И.Г.Чумак, ДШи^льшина
ХОЛОДИЛЬНЫЕ
УСТАНОВКИ
ПРОЕКТИРОВАНИЕ

ЗБК 31.392—02я73
490
УДК621.565 @7)
В работе над учебным пособием принимали авторское участие: Э. Г. Парц-
халадзе (гл. VIII), С. Ю. Ларьяновский (§ VII.1, VII.2, VII.5), В. П. Они-
щенко (§ 1.5, IV.l, IV.2, IV.8, IV.9), Н. С. Зайнулина (§ П.4), Н. И.
Чумак (§ 1.6, V.2, V.4).
Рецензенты: кафедра кондиционирования • и рефрижерации Николаевского
кораблестроительного института; д-р. техн. наук А. М. Бражников, канд.
техн. наук Г. Д. Аверин (Московский технологический институт мясной и
молочной промышленности)
Редакция литературы по машиностроительному комплексу
Редакторы: Т. Г. Снятынская, И. П. Якимец
„V
Чумак И. Г., Никульшина Д. Г.
490 Холодильные усТан:о~вкй?'Т!р'Ьектйрование: Утеб. пособие
для вузов.— К.: Выща шк. Головное изд-во, 1988.— 280 с,
Л. *97».«лч— Библиогр.: 44 назв. *
ISBN'S—11—000254—1. •? .;•/•• Л' - * -
Даны основы проектирования охлаждающих систем и оборудования
¦ холодильных установок. Приведены методики и примеры расчета теплооб-
- • **1Яенников различного типа. Рассмотрецы^сновные характеристики теплооб-
менных аппаратов вспомоТателвното оборудования; комлречеор^в.
Для студентов вузов, обучающихся по специальности «Холодильные и
.,_. компрессорные машины и установки».
ББК 31.392—02я73
ISBN 5—11—000254—1
© Издательское объединение
(ВящаЧикола», 1988
Глава I
ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ ПО ПРОЕКТИРОВАНИЮ ХОЛОДИЛЬНИКОВ
При проектировании холодильных сооружений руководствуются .
документами, изданными Госстроем СССР, в которых приведены
нормы но проектированию холодильников, строительные нормы, а также
правила и рекомендации по типовому проектированию
промышленных предприятий. Сведения, приведенные в [24, 41], можно
использовать для обоснования необходимости строительства, определения
структуры и емкости холодильника, разработки планировочных
решений.
Главными задачами при проектировании считаются: выбор схемы
и САР технологического процесса и определение грузооборота;
определение основных размеров холодильника; выбор и обоснование
типа камер для холодильной обработки и хранения; разработка
планировки холодильника; выбор и обоснование типа системы
охлаждения; выбор и обоснование схемы подключения компрессоров; выбор
системы отвода теплоты конденсации.
При решении этих задач руководствуются научными положениями
по уменьшению естественной убыли, сокращению расхода
электроэнергии на отвод теплоты, уменьшению затрат на транспортные
операции, сохранению качества сырья. При этом все инженерные
решения должны основываться на прогрессивных технических и
технологических достижениях современной холодильной техники.
Выбор камер холодильников, систем охлаждения и теплообмен-
ных аппаратов в каждом отдельном случае должен согласовываться
со схемой технологического процесса и полностью ее обеспечивать.
При конструировании камер,- систем охлаждения и теплообменных
аппаратов необходимо руководствоваться их классификацией.
1.1. Классификация камер холодильников
Под классификацией понимают систематизацию основных
признаков рассматриваемых сооружений, оборудования или
охлаждающих систем, наиболее полно характеризующую тип и конструкцию,
условия тепло- и массопереноса, способы загрузки сырья, подачи
хладагента и др.
Камеры холодильников разделяют по технологическому признаку
на камеры холодильной обработки и камеры холодильного
хранения пищевых продуктов. Совокупность отличительных признаков
выделяет в каждой группе соответствующую конструкцию камеры,

Ъп камер
CnocoS
загрузки
Воздухо-
распределшв
Регулирование
температуры
(Способ .
холодильной
обработки)
пособ
оа тепла
Радиационно-
кон&ективный
КонЬеши&ный.
отбот
Рис. 1.1. Классификация камер холодильной обработки
обеспечивающую принятую технологическую схему обработки
пищевых продуктов. В основу классификации камер холодильников
положены следующие признаки: тип камеры, способ загрузки, вид
воздухораспределения, способ холодильной обработки (технология),
способ отвода теплоты от продукта или камеры (рис. 1.1, 1.2).
Для камер холодильной обработки (рис. 1.1) тип камеры
отражает ее конструкцию, которая выбирается в зависимости от
технологической схемы обработки и степени механизации грузовых опе-
Хранение грузов
I
Охлажденных
Тип камер
Способ
Загрузки
поВвесных
путях
Воздухо-
распределеше
1
Мороженых
Зальный
Штабель,
контейнер,
поддоны
ШтаВелеукладчикоп
Контейнерный
с адресобанием
Контейнерныш
поддонами
Штабелеукладчиком
Вынужденная
конвекция
Регулирование
влажности
L L
I
и
гО С»
S "а.
Вынужденной
конвекцией
е ic S
cs =! Ь
|
He регулируется
1 Ir-
не регулируется
w
—^ 1
Регулируется
Рис. 1.2. Классификация камер храпения
раций. По этому признаку камеры могут быть зального или
туннельного типов.
Камеры зального типа предназначены для охлаждения или
замораживания мяса с цикличной загрузкой. В этом случае камеры
полностью загружаются мясом, после чего начинается холодильная
обработка. Исключение составляют механизированные конвейеры-камеры,
работающие по фронтальному методу.
Камеры туннельного типа более прогрессивны, так как
обеспечивают непрерывную поточную холодильную обработку. В туннеле,
имеющем меньшую площадь поперечного сечения, чем камеры
зального типа, при одинаковых расходах воздуха достигаются большая
скорость его движения и, следовательно, больший коэффициент
теплоотдачи.
В туннеле появляется дополнительная радиационная
составляющая теплообмена B0...30 % (?Общ) за счет отвода теплоты от продукта
холодными ограждающими конструкциями, что способствует
уменьшению усушки пищевых продуктов.
Способ загрузки — важная характеристика камер. Механизация
грузовых операций не только устраняет ручной труд, но и позволяет
совместить загрузку камер продуктами с их холодильной
обработкой. Термическая обработка осуществляется сразу при низких

•емпературах, что значительно сокращает время охлаждения или замо-
>аживания, а также уменьшает усушку пищевых продуктов.
Воздухораспределение в камерах может быть организованное —
: помощью специальных устройств (каналы с насадкой или перфора-
даи в ложных стенах или потолке) или неорганизованное — есте-
ггвенная конвекция. Наиболее эффективным считается
организованное воздухораспределение, обеспечивающее скорость движения воз-
lyxa 2.5...3 м/с у бедренной части полутуши. Для камер хранения
эта система должна обеспечить перехват внешних теплопритоков
юздухом на пути его движения от продукта к охлаждающим при-
зорам [41, 150J.
Регулирование температуры и влажности производится при
многостадийной холодильной обработке (предохлаждение, предзамо-
раживание) или охлаждении в две стадии [41].
В камерах холодильной обработки можно предусматривать
устройства для увлажнения воздуха, особенно в процессе замораживания,
когда температура поверхности становится ниже —12 °С. В этом
случае влага из воздуха адсорбируется поверхностным слоем мяса,
имеющим капиллярную структуру.
Адсорбированная влага закрывает образующиеся поры и
предотвращает дальнейшую потерю влаги мясом. В этом случае под
воздействием теплоты, отводимой от мяса, сублимируется адсорбированная
влага, что уменьшает усушку за цикл холодильной обработки.
В камерах холодильного хранения мороженых грузов
вместимостью 500 и более тонн регулирование температуры воздуха
необходимо осуществлять по зонам, а увлажнять его за счет смешивания
воздуха после воздухоохладителя с перенасыщенным влагой воздухом,
подготовленным в специальной установке.
Приведенная классификация камер холодильников (рис. 1.1, 1.2)
позволяет выбрать конкретное сочетание признаков,
характеризующих камеру и обеспечивающих заданную холодильную технологию.
По ней можно также установить необходимый объем и
последовательность расчетов проектируемой камеры.
1.2. Характеристика охлаждающих систем
Охлаждающие системы различают по признакам, сочетание
которых позволяет охарактеризовать их назначение (рис-. 1.3).
По способу отвода теплоты они делятся на системы
непосредственного охлаждения и системы с промежуточным хладоносителем.
Каждая из них, в свою очередь, подразделяется: по способу
циркуляции хладагента — на безнасосныв и насосные; по способу
распределения хладагента — на прямоточные с параллельной или
последовательной подачей и на прямоточные с отделителем жидкости, с напо-
родержателями; по виду хладоносителя — на жидкостные или
воздушные; по типу испарителя; по месту кипения хладагента.
стемы с промежуточным хладоносителем дополнительно под-
Р Деляются на системы закрытые насосные и открытые с мешалкой.
6
Классификация
охлаждающих систем
8
I
5:
i
¦1
Si
Циркуляции
хладагента
Спосод
распределения
хладоноситель
Безнасосная
насосная
Прямоточный.
Прямоточный
с отделением
жидкости
1 ,
параллельно
по этажу
Снапоро-
Эержателем
Пряпото'чный
Жидкость
Воздух
Циркуляции
хладоносителя
Закрытая
насосная
Открытая'
с мешалкой
Испаритель
Кожухотрубный
Место
кипения
II
Воздухоохладитель
Si!
ill
и
Is.
Ill
Батарея
eg
. На трудах
В трубах
s-
Рис. 1.3. Классификация охлаждающих систем
Сочетание указанных признаков полностью характеризует систему
охлаждения и позволяет при проектировании наметить путь ее
расчета и подбор оборудования.
1.3. Типы испарителей
В основу классификации испарителей положены следующие
признаки: вид хладоносителя и способ его циркуляции; тип и
конструкция испарителя; способ циркуляции и условия кипения хладагента.
По виду хладоносителя испарители можно разделить на собственно
испарители (для охлаждения жидких хладоносителей) и
воздухоохладители, или батареи непосредственного охлаждения (для
охлаждения воздуха). Испарители плиточных скороморозильных
аппаратов, которые служат для охлаждения и замораживания твердых тел
(пищевых продуктов), а также для производства льда, обычно тесно
связаны с соответствующими технологическими аппаратами, и их
нельзя рассматривать в отрыве от последних. По этой причин* в
настоящее пособие они не включены.
По способу циркуляции жидкого хладоносителя различают
испарители с закрытой и открытой циркуляцией. Испарители с закрытой

Шдоноситеяь
Жидкость
Воздух
Циркуляция I
хладоносшеля)
Закрытая
(насосом)
Открытая
(пешалкой)
Испаритель
и конструкция
его
поверхности
Кожухотрудный
Циркуляция I
хладагента \
Песто I
кипения I
81
Принудительная
(Ьоздухоохладитель)
Естественная
Eат'арея)
Напольный
¦ i I |_' JJ_T_
Подбесной
I1®
Насосная
тт
Настенный
Потолочный
I—
Безнасосная
I X L-T'L L '
Насосная
4-Г
Безнасосная
На трубах
В трудах
Рис. 1.4. Классификация испарителей
циркуляцией — кожухотрубпые, хладоноситель в них протекает под
напором, создаваемым насосом. В испарителях с открытой
циркуляцией испарительные трубы погружены в хладоноситель в открытых
баках, где циркуляция хладоносителя создается мешалкой.
Испарители с открытой циркуляцией теперь применяют редко.
В аппаратах, охлаждающих воздух, последний может
циркулировать принудительно (с помощью вентилятора) либо омывать
аппараты путем естественной конвекции. В первом случае аппараты
называют воздухоохладителями, во втором — батареями.
Конструкция этих аппаратов определяется местом их расположения
(напольные или подвесные воздухоохладители, настенные или потолочные
батареи), а также конструкцией охлаждающей поверхности и видом
ее оребрения.
По способу циркуляции хладагента различают испарители с
принудительной насосной циркуляцией и с безнасосной циркуляцией
при подаче хладагента через отделитель жидкости или с помощью
терморегулирующего вентиля. Циркуляция хладагента в
воздухоохладителях и батареях часто осуществляется насосом для
равномерного распределения хладагента по аппаратам и удаления из них
масла. В настоящее время почти все средние и крупные
холодильники снабжают системами непосредственного охлаждения с
насосной циркуляцией аммиака. В испарителях для охлаждения жидких,
хладоносителей обычно применяют безнасосную схему циркуляции
хладагента. Лишь в оросительных кожухотрубных испарителях
8
используют рециркуляцию хладагента для создания надлежащей
плотности орошения; при этом в схеме холодильной машины циркуляция
хладагента остается безнасосной (компрессорной).
По условиям кипения хладагента различают испарители с
кипением внутри труб (каналов другой формы) и на наружной
поверхности труб. Условия кипения в большей степени определяют
физическую картину процесса теплообмена хладагента и пути его
интенсификации.
За последнее время в малых и средних испарителях, главным
образом фреоновых, применяют внутритрубное кипение.
Затопленные кожухотрубные испарители остаются основным типом аппаратов
в крупных холодильных машинах. Это объясняется тем, что при
кипении хладагента на наружной поверхности труб создаются
лучшие условия для отрыва пузырьков пара и обеспечиваются
гарантированные условия полной смачиваемости всей площади
теплообмена. Схема классификации испарителей показана на рис. 1.4.
1.4. Методика определения потребности
предприятий в холоде
Машины, аппараты и приборы охлаждения холодильных
установок (как на этапе проектирования, так и на действующих
предприятиях) подбирают по тепловой нагрузке на компенсацию
различного рода теплопритоков и тепловыделений в пределах
охлаждаемого контура (технологический аппарат, камеры хладообработки
или хранения продуктов).
Различают следующие основные виды теплопритоков, Вт: тепло-
притоки Qlt поступающие через ограждения; тепловыделения Q2 при
холодильной обработке продуктов (охлаждении, замораживании);
теплопритоки Q3 при вентиляции камер (учитываются только для
фруктохранилищ); эксплуатационные теплопритоки Q4;
теплопритоки Q5 от «дыхания» плодов. Каждый из перечисленных видов
теплопритоков подразделяется, в свою очередь, на составляющие,
которые более подробно описаны ниже.
Характерная особенность теплопритоков — их непостоянство во
времени. Однако с достаточной точностью можно принять величины
Qi и Q2 соответствующими их значениям в летний период года, т. е.
при максимальных температурах наружного воздуха. Величина
Q2 зависит от сезонности поступления груза (максимальное значение
приходится в основном на период лето — осень для
мясоперерабатывающих предприятий; для молокоперерабатывающих предприятий
оно резко меняется в течение суток, но пиковая нагрузка также
приходится на летний период).
Таким образом, для всех видов теплопритоков существует общий
расчетный период. В итоге по сумме данных калорического расчета
отдельных камер и аппаратов подбирают камерное и машинное
оборудование или для действующих предприятий выясняют
соответствие существующего оборудования расчетному.

1.1. Коэффициенты теплопередачи к, Вт/(м2 • К), для наружных ограждений
холодильников
Ограждения
Температура воздуха в
охлажденном помещении,
К
Среднегодовая температура наружного
воздуха, К
Т < 273 | 273 < Г < 282 Т > 282
Стены
Покрытия
243
253
263
269
273
277
285
243
253
263
269
273
277
285
0,21
0,26
0,32
0,46
• 0,46
0,58
0,70
0,20
0,24
0,31
0,38
0,40
0,46
0,52
0,20
0,23
0,28
0,35
-,0,38
• 0,50
0,64
¦ 0,18
0,23
. '0,27
0,32
0,35
'¦ 0,42
0,52
0,19
0,21
0,23
0,28
0,31
0,35
0,52
0,17
0,20
0,23
0,26
0,29
0,32
0,46
Примечания: 1. Коэффициент теплопередачи чердачных перекрытий
увеличивается на 10 % по сравнению с бесчердачными.
2. Коэффициент теплопередачи стен охлаждаемых камер при примыкании к
ним неотапливаемых помещений такой же, как и для наружных стен.
3. Коэффициент теплопередачи стен камер с отрицательными температурами при
примыкании к ним отапливаемых помещений принимается в зависимости от
температуры внутри отапливаемых помещений, последняя является наружной температурой
по отношению к охлаждаемому помещению.
4. Коэффициент теплопередачи стен камер при примыкании к ним отапливаемых
помещений принимается равным 0,35 для камер с ТК = 273 К и 0,40 — для камер с
Тк = 274...277 К.
1.2. Коэффициенты теплопередачи ft, Вт/(ма • К), внутренних сторон стен,
перегородок и междуэтажных перекрытий охлаждаемых помещений
Температура
воздуха в более
теплом
помещении, К
243
Температура воздухе
253
263
в охлаждаемом помещении, К
269
273
277
285
243
253
263
269
273
277
285
295
0,58
0,50
0,37
0,28
0,23
0,24
0,21
0,20
—
0,58
0,40
0,32
0,29
0,26
0,23
0,21
0,58
0,40
0,35
0,31
. 0,26
0,23
0,58
0,52
0,46
0,40
0,35
0,58
0,52
0,46
0,40
_
•А.
0,58
0,52
0,46
0,75
0,70
Определение теплопритоков через ограждения. Теплопритоки через
ограждения охлаждаемых помещений определяют по формуле
где Qi — общие теплопритоки через ограждения строительных
конструкций (стены, перегородки, покрытия, перекрытия); Q\ — тепло-
Ю
1.3. Коэффициенты теплопередачи к, Вт/(м9 • К), ограждающих конструкций,
отделяющих охлаждаемые помещения от неохлаждаемых тамбуров, вестибюлей,
коридоров .
Температура воздуха в
охлажденном помещении, К
tee
377
2»!
0,27
0,28 0,32
0,40
0,52
0,64
притоки через полы, лежащие на грунте подвальных камер, или от
обогреваемых полов; Q\ — теплопритоки через заглубленные
неизолированные стены подвальных камер; Qv —теплопритоки от
солнечной радиации.
Теплопритоки через стены, перегородки и т. д. можно найти до
формуле
где Ft — поверхность ограждения, м2; Тнгр — температура
наружного воздуха, К; ТК — температура воздуха внутри камеры, К;
k( — коэффициент теплопередачи ограждения, Вт/(м2 • К); kt
определяют нормативно (табл. 1.1...1.3) или рассчитывают по формуле
kt
2
где ан — коэффициент теплоотдачи к наружной или более теплой
поверхности ограждения, Вт/(м2 • К) (табл. 1.4); а„н — коэффициент
теплоотдачи от внутренней или более холодной поверхности
ограждения, Вт/(м3 • К) (табл. 1.4); 6t — толщина /-го слоя ограждающей
конструкции, м; А* — коэффициент теплопроводности материала
t-ro слоя, Вт/(м • К) (табл. 1.5).
Температуру наружного воздуха Гнар рассчитывают по формуле:
Гнар = 0,4Га.„ + О.бГсм,
где Тс.м — средняя температура в 13 ч самого жаркого месяца, К;
Там — температура абсолютного максимума, К (определяем по
климатическим данным).
Теплопритоки для полов подвальных камер, расположенных
на грунте при Тк ^ 271 К, определяют по формуле
для обогреваемых полов, расположенных на 1-м этаже,— по формуле
* В камерах холодильников с отрицательными температурами, фундаменты
И полы которых располагаются на пучинистых грунтах, необходимо применять
электрический, воздушный или другие способы обогрева грунта. Способ обогрева
грунта выбирается с учетом гидравлических и климатических условий. Сухие непу-
чинистые грунты от промерзания не защищают.
11

1.4. Коэффициенты теплоотдачи а, Вт/(ма • К), к поверхности ограждения'
Ограждение
Наружная поверхность:
стен и бесчердачных перекрытий 23,2
чердачных перекрытий 11,6
Внутренняя поверхность стен:
охлаждаемых помещений 8,1
отапливаемых помещений 8,7
Поверхность потолков охлаждаемых и отапливаемых помещений,
имеющих кессоны ' 6,9
Поверхность пола более теплой камеры с расположенной под ней
холодной камерой 6,9
Поверхность потолка холодильной камеры с расположенной над
ней более теплой камерой 5,8
Поверхность потолка, стен и пола камер хранения охлажденных
продуктов при умеренной циркуляции воздуха 9,2
Поверхность потолка, стен и пола морозильных камер, камер
предварительного охлаждения и охлаждения при интенсивной
циркуляции воздуха 10,4
1.6. Коэффициенты теплопроводности к, Вт/(м2 • К), строительных
теплоизоляционных материалов
Материалы
Плотность,
кг/м»
Алюминиевая фольга с воздушными
прослойками
Воздух в покое в прослойках менее 10 мм
Картон гофрированный
Гравий керамзитовый *
Минеральная вата
Минеральный войлок
Минеральная пробка (трудиовоспламеняюща-
яся) *
Вермикулитоасбобитумные плиты
огнеупорные *
Жесткие минераловатные плиты на битумной
связке (трудновоспламекяющиеся) *
Мипора ** (трудновоспламеняющаяся) *
Пенопласт. ПХВ-1 (трудновоспламеняющий-
ся! *
Пенополивинилхлорид ПХВ-Э (трудновоспла-
меняющийся)
Пенополистирол ПС-4
(легковоспламеняющийся) *
Пенополистирол ПС-Б
(легковоспламеняющийся) *
Пенополистирол ПС-БС (трудновоспламеняю-
щийся, самозатухающий) *
Пенополиуретан жесткий
(воспламеняющийся) *
Перлитоасбобитумные плиты (огнеупорные) *
Фенолыю-резольный пенопласт ФРП
(самозатухающий) *
Опилки древесные
Пемза
12
3...4
1,3
200...250
250
175...250 '
200...250
200...250
230... 260
300... 350
18...20
80... 100
180...210
60...80
20...25
20...25
45...60
200...250 •
50...60
250...300
300...400
0,040...0,046
0,023
0,070...0,093
0,116
0,070...0,081
0,070...0,081
0,052.. .0,058
0,070...0,075
0,064...0,070
0,035...0,040
0,040...0,046
0,058
О.О46...0.052
0,032...0,035
0,032...0,035
0,032...0,035
0,070...0,075
0,046
0,093...0,116
0,104...0,150
Продолжение табл. 1.5
Материалы
Пенобетон пропаренный *
Пеностекло (при воздействии огня разрушает'
ся)
Пробковые плиты экспанзит *
Торфоплиты (легковоспламеняющиеся) ••
Торфоблоки гидрофобные
(легковоспламеняющиеся) *
Туф
Шлак котельный *
Шлак гранулированный *
Ячеистый бетон (автоклавный) *
Асфальт *
Борулин и гидроизол •
Пергамин и толь *
Рубероид
Бетон
Бутовая кладка
Дерево
Железобетон
Кладка кирпичная сухая
Ракушечник
Штукатурка цементная
Земля в грунте
Земля в насыпи
Снег слежавшийся
Плотность
кг/м»
350...400
200...220 -
160...180
160.. .200
160...200
1100.. .1300
700...800
400...500
300...350
1800...2000
700...900
600...800
600...800
1900...2200
1700...2200
550...800
2200...2400
1400...1800
1000...1500 -
1700...1800
1800...2000
1400...1800
350...400
к
0,128...0,170
0,070...0,075
0.046...0.052
0.070...0.081
0,052...0,058
0,046...0,058
0,230...0,290 -
0,162...0,180
0,093...0,116
0,750...0,870
0,290...0,350
0,170...0,230
0,139...0,230
0,930.. Л,280
0,930...1,390
0,170...0,230
1,450.. .1,570
0.580...0.930
0,460...0,700
0.810...0.990
1,620... 1,860
0,580...0,810
0,350...0,460
* Морозоустойчивые материалы,
** Мипора и торфоплиты — неводостойкие.
где ГСр — средняя температура слоя с нагревательным устройством
(k = 0,3); при электрообогреве Тср ¦= 274 К.
Теплопритоки, поступающие через неизолированные стены
соответственно подвальных камер и камер, расположенных на 1-м этаже,
находят по формуле
где Тг — температура грунта, К *.
Теплопритоки, поступающие от солнечной радиации, рассчитывают
по формуле
Qp - kFbTa,
где АТС — избыточная разность температур, характеризующая
действие солнечной радиации, К (табл. 1.6).
Поверхность и размеры ограждений определяются следующим
образом:
1. Поверхность полов и потолков — между осями внутренних
стен или от внешней поверхности наружных стен до оои внутренних
стен.
* Расчетная температура грунта для северной, средней н южной полое
соответственно 274,5, 276,5 и 281,5 К.
13

I.e. Избыточная
Ограждение
разность температур дГс, характеризующая
солнечной радиации
действие
Ориентировка поверхности по сторонам света
Ю | ЮВ ЮЗ | В 3
Географическая широта.
40 | 50 | 60 | 40.„60 \ 40...60
ев сз
С
40...60 | 40....60
Стены:
бетонные 5,9 8,0 9,8 8,8 10,0 9,8 11,7 5,1 5,6 0
кирпичные 6,6 9,1 11,0 9,9 11,3 11,0 13,2 5,8 6,3 0
побеленные известью или
оштукатуренные светлой
штукатуркой 3,6 4,9 6,0 5,4 6,1 6,0 7,2 3,2 3,5 0
покрытые штукатуркой на
темном песке 5,1 7,1 8,6 7,7 8,8 8,5 10,2 4,5 4,9 О
облицованные белыми
глазурованными плитками 2,3 3,2 3,9 3,6 4,0 3,9 4,7 2,0 2,2 0
Плоская кровля: Независимо от ориентировки и широты
покрытая толем, асфальтом 18,5
покрытая темным рубероидом 17,7
покрытая светлым рубероидом 14,9
с земляной засыпкой на кровле 16,6
2. Высота стен: а) в промежуточном помещении — от поверхности
пола данного этажа до поверхности пола вышележащего этажа;
б) на последнем этаже — от поверхности пола данного этажа до
поверхности засыпки перекрытий; в) в первом этаже над неохлаждае-
мым подвалом или подпольем — от поверхности пола подвала до
поверхности пола вышележащего этажа; г) в первом этаже с полом,
расположенным непосредственно на грунте, — от поверхности пола
до поверхности пола вышележащего этажа; д) в первом этаже с
полом на лагах — от нижнего уровня подготовки под полом до
поверхности пола вышележащего этажа.
3. Длина наружных стен: а) неугловых помещений — между
осями внутренних стен; б) угловых помещений — от внешней
поверхности стен до осей внутренних стен.
4. Длина внутренних стен — между внутренней поверхностью
наружных стен и осями внутренних стен или между осями внутренних
стен.
Величина Qlt определенная суммированием перечисленных тепло-
притоков, поступающих через ограждения, принимается полностью
в расчетах как часть теплопритоков на холодильное оборудование
камер. При сложении теплопритоков отдельных помещений для
определения нагрузки на компрессор теплопритоки через внутренние
стены сократятся (как одинаковые по величине, но имеющие различные
направления), поэтому теплоприток на компрессор меньше теплопри-
тока на оборудование. Теплоприток на компрессор только по
составляющей Qx складывается из теплопритоков через наружные
ограждения и через ограждения неохлаждаемых помещений. Такой расчет,
однако, справедлив только в том случае, когда соседние помещения
обслуживаются компрессорами, работающими при одной и той же
температуре кипения.
14
Определение тепловыделений от продуктов. При холодильной
обработке продуктов выделяется значительное количество теплоты.
Расход холода, кВт, на обработку продукта
где <?2, <?2 и <?2 — расход холода соответственно на охлаждение,
замораживание и домораживание продуктов, кВт.
Величину Q2 определяют по формуле, общей для всех видов
холодильной обработки:
п =, 1000G а _ ,• )
где О — масса продукта, т; /„.„, к.п — энтальпии продукта
соответственно в начале и в конце процесса холодильной обработки, кДж/кг
[35]; т — длительность цикла холодильной обработки, с.
Значения энтальпий основных видов пищевых продуктов
приведены в специальных таблицах или в виде аппроксимирующих
зависимостей. Когда значения энтальпий некоторых охлажденных (не
ниже О °С) пищевых продуктов, например колбас, не известны,
тепловыделения от продуктов определяют по формуле
где с — удельная теплоемкость продукта, кДж/(кр • К); Тн.„,
Тл.„ — температуры продукта соответственно в начале и в конце
процесса холодильной обработки, К.
Если продукты поступают в таре, то следует учитывать и тепло-
притоки, вносимые ею:
Qa
Здесь
где GT — масса тары, участвующая в процессе, т; ст — удельная
теплоемкость материала тары *, кДж/(кг ¦ К). Масса основных
типов тары, используемой на предприятиях мясомолочной
промышленности, приведена в табл. 1.7.
Приведенные формулы справедливы для расчетов устройств
непрерывного действия при равномерной тепловой нагрузке. При
цикличной или неравномерной загрузке устройства продуктом
расчетный теплоприток на камерное оборудование увеличивают на 30 %:
Q2o6 =» 113(?2-
Теплоприток на компрессор при этом остается равным
величине Q2.
Особенности определения тепловых нагрузок молочных
предприятий. Для молокоперерабатывающих предприятий истинный расход
* Значения теплоемкостей дерева, стали и стекла соответственно 2,510, 0,419,
0,830 кДж/ (кг • К).
13

1.7. Масса основных типов тары
Тер.
Масса, кг
Бутылка стеклянная емкостью, л
1,00
0,50
0,25
Банка стеклянная емкостью 0,20 л
Пакет бумажный емкостью, л:
0,50
0,25
Фляга стальная емкостью 38 л
Фляга алюминиевая для сметаны емкостью 30 л
Гильза металлическая для мороженого емкостью 10 л
Ящик картонный для масла емкостью 25,4 л
Ящик металлический на:
12 бутылок емкостью по 1,00 л
20 бутылок емкостью по 0,50 л
20 бутылок емкостью по 0,25 л
20 банок емкостью по 0,20 л
Корзина металлическая на:
18 пакетов емкостью по 0,50 л
18 пакетов емкостью по 0,25 л
Ящик деревянный для творога емкостью 9 кг
Бочка деревянная для топленого масла емкостью 50 кг
0,75
0,50
0,30
0,20
0,0115
0,0075
12,0
8,7
3,0
1,8
6,0
5,0
4,0
4,0
3,1
2,0
1.9
7,0
холода оказывается меньшим, чем получаемый простым
суммированием тепловых нагрузок всех потребителей, вследствие того, что
работа технологических аппаратов характеризуется резко
переменными нагрузками, смещенными между собой во времени. В таких
условиях определение общей тепловой нагрузки суммированием
нагрузок отдельных аппаратов дает завышенный результат. Истинное
представление о потребности в холоде может дать только график
тепловой нагрузки предприятия по технологическим аппаратам и
холодильным камерам на основе графика работы конкретного
предприятия.
Для перехода от графика работы предприятия к графику тепловой
нагрузки необходимы следующие данные: количество продуктов,
обрабатываемых каждым аппаратом, начальные и конечные
температуры охлаждаемых продуктов. При определении тепловой нагрузки
технологических аппаратов расход холода рассчитывают только по
двум составляющим: Qt (принимают обычно в размере 10 % Qj)
и Q2.
Тепловую нагрузку камер рассчитывают о учетом всех
составляющих (Ql Q2, Q3, Q4).
Для определения Q2 необходимо составить почасовой график
загрузки камеры тем или иным продуктом, знать количество продукта,
его начальную и конечную температуры, вид тары, длительность
цикла термообработки.
Тепловые нагрузки на аппараты и по камерам суммируют по
часам суток, а пиковая тепловая нагрузка становится истинной по-
требностью перерабатывающего предприятия в холоде. Ее и
принимают за основу для всех дальнейших расчетов оборудования.
Определение теплопритокоа при вентиляции. На предприятиях
мясомолочной промышленности охлаждаемые производственные
помещения и камеры вентилируются, что обусловлено соответствующими
санитарными и технологическими требованиями.
Теплопритоки при вентиляции определяют по следующей
формуле:
^8 = 24 • 3600 Р ('" ~~ 'к)'
Если в производственном помещении работают люди, то
количество теплопритоков определяют по формуле
Ql = 20лр (tH — /J/3600.
Здесь количество воздуха на одного человека принимают равным
20 м:|/(ч • чел); V — объем камеры, м8; а — смена воздуха в объеме
камеры за сутки; р — плотность воздуха при температуре и
относительной влажности воздуха камеры, кг/м3; iH — энтальпия
наружного воздуха, кДж/кг; iK — энтальпия воздуха камеры, кДж/кг;
п — количество одновременно работающих людей в помещении (для
камер площадью до 200 м2 — 2...3 человека, для камер площадью
более 200 м2 — 3...4, для производственных помещений количество
работающих зависит от технологического процесса).
Теплоприток Q3 учитывается полностью как на оборудование,
так и на на компрессор.
Определение эксплуатационных теплопритоков. К
непроизводительным потерям холода наряду с тепловыми нагрузками на
вентиляцию относится также тепловая нагрузка на компенсацию
эксплуатационных теплопритоков:
где QOcb — количество теплоты от электроосвещения, Вт (для
производственных помещений QOCB = 4,5/г; для складских помещений
Qocb = \,05F; для малых холодильных камер QOcb = 3,1-0; <?л —
количество тепла, исходящего от рабочих, находящихся в камере,
Вт; Qn = 350л, где п — количество рабочих в помещении; Q3Jl —
теплопритоки, связанные с работой электродвигателей. Для
электродвигателей, находящихся внутри охлаждаемого контура,
где Ызл — мощность электродвигателей, кВт; а — коэффициент
рабочего времени (длительность работы электродвигателей за сутки,
деленная на 24), величина которого принимается в пределах 0,4... 1,0.
Для электродвигателей, находящихся вне охлаждаемого контура,
Qan = l00NSJlr\3o, где т]э — КПД электродвигателей; фдв —
количество тепла, поступающего в охлаждаемое помещение при откры-
* Формулу применяют для определения теплопритоков при вентиляции
производственных помещений.
17

1.8. Расход холода Вт/м3, на 1 м2, пола при открывании дверей охлаждаемого
помещения
Поме [цен ие
Площадь пола, м2
до 50
до 150 свыше 150
14,0
9,3
18,6
7,0
32.6
23,3
32,7
11,6
28,0
11,6
9,3
46,7
7,0
4,7
9,3
3,5
16,4
11,6
16,4
6,8
14,0
5,8
4,7
23,3
5,8
3,5
7.0
2,3
8,2
5,8
8,2
3,5
9.3
3,5
3,5
11,6
Камера охлаждения мяса, субпродуктов и кишок
Камера хранения охлажденного мяса
Морозильная камера
Камера хранения мороженых продуктов
Разрубочная, обваловочная, жиловочная
Машинный зал колбасного цеха
Шприцовочная
Осадочные камеры для всех видов колбас
Камеры охлаждения вареных колбас, окороков,
субпродуктов, студня и пищевого жира
Камеры хранения колбас, окороков, фасованного мяса и
выдержки фарша для копченых колбас
Сушилки для копченостей, копченых и полукопченых
колбас
Экспедиция и приемная
вании дверей, Вт.- Расход холода на 1 ма пола при открывании
дверей представлен в табл. 1.8.
При определении тепловой нагрузки Q4 на компрессор учитывают,
что на предприятии теплопритоки не могут возникать одновременно
во всех охлаждаемых помещениях и от всех источников. Поэтому
тепловую нагрузку Q4 на компрессор обычно принимают в пределах
50...75 % расчетного теплопритока Q4 на оборудование.
По данным проведенного калориметрического расчета
охлаждаемого контура рассчитывают и выбирают холодильное
оборудование.
Следует учитывать, что при определении тепловой нагрузки,
передаваемой на приборы охлаждения, суммируются все
составляющие теплопритоков данного помещения. При определении тепловой
нагрузки на компрессоры суммируют теплопритоки потребителей с
одинаковыми температурными режимами. Для этого предварительно
объединяют по группам потребители холода с близкими
температурными режимами (т. е. те, у которых отклонение температуры
охлаждаемых объектов не превышает 1,5...3,0 °С).
Пример расчета распределительного холодильника по
приведенной методике в разд. V.
1.5. Системы с промежуточным хладоносителем
и аккумуляторами холода
Характерной особенностью ряда предприятий пищевой
промышленности, таких, как молокозаводы, пивоваренные заводы и др.,
является явно выраженный резкопеременный характер тепловой
нагрузки на теплообменное оборудование. Для молокозаводов,
например, неравномерность тепловой нагрузки обусловлена графиком
поступления молока с молочно-товарных ферм, спецификой перера-
18 .
Рис. 1.5. Суточный график распределения
тепловой нагрузки для молокозавода
производительностью 100„т молока в смену:
QCp, вСр — средние значения за сутки
соответственно тепловой нагрузки и количеств» посту-
пающего на предприятия сырья; тгаах, Tmin —
временные диапазоны„тепловой нагрузки в
течение суток (максимальной и минимальной)
750
500
150--
h Г
п
JL
L
fmax
Г
J
1
\
812 76 10 т,ч
ботки молока в молочные продукты. Один из возможных вариантов
распределения тепловой нагрузки в течение суток для молокозавода
производительностью 100 т в смену представлен на рис. 1.5. Среди
различных технологических процессов на рассматриваемых пищевых
предприятиях наиболее энергоемок процесс охлаждения сырья,
продукции, который осуществляется либо непосредственным
охлаждением продукта в ваннах, резервуарах, либо с помощью
предварительно охлажденного промежуточного хладоносителя, в качестве
которого используются вода, различные рассолы и т. п. В частности,
наиболее распространенный способ охлаждения молока —
охлаждение его «ледяной» водой или рассолом в пластинчатых охладительных ;
и пастеризационно-охладительных установках. При этом охлаждение
промежуточного хладоносителя осуществляют в испарителях
холодильных установок предприятий.
Если отводить пиковые тепловые нагрузки, установив
компрессорное и теплообменное оборудование с производительностью,
равной пиковой нагрузке, то в период пика все технические средства
предприятия будут работать, а в межпиковое время простаивать.,
что приведет к очень низкому коэффициенту использования
оборудования. При этом оборудование, особенно компрессоры, насосы,
дополнительно изнашивается из-за часто повторяющихся в их работе
режимов включения и отключения. Эти и другие причины приводят
к удорожанию продукции. Перечисленных недостатков можно
избежать, если пользоваться на пищевых предприятиях системой хладо-
снабжения, построенной на так называемых аккумуляторах холода,
'Последние представляют собой емкости, куда в межпиковое время
сливается охлажденный хдадоноситель (зарядка аккумулятора
холодом), который затем при наступлении пика в тепловой нагрузке
используется для охлаждения продукта (разрядка аккумулятора
холода). Важно, что система хладоснабжения с аккумулятором
холода требует меньше единиц компрессорного оборудования,
меньшую хладопроизводительность испарителя, однако следует заметить,
что хладопроизводительность испарителя не может быть меньше
Среднеинтегрального за сутки значения тепловой нагрузки.
Наибольшее распространение в последнее время получили системы
хладоснабжения с аккумулятором холода с параллельной (рис. 1.6)
и с последовательной (рис. 1.7) раздачей хладоносителя.
Отметим основной недостаток таких систем. В каждой из них
отепленный в технологических аппаратах хладоноситель смешивается
19

