис. 2. Зависимость
температуры в геометрическом центре
испарителя tjn (а) и удельной хо-
лодопроизводительности
агрегата Кэ (б) от температуры
окружающего воздуха t окр*
1 — агрегат А с дозой 128 г;
2 — агрегат А с дозой 112 г.
го
25
5
1окр- L
водства заполняются единой оптимальной
дозой фреона без индивидуальной регулировки.
Заполнение производится со стенда,
обеспечивающего постоянную дозу. Правильность
заполнения контролируют по обмерзанию
поверхности зачехленного испарителя (чехол из-
тонкого брезента) при работе агрегата в
течение часа при температуре окружающего
воздуха 26—28°С. Этот способ контроля
надежнее, чем контроль по обмерзанию открытой
поверхности при температуре окружающего
воздуха 17—20°С.
Б. Е. НЕСТЕРЕНКО, М. А. СУШКОВА — ОКБ по
холодильникам.
Упрощенная вентиляторная градирня пленочного типа
На Уральском мясоконсервном комбинате в
течение пяти лет работают две вентиляторные
градирни пленочного типа (см. рисунок)
поверхностью испарения 600 м2 каждая,
построенные силами комбината. Производительность
одной градирни 200 м*/ч воды при подох л аж-
дении ее на 3°С. Градирни установлены над
оросительным прудом.
Каркас изготовлен из дерева. С одной из
боковых сторон каркаса расположена
лестница с площадкой HatReoxv.
621.175.3
Поверхностью охлаждения служат
волнистые гладкие листы шифера, вставленные в
16 кассет по 20 листов в каждую. Кассеты
вдвигают в градирню по специальным
полозьям в стенках каркаса и располагают в два
этажа. Градирня имеет донный выпуск
охлажденной воды (в подобных градирнях может быть
и поверхностный выпуск, через щель).
Распылительная и улавливающая установки
такие же, как и в типовых градирнях. Для
чистки распылителей предусмотрен лаз.
49

Упрощенная вентиляторная градирня пленочного типа.
то
тт
^ВМШМШ&ХЯ&Ж^^ '
В нижней части градирни расположены
направляющие плоскости для воздуха и
центральная перегородка для его лучшего
распределения, а также четыре осевых вентилятора
06—320 № 8.
Экономический эффект от эксплуатации
градирни — 3600 руб. в год.
В. А. СТЕЦЮК
Луганский распределительный
холодильник
Отвечаем на письма читателей
О льготном пенсионном обеспечении машинистов
холодильных установок
В редакцию журнала «Холодильная
техника» поступает много писем, в которых
читатели просят сообщить о порядке льготного
пенсионного обеспечения машинистов
холодильных установок.
Редакция обратилась в Управление
государственных пенсий и пособий Министерства
социального обеспечения РСФСР с просьбой
дать соответствующие разъяснения.
Приводим эти разъяснения.
В соответствии со Спискам № 2 (раздел
XXXII) правом на льготное пенсионное
обеспечение пользуются только машинисты
(мотористы, компрессорщики), обслуживающие
аммиачные холодильные установки в
промышленности, на транспорте, и машинисты
компрессорных цехов распределительных
холодильников и хладокомбинатов системы
государственной торговли.
Льготное пенсионное обеспечение
предоставляется мужчинам по достижении 55-летнего
возраста при 25-летнем общем стаже, из
которых не менее 12,5 лет должно приходиться
на работу в качестве машиниста аммиачных
холодильных установок; для женщин — по
достижении 50-летнего возраста при 20-летнем
общем стаже, из которых не менее 10 лет
приходится на работу в качестве машиниста
аммиачных холодильных установок.
Машинисты аммиачных холодильных
установок торговых баз отделов рабочего
снабжения (ОРСов) и холодильников
потребительской кооперации права на льготное
пенсионное обеспечение не имеют.
Слесари, занятые ремонтом аммиачного
холодильного оборудования, ib списки на
льготное обеспечение не включены.
м. г. дик
'50

ХРОНИКА
53-я ежегодная сессия Международной
молочной федерации в Москве
В Москве 10—19 июня 1969 г.
проходила 53-я сессия Генеральной
ассамблеи Международной молочной
федерации (ММФ), в работе
которой приняли участие представители
26 стран—членов ММФ, (Наблюдатели
из 8 стран (не входящих в состав
федерации) и 6 международных
организаций.
Всего в работе сессии участвовало
740 человек, в. том числе 400
работников молочной промышленности СССР,
64 представителя из стран народной
демократии и 276 — из
капиталистических стран.
Участниками сессии были
руководители национальных комитетов по
молочному делу, видные ученые,
занимающиеся (разработкой научных,
технических и экономических проблем
в области производства и
переработки (молока, руководители и
специалисты промышленных объединений и
предприятий, представители научно-
исследовательских институтов и
учебных заведений, .руководящие
работники .ряда министерств и ведомств.
Работой сессии руководил
Исполком Международной молочной
федерации, ее президент сэр Ричард Тре-
хейн (Англия), президент научной
комиссии проф. Казалие (Франция) и
генеральный секретарь Ста ал
(Бельгия) .
С большим вниманием и
удовлетворением встретили участники сессии
направленное в их адрес приветствие
Председателя Совета Министров
СССР А. Н. Косыгина (текст
приветствия публикуется на стр. 1
настоящего номера журнала), которое
огласил министр мясной и молочной
промышленности СССР С. Ф. Антонов,
принявший активное участие в
работе сессии.
Сессия заслушала 92 доклада
советских и иностранных ученых и
специалистов по механизации и
автоматизации производственных процессов
в молочной промышленности,
совершенствованию технологии, улучшению
ассортимента, повышению качества
и питательных свойств молока и
молочных продуктов. Сессия обсудила
также перспективы развития
молочной промышленности в различных
странах, вопросы расширения
научных ;и экономических исследований в
области молочного дела, научной
организации труда, подготовки кадров и
приняла соответствующие
рекомендации.
Большой интерес у участников
сессии вызвали доклады и выступления
советских ученых (профессоров
Покровского, Суркова, Давыдова,
Лапшина, Диланяна и др.), которые
осветили достижения отечественной
науки и техники в области производства
и переработки молока.
Много полезного узнали советские
специалисты из докладов зарубежных
ученых. Их опыт и исследования
будут использованы в практике работы
предприятий и при разработке
проблем научно-технического прогресса
в молочной промышленности.
Сессия рассмотрела также ряд ор-
ганизационно-техничеоких вопросов и
определила направления
деятельности Международной молочной
федерации на ближайший период.
В процессе работы сессии и
особенно на заключительном пленарном
заседании президент ММФ Р. Тре-
хейн и многие участники сессии
дали высокую оценку проведенной
Национальным комитетом СССР по
молочному делу работе по подготовке
и проведению заседаний сессии и
рабочих комиссий. Участники сессии
посетили ВДНХ, некоторые предприятия
молочной промышленности, совхозы и
научно-исследовательские институты.
3-й Всесоюзный семинар по надежности
малых холодильных машин
Вопросы повышения (надежности
малых холодильных машин
приобретают в настоящее время особую
актуальность в связи с предстоящим в
ближайшие годы в Советском Союзе
расширением производства малых
холодильных машин торгового типа до
1 млн. и домашних холодильников
свыше 5 млн. шт. в год.
В .мае 1969 г. в Ленинградском
технологическом институте холодильной
промышленности состоялся 3-й
Всесоюзный семинар по надежности
малых холодильных машин, на котором
присутствовали представители 45
организаций, в том числе заводов,
выпускающих малые холодильные
машины, конструкторских бюро, ремонт-
но-монтажных комбинатов, научно-
исследовательских, проектных и
учебных институтов.
На семинаре были обсуждены
сообщения о следующих работах ряда
организаций о проведенных ими
исследованиях в области повышения
надежности малых холодильных машин:
создание более надежных
конструкций малых холодильных машин
(Xарьковское опытно-конструкторское
бюро холодильных машин, рижский
завод ^Компрессор», Ленинградский
технологический институт
холодильной промышленности);
экспериментальное исследование
износостойкости малых компрессоров
(Всесоюз ный на учно-и сел ед о вател ь -
ский институт холодильной
промышленности, Рижский политехнический
институт);
анализ статистических данных о
надежности (некоторых типов малых
холодильных машин (Московский и
Ленинградский специализированные
комбинаты холодильного оборудования,
Московский техникум общественного
питания);
разработка классификатора и
способов учета отказов малых
холодильных машин, исследование методов
контроля влаги и осушки
герметичных машин (Ленинградский техноло-
51