Рис. 1.6. Схема хладоснабжения с
параллельной раздачей хладоносителя:
/ — испаритель холодильной установки; 2 —
теплообменник для охлаждения продукта;
3 — насос; 4 — аккумулятор холода:
обозначение трубопроводов: / — промежуточный хла-
доноситель (вода); // — хладагент (аммиак);
30 — продукт (молоко); х — холодный; т —
теплый
Рис. 1.7. Схема хладоснабжения с
последовательной раздачей
хладоносителя:
/ — испаритель холодильной установки!
2 — теплообменник для охлаждения про-
дукта; 3 — насос; 4 — аккумулятор
холода (обозначение трубопроводов см. на
рис. 1.6)
с охлажденным в испарителе или находящимся в аккумуляторе, что,
естественно, приводит к необратимым потерям энергии, затраченной
на охлаждение. Кроме того, температура хладоносителя в
аккумуляторе холода повышается от минимального своего значения /min до
максимально допустимого значения <тах, обусловленного заданной
технологией. На молокозаводе, например, это приводит к тому, что
в начале пика тепловой нагрузки молоко охлаждается до достаточно
низких температур, а в конце пика — до максимально допустимых,
т. е. в качественном отношении охлаждение всего молока
неодинаково.
Отмеченных недостатков лишена система хладоснабжения с
тремя аккумуляторами холода (рис. 1.8), из которых в заданный момент
времени один заряжается, другой разряжается, а в третий сливается
отепленный хладоноситель. Такая система позволяет всегда строго
выдерживать требуемую технологию охлаждения продукта,
предварительно заполнять аккумулятор холода для зарядки таким
количеством хладоносителя, которое требуется для реализации предстоя-
Рис. 1.8. Схема хладоснабжения с тремя аккумуляторами холода:
/ «• испаритель холодильной установки; 2 — теплообменник для охлаждения продукта!
3 — насос; 4 —^аккумулятор колода (обозначение трубопроводов см. на рис. 1.6)'
20
щего пика в тепловой нагрузке. Эти преимущества делают систему
хладоснабжения, показанную на рис. 1.8, более предпочтительной
по сравнению с предыдущими.
В последние годы весьма актуальной стала задача перевода
систем хладоснабжения предприятий пищевой промышленности на
периодическое обслуживание, предусматривающее экономию трудовых
ресурсов на базе автоматизации управления компрессорным и тепло-
обменным оборудованием, сопряженное с безопасностью и
безаварийностью его работы. Исходя из этого очевидно, что решение этой
задачи возможно при использовании систем хладоснабжения с
аккумуляторами холода при условии создания математических моделей
таких систем, алгоритмов управления и методов их проектирования.
Основой для построения методов расчета характеристик систем
хладоснабжения с аккумулятором может служить знание зависимости
температуры хладоносителя в нем в процессе его работы.
Зависимость / (т) можно получить, составив соответствующие
уравнения теплового и материального баланса для хладоносителя
в аккумуляторе холода. Введем для этого некоторые дополнительные
обозначения: V (т) — объем хладоносителя в аккумуляторе холода,
м8; Gx (т) — расход хладоносителя через испаритель, кг/с; G2i (т) —
расход хладоносителя через i-й технологический аппарат, кг/с; I =
•= 1, п, п — их общее число на предприятии; tm\a — начальная
температура хладоносителя в аккумуляторе холода, °С; Д/х (т) —
величина снижения температуры хладоносителя при его прохождении
через испаритель, °С; Д/2г (т) — величина подогрева хладоносителя
при его прохождении через i-й технологический аппарат, °С; А, В},
I = 1, п — время циркуляции хладоносителя через контуры
испарителя и технологических аппаратов; с, р — соответственно
удельная теплоемкость и плотность хладоносителя; Н (т) =¦ | ' 1 —
11, т > 0|
единичная функция Хевисайда.
При работе системы хладоснабжения по схеме с параллельной
раздачей хладоносителя балансовые уравнения принимают
следующий вид.
1. Учитывая, что /тах— максимально допустимая температура
хладоносителя в аккумуляторе холода объемом V (т), выражение
cpV (т) [tmax — t (т)] следует рассматривать как количество холода,
имеющееся в аккумуляторе в момент времени т. Тогда изменение
внутренней энергии хладоносителя в течение промежутка времени
1т, т + Дт] определяется разностью
AQ - cpV (т + Дт) [*»« -1 (т + Дт)] - cpV (т) [/max -1 (т)].
Если воспользоваться теоремой Лагранжа о конечных
приращениях, например, для V (т) в виде
21

где <с* — некоторая внутренняя' точка интервала [т, т + Дт], то
AQ можно переписать как
[t^l} A.1)
2. За этот же промежуток времени Ат из аккумулятора откачива-
ется {Gx (т*) + S ^2i (т*)} Ат количество хладоносителя с
температурой t (т*) и возвращается с некоторыми запаздываниями во
времени Gx (т*) Я (т* — А) Ат количеств хладоносителя со стороны
п
испарителя с температурой {t (т* — А) — Ых (т*)} и J] G2i (т*)Я х
X (т* — Bt) Ах количеств[хладоносителя с температурой- {t (т* — В{) +
+ Afa (т*)} из каждого технологического аппарата. В итоге для той
же величины AQ можно записать
AQ - сАх [Gx (х*) {- tmax + t (т*) + [tmax -
+ Atx (т*)] Я (т*
G2i (т*) {-*шах + * (т*) +
+ Pm« - t(x* — B{) — A/2l- (T*)] Я (T* — B,)]. A.2)
8. Материальный баланс хладоносителя в аккумуляторе
приводит к соотношению
д? „ дт JOj (т*) [Я (т* - 1)] + Д G2, (т*) [Я (т* - Bt) - 1]}.
Приравнивая A.1) и A.2), с учетом A.3) получаем при Ат
дифференциальные уравнения для t (т) и V (т):
A.3)
->0
dt (т)
A.4)
-3^— = -^— ш [х-л- i)\ + — ? Gif (т)[Я(т-5,)-11 A.5)
Уравнения A.4), A.5) являются обыкновенными
дифференциальными уравнениями с запаздывающим аргументом и могут быть
проинтегрированы либо методами интегральных преобразований
(например, интегрального преобразования Лапласа), либо численно с
использованием ЭВМ (например, используя метод Рунге— Кутта). При этом
в качестве начальных значений температуры хладоносителя
выступает tmin в случае разрядки аккумулятора и tma*. — в случае начала
его зарядки. Интегрируя эти уравнения, получаем возможность
определять значения t (т) и V (т) во времени и, тем самым, находить
как необходимое время работы аккумулятора в системе хладоснаб-
жения, так и время его зарядки (т. е. время достижения температуры
' (Te) = *min)- Уравнения A.4), A.5) могут быть основой для создания
систем автоматического управления технологическим и холодильным
оборудованием предприятий, планирования их работы.
При проектировании системы хладоснабжения необходимо
обеспечить некоторый запас надежности, который позволил бы
реализовать как минимум некоторые экстремальные условия работы
предприятия. Таким условием, в частности, является реализация
экстремальной, пиковой тепловой нагрузки на систему хладоснабжения,
/ п
когда включено все технологическое оборудование ( 2 G21 — G™" —
•= max; Gx (т) = Gx = const), при наибольшей продолжительности
во время ттах пиковой нагрузки. В этом случае временем
запаздывания А, Вк по сравнению с /тах можно пренебречь и уравнение A.5)
вырождается в вид (Я (т) = 1, т > 0)
0, т. е. V (т) = const = V.
A.6)
Получили в A.6) естественный вывод о том, что пренебрежение
временами запаздывания идентично предположению о том, что объем
dV (x)
V хладоносителя в аккумуляторе достаточно велик и —j— «= 0,
V (х) »= const. При этих же предположениях для экстремальных
условий работы системы хладоснабжения уравнение A.4)
вырождается в
A.7)
, по-
A.8)
где Д/а =» max {At2t (т), / «=« 1, п) == const} Д^ ¦»
"« COnst. :.
Интегрируя A.6) и учитывая начальное условие / @)
лучаем
pV
Уравнение A.8) описывает изменение температуры хладоносителя
в процессе разрядки аккумулятора, и если он должен обеспечить
потребность в холоде в течение времени ттах, то к концу этого
периода времени t (т) должна не превышать значения tmt%. Поэтому,
лолагая в A.8) t (тшах) = /max, находим емкость аккумулятора холода!
Р (*щ«х "^ '
A.9)
- Хладопроизводительность испарителя определяют несколько ина«
ч*, так как под понятием «пиковая тепловая нагрузка» можно по*
нимать всякую тепловую нагрузку, превышающую среднеинтеграль-
23

ную з,а сутки QCp, которая, естественно, и выступает как минимально
возможная хладопроизводительность испарителя. Величине Qcp
соответствует суммарный среднеинтегральный за сутки расход хладо-
носителя Gtp через технологические аппараты. На выбор хладопроиз-
водительности испарителя влияет и время, отпущенное на зарядку
аккумулятора холода. В экстремальных условиях работы системы
хладоснабжения оно равно минимальной длительности Tmin
межпикового периода (см. рис. 1.5), в течение которого температура хла-
доносителя в аккумуляторе холода понизится от значения tmax. до
/mln. Поэтому, интегрируя A.7) с начальным условием * @) = *тах,
получаем выражение
— 'max T
¦Т.
pV
В конце процесса зарядки t (тт|П) = /т1п, что дает соотношение
*i
min :
Исключая здесь с помощью A.9) объем V, -получаем необходимое
значение хладопроизводительности испарителя:
Q
lmin
A.10)
Легко видеть, что с качественной стороны соотношение A.10)
удовлетворяет сформулированным выше требованиям — полученное по
A.10) значение Q меньше Qnm и больше Qcp. В то же время надо
помнить, что исходные значения G™K, xmax, Train, Glp и т. д.
накладывают определенные ограничения, хотя и не жесткие, на план
производства продукции предприятием в течение суток.
Аналогичное рассмотрение системы хладоснабжения второго типа
(рис. 1.7) приводит к дифференциальным уравнениям вида
А- В()Ц(т - A- B()^-t(x)-
Анализ этих уравнений для случая экстремальных условий работы
системы хладоснабжения дает значения V и Q, определяемые
соотношениями
Р (^max —
24
Как уже отмечалось, принципиальная схема рекомендуемой
системы хладоснабжения (рис. 1.8) предпочтительнее первых двух по
ряду признаков. Кроме них очевиден еще один — эта схема
обеспечивает большее время для зарядки аккумулятора холода. Анализ
балансовых уравнений для нее дает значения объема
При этом необходимая хдадопроизводительность испарителя
определяется соотношением A.10), как и для схемы рис. 1.6. Третья схема
системы хладоснабжения, кроме того, может быть легко
автоматизирована и в итоге явно предпочтительнее первых двух.
Глава II
ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ
И ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
К основным теплообменным аппаратам относятся конденсаторы,
испарители и приборы охлаждения. В конденсаторе нагнетаемый
компрессором газообразный хладагент охлаждается, сжижается и
образующаяся жидкость незначительно переохлаждается. В испарителе
происходит кипение хладагента за счет теплоты, отводимой от
охлаждаемой среды. Испарители служат для охлаждения промежуточных
хладоносителей — рассола, «ледяной» воды, воздуха. Частный
случай испарителей — приборы охлаждения: воздухоохладители и
батареи непосредственного охлаждения. В приборах охлаждения может
Циркулировать также промежуточный хладоноситель [35].
11.1. Конденсаторы
*В настоящее время промышленность выпускает четыре основных
типа конденсаторов: кожухотрубные горизонтальные и
вертикальные, испарительные и воздушные. Элементные и оросительные
конденсаторы, эксплуатируемые еще на многих предприятиях, уже сняты
с производства.
В обоих типах кожухотрубных конденсаторов пары хладагента
конденсируются в межтрубном пространстве на поверхности труб,
в которых циркулирует охлаждающая вода. Конденсаторы
отличаются друг от друга, кроме их расположения, определяемого самим
названием, еще и тем, что в горизонтальных конденсаторах
охлаждающая вода циркулирует под напором, а в вертикальных —
самотеком.
Горизонтальные кожухотрубные конденсаторы (рис. П.1),
благодаря широкому диапазону типоразмеров, наиболее широко применя-
25

туск воздуха
ВуЮ
Выпуск воздуха
' DJS
Рис. II. 1. Кожухотрубный горизонтальный конденсатор:
а — (КТГ-2Б...160; б) — К.ТГ-200...315; / — клапан предохранительный; 2 — манометр
ются в холодильных установках мясомолочной промышленности.
Типоразмеры конденсаторов КТГ представлены в табл. II. 1.
Кожухотрубный вертикальный конденсатор изображен на
рис. II.2, технические характеристики и основные размеры даны в
табл. II.2. Верхняя часть вертикального кожухотрубного
конденсатора представляет собой водораспределительный бак с насадками,
распределяющими воду по трубам тонкой пленкой. Такие
конденсаторы располагаются вне помещения компрессорного цеха и занимают
сравнительно небольшую площадь, что является их преимуществом.
Другое преимущество вертикальных конденсаторов — доступность
очистки их труб от водяного камня.
Однако существенный недостаток таких конденсаторов —
разрыв потока охлаждающей воды и необходимость установки
дополнительного насоса перекачки этой воды из поддона конденсатора на
водоохлаждающее устройство.
Испарительные конденсаторы в мясомолочной промышленности
Применяются сравнительно недавно. По конструкции испарительный
26
Рис. II.2. 'Кожухотрубный
вертикальный конденсатор:
./ — клапан предохранительный;
•; 2 — манометр
КшШтепшой.
линии
Газообразный. Щ
Спуск тепа
кбоздихо-
отделителю
Жидкий N^
конденсатор представляет
собой закрытый кожух,
внутри которого
располагается змеевик; для
циркуляции воздуха
применяются осевые вентиляторы.
Циркулирующая
охлаждающая вода тонким слоем
стекает по змеевику,
частично испаряется, отбирая
теплоту от
конденсирующегося хладагепта.
Испарительные конденсаторы
также располагаются вне
помещения компрессорного
fcexa.
В конденсаторах такого
типа сравнительно
небольшой расход оборотной во-
' ды, не требуется установка
специального водоохлажда-
:; ющего устройства. Однако
' испарительные
конденсаторы эффективны лишь в
условиях жаркого и сухого
климата. В районах с
повышенной влажностью
применение испарительных
конденсаторов не дает желаемого эффекта, так как теплосъем с 1 м»
поверхности конденсатора становится достаточно малым. На
эффективность влияет также жесткость воды, способствующая образованию
отложений на трубах конденсатора.
В настоящее время применяют в основном две разновидности
испарительных конденсаторов: ИК-90 (рис. Н.З) и ЭВАКО-200
ЭВАКО-400 (рис. И.4).
ВНИКТИхолодпромом совместно с ВНИИхолодмашем разработан
ряд новых испарительных конденсаторов: ИК-125, ИК-200, ИК-315
Эти конденсаторы отличаются от ныне выпускаемых принципиально
новой конструкцией теплообменной батареи, которая представляет
собой плотный шахматный пучок труб B2 х 1,6 мм), собранный
из секций. Каждая секция состоит из 10 горизонтальных гладких
труб, объединенных вертикальными сборниками. Преимущество корот-
кошланговой конструкции батареи (все ранее описанные типы
испарительных конденсаторов имели змеевиковую конструкцию батареи)
t
27

11.1. Типоразмеры

Конденсатор
Площадь

поверхности
теплообмена
F, м"
Размеры, мм
конденсаторов KIT
н
Штуцера (условные
проходы), мм
КГТ-25
КТГ-32
КТГ-40
КТГ-50
КТГ-63
КТГ-80
КТГ-125
КТГ-160
КТГ-200
КТГ-250
КТГ-315
26,5
31,8
42,7
48,5
65,0
81,5
124,0
155,2
194,0
242,0
315,0
500
500
500
600
600
600
800
800
1000
1000
1200
2910
3410
4410
3510
4510
5510
4650
5650
4750
5750
5850
810
810
810
910
910
910
1100
1110
1330
1330
1520
910
910
910
1000
1000
1000
1230
1230
1670
1670
1940
144
144
144
214
214
214
386
386
616
616
870
8
8
8
8
8
8
8
8
8
8
8
50
50
50
70
70
80
80
80
100
100
125
25
25
25
25
25
25
32
32
40
40
50
25
25
25
25
25
25
25
25
25
25
32
70
70
70
80
80
100
125
125
200
200
250
заключается в том, что пары хладагента во всех трубках по
отношению к потоку воздуха находятся в одинаковых условиях
из-за отсутствия достаточного уровня конденсата в трубках. Корот-
кошланговая конструкция батареи конденсатора обеспечивает также
его малое гидравлическое сопротивление по хладагенту и, в
конечном счете, высокий теплосъем с 1 м2 теплопередающей поверхности
(по сравнению со змеевикопой конструкцией — более чем в 1,5 раза).
Общий вид конденсаторов нового ряда приведен на рис. II.5,
типоразмеры— в табл. II.3, техническая характеристика — в табл. II.4.
Конденсаторы ИК-125 выпускает Харьковский экспериментально-
механический завод.
Рассчитывают основные теплообменные аппараты и приборы
охлаждения по методике разд. IV. При расчете конденсаторов прежде
3300
Вход газообразного NHX
6 срорконденсатор у*
Ву80
Выход газообразного ш,
из сровкоийенсатора
вуео
Вход газообразного NH5
6 конденсатор
Л, 80
Выход
I
додабка Воды
Слив Воды 21
Рис. II.3. Испарительный конденсатор ЙК-90
h
400
400
400
400
400
400
404
404
2000
2500
2500
650
750
1000
750
1000
1200
1000
1200
1000
1200
1200
Установочные размеры, i
1190
1490
1990
1490
1990
2590
1990
2590
1990
2590
2590
2490
2990
3990
2990
3990
4990
3990
4990
3990
4990
4990
210
210
210
260
260
260
330
330
380
380
430
Б90
590
596
690
690
690
890
890
1090
1090
1295
ш
160
160
160
165
165
165
250
250
320
320
375
365
365
365
415
415
415
520
520
805
805
970
А.
200
200
200
290
290
290
310
310
350
350
400
Вместимость
пространства, и*

межтрубного
0,32
0,39
0,52
0,53
0,70
0,89
1,25
1,58
2,00
2,50
3,50
трубного
0,15
0,17
0,19
0,25
0,32
0,40
0,61
0,72
1,02
1,23
1.77
Масса,
кг
986
1143
1142
1580
1997
2430
3443
4432
5530
6650
9360
всего необходимо определить их тепловую нагрузку QKi
где Qo — холодопроизводительность установленных компрессоров,
кВт (методика определения Qo приведена в разд. 1.4); Nt —
индикаторная мощность всех установленных компрессоров, кВт. Эта
мощность
N^N. — N,,.
В практических расчетах величину Ne находят из заводских
характеристик компрессоров; Nrp — мощность компрессора, требуемая для
преодоления сил трения [34].
«73
Вход газообразного ЛИ.
Пуб5 • 3
Выпуск Воздуха DJ5
Спуск пасла
ПерелиВ боды (
добабка Шы '/?'
Вода Dy80
Выход жидкого NH-,
вучо •
Рис. II.4. Испарительный конденсатор ЭВАКО-200
Шб 6odblDy50
29

11.2. Техническая характеристика и основные размеры конденсаторов типа KB

Конденсатор
III
egg
a
s с
О в
Размеры, мм
DxS
D.
d.
50KB
76KB
100KB
126KB
;i5okb
2B0KB
50
76
100
125
150
250
1,12
1,27
1,8
2,2
2,64
3,64
64 700 X 8 920 660 930 1215 5500 70 32 70 2480
96 800 X 8 1020 760 1030 1315 5500 70 32 80 3350
150 1000 X 10 1230 960 1236 1535 5000 80 40 100 4650
150 1000 X 10 1230 960 1236 1535 6000 80 40 150 5590
210 1200 X 12 1430 1150 1442 1805 5000 100 50 150 6625
312 1400 X 14 1630 1250 1646 2055 5500 125 50 200 10 605
После определения QK при расчете площади поверхности
теплообмена конденсаторов используется специальная методика (см. разд.
IV). В инженерной практике для приближенного расчета площади
поверхности теплообмена кожухотрубных конденсаторов чаще всего
применяют формулу
где qF — плотность теплового потока (для кожухотрубных
конденсаторов принимают равной 4,1 ...4,7 кВт/м2).
11.2. Испарители
В мясомолочной и химической промышленности используются
испарители с промежуточным хладоносителем (рассол, «ледяная»
вода), которые бывают закрытого (кожухотрубные) и "открытого
(панельные) типов.
Кожухотрубный испаритель марки ИТГ (рис. II.6) имеет в
принципе такую же конструкцию, как и горизонтальный
кожухотрубный конденсатор. В межтрубном пространстве испарителя за счет
теплоты, подводимой- от циркулирующего в трубах хладоносителя,
кипит аммиак. Типоразмеры горизонтальных кожухотрубных
испарителей типа ИТГ приведены в табл. II.5.
В рассматриваемой отрасли промышленности (особенно в
молочном производстве) гораздо чаще применяют открытые испарители.
Конденсатор
11.3.
Типоразмеры испаритель
Раз
d
dt
d,
d,
л.
d.
d,
A
В
В
ИК-125
ИК-200
ИК-315
70
80
100
70
80
100
70
80
100
20
20
20
50
50
70
20
20
20
50
80
100
50
50
50
116
116
116
1700
1700
2320
2400
2400
2400
30
Вода к щсуннапй7
Пары/щ
ПарьЩ
Слиб Водьг
игпоШна
, , \ ^жидкий м
Ларобоздушная спесь dz \ Спуск масла as
Вода из поддона d-
Рис. И.5. Испарительный конденсатор типа ИК
Газообразный NHX d
г От регулирующей
т станции ?
Воздух
' Пу15
Рис. 11.6. Кожухотрубный испаритель:
/ — манованумметр; 2 — клапан предохранительный
В них аммиак кипит в трубках, а хладоноситель, интенсивно
перемешиваемый мешалкой, циркулирует в открытом баке. Панельные
испарители двух марок изображены на рис. II.7, их основные
параметры, характеристики и размеры представлены в табл. II.6.
ных конденсаторов И К
меры, мм
Ж
Л
м н
2855 520 240 640 115 500 1335 4000 4142 1655 1945 ПО 3700
2855 520 240 640 115 500 1335 6100 6242 1655 1945 ПО 5800
2855 640 350 950 115 500 1300 6100 6242 1655 1945 ПО 5800
31

11.4. Техническая характеристика испарительных конденсаторов типа ИК
Показатель
Марка конденсатора
ИК-125
ИК-200
ИК-315
Общая производительность конденсатора
при Тконд = 311 К, Гм=294 К (Ф-
-= 50 %), кВт 442
Площадь теплопередающей поверхности, м*:
основной секции . ъ 131,1
форконденсатора * 42,5
Количество воздуха, проходящего через
аппарат, м3/ч ' 44 000
Количество воды, mVhi
циркулирующей , 31,6
добавляемой 0,75
Вентиляторы:
тип
количество 3
^мощность электродвигателя, кВт 2,2
Масса аппарата, кг 2900
744
212
85
70 000
50
1,2
1105
318
121,2
110 500
79
2,0
Осевой К 109-19Я,,
5 4
2,2 4,0
4650 6950
Панельные испарители поставляются в комплексе' с отделителями
жидкости. При использовании в качестве хладоносителя «ледяной»
воды панельные испарители можно применять как
испарители-аккумуляторы. Для этого в обычном заводском панельном испарителе
увеличивают в два раза шаг между секциями, т. е. число секций
сокращают вдвое. Испарители-аккумуляторы применяют на некоторых
молочных предприятиях для сглаживания неравномерности тепловой
нагрузки. В период, когда тепловая нагрузка на холодильную
установку невелика, на поверхности секций намораживается слой льда.
При пиковых нагрузках он тает, отбирая теплоту от циркулирующей
воды.
Рассчитывают испарители по общей методике расчета теплообмен-
ных аппаратов. Однако в инженерной практике площадь поверхности
испарителя определяют по формуле
Яр
где qF — плотность теплового потока; для кожухотрубных
испарителей принимают равной 2,1...2,6 кВт/м2, для панельных
испарителей — 2,3...3,0 кВт/м2.
11.3. Приборы охлаждения
Батареи и воздухоохладители используются в камерах
холодильной обработки и хранения продуктов. Охлаждающие приборы бывают
непосредственного охлаждения и рассольные. В настоящее время
повсеместно осуществляется переход на изготовление приборов
охлаждения из оребренных труб. Однако на некоторых действующих
предприятиях еще встречаются гладкотрубные приборы охлаждения. Ха-
32
S
о.
о
3
о.
U
1
I
S
io
is. I *.'
о о о ю о о
ОО О О CN Ю Ю
I
оооооооооооооооот1<
— C^fNCI СО Л) <О Ю ОО
Ю1О1С Ю tO Ю Ю
СП C7J О) ¦* 1* — —
ОО СО ОО — — СО СО
lOiOlOlO<D<Ot^
*^ю о ю о о о о о
<N od'io'^' ¦** 1С* ** сГ io'
¦*•*«> ОО <М 1Я ОТ ¦* —
Ьсмга
S 8 8S2
CN CI СО
нннн ьнннн
SSSS S S S S S
о
ш
I
о
юооюю
*—• «—• СЧ W СО
—
ю
Ю
CM
о
.50
CM
о
,52
3
о
g
—• Tl-
4f< to
О О
.885
.14
to
о
,58
о
•—
о
см 33
—< ^*
rj- Q
to ot>
ОООО*— -• <N Ol CO
сч to <В со со со
о о о о о о
со с5 со со -^f т»*
СО
OO
ОООООО
OS Oi Oi O5 Oi O>
слюслюслю
— CM—«O4—«CM
O^ СП О5
^ CO Tl*
о
СП
ю
спсососоюююю
CNCMCNtMCOCOCOCO
со ю ю ю to щ to
t^ (N CN CM CM CN CN
CS CO OJ П rf
CN CN И м
2 449
ю о о о ю
OQMOCNfflOlO""
¦>s-iJp<Oop'^'^CNCviey
sssssssss
33

FI.6. Основные параметры и размеры испарителей типа ИП

Испаритель
к ,
|1
Площа
НОСТИ
ля F, и
20ИП 20
ЗОИП 30
40ИП 40
60ИП 60
90ИП 90
120ИП 120
180ИП 180
240ИП 240
320ИП 320

Испаритель
Коли-
R
4X5
6X5
8X5
12X5
16X5
12X10
18X10
24X10
32X10
* 1
L
3470
3470
3470
3670
3670
6100
6100
6100
6100
Бак
В
н
Быход рассола
а,
575 1050 100
575 1050 100
735 1050 100
1060 1050 100
1545 1050 150
III5 1200 200
1625 J200 250
2135 1200 250
2815 1200 300
Лешалка
Вылет
1
1 •
*i
150
150
150
150
150
250
250
250
350
1,
150
150
1-50
150
150
215
350
350
1410
Основные размеры.
Перелив рассола
а,
100
100
100
100
100
200
200
200
200
Электродвигатель
Марка
Мощность,
кВт
'•
150
150
1.50
150
150
215
725
900
1915
А.
210
210
210
210
210
280
300
300
300
мешалки
Частота
щения.
мм
Слив рассола
й.
50
50
50
50
50
125
125
125
125
вра-
с *
1,
130
130
270
270
600
250
300
250
1410
т,
200
200
200
200
200
300
300
300
300
Выход аммиака
d
70
70
70
100
100
150
150
200
200
т
393
393
393
436
436
590
590
690
690
402
402
402
360
360
470
470
370
370
Отделитель жидкости
Марка
Ви мм
Я,
260
260
260
260
260
282
282
282
282
Вход аммиака
S,
500
500
50С
50С
50С
77С
77С
«н
т,
20 2575
20 2575
20 2575
20 2575
20 2575
40 5015
40 5015
770 40 5015
77С
) 40 5015
Продолжение
Вместимость
испарител»
аммиаку,
по
м»
н.
492
492
492
49,2
492
292
292
292
292
табл. 11.6
Масса,
кг
20ИП
ЗОИП
40ИП
60ИП
90ИП
120ИП
180ИП
240ИП
320ИП
450
450
450
450
450
450
450
450
450
170
170
190
250
350
300
400
500
350
260
280
280
365
365
365
365
365
365
АО41-6
АО41-6
АО41-6
АО41-6
АО42-6
АО41-6
АО42-6
АО42-6
АО41-6
' B шт.)
,0
,0
,0
1,0
1,7
1,0
1.7
1,7
1.0
16,7/15,7
16,7/15,7
16,7/15,7
16,7/15,7
16,7/15,7
16,7/15,7
16,7/15,7
16,7/15,7
16,7/15,7
ОЖ-70
ОЖ-70
ОЖ-70
ОЖ-100
ОЖ-ЮО
ОЖ-150
ОЖ-150
ОЖ-200
ОЖ-200
166
327
327
490
655
560
815
1070
1410
0,1136
0,1591
0,2227
0,3326
0,4973
0,5012
0,7444
1,0085
1,3380
995
1245
1500
2165
3000
4030
5625
7200
9440

•
•
о
<о
к
с?
1
СМ
of
—*
О)
со
•s
8
i
3
e
§¦
i
I
SI»
К
о»
•
см
10X0,8
з- ч
-
of
12X0,8
«о
о"
О*
12
16X1
СО_
о
ю
22X1,2
о
oJ
2~
О
17,6
-
оо"
25X2,5
00
«о
о
со
сГ
25X2,5
о
со
о
ео
со
38X3
00
12:
оо
о
38X2.5
й!
as
a
о
I
о
I
щ
S
га
s
I
I
2.
О
СО
с
о
CQ
X
в
s
о
g
к
3
2
I
s
36
U.S. Характеристика поверхностей с литыми ребрами для воздушных конденсаторов
Показатель
Тип оребрепия
III
IV
VI
VII
Материал оребрепия
Размеры основной
трубы, мм
Алюминиевый сплав АК7
38X3 38X3 38X3 25X2,5 25X2,5 25X2,5 25X2,5
Наружный диаметр
биметаллической трубы, мм
Высота ребра, мм
Шаг ребер, мм
Толщина ребра, мм:
у вершины
у основания
Площадь наружной
поверхности 1 м
оребренной трубы, м2
Коэффициент оребрепия
Масса 1 м оребренной
трубы, кг
40
25
30
1,0
2,5
0,455
4,55
3,72
40
25
20
1,0
2,5
0,628
6,28
4,16
40
25
15
1,0
2.5
0,785
7,85
4,56
27
25
8
0,6
1,8
1,08
17,3
3,55
27
25
10
0,8
2,0
0,853
13
3;08
27
25
13
0,8
2.0
0.662
10,4
2,90
27
25
16
0,8
2,0
0,582
8,3
2,82
рактеристика оребренных труб, используемых при изготовлении
приборов охлаждения, представлена в табл. II.7.
Охлаждающие батареи в зависимости от принятой системы
охлаждения изготавливают коллекторными и змеевиковыми. На месте
монтажа пристенные и потолочные батареи собирают из оцинкованных
ребристых секций, изготовленных заводским способом.
В промышленности широко распространены воздухоохладители
из оребренных трубок или каналов, внутри которых кипит хладагент
или циркулирует хладоноситель. Их конструкция определяется
режимом работы аппарата.
Различают следующие режимы: сухой, влажный, выпадения инея
на поверхности аппарата и выпадения инея в пограничном слое
воздуха у холодной поверхности. Для первого и второго режимов
применяют аппараты с большим коэффициентом оребрения поверхности
(Р = 15...20); для третьего режима, когда конденсат выпадает в виде
инея, используют поверхности с небольшим коэффициентом
оребрения (Р = 7... 10) либо с переменным шагом между ребрами в секциях
по ходу воздуха; для четвертого режима (камеры дозаморажива-
ния) — аппараты с большим коэффициентом оребрения поверхности
(Р > 15).
Тип и форма ребер могут быть различными. В промышленных
аппаратах используют пластинчатые, пластинчато-ребристые,
спирально-навивные, спирально-накатные, отдельно насаженные ребра.
Сопряжение труб с ребрами зависит от технологии изготовления.
Разность температур между воздухом и поверхностью охлаждения
составляет до 12 °С.
Рекомендуется предусматривать байпасирование воздуха с целью
смешения потоков перед воздухоохладителем. Последнее
осуществляется за счет возврата части охлажденного воздуха во всасывающую
полость воздухоохладителя.
37

11.9.
Характеристика поверхностей
Показатель
С
ЛИТЫМИ
ребрами
i
для
Тип
II
воздухоохладителей
оребрения
| III | IV
Материал оребрения
Размеры основной трубы
Наружный диаметр биметаллической трубы,
мм
Высота ребра, мм
Шаг ребер, мм
Толщина ребер, mmi
у вершины
у основания трубы
Площадь наружной поверхности 1 м оребрен-
иой трубы, м2
Коэффициент оребрения
Масса 1 м оребренной трубы, кг
Алюминиевый сплав СИЛОО, СИЛС\
СИЛ1
32X2,5 25X2,5 25X2,5 25X2,5
35
35
6,0
1,5
2.5
2,6
30,7
8,67
28
24
4,5
0,5
2.0
1,78
28,3
4,4
28
26
4,0
0,5
2,0
2,15
34,2
4,77
28
26
4.5
0,5
2.0
2,05
32,0
4.7
11.10. Габаритные размеры и технические характеристики воздухоохладителей типа
ВОП

Воздухоохладитель
Размеры, мм
Н
м
IS1
ВОП-50 1800 620 1000 1580 140 950 370 25 — 40 14 50
ВОП-75 1800 620 1000 1580 140 950 370 25 — 40 14 75
ВОП-100 1800 680 2056 1580 140 1500 380 278 1440 100 16 100
ВОП-150 1800 680 2056 1580 140 1500 380 278 1440 100 16 150
Продолжение табл. 11.10


охладитель
#
«g гч 3J
SSI-
-till
Мощность
вентилятора, кВт,
при частоте
вращения
16.7 с | 25 с—1
Расход воздуха.
м'/ч, при частоте
вращения
16.7 с | 25 с"
.—1
Ш
В * о ь.
о щ ^Л
ВОП-50
ВОП-75
ВОП-100
ВОП-150
5,8
8,7
11.6
17,4
13,4
8,6
17,5
11,3
400
400
600
• 600
0,4
0,4
1.1
1,1
0,6
0,6
1,5
1,5
2400
2400
4960
4960
3400
3400
7450
7450
0,86
0,86
1,20
-1,20
340
380
821
888
Для промышленных воздухоохладителей и конденсаторов все
большее применение находят поверхности с литыми (табл. П.8, II.9)
(разработаны Чепурненко В. П., ОТИХП) и накатными ребрами.
В монолитных поверхностях ребра и трубы представляют единую
конструкцию элемента, изготовленную путем литья или выдавливания
ребер из стенки трубы в специальных станках. В насадных
поверхностях ребра изготовляют отдельно, надевают на поверхность трубы
и уплотняют за счет раздачи диаметра трубы или покрытия всей
38
поверхности после сборки металлом методом погружения. В таких
поверхностях отсутствует контактное сопротивление
теплопроводности между трубой и ребрами.
В настоящее время налажен заводской выпуск подвесных
воздухоохладителей. Отечественные предприятия и предприятия Венгерской
Народной Республики выпускают воздухоохладители типа ВОП
(рис. II.8); их габаритные размеры и техническая характеристика
1055
8от6.,
Ф18
"УТ
/800
1000
Рис. II.8. Подвесные воздухоохладители:
а) ВОП-100 и ВОП-150; б) ВОП-50 и ВОП-75
39

50 155 , 720 155. SM m 590 fS5
-2900
Рис. Н.Э. Воздухоохладитель ВОГ-230
приведены в табл. 11.10. Для оттаивания эти воздухоохладители
имеют встроенные электронагреватели (ТЭНы).
В настоящее время в Алма-Ате выпускают воздухоохладители
подвесного типа ВОГ-230 (рис. II.9). Оттаиваются такие
воздухоохладители горячими парами аммиака или с помощью
электронагревателей, кроме того, предусмотрено орошение
воздухоохладителей водой. Техническая характеристика ВОГ-230 представлена
в табл. 11.11.
Аппараты ВОП оборудуют осевыми вентиляторами серии МЦ, а
ВОГ-230 — вентиляторами ЦАГИ УК-2М.
Применение подвесных воздухоохладителей весьма целесообразно
для холодильных камер молочных заводов, туннелей для
охлаждения и замораживания пищевых продуктов. На мясокомбинатах
подвесные воздухоохладители можно установить в охлаждаемых
помещениях мясоперерабатывающих цехов и в камерах холодильной
обработки холодильников.
В камерах с нулевыми и отрицательными температурами
оттаивание воздухоохладителей может осуществляться с помощью алекрона-
гревателей или горячими парами аммиака. Для камер с температурой
40
II.II. Техническая характеристика воздухоохладителя ВОГ-230
ВО8ДУ-
ХООХ-
Л8ДИ-
«ель
II

Испарительные батареи
ii
Вентилятор
В 5
II
Мощность


нагревателей,
кВт
ВОГ-230 230 267 25Х 17,5 1 800 25 4,0 16900 24,60 0,28 60 1426
Х2.0 13,4
11.12. Технические характеристики воздухоохладителей ВО, НВОиПВО

Воздухоохладитель

Площадь

поверхности
Холодо-
произво-
дитель-
ность Qo
-7 К).
кВт
Расход воздуха
кг/с
м*/«
Габаритные размеры, мм
длин*

ширина
Масса,
КР
ВО-80
ВО-100
ВО-125
ВО-160
ВО-200
НВО-80
НВО-100
НВО-125
НВО-160
НВО-200
ПВО-100
ПВО-160
ПВО-250
80,5
100,2
125,6'
160,8
200,3
80,2
101,2
120,3
172,0
202,0
101,3
162,4
253,3
7,3
9,3
11,4
14,8
18,5
8,8
12,4
16,2
21,0
28,6
10.0.
15,6
24,5
2,55
2,83
3,18
5,10
5,66
2,83
3,54
4,42
6,66
7,08
3,54
5,66
8,85
7200
8000
9000
14-400
16 000
8000
10 000
12 500
16 000
20 000 ""
10 000
16 000
25000
1250
1250
1250
1250
1250
960
1090
1090
1146
1313
1380
1380
1640
1020
1220
1470
1820
2220
2098
2098
2098
2896
' 2896
1640
2170
2170
972
972
972
972
972
818
824
824
858-
862 ~
2240
2240
2240
370
400
450
615
700
368
411
470
664
741
510
744
862
275 К и выше оттаивание осевшего на батареях воздухоохладителя
инея происходит за счет теплопритоков от воздуха камеры.
ВНИИхолодмаш разработал градацию воздухоохладителей типа
ВО, работающих на фреоне-22 и фреоне-12, а также НВО (подвесные)
и ПВО (постаментные), работающих на аммиаке (табл. 11.12),. Эти
аппараты выпускают серийно.
Воздухоохладители ВО, НВО, ПВО оборудованы осевыми
вентиляторами типа К-109-19 ПР с крутопадающей характеристикой.
Такую характеристику нагнетателей подбирают с тем, чтобы при
движении воздуха через пучок теплообменной батареи не происходило
значительного снижения расхода воздуха вследствие повышения
сопротивления, связанного с ростом слоя инея.
Конструирование воздухоохладителей одной градации основано
на применении геометрического модуля [41], унифицирующего
основной элемент — секцию ребристой поверхности. Модуль состоит из
41

11.13. Технические характеристики воздухоохладителей с навивным спиральным
оребрением
Показатель
Постаментные
ВП-200
ВП-600
Площадь поверхности Fu, м* 75 150
Шаг ребер Sp, мм 16 13,3
Расход воздуха, кг/с 1,06 2,65
Холодопроизводительность Qt (при Д71!
= 10 К), кВт
Тип вентилятора
Число вентиляторов
Мощность вентиляторов, кВт
Метод оттаивания
. Обогрев поддона' То же
200
13,3
4,95
8,7 17,4 23,4
06-320 Ц4-70 Ц4-70
. 2 1 1
0,6 2,2 3
Горячими парами аммиака
Масса воздухоохладителя, кг 1400 2500 3200
600
20 и 30
25 и 46
70
06-320
4
4
Орошение
водой


нагреватели
мощное*
тью
10,8 кВт
8850.
11.14. Градация воздухоохладителей
Модель
воздухоохладителя
Площадь
поверхности
FH, м»
Расход воздуха для кацер
хранения
кг/с
м'/ч
замораживания
кг/с 1 ма/ч
НВОЛ-50
НВОЛ-80
НВОЛ-100
НВОЛ-125
НВОЛ-160
НВОЛ-200
НВОЛ-250
ПВОЛ-100
ПВОЛ-160
ПВОЛ-250
1
50
80
100
125
160
200
250
100
160
250
1,77
2,83
3,54
4,42
5,66
7,08
8,85
3,54
5,66
8,85
5000
8000
10 000
12 500
16 000
20 000
25 000
10 000
16 000
25 000
2,475
3,96
4,95
6,19
7,92
9,90
12,37
—
—
—
7000
11 200
14 000
17 500
22 400
28 000
35 000
—
—
—
некоторого количества трубок, связанных общим пластинчатым
ребром, или ребристого пучка определенной площади поверхности,
кратный набор из которых позволяет создать аппараты, соответствующие
размеру градации. Характеристики ребристых поверхностей,
применяемых для аммиачных воздухоохладителей с навивными ребрами
по проектам Гипрохолода, приведены в табл. 11.13. Градация
воздухоохладителей показана в табл. 11.14.
Характеристика теплообменной поверхности воздухоохладителей,
работающих на аммиаке: основа — стальная бесшовная труба
размерами 22 X 1,2 мм; оребрение — стальные пластинчатые ребра
размерами 130 X 130 X 0,3 мм. Ребра насаживают сразу на четыре
трубки, расположенные в коридорном порядке с расстоянием между
осями труб 65 мм. Шаг оребрения переменный: в первых рядах труб
42
11.15. Коэффициенты теплопередачи батарей к, Вт/(м'
Потолочная двухрядная:
аммиачная
рассольная
Пристенная пятитрубная:
аммиачная
рассольная
Пристенная десятитрубнаяг' '¦•
аммиачная ¦ •
рассольная >
Пристенная пятнадцатитрубяая
аммиачная
10
10
10
10
10
4,9
4,6
4,5
4,2
4,8
3,8
3.6
3,4
11.16. Коэффициенты теплопередачи секций батарей к, Вт/(м2 • К)
Одноколлекторные (СК)
Змеевиковые головные (СЗГ)
Змеевиковые хвостовые" (СЗХ)
Средние (СС)
Змеевиковые (СЗ)
Двухколлекторные (С2К)
3,9...4,2
2,9...3,1
2,9...3,1
2,9...3,1
2,9...3,1
3,7...3,9
4,9...5,1
3,7...3,8
3,7...3,8
3,7...3,8
3,7...3,8
4,6...4,8
4.3...4.6
,2.. .3,5
3,2...3,5
3,2...3,5
3,2...3,5
.3,2...3,5
5,6...5,9
4,2...4,4
4,2...4,4
4,2...4,4
4,2...4,4
5,2...5,6*
по ходу воздуха 15 мм, а в последующих — 7,5 мм, поверхность после
сборки оцинковывают. »
В воздухоохладителях, работающих на хладонах, используют
медные трубы размерами 16 X 0,8 мм и пластинчатые алюминиевые
ребра толщиной 0,4 мм и размерами 80 X 40, 80 X 74, 80 X 154 для
насаживания сразу на 2, 4 и 8 трубок с коридорным расположением.
Шаг труб — 40 мм, ребер —в начале по ходу воздуха 15 мм, а
затем — 7,5 мм.
Площадь поверхности приборов охлаждения по известной
тепловой нагрузке определяют из формулы
F - Qo
где AT — разность между температурой воздуха в охлаждаемом
помещении и температурой кипения хладагента; k — коэффициент
теплопередачи приборов охлаждения, Вт/(м2 • К).
Для ребристых батарей из труб сечением 57 X 3,5 мм (шаг ореб-
рения 35,7 мм, ширина ленты 46 мм) при перепаде «ипопятуп между
воздухом и аммиаком (или рассолом) кт = 10 К '
лопередачи сведены в табл. 11.15. Коэффициенты
ных оребренных секций батарей (ГОСТ 1764!
табл. 11.16. Коэффициенты теплопередачи определены
лодпромом при перепаде температур между воздухом и аммиаком
43

= 10 К. Значения коэффициентов, приведенные в табл. 11.15 и
11.16, даны с учетом термического сопротивления слоя снеговой шубы
толщиной 5 мм.
Для определения коэффициента теплопередачи при перепаде
температур, отличном от 10 К, пользуются формулой
\ ю
где kl6 — коэффициент теплопередачи при AT = 10 К.
Коэффициенты теплопередачи аммиачных оребренных
воздухоохладителей для различных температур кипения хладагента
следующие:

Температура кипения.
К
233
253
258

Коэффициент
теплопередачи k.
Вт/(м2 • К)
11,6
13,0
17,5
11.4. Вспомогательное оборудование
Кроме компрессоров и теплообменных аппаратов, являющихся
основными элементами, в схему холодильной установки включают и
вспомогательное оборудование: отделители жидкости,
маслоотделители, маслосборники, промежуточные сосуды, линейные, защитные,
циркуляционные и дренажные ресиверы и др.
Отделители жидкости, сепарирующие капли жидкости из паро-
жидкостной смеси хладагента, отсасываемого из приборов
охлаждения, обеспечивают сухой ход компрессоров и уменьшают
возможность возникновения в них гидравлического удара. Капли жидкости
в этих аппаратах осаждаются за счет изменения скорости и
направления движения потока парожидкостной смеси.
В современной холодильной технике функции отделителей
жидкости выполняют в основном другие аппараты. Отделители жидкости
устанавливают лить на панельных испарителях, поэтому данные
о них не приводим. >
Маслоотделители предназначены для улавливания масла,
уносимого хладагентом из компрессора. Этот аппарат работает по тому
же принципу, что и отделитель жидкости.
Для более эффективного отделения масла в нижнюю часть
маслоотделителей подается жидкий аммиак, через слой которого барботи-
руются пары хладагента. Маслоотделители типа ОММ представлены
на рис. 11.10, технические характеристики и габаритные размеры —
в табл. 11.17. Для компрессорных агрегатов нового типоразмерного
ряда используют маслоотделители с автоматическим возвратом масла
в картер компрессора. Указанные маслоотделители входят в состав
самого агрегата. ;
Рис. 11.10. Маслоотделители
тепа ОММ:
в) 50-ОММ, 80-ОММ; б) 100-ОММ,
125-ОММ, 150-ОММ. 200-ОММ1
<) 300-ОММ
44

11.17. Технические характеристики и габаритные размеры маслоотделителей
типа ОММ

Маслоотделитель
Объем,
м»
Размеры, мм
D X S
D,
С
С
о.
Н
ft.
50
80
100
125
150
200
300
ОММ
ОММ
ОММ
ОММ
ОММ
ОММ
ОММ
0,050
0,078
0,174
0,320
0,780
0,830
3,670
273X8
325X9
426Х 10
500X8
600X8
700X8
1200Х 12
375
425
450
580
700
750
1300
475
525
605
715
850
925
1845
100
ПО
125
150
200
110
ПО
125
125
150
200
200
80
80
100
10Q
100
100
120
1535
1765
1850
2125
2650
2750
3980
1175
1275
1490
1740
2150
2145
3310
610
605
680
785
750
830
1040
700
700
750
880
810
980
1520
Продолжение табл. 11.17

Маслоотделитель
Размеры, мм
Ь,
Условный проход штуцеров и люка D . мм
А В
8. Б
ее
т
М
Штуцер
для

соединения

дохранительного
клапана
Штуцер
для

соединения
манометра
Люк
50
80
100
125
150
200
300
ОММ
ОММ
ОММ
ОММ
ОММ
ОММ
ОММ
125
по
30
120
50
ПО
120
120
120
120
190
190
190
190
100
100
100
160
160
160
160
40
40
40
50
50
50
50
87
125
223
275
359
520
2060
50
80
100
125
150
200
300
20
20
25
25
25
25
32
10
10 \'
10
10 ¦
10 •
10
15
15
15
15
15
25
10
10
10
10
10
10
10
400
11.18. Технические характеристики и габаритные размеры маслосборников типа СМ

Маслосборник
Объ
Размеры, мм
DXS
н
ft,
К
Условный
проход штуцеров
?>у, мм
* Е то
"За
Присс
всасы
НИИ К
М
М,
Вход
150 СМ 0,008 159X4,5 600 770 665 430 180 465 140 150 14 18,5 10 10 10
300 СМ 0,07 325X9 765 1270 1165 890 205 925 260 260 18 92,0 10 10 10
Маслосборник типа СМ (рис. 11.11) подключается к стороне
всасывания. Он представляет собой емкость, в которую перепускается
масло из маслоотделителя и других аппаратов, после чего оно
удаляется из системы. Применение маслосборников значительно
повышает безопасность обслуживания холодильной установки. Техниче-
46
Вид А
Рис. 11.11 Маслосборник типа СМ
ские характеристики и габаритные размеры маслосборников типа
СМ представлены в табл. 11.18.
Промежуточные сосуды применяют в аммиачных холодильных
установках двухступенчатого сжатия для промежуточного охлажде-
11.19. Техническая характеристика и основные размеры промежуточных сосудов
типа ПС3

Промежуточный
сосуд
Площадь
наружной
поверхности
амеевика, м*
Объем
сосуда,
Размеры, мм
D X S
Н
ft»
40ПСз
60ПС,
80ПС,
100ПС,
120ПС,
1,65
4,3
6,3
8,6
10
0,22
0,67
1,15
1,85
3,3
426X10 450 2390 990 1760 280 1400
600X8 700 2800 1500 1975 430 1600
800X8 890 2920 1565 1980 444 1600
1000X10 1100 2940 1440 1936 500 1600
1200X12 1300 3640 1660 2436 520 1600
Продолжение табл. П. 19
с я
Площадь
наружной

поверхности
змеевика,
ы'
Размеры, мм
ft.
d.
40ПС, 1,65
60ПС, 4,3
8ОПС3 6,3
100ПС, 8,6
120ПС, 10
0,22 200
0,67 150
1,15 150
1,85 195
3,3
230
380
394
440
120 70
160 150
200 150
230 200
336 460 330 300
20 32 10 20 70
32 60 20 32 125
32 50 20 32 150
40 70 32 50 200
40 70 32 50 300
330
570
800
1230
1973
47

[азооЬазный Ш
от сна
Газообразный
ЩкСВДс15
Уравнительная
паробая d2
Рис. 11.12. Промежуточный .сосуд
nC
типа
/ — клапан предохранительный; 2 —•
уровень жидкости
Спуск
тепа.
ния паров хладагента,
поступающего из компрессора
ступени низкого давления и для
переохлаждения жидкого
аммиака в змеевике аппарата
перед регулирующим
вентилем. Пары хладагента
охлаждаются при барботировании
через слой жидкого аммиака.
Отечественная
промышленность выпускает
промежуточные сосуды только со
змеевиками (рис. 11.12).
Техническая характеристика и
размеры промежуточных сосудов
ПС3 приведены в табл. 11.19.
Кроме перечисленных типов
промышленность выпускает
также промежуточные сосуды
СПА-600 (рис. 11.13) и
СПА-800 (рис. 11.14),
поставляемые в комплекте с
двухступенчатыми агрегатами.
Конструкция сосудов СПА-600
и СПА-800 отличается от
конструкции аналогичных
аппаратов типа ПС8 несколько
иным расположением и
размерами патрубков, а также
наличием смонтированного на
корпусе щита приборов.
Следует отметить, что в
импортных машинах встречаются
промежуточные сосуды беззме-
евиковой конструкции.
Ресиверы, применяемые в холодильной установке, выполняют
различные функции по разгрузке отдельных узлов системы. Это
прежде всего линейные ресиверы типа РВ (рис. 11.15), применяемые для
разгрузки теплообменной поверхности конденсаторов от жидкого
аммиака и обеспечения его равномерного поступления к
регулирующей станции. Технические характеристики линейных ресиверов типа
РВ и их габаритные размеры приведены в табл. 11.20.
Дренажные ресиверы типа РД (рис. 11.16) в основном
предназначены для сбора жидкого аммиака при оттаивании приборов охлажде-
43
ПгзооЪразный
Рве. 11.13. Промежуточный сосуд
К уравнительной, линии dt
Жидкий Wjd \\^
Рис 11.14. Промежуточный сосуд
СПА-800
Жидкий Щ d
/ля подключения насоса 2?у8О "
Рис. 11.18. Линейный ресивер типа РВ:
1 - И.ВОМСТР1 г - «*«п«м пр«»»р«внтельный1 a - вентиль спуск, масла Dy 10

11.20. Техническая характеристика и основные размеры ресиверов типа
Ресивер
Объем, м'
РВ
Размеры, мм
D X 5
L
h
1,
и
и
1,
1,
Н
d
1
0,4 РВ 0,4 500Х 8 2560 1956 1000 475 200 400 556 600 980 20
0.75РВ 0,75 600X8 3190 2485 1150 700 235 935 950 1150 32 26
1,5 РВ 1,5 800X8 3790 2970 1650 650 300 чпп 1200 1170 1Ч7П -п
2,5 РВ 2,5 800x8 5790 4970 2900 1000 300 <зии 2170 2200 1Л/и ои
3,5 РВ 3,5 1000x10 4890 3960 2600 950 400 1810 1550 1580
.6 РВ 5 1200X12 5480 4455 2900 800 450 1900 1950 1800
11.21. Техническая характеристика и основные размеры ресиверов типа РД
70 —
32
300
430
700
1035
1455
2225
Ресивер
Размеры, мм
D х S
Н
0,75 РД 0,75 600X8 3000 2485 1150 180 900 900 690
1,5 РД 1,5 800X8 3600 2970 1650 250 1050 1250 890
800X8 5730 4970 2900 250 2070 2200 890
1000Х 10 4825 3960 2600 300 1500 1730 1090
1150
1370
32
50
25
25
430
700
1370 50 25 1030
1580 70 32 1450
„v%, 4VVV » , wv ц/аи LW\J /U Q& I**iXJ
1200X12 5340 4450 2980 350 1900 1950 1295 1800 70 32 2220
2|5 РД 2,5
3,5 РД 3,5
5 РД 5 ....
"--ния. Технические характеристики и основные размеры их приведены
в табл. 11.21.
В насосно-циркуляционных системах с непосредственным
кипением хладагента чаще всего применяют дренажно-циркуляционные
вертикальные ресиверы типа РДВ. При использовании таких
ресиверов по основному назначению в нижней их части собирается
жидкий хладагент, который затем насосом перекачивается в системы
К уравнительной линии d, • Шдкий
Жидкий Щ ы
Рис. 11.16. Дренажный ресивер типа РД:
/ — манометр; 2 —клапан предохранительный; 3 — вентиль спуска масла Dy10
50
охлаждения. В верхней
части ресиверов отделяются
частицы жидкости из паро-
жидкостной смеси,
поступающей из системы охлаждения.
Таким образом, аппараты
совмещают в себе функции
ресивера и отделителя
жидкости. В настоящее время
московский завод «Компрессор»
выпускает ресиверы типа
РДВа усовершенствованной
конструкции (рис. 11.17), в
которых отсутствует
располагаемый в нижней части
ресивера типа РДВ патрубок
Dy = 80 мм для подключения
аммиачного насоса.
Всасывающий трубопровод насоса в
ресивер РДВа, согласно
рекомендации завода, врезается
непосредственно в днище.
.Основные размеры ресивера типа
РДВа представлены в табл.
11.22.
Следует отметить, что
ресиверы типов РД и РДВ,
помимо основных, могут
выполнять и другие функции. Оба
типа'ресиверов можно
использовать как защитные емкости
в безнасосных схемах для
улавливания жидкости на
всасывающих магистралях и
для предотвращения
попадания ее в компрессоры. Оба
типа ресиверов
взаимозаменяемы. Так, ресивер типа РДВ
часто используют в качестве
Газообразный NH3 d
Газоодразный
высокого давления
350 для 3,5и 5РДВ
Ждт2,5РДВ"
Рис. 11.17.
Вертикальный
РДВа
ресивер типа
дренажного ресивера системы. Ресивер типа РД в старых насосных
системах применяют в качестве циркуляционного ресивера. В этих
схемах дополнительно к ресиверу подключают отделитель жидкости, так
как ресивер типа РД не в состоянии выполнять функции последнего.
Категорически запрещается использовать ресиверы типа РВ как
в качестве дренажных, так и в качестве циркуляционных, поскольку
они не приспособлены для работы в режиме низких температур! При
температуре кипения хладагента ниже 258 К сварные швы ресивера
разрушаются.
51

11.22. Основные размеры ресиверов типа РДВ*
Ресивер
Объем,
Размеры, мм
0XS
Масса,'
кг
( 3300 410 150 680
3900 460 150 1175
3500 560 200 1470
4500 Б60 200 ' 1770
11.23. Допустимая скорость движения жидкости и газа w, м/с, по трубопроводам
различного назначения
1.5
2.5
3,5
5
РДВ"
РДВа
РДВа
РДВа
4 1,4
2.7
3,4
4.6
800x8
1000X8
1200Х 10
1200Х 10
1036
1236
1440
1440
1116
1320
1524
1524
Рабочее вещество
Сторона всасывания
Сторона нагнетания
Газообразный аммиак
Жидкий аммиак
Жидкие хладоносители
Вода
Жидкий аммиак при самотечном движении
10...25
0,15...0,50
0.40...0.80
0,60... 1.00
0,15...0,50
15..
0,50..
0.70..
0,80..
0,15..
.30
.1,25
.1,20
.1,30
.0,50
Расчет и подбор группы вспомогательного оборудования, к
которой относятся отделители жидкости, промежуточные сосуды и
маслоотделители, осуществляют с учетом условий обеспечения допустимой
скорости движения хладагента в паровом штуцере и сечении сосуда.
При этом диаметры парового штуцера и обе чайки сосуда определяют
по уравнению сплошности
/
1,1
где d — диаметр штуцера (сосуда), м; Ga — массовый расход
хладагента через штуцер (сечение сосуда), кг/с; и — удельный объем паров
хладагента при параметрах рассчитываемого сосуда, м3/кг; w —
допустимая скорость движения паров хладагента при проходе через
штуцер (сечение сосуда), м/с,
Скорость движения паров аммиака в сечении отделителя жидкости
и промежуточного сосуда не должна превышать 0,5 м/с, в сечении
маслоотделителя — 0,7 м/с. Допустимые скорости движения паров
аммика в штуцерах аппаратов определяют по табл. 11.23.
Расчет и подбор всех типов ресиверов заключаются в определении
необходимой вместимости сосуда для данной холодильной установки.
Подбор линейных ресиверов зависит от способа подачи жидкого
хладагента в систему охлаждения. Для насосно-циркуляционной
системы с верхней подачей жидкого аммиака вместимость линейного
ресивера должна составлять не менее 30 % вместимости системы
охлаждения (приборов охлаждения и сливных трубопроводов). Сверх
этого объема расчетная вместимость ресивера должна быть
увеличена на 20 %.
Для насосно-циркуляционной системы с нижней подачей жидкого
аммиака и безнасосной системы при отсутствии соленоидных венти-
52
лей на всасывающих трубопроводах приборов охлаждения
вместимость линейного ресивера должна составлять не менее 45 /о
вместимости системы охлаждения. Сверх этого объема расчетная
вместимость ресивера также должна быть увеличена на 20 /о. При наличии
соленоидных вентилей на всасывающих трубопроводах приборов,
охлаждения вместимость линейного ресивера определяют так же,
как и.для системы с верхней подачей жидкого аммиака. __
Итак для систем с верхней подачей вместимость линейного реси-
Кл.Р - 0,3 •
для систем с нижней подачей
Ул.р = 0,6- 1,2^ = 0,721^.
Вместимость защитных ресиверов следующая!
для горизонтального ресивера
Va.v « 0,4Fc;
для вертикального ресивера
'з.р
¦ 0,5Fc,
где у — вместимость системы охлаждения.
При этом необходимо учесть, что вместимость защитных ресиверов
состоит из емкостей попеременно подключаемых к системе
ресиверов, общая вместимость которых должна быть не меньше расчетной.
Дренажный ресивер должен вмещать жидкий аммиак из
приборов охлаждения наибольшей камеры или из наиболее крупного
циркуляционного ресивера. Сверх этого объема расчетную вместимость
ресивера следует увеличить на 20 %.
11.5. Насосы холодильных установок
Насосы в холодильных установках применяют для циркуляции
охлаждающей воды в оборотных системах водоснабжения,
промежуточного хладоносителя (рассол или «ледяная»» вода), а также
жидкого аммиака в насосно-циркуляционных системах. В последнем
случае применяют специальные аммиачные насосы. Для воды и
рассола применяют водяные консольные насосы (рис. 11.18 и 11.19),
выпускаемые Ереванским и Катайским насосными заводами.
Технические характеристики и размеры насосов, выпускаемых Ереванским
насосным заводом, приведены в табл. 11.24 и 11.25. В табл. 11.26 и
11.27 приведены технические характеристики и основные размеры
консольных насосов, выпускаемых Катайским насосным заводом.
На многих действующих предприятиях, где применяется насосно-
циркуляционная система, эксплуатируются аммиачные насосы ЗЦ-4
(ЗЦ-4а) с подачей 30 м3/ч при напоре Ар = 350 кПа C5 м вод. ст.).
В связи с большой производительностью этих насосов применение
их в установках различной мощности было ограниченным.
В настоящее время Кишиневский завод герметичных насосов серий-
гно выпускает бессальниковые насосы ЦНГ-70М и ЦНГ-68 различной
53

Рис. 11.18. Консольный насос производства Ереванского насосного завода
Рис. 11.19. Консольный насос производства Катайского насосного завода
t
Рис. 11.20. Герметичный насос Trina ЦНГ-70М
производительности. После испытаний этих насосов во ВНИКТИ-
холодпроме в 1970 г. они были рекомендованы для применения в
аммиачных насосно-циркуляционных системах и с тех пор широко
внедряются на вновь строящихся предприятиях, а также при
реконструкции действующих. '
Насос типа ЦНГ-70М (рис. 11.20) имеет три модификации:
54 ..
IL24. Технические характеристики водяных консольных насосов, выпускаемых
Ереванским насосным заводом
Насос
Подача,
м»/ч
Полный
напор.
кПа
Электродвигатель
Марка

Мощность,
кВт
Частота
вращения,
Соотношение
диаметров
всасывающего и
нагнетательного
патрубков
1.5К-8/19
1,5К-8/19а
1.5К-8/196
2К-20/30
2К-20/30а
2К-20/306
2К-20/18
2К-20/18а
2К-20/186
ЗК-45/30
ЗК-45/30а
.4К-90/20
4К-90/20а
Прим
6,0
11,0
14,0
5,0
9,5
13,5
4,5
9,0
. 13,0
10,0
20,0
30,0
10,0
20,0
30,0
10,0
20,0
25,0
11,0
20,0
22,0
10,0
17,0
21,0
10,0
15,0
20,0
30,0
45,0
54,0
25,0
35,0
45,0
60,0
80,0
100,0
50,0
70,0
90,0
е ч а н и е.
203
174
140
160
140
112
128
114
88
345
308
240
285
252
200
220
188
164
210
185
175
168
150
132
130
120
103
348
310
270
242
225
195
257
228
189
207.
182
143
А02-21-2
А02-21-2
А02-12-2
А02-32-2
А02-31-2
А02-22-2 -
А02-22-2
А02-21-2
А02-21-2
А02-42-2
* А02-41-2
А02-42-2
А02-41-2
Частота вращения
1.5
1,5
1.1
4,0
3.0
2,2
2,2
1,5
1,5
7,5
5.5
7.5
5,8
всех
47,7
47,7
48
48
48
47,7;
47,7^
47.7
47.7
48,5
48.5
- 48,5
48,5 v
насосов 48,3
40/32
40/32
40/32
50/40
50/40
50/40 ;
50/40 ;
50/40 \
50/4Г;
80/50 ;,
80/50
100/80
100/80
с.
16.3
16,3
12,5
31
26
19,8
19,8
1.6,3
16.3
68
56,5
68
56,е
55

11.25. Основные размеры водяных консольных насосов, выпускаемых Ереванским
насосным заводом
Насоа
1.5К-8/19
1,5К-8/19а
1.5К-8/196
2К-20/30
2К-20/30а
2К-20/306
2K-20/I8
2К-20/18а
2К-20/186
ЗК-45/30
ЗК-45/ЗОа
4К-90/20
4К-90/20а
L
727
716
796
770
765
765
737
984
946
990
952
283
283
293
293
293
293
293
335
335
348
348
1,
278,0
278,0
278,0
278,0
278,0
278,0
278,0
328,5
328,5
331,5
331,5
120
120
130
130
130
130
130
148
148
158
158
с,
75
75
98
98
98
80
80
105
105
108
108
Размер, мм
с„
163
163
163
163
163
163
163
187
187
190
190
с.
285
275
316
303
293
299
285
401
382
401
382
с.
250
250
250
250
250
250
250
280?
280
280
280
с.
240
220
285
285
240
240
240
320
320
320
320
н
274
263
319
319
274
274
274
413
413
413
413
Hi
286
285
315
315
315
290
290
365
365
365
365
h
165
165
165
165
165
165
165
215
215
215
215
*.
120
110
143
143
120
120
120
160
160
160
160
11.26. Технические характеристики водяных консольных насосов, выпускаемых
Катайским насосным заводом
Насос
Подача,
м"/ч
Полный
напор.
кПа
Частота
вращения
вала
насоса,
с-1
Электродвигатель
Марка

Мощность.
кВт
Частота
вращения,
с *
Соотношение
диаметров
всасывающего
и
нагнетательного
патрубков, мм
{4К-12
4К-12а
6К-8
6К-8а
6К-86
6К-12
6К-12а
8К-12
8К-12а
56
65
90
112
61
85
100
122
162
198
115
140
18-1
106
140
170
126
162
182
108
150
165
220
288
330
194
250
300
400
- 340
" 275
325
286
230
365
325
280
310
286
240
280
220
180
225
200
175
180
' 150
140
330
290
250
270
240
200
48,3 А02-62-2 17
48,3 А02-51-2 10
24,2 А02-72-4 30
24,2 А02-71-4 22
24,2 А02-71-4 22
24,2 А02-61-4 13
24,2 А02-52-4 10
24,2 " А02-8М . 40
24,2 ' А02-72-4 80
48,3 100/80 163
48,3 100/80 95
,24,2 150/100 236
24,2 150/100 208
24,2 150/100 208
24,2 150/100 143
24,2 150/100 НО
_24,2 200/125 335
24,2 200/126 ' 236
Продолжение табл. 11.26.
Насоа
Подача,
м«/ч
Полный
напор,
кПа
Частота

вращения вала
насоса.
Электродвигатель
Марка

Мощность,
кВт
Частота

вращения, с'
.—1
Соотношение
диаметров
всасывающего
и
нагнетательного
патрубков, мм
8К-18
8К-18а
220
288
330
200
260
300
207
175
150
175
155
130
24,2
24,2
А02-71-4
-
А02-62-4
22
17
24,2
24,2
200/150
200/150
208
165
11.27. Основные размеры водяных консольных насосов, выпускаемых Катайским
насосным заводом
Наооо
Размер, мм
С.
Н
4К-12
4К-12а
6К-8
6К-8а
6К-86
6К-12
6К-12а
8К-12
8К-12а
8К-18
8К-18а
1405
1310
1535
1490
1490
1420
1410
1690
1540
.1500
1505
1055
924
1090
1090
1090
1055
924
1270
1090
1090
1055
175
145
178
178
178
175
145
178
178
178
175
160
160
170
170
170
170
170
190
190
190
190
525
500
525
525
525
520
500
690
525
525
525
260
225
288
288
288
260
225
355
288
288
260
120
120
200
200
200
180
180
220
220
200
200
280
280
310
310
310
300
300
310
310
310
310
410
420
410
410
410
410
420
450
450
450
450
750
650
750
750
750
750
650
835
750
750
750
460
у 420
460
460
460
460
420
615
460
460
460
535
467
556
556
556
536
467
'650
556
556
535
500
470
580
580
580
550
520
645
590
580
580
300
270
300
300
300
300
270
355
300
300
300
11.28. Технические характеристики насосов типа ЦНГ-70М
Насо*
Рабочая
•она,
ы'/ч
Кавита-
ционный
аапас,
кПа*

Мощность
влектро-
двигате-
ля
Частота
вращения
»лектро-
двигате-
ЦНГ-70М-1
П.5ХГ-6-2.8-2)
ЦНГ-70М-2
A,5ХГ-6-2,8-2)
ЦНГ-70М-3
A.5ХГ-6-3-2.8-2)
ЦНГ-68
(ЙХГ-5К-4.5-1)
8
8"
8
20
6...12
6...12
6...12
12...28
124,0
241,2
365,7
303,6
17.2
17,2
17,2
24,1
2,8
2,8
4 2.8
4,5
48,3
48,3
48,3
48,3
180
195
210
170
* Значения приведены для жидкого аммиака при Т = 233 К.
57

Рис. 11.21. Герметичный насос ЦНГ-68
ЦНГ-70М-1, ЦНГ-70М-2, ЦНГ-70М-3 (последняя цифра обозначает
число ступеней насоса). На рис. 11.21 изображен насос ЦНГ-68.
Технические характеристики указанных насосов представлены в
табл. 11.28. Здесь кавитационный запас дан без учета сопротивления
всасывающей магистрали насоса.
Расчет всех типов насосов сводится к определению подачи, напора
и подбора марки насоса в соответствии с величинами, найденными
по его технической характеристике.
Подачу насоса для перекачивания промежуточного хладоносителя
(или водяного циркуляционного насоса) определяют по формуле
_ Q
рсАТ '
где Q — тепловая нагрузка системы, обслуживаемой насосом, кВт;
р — плотность хладоносителя (оборотной воды), кг/м3; с —
теплоемкость хладоносителя (оборотной воды), кДж/(кг • К); AT —
перепад температур хладоносителя (оборотной воды) на входе и выходе.
Подачу аммиачного насоса находят по формуле
Va =
где г — удельная теплота парообразования при данной температуре
кипения хладагента, кДж/кг; v — удельный объем жидкого
хладагента, м3/кг; п — кратность циркуляции жидкого хладагента (вопросы
выбора п в зависимости от вида подачи рассмотрены в [41]).
Расчетный напор рассольных, зодяных и аммиачных насосов
определяют как сумму сопротивлений по длине трубопроводов (А/»,),
местных (Д/^) и на преодоление подъема до наиболее высокой точки
системы {Aph):
Ар = Apt + Ар| + Aph.
В свою очередь,
58
dy
11.29. Коэффициент Л, учитывающий геометрию местного сопротивления
Местное сопротивление
Проходной вентиль
Угловой вентиль
Задвижка:
открытая
открытая наполовину
Обратный клапан
Тройник:
на проходе
на разветвлении ¦¦
на проходе с уменьшением
сечения наполовину
Отвод 90° (угольник):
R/da = 0,5
RldH= 1,0
RldH = 2,5
Отвод 45°:
' RfdH = 0,5
R/dH= 1,0
RldH = 2,5
A
340
170
6,9
200
340
20
67
32
40
18,2
9,2
26
12
6
Местное сопротивление
Отвод 180° (калан):
Rldn = 0,5
#/dH = 1,0
R/dH = 2,5
Вход в трубу из сосуда
Внезапное расширение
dx : d2 = 1
d1:di= 1
d1 : d2 = 3
Внезапное сужен
d3: dx = 1
¦ da : d1 = 1
di:d1=3
4
2
4
ие:
4
2
4
A
54
25
12,5
17,5.
32
20
18,5
15
12
6,9'
где %-rp — коэффициент сопротивления трению по длине
трубопровода, определяемый для гладких труб при турбулентном движении
жидкости по формуле Бладиуса
^ = 0,3164 Re"'25.
Для приближенных расчетов приняты такие значения ЯтР: для
сухого насыщенного и перегретого пара — 0,025; для влажного пара
и жидких рабочих тел — 0,035; воды и рассола — 0,04; I — длина
трубопровода, м; р — плотность вещества, кг/м3; dy — условный
диаметр трубопровода, м; w —допустимая скорость потока вещества,
перекачиваемого насосом, м/с;
где ? — коэффициент местного сопротивления (? •= АХ^,); А —
коэффициент, учитывающий геометрию местного сопротивления
(табл. 11.29);
Aph = pHq,
где Я — высота подъема жидкости насосом, и; q — ускорение
свободного падения, м/с2.
11.6. Расчет и подбор емкости
вертикального циркуляционного ресивера
Определяем расчетный диаметр циркуляционного ресивера:
^о.оасч '—
'р.расч
nwp
где Ga max •— количество газообразного хладагента, поступающего в
ресивер в расчете на самую большую тепловую нагрузку, кг/с; w —
59

11.30. Рекомендуемые значения величины #t
в зависимости от марки ресивера
Ресивер
Ниш
1,5 РДВ"
2,5 РДВ"
3,5 РДВа
5 РДВ» '
1,17
1,22
1,28
1,46
допустимая скорость движения паров хладагента в сечении ресивера
(w ж 0,5 м/с); р" — плотность газообразного хладагента, кг/м3.
Если рассчитанный этим способом диаметр превышает ближайшее
конструктивное значение диаметра одного из типовых
циркуляционных ресиверов, выпускаемых отечественной промышленностью,
подбирают два или п сосудов одинакового размера. При этом необходимо
соблюдать условие
^р.расч ^ у tlDp.Koti »
где Dp.KoH — конструктивное значение диаметра ресивера (из
технической характеристики).
Вместимость выбранного циркуляционного ресивера Уц.р должна
удовлетворять равенству
Здесь Vx — объем жидкого аммиака, необходимого для обеспечения
устойчивой работы насоса, м3:
#! — уровень жидкости в ресивере, необходимый для обеспечения
устойчивой работы насоса, м (табл. 11.30);
Ул — объем жидкого хладагента, поступающего в
циркуляционный ресивер из приборов охлаждения, м3. Для системы с верхней
подачей хладагента в приборы охлаждения
где 2Уп.о — объем жидкого хладагента в приборах охлаждения при
их рабочем заполнении. Для систем с нижней подачей хладагента
в приборы охлаждения
где Ац — коэффициент заполнения приборов охлаждения при
изменении тепловой нагрузки (Дт) = 0,26...0,27).
60
V8 — объем жидкого хладагента, поступающего из
трубопроводов, м3:
У4 — объем паров хладагента, образующихся при вскипании
в ресивере жидкого хладагента при изменении тепловой нагрузки,
м3:
I/ "всктпод
где Qbck — количество теплоты, подводимой к объему Vx + Va +V3
при вскипании жидкого хладагента в ресивере, Вт; р' — плотность
жидкого хладагента, кг/м2; тпод — длительность подъема пузырька
в жидком хладагенте, с. Величина тпод зависит от скорости подъема
пузырька wa, которая устанавливается экспериментально и
изменяется в интервале 0,28...0,30 м/с;
__Hx±JU±Jk.
"ПОП _.. а
определяется из выражения
Q.«=(Vi + i
dt
dt
~dT*
где -^г скорость изменения температуры, К/с. По данным Г. Ло-
рентцена, -^ л* 0,05 К/с.
Высоту паровой зоны циркуляционного ресивера находят из
выражения
nDl
I/ _ U Р_
'2 — "а 4
Если в результате выполненных расчетов полученная вместимость
вертикальных циркуляционных ресиверов превышает приведенную в
технической характеристике, то расчет повторяют для следующего
по типоразмерам вертикального циркуляционного ресивера или
увеличивают общее количество выбираемых сосудов.
Для приближенного подсчета вместимости вертикальных
циркуляционных ресиверов (РДВ) можно пользоваться зависимостями,
рекомендованными ВНИКТИхолодпромом:
для системы с нижней подачей аммиака
VVp = 2,7 [VR.T + 0,2 <у6 + VJ + 0.3WJ;
V«.p = 2,0 ГУ„.Т + 0,2 (V6 + VJ + 0,ЗУв.т1 (РДВ со стояком);
для системы с верхней подачей аммиака
Уц.р
b
2,0 [Ун.т + 0,ЗУв + 0,6К. + 0.3V..J (РДВ со стояком),
61