гический -институт холодильной
промышленности, Ленинградский
специализированный комбинат холодильно-
, го оборудования).
В решениях семинара указаны
следующие основные 'Направления
дальнейшего развития исследовательских
работ в области повышения
надежности .малых холодильных машин:
организация сбора и обработки
статистических данных об
эксплуатационной надежности малых
холодильных машин;
изучение природы отказов,
разработка .методики проведения
ускоренных испытаний;
улучшение конструкций машин,
технологии изготовления, материалов
и комплектующих изделий;
научная организация труда в
системе обслуживания и ремонта,
определение экономической эффективности
повышения надежности.
К важнейшим организационным
мероприятиям по повышению
надежности герметичных агрегатов относятся:
организация производства
специальных вентиляторных
электродвигателей для холодильных агрегатов;
представление за
водам-изготовителям рекламаций на все выходящие из
строя из-за дефектов изготовления
малые холодильные машины.
На семинаре принят предложенный
ЛСКХО и ЛТИХП примерный
классификатор отказов малых
холодильных машин. Опыт применения этого
классификатора будет обсужден на
следующем семинаре.
Международная выставка «Автоматизация-69»
Широкое внедрение автоматизации
во все отрасли народного хозяйства,
развитие приборостроительной про>-
мышленности являются характерными
чертами совремеиного технического
прогресса. Современным средствам
автоматизации производственных
процессов была посвящена состоявшаяся
с 14 по 28 мая с. г. в Москве в парке
«Сокольники» Международная вы-
ставка «Автом атизаци я-69».
Широкая и многообразная тематика
выставки обусловила тот большой
интерес, который проявили к ней
зарубежные деловые круги. Около 670
фирм и организаций из 23 стран
продемонстрировали свою продукцию.
Одна, из самых больших и
многогранных экспозиций принадлежала
Советскому Союзу.
Предприятия и организации 40
министерств и ведомств почти всех
союзных республик демонстрировали
около 1500 экспонатов.
Советская экспозиция состояла из
трех основных разделов:
— современные
автоматизированные системы управления;
— приборы и средства
автоматизации, вычислительная техника;
— прогрессивное технологическое
оборудование.
Широко экспонировались
современные электроизмерительные приборы,
испытательные машины, -приборы для
научных исследований, электронные
микроскопы, приборы для
исследования структуры и состава веществ,
хроматографы, масс-спектрометры и др.
Среди зарубежных участников
особенно широко были представлены
фирмы и организации
социалистических стран — ГДР, Чехословакии,
Польши, Румынии, Венгрии,
Болгарии, Югославии.
Интересную экспозицию показала
Г ерм а иск а я Д ем окр ати чес к а я Р е сну б -
лика. Внимание посетителей
неизменно привлекала универсальная система
приборов и устройств для сбора,
передачи и обработки информации для
автом атизании технологических
процессов (УРСАМАТ) и другие экспонаты.
Около 40 предприятий
Чехословацкой Социалистической Республики, в
том числе такие известные
предприятия, как «Тесла», заводы «ЧКД—Дук-
ла» , «Ковохуте—Прага», показали
новинки своего производства под
лозунгом «Чехословакия и
автоматизация».
Польская Народная Республика
демонстрировала разнообразную пнев-
гматическую автоматику, применяемую
в химической,
нефтеперерабатывающей и пищевой промышленности.
Народная Республика Болгария
подготовила к осмотру разнообразную
радиоизмерительную аппаратуру,
точные приборы, отличающиеся широкой
сферой применения во многих
отраслях производства.
К сожалению, на выставке не
была представлена продукция фирм и
предприятий, специализирующихся на
выпуске приборов и средств
автоматизации для холодильных
установок.
Международная выставка
«Автоматизация^» позволила установить
деловые контакты между
представителями стран—участниц и в
значительной мере способствовала развитию
торговли на взаимовыгодной основе.
Николай Григорьевич
Савиновский
17 мая 1969 г. после непродолжительной болезни в
возрасте 69 лет скончался бывший руководитель
лаборатории технологии мороженого ВНИХИ, член КПСС,
кандидат технических наук Николай Григорьевич
Савиновский.
Получив после окончания в 1922 г. Вятского
вечернего сельскохозяйственного техникума квалификацию
агронома, Николай Григорьевич работал инспектором
Государственной хлебной инспекции Вятского губпродко-
ма, а затем инструктором сельскохозяйственной
кооперации. С 1930 по 1934 г. он учился в Вологодском мо-
лочно-хозяйственном института. После окончания
института Н. Г. Савиновский работал
инженером-диспетчером, затем главным инженером в Горьковском тресте
Главмолоко, а переехав в 1938 г. в Москву, —
инженером-диспетчером Росглавмолоко, начальником
технического отдела «Главмороженое», начальником цеха
московского молочного комбината им. Горького, старшим
инженером Главмолоко Министерства мясной и
молочной промышленности СССР.
С 1947 г. Николай Григорьевич — старший научный
сотрудник ВНИХИ, а с 1952 г. — руководитель
лаборатории технологии мороженого. В 1951 г. им была
защищена кандидатская диссертация.
За время работы во ВНИХИ Н. Г. Савиновский
выполнил ряд научно-исследовательских работ, нашедших
внедрение в промышленности. Его статьи неоднократно
публиковались в журнале «Холодильная техника».
С 1963 г. Николай Григорьевич находился на
пенсии.
За многолетнюю трудовую деятельность Н. Г.
Савиновский был награжден медалями «За оборону
Москвы», «За доблестный труд в Великой Отечественной
войне 1941—1945 гг.» и значком «Отличник Министерства
мяснбй и молочной промышленности СССР».
Светлая память о Николае Григорьевиче Савинов-
ском надолго сохранится в памяти тех, кто его знал.
52