где VH.T — геометрическая вместимость нагнетательного
трубопровода аммиачного насоса, м3; VB.T — геометрическая вместимость
трубопровода совмещенного отсоса паров и слива жидкости, м3;
^б> ^в — геометрическая вместимость труб соответственно батарей
и воздухоохладителей, м3.
11.7. Расчет аммиачного центробежного насоса
Рассчитать гидравлическую характеристику сети и подобрать аммиачный
насос, подающий хладагент на четвертый этаж распределительного холодильника
(рис. 11.23). Температура кипения аммиака t0 =—30 СС, тепловая нагрузка при
данной температуре кипения Qo = 120 кВт. Камеры хранения мороженого мяса
оборудованы оребренными коллекторными батареями.
Подбирают насос в зависимости от расхода хладагента и напора,
соответствующего данной системе охлаждения.
Подачу циркуляционного насоса GH, м8/с, определяют по расходу хладагента
в зависимости от требуемой кратности циркуляции:
г. __ Qo
-н-.-ц Гр, ,
где гец — кратность циркуляции; для насосных схем охлаждения с нижней
подачей аммиака в приборы охлаждения яц = 5; г = 1360,9 кДж/кг при t0 = —30 °С;
р' = 677,6 кг/м8.
Тогда
5- 120
677,6 • 1360,9
= 6,5 • Ю-4 м8/с
Напор насоса Н должен быть равен или превышать сумму гидравлических со»
противлении циркуляционной системы: !
Н > Дрн + Дра + Дрс + ftp'g,
где Дрн — гидравлическое сопротивление нагнетательного трубопровода насоса,
Па; Д/?а—гидравлическое сопротивление охлаждающего прибора, Па;
&рс—гидравлическое сопротивление сливного трубопровода, Па; h—разность между
наивысшей точкой системы и уровнем хладагента в циркуляционном ресивере, м.
Гидравлическое сопротивление нагнетательного трубопровода при течении
жидкости
где Др/ — потери давления на трение.
Па; Д/?| — потери давления от
местных сопротивлений, Па. Параметры
нагнетательного трубопровода: I = 40 м (см.
рис. 11.23), ёян = 0,04 м.
Скорость движения жидкого аммиака
w = ¦
Рис. 11.22. Схема аммиачных (жидкостных
и паровых) трубопроводов для
четырехэтажного распределительного
холодильника:
/ — циркуляционный ресивер; 2 — насос;
3 — охлаждающая батарея
62
6,5- ИГ
-
3,14 • 0,040s
0,51 м/cj
APt = 0,035
40 0,51» . 677,6
38ВЗ
Местные сопротивления рассчитывают по формуле
Здесь | — ко&рфициент местных сопротивлений (см. табл. 11.29).
Согласно схеме аммиачной сети, коэффициент % составит:
обратный клапан |= 340 X 0,35 =¦= 1Ц>
вентиль запорный B шт.) | = 2 X *&**&-&»
поворот 90° C шт.) -: ¦ | = 3 X 40 X 0,35 = 4,2
фИЛЬТр ЖИДКОСТНЬГЙ,_ \: ' | ~ , . „
вентиль соленоидный • |— JJ.У
вентиль регулирующий . . |— 11,9.
Тогда
|= 11,9+23,8 + 4,2+6+ 11,9+ 11,9=69,7,
а
Др6 = 69,7 • О'^1а • 677,6 = 6142 Па.
Гидравлическое сопротивление нагнетательного трубопровода
Дрн = Др, + Ь.рг = 3853 + 6142 = 9995 Па.
При протекании в приборе охлаждения кипящей жидкости гидравлическое
сопротивление прибора
ДРа = ДР/ + <Ц + дРу + д*>ст>
где Ар', — потери давления на трение, Па; Д/jj — потери давления от местных
сопротивлений, связанных с внезапным изменением скорости или направления
потока, Па; &ру — потери давления вследствие ускорения потока, Па; Дрст—
статические потери давления, Па.
где X _ коэффициент сопротивления трению двухфазной смеси; /, dm —
соответственно длина и внутренний диаметр змеевика, м; и>см — скорость движения
двухфазного потока, м/с; рсм — плотность смеси, кг/м3.
Скорость движения двухфазного потока находят из допущения, что обе фазы —
пар, жидкость — составляют однородную смесь, т. е. они движутся по каналам
охлаждающего прибора с одинаковой скоростью во всем диапазоне изменения паро-
содержания
где Оа — массовый расход аммиака на один змеевик, кг/с.
Из теплового расчета определяют количество приборов охлаждения в каждой
камере. В данном примере на четвертом этаже находятся 4 камеры одинаковой
емкости, в каждой из которых установлены по 4 оребренные коллекторные батареи
АРС-6 и по 2 потолочные батареи АРПВ-5/5-21 из труб 0 38 X 2,5 длиной 25 м с
массовым расходом аммиака 0,018 кг/с.
63

v' — удельный объем насыщенного пара, о* = 0,9635 м*/кг; хвьа — паросодер-
жание смеси на выходе, кг/кг. Отсюда
*вь,х = -^-=Х=°'2-
Тогда
- = 4,06 м/с.
Глава
«* 3,14 • 0,033»
Плотность рсм находим по удельному объему парожидкостной смеси
где v' _ удельный объем жидкости, м8/кг. При /° = —30 °С удельный объем »'!
— 0,001476 м3/кг; хси= 1/2 пц = 0,1 — средняя степень сухости пара;
> — 0,001476) + 0,001476 = 0,09768 м»/кг;
О.1
Р<* = -?
Ар, = 0,035-
1
0,09768
10,238 кг/м8;
25
4,06» • 10,238
"'~"Л 0^033 2
Потери давления от местных сопротивлений
= 2237 Па.
Рем'
| ¦* 5 • 0,3 = 1,5 E поворотов на 90°);
Потери давления из-за ускорения потока
*Рсм>2 4,Об2 • 10,238»
Дру = .
10,238 = 126,6*Па.
; 166,5 Па.
р" ~~ 1,038
где р"= 1,038 кг/м3.
Статические потери давления по высоте батареи можно рассчитать по формуле
Дрст = p'gft-ф = 677,6 • 9,8 • 1,08 • 0,6 = 4303 Па,
где h — высота охлаждающего прибора, м; ^ — степень заполнения охлаждающего
прибора хладагентом: \|) = 0,6 (для нижней подачи); ф = 0,3 (для верхней додачи).
Падение давления по охлаждающему прибору
Дра = 2237 + 126,6 + 1664 + 4303 = 8331 Па.
При кипении хладагента в охлаждающем приборе гидравлическое
сопротивление сливного трубопровода Дрс не учитывают.
Статические потери давления при подъеме аммиака на высоту и м
составят р'#Л= 22 • 9,8 ¦ 677,6= 146 090 Па.
Напор насоса Н = 9995 + 8331 -f 146 090 = 164 416 Па.
По вычисленным напору Я и производительности GH выбираем насос марки
ЦНГ-70 М2.
ХОЛОДИЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ МАШИННЫХ ОТДЕЛЕНИЙ
111.1. Общие положения
Ранее рассматривались вопросы применения искусственного
холода и определения потребности в нем. Рассмотрим теперь процесс
получения холода и необходимое для этого оборудование.
Из оборудования, входящего в состав холодильной установки,
наиболее важным является компрессор, который может быть
различных типов. В установках одноступенчатого сжатия преимущественно
применяются поршневые компрессоры, в агрегатах двухступенчатого
сжатия в качестве бустер-компрессоров (ступени низкого давления)
используются также ротационные и винтовые компрессоры [35].
Наиболее распространенными хладагентами являются аммиак и
рабочие вещества из группы галогензамещенных углеводородов, так
называемых хладонов: фреон-12, фреон-22 и др.
Основным хладагентом в холодильных установках пищевой и
мясомолочной отраслей промышленности является аммиак, несмотря
на то что такие вещества, как фреон-22 и фреон-502, по
термодинамическим свойствам близки к аммиаку и имеют по сравнению с ним
преимущества (прежде всего нетоксичность). Однако из-за
затруднений, возникающих при создании необходимой герметичности в
разветвленных системах холодильных установок, а также из-за
высокой стоимости A кг фреона-22 стоит 3 р. 35 к., 1 кг аммиака —
0 р. 67 к.) фреоны как хладагенты на установках большой
производительности не используются [23, 35]. Поэтому дальше
рассматриваются холодильные установки, работающие только на аммиаке.
Чтобы рассчитать цикл парокомпрессионной холодильной
машины, необходимо определитть основные параметры в узловых
точках цикла. Температуру кипения хладагента То (для обеспечения
соответствующих технологии производства температурных
параметров в камере или производственном помещении) в установках
непосредственного испарения определяют так:
Т дх
О — ' к '" о.к>
где То — температура кипения хладагента, К; Тк — температура
воздуха в охлаждаемой камере, К; АТО.К = 7... 10 К [35].
Для промежуточного хладоносителя
64
Х К,
где Тх — температура промежуточного хладоносителя, К; А7Л к =
- 7...10 К [35].
Температура конденсации хладагента для установок с оборотным
водоснабжением
Тконд = Ти -(- АТи,
3 "9 ' 65

Рис. III.1. Пример определения tu no
диаграмме d — (' влажного воздуха
где Ты — температура воздуха по
мокрому термометру, К; ее
определяют по расчетной температуре
для указанной климатической зоны
и относительной влажности
наружного воздуха фн при помощи
d — i диаграммы (рис. III.1),
АГМ = 10...12 К 135].
С достаточной точностью
температуру конденсации можно также
определить из выражения
¦* КОНД === ' Wx i ^' t
где TWl — температура воды на
входе в конденсатор; Л Г = 6...
10 К — интервал температур. Это выражение справедливо для
конденсаторов, охлаждаемых как оборотной водой, так и водой из
естественных источников. Причем для горизонтальных кожухотрубных
конденсаторов ЛГ = 6...8 К, для вертикальных ЛГ = 8...10 К.
Важной характеристикой, обеспечивающей максимальное
значение коэффициента подачи и отсутствие опасности возникновения
гидравлического удара в компрессоре, является перегрев пара
А7 пер = ' вс 1 о>
где ЛТпер — перегрев пара, К; Тъс — температура пара, поступаю*-
щего в компрессор, К. Для аммиачных холодильных машин
рекомендуемый АТПер = 5...15 К, для холодильных машин, работающих
на хладоне,— 10...45 К.
Температура пара на нагнетательной стороне компрессора может
быть определена по эмпирической зависимости [23], которая
справедлива в интервалах То = 248...268 К и ГКонД = 298...323 К:
I наги ^ ^>4 A конд I оI
. Предельная температура нагнетания, которая не приводит к
вспышке масла и взрыву компрессора, составляет: 423 К — для
бескрейцкопфных оппозитных и 408 К — для горизонтальных
компрессоров.
Температура переохлаждения жидкого хладагента в
переохладителях, конденсаторах, змеевиках промежуточных сосудов
принимается 2...3 К.
111.2. Компрессорные агрегаты одноступенчатого сжатия
III.2.1. Крупные компрессоры
До недавнего времени применение аммиачных поршневых
компрессоров одноступенчатого сжатия ограничивалось разностью
давлений на поршень не более 1200 кПа. Однако с освоением московским
заводом «Компрессор» новой серии машин на базе компрессоров Ш10
и П220 возможности их применения расширились. Новая серия рас-
68
II 1.1. Технические характеристики агрегатов А110
Показатель
АП0-1
A110-U
А110-3
325 *-
53
278
308
283
303
278...258
АОП2-91-4
75
24,7
2365
2910
115
82
100
70
0,06
1,0
БУ5120-ЗЗГ2,
номинальный
ток 150 А
140
39
258
303
263
298
258...243
АОП2-82-4
55
24,5
2260
2835
115
82
100
70
0,06
1,0
БУ5120-ЗЗГ2Б,
номинальный
ток 120 А
93
26
258
303
263
298
S58...243
АОП2-82-6
40
16,3
2250
2835
115
82
100
70
0,06
1,0
БУ5120-23Г2,
номинальный
ток 80 А
Холодопроизводительность, кВт
Эффективная мощность, кВт
Режим работы при температурах, К:
кипения
конденсации
всасывания
переохлаждения
Диапазон работы агрегата по
температуре кипения, К
Марка электродвигателя
Мощность электродвигателя, кВт
Частота вращения ротора
электродвигателя, с
Масса агрегата с рамой, кг
Монтажная длина, мм
Диаметр цилиндра, мм
Ход поршня, мм
Диаметры трубопроводов, мм:
всасывающего
нагнетательного
Расход смазочного масла, кг/ч
Расход охлаждающей воды, м"/ч
Станция управления (рабочее
напряжение 380 В, напряжение в
цепи управления 220 В)
считана на разность давлений на поршень до 1700 кПа. При этом
температура пара, нагнетаемого компрессором, не должна
превышать 433 К.
Новые машины и агрегаты компактны, разработаны на единой
базе (диаметр цилиндра 115 мм, ход поршня 82 мм) и отличаются друг
от друга лишь количеством цилиндров.
Аммиачные одноступенчатые автоматизированные агрегаты типа
А110 (рис. III .2) выпускаются в трех исполнениях (А110-1,
А110-2 и А110-3) и состоят из следующих узлов, смонтированных
на общей железобетонной раме: четырехцилиндрового блок-картер-
ного компрессора П110, соединенного с электродвигателем через
эластичную муфту, маслоотделителя с автоматическим возвратом
масла в картер компрессора и щита приборов автоматики с блоком
управления. Технические характеристики агрегатов типа А110
приведены в табл. III.1. На рис. Ш.З и III.4 приведены графики
зависимости холодопроизводительности и эффективной мощности от
температуры кипения хладагента для агрегатов А110-1, А110-2 и А110-3.
Аммиачные одноступенчатые агрегаты А220 (рис. II 1.5)
выпускаются в двух исполнениях (А220-1 и А220-2), монтируются на общей
раме с теми же узлами, что и предыдущие агрегаты. В агрегатах
используется восьмицилиндровый компрессор П220. Технические
характеристики агрегатов представлены в табл. II 1.2.
67

63
С?
250
200
150
ЮО
50
ЮО
50
-30 -20 -10 0 t'C
I
60
50
30
i
/
1//
¦A
//
35
—>
25
-30 -20 -10 0 to?C
Рис. I11.3. Графики зависимости холодопроизводительности и
эффективной мощности от температуры кипения хладагента для
агрегатов А110-1 и А110-2
200
150
100
SO
i
150
100
50
45
40
25° С
\ s
30
20
14
A
%>
, —
35
—-^
25
-30 -25 -20 -15 -10 -5 0 to,°C -30 -25 -20 -15 -10 -5 Ot^C
а. б
Рис. III.4. Графики зависимости холодопроизводительности и эффективной
мощности от температуры кипения хладагента для агрегата А110-3
На рис. III.6 показаны действительные характеристики
современного поршневого компрессора при работе на хладагентах фреон-22,
фреон-12 и фреон-717. Из графиков видно, что фреон-22 по сравнению
с фреоном-717 энергетически более выгоден при То < 253 К и
расширяет диапазон применения одноступенчатого сжатия до
температуры 234 К [34]. В диапазоне температур кипения от 278 до 253 К
энергетические коэффициенты при работе на всех трех холодильных
агентах практически равны.
Комплектуемая заводом-изготовителем система автоматики
агрегатов А110 и А220 обеспечивает двухпозиционное регулирование
их холодопроизводительности путем пусков и остановок.
69

JL
oo щ
70
II 1.2. Технические характеристики агрегатов А220
Показатель
А220-1
А220-2
Холодопроизводительность, кВт
Эффективная мощность, кВт
Режим работы при температурах, К:
кипения
конденсации
всасывания
переохлаждения
Диапазон работы агрегата по температуре
кипения, К
Марка электродвигателя
Мощность электродвигателя, кВт
Частота вращения ротора
электродвигателя, с~'
Масса агрегата с рамой, кг
Монтажная длина Lj, мм
Длина агрегата L, мм
Диаметр цилиндра, мм
Ход поршня, мм
Диаметры трубопроводов, мм:
всасывающего
нагнетательного
Расход смазочного масла, кг/ч
Расход охлаждающей воды, ы3/ч
Станция управления (рабочее напряжение
380 В, напряжение в цепи управления 220 В)
650
106 •
278
308
283
303
278...258
АЗ-315 1-4
132
24,5
2690 .ч.
3075 *
2365
115
82
125
100
0,15
2,0
БУ5120-43Г2
номинальный
ток 250 А
280
79
258
303
263
298
258...243
АОП-92-4
100
. 24,7
2660
3100 .
2390
115
82
125
100
0,15
2,0
БУ5120-43Г2А
номинальный
ток 200 А
Освоены также агрегаты АИОи А220 со ступенчатым
регулированием холодопроизводительности до предела 100; 75; 50; 25 %.
Достигается это с помощью специального электромагнитного устройства
автоматического отжатия пластин всасывающих клапанов, что, в
свою очередь, дает возможность выключать определенное количество
цилиндров компрессора. Эти агрегаты дополнительно
комплектуются блоком регулирования, монтируемым отдельно от агрегата.
Агрегаты с блоком регулирования обозначаются так же, как и ранее
приведенные, с добавлением буквы «Р» (А110-1Р, А110-2Р, А220-1Р,
А220-2Р).
На базе компрессоров П110 и П220 выпускаются компрессорно-
конденсаторные агрегаты АКПО-2 и АК220-2, а также агрегаты
с регулируемой холодопроизводительностыо АКП0-2Р и АК220-2Р.
Компрессор с электродвигателем, маслоотделитель и щит управления
монтируются на опорах, приваренных к корпусу конденсатора. Комп-
прессорно-конденсаторный агрегат изображен на рис. II 1.7.
Размеры компрессорно-конденсаторных агрегатов приведены в табл. Ш.З,
их технические характеристики — в табл. III.4.
Предусмотрен также выпуск автоматизированных холодильных
машин типа AM (промежуточный хладоноситель — рассол), которые
отличаются от описанных выше компрессорно-конденсаторных агре-
71

zoo
-35
-25
Рис. III.6 Характеристики крупного одноступенчатого
VF-образного непрямоточного компрессора П220 при
работе на фреоне-22 (сплошная линия), фреоне-717
(пунктир), фреоне-12 (штрихиунктир)
гатов тем, что на общей раме рядом с конденсатором устанавливается
кожухотрубный испаритель 5 (рис. II 1.8).
Промышленностью выпускаются автоматизированные холодильные
машины AMI 10-2, АМ110-2Р, АМ220-2 и АМ220-2Р. Размеры машин
представлены в табл. III.5, их технические характеристики — в
табл. II 1.6.
Как видно из характеристик компрессоров и агрегатов, диапазон
их применения ограничен холодопроизводительностью при
стандартных условиях 280 кВт. Из поршневых машин в настоящее время
Пензенским компрессорным заводом выпускаются оппозитные
компрессоры АО 600П и АС 1200П более высокой производительности. В
Агрегат
111.3.
Размеры
H/L |
компрессорно-конденсаторных
Размер, мм
141 hjl, | V't |
агрегатов
V. V<4 ft./г.
АКПО-2
АКН0-2Р
АК220-2
АК220-2Р
72
1890/3445 1365/960 1517/1212 411/745 280/400 170/400 85/340
1190/3535 1285/1045 1620/1390 423/850 365/480 430/480 90/370

.to
74
111.4. Технические характеристики компрессорно- конденсаторных агрегатов
Показатель
Агрегаты
АК110-2, АКП0-2Р
АК220-2, АК220-2Р
Компрессор
Холодопроизводительность, кВт
Диапазон рабочих температур кипения, К
Марка конденсатора
Марка маслоотделителя
Потребляемая мощность, кВт
Марка электродвигателя
Мощность электродвигателя, кВт
Частота вращения ротора электродвигате-
ля, с~'
Расход охлаждающей воды, м3/ч
Масса агрегата, кг
111.5. Размеры автоматизированных холодильных машин типа AM
П1Ю
140
258...243
40К (F = 40 м»)
70МО
39
АОП2-82-4
55
24,5
15...25
2850 2900
П220
280
258...243
60К {F = 60 м»)
100МО
79
АОП2-92-4
100
24,7
30...45
4350 4400
Машина
Размер, мм
"Н
h.
ft,
h
I.
I,
AMI 10-2 1690 1285 1220 385 400 3560 I860 400 400 1045 1850 90 77
AM110-2P
AM220-2 1990 1355 1320 410 480 3680 2040 480 480 1140 1990 161 109
AM220-2P
111.6. Технические характеристики автоматизированных холодильных машин AM
Машины
Показатель
АМ110-2. АМП0-2Р | АМ220-2, АМ220-2Р
Компрессор
Холодопроизводительность, кВт
Потребляемая мощность, кВт
Диапазон рабочих температур кипения, К
Марка:
испарителя
конденсатора
маслоотделителя
электродвигателя
Мощность электродвигателя, кВт
Частота вращения ротора
электродвигателя, с—1
Расход охлаждающей воды, м*/ч
Расход теплоносителя, м*/ч
Масса машины, кг
П110
140
39
258...243
60И (Fu = 60 м»)
40К(/7к=40м8)
70МО
АОП2-82-4
55
24,5
15...25
30...40
4550 4600
П220
280
79
258...243.
90И (/=•„ = 90 м)
60К (FK = 60 м»)
юомо
АОП2-92-4
100
24,7
30...45
65...85
6950 7000
основном они предназначены для работы в высокопроизводительных
установках химических и нефтеперерабатывающих предприятий.
Несмотря на то что эти компрессоры установлены и эксплуатируются
на некоторых крупных мясокомбинатах, применение их в этой отрасли
нецелесообразно. Нестабильный характер нагрузки мясокомбинатов,
75

Рис. ШЛО. Графики зависимости
коэффициента, отражающего влияние
мертвого объема аммиачного
компрессора от относительного мертвого
объема и отношения давлений
конденсации и кипения хладагента:
_____ показатель политропы m = 1,0:
показатель политропы m — 1.1
Рис. III.9. Цикл одноступенчатой
холодильной машины в Т — S
диаграмме:
Гк, PR и Гд, Ро — температура и давление
соответственно конденсации и кипения
хладагента; процессы 0—/, /—2, 2—3, 3 — 3',
3—4, 4—0 соответственно перегрев на
всасывании, сжатие в компрессоре, в
конденсаторе, переохлаждение, дросселирование,
кипение хладагента в испарителе ^
а тем более молочных заводов, вынуждает обслуживающий
персонал компрессорного цеха маневрировать работой компрессоров.
Компрессоры типа АО отличаются сложностью пуска в работу и
остановки, так как они имеют привод от высоковольтных синхронных
электродвигателей. Кроме того, эти машины плохо поддаются
автоматизации. Поэтому в данном пособии технические характеристики
таких машин не приводятся.
Одноступенчатые компрессоры холодопроизводительностью при
стандартных условиях свыше 280 кВт выпускаются на базе
винтовых машин. Подробнее винтовые компрессоры описаны в разделе
III.2.4. В настоящее время московский завод «Компрессор» серийно
выпускает одноступенчатые винтовые компрессорные агрегаты А350-7-1
и А350-7-3 холодопроизводительностью 407 кВт.
Для подбора одноступенчатых компрессорных агрегатов при
заданной тепловой нагрузке следует пользоваться их заводскими
характеристиками (графиками Qo и Л^е, построенными по результатам
заводских испытаний). Однако в процессе эксплуатации приходится
определять холодопроизводительность при нехарактерных режимах
(например, зимой при низкой температуре конденсации), а также
холодопроизводительность компрессоров импортного производства.
Поэтому для подобных случаев предлагается следующая методика
расчета. В качестве исходных данных приняты: То — температура
кипения хладагента, К; Гконд — температура конденсации
хладагента, К. Потребная холодопроизводительность Qo определяется из
расчета теплопритоков с учетом потерь теплоты в трубопроводах. Для
систем непосредственного охлаждения аммиака Qo = l,07_Q, для
систем с промежуточным хладоносителем Qo = 1,12_Q. Расчет
приведен в табл. III.7 (рис. III.9, III.10).
Если в паспортных данных приводится холодопроизводительность
компрессора при одном температурном режиме, то холодопроизво-
76
II 1.7. Тепловой расчет одноступенчатой холодильной машины
Определяемая величина
Формула
Обозначение
Удельная массовая холодопро- 9о = 'д — U
изводительность, кДж/кг
Удельная объемная холодопро- _ ?о
изводителыюсть, кДж/м3 Qv ~ Vl
Удельная теоретическая (адиа- /а = ia — ii
батная) работа компрессора,
кДж/кг
Количество циркулирующего г __ 0о
хладагента, кг/с "a — qn
Объем паров хладагента, отса- Vg = Gav{
сываемый компрессором в
единицу времени, м3/с
Коэффициент подачи компрес- \ — Хс Jl^
сора
Коэффициент, отражающий вли- Кс = 1 — С X
яние мертвого объема г/рк y/m. l
Коэффициент, учитывающий
объемные потери
Объем, описываемый
поршнями компрессора, м3/с
Теоретическая (адиабатная)
мощность компрессора, кВт
Индикаторная мощность
компрессора, кВт
Индикаторный КПД
компрессора
Мощность, затрачиваемая на
трение, кВт
Эффективная мощность
(мощность на валу компрессора),
кВт
АГ(-'
ilt it — энтальпии в
соответствующих точках цикла,
кДж/кг (рис. Ш.9)
их — удельный объем паров
хладагента на входе в
компрессор, м3/кг
j2 — энтальпия в конце
процесса адиабатного сжатия
хладагента в компрессоре, кДж/кг
Qo — заданная
холодопроизводительность, кВт
bbt,
Wo
N,
п>
Ртр
%с — коэффициент,
отражающий влияние мертвого объема
(рис. ШЛО)
^ — коэффициент,
учитывающий объемные потери
С — относительная величина
мертвого объема, принимаемая
в зависимости от типа и
размеров компрессора, конструкции
клапанов и режима работы
равной 0,015...0,04
pJPo — отношение давлений
конденсации и кипения
m — показатель политропы
расширения «остаточного газа»
из мертвого объема, принимают
равным 1,1 для аммиака и 1,0 —
для фреона
То — отношение температур
кипения и конденсации
i\i — индикаторный КПД
компрессора
60 = 0,001 — для аммиачных
машин;
Ьо = 0,0025 — для фреоновых
Ртр — так называемое «среднее
давление», равное @,3...0,5) X
X 10* кПа — для фреонов;
@,5...0,7) ¦ 10* кПа — для
аммиака
77

Продолжение табл. ///. 7
Определяемая величина
Формула
Обозначение'
Электрическая мощность,
потребляемая (т. е. подводимая
к электродвигателю), кВт
Теоретический холодильный
коэффициент
Теоретическая степень
термодинамического совершенства
Холодильный коэффициент
соответственного цикла Кар но
Действительный холодильный
коэффициент
Действительная степень
термодинамического совершенства
г)эл.д2пер
Тс-Тк
?конд — To
N.
5a.
Если Гком и Гс
неизвестны, то
приближенно
Чэл д — КПД
электродвигателя, выбирается по каталогу на
электродвигатели в
зависимости от его типа и мощности Ne;
Чм.д«0,75...0.85
¦Ппер — КПД механической
передачи для клиноременной;
¦Ппер = 0,97...0,98
вк — холодильный
коэффициент соответственного цикла
Карно
Тк — температура воздуха в
охлаждаемой камере;
То — температура
окружающей среды
дительность в нужном режиме можно определить по формуле
где Qo, X, q0 — соответственно холодопроизводительность,
коэффициент подачи компрессора и объемная холодопроизводительность по
паспортному режиму; <?Ораб, ^раб и ^раб — соответственно
холодопроизводительность компрессора, коэффициент подачи и объемная
холодопроизводительность при режиме, отличном от паспортного;
qu = -^-, кДж/м3.
III.2.2. Средние компрессоры
Средние компрессоры (Qo = 12... 120 кВт) выпускаются только бес-
крейцкопфными, с частотой вращения ротора электродвигателя до
24 с—1 B9 с~' при питании от сети 60 Гц). Большинство фирм
изготавливают такие компрессоры непрямоточными.
Из сравнительных характеристик (рис. III.11) двух близких по
холодопроизводительности компрессоров — одного прямоточного, а
другого непрямоточного (с равными относительными мертвыми объе-
78
-40
Рис. 111.11. Сравнительные
характеристики средних компрессоров, работающих
на фреоне-22 при п = 24 с™1.
Зависимость холодопроизводительности,
эффективной мощности и холодильного
коэффициента от температур кипения и
конденсации хладагента. Сплошные линии —
П80 непрямоточного 8-цилиндрового
УУ-образного (D = 76 мм, S = 66 мм);
пунктирные — 22АУ45 прямоточного 4-
цилиндрового У-образного (D = 82 мм,
S = 70 мм)
__^ ¦— i
мами с = 4,5 % и одной и той же
частотой вращения) — видно, что
удачно выполненная
непрямоточная конструкция может иметь
некоторые энергетические
преимущества перед прямоточными. Эту
группу компрессоров выпускают
преимущественно в бессальниковом
исполнении (ихмеются
унифицированные модификации с внешним
приводом, предназначенные для
работы на аммиаке).
Бессальниковые компрессоры 2ФУБС12 (Qo = 21,5 кВт), ПБ60
(Qo = 70 кВт), ПБ28 (Qo = 37 кВт) выполняют прямоточными с
чугунным или, в отдельных случаях, алюминиевым корпусами, с
числом цилиндров 4, 6, 8, частотой вращения п = 24 с-1, работающими
на фреоне-22 и фреоие-12. Чаще всего встроенный электродвигатель
охлаждается всасываемым паром хладагента.
Важная особенность бессальниковых компрессоров состоит в том,
что их масляные насосы должны быть реверсивными, так как
направление вращения коленчатого вала в таких компрессорах не поддается
внешнему контролю.
Теплота, отведенная хладагентом от встроенного
электродвигателя, снижает, в зависимости от рабочего режима, полезную
холодопроизводительность в среднем на 3...10 %. При повышении КПД
электродвигателя мощность компрессора повышается, причем
увеличение КПД двигателя на 1 % увеличивает Qo примерно на 1,5 %,
что нужно учитывать при проектировании бессальниковых
компрессоров. Главные их достоинства по обеспечению высокой
герметичности и большой надежности превалируют над указанными
недостатками, поэтому при проектировании охлаждающих систем эти
компрессоры применяются чаще всего.
III.2.3. Малые компрессоры
Малые компрессоры (Qo ^ 12 кВт) выпускаются только
прямоточными, в основном со встроенными электродвигателями.
Сальниковые модификации применяют в специальных случаях (привод от
Двигателя внутреннего сгорания и др.).
79

111.8. Основные данные унифицированных,
Конструктивный параметр
Компрессоры фреоновые I н II базы (рк — р0) ^
— Ро) < 0,7» МПа
Тип (ход
поршня, мм)
Расположение
цилиндров
Марка
к
Ё°
з*Х
si
I
II
III
IV
V

Непрямоточный
герметичный
D0)

Непрямоточный

сальниковый и бес-

сальниковый E0)

Непрямоточный
фреоновый и

прямоточный
аммиачный G0)

Прямоточный
сальниковый
A30)

Непрямоточный

сальниковый крейц-
копфный
B20)

Горизонтальное

Вертикальное
V-образное
W-образнов

Вертикальное
У-образное
W-образное

Вертикальное
V-образное
W-образное
Оппозитное
Примечания: 1. Мощность
2
4
2
2
*
4
4
4
8
8
8
2
4
8
2
4
8
2
4
Для
24
24
16
24
24
16
24
24
16
24
24
24
24
24
16
16
16
8,35.
8,35
ФГ2.8
ФГ5.6
2ФВБС4
ФВ6
2ФВБС6
2ФУБС9
ФУ12
2ФУБС12
2ФУУБС18
ФУУ25
2ФУУБС25
ФВ20
у,
ФУ40
ФУУ80
—
—
50
50
67,5
67,5
67,5
67,5
67,5
67,5
67,5
67,5
67,5
101,6
101,6
101,6
_
—
—
сальниковых компрессоров
0,38
0,76
0,57
0,855
0,855
1,14
1,71
1,71
2,28
3,42
3,42
2,72
5,44
10,88
—
_
—
3,15
6,3
5.2
7,5
7,3
10,7
14,9
14,5
21,0
29,7
29,0
26.6
52,0
101
—
—
- N , для герме
1.3
2,6
2,2
2,5
3,0
4.2
5,0
6,1
9,0
10,0
13,0
8,6
16,8
32,5
щ
—-
—
:ТНЧНЬ
2. Индексы: t — эффективность; и — переохлаждение; к — конденсация; км — компрессор;
серийно выпускаемых поршневых компрессоров
1,37 МПа, III базы (р —
Компрессоры аммиачные н фреоновые III и IV базы (рк — р0)
< 1,18 МПа, V базы (р — р„) < 1,37 МПа
I
Марка
400 390 410 60
420 420 520 90
595 370 590 130
368 324 392 48
Б95 370 590 130
595 370 515 220
730 540 490 90
784 530 615 220
730 540
860 620 620 340
745 640 690 190
860 620 620 355 АВ22 82 1,79 28 8 810 ИЗО 760 160
810 ИЗО 760 180 АУ45 82 3,58 56 16 660 625 740 260
660 625 710 280 АУУ90 82 7,16 112 32 1100 910 820 420
АВ100
АУ200
АУУ400
150
150
150
7,36
14,7
29,4
116
232
464
33
66
133
1120
1370
1660
730
1320
1550
1190
1100
1320
'930
мое
2500
АО600 280 440
АО1200 280 880
670 190- 4250 4020 1500 5800
1340 375 5700 5700 1700 10 800
¦ бессальниковыя — Ne.
• — кипение; • — алектрический; I — начальное соотоявиа.
81

111.9. Основные данные унифицированных
поршневых компрессоров новой градации
Конструктивные параметры базы
Тип (ход поршня,
ни)

Диаметр
цильнд-
ра, мм
Расположение
цилиндров
Марка
Основные дан
на фреоне-?:'
I Непрямоточный
герметичный
C2)
II Непрямоточный
бессальниковый
и сальниковый
F5 и 45)
III Непрямоточный
бессал ьниковый
и сальниковый
F6)
IV Непрямоточный
бессальниковый
и сальниковый
(82)
42 Горизонталь- 48 2,06
ное
67,5 Вертикаль- 24 2,06
ное
67,5 У-образное 24 2,06
76 V-образное 24 1,67
76 W-образное 24 1,67
76 УК-образное 24 1,67
115 У-образное 24 1,67
115 W-образное 24 1,67
115 VV-образное 24 1,67
2
3
4
1
1
2
2
2
4
4
4
4
4
4
6
6
8
8
4
4
6
6
8
ПГ5
ПГ7
ПГ10
ПБ5
ПБ7
ПБ10
ПБ14
П14
ПБ20
П20
ПБ28
П28
ПБ40
П40
ПБ60
П60
ПБ80
П80
ПБ110
ппо
ПБ165
П165
ПБ220
П220
0,411
0,616
0,822
0,385
0,555
0,77
1,11
1,11
1,54
1,54
2,22
2,22
2,89
2,89
4,33
4,33
5,78
5,78
8,35
8,35
12,5
12,5
16,7
16,7
5,а
8,7
11,6
6,5
9,5
13
19
20,5
26
28,4
38
41
42,5
44,2
63,7
66,3
85
88,4.
128
134
192
2001
256
268
Примечания: 1. Ход поршня 45 мм для компрессоров ПБ5, ПБ10 и ПБ20 и П20.
/ 2. Холодопроизводителыюсть и потребляемая мощность приведены при
для фреона-22 при 7\, = 278 К температура конденсации принята 313 К).
3. Потребляемая мощность для ПГ и ПБ — N , для П — N'-.
В малых компрессорах четыре цилиндра. Частота вращения п =
= 24 с, для транспортных установок доходит до 50 с-1
(например, компрессоры ФУ-4А и П10).
В табл. III.8...III. 10 приведены основные данные
унифицированных поршневых компрессоров, серийно выпускаемых в СССР.
"Весь параметрический ряд охватывает диапазон производительности
до 1340 кВт. Унификация составлена на основании ОСТ и обеспечивает
минимальным числом рядов компрессоров потребную холодопроизво-
дительность в требуемом диапазоне температур кипения (при
заданной разности давлений рк — р0) и создание каждого ряда
компрессоров на одной базе.
ные компрессоров» работающих
при Т„ = 268 К
Основные данные компрессоров, работающих на фреоне
12
Г„ = 258 К
?
II
&
It
а
I
22
То = 278 К
802
Го = 238 К
717
= 258 К
2,6
3,9
5,2
2,5
3,5
5
6,9
6,7
;10
9.»
13,85
13,3
14
13
21
19,5
28
26
41,5
39
62,5
58,5
83
78
380
460
425
470
485
630
630
580
680
610
700
610
1020
850
1090
885
1120
930
1300
950
1380
1030
1460
1110
365
450
420
330
350
360
380
380
550
550
565
565
620
620
700
700
755
755
900
900
1035
1035
1140
1140
480
480
532
450
460
470
480
480
485
485
485
485
580
580
685
685
650
650
800
800
885
885
890
890
58
69
76
80
85
130
150
112
223
180
240
190
365
280
420
330
480
375
1000
770
1110
880
1220
1000
3,7
5,5
7,4
4,3
6,2
8,6
12,5
13,5
17,3
18,6
25
27
27,6
28,8
41,4
43
55,2
57,6
83
87
124
130
166
174
1,77
2,65
3,54
1,7
2,5
3,4
4,9
4,75
6,8
6,6
9,8
9,5
9,5
8,8
14,3
13,3
19
17,6
28,2
26,6
42,3
39,9
56,4
53,2
12,8
19,2
25,6
13
18,5
26
37,5
40,5
52
56
75
81
100
105
150
157
200
210
268
280
402
420
536
560
4
6
8
3,3
4,8
6,6
9,5
9,2
13,2
12,75
19
18,4
23,5
21,7
35
32,5
47
43,4
63,5
60
95,7
90
127
120
4,2
6,3
8,4
4,8
7
9,6
14
15
19,2
21
28
30
31,4
32,6
47,1
48,9
62,8
65,2
94
100
141
150
188
200
3,4
5,1
6,8
3,1
4,5
6,2
9
8,6
12,5
12
18
17
18,2
16,9
27,3
25,4
36,4
33,8
54
51
81
76,5
108
102
— "и;.
указанных Г, и ГКОНД = 303 К, Т
псреохп
= 298 К,
45.7 12,8
68,1 19,2
91.8 25,5
138 39
207 59
276 78
293 К (для фреона-717 ГКМ1~=263 К,
В бескрейцкопфных компрессорах за базу принимают одну шатун-
но-кривошипную группу, рассчитанную на предельную разность
давлении рк — р0; в крейцкопфных оппозитных компрессорах такой-
базой являются рамы на 2, 4, б, 8 цилиндров, обычно
унифицированные с рамами газовых компрессоров.
III.2.4. Ротационные и винтовые компрессоры
В настоящее время широко применяются ротационные и винтовые
компрессоры. Ротационные компрессоры изготавливаются с
катящимся, качающимся и вращающимся роторами, винтовые — с двумя,
82
.83

i
Pej
ii
1
л
и
II
i
258 1
II
«
II
КОНД
278 К
11
• иэМшффб
-он giraqirHVoirox
хдн 'qxooHqifaxntf
-ou хнэиЛиффеон
« ХНЭИПИфф€
-ОН #1ЧНЧ1ГИйО1ГОХ
XCJH 'ЧХЭОНЧ1ГЭХИН
-оаеиойиойоиох
-ОН ХНЭИ^ИффБОН
, хнэиТшффй
-ОИ ВЯНЧ1ГИ»О1ГОХ
-ou хнэиЛиффеои
ё
С!
§
S
i
СО П П м СО "< —« 00 Ю Oi в
l~- U3_ 1Й •* •* IO U5 00 ¦* 00_ t^_ g
—* —•" сч~ еч" сч" см* —' —• —" —" —Г я
л
<о §
t*~—* со оо со оо cn со — я
* * N Ю Й S II) «3 Ю ffl III j
о" о" сГ о" о" с" ©" о" о" о" о* °
©lOCOoocQOOOOCNCN д
• ic 3 S &" S 2 gf S 8 fc §
а з s s s s s s ф s з а
о" о" о о о* о о о" о о" о о
сч оо o>-iS*ooN4fr.5
о w —^ "» us Л h- со о_ ю —. о,
n cn со n &i со" cn" со" со" со" го" а
ч
сч ю to m
о" о" сГ о <? сГ о" о" о" о" о" *
OjiOCNooOOOOitD |
f 2 а Й" 8 Я S S 8 S 3 |
g^pcSCOOOOOOUSQOTfS
Й N S N N I* S S S N g
о" о" о о" о" о* о о о" о" о S
И 1Л й " S « к ffl U) |
2; «{ * » » и « ы b г-._ ю °
¦*" со со <t" in ю" « .us ч? п<" ¦*" я
S<?>C4tOtf>°0CO«Or~— О
щ *  S N S Ю N 3 «3 (О "
о о" о" о" о" о eJ о" о" о" о" 3
ч
03
°!, Ч * >"¦. и, Ч N. к
о о S со* tC оо" со" о оо <n од.
cocoo^-^cscst^.^-.oc^cotc
—• ю — счсчююя
00 2
e4~"r*C4 — слюь-г^сосчВ-
r>r^t^_t^ oo_f^oo^oo оооо ооя
cf <? о" о" о" о" о1 о о о о" §
1
t^ 1^ Г-- Н
S
в
ш
в
о
S
I
га
S
S
о
а
о
S
а
л
?2
ИЗ U Ш
I .
га of
к 3
О 3
с
84
четырьмя и более пластинами, с круглым и эллипсным цилиндром
(каждая часть эллипсного цилиндра работает, как отдельный
ротационный компрессор). Разработаны модели компрессоров с трохо-
идными цилиндром и ротором. До настоящего времени производились •
практически лишь компрессоры с катящимся ротором (с одной
лопастью) и пластинчатые с вращающимся ротором (с двумя, четырьмя
и более пластинами).
Пластинчатые компрессоры компактнее и не требуют разгрузки
при пуске. Сжатие начинается только после повышения частоты
вращения до заданного предела. Однако потери на трение и
температура конца сжатия у них выше, износ пластин больше. В
пластинчатых компрессорах давление в конце сжатия определяется
размерами камер сжатия; при понижении температуры нагнетания оно це
снижается, и компрессор работает менее экономично.
На предприятиях мясомолочной промышленности применяются
ротационные пластинчатые машины. Вал у таких компрессоров
расположен эксцентрично по отношению к цилиндру. На вал насажен
ротор (поршень) с фрезерованными по всей длине пазами, в которые
помещены асботекстолитовые пластины. При вращении ротора
пластины Под действием центробежной силы выходят из пазов и
прижимаются к поверхности цилиндра, образуя замкнутые полости.
Пар из всасывающего трубопровода захватывается пластинами и,
благодаря вращению ротора, отсекается в верхней части цилиндра и
сжимается. При дальнейшем вращении полость со сжатым паром
соединяется с нагнетательным трубопроводом и пар выталкивается.
Ротационные компрессоры по сравнению с поршневыми имеют
такие преимущества: небольшая масса, отсутствие шатунно-кривошип-
ного механизма и большая уравновешенность, отсутствие клапанов,
равномерность подачи газа. Поскольку нет клапанов, всасывание
в ротационных компрессорах происходит при более низком
давлении, эти компрессоры работают при более низких температурах
кипения хладагента. Однако неплотности между поверхностью цилиндра
и пластинами и связанные с этим перетечки газа между полостями
не позволяют достичь высоких степеней сжатия, а следовательно, и
высоких давлений нагнетания, соответствующих реальным темпера-*
турам конденсации.
Ротационные компрессоры используются в основном в установках
больших холодоироизводителыюстей в качестве ступеней низкого
давления в агрегатах двухступенчатого сжатия.
Были разработаны и внедрены в производство двухступенчатые
агрегаты,, в которых в качестве бустер-компрессора использовался
агрегат АКРАБ-100. Однако в результате выпуска более
прогрессивных винтовых компрессоров эти агрегаты сняты с производства,
и в настоящее время выпускаются лишь агрегаты РБ90 в составе
агрегата АД90-3.
Расчет и подбор ротационного компрессорного агрегата
производят, руководствуясь методикой, изложенной в [35]. В основном она
остается такой же, как и для расчета и подбора поршневой машины.
Иначе рассчитываются лишь величины X и Ne. Коэффициент подачи
85

А
0,95
0,85
0,75
065
-Wp,
.
—
. ^
20
60 80
Рис. III. 12. График значений
коэффициента подачи в зависимости от
объемной производительности для
ротационных компрессоров
040
' J0 Ю 20 30 V,n/tiUH
Рис. III. 13. График значений общего
изотермического КПД в зависимости от
объемной производительности для
ротационных компрессоров:
8р —• геометрическая степень сжатия
'(отношение начального объема парной полости к ее
начальному объему в момент соединения с
камерой нагнетания)
ротационного компрессора
=1 —а-
где рнаг — давление нагнетания (в режиме бустер-компрессора риат
соответствует рт — величине промежуточного давления); рвс —
давление всасывания (соответствует р0); а — коэффициент, обычно а =
= 0,05 — для крупных машин, а = 0,1 — для мелких; крог —
можно также определить и графически (рис. III.12). Эффективная
мощность по валу ротационного компрессора
л/ _
1000r]
¦2,31g-
где R — газовая постоянная, для аммиака R = 488 Дж/(кг • К);
Гвс = То — температура всасываемого хладагента, К; рНаг и рвс —
давления нагнетания и всасывания соответственно, кПа; VA —
действительная объемная производительность компрессора,
определяемая по паспортным данным, м3/с; рвс — плотность хладагента при
параметрах всасывания, кг/м3; г|из — общий изотермический КПД,
определяется графически (рис. III. 13).
Винтовые компрессоры получают широкое распространение в
отечественной и зарубежной практике. Они состоят из корпуса, в
котором расположены два ротора: ведущий и ведомый, оба с зубчато-
винтовыми лопастями. Винтовые впадины роторов, проходя мимо
всасывающего окна, заполняются газообразным хладагентом. При
вращении роторов зубья одного из них входят во впадины другого,
тем самым постепенно уменьшая объем, занимаемый газом, и сжимая
газ. По окончании процесса сжатия впадины со сжатым газом
объединяются с нагнетательным окном. Наличие нескольких впадин и их
винтовое расположение на роторах обеспечивают непрерывнрсть
подачи газа компрессором.
В холодильных установках применяются преимущественно масло-
заиолненные винтовые компрессоры, работающие с подачей масла
86
в их рабочее пространство. Ввод масла в рабочее пространство
компрессора повышает производительность компрессора за счет
уменьшения внутренних перетечек хладагента (в зазорах между корпусом
и роторами и между самими роторами) и значительно снижает
температуру нагнетания хладагента. Маслозаполненные компрессоры имеют
весьма сложную маслосистему. Пройдя через компрессор, хладагент
направляется в горизонтальный маслоотделитель специальной
конструкции, в котором отделяется до 95 % масла. Отделившееся масло
шестеренчатым насосом направляется в маслоохладитель, затем через
фильтры снова подается в рабочее пространство компрессора и на
смазку подшипников. Компрессор с электродвигателем смонтирован
на корпусе маслоотделителя.
Винтовые компрессоры имеют следующие преимущества: малые
габаритные размеры и массу по сравнению с поршневыми и даже
ротационными, надежность в эксплуатации, высокий КПД из-за
отсутствия трения в полости сжатия и клапанов, очень низкий предел
давления всасывания E...2 кПа), что позволяет широко использовать
их в низкотемпературных установках. Наиболее целесообразно
применять аммиачные винтовые компрессоры в диапазоне холодопроиз-
водительностей при стандартных условиях 350... 1745 кВт. При более
низкой холодопроизводительности винтовые компрессоры по массе и
габаритным размерам становятся соизмеримыми с поршневыми
компрессорами, т. е. теряют свои преимущества из-за громоздкости мас-
лосистемы.
В судовых холодильных установках уже в течение определенного
времени эксплуатируются винтовые компрессоры многих
зарубежных фирм. Отечественная промышленность приступила к выпуску
винтовых компрессоров сравнительно недавно. НПО Казаньком-
прессормаш и ВНИИхолодмаш разработали унифицированный ряд
винтовых холодильных компрессоров на основе базовых моделей:
5ВХ-350; 6ВХ-700 и 7ВХ-1400 (первая цифра означает номер базы,
последняя — холодопроизводительность при стандартных условиях в
тысячах килокалорий в час).
На базе этих компрессоров компонуются компрессорные агрегаты
одноступенчатого сжатия, охватывающие высоко-, средне- и
низкотемпературные режимы работы, а также режимы работы
поджимающего компрессора. В зависимости от перечисленных режимов
меняются параметры компрессоров в процессе всасывания и нагнетания,
а следовательно, и степень повышения давления п. Различают давле-
•ние нагнетания (давление, установившееся после компрессора) и
давление внутреннего сжатия (давление в парной полости в момент ее
соединения с ркном нагнетания). Отношение давления внутреннего
сжатия к давлению всасывания называется внутренней степенью
сжатия (явн). Отношение начального объема парной полости к ее
конечному объему в момент соединения с камерой нагнетания
называется геометрической степенью сжатия ег. Давление внутреннего
сжатия может не совпадать с давлением нагнетания. Если оно меньше
давления нагнетания, то произойдет внешнее, так называемое внегео-
метрическое сжатие за счет энергии газа, находящегося в камере
87

II1.11. Размеры и техническая характеристика винтовых аммиачных компрессорных
агрегатов
Агрегат
Размеры, мм
Длина L
Ширина В
Высота Н
Холодопроизводи-
тельность, кВт
Среднетемпературные (t0 = —15 °С, /конд = 30 °С)
5ВХ-350/4 2800 1025 1933 407
6ВХ-700/4 3350 1670 2500 814
7ВХ-1400/4 4200 2000 4150 1628
Низкотемпературные (t0 = —40 °С)
5ВХ-350/2.6 2800 1025 1933 163
6ВХ-700/2,6 3350 1670 2500 314
7ВХ-1400/2.6 4200 2000 4150 • 616
нагнетания. Если оно больше давления нагнетания, то давление
газа уменьшится. Самым выгодным режимом работы компрессора
является режим, когда давление внутреннего сжатия совпадает с
давлением нагнетания либо достаточно близко к нему.
При одинаковых размерах винтов компрессора (при одинаковой
базе) степень геометрического сжатия ег определяется размером окна
нагнетания. Для всех компрессоров типоразмерного ряда приняты
три значения окна нагнетания, соответствующие следующим трем
степеням геометрического сжатия: ег = 2,6; ег = 4; ег = 5. В
зависимости от назначения (режима работы) компрессоры должны
работать при различных внутренних степенях повышения давления,
т. е. иметь разные геометрические степени сжатия. Последние
выбраны так, чтобы получающиеся внутренние степени повышения
давления явн для трех групп были на основных режимах, возможно,
более близки к внешним степеням повышения давления я. При этом
компрессоры с ег = 2,6 предназначены для работы в режимах
кондиционирования и в качестве бустер-компрессоров; компрессоры сег=-
= 4 — для среднетемпературных режимов и с ег = 5 — для
низкотемпературных.
Конструктивно окна нагнетания выполнены не в корпусе
компрессора, а в специальных проставках. Поэтому компрессоры одинаковой
базы, предназначенные для работы в разных режимах, отличаются
между собой только конструкцией проставок. Холодопроизводитель-
ность и габаритные размеры аммиачных компрессорных агрегатов
типоразмерного ряда приведены в табл. III.11. Низкотемпературные
агрегаты, предусмотренные для работы на фреоне 22, в таблице не
приводятся.
Во всех компрессорах типоразмерного ряда принята частота
вращения ведущего ротора 50 с—1. Следует отметить, что винтовые
компрессоры поддаются плавной регулировке холодопроизводительности
с помощью золотникового устройства, изменяющего активную длину
винтов.
Рассчитать винтовой компрессор можно по методике [34] расчета
поршневого одноступенчатого компрессора. Величину коэффициента
88
а.
0.8
0,7
0,6
0,5
Ю
/5
Рис. III.14. График значений
коэффициента подачи в зависимости от
отношения давлений конденсации и
кипения хладагента для винтового мас-
лозаполненного компрессора
15 РА
Рис. III. 15. График значений
эффективного КПД в зависимости от
отношения давлений конденсации и
кипения хладагента и геометрической
степени сжатия для винтового маслоза-
полненного компрессора
подачи винтового компрессора, в отличие от поршневого, находят
на графике (рис. II 1.14) в зависимости от отношения давлений
конденсации и кипения (pjpo).
Эффективная мощность винтового компрессора ,
где Ga — количество циркулирующего хладагента, кг/с; А/ —
разность энтальпии конца и начала сжатия, кДж/кг; г\е — эффективный
КПД компрессора.
Величина ч\е определяется из графика (рис. III.15) в зависимости
от рк/р0 при различных геометрических степенях сжатия ег.
111.3. Агрегаты двухступенчатого сжатия.
Расчет и подбор
Аммиачные поршневые компрессоры одноступенчатого сжатия при
температуре кипения хладагента 243 К и ниже применять
энергетически невыгодно из-за роста необратимых потерь в процессе
дросселирования. Кроме того, в этом случае значительно повышается
температура перегретых паров после компрессора, что недопустимо по
целому ряду эксплуатационных соображений. В силу указанных
причин при отношении давлений рк/р0 ^ 9 рекомендуется применять
компрессоры двухступенчатого сжатия.
Двухступенчатое сжатие в холодильных машинах для пищевой
и мясомолочной промышленностей осуществляется:
а) компрессорами двухступенчатого сжатия, в которых часть
цилиндров работает как ступень низкого давления, а часть — как
ступень высокого давления;
б) агрегатами двухступенчатого сжатия, состоящими из
компрессора ступени низкого давления и компрессора ступени высокого
давления;
в) компрессорами одноступенчатого сжатия, выполняющими при
соответствующем подключении (например, в компаундной схеме)
двухступенчатое сжатие хладагента.
89

I
по
150
ПО-
90
• 100
I ш
4? г*0 -55-Ж
Рис III.17. График зависимости холодопроизводительности (а) и
эффективной мощности (б) от температуры кипения хладагента для агрегата АД90-л
В настоящее время на предприятиях рассматриваемых отраслей
промышленности эксплуатируются компрессоры двухступенчатото
сжатия отечественного (компрессоры ДАУ-80, ДАУ-50 и ДАУ-IUU)
и зарубежного (в основном компрессоры типа «Павел», ЧССР)
производства.
Отечественная промышленность выпускает компрессорные
агрегаты двухступенчатого сжатия АД90-3, АД130-3 и АД260-3.
Ротационный компрессор РБ90 располагается на раме над
поршневым компрессором, что значительно уменьшает общие габариты
агрегата. В комплект поставки агрегата входит промежуточный
сосуд СПА600 со щитом приборов. Агрегат представлен на рис. III.16.
Графики зависимости холодопроизводительности эффективной
мощности от температуры кипения хладагента приведены на рис. III.17.
Техническая характеристика агрегата представлена в табл. III. 12,
комплектность поставки — в табл. III.13.
Двухступенчатый агрегат АД 130-3 (АД 130-7-4) состоит из
ступени низкого давления (винтовой компрессорный агрегат 5ВХ-350)
B.6A-IV), ступени высокого давления (одноступенчатый поршневой
¦компрессорный агрегат А110-1) и промежуточного сосуда СПА600
со щитом приборов.
Агрегат 5ВХ-350/2.6 A-IV в сборе приведен на рис. III. 18.
Техническая характеристика агрегата АД130-3 представлена в
табл. III.14.
Система автоматизации агрегата АД 130-3 обеспечивает
автоматическое управление компрессорными агрегатами, защиту от
аварийных ситуаций, автоматическое поддержание необходимого уровня
жидкости в промежуточном сосуде, а также двухпозиционное
91

111.12. Техническая характеристика агрегата АД90-3
i
a
I.
§ §
¦X
з
s
§
a.
s
g
та
?
Показатель
Агрегат АД90-3
Режим работы при температуре, °С:
кипения
конденсации
Холодопроизводительность, кВт
Суммарная эффективная мощность, кВт
Диапазон работы агрегата по температуре
кипения, °С
Масса агрегата, кг
Марки компрессоров, входящих в состав
агрегата
Теоретический описываемый объем, м*/ч
Частота вращения вала компрессора, с
Мощность электродвигателя, кВт
Расход охлаждающей воды, м3/ч
Расход смазочного масла, кг/ч
—40
+35
105
65
—25...—45
3500
Ступень низкого Ступень высокого
давления РБ90 давления П110
636 301
25 25
40 75
1,5 1,0
0,3 0,3
III. 13. Комплектность поставки агрегата АД90-3
Наименование
Марка
Агрегат компрессорный двухступенчатого сжатия АД90-3
Пускатель магнитный (рабочее напряжение 380 В, напряжение
в цепи управления 220 В, номинальный ток 80 А) ПА-512
Пускатель магнитный (рабочее напряжение 380 В, напряжение
в цепи управления 220 В, номинальный ток 140 А) ПА-612
Промежуточный сосуд со щитом приборов СПА-600
Фильтр 25Ф
Соленоидный вентиль СВМ-25
II 1.14. Техническая характеристика агрегата АД130-3
Показатель
Агрегат АД130-3 (АД130-7-4)
Режим работы при температуре, °С:
кипения
конденсации
Холодопроизводительность, кВт
Суммарная эффективная мощность, кВт
Диапазон работы агрегата по температуре
кипения, °С
Марки компрессоров, входящих в состав
агрегата
Теоретический описываемый объем, м*/ч
Частота вращения вала компрессора, с"~*
Марка электродвигателя
Мощность электродвигателя, кВт
Производительность маслонасоса, м8/ч
Марка электродвигателя маслонасоса
Мощность электродвигателя маслонасоса,
кВт
—40
+35
150
87
—15...—55
Ступень низкого Ступень высокого
давления 5ВХ- давления А110-1
350/2.6A-IV
850 301
48,7 • 24,3
АО2-82-2 АОП2-90-4
55 75
3 —
АОЛ2-32-6 —
2,2 . —
93

Продолжение табл. III. 14
Показатель
4
Агрегат АД130-3 (АД130-7-4)
Частота вращения вала электродвигателя
маслонасоса, с~'
Расход воды на охлаждение, ы*/ч
компрессора
маслоохладителя
Расход смазочного масла, кг/ч
Станция управления (рабочее напряжение
ЗДО В, напряжение в цепи управления
Марка электронагревателя (мощность
1.6 кВт)
35
7
0,1
БУ5120-ЗЗГ2В.
номинальный ток
120 А
•Т170
0,08
БУ5120-ЗЗГ2,
минальный
250 А

ноток
111.15. Техническая характеристика агрегата АД260-3
Показатель
Агрегат АД260-3 (АД260-7-4)
Режим работы при температуре, °С:
кипения
конденсации
Холодопроизводителыюсть, кВт
Диапазон работы агрегата по температуре
кипения, °С
Марки компрессоров, входящих в состав
агрегата
Теоретический описываемый объем, mVm
Эффективная мощность, кВт
Частота вращения вала компрессора, с
Марка электродвигателя
Мощность электродвигателя, кВт
Производительность маслонасоса, м3/ч
Марка электродвигателя маслонасоса
Мощность электродвигателя маслонасоса,
кВт
Частота вращения вала электродвигателя
маслонасоса, с
Расход воды на охлаждение, м3/ч:
компрессора
маслоохладителя
Расход смазочного масла, кг/ч
Станция управления (рабочее напряжение
380 В, напряжение в цепи управления
220 В)
Марка электронагревателя (мощность
1,6 кВт)
—40
35
300
-25...—55
Ступень низкого Ступень высокого
давления
6ВХ-700/2.6А
(АН260-7-6)
1700
84
48,7
АО2-92-2
100
6
АО2-42-4
давления
А220-1
602
96
24,7
A3-31S
^^
тп,.
Б,5
25
2.0
15,0
0,2
БУ5120-43Г2А,
номинальный ток
220 А
_
0,16
БУ6120-43Г2,
минальный
250 А

ноток
200
150
100
50
100
50
регулирование холодопроизводитель-
ности 0...100 %. Предусмотрен выпуск
агрегатов АД130-ЗР, в комплект
которых войдет винтовой
бустер-компрессор с автоматическим плавным
регулированием холодопроизводитель-
ности. График зависимости холодо-
производительности и эффективной
мощности агрегата АД 130-3 от
температуры кипения хладагента приведен
на рис. III.19.
Двухступенчатый агрегат АД260-3
(АД260-7-4) состоит из ступени
низкого давления (винтовой
компрессорный агрегат 6ВХ-700/2,6А, рис. 111.20),
ступени высокого давления
(поршневой одноступенчатый
компрессорный агрегат А220-1) и
промежуточного сосуда СПА800 со щитом
приборов. Техническая характеристика агрегата АД260-3
представлена в табл. III. 15.
Агрегат укомплектован теми же приборами автоматического
управления и защиты, что и АД130-3. Для него также предусмотрено двух-
позиционное регулирование холодопроизводительности. В
перспективе намечен выпуск агрегатов АД260-ЗР, в комплектность поставки
которых войдут агрегат ступени высокого давления А220-1Р и
винтовой бустер-компрессор с плавным регулированием холодопроизводи-
ФЖ
Всасыбаше
_ ByZOO
-55
Рис. III. 19. График зависимости
холодопроизводительности (с) и эф- -
фективной мощности (б) от
температуры кипения хладагента для
агрегата АД 130-3
. Сброс От
предохранительного
У клапана
Y ПУ25
Вентиль
для
запраот
и спуска
масла
DytO
ЭТ170
Рис. 111.20. Автоматизированный винтовой компрессорный агрегат 6ВХ-700/2.6А
94
95

ViO
.200
160
180
160
/40
-55 -50 -45 -40 -35 -30 to,'C
a
120
&<.
/при неполностью
-закрытом золотнике-
-55 -50 -45 -40 -35 -30
5
Рис. 111.21. График зависимости холодопроизводительности (а) и эффективной
мощности (б) от температуры кипения хладагента для агрегата АД260-3
igp
б
Рис. III.22. Парокомпрессионная; холодильная машина двухступенчатого сжатия
с однократным дросселированием:
а) принципиальная схема: / — компрессор ступени низкого давления; // — промежуточный
сосуд; /// — компрессор ступени высокого давления; IV — конденсатор: V, VI —
регулирующие вентили; VII — испаритель; Не —, 11ж аммиачные трубопроводы соответственно
паровой и жидкостной: б) изображение цикла в диаграмме; в) изображение цикла в диаграмме
тельности с помощью автоматического привода золотникового
устройства.
График зависимости холодопроизводительности и эффективной
мощности агрегата АД260-3 от температуры кипения хладагента
приведен на рис. 111.21.
Предусмотрена и отдельная заводская поставка винтового комп-
.рессорного агрегата 6ВХ-700/2.6А (без ступени высокого давления
96
и промежуточного сосуда) для pa- tm*i
боты в режиме бустер-компрессора
А260-7-6. с
Для выбора агрегата
двухступенчатого сжатия необходимо
построить его цикл в диаграмме Т —
5 или i — lg p. Схема этого цикла
и процессы, его составляющие,
изображены на рис. II 1.22
(парокомпрессионная холодильная
машина двухступенчатого сжатия с
однократным дросселированием).
Расчетные параметры выбираем
по методике для одноступенчатых
[3435] И
-10
-20
-30
0-,
-ТО
<0.35
-60 -SO -40 -30 to°C
Рис. Ill .23. График значений
промежуточной температуры в зависимости от
температуры кипения и отношения
- _, рабочих ступеней высокого и низко-
компрессоров[34,35]. Исключение го давлений в аммиачных двухступен-
составляют две величины: ts — чатых холодильных машинах
температура жидкого хладагента после переохлаждения в змеевике
промежуточного сосуда и tm — промежуточная температура,
определяемая величиной промежуточного давления рт.
^Значение рт определяется методом последовательных
приближений. Сначала ориентировочно определяют рт как среднее
геометрическое между давлениями конденсации и кипения:
Рт = VKpo\ t's = tm + C4-5).
^Задавая значения рт, близкие к среднему геометрическому
давлений кипения и конденсации, в зависимости от значения рт определяют
параметры цикла и подставляют их в формулу
"м.ст
ИЛИ
у
?' ~ 'v"H™7 отношение рабочих объемов ступеней высокого и
низкого давлений; Хв.ст и 1и.„ — коэффициенты подачи ступеней
соответственно высокого и низкого давлений; /„ /4, /„ L, v\, v. —
параметры узловых точек цикла.
Параметры узловых точек цикла определяются по диаграмме
1 — Ь или i — lg p. Далее расчет ведется отдельно для ступеней
низкого и высокого давлений, как для одноступенчатых
компрессоров, при этом найденное значение ?^ст уменьшается на 10 15 %
из-за дроссельных потерь при всасывании пара более низкого давле-
ния.
Рассчитанное отношение объемов 6' = ^S. сравнивается с за.
данным |' = / (рт), и расчет повторяется до тех пор, пока оба
значения I не станут достаточно близкими.
Величину /можно определить графически в зависимости от tQ
** ? \РИС» 111 .ZtOf*
4 449
97

111.1 в. Характеристики параметров хладагента в узловых точках диаграммы
Система: —40/—15 Система: —30/—5
о*
I, кДж/кг
III
plOs. Па
о, м'/кг
I, кДж/кг
1'
1
2
3
3'
4
4'
5'
5
6
7
8
—40
—35
44
—10
—15
112
35
35
30
—15
—10
—40
0,732 1,55
0,732 1,58 '
2,41 -
2,41 0,535
2,41 -
13,765 —
13,765 —
13,765 —
13,765 —
2,41 -
13,765 —
0,732 —
1629,14
1635,00
1800
1675
1663,93
1900 ¦
1709,39
585,13
560
560
375
375
Г
1
2
3
3'
4
4'
5'
5
6
7
8
—30
—25
47
0
—5
92
35
35
30
—5
0
—30
1,219
1,219
3,619
3,619
3,619
13,765
13,765
13,765
13,765
3,619
13,765
1,219
0,96
0,97
_
0,35
_
_
_
_
1642,1
1655,0
1800
1680
1676,59
1875
1709,39
585,13
560
560
430
430
При применении в качестве ступени низкого давления
ротационного или винтового компрессора для нахождения Ян.ст и #э.„.ст
пользуются зависимостями, рассмотренными в разделе II 1.24.
При подборе серийно выпускаемых двухступенчатых агрегатов
задача значительно упрощается благодаря наличию их заводских
характеристик (рис. III.17, III.19, III.21 >. Однако «а действующих
предприятиях иногда приходится компоновать двухступенчатые
агрегаты из одноступенчатых машин. При этом прибегают к приведенной
выше методике расчета.
Возможна и компоновка машины, работающей в цикле
двухступенчатого сжатия по принципу компаундной схемы, где
промежуточная температура является одновременно и одной из температур
кипения для соответствующих потребителей. Такая схема, ее изображение
в диаграмме i — lg p и характеристики параметров в узловых точках
приведены на рис. 111.24 и в табл. III.16.
Сложность расчета компаундной схемы заключается в определении
массовой производительности компрессоров ступеней высокого дав-
евд
(Ь%
7 .
'А
А
/ 8
6
р°г
ро.
3'
/'
П '|
Рис. 111.24. Компаундная схема с двумя температурами кипения и
промежуточным охладителем змеевикового типа (схема и цикл)
98
„*ния Для определения остальных величин используется уже
известна методика расчета компрессоров одноступенчатого сжатия,
"""расчетная зависимость для определения массовой
производительности компрессоров ступени высокого давления Сехг, полученная
методом массовых и энергетических балансов,
где Qo, Qo, Qo. - холодопроизводительности при температуре
кипения хладагегга соответственно *„„ К, t0,, кВт; h, i» Ц, Ur. *,
"* 3 _ энтальпии хладагента в соответствующих точках цикла,
кДж/кг.
111.4. Расчет компаундной схемы
компрессорного цеха
Внедрение прогрессивной технологии на производственных холодильниках
требует повышения эффективности работы охлаждающей системы. Поддержание
заданных технологических режимов обеспечивается компрессорами либо
агрегатами работающими по циклу одно- и двухступенчатого сжатия, подключенными
к системам охлаждения с соответствующими температурами кипения хладагента.
Применение агрегатов двухступенчатого сжатия с индивидуальными
промежуточными сосудами для компоновки схем машинных залов холодильников с большой
производственной мощностью усложняет схему, требует достаточно большого
количества арматуры и приборов автоматики.
При компоновке холодильной установки двухступенчатыми и
одноступенчатыми агрегатами схемы компрессорных цехов получаются очень сложными и не
обеспечивают требуемой гибкости в работе холодильной установки в случае выхода
из строя одного из агрегатов.
При разработке схем машинных залов целесообразно отойти от традиционного
решения Более эффективной оказывается работа компрессоров по компаунд-схеме.
При такой схеме компрессоры низкой ступени (температура кипения /Oi 40 "U
и / = _зо °С) подключаются по нагнетательной линии к промежуточному
охладителю который одновременно выполняет функции циркуляционного ресивера.
Промежуточные охладители могут быть змеевикового или беззмеевикового типа.
Из этого аппарата пары аммиака отсасываются компрессорами, работающими на
испарительные системы с температурами кипения хладагента /0? Jo Ь и 'o2o—
•= —5 "С.
Поддержание требуемых температур в системах охлаждения производится за
счет включения и отключения машин, агрегатированных по температурам кипения.
Регулирование установки производится по давлению в циркуляционных ресиверах
и промежуточных сосудах (промежуточных охладителях), которое необходимо
поддерживать в заданном режиме. Такая схема включения имеет термодинамические
недостатки, связанные с тем, что работа сжатия по ступеням неравна. Но
появляется возможность плавного регулирования производительности за счет применения
винтовых компрессоров для каждой из температур кипения. Это повышает
эффективность работы оборудования, упрощает обслуживание холодильной установки,
уменьшает расход арматуры и приборов автоматики, что позволяет решить целый
ряд технико-экономических вопросов, а именно: унификацию оборудования,
взаимозаменяемость компрессоров и систем охлаждения, автоматизацию системы.
Расчет установки проводим по тепловым нагрузкам для холодильника
мясокомбината в соответствии с данными табл. III.17 с использованием в схемах
различных промежуточных охладителей змеевикового и беззмеевикового типа.^ Примем
два циркуляционных контура tOi = —40 °C/t0> — —15 СС и /0[а = —30 C/'o2a ~
*= 5 °С. Расчет холодильных установок двухступенчатого сжатия, выполненных

111.1 в. Характеристики параметров хладагента в узловых точках диаграммы
Система: —40/—15 Система: —30/—5
D*
I, кДж/кг
it
p!0s. Па
кДж/кг
1'
1
2
3
3'
4
4'
5'
5
6
7
8
—40
—35
44
—10
—15
112
35
35
30
—15
—10
—40
0,732 1,55
0,732 1,58
2,41 -
2,41 0,535
2,41 -
13,765 —
13,765 —
13,765 —
13,765 —
2,41 —
13,765 —
0,732 —
1629,14
1635,00
1800
1675
1663,93
1900
1709,39
585,13
560
560
375
375
V
1
2
3
3'
4
4'
5'
5
6
7
8
—30
—25
47
0
—5
92
35
35
30
—5
0
—30
1,219
1,219
3,619
3,619
3,619
13,765
13,765
13,765
13,765
3,619
13,765
1,219
0,96
0,97
0,35
_
—
__
_
_
1642,1
1655,0
1800
1680
1676,59
1875
1709,39
585,13
560
560
430
430
При применении в качестве ступени низкого давления
ротационного или винтового компрессора для нахождения Я„.ст и ЛГэ.н.ст
пользуются зависимостями, рассмотренными в разделе III.24.
При подборе серийно выпускаемых двухступенчатых агрегатов
задача значительно упрощается благодаря наличию их заводских
характеристик (рис. III.17, III.19, 111.21). Однако на действующих
предприятиях иногда приходится компоновать двухступенчатые
агрегаты из одноступенчатых машин. При этом прибегают к приведенной
выше методике расчета.
Возможна и компоновка машины, работающей в цикле
двухступенчатого сжатия по принципу компаундной схемы, где
промежуточная температура является одновременно и одной из температур
кипения для соответствующих потребителей. Такая схема, ее изображение
в диаграмме i — lg p и характеристики параметров в узловых точках
приведены на рис. III.24 и в табл. III.16.
Сложность расчета компаундной схемы заключается в определении
массовой производительности компрессоров ступеней высокого дав-
Рис. III.24. Компаундная схема с двумя температурами кипения и
промежуточным охладителем змеевикового типа (схема и цикл)
98
„„„ Лля определения остальных величин используется уже
известна методика расчета компрессоров одноступенчатого сжатия.
НаЯрасчетнаКя зависимость для определения массовой
производительности компрессоров ступени высокого давления О.«г. полученная
методом маРссовьГх и энергетических балансов,
"ав ст —
где Qo, Qo, Qo, - холодопроизводительности при температуре
кипения хладагента соответственно tOt, tOt, к, кВт; h, h, it, кг, iv,
"Г ?13- энтальпии хладагента в соответствующих точках цикла,
кДж/кг.
111.4. Расчет компаундной схемы
компрессорного цеха
Внепоение прогрессивной технологии на производственных холодильниках
требует повышения эффективности работы охлаждающей системы. Поддержание
заданных технологических режимов обеспечивается компрессорами либо
агрегатами работающими по циклу одно- и двухступенчатого сжатия, подключенными
к системам охлаждения с соответствующими температурами кипения хладагента.
Применение агрегатов двухступенчатого сжатия с индивидуальными
промежуточными сосудами для компоновки схем машинных залов холодильников с большой
производственной мощностью усложняет схему, требует достаточно большого
количества арматуры и приборов автоматики.
При компоновке холодильной установки двухступенчатыми и
одноступенчатыми агрегатами схемы компрессорных цехов получаются очень сложными и не
обеспечивают требуемой гибкости в работе холодильной установки в случае выхода
из строя одного из агрегатов.
При разработке схем машинных залов целесообразно отойти от традиционного
решения. Более эффективной оказывается работа компрессоров по компаунд-схеме.
При такой схеме компрессоры низкой ступени (температура кипения /Oj 4U Ч*
и /0 = —30 °С) подключаются по нагнетательной линии к промежуточному
охладителю который одновременно выполняет функции циркуляционного ресивера.
Промежуточные охладители могут быть змеевикового или беззмеевикового типа.
Из этого аппарата пары аммиака отсасываются компрессорами, работающими на
испарительные системы с температурами кипения хладагента t^ Ib Си t^ —
•= —5 °С.
Поддержание требуемых температур в системах охлаждения производится за
счет включения и отключения машин, агрегатированных по температурам кипения.
Регулирование установки производится по давлению в циркуляционных ресиверах
и промежуточных сосудах (промежуточных охладителях), которое необходимо
поддерживать в заданном режиме. Такая схема включения имеет термодинамические
недостатки, связанные с тем, что работа сжатия по ступеням неравна. Но
появляется возможность плавного регулирования производительности за счет применения
винтовых компрессоров для каждой из температур кипения. Это повышает
эффективность работы оборудования, упрощает обслуживание холодильной установки,
уменьшает расход арматуры и приборов автоматики, что позволяет решить целый
ряд технико-экономических вопросов, а именно: унификацию оборудования,
взаимозаменяемость компрессоров и систем охлаждения, автоматизацию системы.
Расчет установки проводим по тепловым нагрузкам для холодильника
мясокомбината в соответствии с данными табл. III.17 с использованием в схемах
различных промежуточных охладителей змеевикового и беззмеевикового типа.^ Примем
два циркуляционных контура /0_ = —40 °C//Oj = —15 СС и *0]а = —30 С/'о2а —
•= 5 °С. Расчет холодильных установок двухступенчатого сжатия, выполненных

III. 17. Тепловая нагрузка по системам охлаждения мясокомбината вывозного типа
производительностью 100 т в сутки
Qo. «Вт
686
290,75
103,52
25
III. 18. Характеристики параметров хладагента в узловых точках диаграммы
Система: —40/—15 Система: —30/—5
с
I, кДж/кг
п U Ж
ы
I, кДж/кг
Г —40 0,732 1,55 т 1629,14 1' "=—30
1 —35 0,732
1,219 0,96
2
3
3'
4*
41
5''
5
6
9
10
44
— 10
—15
112
35
35
30
—15
—15
—40
2,41
2,41
2,41
13,765
13,765
13,765
13,765
2,41
2,41
0.732
0,535
1635,00'! 1 —25 1,219 0,97
0,35
1800,00
1675,00
1663,93
1900,00 •
1709,39
585,13
560,00.
560,00
350,24
2
3
3
4'
4
5'
5
6
9
47
0
—5
92
35
35
30
—5
—5
3,619
3,619
3,619
13,765
13,765
13,765
13,765
3,619
3,619
— 350,24, 10 —30
1,219
1642,1
1655,00
1800,00
1680,00
1676,59
1875,00
1709,39
585,13
560,00
560,00
395,96
395,96
по компаунд-схемам, сводится к определению типа компрессоров, работающих
в каждой из систем охлаждения, мощности двигателей компрессоров, а также
тепловой нагрузки на конденсаторы. Циклы работы двухступенчатых холодильных
установок с двумя температурами кипения и характеристики параметров в узловых
точках диаграммы представлены на рис. П1.25ив табл. 111.18. Как видно из
рисунка, принципиально возможна реализация работы холодильных установок с
применением промежуточного охладителя змеевикового или беззмеевикового типа.
Наличие либо отсутствие змеевика в промежуточном охладителе, как это показано
на рис. III.24, III.25, предполагает учитывать в расчете недорекуперацию жидкости
при прохождении ее через змеевик промежуточного сосуда. При отсутствии змеевика
происходит полное охлаждение паров, поступивших после сжатия компрессорами,
работающими в системе низкого давления, до температуры, отвечающей
промежуточному давлению.
Эти обстоятельства налагают определенные требования, которые необходимо
учитывать при расчете компаунд-схемы. Температура конденсации принята +35 °С,
' СНД
Рис. III.25. Компаундная схема с двумя температурами кипения и
промежуточным охладителем без змеевика (схема и цикл)
100
перегрев на всасывании 5 °С, охлаждение жидкого хладагента после конденсатора
Ч *С Недосекуперация в змеевиках промежуточных сосудов 5 °С.
Расход хладагента через испарители и компрессоры, работающие в системе
низкого давления, составляет:
для промежуточного охладителя со змеевиком
686
1629,14 — 375
: 0,547 кг/с;
290,75
= 0,240 кг/с;
¦ 1642,1—430
J для промежуточного охладителя без змеевика
г. <?о< •
l - h
686
1629,14 — 350,24
= 0,536 кг/с;
290,75
1642,1—395,96
= 0,233 кг/с.
Расход хладагента через компрессоры системы высокого давления!
для промежуточного охладителя со змеевиком
+ G';
для промежуточного охладителя без змеевика
где —;—-—; —;—=— — расход пара, необходимый для обеспечения холодопроизводи-
'з — 'в «з — »'»
тельности в системах высокого давления; G' — расход хладагента, необходимого для
снятия перегрева пара, поступающего из компрессоров системы низкого давления,
а также пара, образовавшегося при дросселировании жидкости до температуры,
соответствующей давлению в промежуточном охладителе, либо пара,
образовавшегося за счет вскипания части жидкости, находящейся в объеме промежуточного
охладителя, вызванного подохлаждением жидкости в змеевике;
для промежуточного охладителя со змеевиком
С _
для промежуточного охладителя без змеевика
«3 — 'to
Расчетные формулы для определения количества хладагента в системе высокого
давления, выраженные через тепловые нагрузки для систем низкого и высокого
давлений, имеют вид:
для промежуточного охладителя со змеевиком
Ga = .
¦in
+ ¦
'a-'.
+
Ч-«я
101

-15
686
2 ~ 1629,14 — 375
103,52 , 686
¦ + ¦
X
1663,93 — 560 ^1629,14 — 375
A800— 1675) + E60 — 375)
X
290,75
rt-8 —
2 ~" 1642,1—430
25
1676,59 — 560
+ ¦
290,75
¦X
X-
1642,1—430
A800 — 1680) + E60 — 430)
1663,93 — 560
0,794 кг/с;
для промежуточного охладителя без змеевика
1676,59 — 560
== 0,316 кг/с;
Q,
- h) + (Ц - h) .
/«-15
2 1629,14 — 350,24
103,52
1663,93 — 350,24
686
• +
¦X
^ 1629,14 — 350,24
A800 — 1675) + E60 — 350,24)
290,75
~ 1642,1 — 395,96 т
25 . 290,75
X
1676,59 — 395,96 т 1642,1 —395,96
A800 — 1680) + E60 — 395,96)
1676,59 — 395,96
= 0,305 кг/с.
1663,93 — 350,24 ~~
= 0,752 кг/с;
Действительный объем пара, поступающего в компрессоры низкой ступени
для промежуточного охладителя со змеевиком
V^J40 = 0,547 • 1,58 = 0,864 м3/с; | V^30 = 0,24 • 0,97 = 0,233 м3/с;
для промежуточного охладителя без змеевика
V-?0 = 0,536 • 1,58 = 0,848 мэ/с; | V'?0 = 0,23 • 0,97 = 0,223 м3/с.
Действительный объем пара, поступающего в компрессоры высокой ступени,
для промежуточного охладителя со змеевиком
УТ15 = 0,794 ¦ 0,535 = 0,425 м3/с; I VZ5 = 0,316 • 0,35 = 0,111 м»/с;
Al ¦ I Aj —
для промежуточного охладителя без змеевика
V~15 = 0,752 • 0,535 = 0,402 м3/с; | V = 0,305 • 0,35 = 0,107 м8/с.
Объемная производительность компрессоров низкой ступени
для промежуточного охладителя со змеевиком
0,864 , л_, ,,
¦ - — 1,054 м3/с;
-0,274 «•/«
102
для промежуточного охладителя без змеевика
0,82
ы«/с;
0,236
0,85
= 0,266 м»/с
Объемная производительность компрессоров высокой ступени
для промежуточного охладителя со змеевиком
0,82
— 0.518 м»/с;
0,111
^=Т^=0.13м./с,
для промежуточного охладителя без змеевика
15 _ U.^W^
КА» ~ 0,82
= 0.490
0,107
Эффективная мощность компрессоров низкой ступени
где rj/ — эффективный КПД компрессора. Для диапазонов изменения Рк?Рщ>>
встречающихся в практике, г\1 — 0,68;
для промежуточного охладителя со змеевиком
40 0,547A800-1635)
Л -
0^68
--Ш.1 кат,
д^Г30 = 0.24 A800-1655) '
/н ^g =51,16 кВт;
для промежуточного охладителя без змеевика
¦^ 0,536A800— 1635)
н
О 68 " ~~ w-30 = °'23ОA800—1655)
'н 0,68
= 130,16 кВт;
Эффективная мощность компрессоров высокой ступени
N
для промежуточного охладителя со змеевиком
0,794 A900 — 1675)
0,68
= 262,72 кВт;
для промежуточного охладителя без змеевика
^,0,316A875-1680)
м--15_ 0,752A900—1675)
'¦ *° 0,68
¦ 248.79 кВт;
0,305A8^5-1680)
8735кВт,
Подбор винтовых компрессоров проводится по холодопроизводительности, а
выбор электродвигателя — по эффективной мощности.
Количество компрессоров в ступени низкого давления
Компрессор 5ВХ 350/2.6A-IV имеет холодопроизводительность
10Э