— НОВЫЕ —
ИЗОБРЕТЕНИЯ
Класс 17 а, 1/01 МПК F 25 b
№ 216023 A095478/24-6 от 6 августа 1966 г.)
Авторы изобретения Л. Ф. Г и р ш и к, И. X. 3 е-
л и к о в с к и й, М. П. С л а в у ц к и й, В. 3. X е й ф е ц,
И. Н. Шварц, Д. М. Иоффе, В. А.
Тихомиров и В. Б. Якобсон
Заявители Всесоюзный научно-исследовательский
институт холодильной пормышленности и Харьковский
завод холодильных машин.
Холодильный агрегат
Холодильный агрегат, содержащий компрессор со
встроенным электродвигателем, широколопастный
вентилятор для обдува компрессора воздухом и конденсатор,
отличающийся тем, что с целью повышения
экономичности агрегата широколопастный вентилятор установлен
в диффузоре, герметично укрепленном на конденсаторе.
.Класс 17 а, 1/01 МПК F 25Ь
№ 220279 A108096/24-6 от 18 октября 1966 г.)
Авторы изобретения В. С. Мартыновский,
«Л. Ф. Бондаренко, Л. 3. Мельцер,
Ю. Д. Навроцки и, А. А. Ш м ы г л я
Заявитель Одесский технологический институт
пищевой и холодильной промышленности
Газовая холодильная машина
Газовая холодильная машина, содержащая
компрессор для сжатия газа и детандер для его охлаждения,
размещенные на одном валу, контактные регенераторы
тепла с циркулирующим промежуточным жидким
теплоносителем, теплообменник для отвода теплоты
сжатия газа и холодильную камеру, отличающаяся тем,
что с целью снижения металлоемкости теплообменник
и холодильная камера включены в контур циркуляции
промежуточного теплоносителя.
Класс 17 Ь, 4/01 МПК F 25с
№ 220281 (927275/29-44 от 27 октября 1964 г.)
Авторы изобретения И. М. Гуськов и А. В. Ми-
т и н
Заявитель Государственный всесоюзный
проектный институт по проектированию и механизации
производства
Рабочий орган машины для разработки ледяных
бунтов и транспортировки ледяных блоков
1. Рабочий орган машины для разработки ледяных
бунтов и транспортировки ледяных блоков, содержащий
дисковые горизонтальные и вертикальную пилы и
подборщики, отличающийся тем, что с целью отвода
ледяных блоков из зоны резания каждый из подборщиков
выполнен в виде имеющего клиновой нож лотка с
вертикальными стенками и прямым днищем,
установленным шарнирно.
2. Рабочий орган по п. 1, отличающийся тем, что
каждый из лотков монтирован с возможностью
перемещения в горизонтальных направляющих.
3. Рабочий орган по п. 2, отличающийся тем, что
клиновой ноле каждого лотка прилегает к дисковой
вертикальной пиле и установлен с возможностью
перемещения вместе с лотком.
Класс 17Ь, 6/04 МПК F 25с
№ 220282 A135733/28-13 от 24 февраля 1967 г.)
Авторы изобретения Ю. А. О л е н е в, В. Н. Фа в-
стова и Н. Н. Фильчакова
Заявители Всесоюзный
научно-исследовательский ^институт холодильной промышленности и
Всесоюзный научно-исследовательский институт молочной
промышленности
Способ производства сухих смесей для мороженого
Способ производства сухих. смесей для мороженого
из молока, сахара и других рецептурных компонентов,
включающих стабилизатор, путем пастеризации смеси,
ее сгущения, гомогенизации и последующей сушки,
отличающийся тем, что с целью предотвращения караме-
лизации сахара и повышения растворимости смеси в
качестве стабилизатора используют 5%-ный раствор
модифицированного желирующего крахмала в молоке,
который вносят перед сушкой в сгущенную смесь, и
одновременно с раствором крахмала вводят все
рецептурное количество сахара.
Класс 17 f, 5/03 МПК F 25h
№ 220285 A156560/24-6 от 11 мая 1967 г.)
О. А. С е р г е е в, И. К. С а в и ц к и й и И. С. Бел-
к о в с к и й
Каркас воздухоохладителя
Каркас воздухоохладителя, например, для
холодильных установок, содержащий боковые стойки с
овальными отверстиями для трубчатых змеевиков,
отличающийся тем, что с целью уменьшения трудоемкости из-
53

готовления в овальных отверстиях одной из стоек
установлены штампованные пластины П-образного
профиля с фланцем, имеющим уплотнительную канавку, и
высадкой с отбортованными кромками для крепления
пластины к стойке.
Класс 17 с, 4/10 МПК F 26 d
№ 213904 A100441/28-13 от 2 сентября 1966 г.)
А. И. Азаров
Уплотнительная прокладка
Уплотнительная прокладка, например к двери
домашнего холодильника, выполненная в виде
соединенных между собой упругой верхней полки, средней
полки, декоративно прикрывающей места крепления уплот-
нительной прокладки на двери, и нижней полки,
верхняя поверхность которой для удобства крепления
плоская, отличающаяся тем, что. с целью возможности
регулирования высоты и обеспечения при этом плотного
прилегания уплотнительной прокладки к холодильному
шкафу, нижняя поверхность нижней полки выполнена
в виде арки, высота которой соответствует
необходимому диапазону регулирования.
Класс 17 а, 4/03 . МПК F 25Ь
№ 222405 A121335/24-6 от 19 декабря 1966 г.).
А. Д. Малярчиков, Г. И. Черняк,
А. Ф. Надточаев и А. М. Ласунова
Установка для контроля рабочих параметров
компрессора бытовых холодильников
Установка для контроля рабочих параметров
компрессора бытовых холодильников, например
производительности и мощности, содержащая подключенные к
компрессору ресивер, расходомер и систему смазки,
отличающаяся тем, что с целью обеспечения надежности
работы компрессора на трубопроводах системы смазки
установлены дозаторы масла с поплавковыми
датчиками индуктивного типа, электрически связанные с
регистрирующим прибором, и золотниковые распределители,
срабатывающие от реле времени на отключение
дозаторов и включение дренажа.
Класс 17 а, 1/01 МПК F 25Ь
№ 223103 (П25528/23-26 от 11 января 1967 г.)
Авторы изобретения А. П. К л и м е н к о, Б. Г. Б е р-
г о, А. И. Пятничко, О. В. Калашников,
С. И. Красноокий и В. С. Шевчук
Заявитель Институт газа АН Украинской ССР
Холодильная установка
Холодильная установка, включающая компрессор,
конденсатор, отделитель жидкости, систему испарителей
и теплообменников, использующая в качестве
холодильного агента бинарную смесь для получения
холода на разных температурных уровнях, отличающаяся
тем, что с целью упрощения разделения смеси
хладагентов до необходимых концентраций после отделителя
жидкости установлена конденсационно-испарительная
колонна.
Класс 17 а, 12 МПК F 25Ь
№ 223105 A118347/23-26 от 10 декабря 1966 г.)
Э. Г. Айнбиндер, А. Т. Балабанова,
А. И. Батманов, И. Н. Го си с, В. Т. Грицак,
О. А. Крем не в, В. О. Куликов, Г. В.
Курило в, Л. С. Неустроев, Ф. А. Овенко и
Г. М. Лившиц
Способ регенерации раствора в генераторе
абсорбционной бромистолитиевой холодильной установки
Способ регенерации раствора в генераторе
абсорбционной бромистолитиевой установки, заключающийся
в нагревании и испарении раствора, отличающийся тем,
что с целью уменьшения солеотложения на греющей
поверхности генератора раствор нагревают под
повышенным давлением, дросселируют, переводя его в
перегретое состояние, и испаряют.
Вниманию
читателей!
54
В 1969 г. выйдет в свет и поступит в продажу книга Рубиновича Л. Д.
Изготовление и монтаж трубопроводов и охлаждающих приборов холодильных установок.
Изд. 2-е, 20 л. т. 15000, ц. 80 коп.
В книге изложены современные методы изготовления и монтажа аммиачных,
фреоновых, рассольных и водяных трубопроводов холодильных установок, охлаждающих
батарей и воздухоохладителей. Особое внимание уделено организации работ
прогрессивными индустриальными методами с централизованной заготовкой узлов и деталей
в механических мастерских. Рассмотрены практические приемы выполнения работ,
а также используемое при этом оборудование и приспособления, в том числе такое,
которое может быть изготовлено на тесте монтажа. Приведены краткие данные о
материалах, оборудовании и инструменте, применяемых при изготовлении и монтаже
трубопроводов и охлаждающих приборов, и даны указания по основным правилам
техники безопасности.
Книга предназначена для производителей работ, мастеров, бригадиров и
слесарей, занятых монтажом холодильных установок, а также может быть полезна
механикам и машинистам холодильных установок, участвующим в монтаже новых и
реконструкции и ремонте действующих установок.
Предварительные заказы (без денежных переводов) следует направлять местным
книготоргам и книжным магазинам.

= новости =
ИНОСТРАННОЙ
== ТЕХНИКИ =
Кондиционирование воздуха в сверхзвуковом
лайнере «Конкорд»
628.84
Появление сверхзвуковых пассажирских самолетов
в гражданской авиации привело к изменениям в
системах кондиционирования воздуха. В сверхзвуковом
режиме нагрев внешних поверхностей самолета от
аэродинамического трения достигает 130°С на крыльях и
118°С у фюзеляжа, что вызывает необходимость в
охлаждении кабины и салонов в отличие от нагрева в
обычных пассажирских самолетах.
Сверхзвуковой лайнер «Конкорд» (скорость
2660 км/ч, рассчитан на 144 пассажира) снабжен
системой кондиционирования воздуха (см. рисунок),
которая позволяет поддерживать температуру от 15 до 30°С.
В целях безопасности и надежности устроено четыре
раздельные взаимозаменяемые системы
кондиционирования, одна из которых обслуживает кабину летчиков,
а остальные — пассажирские салоны. Каждая система
связана со своим двигателем и обеспечивает
соответствующие температуру и аэродинамические условия.
Общий расход воздуха 4950 кг/ч.
Во время полета система кондиционирования
получает воздух высокого давления с температурой 580°С
от двигателя лайнера. Воздух проходит через редукци-
онно-предохранительный клапан и клапан постоянства
расхода. Охлаждение воздуха до 200°С происходит в
первичном воздухо-воздушном теплообменнике,
расположенном в потоке наружного воздуха. Требуемая
температура поддерживается изменением расхода воздуха,
проходящего через охладитель, при помощи
трехходового клапана.
После охлаждения и очистки в фильтре воздух
поступает в турбокомпрессор установки
кондиционирования. Сжатый воздух охлаждается во вторичном
воздухо-воздушном теплообменнике до 190°С и перед
конечным расширением 'и охлаждением в турбине
установки охлаждается в топливно-воздушном
теплообменнике до 87°С, при этом температура поступающего в
двигатель топлива повышается до 75°С. В топливно-
воздушном теплообменнике исключен непосредственный
контакт воздуха и топлива. Температура в конце
процесса в турбине может достигать —25°С. Требуемая
температура приточного воздуха поддерживается
соответствующим смешением холодного и горячего потоков.
При недостаточном давлении набегающего потока в
дозвуковом режиме охлаждающий воздух в воздухо-
воздушных теплообменниках движется при помощи
эжекторов, работающих от компрессора двигателя. На
стоянке, когда двигатель не работает, приточный
воздух подается от передвижных аэродромных
кондиционеров.
!
/ 1 ' ' W Г
/ Г~л
/ L
1 / / »'
If (zA
Гт "
1 8Д-
ЛЬ
ДЗ
\у\—°§
ю
1 /о
\1 * [
/3 | 12
Принципиальная схема кондиционирования воздуха:
/ — штуцер для подачи воздуха от двигателя; 2 — ре-
дукционно-предохранительный клапан; 3 — клапан
постоянства расхода; 4—трехходовой клапан; 5—фильтр;
6, 7 — первичный и вторичный воздухо-воздушные
теплообменники; 8 — турбокомпрессорная установка
кондиционирования воздуха; 9 — топливно-воздушный
теплообменник; 10 — регулятор температуры; 11 —
распределительный трубопровод; 12 — штуцер для
присоединения к аэродромному кондиционеру; 13 — устройство
для забора наружного воздуха; 14 — эжектор.
Приточный воздух поступает в салоны через систему
распределительных трубопроводов, проложенных в
пространстве под полом и в обшивке ограждения и
раздающих воздуховодов, прокладываемых мад полками для
головных уборов. Истечение воздуха происходит через
ряд мелких сопел. Имеется общесалонная и
индивидуальная подача воздуха. Часть отработанного воздуха
удаляется через потолочные панели и используется для
охлаждения электрической и электронной аппаратуры,
а другая часть удаляется снизу и используется для
охлаждения пространства под полом. Приток воздуха
в кухни и туалеты осуществляется от общей системы,
а удаление — непосредственно в атмосферу.
Предусмотрено обдувание окон приточным воздухом
для снижения температуры на их поверхности до 30°С.
Максимальная температура притока в дозвуковом
режиме может достигать 49°С и минимальная в
сверхзвуковом режиме 0°С. Температура внутренних
поверхностей не превышает 29°С и не опускается ниже 18°С.
G. H. Gregory. «The INVE J.», 1968, vol. 33,
december.
Канд. техн. наук А. Я. НОСОВИЦКИЙ
55

Механические осушители с регулируемым
нагревом воздуха
628.84
Применение различных химических веществ
(сорбентов) для осушения воздуха при кондиционировании,
хотя и позволяет получить низкие значения
относительной влажности, однако дорого и сопряжено с
неудобствами, возникающими при регенерации химического
вещества. Более дешевый и простой метод — осушение
воздуха механическими осушителями (холодильной
машиной, работающей по принципу теплового насоса).
Температура выходящего из осушителя воздуха (она
выше, чем в помещении, вследствие того, что тепловая
нагрузка конденсатора больше тепловой нагрузки
испарителя) регулированию не поддается.
Фермой «Денко Миллер» (Великобритания)
разработаны механические осушители с регулируемым нагревом
воздуха, монтируемые на раме. Фирма выпускает
несколько модификаций осушителей производительностью
от 85 до 8500 мг/ч по воздуху.
Осушители комплектуются из типовых элементов
холодильных машин. Аппараты работают на
трехфазном токе и могут обслуживать объекты, где имеются
дренажные коммуникации.
Схема механического осушителя с регулируемым
нагревом воздуха показана на рис. 1.
Отличительная особенность механических
осушителей фирмы «Денко Миллер» — наличие наряду с
воздушным конденсатором конденсатора с водяным
охлаждением. Поток сжатого холодильного агента после
частичного охлаждения в регенеративном
теплообменнике, установленном на всасывающей стороне
компрессора и служащем для перегрева всасываемого пара,
разветвляется на два, один иг которых направляется в
конденсатор с водяным, а другой — в конденсатор с
воздушным охлаждением. Количество агента,
поступающего в аппараты, регулируется автоматически водой,
пропускаемой через конденсатор с водяным
охлаждением и поглощающей 'излишки таплопроизводитель-
ности.
Механический осушитель работает по следующей
схеме. Осушаемый воздух вначале проходит через
воздухоохладитель. Выделившаяся на его поверхности в
процессе охлаждения влага отводится в канализацию.
Затем охлажденный воздух (низкой относительной
влажности проходит через конденсатор, где ему передается
скрытое тепло конденсации холодильного агента.
Подогретый воздух распределяется в кондиционируемом
помещении.
Осушители оснащены автоматическими устройствами
для оттаивания инея в охлаждающем змеевике, когда
они работают при отрицательных температурах
поверхности испарителя.
Экономичность эксплуатации достигается полной
автоматизацией аппарата. При работе в закрытых
помещениях экономится также электроэнергия.
На рис. 2 показан механический осушитель
производительностью по воздуху 8500 м3/ч, предназначенный
осушать туннели для подвода проточной воды в
электрических гидрогенераторах (при осмотрах и ремонтных
работах).
Монтаж на раме позволяет передвигать установку
от туннеля к туннелю. *
Рис. 1. Схема механического осушителя с регулируемым нагревом воздуха:
/ — фильтр; 2 — испаритель (воздухоохладитель); 3 — конденсатор с воздушным
охлаждением; 4 — двухступенчатый осевой вентилятор; 5 — электронагреватели; 6 — компрессор; 7—
маслоотделитель; 8 — теплообменник; 9 — конденсатор с водяным охлаждением; 10 — ресивер;
// — терморегулирующий вентиль; 12 — соленоидный вентиль; 13 — водорегулирующий
вентиль; 14 — смотровое стекло.
56