QM = 155 кВт при /Oj = —40°; tai = —15 °C и QM = 175 кВт — при foi ¦¦ —30 "С;
4м "¦ —6 "С:
686
4,43 шт.;
_зо 230,75
"к 175 "
Количество компрессоров в ступени высокого давления
1,66 шт.
для промежуточного охладителя без змеевика
Qcct = g2('3-««.);
<%Г?Т = 0,752 A663,93 — 350,24) =
= 987,76 кВт;
для промежуточного охладителя со змеевиком
<2сист = °аD-'б);
0,305 A676,59 — 395,96)
= 390,1 кВт;
Q~J.5T = 0,752 A663,93 — 590)
= 876,96 кВт;
= 0,316 A676,59 — 560)
352,73 кВт.
Компрессор 5ВХ350/4 имеет холодопроизводительность QM = 395 кВт при
/м - -15; /конд = +35 °С и QM = 420 кВт - при /02 = -5; *ковд = +35 °С.
д
для промежуточного охладителя со змеевиком
_,5 876,96 оло _5 352,73
п =к-222штл п
455
: 0,84 шт.;
для промежуточного охладителя без змеевика
987,76
395
:2,5 шт.;
390,1
420
= 0,93 шт.
Для обеспечения эаданных холодопроизводительностей по системам
охлаждения принимаем следующее количество компрессоров для обеспечения требуемых
температур кипения:
tt °с —40 —30 —15 —5
пк, шт.
1
Расчет промышленных сосудов, емкостей циркуляционных ресиверов и
вспомогательных аппаратов для компрессорного цеха производят по методике,
приведенной в гл. II.
104
Глава IV
РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ
IV. 1. Общий метод расчета
Расчет теплообменников сводится к определению различного
сочетания прочностных, конструктивных (компоновочных),
тепловых, гидродинамических и экономических характеристик.
Наиболее часто расчетами определяются площади теплопередаю-
щих поверхностей при заданных (известных) размерах и
характеристиках, числа их стандартных элементов для различных схем
соединения в теплообменнике, получаемых при этом гидравлических
сопротивлениях в элементах и теплообменников в целом, мощности
нагнетателей. Наиболее полно методика таких расчетов изложена
Г. Е. Каневцем [27]. Изложим эту методику применительно к аппаратам
холодильной техники.
В общем случае площадь теплопередающей поверхности может
быть определена из уравнения теплового баланса и уравнения
теплопередачи
Q = Goco (Го.» - Том) тъ.о = GBcB (Тв.к — Тв.„) гын (IV. I)
Q . АМГср, (IV.2)
где индекс «о» относится к теплоносителю, отдающему теплоту,
а индекс «в» — к теплоносителю, воспринимающему теплоту; G,
с> % — соответственно массовый расход, изобарная теплоемкость
и коэффициент потерь теплоты теплоносителей; Г0.н, Ток, Г„.„,
TVk — начальные и конечные температуры теплоносителей,
соответственно отдающего и воспринимающего теплоту; k — коэффициент
теплопередачи; F — площадь теплопередающей поверхности.
Выражение для средней разности температур АТср чаще
представляется в неявном виде, если схема движения теплоносителей
отличается от прямотока или противотока. С целью создания единого
метода расчетов для различных схем движения теплоносителей
вводится поправочный коэффициент е (р, R) к средней разности
температур при противотоке
где
AT,
о.н 'в. к
/ ' о.к
ср.против —
In
' О.Н ' В.Н
т т
' О.К ' В.Н
Значения е {р, R) для целого ряда схем движения находятся
из анализа аналитических решений задач теплообмена и часто
представляются в виде графиков в зависимости от безразмерных темпера-
105

турных комплексов [25]
R = (Гол — Го.к)/(ГВ.К — Гв.н).
В работе [21] поправочный коэффициент е является
коэффициентом эффективности теплообменника (элемента) и выражается
соотношением
Q= Wmin(To.a — Гв.„)е,
где Wmin — меньший из водяных эквивалентов сред, равный Wx •=*
= GoC0Tin.o или WB = GBcBrin.B. При этом произведение Wmin (То.я —
— Тн.н) = QnpeA является теоретически предельным количеством
теплоты, которая могла бы быть передана в теплообменнике от одного
теплоносителя к другому при разности температур потоков,
стремящейся к 0, т. е. в теплообменнике с величиной поверхности
F = оо. Отсюда вытекает физический смысл е как величины, равной
отношению фактически переданного к теоретически предельному
количеству теплоты, при котором исчерпывается температурный напор
между теплоносителями:
Т )
' в.н'
«пред
min
т 1 — w ¦ it т
o.H 'в.н' "min I о.н * в.н
(IV3)
Из формулы (IV.3) следует, что всегда г (р, R) ? 10; 1]. Для
проведения расчетов теплообменника с использованием ЭВМ наиболее
удобно пользоваться аналитическими соотношениями для е (р, R).
Такие полуэмпирические зависимости получены для так называемой
функции эффективности
Фэ = PR =
ОН1°
То, Т„ ТИП, СТ),
где ТИП — тип, конструкция аппарата; СТ — схема тока. Величина
R, обратная А,
А—-I
Т — Т
в.к в.н
Т Т
1 о.н ' о.к
Анализ математических моделей процессов теплопередачи в одно-
и многоэлементных теплообменниках позволил предложить [2]
обобщенную, инвариантную относительно схемы тока теплоносителей,
зависимость для Ф •
Фээ = 2
exp
— 1
(IV.4)
t(As + 1) + ж,] exp (S32S) - [(А9 + 1) - гэ] »
где индекс «э» относит все величины к характеристикам одного
элемента теплообменника; &, — число единиц переноса теплоты в
элементе:
(IV.5)
106
Схема тока теплоносителей в элементе явно определяется так
называемым индексом противоточности рэ, который в случае
противотока равен 1, а в случае прямотока — 0. В целом с целью
уточнения расчетов Г. Е. Каневец скорректировал известные
литературные данные, а "также получил значения рэ для многих
распространенных или перспективных схем движения и конструкций элементов.
В табл. 3 [27] приведены средние значения рэ, которые можно исполь-
ззвать для вычисления значений функции тепловой эффективности
элементов с элементарными схемами тока.
При Аэ -*- 1 и р3 -*¦ 1 (IV. 4) вырождается в соотношение
, ~> 7) имеет место асимптотическая оценка:
Ф... - 2
а при s3z3
По характеристикам Аэ и Фэ.» элемента определяются связи
между входными и выходными значениями температур Ген» ^о.к, Тв.„, Твк
хладоносителей, т. е. достаточно иметь значения любой пары
температур, чтобы вычислить две остальные. Необходимые уравнения для
шести возможных ситуаций приведены в табл. IV. 1.
При проектировании или выборе теплообменника значения
температур могут являться исходными данными. В этом случае формулы
табл. IV.1 используются для определения Фэ.,. Важно также, что
соотношения табл. IV.1 справедливыми тогда, когда теплообменник
представляет собой ряд или комплекс элементов. Значения функции
эффективности Фэ.р ряда элементов или комплекса элементов
определяются значениями А9« и Фэ; отдельных элементов, их компоновкой
и схемой тока теплоносителей:
1) элементы одинаковые, общий прямоток —
Ф,
э-Р
1-[1-Фээ(Аэ+1)]р
Аэ+1
(IV.6)
2) элементы одинаковые, общий противоток —
Ф,
/ 1-Фэ
\ 1_АэФэ
э-р
(VI.7)
3) элементы различные, общий прямоток —
.= ?РФэ. П [1-Фэ/(Аэ/+1)];
(IV.8)
107

IV. 1. Уравнения для расчета конечных температур сред в элементах, рядах
и комплексах [27]
температуры
'«. 'в..
<о.н.'..«
о.к» *а.ш
'о.к1 *в.к
Определяемая температура
отдающего тепло
'вк АФ9 — 1
'о.н = <о.к 1 _ Фэ - ¦
'в.н 1 _ фэ
, _, АФ.-1
"" »•* АФЭ — 1+фэ '
+ , Фэ
в-к АФЭ — 1 + фэ
для хладоносителЯ|
воспринимающего тепло
/ _, АФ9
в.н 'о.н Афэ _ j
1
вк АФЭ — 1
t -i АФЭ 4-
'в.к — *о.к 1_фэ t-
,t Л АФЭ \
_ В.Н 1 1 i jT) 1
-f Афэ 1
•¦" °-к АФЭ — 1 + ф, '
. f Ф. - 1
т »•" АФЭ — 1 + Фэ .
АФ.-
, АФЭ— 1
ок ФТ~
108
4) элементы различные, общий противоток —
Фэ.р =
1-А9/Ф8/
(IV.9)
1 — j
п
/=1
»-А»Л/
Здесь Пр — число элементов в ряду. Если Фэ.р вычисляются при
помощи температур теплоносителей по формулам табл. IV. 1, то
соотношения (IV.6) ...(VI.9) служат для определения числа элементов
пр при выбранной их компоновке в ряд, чтобы такой ряд обеспечил
требуемые температуры на входе (выходе) теплообменника.
Часто ряды компонуются из пар элементов. В этом случае
значения функции эффективности ряда определяются по формулам (IV.6) ...
(IV.9), но вместо характеристик элемента подставляются
характеристики пар элементов:
1) пара элементов, общий прямоток —
ф9 п = фэ1 + фэ2 — Фэ1Фэ2 (АЭ1 + 1), (IV. 10)
As.ii —
_Фэ
Ф„
ф
э2
2) пара элементов, общий противоток
Аэ1A-Лэ2Фэ2) + Аэ2A-Фэ1)
Ф.
э1
(IV. И)
(IV. 12)
(IV. 13)
Ф
э2
A-Аэ2Фэ2) + A-
Аналогичные соотношения (IV.6)...(IV.13) используются для
расчета значений функции эффективности фэ.к комплексов элементов
[27]. Как для рядов, в комплексах элементов важно определить их
число в той или иной компоновке, чтобы обеспечить требуемые
характеристики теплообменника в целом. При заданных исходных
значениях теплобменных поверхностей отдельных элементов их общее
число определяет теплообменную поверхность всего теплообменника.
В одноэлементном теплообменнике его поверхность может быть
рассчитана по (IV.5), если s3 найдено как корень уравнения (IV.4)
при известном значении Фээ, либо из общих соотношений (IV. 1),
(IV.2) как
5 — kT '
к/ср
где k — коэффициент теплопередачи в теплообменнике.
109

IV.2. Связь между е, Фэ, ед<
Для вычисления Тср важно знать связь между величинами г (р,
Ю> ^ср, Т'ср.против с одной стороны и величинами Аэ, Фэ.э, s3, гэ
с другой. Их взаимосвязь вытекает из вышеприведенных
соотношений и при А < 1 (т. е. при tt>min = w0 < wB) имеет вид
8 —
ох <т> _ Р
— » X'
а при А > 1 (т. е. при wmln = оув = о»о)
в =
т — т
= Ф9А = р.
(IV. 14)
(IV. 15)
Из значений е в (IV.14), (IV.15) следует, что при А ^ 1 понятия
«эффективность» (е) и «функция тепловой эффективности» (Ф,)
совпадают во всем реальном диапазоне Аэ [0; оо].
В конце этой главы приведены алгоритмы, с помощью которых
реализуются приведенные здесь соотношения при расчете
характеристик как одноэлементных, так и многоэлементных теплообменных
аппаратов.
Для таких расчетов необходимо знать величину или методику
вычисления коэффициентов теплоотдачи и теплопередачи в
теплообменнике, многообразие которых определяется типом теплообменника.
Эти вопросы освещены в § IV.3.
При отсутствии ЭВМ для реализации приведенных алгоритмов
можно воспользоваться результатами расчетов, представленных
графически. На рис. (IV.1)...(IV.4) представлены зависимости для
определения величин Фэ и е, а на рис. (IV.5)...(IV.8) — зависимости для
значений поправок
сиротив
ср
д*.
'ср.против
которые характеризуют различие поверхности противоточного
элемента F"pOT и поверхности элемента с заданной (отличной от проти-
воточной) схемой тока F при прочих одинаковых условиях [21J.
IV. 3. Расчет коэффициента теплопередачи
поверхности теплообмена
Задача расчета поверхностей теплообмена сводится к определению
коэффициента теплопередачи и расчету температур стенки. В общем
случае ребристая поверхность элемента состоит из несущей
поверхности (трубы или пластины произвольной фирмы) и двухстороннего
оребрения. Эта конструкция элемента всегда применяется для
условий одновременного увеличения наружной и внутренней поверхности
теплообмена. Форма и профиль ребер с каждой стороны могут быть
произвольными. Поверхности теплообмена с двух сторон покрыты
отложениями (накипь, иней, масло, спецпокрытия). Контакты между
" 001 003 0J 0,3 0? E 3 5 10 /0 20 40 6080100 200 400 600 А
а 5
Рис. JV.1. Функция тепловой эффективности OjJP°T (A, S) при
противотоке (р = 1); а) А < 10; б) А > 10
0,01,100
0,01; 100
0.95
0 0,2 Oft 0,6 0,8 а 0
0Ц Ofi Ofi р
О
Рис. IV.2. Индекс противотОчности при а)в>10иб)в=5
ПО

0,01; tOO 0,02;5O
Ofti-,100 0,02;5O
QfiS; 100 0,qi;50
Рис. IV.3. Индекс противоточности при я) s = 3; б) s = 2; в) s = 1,5;
г) s= 1,2
ребрами и несущими поверхностями обладают термическим
сопротивлением.
Задача определения коэффициентов теплопередачи в общем виде
решается в [21]. При этом характеристикам ребер и теплоносителей,
омывающих ребра, присваиваются соответственно индексы «1» и «2».
Температура хладоносителя вдоль ребра 1 понижается с Ь„ до
tiK; изменяется также коэффициент теплоотдачи ао.р, от •
теплоносителя к отложениям ла ребре. Это является причиной асимметрии
кривой изменения температур относительно оси ребристого
элемента. Температура кромки tKpu посредине tp] и у основания fa
ребра 1, температура отложений на ребре /o.Pi в нижней части
ребристого элемента меньше соответствующих температур в верхней его
части. Аналогичная картина наблюдается у ребра 2. Распределение
112
0 0,2 0,4 0,5 0,8 р
О 0,Z Oft 0,6 0,8 р
Рис. IV.4. Индекс противоточности при a) s = 1,0; б) s = 0,7; в) s = 0,5; г) s =* 0,3}
О) S ~— U| I
W Щ 0fi8 0,99 0994 0,9 8 0,9 9 0,9 94 0,99 8 N
рис. 1V.5. Поправка 8Д, к среднему логарифмическому температурному напору
при р = 0,5, ЛГ = — __ температурный комплекс
птах

А,Н'Ю00;0,001
500;0.00Z
ШД008
0 Off 0,8 0,9 0,94 0,98 0,99 0,994 0,998 0,9994 0,9996 N
Рис. IV.6. Поправка ед< к среднему логарифмическому температурному
напору при р = 0,7
АД-1000,0,001 500;0,OOZ 300;0,0033.
'О Oft 0,8 0,9 0,94 0,98 0,99 0,9940,996 0,998 0,9990,9994 0,9998 N
Рис. IV.7. Поправка ед< к среднему логарифмическому температурному
напору при р = 0,9
ЗОО;0,0033 200;O,00S
0,9994 0,9998 N
Рис. IV.8. Поправка ед/ к среднему логарифмическому температурному
напору при р -= 0,95, N — температурный комплекс
температур в ребре практически не поддается точному расчету без
привлечения громоздких численных методов.
Для упрощения расчета теплопередачи принято вводить
допущение: температуры хладоносителей tt и t2, омывающих каждое ребро
в ребристом элементе, усреднены, т. е. равны среднеарифметическому,
среднелогарифмическому либо среднеинтегральному значению.
Теплоотдачей от хладоносителей к отложениям на торцах ребер
пренебрегаем. В дальнейшем условимся считать ^ > /2- Расчет
теплопередачи через ребристый элемент сводится к определению с заданной
точностью коэффициента теплопередачи с учетом всех термических
сопротивлений и температур на их границах. Все эти неизвестные
могут быть найдены при решении систем уравнений теплопередачи,
теплоотдачи и теплопроводности. Последние представляют собой
балансовые уравнения для ребристых элементов, записанных при
отнесении тепловых потоков к гладкой наружной или внутренней
поверхности— F,,i, Fn2', ребристой наружной и внутренней
поверхности — Fpi, Fp2; либо тепловых потоков, отводимых раздельно гладкой
несущей поверхностью и ребрами.
Расчет ребристой поверхности сводится к определению количества
теплоты Q, передаваемой через ребристый элемент заданных
размеров, нахождению числа ребристых элементов лр.э = QTJQ и
площади поверхности аппарата
Р*л - Пр^р.,. (IV. 16)
115

либо к определению коэффициента теплопередачи при заданном
тепловом потоке и вычислению поверхности теплообмена.
При этом безразлично, к какой из четырех поверхностей (к
несущим поверхностям Fni, Fra или поверхностям ребристых элементов
Ррм, Fv.&) относить коэффициент теплопередачи и какую из них
подставлять в (IV. 16) вместо Fp3.
Подсчет коэффициентов теплопередачи проводится по простым
уравнениям связи
— Чрз2' рэ2 — '
= const.
Коэффициент теплопередачи в развитых поверхностях [21, 27].
Для теплового потока Q через поверхность теплообмена с
термическим сопротивлением Rn можно записать
Q = 4~ №* —
Отсюда
причем
п2
f,i2 / 1
'•'i.i v«i
\
)
1
т-
1
1
/j
1
*'
1
fn2
Л
"V
1
«2
tt2
In +1
В этих уравнениях
ГРЭ1
nl
111
(IV.17)
(IV. 18)
(IV. 19)
(IV.20)
(IV.21)
(IV.22)
(IV.23)
называются внешними и внутренними степенями оребрения ребер
1 и 2.
Рассмотрим составляющие уравнений (IV.18)...(IV.21). Здесь
учитывается термическое сопротивление Rn многослойных и, как
116
IV.2. Выражения для расчета термического сопротивления Rn многослойных несущих
поверхностей (стенок)
Форма поверхности, геометрические
хара ктеристикн
Выражение
Плоская,
Цилиндрическая (труба),
-dau
, ^ 1
1 ~ nl h W
In
di
Шаровая,
R _^LV-L[-i 1-1
Кп ~ . я 2j 2kt\ di di+l
Произвольная
V -г
частный случай, однослойных несущих поверхностей (стенок) любой
формы. Наиболее характерный случай учета приведен в табл. IV.2,
где б/, Xj — соответственно толщина и коэффициент
теплопроводности /-го слоя; т — число слоев: d — диаметр слоя трубы.
Приведенный коэффициент теплоотдачи а"р у ребра 1 — сложный комплекс,
который учитывает тепловые сопротивления , среды,
¦"¦o.pl
*o.nl
омывающей отложения на ребре и на несущей поверхности, терт
мические сопротивления отложений /?0.pi. Ro.n\, термические
сопротивления ребра Rpi и контакта между ребром и несущей
поверхностью /?крЭ1. По аналогии приведенный коэффициент теплоотдачи со
стороны ребра 2
a2
"Ч).р2
7i
"-О.П2
Из уравнений (IV.17)...(IV.23) получают [21]
«оп/оп!
KoplEplfopl
^onl
F,
nl
(IV.24)
¦ + 1
гДе ^"o.pi, r^\n\ — поверхность наружного слоя отложений
соответственно на ребрах и на несущей поверхности между ребрами; Epi =»
117

IV.3. Выражения для расчета термического сопротивления отложений на ребре Ropl
и на несущей поверхности Ron,
Ребро
Несущая
Поверхность и
поверхность
ее форма
, плоская
#о.р
:--
Выражение !
R сур
o.pl *' o.pl
' Го.р, fo.pl + ^pl
R - 6°nl
•n I?
"¦o.nl
Ло.п»
Несущая поверхность, цилиндрическая
In
ао.п1
uo.nl
p
o.nl
' onl I
Несущая поверхность, шаровая
n 2^onl donl
1 1
бо.п1
Несущая поверхность, произвольной
формы
бо.п1
— ——^ коэффициент эффективности ребра 1; tp\ — средняя тем-
fi — <р\
пература ребра; tp\—температура ребра у основания.
Формулы для расчета термического сопротивления отложений на
ребре #0.р1 и несущей поверхности R0.n\ приведены в табл. IV.3.
Для расчета приведенного коэффициента теплоотдачи со стороны
ребра 2 служит адекватное (IV.24) выражение
яо.р?^о.р2
+ ао.п2#о.п2
п2
(IV.25)
' р.э2
¦+1
Заметим, что точность расчета коэффициентов теплоотдачи ati
а2 определяется независимо от выбора искомой поверхности
погрешностью расчета всех термических сопротивлений. Коэффициенты
теплоотдачи tto.pi, °Со.р2! «о.пь «о.п2 зависят от характера теплообмена
(табл. IV.4...IV.7) температур стенок to.pu W, ^o.ni, А>.п2., которые
в свою очередь, не известны и могут быть найдены итерационными
методами.
Температура стенок в развитых поверхностях. Температуры
несущей поверхности рассчитываются при известном Q (IV. 17) по
следующим уравнениям:
«-, (IV.26)
tnl = /2 —
(IV.27)
При этих температурах определяются «ЖД $йр, Qpi. Qp2- Затем
находят температуры наружной поверхности отложений на ребрах:
/,
o.pl
«o.pl^o.pl
(IV.28)
t,
о.р2 :
Н -^—. (IV.29)
ао.р2^о.р2
Аналогичные температуры отложений на несущих поверхностях
to.nl
tl-
ao.nlfo.'nl
to.n2 =
(IV.30)
(IV.31)
Средние температуры поверхности ребер
*pl == 'o.pl 5 I
*o.pl
температуры ребер у основания
6 Ц*К4 •
гО.р2
ер.
tp2 = '2 + '
йра
Коэффициент теплопередачи через ребристую поверхность. Блок-
схема итерационного расчета для определения k приведена на
рис. IV.9 при условии, что ао.рЬ ао.„ь ао.р2, Яо.Рь #o.ni. /?о.п2, Ro.pi за«
висят от соответствующих температур to.p\, tOMi, /0*р2) /о.п2 [21].Термиче-
ское сопротивление несущей поверхности .#„ известно. Допустимая
погрешность расчета е обеспечена итерациями по этим температурам
вплоть до удовлетворения условию, е ^ eAOn, где
ii. (IV.32)
118
119

С начало )
fo/>; " hni '^nst,
Kni " 0
1
Расчет-
уточнение
Ер, .
1
Расчет
a? i&.i'i)
1
Расчет
1
Расчет
a2(iv.25)
1
Расчет
1
Расчет
К„, (iV;l8)
1
Расчет погрешности
расчета
(¦(IV. 32)
<TvO
1
Уточнение
topl№e)
UnAiyJO)
горгШЛ9)
- ton2(LOO
¦^ Конец
Рис. IV.9. Блок-схема алгоритма расчета коэффициента
теплопередачи через ребристую поверхность
Число итераций зависит от умелого определения первых
приближений io.pi =* ^o.ni ¦= const tu tQ.P2 = 4.п2 = const t2. Расчет const tl
и const t% является самостоятельной задачей и связан с
характеристикой объекта. В общем случае можно ориентировочно оценить
значения &пь «о.рь ао.Р2:
const tx — tx —
' const t2 == /г
Kn\
«o.plPl
kn2
(IV.33)
<IV.34>j
При отсутствии ориентировочных данных о kn, ao.pi, ao.P2 в формула*]
(IV.33), (IV.34) можно принять '\
"п!
Тепловой поток через несущие поверхности:
120
между ребрами
)М;Р .
1
Q
M.p
п2
1 + «o.nl^o.nl
ao.n2^o.n2
(*«-«;
(IV.35)
(IV.36)
через ребра
Когда несущая поверхность изнутри не оребрена, блок программ,
связанный с расчетами температурного режима и теплопередачи
ребра 2, отключается.
Расчет теплопередачи гладких поверхностей относится к наиболее
простому случаю. Как и для ребристых поверхностей, записи Q
(рис. VI.17), kn] (IV.18), Лп2 (IV.19), tnx (IV.26), tn2 (IV.27), *0.п1
(IV.30), /о.п2 (IV.31) остаются прежними, а в (IV.30) и (IV.31)
значения Q"ip (IV.35) и QP (IV.36) преобразуются в
Qnl = «1 (*i — tnl) ^пГ,
Qn2 = «2 (^12 4) ^п2.
Упрощаются записи а"р (IV.24) и агр (IV.25):
1 o.nl
1
! О.п2
1
1
Vnl
'п2
1
"o.nl "o.n2
С учетом отмеченного, уравнение теплопередачи для гладких
поверхностей будет иметь вид
— = kn\Fn\ -
1
1
•Т
1 5 Г
Г"
1
Структура итерационного расчета теплопередачи в сечении
гладких поверхностей является частным случаем универсальной
структуры расчета (рис. IV.9).
Коэффициент эффективности ребра [21]. Для прямого
однослойного ребра расчет ведется по уравнению
th (mh)
mh
где h — высота ребра;
т
(IV.37)
Если на ребрах имеются отложения (влага, иней,
антикоррозийные покрытия), то в зависимость эффективности ребра вместо (IV.37)
121

вводится выражение (IV.38):
ao.oi
o.pS
¦-Is-)8*» '
(IV.38)
Величину ао.р заменяют на приведенное значение коэффициента
теплоотдачи апр. С учетом отложений инея
а
пр
где 1 — доля влажного теплообмена в общем теплообмене.
Для отложений без изменения агрегатного состояния
1
апр =
1
~о.р
А
IV.4. Расчет коэффициентов теплоотдачи
В этом параграфе приведены сведения по расчету коэффициентов
теплоотдачи для характерных режимов теплообмена и гидродинамики,
необходимые при расчете поверхностных аппаратов холодильной
техники. Приведены также эмпирические формулы для расчета
локальных и средних значений а при конвективном теплопереносе без
изменения агрегатного состояния теплоносителей, при кипении и
конденсации хладагента.
Теплоотдача при конвективном переносе без изменения
агрегатного состояния теплоносителей, теплоотдача в трубах. Известные
формулы по расчету теплоотдачи в трубах являются
полуэмпирическими или эмпирическими. Методы расчета а подробно изложены
в работах В. С. Петухова [321, В. П. Исаченко [20] и др.
При Re < ReKp и Re< 2300 ламинарное течение принято
разделять на два режима: вязкостный и вязкостно-гравитационный.
Формулы для расчета у них различны. Вязкостный характеризуется
(GrPr) ^ 8 ¦ 105, а при (GrPr) > 8 • 105—вязкостно-гравитационный.
Формулы разделяются для определения локального коэффициента
теплоотдачи (в сечении) и для расчета средних коэффициентов
теплоотдачи.
Вследствие теплообмена плотность текущей среды может быть
неравномерной по сечению и длине канала, и при определенных
значениях числа Рэлея (Ra = GrPr) в вынужденном потоке может
возникнуть и развиваться свободная конвекция.
Ламинарное течение в отсутствии свободной конвекции называют
вязкостным, а течение, сопровождающееся свободной конвекцией,—
вязкостно-гравитационным. Вязкостный режим тем более вероятен,
чем больше вязкость жидкости, меньше диаметр трубы и
температурный напор.
Температурный режим наблюдается при Re Г> 10*, значение
ReKp до 104 соответствует переходному режиму.
Данные для разных форм труб и потоков приведены в [32].
Теплоотдача при внешнем обтекании тел. Условная граница
перехода от ламинарного режима течения к турбулентному
определяется критическим значением числа Рейнольдса ReKp = WxKpIv =
= 5 • 105, где хкр — расстояние, на котором течение в пограничном
слое становится турбулентным.
Теплоотдача оребренных труб в пучке в безразмерном виде
описывается функциональной зависимостью
Nu = /(Re; Рг,; РуРг*; Q(; sjd; sjd; г),
где Qi — параметры оребрения.
Общий подход к проектированию вытекает из известных научных
результатов, полученных в экспериментальных исследованиях.
Влияние параметров оребрения и компоновки труб в шахматном пучке
сводится к следующему:
а) теплоотдача первого ряда труб зависит от турбулентности
набегающего потока и в среднем на 30 % меньше глубинного;
б) при одном и том же шаге ребра s и разных его высотах h
абсолютное значение Nunp = апр dfk и показатель степени при числе Re
тем выше, чем ниже ребро. Значение показателя степени изменяется!
от 0,65 до 0,8 при изменении числа Re от 102 до 10е;
в) при изменении относительных шагов «а» (поперечный шаг) и
«в» (продольный шаг) теплоотдача пучков труб изменяется
неодинаково. Увеличение шага «а» повышает теплоотдачу всего на 3 %,
уменьшение шага «в» приводит к существенному (около 20 %)
увеличению теплоотдачи.
Коэффициенты теплоотдачи конвекцией определяются по формуле
Средняя теплоотдача первых рядов пучков оребренных труб
зависит от компоновки и для малорядных пучков Nu2 = сг Nu.
Поправочный коэффициент сг на теплоотдачу малорядных
шахматных и коридорных пучков труб, начиная с четвертого их ряда,
не изменяется и становится равным единице.
В шахматных пучках впередистоящие трубы действуют как тур-
булизаторы потока, вследствие чего теплоотдача глубинных рядов
труб увеличивается по сравнению с теплоотдачей первого ряда, а
в коридорных пучках последующие ряды труб находятся в тени
первого ряда, поэтому для шахматного пучка сг > 1 и для коридорного
Сг < 1.
Теплоотдача при кипении жидкостей. Кипение на твердой
поверхности и в условиях свободного движения жидкости в
неограниченном пространстве, размеры которого по всем направлениям велики
по сравнению с отрывным диаметром пузырька, называют
кипением в большом объеме. Характер относительного расположения
режимов кипения в большом объеме показан на рис. IV. 10.
Примером такого процесса является кипение на поверхности
одиночной трубы или пластины, погруженных в большой в сравнении о
ними объем жидкости.
122
123

ПЛ
1
0,8
0,6
05
I
i
У
р
СИ
¦-те -so -во
-20
о . го
Рис. IV. 10. Характер
относительного расположения
режимов кипения в большом объеме:
а) при независимом 0 ; б) при
независимом 9; СК — свободная
конвекция; ПК — пузырьковое
кипение; HP — неразвитое пузырьковое
кипение; Р — развитое
пузырьковое кипение; ПЛ — пленочное
кипение; ПР — переход от
пузырькового к пленочному: СТ — стабильное
пленочное кипение
Рис. IV. 11. Зависимость Л
кипения t
от температуры
0 для разных хладагентов • типа
фреон-12
Коэффициент теплсотдачи для данной
жидкости при определенном давлении
и площади поверхности будет зависеть
только от температурного напора между
поверхностью стенки и кипящим
хладагентом 0 = Тот — То, а плотность
теплового потока определяется из закона Ньютона q = aO.
При малых температурных напорах 0 <; 6„.к (меньших
температурного напора для начала кипения) теплота от греющей
поверхности передается жидкости путем свободной конвекции. Пузыри
пара на поверхности нагрева отсутствуют.
При увеличении 0 на поверхности нагрева образуются пузыри
пара, но число их невелико. Часть из них разрушается силами
поверхностного натяжения, не достигнув зоны раздела. Интенсивность
теплоотдачи определяется совместным воздействием свободной
конвекции и пузырькового кипения. Эта область называется
неразвитым кипением.
При 9, значительно больших 9„.к, кипение приобретает
развитый характер. Число пузырей на поверхности увеличивается, они
пронизывают жидкость и достигают линии раздела фаз. Режимы,
характеризуемые 0 = 0кр, в холодильной технике практически не
встречаются, поэтому для пленочного режима кипения зависимости
не приводятся.
В области неразвитого кипения а слабо зависит от
температурного напора (a ~ о'/4"'/:!) и имеет сравнительно низкие значения. В
области развитого кипения степень влияния 9 на а увеличивается
(a ~ еB-3)) и коэффициент теплоотдачи резко возрастает.
Теплообмен при вынужденном движении жидкости в трубах, ее
испарении и кипении всецело определяется гидродинамикой потока
и зависит от режима' течения двухфазной смеси. Для снарядного,
124
дисперсного, дисперсно-кольцевого и кольцевого режимов
течения определяющей величиной теплообмена является массовая
скорость Iwp, кг/(м2 • с)] хладагента в трубах. Массовая скорость в
аппаратах холодильных установок изменяется в пределах 50 < дор ^
^ 250 [71, так как возрастание ее сопровождается увеличением
гидравлического сопротивления протеканию хладагента в трубах и
дополнительным расходом электрической энергии на транспортировку
двухфазного потока жидкости и на выработку холода. Выбор
оптимального значения (аур) описан в [71.
Расчетные зависимости для определения коэффициентов
теплоотдачи при кипении фреонов сведены в табл. IV.4. Расчетные
коэффициенты К, А, В следует выбирать из условий температур и вида
хладагента (рис. IV. 11):
Температура кипения, °С
К' 10' при температуре кипения, °С
10
5
0
-10
—20
—30
—40
К • Ю3 (фреон-22)
0,133 0,150 0,168 0,213 0,275 0,358 0,476
А, Вт°'25/(м0-5 • К)
Температура
кипения, °С
—30
—10
10
30
Фреон-11
» 12
» 142
» 22
0,0208
0,0536
0,0372
0,0599
0,0300
0,0659
0,0461
0,0738
0,0341
0,0719
0,0514
0,0835
0,0382
0,0776
0,0568
0,0928
0,0498
0,0928
0,0710
0,1170
В, Вт/(м2 • К*/з)
Температура
кипения, "С
—30
-20
-10
10
Фреон-12
» 22
0,00461
0,00635
0,00490
0,00641
0,00522
0,00644
0,00551
0,00644
0,00573
0,00654
Для определения средних по длине коэффициентов теплоотдачи
при других режимах течения и условиях, не охватываемых
указанным соотношением, можно применять поинтервальный метод, т. е.
разделять прибор охлаждения на участки, для которых справедливы
ограничения либо имеются зависимости для средних или локальных
значений коэффициента теплоотдачи.
Теплообмен на пучках труб. Расчетных рекомендаций
обобщающего характера в литературе нет, так как нет теории, описывающей
сложный процесс теплообмена при кипении на пучках труб в
различных условиях. Используют эмпирические формулы для
конкретных условий, либо применяют существующие методики расчетов [7].
Некоторые из формул приведены в табл. IV.5.
12»

1V.4. Теплообмен при кипении жидкости
Режим кнпеаия хладагента
Расчетная формула
Пределы изменения параметров
Примечание

Источник
№
формулы
Область свободной
конвекции жидкости на
горизонтальной трубе
= 0,5Ra0t25,
«с* =
0,25
при <0 = —30.. .0°С
Для аммиака (см. рис. IV. 10) [25]
(IV.39)
Область неразвитого
кипения
0,21Ra0-33
при t0 = — 30°. . .0 °С Для фреонов
Значения Внр для других
для фреона-12
В„ „ = 20
для фреона-22
Вяр = 246 Bt/(mz-Kv')
нр
фреонов см. в [33]
[7J
Для аммиака и фреона-22 [33]
Учитывает совместное влияние
скорости и кипения. ас к и ар к
определяются по уравнениям
(IV.39), (IV.40), (IV.41)
Область развитого кипе-
В8Я
А = /(<„)
Для фреонов [7] (IV.40)
Значения А для разных
хладагентов (см. рис. IV. 11)
(„ = — 40. . .20 °С Для аммиака
= Ю78 8 6110» Па <в Данном Уравнении «р» вы- 1331 (IV.41)
v«. v. . .«,"> «. а б)
или ос„
"р.к —
-. 3 A + O,007g q0'7
< Ур
ражено в барах)
Пузырьковый режим
кипения однокомпонентных
жидкостей в большом
объеме
«к = 0,075 11 + 10 X
\ Рж + Рп / J
X
-?-
VOT,
Р/ркр от 0,005 до 0,8
для воды, аммиака,
спиртов, фреонов, бензола
и др.
Свойства жидкости \, х, о on- [32] (IV.42)
ределяются по температуре
насыщения Тл, Тст —
температура поверхности нагрева
(стенки)
= аАГ
Вынужденное течение
кипящей жидкости в
трубах и кольцевых
каналах
+ ак
,5
0,5 ^ ак/<хш ^ 2
Or по формуле (IV.42)
Ощ определяется по
уравнениям табл. IV.5.
(предполагается, что кипение [32]
отсутствует)
Nu = 0,28 • 10~5 (RenH>19 X
Двухфазные потоки в
горизонтальных трубах:
разделенный режим
перемежающийся режим Nu = 0,65- 10&(Ren)°'73 x
X №еж)-0-73 х,
X Ргв-3 (ШЕ „Г1-69;
дисперсный режим
Nu = 0,018 (Ren)''19X
X (Re«)-0'3 Pr0'3
0,032 м,
H> 62,5
Для аммиака
Физические константы
определяют при средней
температуре кипения хладагента на
рабочем участке
[41]

I-
о.
С
|
X
3
я
is!
•е-и
X
2-00 X
X
о
II
8
X
в
3
о.
О ?
•о
• о
<м .см
(No •
я* •
1|,8
г»
fr
S
о-а.
S
¦я
о
-а
8.
to со to со to
1 ч« 5 8.
in -* оо <м
СО 00 Ю СО СО —
С¦ t^ <О О -"' Ю Ю
- о- „- - _Г -о*
со
СО
о о
(N ^Г
I 7
I
I ! I
(D 1O *
"Ч СО 00 «3 00 ^
~ о ~ -^ о
* si
СО СЧ й
I I I
¦ч
• "н".
¦ ' РЗ ;
со • «I
о~ в;
О fr^ Г*
„- _- оГ со из ¦* «о
8= 8= 8С
«f
II II S
к с *
8 8 я
9
2 2 §5 §J SS
я
8 Л Ж К А
о.
е
128
1
Усреднение и обобщение данных эксперимента, приведенных в
табл. IV.8, позволили рекомендовать приближенные зависимости,
справедливые для расчета средней теплоотдачи в многорядных
пучках («р = 15...20) при q = 1...10 кВт/м2, То = 243...273 К; d.d =
« 1,15 ..1.45:
для кипения фреона-12 и фреона-22
при с = 14,2 Вт°-5/(м • Па0-25 К) для фреона-12 и с = 16,4 Вт0-5/
(м • Па0-25 • К) для фреона-22;
для кипения аммиака осл = 13<70>6.
Средний коэффициент теплоотдачи при кипении фреонов на пучке
определяется [7] как
аи = аод8п,
т. е. вводят поправочный множитель еп к коэффициенту теплоотдачи
одиночной трубы. Графическая зависимость еп = / (пр) при
различных q и Го представлена в работе [14].
Для фреона-12, кипящего на 15-рядном пучке [3] при q = 1...6
и То = 248...283 К, поправочный множитель еп = 2,8... 1,9.
Для расчета коэффициента теплоотдачи на медных трубах с
накатными ребрами при То = 243. ..293 К [11] рекомендуется для фреона-12
для фреона-22
аОр.п =
Здесь величины q и аор.п отнесены к полной оребренной
поверхности; р0 выражено в 105 Па, q — в Вт/м2, аор.п — в Вт/(м2 • К).
В интервале q = 0,5...10 кВт/м2 при пр = 6 еп = 1. При л>6 и
q = 0,5...2 кВт/м2 значение еп можно найти из графиков на рис. IV.12.
Теплообмен при кипении на трубах с металлическим покрытием.
Средний коэффициент теплоотдачи при кипении фреона 12 и фреона
22 на трубе с покрытиями, полученными напылением и спеканием,
превышает а для гладкой трубы примерно в 7...10 раз, для оребрен-
ных — примерно в 3...5 раз [7]. Наибольшее возрастание
коэффициента теплоотдачи наблюдается в области малых q и р0.
i Для трубы с напыленным покрытием А. В. Боришанская] [7]
предложила следующие расчетные зависимости:
10.31
> Г в1ЮР 1
[(' — епор) бсл J
где с = 2,41 для фреона-12 и с = 2,46 — для фреона-22.
Указанная зависимость согласуется с опытными данными (± 20 %)
при <7 = 2...30 кВт/м2, /70 - A.51...9,1) 105 Па, 8^ = 0,1—0,6 мм,
Епор = 0,1....0,4, То = 253...293 К.
Теплоотдача внутри труб с турбулизаторами. Для расчета
теплоотдачи в трубе с ленточными турбулизаторами можно использовать
5 449 129

/
/
/
s
•
>¦
Jx-
• 6
10 12 /4 п X fi
Рис. IV. 12. Значения коэф- Рис. IV. 13. Различные виды внутреннего оребрения
фициента еп в зависимости от труб:
числа вертикальных рядов а и б - цельнотянутое; в - звездообразные вставки; t -,
труо в пучке «п». Сплошные гофрированные вставки
линии —при Т'о=273 К;
пунктирные — при То =
= 253 К; / — q = 0,5 кВт/м2;
2 — q ~ 1,0 кВт/м2; 3 — q =
= 2,0 кВт/м2
зависимость, полученную С. В. Хуном и А. Е. Берглесом [7]:
= 5,172 11 +5,484
Определяющим размером в данном уравнении является диаметр
трубы d\ определяющей температурой — средняя температура потока;
пределы применения Re = 200...2500. При других условиях
зависимости для расчета теплообмена приведены в [7, с. 109].
Теплоотдача внутри трубы с оребрением. Подробная
характеристика теплообмена при условии внутреннего оребрения приведена
в 17].
Для турбулентного и переходного режимов
л = —оз (En.op/en.™)t
ж
ж
где 8п.оР и е„.гл — поправочные коэффициенты на переходный
режим, определяются в зависимости от Re:
Re 2500 3000 4000 5000 6000 8000 10 000
8в 0,45 0,65 0,80 0,88 0,92 0,98 1,00
Стеснение проходного сечения ребрами характеризуется
коэффициентом живого сечения
Ж = ///гл = 1 — {djdf — ln6/i/@,785d%
где п — количество ребер (остальные обозначения приведены на
рис. IV. 13); d3.P—эквивалентный диаметр проходного сечения:
ds.p = 4//П = л (d2 — do) — ШЫ[п (d + d0) + 2n (h — б)].
Для ламинарного течения
аор/агл = 0,93 O3S
Если наблюдается ламинарный режим движения (Re < 2300) в
оребренной трубе, а переходный — в гладкой трубе, то уравнение
принимает вид
аор /агл = 71,43 Re°ofd/RerY d3.v Pr0'1 °З3
Теплообмен при кипении в стекающей пленке. Различают отвод
теплоты жидким хладагентом, стекающим тонкой пленкой по
плоской поверхности теплообмена, по вертикально и горизонтально
расположенным трубам.
Для расчета гидродинамики и теплоотдачи в орошающей
поверхность пленке (без кипения) предложен ряд теоретических и
экспериментальных уравнений [7]. Теплоотдача при развитом кипении в
стекающей пленке подчиняется тем же закономерностям, что и в
большом объеме. Некоторые особенности этого процесса состоят в том,
что слой жидкости над поверхностью теплообмена имеет величину,
соизмеримую с отрывным диаметром паровых пузырей, и
образующиеся на поверхности нагрева пузыри движутся внутри пленки вместе
с ней.
Характер движения пленки зависит от формы и ориентации
поверхности нагрева, физических свойств жидкости и пара.
Расчетные соотношения для теплоотдачи при пленочном кипениин
органических и криогенных жидкостей на металлических
поверхностях имеют вид
Nu, = CRaJ1,
где
Nu,=
а/
qP
Упап
Р'
—
Р"
а
,'
Р"
п'"\
q (p р)
Значения сип для различных поверхностей представлены в таблице
Режим течения пленки по вертикальной трубе не зависит от
плотности теплового потока и возрастает с повышением плотности
орошения, т. е. зависит от распределительного устройства для жидкости.
_ Среднюю теплоотдачу при испарении хладагентов (фреона-12 и
фреона-22) в пленке на вертикальной трубе для стабилизированного
130
131

течения можно рассчитать по зависимости [7]
Ш, = 2,8 • 10-3Prv'Rer7.
В зоне развитого кипения для фреона-12 теплоотдача описывается
эмпирическими формулами
а0 = l,78q°'n для t0 = — 10 °С
1,44?'
0.75
— 25 °С.
При исследовании теплоотдачи аммиака в пленке, орошающей
вертикальную трубу диаметром 17 мм, длиной 1,8 м и шероховатостью
R, = 5 мкм при qF = 0,3...4,6 кВт/м2; t0 = —30...50 °С, Го =
= @,19...1,18) 10~4 м3/(м • с), получены зависимости [28]
Nu = ^^033
где Nu = ^s Во = wKm/w; а0 = qF/(t<o — Q;
tat — температура внутренней поверхности трубки, определяемая как
средняя по ее длине, К; о — поверхностное натяжение на границе
раздела фаз «жидкость — пар», Н/м; Кп = о/фРо) — критерий
перегрева жидкости в пленке; wKm — скорость кипения, м/с; докип =
= ЯкКгР")'. w — скорость течения пленки, м/с; р0 — давление
кипения, Па; б — толщина пленки, м; qF — удельный тепловой поток,
Вт/м2;
б = BAv)'/'/(qr'u/');
Г„ — интенсивность орошения, м3/(м • с).
При t0 = —30 °С можно также пользоваться уравнением
«о - А/43,
где А = / (Го) и имеет следующие значения:
Го 104,
А
0,189 0,319 0,55 0,88
76 60 38 32
Теплоотдача при испарении и кипении чистых хладагентов в
пленке на пучке горизонтальных труб зависит от плотности теплового
потока, плотности орошения, давления, свойств рабочих жидкостей,
состояния поверхности теплообмена и шага трубного пучка.
Для расчета средних по поверхности трубы коэффициентов
теплоотдачи фреонов в режиме испарения используется уравнение
подобия [7]
8, • (IV.43)
где Nil™ = (а/к) {vVq)'''\ Re = 4Г>; Pr = via; величина (v2/q)'h
- пропорциональна толщине пленки. Уравнение справедливо для
условий Re = 250...5000; Pr = 3...7,5; s/d = 1,1...2,2.
132
Уравнение подобия можно представить и в размерной форме:
a = CirS'22(S/dH-48, (IV.44)
где Сх — коэффициент, зависящий от свойств жидкости:
Фреон 113 22 12 11
С, 5600 9800 7800 8200
В режиме развитого кипения теплоотдача рассчитывается по
уравнению [7]
Nu, = 1,32 • 10-3Re!>fX73Pr°'\ (IV.45)
где Nil* = aljk — число Нуссельта для кипения; Re* = ql<Jrp"v —
число Рейнольдса для кипения; Кр = /J0V° — критерий давления;
/ = (al(q (р' — р"))°'5; Рг — число Прандтля. Уравнение
справедливо при Re* = 5...100; Кр = @,6...6) • 104; Рг = 0,3...7,5.
Из уравнения подобия получена зависимость в размерной форме:
а = С^рГ\ (IV.46)
где Сл — коэффициент, зависящий от свойств жидкости:
Фреон 113 22 12 11
Сг 0,135 0,187 0,161 0,202
Для переходной области расчет теплоотдачи можно вести по
приближенной формуле [7]
ан.к/аг = V 1 + (ав/аг),
где ан.к — коэффициент теплоотдачи в зоне неразвитого кипения
(переходной); аг — коэффициент теплоотдачи, подсчитанный при тех
же режимных параметрах по уравнениям (IV.43), (IV.44) для зоны
кипения; а„ — коэффициент теплоотдачи, подсчитанный по
уравнениям (IV.45), (IV.46) для зоны развитого кипения.
Плотности тепловых потоков, входящие в уравнения, можно (
определить в зависимости от режима кипения:
начало кипения —
CtiO,35 —0,43/01.40,76 /TV A7\
3Г</ A) {S/d) , (IV.47)
где С8 имеет следующие значения:
Фреон 113 22 12
С„ 13,8-10* 16-10» 18 • 10»
начало развитого пузырькового кипения
Теплоотдача при испарении и кипении фреономасляных смесей
в пленке, стекающих по пучкам горизонтальных труб в отличие от
133

чистых веществ, дополнительно зависит от концентрации масла в
смеси (|м) и расположения (номер ряда) трубы в пучке [7].
Кипение фреономасляной смеси в пленке протекает со вспениванием,
особенно при %ы = 0,05...0,08 кг/кг.
Влияние |м и пенообразования на среднюю теплоотдачу при
испарении и кипении смеси в пленке, стекающей по пучку
горизонтальных труб, учитывают с помощью соотношения
где а0 — коэффициент теплоотдачи для чистых фреонов (формула
(IV.43); ем — коэффициент, учитывающий влияние масла (е„ =
= acMi/a0)- Значения ем при изменении концентрации масла 0,02 <С
< 1ы ^ 0.1 определяются эмпирическими зависимостями:
при q < </„., еи = 1 — ?м;
при qu.K < q < qv.K eM = Ср^ЫЖП~^)\
аСм1 — коэффициент теплоотдачи фреона с учетом масла (одной
трубы); <7р.к — плотность теплового потока, соответствующая началу
развитого кипения; р0 — давление кипения, 106 Па.
Значение С в зависимости от концентрации:
Ъы, кг/кг 0,02 0,04 0,06 0,08 0,1
С 0,041 0,08 0,14 0,25 0,43
Для 0,1 ^ ?м ^ 0,2 во всем диапазоне режимных параметров
по тепловой нагрузке
е„ = 1 — L.
где вп — коэффициент, учитывающий влияние пучка (еп = aCM/aCMi).
Коэффициент еп на основании опытов с шестирядным пучком
определяется соотношением е„ = 0,59</0'1. Зависимость справедлива при
1Ы = 0,02...0,13 кг/кг; 0,3?н.к < q < qP.K, /?о == A...5) - 10» Па.
При <?< 0,3<7н.к еп = 1.
Теплоотдача при конденсации. Различают процессы конденсации
неподвижного и движущегося пара, насыщенного (влажного) и
перегретого пара. Кроме того, в зависимости от смачиваемости
поверхности конденсация бывает капельная и пленочная.
В аппаратах холодильной техники для капельной конденсации
нет условий. При необходимости данные можно найти в специальной
литературе.
На смачиваемой поверхности конденсат образует сплошную
пленку (пленочная конденсация). Режим движения пара и конденсатной
пленки может быть ламинарным и турбулентным. В конденсаторах
возможно одновременное существование на разных участках
поверхности ламинарного и турбулентного режимов течения, а также
конденсации перегретого и влажного паров хладагента. \
Пленочная конденсация неподвижного пара. Средний
коэффициент теплоотдачи при конденсации неподвижного чистого
насыщенного пара в условиях г {с'рЬТ) ^ 5 и Рг ^ 1 определяется по таким
формулам [71.
134
1. На вертикальных трубах и стенках
5 = 0,94^
-^-
при г < 2300 (ламинарный режим течения пленки);
при z > 2300 (течение пленки ламинарное на начальном участке и
турбулентное внизу).
Значение (ЯЛ7)кр, при котором режим течения конденсатной
пленки переходит в турбулентный, определяется соотношением
2. На горизонтальных трубах (ламинарное течение пленки по всему
периметру трубы)
а = 0,725
В формулах обозначено:
Z ^
Р'
е, =. [(А.ДK Ки-с11/в ~ поправка на переменность физических "свойств
конденсата; а = ~qjД71 — средний по поверхности коэффициент
теплоотдачи; ~qc — средняя плотность теплового потока на стенке;
Тот — средняя температура стенки; ср, р', К, v, \i, Pr —
соответственно теплоемкость, плотность, теплопроводность, кинематическая и
динамическая вязкости и число Прандтля конденсата при ТКонД;
%с, рс, Ргс — физические свойства конденсата при температуре Тст;
Н — высота стенки или длина трубы; d — диаметр трубы; g —
ускорение свободного падения.
Для наиболее часто применяемых хладагентов коэффициент
теплоотдачи при конденсации на наружной гладкой поверхности труб
с учетом опытных данных определяется по формуле
а = сЬ ^^Г0-25 (t„онд — *стГ°'25,
где с = 1,48 и / = Я — высота вертикальных трубок, а для гори-
вонтальных с = 0,93 и I — dH.
Значение Ь = т/ -р2^* - определяется по средней температуре
пленки конденсата tm = 0,5 (*КонД + ta)- Разность энтальпий пара на
входе и выходе конденсата из конденсатора Д*'к =• г.
Значение Ь и /г для аммиака при температуре конденсации от
30 до 40 °С: Vr = 5,8; Ь = 980; для фреона-12: >Т = 3,4; Ъ =- 285
118, с. 255].
135

Для конденсации на пучке горизонтальных оребренных труб
коэффициент теплоотдачи, отнесенный к основной поверхности по
наружному диаметру (впадин) dB, равен
где е — коэффициент, учитывающий количество трубок в ряду по
вертикали [18, рис. 116]; ер — коэффициент, учитывающий влияние
оребрения [18, с. 258]. Геометрия и параметры оребрения трубки
существенно влияют на характер и направление течения пленки
конденсата, а значит, на ак.
Для расчета среднего коэффициента теплоотдачи при конденсации
на пучке оребренных трубок горизонтальных кожухотрубных
конденсаторов холодильных машин, отнесенного к основной
поверхности по диаметру dH, предлагается уравнение [12]
ак = О,93|5'еп1|>р&
— коэффициент, зависящий
от геометрической характеристики оребрения еп == п^р0'26; яср —
среднее число трубок в ряду по вертикали; /-"общ — общая
ребристая поверхность. Тогда
^общ = fr + F»i
FT — площадь поверхности горизонтальных участков между ребрами
и торцевыми поясками ребер; FB —площадь вертикальной
поверхности ребер; ftp — приведенная высота ребра
"»- 4 ?»р '
Ер — коэффициент эффективности ребра, для медных трубок с
накатными ребрами Ер « 1. Формула справедлива для трубок с отношением
Sp/Ap > 0,6, где sp — шаг ребер.
Для расчета коэффициентов теплоотдачи при конденсации
хладагента внутри горизонтальных труб воздушных конденсаторов при
^коид = 40...60 °С рекомендуется уравнение [10]
~ Г„—".18 J-0.33
а = Lq aBH ,
где dBH в мм, а С — 2,04 • 10* для фреонов-12 и фреона-502 и С =
= 2,5 • 10* — для фреона-22.
Интенсивность теплообмена при конденсации в трубах, как и при
кипении в них фреонов-12 и -502, на 20...25% ниже, чем у фреона-22.
Конденсация пара в трубах [25]. Для расчета а, когда режим
течения пленки турбулентный и влияние гравитационных сил
пренебрежимо мало по сравнению с силами межфазного взаимодействия Re =
136
> 5 • 103, рекомендуется формула Кружилина
4—*-[/•+«(-?-•)+/i+*(-f-0].
где а0 — рассчитывается по формулам [25] для турбулентного потока
насыщенной жидкости в трубе с расходом G = Gcm; xlt x2 —
расходное массовое паросодержание потока на входе и выходе из участка
конденсации; GCM — массовый расход смеси (или пара, если хх =• 1).
Для труб из различных материалов рекомендуется вводить
поправочный коэффициент ем. Для труб из нержавеющей стали ем =
= 1,14, из латуни — ем = 1,24, из меди — ем = 1,5.
При наличии всех трех режимов течения пленки конденсата
значение числа Нуссельта по всей поверхности охлаждения
где хл — длина участка, занятого ламинарным течением; хлл — ла-
минарно-волновым, хт — турбулентным; L — полная длина участка
конденсации. Участки хл, хл.в, хт определяются по значениям
соответствующих чисел Рейнольдса для пленки конденсата.
IV.5. Расчет ребристых батарей
1. Предварительно задаются искомые температуры (конечные или
начальные) со стороны отдающей или воспринимающей теплоту среды.
2. По принятой и известной температуре определяются средние
температуры отдающей и воспринимающей теплоту среды. Для первого
приближения t может быть принята равной одной из известных
(начальной или конечной) температур теплоносителя.
3. По средней температуре определяются свойства теплоносителей,
их коэффициенты теплоотдачи и коэффициенты теплопередачи.
4. Рассчитываются функция водяных эквивалентов теплоносителей
А, 2, рэ, число единиц переноса теплоты в элементе s и функция
тепловой эффективности элемента Фэ.э. Фэ.р, комплекса Фэ.к с учетом схемы
движения.
5. По значениям функции тепловой эффективности и известной
(начальной или конечной) температуре отдающей теплоту среды"
(воздуху, фреону, водяному пару, воде и др.) определяют другую искомую
температуру:
to.K = to.B —
-*в.н)Ф
АФ,—I
= /в
Фэ
АФэ-1
•в.н — Го.к -—
АФЭ
+ *в.к
АФЭ — 1 + Фэ '
Фэ—1
АФ9— 1+Ф9
6. Расчетное значение температуры сравнивается с предварительно
принятой. При расхождении между температурами (е > 0,1 °С) расчет
повторяется с использованием метода итераций.
137

7. Тепловой расчет считается законченным, если разница между
температурами, принятой для расчета и полученной через функцию
тепловой эффективности элемента (ряда элементов), не превышает
соответствующей разности температур для воспринимающей и отдающей
теплоту сред (е = 0,1 °С).
Пример. Батарея потолочная, подача аммиака сверху; размеры трубы dTp X
Хбтр= 38X3,0 мм; *ан = —15,5 °С, /„.„=— 28,25 °С, относительная
влажность воздуха q> = 95 %, заполнение батареи соа = 20 %, длина батареи L = 25 м,
высота и толщина ребра 46 X 1 мм; шаг между ребрами 35,7 мм, температура
воздуха в камере tK = —18 °С, материал трубы и ребер — сталь (рис. IV.14).
Расчет. Задаемся искомыми температурами
<о.к = '«л ~ A • • -6); to_K = - 15,5 - 5 = - 20,5 °С;
'в.к
= — 28,25 + 0,5 = — 27,75 °С.
Определяем средние температуры отдающей и воспринимающей теплоту сред:
_ *о.н + *ок —15,5+ (-20,5)
'о ¦= ?! = S = — 1о ^.
— 28,25 + (— 27,75)
: — 28 °С.
Коэффициент теплоотдачи со стороны жидкого холодильного агента при
условии его течения в трубе
аор2
~*
критерий Нуссельта
' критерий Рейнольдса Re
Nu = 0,06Re°'57Pr°-4s
wd3
вквивалентный диаметр d3 = -
AF.
стр
где Fgfp — живое сечение струи, м2:
n(drp — 2бтрJ Wa _ 3,14[C8 —2-Я.0);
20
100
""Р 4 100 4
= 160 ¦ 10~6 м2;
, — смоченный периметр струи, м (определяется в зависимости от заполнения
шланга);
А-А
X Ф =
«* = 360
3,14C8 — 2- 3,0I0"
360
= 34 . 10"-3 м,
120
w — средняя скорость движения жид-
Рис. IV. 14. Схема движения теплоноси- кости- d = * ' *^ 10" = 18 8 X
138
Х1Г3 м; средняя высота уровня аммиака Лср-= 8 мм; центральный угол'ф
-= 120° (с учетом соа = 20 %).
Расход аммиака определим по формуле
1\ ~вн / j ч ..г._ ,
где L — длина шланга, для которого определяем расход, м; <2ВН — внутренний
диаметр трубы, м; LKpa — критическая длина шланга, м.
Критическую длину шланга для аммиака найдем из соотношения
_ , vB „1,006- Ю-6 .
^кр.а ~ Лкр.в~^"
КР-В va 0,345 • 10"
Для воды при температуре 20 °С и диаметре 38 X 3 мм
= 280 м.
''кр.в
= 3000dBH = 3000 C2
10~3)
96 м.
— ж
Гидравлический радиус трубы при ее полном заполнении
8,04 • 10
L
'см 100 • 10~3
Начальный уровень аммиака определим из формул
Определим расход аммиака
-g-280) -25Д1-—)Х
Г 0,345 • Ю-6 У" _J_ = 9L . Ш-3 л/с.
8,4
32
1
3600
,1,006. Ю-6.
Средняя скорость движения аммиака
Ga 0,034
т. =
3600f
стр
3600 • 160 • Ю~6
. = 0,059 м/с;
-3
Re =
0,059 • 18,8 • Ю-3 оооп
— г— = 3220.
6
0,345 • 10~6
Для аммиака при tB = — 28 °С; Рг=1,73. Критерий Нуссельта Nu = 0,06 X
. X 32200'57 • 1,73м = 0,06 • 100 • 1,245= 7,46. Коэффициент теплопроводности
жидкого аммиака Ха = 0,56 Вт/(м • К) при tB = —28 °С, тогда а = ^ "
1
18,8
222 Вт/(м2 -К).
Коэффициент теплоотдачи со стороны пара a'Opt
°'45
27,3 • ш°'45, ао pj
10
27,3 X
X 200'45 = 105 Вт/(м2 • К). Поскольку с внутренней стороны трубы ребра отсут-
; ствуют, то aopi = а0 nj и аофа = а'о „г.
Определим конвективный коэффициент теплоотдачи трубы со стороны вр^духа
к поверхности трубы ',.;.....' •..
NuX,
a^=~dV . . : i
где dB— наружный диаметр трубы; критерий Нуссельта Nu = С (Qr Pr)n.
1Й9

Задаемся температурой наружной стенки трубы tn = —27 °С. Определяющая
температура tm = <к \ '"' = (~'8) + (~27) = -22,5 °С. Для tm = -22,5 °С;
v= 11,35 ¦ ИГ mVc; X= 2.227 X 10~2 Вт/(м • К); Рг = 0.718.
Критерий Грасгофа: «•»«».
Or q gdrp Л, 1 9,81-0,038»
где
= tK- 1Щ = (_ 18) - (_ 27) = 9 °С; р = -i. . •
СТеПеНИ ™ " значение коэффициента «С» определяем по величине
Gr Рг = 1,53 • 10* . 0,718 = 1,1 . 104
(для такого произведения: С =0,54, л = V4 [41]).
Nu = 0,54 A,1. 10»)ч< = 9,8;
а.
9,8 • 0,02227
'о.п! = 003в
= 5,74 Вт/(ма . К).
Определяем долю влажного теплообмена для трубы через коэффициент влаговына,
Д6НИЯ
X — X1 r —
'2- = 1 -I °.752 ~ 0.3242 ,п-^ 2828 — 2,1 (— 27)
СР ' (—18) — (—27)" 1.014
где х — влагосодержание воздуха при tm — —22,5 °С и ср = 95 %: х" — влаго-
содержание воздуха при /„, = —27 ?С; и <р= 100 %.
Определим коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха к ребру
Задаемся средней температурой стенки ребра L = —25 °С. Определяющая
температура
t ¦-, *"]+{к (-25)+ (-18)
lmp = 2^ 2^ = — 21,5 "С.
Для
-21,5 °С; к = 0,023 Вт/(м -К); v = 11.64 X 10~6 mVc; Рг = 0.717.
Критерий Грасгофа
г„_а Shp 1 9,81.0,046»
Сг-Р-^Д/ = Ж-.. (И64 ш_6J -7=1.96. 10»,
где Д/ = 4 = —/р] = (—18) — (—25) = 7 °С.
GrPr=l,96. 10». 0,717 =1,41 . 10s, тогда С =0,54; п = V4.
Nu = 0,54 A,41 ¦ lO8)'7' = 0,54 • 19,4 = Ю,5.
а,
V - 1О'о,О4б'023 =5'25 Вт/<м* * К>-
для рсора
учета влажного теплообмена вычисляем коэффициент влаговыпадения
1 -f-
х — х" г —i
'к — 'pi ср
. 1 + 0.752-0,3986 2828-2,1 (-25)
^(-18)-(-25) lir ПОЙ = 1'143'
140
Площадь наружной поверхности ребра
/V = 2АП
'ip с VJiiyp;J -(- B/t + брL;
Fpi = 2 • 0,046 K(iiT0J3JMr0i035f2 = 0,0376 м»,
где Dp = d^ + 2Лр — диаметр ребра; 2/х = sp <— бр — расстояние между
ребрами; бр — толщина ребра.
Площадь наружной поверхности трубы между ребрами
FJJP = iuiTp2Z1 = 3,14 • 0,038 • 0,0347 = 0,00415 м».
Площадь наружной поверхности ребристого элемента
Fp9l = Fpl + f^P = 0,0376 + 0,00415 = 0,04175 ма.
Площадь внутренней поверхности ребристого елемента
F = F + fмр. ¦
Поскольку внутреннее оребрение отсутствует, что Fpj = 0.
Fps2 = Fn2 = яйв.н B'i + 6p) = 3,14 • 0,032 • 0,0357 = 0,00359 м»,
где dB H = dTp = 2бтр — внутренний диаметр трубы.
p р
Средняя температура стенки ребристого элемента
0,0376 (- 25) + 0,00415 (- 27)
0,04175
Коэффициент теплоотдачи радиацией
«л
100
100
где е„ = ei82 — приведенный коэффициент черноты; ги 8а — коэффициенты
черноты стали и штукатурки; е„ *= 0,82 • 0,91 = 0,75.
Коэффициент облученности ф находим в зависимости от отношений
-^Р- = 0,13/0,038 = 3,42; 2l*,+ 6р = 0,0357/0,038 = 0,94.
"тр
Этим значениям соответствует
0,42. Поправочный множитель \|>' = 0,76
находим по отношению расстояния между трубами к диаметру ребра -Л—
' = 0,32. Тогда ал
= 0,18/0,13=1,384.
Полный коэффициент облученности будет равен 1|з4
о ГС4 О 47R*
- 0,75 ¦ 5,7 • 0,32 7г = °'855 Вт/ (м2 " К)-
Определим коэффициент теплоотдачи конвекцией с учетом влаговыпадений.
Коэффициент теплоотдачи трубы о4п = аОП1|п = 5,85 • 1,15= 6,7 Вт/(м2 • К);
' 5,25 • 1,143 =¦ 6 Вт/(м2 • К);
aopi
коэффициент теплоотдачи ребра aopj ¦¦
степень аффективности ребра
К р,
По условию задания внутри трубы ребра~ отсутствуют, тогда Ер> = 1.
Определим для данных условий коэффициент теплопередачи с учетом отложений инея при
141

условии^ ,то 8ИН = 0,005 м; Лин = 0,23 Вт/(м« . К); бор> - «^ «
-on, : ^ин-
Площадь поверхности ребра с учетом инея
г.2
ор,
[J
0,14а — 0.0482 1
1 у + °.Н B * 0.005 + 0,001) = 0,032 м»
где J "
4>н = dTp + 26opi; dOB = 0,038 + 2 . 0,005 == 0,048 м.
Площадь поверхности трубы между ребрами с учетом инея
С?, = «*„ B/, - бор_) = 3,14 ¦ 0,048 @,0347 - 0,005) = 0 0045 м«
«рРхГ™7еРГИЧеСКИе С0""— «й на ребре *ор, и несущей по-
..ОП]
Ran. =¦ -Д»- ¦ 2f ор' о _ 0,005 2-0,032
xj
*оп = -СТ°П1
—; R - и'и»а 2 - 0,032
р, ор< 0.23 ' 0,032 + 0,0376"
= 0,02 (м2 . К)/Вт,
"on,
2/гмр
он.
? = -0'005 2 • 0,0045
0,23 " 0,0045 + 0,00415" = 0>023 (м" ' К)/Вт.
коэффициент эффективности ребра с учетом отложений Epj
2
= 14.7,
№0.68 _
г. ^68^ ' *
Контактное термическое сопротивление #Крэ, ~ 0.02 f27J. Приведенный
коэффициент теплоотдачи
, 11-'" "Г*
-J
"op,
'РЭ,
¦ + 1
6 . .0,879 • 0,032 6,7 • 0,0045
1 +6 • 0,02 + ]_+_6,7
°'°4175 " 6liW9_01032^^
1 + 6 . 0,02 0,04175
, = 0.04175 ма.
fWf
- 4,0 Bt/(m» • K),
142
Полный приведенный коэффициент теплоотдачи с учетом радиации
«пР = «Г + «л = 4 + 0,855 = 4,9 Вт/(ма • К).
Коэффициент теплоотдачи радиацией с учетом осевшего инея
2,554 —2,478*
ал„ = 0,91 • 5,7 • 0,32
л0
1,02 Вт/(м2 • К).
Тогда приведенный коэффициент теплоотдачи
апР. = «Г + ал0 = 4 + > -02 = 5>02
При заданной длине батареи L = 25 м и оребренной части /р ч = 22 м
количество ребристых элементов прэ= lpjBl1 +6р), /рч = 22/0,0357 =616 или
28 /рч*= 28 X 22= 616. Площадь поверхности оребренной батареи FTa =
-ftpsfps=-'616 • 0,04175= 25,7 м2.
Коэффициент теплопередачи батареи на участке трубы, омываемой жидким
аммиаком,
1
врэ,
6,04175
6
1
3,04175 1
ops
-»3,6 Вт/(м* • К).
0,04175 \ЗЖ "¦" "'""/ "^ 0,00359 2Г
Коэффициент теплопередачи батарей на участке трубы, омываемой параообраз-
ным аммиаком
F
1
п,
ор.
0,04175
0,04175
= 3,0 Вт/(м« • К),
105
где Rn — термическое сопротивление многослойной несущей стенки; находится
по соотношению (или табл. IV.2)
In
In
0,048
In
0,038
0,032
+ ¦
1
¦-Sl)-'WK)'B-
где
2 • 0,23
где ащ т. Of — аон — 0,048 м; dx — dBH =- 0,032 м; rf2 =» drp = 0,038 м.
При заполнении батареи на 20 % коэффициент теплопередачи
k - A - 0,2) Aj^ + 0,2*^ -= 3,12 Вт/(м2 . К).
Количество теплоты, отведенное батареей,
Q — hFM = 3,12 • 25,7 ¦ 10 = 802 Вт.
Массовый расход аммиака через батарею Ga = — = „-- л—™-
X 10-* кг/в.
5.9 X
Массовый рааход воздуха О, »
802
М'он-'ок) 1.01 -10» -5
= 0,16 кг/с.
143

Общий коэффициент охлаждения
= 0,35
1,01 • 10». 1,15)]
при изменении агрегатного состояния т)пв = 1
Число единиц переноса теплоты в элементе рассчитывается по формуле
S9 = K/yGBCBT)no=3,12- 25,7/0,16- 1,01 • 103 • 0,35 = 1,4.
Отношение водяных эквивалентов
А9 = Овсвг1поД/в/ (<ЗаЩпв) = 0,16 • 1,01 • 10» • 0,35 • 0,5/5,9 • 10~* . 1353,6 • 6 X
X 10s • 1 = 0,04, или
0,5
'вк - 'вн
'он+ 28
температура воздуха на входе в батарею /он «= —15,5 °С.
Безразмерные температурные параметры
'он 'ок С.1П К. !П Л ' .
~t——¦-t— = 5/0,5 =10; А -= -^- = I
Температура воздуха на выходе из батареи
'ок = 2'о — 'о„ = 2 (— 18) + 15,5 = — 20,5 °С,
/ *
вк 'вн
0,5
= 0,04.
" 'он-'в„ =-15,5+ 28,25 "
Функция эффективности аппарата Фэ =» pR' = 0,04 • 10 = 0,4, et = 1 [27].
При известных температурах toll, tm по табл. IV.1 пересчитываем
'ок = 'он - Сон - U фЭ: 'ок - - 15.5 - (- 15,5 + 28,25) • 0,4 = - 20,6 °С,
'вк = 'вн + Сон ~ 'вн> АФЭ; 'вк = - 28,25 + (- 15,5 + 28,25) - 0,1 - 0,4 =
= — 27,75°С.
Разница между температурой, принятой для расчета и полученной, не превышает
0,1 °С.
IV.6. Расчет воздухоохладителя
Пример. Заданы такие конструктивные характеристики воздухоохладителя:
диаметр труб dTp = 0,038 м; толщина труб бтр = 0,003 м; число рядов труб по
ширине «1 = 12; число труб по глубине л2 = 15; шаг труб по ширинев, = 0,125 м;
шаг труб по глубине s2 = 0,105 м; толщина ребер бр = 0,001 м; шаг ребер sp =
=» 11\ + бр = 0,03 м; высота ребра /гр = 0,03 м; наружный диаметр ребра Dp =
=« 0,098 м; длина оребрепной части трубы Lp = 4,02 м; число ребристых элементов
ребристой трубы п = -=?- = 134, коэффициент оребрения Р = 6,19. Ребра сталь-
р
ные, спиральные. Расположение труб коридорное.
Кроме того, известны расход воздуха, поступающего через воздухоохладители,
V — 45360 м3/ч, температура воздуха на входе в воздухоохладитель toe = —22,5 °С
и перепад температур AtB = tBK — tBH = 0,5 °С при /вн = —35,25 "С (рис. IV,15).
Расчет. Задаемся искомыми температурами
'в
¦ 'он - B- - -4); t0K = _ 22,5 - 3 = - 25,5 °Q
= 'вн + °.б: 'вк = — 35,25 + 0,5 = — 34,75 "С.
144
Определяем средние температуры отдающей и
воспринимающей теплоту сред:
—22,5 — 25,5
'он + 'ок
U
'вк —35,25—34,75
= — 24 °С;
= — 35 °С.
Определим ширину воздухоохладителя e-
„ sjni = 0,125 • 12= 1,5 м, максимальное сече-
ние воздухоохладителя Fmax = aLp; Fmax = 1,5 X
X 4,02 = 6 м2, минимальная скорость движения воздуха в пучке
V 45 360
_
% 3600-6 =^'
неопределим минимальное сечение воздухоохладителя без учета инея
«ин = О'
Fmln = 1.5 • 4,02 «= ^12 • 0,038 • 4,02 -f 0,001 ^О.ОЗ2 + 0,0982 X
Максимальная скорость движения воздуха без учета инея
V 45 360
-max 3600-fmIn 3600-4,1
Минимальное сечение с учетом инея 6ИН = 0,005 м.
= 3,07 м/с.
X V вгр + фр + 2бШ1J •
FmIn = 1,5 • 4,02 — (l2 - 0,048 • 4,02 +
2 • 0,03 -./
+ 2бин)Х
'ин /
,011 • 134 • 12
0,1
U, 1 vJo
Максимальная скорость движения воздуха с учетом инея
V 45 360
2,52 м«.
ТО) —— .
max 36
S600Fmin ~ 3600 • 2,52
= 5,01 м/с.
' Коэффициент теплоотдачи конвекцией от воздуха к ребристой поверхности
без учета влияния инея
а, = 0,117-
o; = o,117-i^-l
—0,54
-0М ( „, \0,72
max
О)ОЗо.28
90'35
9
3'07
0,72
: 44,8 Вт/(м4 • К).
14»

Коэффициент теплоотдачи конвекцией от воздуха к ребристой поверхности
с учетом влияния инея при 6ИН = 0,005 м и кт = 0,16 Вт/(м ¦ К)
о,оз0-28
0.71
\ 0,03 J
63,4 Вт/(ма • К).
—0.14
5,01
11,39- 10
,-6
Задаемся коэффициентом влаговыпадения | = 1,08. Определяем коэффициент
теплоотдачи с учетом влаговыпадения и коэффициента, учитывающего контакт
трубы с ребром в = 0,9:
а' = а||е; а' = 44,8 • 1,08 • 0,9 = 43,5 Вт/(м* • К),
ош = а?"ge; а™ = 63,4 • 1,08 • 0,9 «= 61,6 Вт/(м2 • К).
Определяем приведенный коэффициент теплоотдачи с учетом термического
сопротивления слоя инея:
_ин
апр:
1
61,6
0,005
0,16
.21,1 Вт/(м«- К).
Термическое сопротивление многослойной несущей стенки с учетом инея
?„ = 0,048
0,032 м;
In
In
drv
+¦
"*-!)¦
+ 2бин = 0,048 м;
0,038
0,032
1
2- 0,16
In
0,048
0,038
. 0,035.
Коэффициент теплоотдачи со стороны кипящего аммиака
о,-A03,2 +0,19/,) #*; tu^tb.
Задаемся удельной тепловой нагрузкой q/, = 2150 Вт/вА
а2 = [ 103,2 + 0,19 (-35)] 21500-25 = 657 Вт/(ма • К)
С учетом инея q/, =¦ 1000 Вт/м2
а2 = [103,2 + 0,19 • (— 35I Ю000'25 = 543 Вт/(м* • К).
Площадь несущей поверхности ребра
Fpi = 2 VfrDpF+pit + dfb'hp; Fpi = 2 К (л-0,098J+ 0,03" . 0>03 ;
= 0,0186 ма.
Площадь наружной поверхности труб между ребрами
F^ = ndH2 I, = я0,038 ¦ 0,029 = 0,00346 м*.
Площадь наружной поверхности ребристого элемента
FV>t ™ FP. + Fnf = °.°186 + 0,00346 = 0,0221 м».
Площадь внутренней поверхности ребристого элемента
n,
+ бр) = я • 0,032 . 0,03 = 0,003 м«.
14В
Коэффициент теплопередачи с учетом теплового сопротивления инея
t ии 1 .
Р9«
0,0221
0,0221
/ 1 , « т.\ , 0.0221 1
ЛТТ + 0>035j + 1Ж * -щ-
. 10,5 Вт/(м* • К).
Коэффициент теплопередачи без учета инея
1
1п
1
Р9»
0.0221 / 1 | 0 01° '
0,0221 U4.8- 1,08-0,9 т ' 2-49
0,038
0,0221
+ 0,003
где F^e» Fp9i = 0,0221 ма.
Массовый расход воздуха GB
1
657
3600
¦¦ 29,2
Вт
ма- К '
= 45 360 • 1,42/3600 ж. 17,9 кг/с. В
дальнейшем ведем расчет воздухоохладителя с учетом инея. Количество теплоты,
отведенное воздухоохладителем, Q = kF (t0— 1ь); Q =» 10,5 • 533 Н—24) —(—35)] =
«= 60 975 Вт, где F— площадь поверхности воздухоохладителя, ма:
F =
= 134 • 12 • 15 • 0,0221 = 533 м*.
Общее число ребристых элементов в воздухоохладителе п' »= 134 • 12 • 15 —
=¦ 24 120.
Проверяем принятое значение удельной тепловой нагрузки
*¦= nndmsp •• 1' - 24 120 ¦ 3,61°49705,032 ¦ О.бЗ ° 839 Вт/М''
При этой тепловой нагрузке коэффициент теплоотдачи будет равен
а2 = [103,2 + 0,19 • (- 35)] 8390'25 - 520 Вт/(м* • К).
Новое значение коэффициента теплоотдачи от заданного отличается 'на 4 %,
что допустимо (менее 5 %).
Массовый расход аммиака через батареи воздухоохладителя О» — —; Ga =
«= 60 975/1373,9 . 103 = 0,044 кг/с.
Определим общий коэффициент охлаждения со стороны воздуха:
Чпо = * — ехр [—10,5 • 533/17,9 • 1,01 • 103 • 1,08] = 0,25 при изменении агре-
гатного состояния т]пв « 1.
Число единиц переноса теплоты в элементе рассчитывается по формуле ss =
= kFa/GBcBr\m;s9= 10,5 -533/17,9 ¦ 1,01 • 103 - 0,25= 1,2. С одной стороны,
отношение водяных эквивалентов при изменении агрегатного состояния среды,
воспринимающей теплоту (аммиак), Аэ = GBcarim . MjG,n\m; A,- 17,9 - 1,01 - 103 X
147