Такой осушитель работал в летний период при
температуре входящего воздуха 2 ГС и относительной
влажности 85%; температура воздуха на выходе из
воздухоохладителя была 7,2°С при температуре
охлаждающей поверхности 5,8°С. Последняя была выбрана
такой, чтобы предотвратить обмерзание змеевика при
нормальных пусковых условиях. Повышение
температуры воздуха после выхода из воздухоохладителя до
32°С снижало относительную влажность до 20%.
Осушающая способность осушителя 72 л/ч воды.
Эксплуатация осушителя существенно ускорила
процесс осушения туннелей.
Механические осушители с регулируемым нагревом
воздуха могут найти применение на предприятиях
пищевой промышленности, при строительстве атомных
реакторов, на складах для хранения лесоматериалов
и т. д.
Рис. 2. Механический осушитель
производительностью по воздуху 8500 м3/ч.
A. S. Miller. «Mod. Refrig. and Air Cond.», 1968,
vol. 71, No. 840.
H. Я. БАРУЛИН
При подготовке статей для журнала «ХОЛОДИЛЬНАЯ ТЕХНИКА»
руководствоваться следующими правилами.
необходимо
1. Статьи печатаются на пишущей машинке на одной стороне листа через два
интервала и направляются в редакцию в двух экземплярах,
2. Размер статей для основного раздела не должен превышать 10 стр., для разделов
«Обмен опытом», «Консультация» — 7 стр. машинописного текста, число рисунков не
должно быть более пяти.
3. Формулы вписываются в статью разборчиво, с указанием прописных и строчных
букв и с обводкой красным карандашом букв греческого алфавита и синим
карандашом — латинского алфавита,
4. В списке литературы к статье приводятся: фамилия и инициалы автора,
название книги, статьи, реферата, диссертации, а также издательство, год издания (или
название журнала, год выпуска и номер). Ссылки на литературу необходимо давать
в тексте по порядку номеров.
5. Рисунки и фотографии к статье прилагаются в двух экземплярах. Чертежи и
схемы выполняются четко карандашом или тушью, согласно правилам черчения.
Представляемые светокопии должны быть ясными. Допустимый наибольший размер
чертежа 203x288 мм,
Подрисуночные подписи печатаются на отдельной странице и прилагаются к статье.
6. Одновременно со статьей необходимо представлять реферат. В нем излагается
существо статьи, приводятся данные о характере работы и основные ее результаты.
Таблицы, графики, схемы, цифровые данные и т. д. допустимы лишь в том случае, если
обобщают материал статьи и сокращают текст реферата. Формулы приводятся только
тогда, когда они необходимы для понимания реферата, при этом изменение принятых
в статье обозначений не допускается. Объем реферата не должен превышать 3/4
страницы машинописного текста, отпечатанного через два интервала.
7. Представляемая в редакцию статья должна быть подписана автором.
Статьи просьба направлять по адресу: Москва, И-434, ул. Костякова, 12. Редакция
журнала «Холодильная техника».
К сведению
авторов*
57

СПРАВОЧНЫЙ ОТАЕА
Компрессоры холодильные
бескрейцкопфные одноступенчатого сжатия
(нормаль Н440-68I
Московский завод «Компрессор» изготовляет
четырехцилиндровые У-образные аммиачные
бескрейцкопфные компрессоры одноступенчатого сжатия марки
АУ-300.
Компрессор АУ-300 создан на базе судового
двухступенчатого бескрейцкопфного компрессора ДАУ-80 с
ходом поршня 150 мм.
Типовые размеры компрессора АУ-300 указаны в
табл. 1 и на рис. 1. На этом же рисунке даны размеры
фундаментов для компрессора и электродвигателя (серии
АО103-8М и АО104-8М).
Поскольку в 1969 г. завод «Компрессор» будет
также поставлять компрессоры АУ-300 с электродвигателями
А103-8 и А104-8, на рис. 1 и в табл. 2 приведены
установочные размеры машины и фундамента при
комплектации ее электродвигателем марки АЮЗ-8 и А104-8.
Компрессоры АУ-300 за длительный срок
эксплуатации показали себя надежными и долговечными
машинами, способными к работе в тяжелых условиях
эксплуатации.
Холодопроизводительность и эффективная мощность
компрессора АУ-300 показала .на рис. 2.
Компрессоры рассчитаны на работу при 720 об/мин.
С 1969 г. они поставляются с электродвигателями серии
АО. Приборами автоматической защиты компрессоры
АУ-300 комплектуются в том же объеме, что и
компрессоры на базе АУ-200.
Совместно с компрессором и электродвигателем
поставляется станция управления на рабочее напряжение
380 в, напряжение цепи управления 220 в (БУ5120-43Г2
для компрессора АУ-300/1Д номинальный ток 250 а и
БУ5120—53Г2А для компрессора АУ-ЗО0/2Д
номинальный ток 300 а).
Кнопка управления типа КУ 700/2 с масляным
наполнением предназначена для установки iBO
взрывоопасных помещениях (напряжение до 500 в, номинальный
ток 5 а, 50 гц).
Муфта привода с маховиком.
К каждому компрессору прилагаются комплекты
инструментов и запасных частей и комплект
фундаментного крепежа.
В комплект заводской поставки на каждый
компрессор также входят (см. ГОСТ 8625—65): мановакуумметр
типа АМВУ-1- диаметром 160 (—1), 0—15 кгс/см2, кл. 1,6
с дополнительной шкалой температур (для давления
621.57.041
Таблица 1
1 (Окончание. Начало см.
1969, № 3, 5, 6).
«Холодильная техника»,
Параметры
Холодильный агент ....
Компрессор

холодопроизводительность, ккал\я
| при температуре, °С
кипения
конденсации ....
всасывания
переохлаждения . .
потребляемая мощность
(эффективная), кет
скорость вращения,
об/мин
число цилиндров . . .
ход поршня, мм . . .
диаметр цилиндра, мм
теоретический
описываемый объем, м31ч
диаметр всасывающего
и нагнетательного
трубопровода DyC/D"
1 вес с маховиком и де-
| талями привода, кг
вес блок-картера, кг
смазочное масло (по
ГОСТу 5546—66) . .
расход охлаждающей
расход масла, кг\я . .
количество масла,
заправляемого в блок-
Электродвигатель ....
марка
скорость вращения,
06JMUH
мощность, кет . • . .
напряжение, е . . . .
вес, кг
Индекс поставки 1
АУ-300/ 1Д
АУ-300/2Д |
Аммиак
300000
—15
30
—10
25
100
550000 |
720
4
150
200
816
125/100
2390
1000
ХА-30
|
2 !
0,2
35
Асинхронный
о
35
+5
30
140 J
3
трех-
фазного тока
АО103-8М 1 АО104-8М
1
735
125
220/380
1470
160
380
1720
я

Нагнетание i № Всасывание
two ^\^СУ Vu125
hna компрес- ^,
\copa ^}
Присоединительные размеры по тцчааменти
\ ро ?яп Й Лапа злентР°-
4 8J ДШ^ ,-| |3Р У ддигателя
?ш
ЧотдФЗО
Я
d
'1*^ | НомПрдССОр
Ограждение
мурты
ЬотбШ
ЯжктродЬигатель fe
?
*Ч'*'#Ч.т*4^
. .Присоединительные тланцы
осасыоание Нагнетание
8отШ7А
"№,**»
Рис. I. Типовые размеры компрессора, размеры
фундаментов для компрессора и электродвигателя.
Таблица 2
Марка электродвигателя
гАО103-8М
АО104-8М . . .
А103-8
А104-8
Размеры, мм (см. рис. 1)
а
700
800
450
540
/
2900
3000
2760
2850
l
4010
4110
3875
3965
ь
1020
1020
1120
1120
всасывания), два мановакуум(метра типа АМБУ-1
диаметром 160 (—1), 0—15 кгс/см2, кл. 1,6 (для
давлений в картере и масла), манометр типа
АМУ-1 диаметром 160, 25 кгс/см2\ кл. 1,6 с
дополнительной шкалой температур (для давления нагнетания),
реле давления РД-4А-01Т, реле перепада давления
PKC-IA, температурное реле ТР-200, газовый фильтр
линии всасывания, вентиль запорный всасывающий,
вентиль затюрмый нагнетательный, .разгрузочный вентиль
(байпас), предохранительный клапан.
Рис. 2. Холодопроизводительность и
эффективная мощность компрессора АУ-300.
В. И. БОБКОВ, Е. В. ЯКОБСОН
московский завод «Компрессор»

Диаграмма , i раствора
хлористый литий —вода
621.564@84.21)
При использовании раствора хлористый литий—вода
представляется возможным при прочих равных
условиях повысить, по сравнению с раствором бромистый
литий—вода, тепловой коэффициент, снизить стоимость
раствора и избежать коррозии.
Для замены раствора бромистый литий—вода
необходима достаточно точная ?, /-диаграмма раствора
хлористый литий — вода.
Такая диаграмма построена [1] для областей
давлений, температур и концентраций, не превышающих
соответственно 700 мм рт. ст., 120°С и 50%. При этом в
ряде случаев были использованы не совсем точные
значения величин удельной теплоемкости ср и теплоты
смешения qt.
Здесь приводится ?, /-диаграмма раствора
хлористый литий—вода (см. рисунок), построенная с учетом
новейших данных, полученных при исследовании
термических и калорических свойств раствора в широкой
области давлений и температур [2—4].
Для построения ?, f-диаграммы необходимы
достаточно точные данные о термических величинах р, t <и |,
а также о калорических параметрах сР, t и ?. Данные
по термическим величинам были систематизированы по
работам [2—4].
В работе [4] приведена зависимость для определения
удельной теплоемкости (ккал/(кг•град) раствора
хлористый литий—вода
cp = A+Bt+Ct\ A)
где А - 1,002—1,2505 • 10~2 ?+0,7575 - 10~4 ?2;
? = —5,5554- Ю-4—1,5178- 105 ? + 6,8428- 10 ?2;
С = 5,2266 • 10-б + 3,6623 • Ю-8 ?—3,8345 • 10~9 ?2;
?— содержание хлористого лития в растворе, % вес.
При ?=0 удельная теплоемкость, подсчитанная по
формуле A), близка к действительным величинам для
воды при различных температурах. С повышением
концентрации (от 5 до 35%) значение сР уменьшается.
Такая закономерность характерна и для раствора бро-
м ист ы и лит и:й—в ода.
Удельная теплоемкость раствора хлористый литий—
вода и бромистый литий—вода i[5] при ?=0-М0% имеет
одинаковые значения. Для концентрации 20—35%
расхождение составляет 0—5% и лишь для 40—60%
увеличивается, что указывает на неправомерность
применения формулы A) для этих концентраций хлористого
лития.
Изучению теплоты смешения qt посвящена
работа [4], однако описанные в ней исследования проведены
только при температуре 25°С и концентрациях от 0
до 58%.
Ранее была установлена зависимость теплоты
смешения раствора бромистый литий—вода от
температуры [5].
Для определения зависимости qt от температуры
для раствора хлористый литий—вода проведено
сравнение величин qt для растворов бромистый литий—
вода и хлористый литий—вода при /=25°С (см.
таблицу).
о ю го зо w so so $,%
60

Раствор
Бромистый литий—вода
Хлористый литий—вода
Значение д^ {ккал\кг) при
различных величинах ? (% вес.) |
10
18
19
20
33
35
30
47
48
40
58
55
50
58
48
58
57
46 1
Как видно из таблицы, значения теплоты
смешения qt в пределах рабочих концентраций 0—45% мало
различаются. Это позволяет распространить
температурную зависимость, полученную опытным путем для
раствора бромистый литий—вода, на раствор хлористый
литий—вода.
5, /-диаграмма охватывает при заданном давлении
кипящий раствор и перегретый пар. Жидкая фаза дана
в пределах концентраций 0—65%.
Изотермы жидкой фазы построены с помощью
уравнения
im = cpt—qt. B)
Начальное значение энтальпии im при 0°С и
концентрации g = 0 принято равным 100 ккал/кг.
РЕФЕРАТЫ
621.57.041
Испытания винтового компрессора. ПЕКАРЕВ В. И.,
КОШКИН Н. Н. «Холодильная техника», 1969, № 8,
2—6.
Приведены экспериментальные характеристики «мас-
лозаполненного» винтового компрессора, работающего
на фреоне-12, фреоне-22 и аммиаке. Выявлен
оптимальный удельный расход впрыскиваемого масла в
зависимости от наружной степени сжатия. Сравниваются
рабочие коэффициенты винтового и поршневого
компрессоров. Таблиц 3. Библиографий 2. Иллюстраций 3.
621.572:628.84
О рациональном типе судовой холодильной машины
для кондиционирования воздуха. ЗАХАРОВ Ю. В.,
АНДРЕЕВ Л. М., ШОСТАК В. П. «Холодильная техника»,
1969, № 8, 6—12.
Показана возможность, использования отбросного
тепла отходящих газов на дизельных морских судах
для получения холода. Выбран тип утилизационной теп-
лоиспользующей холодильной машины для
.кондиционирования воздуха на судах и рабочее вещество. По весу,
габаритным размерам, простоте конструкции и
надежности наиболее целесообразна для применения на -судах
пароэжекторная холодильная машина, работающая' на
фреоне-21. Дана сравнительная оценка по стоимости
затрачиваемой энергии теплоиспользующих холодильных
машин различных типов и эксплуатируемых на судах
парокомпрессорных фреоновых (фреон-12) машин.
Таблиц 1. Библиографий 9. Иллюстраций 4.
Линии t = const (сплошные) даны в пределах от —20
до 270°С и концентраций от 0 до 65%, а линии р = const
(пунктирные) — от 0,004 до 10 ата.
Нижняя часть диаграммы ограничена линиями
кристаллизации.
Построенная ?, /-диаграмма позволяет в широком
диапазоне давлений, концентраций и температур
выполнять достаточно точные расчеты хлористолитиевых
абсорбционных машин.
ЛИТЕРАТУРА
1. Uemura T. «The refrigeration (Japan)», 1965,
vol. 40, No. 456.
2. Landolt, Bornstein. Physikalisch — Chemische
Tabellen, 1955.
3. Гартл Р. Абсорбционные холодильные установки.
«Чехословацкая тяжелая промышленность», 1959,
№ 10.
4. Uemura Т. «The refrigeration (Japan)», 1965, vol. 40,
No. 454.
5. Усю'кин И. П. Термодинамические диаграммы
раствора бромистый литий—вода. «Холодильная
техника», 1969, № 1.
6. Вукалович М. П. Таблицы термодинамических
свойств воды и водяного пара. Изд-во «Энергия»,
1965.
Доктор техн. наукг проф. И. П. УСЮКИН — МИХМ
621.565.912:629.123.44
Конвейерный морозильный аппарат рефрижератора
«Рембрандт» ДИДЕНКО В. Ф. «Холодильная техника»,
1969, № 8, 12—15.
Описаны результаты испытаний морозильного
аппарата производственного рефрижератора «Рембрандт» в
промышленных условиях.
Особый интерес представляют данные,
характеризующие зависимости температуры и скорости воздуха, а
также времени замораживания рыбы от
продолжительности работы аппарата после оттаивания
воздухоохладителей. Таблиц 2. Иллюстраций 3.
621.575.002.5
Испытания опытной абсорбционной бромистолитие-
вой холодильной машины с пластинчатыми аппаратами.
ИЛЬИН А. Я., МИЗИН В. М. «Холодильная техника».
1969, № 8, 15—18.
Описана схема опытной абсорбционной бромисто-
литиевой холодильной машины с аппаратами пластин;
чатого типа, приведены характеристика машины и
результаты испытаний. Таблиц 1. Иллюстраций 3.
621.572:534.83
Нормирование шума малых холодильных машин.
ТИХОМИРОВ В. А., ЯКОБСОН В. Б. «Холодильная
техника», 1569, № 8, 19—22.
Рекомендованы нормы шума фреоновых герметичных
холодильных компрессоров и агрегатов на основе
санитарных норм для помещений, в которых
устанавливаются охлаждаемые объекты — домашние
холодильники, торговое холодильное оборудование и холодильные
камеры, — с учетом технического уровня их
изготовления и современных способов шумоглушения. Таблии 2.
Библиографий 12. Иллюстраций 1.
61

621.57.048
Настольный термоэлектрический льдогенератор. ВЕ-
СБЛОВА Е. П., КАРПОВ В. Г., ТАЙЦ Д. А.
«Холодильная техника», 1969, № 8, 23—24.
Описана конструкция настольного
термоэлектрического льдогенератора, в котором за 20—30 мин можно
получить 250 г льда. Иллюстраций 3.
66.018.4:625.244
О методах экспериментального определения
теплоизоляционных качеств изотермических вагонов. ДЕМЬ-
ЯНКОВ Н. В., ПАНФЕРОВ В. Н. «Холодильная
техника», 1969, № 8, 24—28.
Установлено, что коэффициент теплопередачи
модели вагона зависит в большей степени от
температурного напора, чем от средней температуры изоляции.
При температурном напоре от 40 до 65°С
коэффициенты теплопередачи модели вагона, определенные
методом внутреннего обогрева и методом охлаждения,
различаются на 16—5%. Библиографий 6.
Иллюстраций 2.
621.175.3
К расчету роторных водораспределителей
пленочных градирен. АЛЕКСЕЕВ В. П., ПОНОМАРЕВА Э. Д.
«Холодильная техника», 1969, № 8, 28—31.
Приведен расчет роторных водораспределителей для
пленочных градирен. Результаты расчета проверены на
экспериментальной установке. Требуемое качество
орошения достигается при скорости вращения ротора 60—
90 об/мин. Данные экспериментов успешно
использованы при проектировании и изготовлении роторов к
градирням диаметром 1,2—2,4 м. Библиографий 4.
Иллюстраций 3.
621.564:536.63.001.5
Экспериментальное исследование теплоемкости ди-
бутилфталата, диметилового эфира тетраэтиленгликоля
и теплот их смешения с фреоном-22. ЛАТЫШЕВ В. П.
«Холодильная техника», 1969, № 8, 31—34.
В статье описана установка с калориметрами
переменной температуры для экспериментального
определения теплоемкости и теплот смешения.
Калориметрические системы при этом применяются различные.
Определена теплоемкость дибутилфталата и диметилового
эфира тетраэтиленгликоля на линии насыщения в
диапазоне температур от 20 до 80°С и даны аналитические
выражения для ее расчета. Точность экспериментальных
данных оценена в 3%. Теплоты смешения фреона-22 с
дибутилфталатом и диметиловым эфиром
тетраэтиленгликоля определены сравнительным методом при
близких температурах и во всем диапазоне концентраций
обоих бинарных растворов Экспериментальные данные
сведены в таблицу. Таблиц 1. Библиографий 8.
Иллюстраций 2.
536.24
Приближенные методы вычисления коэффициента
теплоотдачи оребренных поверхностей. САСИН В. И.
«Холодильная техника», 1969, № 8, 35—38.
Изложены аналитические методы нахождения
конвективного коэффициента теплоотдачи оребренных
поверхностей теплообменников по заданной величине
коэффициента теплопередачи или приведенного
коэффициента теплоотдачи с помощью алгебраических
выражений. Библиографий 9. Иллюстраций 1.
621.564
Обобщенное уравнение Бенедикта—Вебба—Рубина
для газообразных фреонов и их смесей.
ЧАЙКОВСКИЙ В. Ф., ГРАНИК Ч. Б. «Холодильная техника»,
1969, № 8, 30—40.
На ЭЦВМ вычислены константы обобщенного
уравнения Бенедикта—Вебба—Рубина для холодильных
агентов и их смесей. Уравнение справедливо для
плотностей не более 1,8 критической, приведенных давлений
не выше я—2,5, приведенных температур до 8 = 4.
Таблиц 1. Библиографий 12.
621.892.092
Диэлектрическая прочность масла ХФ-22С. ЖУ-
КОБОРСКИЙ С. Л., КОЖЕВНИКОВ О. А., МИХА-
ЛЕЦ Ю. А. «Холодильная техника», 1969, № 8, 40—43.
Изложена методика и результаты
экспериментального исследования зависимости диэлектрической прочности
холодильного масла ХФ-22С от температуры и
влажности.
Полученная графическая зависимость показывает, что
метод диэлектрического пробоя неприемлем для
контроля влажности масла ХФ-22С (при использовании
существующей аппаратуры). Однако наличие простой
зависимости указывает на целесообразность
усовершенствования метода с целью использования его в заводских
условиях. Библиографий 6. Иллюстраций 4.
664.84/85.037.5
К расчету физиологического тепла, выделяемого при
охлаждении плодов и овощей. АЛЯМОВСКИЙ И. Г.
«Холодильная техника», 1969, № 8, 43—44.
Предложена простая расчетная формула,
содержащая табулированную интегральную показательную
функцию Ei(x) для определения физиологического
тепла (тепла дыхания) при охлаждении плодов и овощей.
Таблиц. 1. Библиографий 4.
664.8.037.5:621.564.22
Влияние паров аммиака на качество пищевых
продуктов при холодильном хранении. ГОЛОВКИН Н. А.,
КУЗЬМИН М. П., МИЛЬЦИНА Е. И. «Холодильная
техника», 1969, № 8, 45—46.
Описаны результаты наблюдений над образцами
мяса и рыбы, хранившимися в атмосфере, насыщенной
парами аммиака. Установлено, что пищевые продукты,
подвергшиеся воздействию паров аммиака, не следует
хранить длительное время даже при отрицательных
температурах, но после непродолжительного хранения и
соответствующей обработки они имеют
удовлетворительное качество и могут быть реализованы. Иллюстраций 2.
62

CONTENTS
To the 53rd Session of International Dairy Federation
General Assembly 1
V. I. Pekarev, N. N. Koshkin. Testing A Screw
Compressor 2
U. V. Zakharov, L M. Andreyev, V. P. Shostak. Rational
Type of Marine Refrigerating Machine for Air
Conditioning 6
V. F. Didenko. A Conveyor Freezer of Refrigerated
Factory Ship „Rembrandt" 12
A. Y. Ilyin, У. M. Mizin. Testing An Experimental
Absorption Lithium-Bromide Refrigerating Machine with
Plate Apparatuses 15
У. A. Tikhomirov, У. В. Yakobson. Rating Noise of Small
Refrigerating Machines 19
E. P. Veselova, У. G. Karpov, D. A. Taits. Table
Thermoelectric Ice Maker 23
N. У. Demyankov, У. N. Panferov. Methods of
Experimental Determination of Thermal Insulating
Properties of Insulated Railcars 24.
У. P. Alekseyev, E. D. Ponomareva. Calculation of Rotor
Water Distributors of Film Cooling Towers ... 28
У. P. Latyshev. Experimental Investigation of Thermal
Capacity of Dibutyl Phthalate, ofTetraethylene
Glycol Dimethyl Ether and Heat of Their Mixing with
Freon-22 31
У. I. Sasin. Approximate Methods of Calculating Surface
Heat Transfer Coefficient of Finned Surfaces ... 35
У. F. Chaikovsky, С. В. Cranik. Generalized Equation of
Benedict—Webb—Rubin for Vaporous Freons and
Their Mixtures 39
S. L. Zhukoborsky, O. A. Kozhevnikov, U. A. Mikhalets.
Dielectric Strength of Oil, Type KhF-22C 40
I. G. Alyamovsky. Calculation of Physiological Heat
Evolved when Cooling Fruits and Vegetables . . 43
N. A. Golovkin, M. P. Kuzmin, E. I. Miltsina. Influence
of Ammonia Vapour on Quality of Foodstuffs During
Refrigerated Storage 45
PRACTICE EXCHANGE
B. Е. Nesterenko, M. A. Sushkova. Charging Refrigera-
• ting Units of Domestic Refrigerators with Freon
Under Conditions of Mass Production 47
У. A. Stetsyuk. Simplified Film—Type Ventilator
Cooling Tower 49
ANSWERS TO READERS LETTERS
M. G. Dick. Favourable Pension Maintenance for
Operators of Refrigerating Plants 50
MISCELLANY
53rd Annual Meetings of International Dairy Federation
in Moscow 51
3rd All-Union Seminar on Reliability of Snrall Refrigera-
in Moscow 51
International Exhibition „Automation—69" 52
N. G. Savinovsky. J 52
New Inventions 53
FOREIGN TECHNICAL NEWS
A. Y. Nosovitsky. Air Conditioning in Supersonic Air
Liner Concorde 55
N. Y. Barulin. Mechanical Driers with Controlled Heating
of Air 56
REFERENCE DATA
У. I. Bobkov, E. У. Yakobson. Single-Stage Closed
Crankcase Refrigerating Compressors 58
I. P. Usyukin. Diagram, I i of Lithium Chloride — Water
Solution 60
Summaries 61
СОДЕРЖАНИЕ
53-й сессии Генеральной ассамблеи
Международной молочной федерации 1
В. И. Пекарев, Н. Н. Кошкин. Испытания винтового
компрессора 2
Ю. В. Захаров, Л. М. Андреев, В. П. Шостак. О
рациональном типе судовой холодильной
машины для кондиционирования воздуха .... 6
В. Ф. Диденко. Конвейерный морозильный
аппарат рефрижератора «Рембрандт» 12
A. Я. ИЛЬИН, В. М. Мизин. Испытания опытной
абсорбционной бромистолитиевой холодильной
машины с пластинчатыми аппаратами ... 15
B. А. Тихомиров, В. Б. Якобсон. Нормирование
шума малых холодильных машин 19
Е. П. Веселова, В. Г. Карпов, Д. А. Тайц.
Настольный термоэлектрический льдогенератор . . 23
Н. В. Демьянков, В. Н. Панферов. О методах
экспериментального определения
теплоизоляционных качеств изотермических вагонов 24
В. П. Алексеев, Э. Д. Пономарева. К расчету
роторных водораспределителей пленочных
градирен 28
В. П. Латышев. Экспериментальное исследование
теплоемкости дибутилфталата, диметилового
эфира тетраэтиленгликоля и теплот их
смешения с фреоном-22 31
В. И. Сасин. Приближенные методы вычисления
коэффициента теплоотдачи оребренных
поверхностей 35
B. Ф. Чайковский, Ч. Б. Гранин. Обобщенное
уравнение Бенедикта—Вебба—Рубина для
газообразных фреонов и их смесей 39
C. Л. Жукоборский, О. А. Кожевников, Ю. А. Ми-
халец. Диэлектрическая прочность масла
ХФ-22С 40
И. Г. Алямовский. К расчету физиологического
тепла, выделяемого при охлаждении плодов
и овощей 43
Н. А. Головкин, М. П. Кузьмин, Е. И. Мильцина?
Влияние паров аммиака на качество пищевых
продуктов при холодильном хранении ... 45
Обмен опытом
Б. Е. Нестеренко, М. А. Сушкова. Заполнение
холодильных агрегатов домашних
холодильников фреоном в условиях массового
производства 47
В. А. Стецюк. Упрощенная вентиляторная
градирня пленочного типа 49
Отвечаем на письма читателей
М. Г. Дик. О льготном пенсионном обеспечении
машинистов холодильных установок .... 50
Хроника
53-я ежегодная сессия Международной молочной
федерации в Москве 51
3-й Всесоюзный семинар по надежности малых
холодильных машин 51
Международная выставка «Автоматизация-69» 52
|н. Г. Савиновский/ 52
Новые изобретения 53
Новости иностранной техники
A. Я. Носовицкий. Кондиционирование воздуха
в сверхзвуковом лайнере «Конкорд» ... 55
Н. Я. Барулин. Механические осушители с
регулируемым нагревом воздуха 56
Справочный отдел
B. И. Бобков, Е. В. Якобсон. Компрессоры
холодильные бескрейцкопфные
одноступенчатого сжатия 58
И. П. Усюкин. Диаграмма §, г раствора хлористый
литий—вода 60
Рефераты 61