X 0.25 • 0,5/0,044 ¦ 1373,9 • 103 • 1 = 0,04, с другой стороны,
л _ At, 0,5
¦<»
'он-(-
откуда температура воздуха на входе в воздухоохладитель *ои = —22,5 "С.
Безразмерные температурные параметры
'он — 'ок . „, = (—22,5) — (—25,5) _ А 1_
вк —'вн ' (—34,75) —(—35,25) ' R'
R'-
.0,17.
Температура воздуха на выходе из воздухоохладителя
L
ВК
он вн
: 2 (— 24) — (— 22,5) = — 25,5 °С;
(—34,75) —(—35,25)
(— 22,5) — (— 35,25)
= 0,04.
Функция эффективности аппарата Фэ = pR' = 0,04 • 6 = 0,24. При известных
температурах /он, /вн по таблицам пересчитываем
'<ж = 'он - Сон - 'вн) Ф*= 'ок = (- 22-5) - (- 22>5 + 35,25) 0,24 = - 25,56 °С.
'вк = (— 35-25) + (— 22,5 + 35,25) 0,17 • 0,24 = — 34,73 °С.
Разница между температурой, принятой для расчета и полученной, не превышает
е= 0,1°.
Расчет аэродинамических сопротивлений ведется аналогично расчету
воздушного конденсатора.
IV.7. Расчет конденсатора с воздушным охлаждением
Исходные данные. Конденсатор с литым оребрением выполняется из стальных
труб наружным диаметром d^ = 25 мм и толщиной стенки бтр = 2,5 мм.
Наружный диаметр силуминовой отлитой трубы d0 = 28 мм. Геометрические
характеристики оребрения: высота ребра Лр = 26 мм, шаг ребер sp = 4 мм, толщина ребра
в основании б? ¦» 2 мм, вершины — 6? = 0,5 мм, ребро круглое, трапециевидного
сечения. Расположение труб в пучке — шахматное, поперечный шаг труб sL = 90 мм,
продольный шаг труб s2 = 70 мм. Рабочий хладагент — аммиак. Тепловая нагрузка
на конденсатор Q •= 50 кВт (рис. IV.16).
Расчет. Расчетная температура наружного воздуха вычисляется по формуле
'вн = 'ср + 0,125/гаах = 20.0+ 0,125 • 29 = 23,6 °С,
где tcp — среднемесячная температура самого жаркого месяца, °С; /тах —
максимальная температура воздуха в данной местности, °С. Подогрев воздуха в
конденсаторе принимают равным 3—8 °С, т. е.
'вк = 'вн + Р...8); 'в„ = зо<>с.
Средняя температура воздуха в аппарате и теплофизические свойства при tB =
= 0.5 (tBH + tBK) = 0,5 B3,6 + 3,0) = 26,8 °С. р = 1,178 кг/м3; v = 15,7 X
X Ю~6 м2/с; ср = 1 кДж/(кг . К), Я. = 2,28 • 10~2 Вт/(м . К); Рг = 0,702.
Температура конденсации /Ц = 'вк + C...8); § = 30 + 5 = 35 °С.
Примем следующую схему распределения температур между теплоносителями
в условно принятых зонах конденсатора:
а) снятие перегрева пара (охлаждение до температуры насыщения)
tOH = 110 °С (I- = 1920 кДж/кг);
148
А.
ттт
Рис IV 16 Схема движение теплоносителя в конденсаторе; П, К,
ОХЛ-зоны соответственно снятия перегрева, конденсации, охлаж-
дения
б) конденсация паров хладагента <«„ = 35 °С «ков = 1705 кДж/кг; %* =
587 кДж/кг); ¦ _ . ор. -.. _
в) охлаждение жидкого хладагента /ок = t0 — 5; tM «= йЬ—Ь - w «-. Уок
^Теплов^'штоки в условно принятых зонах конденсатора рассчитывают по
F" U " A920-1705)/A920-570) = 0.16; Qn = 50 X
^- U - A705-587)/A920-570) = 0,83; QKOHA= 50 X
E87-570)/A920-570) = 0.012; Qoxa - 50 X
X 0,16= 8 кВт;
X 0,83 =41,4 кВт;
в) QOXj,'Q = ('оК — '...
X 0,012 = 0,6 кВт.
Значение температур воздуха в этих зонах: ^ ^
где^^-Гма^вь^раиод воздухТнерез "конденсатор длГснятая заданной тепло-
вой нагрузки, кг/с;
q 50000 ^еез
V= colt -t ) '' 1-10». 1.178С30 —аз.В) '
срР *.'вк 'вн'
Массовый расход воздуха GB = Vp = 6,63 • 1,178= 7,81 кг/с;
_«^^V*b Л 1 Л|1|1
41400
8000 по nor /0 9Q ft 4I wu .
= 30'0 -\. Юз- 7,81 =29'° С> 'в = 29,0-Ь103>781
: 23,7 «С;
<. „ = 23.7-
600
1 • 103 • 7,81
Средний температурный напор при снятии перегрева
23,6 °С.
Д<п =
он в
вк
A10-29,0)-C5-30,0)
110—29,0
Ш
35 — 30,0
Средний температурный напор при конденсации
('o-'b)-CS-'b)
А/,
'конд
,„
/К _ М
'О 'в
C5-23,7)-C5-29.0) _ g 4 eQ
I 35 — 23,7 '
»n 35-29,0"
149

Средний температурный напор при охлаждении жидкого хладагента
А/ (*о —'лн) —Сок —Ф C5 —23,6) —C0 —23,7)
д'охл = -Z : =
In
'ок в
35 — 23,6
30 — 23,7
8,6 °С.
Безразмерные температурные параметры для аппарата
„_ 'вк-Лн 30-23,6
'он ~ 'вн
'вк 'вн
ПО — 23,6
110 — 30
: 30 — 23,6
0,074}
12,5.
Функция эффективности аппарата Фэ = PR'; Ф9 == 0,074 • 12,5 = 0,925, &t •= 1
Задаемся количеством труб в одном фронтальном ряду N = 10, принимаем размер
фронтального сечения АВ =» 1,9 • 0,945= 1,8 м*, определяем плошяль жнвпгл
конденсатооа
конденсатора
Р /J
'«.с = 1.9 [0.945 - 10 @,028 + 2 ' °^ °'°26 )] = 0,9547 м«.
Скорость воздуха в живом сечении аппарата w = -р—; w = 6,63/0,9547 =** 6,94 м/с.
ж.с
Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха определяем по формуле Юдина
Для шахматного пучка труб с = 0,23 и т1 == 0,65.
\0.2
с, =
где
= / 0,09-0,028 \0'2
I 0,083 — 0,028 ) = 1'?23'
4; 4 -
/
Величина сг зависит от количества рядов труб по глубине; при г = 8 с? = 6,99.
Критерий Рейнольдса Re = -^!?p_; Re= 6'94 ' °'°°4 = 1768,2.
v 15,7 • 10
Коэффициент г|5 ===== 1 — 0,058тЛ' = 0,96.
Критерий Нуссельта
JMu = 0,23 • 1,023 • 0,99@,028/0@04)-°'54@,026/0,004)Г0-14) • 1768.20'65 • 0,96 = 7,689.
Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха
,03554 м.
at = J^JL = 7,689 • 2,28 • 1(Г2/0,004 == 43,8 Вт/(м2 • К).
sp
Приведённая высота круглого ребра
А' == h (l + 0,805 lg -~2. J e 0,026 А + 0,805 lg ~^\ = 0
150
Эффективность круглого ребра трапециевидного сечения
th
mh'
174 • 0,00125
= 0,855,
где т>
к1 ; h, — теплопроводность ребра; 6„
Op " "
— средняя
толщина ребра.
Чтобы учесть неравномерность толщины ребра по его высоте, в расчет
вводится поправка ед в зависимости от отношения у6*/у б?; при У 6^/у 6^ =
«= У^В7}^0,2 == 0,5 Ед = 1,05, а коэффициент эффективности ребра с учетом поправки
Ер = Е'ед*= 0,855 • 1,05= 0,9. Площади поверхности 1 м оребренной трубы:
Гр = -^- 0,785 (D» — <
• 0,785 @,08» - 0.0282) = 2,20 и*
nd0 (sp — 6g) 3,14 -0,028@,004 — 0,002)
=
¦мр
sp 0,004
FBB = 7idm\ = л • 0,02 • 1 = 0,0628 м2/м;
= 0,004 ms/m;
Fop = Fp + Fup = 2,20 + 0,044 = 2,244 ms/m.
Эффективность всей оребренной поверхности при хорошем контакте ребер с
трубой
+ A - *„,)
= 0.9 + A - 0,9) -
0,902.
Приведенный коэффициент теплоотдачи
апр
43,8 • 0,902 = 39,5 Вт/(м* • К).
Коэффициенты теплоотдачи от хладагента в условно принятых зонах снятия
перегрева пара и охлаждения жидкого хладагента рассчитываются по формулам [32]
Nu«= 1,4
(зона ОХЛ рис. IV. 15);
при
Re>10, -4->Ю -~
rfBH 1
А — длина оребренной трубы конденсатора;
Nu = -f -
^+12,7 /4- (Pr-'-l)
(зона П, рис. IV. 16);
при условии, что 4 . 103 < Re < 5 • 10е, 0,5 < Рг < 5 • 104 определяющая
температура tm «= 0,5 (/вх + ^), где /вх и ^ — среднемассовая температур!
теплоносителя на входе и выходе трубы:
'т, =0.5 Сон + <о) = 0,5 A10 + 35) - 72,6 «С;
<т, = 0.5 «« + <ок) = 0,5 C5 + 30) = 32,5 ?С.
151

Массовый расход аммиака
41400
" г 1123,8- 103
Скорость движения пара в зоне снятия перегрева
3,7 • 1(Г2 кг/с.
Ga
W
3,7 . Ю-2
¦¦ 0,59 и/а.
20-3,14. КГ3
Скорость движения жидкости в зоне охлаждения жидкости
3,7 . 10'
,-2
9'Р 591,4-3,14 • 10~3
= 2 • Ю-2 м/с,
где F — площадь сечения, F = п
<&.
N ¦¦
= 3,14. КГ3 м«.
Критерий Рейнольдса Re = wdjv, критерий Прандтля Рг = Цср/Я, где Я, ц,
ср — коэффициенты теплопроводности, динамическая вязкость и удельная
изобарная теплоемкость теплоносителя; /, П — площадь проходного сечения и периметр
трубы, где / = F/N.
П:
ndBa = я0,02 = 0,0628 м.
Эквивалентный диаметр d3 = 4//П; da~ 4 . 3,14 • 10~4/0,0628 = 0,02 и.
Теплофизические характеристики пара определяем при tx = 72,5 *С: р" =
= 20 кг/м8, v = 0,5 • Ю" м2/с, X = 2,94 • 10~2 Вт/(м2 • К), Рг = 2,2, Рг » Ргс; при
<ж = 32,5 °С определяем теплофизические характеристики жидкого аммиака; р' =
= 591,4 кг/м», v = 0,221 . Ю м2/с, А. = 0,47 Вт/(м2 • К), Рг = 1,334. -
А. Зона снятия перегрева пара. Коэффициент теплоотдачи определяется из
критериального уравнения
е" Re Рг е<8рВр
Nu = -^ ;
8 Qfin
*^Re ' ""
где критерий Рейнольдса Re = w^Jv = 0,59 • 0,02/0,5 • 10~6 = 23,6 • 10* \" =
== A00 Re)~0l25= 2,6 • 10~2. Для труб с l/d3 > 50 коэффициент ее= 1, для
прямой трубы 8д= 1, е, = (ц/ИсH'25 = A,59/1,587)°-25= 1.
м.. __ 2-6 • 10~2_ 23,6 ¦ 103 ¦ 2,2 ¦ 1 . 1 ¦ 1 = ио
Коэффициент теплоотдачи се. =» —-;— = , -,. ' = 161
Б. Зона конденсации паров аммиака. Коэффициент теплоотдачи со стороны
конденсирующего аммиака определяется по уравнению
где а,— коэффициент-теплоотдачи со стороны конденсирующегося аммиака)
3,8 ¦ 10» ¦ 587,4 ¦ 0,46° ¦ 9,81 =- 14 023вГ°-2«,
0,219 • 10~6 • 0,02 а
«j. Ч — расходное массовое паросодержание потока на входе и выходе из
участка конденсации, хх = 1, дг2= 0. Тогда
Удельный тепловой поток со стороны воздуха, отнесенный к внутренней
похности трубы,
О
Удельный те
верхности трубы,
Коэффициент оребрения поверхности трубы р = Fop/F
фициент оребрения поверхности трубы р op/Bn
,0005 / ма • К \
¦ ¦— I—5 1—термическое сопротивление вследствие загрязнения
поверхности конденсатора.
Удельный тепловой поток со стороны агента, отнесенный к внутренней поверх
¦м -rnvfiH. о.о == 3753б'Л Вт/ма.
10 613
3,344
6080
12 550
8557
"¦^вн
Из графика рис. IV.17 qp = 7000 Вт/м4, ва = 2,3 °С.
вн
Площадь наружной поверхности данной зоны
F QK д . 41400
17~Р= 7O0O~35'8=21i
' вн
тогда коэффициент теплоотдачи со стороны конденсирующего аммиака а, = 3753 X
X 2,3-°-25 = 3048 Вт/(м2 • К).
В. Зона охлаок» "•—j.j- ,«„^ топлпптлячи со стороны
жидкого аммиака
Коэффициент теплоотдачи со стороны жид-
1^1-117.7 Вт/(ы«.К),
0,02 - 0,02
= 1810-
KD2d9 ,
где критерий Рейнольдса Re=^ - у •=Г~221 . ю-ьг
/ п П9 ' ь/ \*/i/ 1,334 у/*
критерий Нуссельта Nu = 1,4^ 1810 • 1.334 '•) \^щ-)
153
152

Bm/tt
8000
27 29 31 33 t,°C
для зоны снятия перегрева
Коэффициент теплопередачи
4 Вт/(ма.К)>
27 Вт/(м» • К);
= 3,01Вт/(м».К).
В связи с малыми значениями коэффициента теплопередачи в зонах снятия
перегрева и охлаждения жидкого аммиака лучше перейти на использование
гладких стальных труб. Тогда площадь живого сечения конденсатора в этих зонах
F^^ = A(B — Nd~\= 1 о'" °"с — 10 • 0,025) = 1,32 ма.
для зоны конденсации
к~ -ИТ7
39,5 ^\ 39
для 8оны охлаждения
*охл
Скорость воздуха в живом сечении
V_ 6,63
w =.
Критерий Рейнольдса Re=
' Ж.С
wdo_
v
1,32
5 • 0,025
= 5 м/с.
= 7995.
15,7 • 10~6
0,09/0,025 = 3,6; s2/d0 = 0,07/0,025 = 2 8, '
ШН = 0,07/0,09 = 0,78; es = (s2/Sl)V. = 0>959<'
Критерий Нуссельта
Nu . 0,41 Re°'6Pr°-33 (Рг/РГс)о,25 в>.
Nu - 0,41 . 7995^ . 0,702°-33 . 0>959 @,702/0,694)*» = 77
Коэффициент теплоотдачи со сГОро„ы воздуха в зоне снятия перегрева
Nu^ 7712j8. Ю-2
154
Критерий Нуссельта
Nu - 0,41 . 79950-6 . 0,702°-3з . 0,959 @,
70>3 Вт/(м2 • К).
Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха в зоне охлаждения жидкого ам-
миака
Nu к 77 • 2,28 • Ю-2
"* ~"d0 " 0,025
А. Зона снятия перегрева пара. Коэффициент теплопередачи
1
1 / 0,0025 0,0005 \ 1_
70,3 "И 39 + 0,12 1+ 16
= 70,3 Вт/(м» • К),
чи
40,5 Вт/(м8 • К).
Площадь наружной поверхности
F =_2п_ =
8000
40,5 • 27,2
. 7,3 м».
Площадь 1 м гладкой трубы FT= ndg\ = 3,14 • 0,025 • 1 ¦= 7,85 • 10 ма.
Общая длина трубы !=-=- = 7,3/7,85 • 10~2 = 93 м.
L 93
Количество труб по глубине г =
= 4,9.
-.«,- = -tr—ттг
Принимаем 5 рядов труб в вертикальном ряду. Глубина зоны
Нп = 42г = 0,07 ¦ 5 = 0,35 м.
Б. Зона конденсации паров хладагента. Площадь наружной поверхности
^ 41400
F =•
Ш,
конд
27 • 8,4
¦ = 183 м».
Общая длина труб, необходимая для создания такой площади поверхности,
L = F/Fop = 183/2,244 = 82 м.
Количество труб по глубине г =
82
AN
1,9 ¦ 10
= 4,3,
принимаем 5 рядов. Глубина аппарата Нк =$22== 0,07 ¦ 5 = 0,35 м
Аэродинамическое сопротивление оребренной поверхности
Re =
wdn
6,94 • 0,028
15,248- 10~6
= l,35z
¦ = 12 744;
--0.24
,ос . / 0.026 \о.« / 0,004 N-Q.72 o.J4 1,178-6,94»
1K5" 5-\"a02TJ '(-QfiW) *12744 2 = 76,5 Па.
В. Зона охлаждения жидкого аммиака. Коэффициент теплопередачи
k==. 1_ 1
0,0025 0,0005
39
3,0005 \
0,12 j'
117,7
= 37 Вт/(м«- К).
Площадь наружной поверхности F ¦¦
600
37 • 8,6
1,9 м2. Общая длина
труб L = F/Fr = 1,9/7,85 • 10~2 = 24 м. Количество труб по глубине г - L/AN ¦¦
.155

= 24/1,9 • 10 = 1,3, принимаем 2 ряда. Глубина аппарата Нохл — %г= 0,07 • 2 =
=¦ 0,14 м.
В связи с тем что в зонах снятия перегрева и охлаждения жидкого аммиака
использовались гладкие трубы, аппарат получился металлоемким; целесообразно
применить трубы с наружным и внутренним оребрением, либо только с наружным,
но с меньшим коэффициентом оребрения по сравнению с трубами, используемыми
для зоны конденсации.
Для этих зон шаг между ребрами sp = 0,02 м, не меняя других параметров.
Площади поверхности 1 м оребренной трубы Fp = B/0,02) 0,785 @,082 — 0,028^ =
41 1l V F )/ 02 а/ F
р рр ру p (,) , (, ,
4,41 • 10~l mVm, F = 3,14 • 0,028 @,02 — 0,002)/0,02 = 7,9 • 10~2 ма/м, F
= 0,52 м*/м.
Коэффициент оребрения поверхности трубы Р = 0,52/0,0628 = 8,3.
Эффективность всей оребренной поверхности при хорошем контакте ребер с трубой
Критерий Рейнольдса
Re =
WSt,
0,9 + A - 0,9)
6,94 ¦ 0,02
15,7 • 10~6
7,9 • 10~2
0,52
= 8841.
= 0,915.
Критерий Нуссельта
Nu = 0,23 • 1,023 • 0.99 . 8841^
0,96 = 66.
Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха at = 66 • 2,28 • 10~/0,02
75,3 Вт/(ма ¦ К).
Пй фф =«!?„; a = 75,3 • 0,918
, /( )
Приведенный коэффициент теплоотдачи «=«!
«= 69 Вт/(м2 • К).
Площадь живого сечения для зоны снятия перегрева и охлаждения жидкого
аммиака
[о,945- ,0@,
0,028 +
Скорость воздуха в живом сечении
w = V/Fmc = 6,63/1,2 = 5,5 м/с.
А. Зона снятия перегрева. Коэффициент теплопередачи
1
k-
Площадь наружной поверхности F
15,1 Вт/(м* • К).
19,5 ма.
Общая длина труб L =
бине зоны.
Глубина зоны Нп =* stf
оребренной поверхности
15,1 • 27,2
19,5/0,52 = 37,5 м. Принимаем 2 трубы по глу-
0,07 -2= 0,14 м. Аэродинамическое сопротивление
», 6
v<CT 15,492- 10~6
9 QQ41-0.24 1,178-5,5г / 0,026 VUS/ 0,02 \-о.72
.2.9941 Т () (
Зона охлаждения жидкого аммиака, коэффициент теплопередачи
= 11,7 Вт/(м»-К).
6 ма.
Re
, 1,35 • 4 ¦ 9625
0 24
-0-24
117,7
Площадь наружной поверхности F — <2ОХЛ/6А<ОХЛ = 600/11,7 • 8,6 =
Общая длина труб L = FlFop= 6/0,52 = 11,5 м. Количество труб по глубине 2=»
= LlAN— 11,5/A,9 • 10)= 0,6. Принимаем 1 трубу по глубине зоны. Глубина
»оны Яохл = sa2 = 0,07 • 1 = 0,07 м.
Аэродинамическое сопротивление оребренной поверхности
wdt> = 5,5 ¦ 0,028 = g625.
\г 15,97 • Ю-6
0,026 У>.45 i 0.Q2 \-0J2 1,178- 5,5" _ . , „
¦'ом- v 0,028 ) \ 0,028 ) 2 ' '
Глубина аппарата Я = Н„+ Як+ Яохл= 0,14 + 0,35+ 0,07 = 0,56 м.
Габаритные размеры ЛХ6ХЯ=1,9Х 0,945 X 0,56. Полное аэродинамическое
сопротивление конденсатора
Др = Дрп + Дрк + Дрохл = 6,5 + 76,5 Ч- 13,1 = 96,1 Па.
По общему расходу воздуха и напору подбираем марку вентилятора.
IY.8. Алгоритм расчета величины рабочей поверхности
одноэлементного теллообменного аппарата
М1:Ввод исходных данных: Go, с„, % и GB, cB, Г|в по массовому расходу, удельной
теплоемкости, коэффициенту потерь теплоты соответственно для теплоносителей,
отдающего и воспринимающего тепло.
М2: АЭ = (Go * с0 • тд/(Ов * св * г]в)
МЗ: Исходя из требуемых значений температур теплоносителей /0 и *в на входе и
выходе теплообменника, находим значение ФЭ функции эффективности элемента:
выходе теплообм,
если известны значения /оя, /ок, /вн
на М4; если известны значения toa
'ок> + <*он — 'вк) и переход на М4;
тивност
— 'вн) и переход
t0K, t
0K, tBK
(*он — ^/(^н вн) р
, то ФЭ = (tm — /ОК)/(АЭ ¦ (/он —
если
известны значения ton, tBn, tBK,
tBK, то ФЭ = (tBK — /вв)/ (АЭ • (/
ФЭ
еси
и переход на М4; если
ton, Bn, BK,
известны значения /ок> /вн, f0K
)) и переход на М4.
б
то
(оч ВН
ФЭ = (/вк —
- /
- '«>/(«», ~ *„) + АЭ * (/„ - /„)) и переход на М4.
М4: Для выбранной схемы тока теплоносителей по таблице находим значение
индекса противоточности рэ.
М5: Z3 = SQRT ((АЭ + 1) * * 2 — 4рэ * АЭ).
Мб: Вычисляем число S3 единиц переноса теплоты в элементе:
если (АЭ = 1 П РЭ = 1), то S3 — ФЭ/A — ФЭ);
в противном случае S3 = A/Z3) • Ln (B • (АЭ + 1 — Z3) * ФЭ)/B — (АЭ +
+ 1 + Z3) »ФЭ)).
М7: Вычисляем по соответствующей процедуре значение коэффициента
теплопередачи k.
М8: Вычисляем искомое значение величины площади теплообменной поверхности
F3:
F3 = S3 • Go » св • r\Jk.
М9: Печать исходных и требуемых вычисленных величин.
1*7
156

Л11
Л2:
ЛЗ:
IV.9. Алгоритм расчета количества элементов
теплообменника из ряда элементов
Ввод исходных значений Go, c0, т)„ и GB, св, т)в по суммарным через весь ряд
массовому расходу, удельной теплоемкости и коэффициенту потерь теплоты
соответственно для теплоносителей, отдающего и воспринимающего теплоту.
АЭР = (О0 * с0 * TH)/(GB * св * т)в).
Исходя из требуемых значений температур теплоносителей t0 и /в на входе
и выходе теплообменника, находим значение ФЭР функции эффективности ряда
из элементов: если известны значения /он, t0K, tBB, то ФЭР = (/он —
— *ок)/(/он — /вн) и переход на Л4; если известны значения tov t0K, I вк, то
"~ (toa — /ОК)/(АЭР * (/„„ — /„.,) + (t- — *вк)) и переход на Л4;
Свк-иААЭР*^- /„))
>ФЭР =
Л4:
Л5:
Л6:
Л7:
если известны значения /он, /вн,
и переход на Л4;
если известны значения t0K, tBH, /вк, то ФЭР «*, (tm — /„,)/(('« — tm) +
-f- АЭР • (/ок — /вн)) и переход на Л4.
Ввод целого числа я — количества различных элементов, из которых возможна
компоновка теплообменника; вводим соответственно по п—значений их
рабочих поверхностей F (i), массовых расходов Go (i), GB (t);
удельных теплоемкостей с0 и св, коэффициентов потерь теплоты % (/) и Т)в (»),
где / = I, п.
Л8:
Л9:
/ЛИ
I A12:
: Л13:
Л14:
Л15:
Л16:
Л17:
Л18:
Л!9:
Л20.
Л21:
Л22:
Л23:
Л24:
158
АЭ @ = (Go @ * с0 * r|0 («))/(GB (г) » св * т)в («)).
Вычисляем по соответствующим процедурам значения коэффициента
теплопередачи й (i) для t -го элемента.
S3 = (k («) * /=¦ (i)/(Ge (/) • с0 * tjo @).
Исходя из типа схемы тока теплоносителей в /-ом элементе с помощью
соответствующей таблицы, находим значение индекса противоточности РЭ.
: 2Э = SQRT ((АЭ (t) ¦+¦ 1) ** 2—4 * РЭ + АЭ (/)).
: X = ЕХР BЭ * S3); у = АЭ (() + 1);
: ФЭ @ -- 2* (X — 1I ((У + 2Э) * X — (К ~ 2Э)).
: / = i + 1, если i ^ п, то переход на Л6; в противном случае переход на Л14..
: Если ряд компонуется из пар элементов, то характеристики пары вычисляются
через характеристики АЭ1, АЭ2, ФЭ1, ФЭ2 элементов с помощью соотношений;
если пара элементов соединена по схеме общего прямотока, то ФЭ = ФЭ1 -f-
+ ФЭ2 — ФЭ1 * ФЭ2 • (АЭ1 + 1). АЭ = (АЭ1 * ФЭ1/ФЭ) + АЭ2 * A —
— (ФЭ1/ФЭ)); если пара элементов соединена по схеме общего противотока,
то ФЭ = (ФЭ1 + ФЭ2 — ФЭ1 * ФЭ2 * (АЭ1 + 1))/A — ФЭ1 * ФЭ2 * АЭ2),
АЭ = (АЭ1 * (I— АЭ2 * ФЭ2) + АЭ2 A — ФЭ1)/((ФЭ1 * A — АЭ2 * ФЭ2)/
ФЭ2) + A — ФЭ1)). В дальнейших расчетах каждая пара элементов
может выступать как отдельный элемент с полученными характеристиками
ФЭ и АЭ; вычисления по метке Л14 повторяются столько раз, сколько
различных пар элементов может участвовать в компоновке ряда; переход на Л15.
Если элементы ряда соединяются по схеме общего прямотока, то переход на
Л16; в противном случае переход на Л27.
Если я =» 1 (ряд состоит из одинаковых элементов или одинаковых пар
элементов), то переход на Л17; в противном случае переход на Л18.
Х= Ln A — ФЭР • (АЭР + 1))/Lh (I — ФЭ A) * (АЭ A) + 1)); т =
= ENTIER (X); Y = ENTIER ((X — т) * 10), если у < 5, то переход на
Л40; в противном случае т — m-j- 1, переход на Л40;
Выбрать последовательность компоновки элементов в ряд и соответственно
сформировать массивы значений АЭ (i) и ФЭ (/) в соответствии со значениями,
полученными в расчетах по меткам 16 и Л14; переход на Л19.
т = 2 (минимально возможное число элементов в ряду); /= 1; XI шс 0.
Х2= ФЭ@; /= 1; Х3= 1;
Х4 = 1 — ФЭ (/) * (АЭ (/) + 1); ХЗ = ХЗ • Х2; / = /+ 1;
Если j ^ i — 1, то переход на Л21; в противном случае переход на Л28.
XI - XI + Х2* ХЗ; /= i+l.
Если i ^ т, то переход на Л20) в противном случае переход на Л25.
Л25: Если Х4 < ФЭР, то Х5 = Х4, т = т + 1, переход на Л20; в противном
случае Х6 = ((Х4 — ФЭР) * 100/(ФЭР — Х5)), переход на Л26.
Л26: Если Х6 < 50, то переход на Л40; в противном случае m «= т — 1 и переход
на Л40.
Л27: Если п =* 1 (ряд состоит из одинаковых элементов или одинаковых пар »ле-
ментов), то переход на Л28; в противном случае переход на Л31.
Л28: XI = A — ФЭР)/A — АЭР * ФЭР);
Х2 — A — ФЭ A))/A — ФЭ) A) * АЭ A)); X = Ln (Xl)/Ln (X2);
Л29: m= ENTIER (X); Х3= ENTIER ((*— т) * 10).
ЛЗО: Если ХЗ < 5, то переход на Л40; в противном случае т = т -f- 1, переход на
Л40.
Л31: Выбрать последовательность компоновки элементов в ряд и соответственно
сформировать массивы значений АЭ (i) и ФЭ (i) в соответствии со значениями,
полученными в расчетах по меткам Л6 и Л14; переход на Л32.
Л32: т = 2 (минимально возможное число элементов в ряду).
/= 1; XI = 0; Х2= 1; .
ЛЗЗ: ХЗ = ФЭ @/A — АЭ @ * ФЭ (i)); X4 = АЭ @ ¦ ХЗ;
/= 1; Х5= 1.
Л34: Х6 = A — ФЭ (/))/A — АЭ {]) * ФЭ (J)); Х5 = Х5 * Хб.
Л35: / •=» / + 1; если / ^ i — 1, то переход на Л34; в противном случае переход
на Л36.
Л36: XI = XI + (ХЗ * Х5); Х2 = Х2 + (Х4 * Х5); I - 1+ 1.
Л37: Если / ^ т, то переход на ЛЗЗ; в противном случае переход на Л38.
Л38: ХЗ = Х1/Х2; если ХЗ < ФЭР, то Х4 = ХЗ, т = т + 1 и переход на ЛЗЗ;
в противном случае Х5 = (ХЗ — ФЭР) * 100/(ФЭР — Х4), переход на Л39.
Л39: Если Х5 < 50, то переход на Л40; в противном случае m »= т — 1 и переход
на Л40.
Л40: Печать необходимой информации, сформированной по метке Л31 или Л18,
Л15, Л16 или Л27; печать числа элементов т в ряду.
IV.10. Алгоритм расчета листоканального
воздухоохладителя
В настоящее время широко применяются эффективные, малогабаритные тепло-
обменные аппараты из пластинчатых, профильных, листоканальных, листотрубных
конструкций. Проектирование таких аппаратов усложняется из-за довольно
громоздкой методики их расчета. Предлагаем блок-схему для расчета воздухоохладителей
указанных конструкций.
Для расчета воздухоохладителя по БС — LISTVO введем следующие исходные
данные:
тепловой поток воздухоохладителя Qo;
температуру /оп и относительную влажность q>i воздуха на входе в
воздухоохладитель; скорость воздуха в узком сечении аппарата и»;
разности между.
температурами воздуха на входе и выходе из воздухоохладителя Д*тах = /„„ —
средней температурой воздуха и температурой кипения хладагента 6
'mta —
температурой поверхности воздухоохладителя и- температурой кипения
хладагента Д/в = tC7 — Гв;
коэффициент теплопроводности Кт, толщину б„
инея;
коэффициент теплопроводности и толщину соответственно трубы
ребра Хр, бр;
плотность теплового потока qBH, показатель степени п и комплекс физических
констант «А» в эмпирическом уравнении, характеризующем величину
коэффициента теплоотдачи при кипении выбранного хладагента;
6т и теплоту сублимации гш
V 6тр '
15»

конструктивные характеристики
ребристого элемента (рис. IV. 18):
шаг профильных труб по ходу
воздуха sx;
наружные и внутренние размеры
профильной трубы по ширине Нщ, Нвщ, по вы-
«>те Ч- V.,:
высота ребра Ар;
расстояния между панелями по осям
профильных труб % и в узком сечении
воздухоохладителя s;
значения наружного, внутреннего и
среднего периметров канала Пн, Пвя, П
и их отношение
п_
Пн
Ср
4
Рис. IV. 18. Конструктивные элементы
листоканального воздухоохладителя
выходе из воздухоохладителя
БС— LISTVO (рис. IV. 19).
Б.1. Ввод исходных данных.
Б.2. Принять охлаждение воздуха в
воздухоохладителе
Б.З. Рассчитать температуру воздуха на
¦'он-
Б.4. Рассчитать среднюю температуру воздуха в воздухоохладителе
3 он "г" гок
/
Б.5. Принять разность температур между средней температурой воздуха и
температурой кипения хладагента 6 = omln.
[ Б.6. Рассчитать температуру кипения хладагента tB= t0 — в.
Б.7. Рассчитать среднюю температуру наружной поверхности
Б.8. Принять *ст= **т.
Б.9. Обращение к библиотеке свойств влажного воздуха для определения влаго-
содержания насыщенного воздуха d\, d"CT соответственно при /он и /ст.
Б. 10. Рассчитать влагосодержание воздуха на входе в воздухоохладитель dt = j
Б. 11. Рассчитать энтальпию влажного воздуха на входе в воздухоохладитель
*!-<„,+ B500+1,93^4.
Б. 12. Рассчитать отношение разностей температур б/ =
¦ 'ок
Б. 13. Рассчитать влагосодержание воздуха на выходе из воздухоохладителя
Б. 14. Рассчитать среднее значение влагосодержания воздуха
BC-L1STV0
Г
г
г
г-50
Г
г
г
г
58
1
in
1
hi
1
н
п 1
1
1
В
V |
ь
i
B-D
1
L'D
1
Л
Рис. IV. 19. Блок-схема расчета листоканального
воздухоохладителя
"ср
160
161

Б.15. Рассчитать количество выпавшей влаги lid, приходящейся на 1 кг'сухого'возду.
ха М = dj — d2.
Б. 16. Рассчитать энтальпию влажного воздуха на выходе из воздухоохладителя
•t = <ок + B500 + 1,93* ок) da + Шж.
Б. 17. Рассчитать разность энтальпии влажного воздуха на входе и выходе из
воздухоохладителя Д? = tj — i2. •
Б. 18. Обращение к библиотеке теплофизических свойств воздуха для определения
v, К Ср, р.
Б.19. Рассчитать критерии Рейнольдса
=
Б.20. Рассчитать критерий Нуссельта Nu = 0,229 Re0'58.
В.21, Рассчитать коэффициент теплоотдачи конвекцией.от воздуха к наружной
поверхности воздухоохладителя
Б.22.
В.23.
В.24.
Б.25.
Рассчитать энтальпию инея 1Ш = 2,09/ст.
Рассчитать коэффициент влаговыпадения
— iw
•о — -ст "р
Рассчитать коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха с учетом влагообме-
"а («к)вл = ак1-
Рассчитать коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха с учетом
термического сопротивления инея
1
1
¦ +
бин
Принять плотность теплового потока, отнесенного к внутренней поверхности
элемента воздухоохладителя, qBH = ^н-
Рассчитать коэффициент теплоотдачи со стороны кипящего хладагента ос,, =
АС-
Б.26.
Б.27.
Б.28. Рассчитать
У
Б.29. Рассчитать
Б.ЗО. Рассчитать
Б.31. Рассчитать
th
32. Рассчитать
Б.ЗЗ. Рассчитать
т
Б.34. Рассчитать тепловую нагрузку ребра
о -Р
Б.35. Рассчитать
тепловую нагрузку профильной трубы
Б.36. Рассчитать тепловую нагрузку реорис
Б.37. Рассчитать
nmI •
Б.38. Рассчитать
Б.39. Проверка осо!
«о - А (^в)п.
fi^- <0,05?
Б.40. Рассчитать температуру у основания ребра
t = —QlCl +?d.
температуру на конце ребра
Б.41. Раесчитать
Б.42. Рассчитать температуру, среднюю по
Q
Б.43. Рассчитать среднюю
Б.44. Рассчитать
Б.45. Проверка |*:
5г
периметру профильной трубы
' ch(//o)
температуру поверхности воздухоохладителя
1с "Р
163
162

Б.46.
Б.47.
Б.48.
Б.49.
Б.50.
Б.51.
Б.52.
Б.53.
Б.54.
Б.55.
Рассчитать количество воздуха за 1 с, проходящего через один волнообразный
канал длиной 1 м
q = wsp.
, Рассчитать количество теплоты, переданной воздухом поверхности
воздухоохладителя в одном волнообразном канале длиной 1 м, дкяп = gAi.
Рассчитать количество ребристых элементов воздухоохладителя по ходу воз-
?кан
духа пг = -рг—.
vp.s
Рассчитать размер воздухоохладителя по ходу воздуха (высоту) #= Sj/tj.
Рассчитать общее число ребристых элементов воздухоохладителя длиной 1 м,
"<р.э
Рассчитать число секций воздухоохладителя z=——.
Рассчитать ширину воздухоохладителя длиной 1 м
В = zsa.
Рассчитать объемный расход воздуха, проходящего через воздухоохладитель,
у_ Ь
Дф '
Рассчитать площадь живого сечения воздухоохладителя
F =¦
W
Рассчитать вспомогательную величину
Б.56.
Б.57.
Б.58.
Принять L= D.
Принять В = D.
Рассчитать коэффициент теплопередачи воздухоохладителя
Б.59. Печать полученных результатов.
Глава V
ПРОЕКТИРОВАНИЕ КАМЕР ХРАНЕНИЯ
V.1. Температурно-влажностные процессы
Проектирование камер хранения осуществляется в соответствии с
требованиями технологии хранения пищевых продуктов в
холодильных камерах и основывается на теоретических и экспериментальных
исследованиях процессов тепло- и массообмена, протекающих между
ограждающей конструкцией, продуктом и охлаждающими приборами.
164
1 2 3
5 5
V/S////////////////////////////////////////M
Рис. V.I. Процессы изменения
состояния воздуха в камерах холодильника:
1—2 — охлаждение и осушение воздуха;
5—2 — смешение воздуха после
воздухоохладителя с воздухом камеры; 3—5 —
изменение состояния воздуха в грузовом
объеме камеры; 5—4 и 4—1 — подогрев
воздуха за счет внешних теплопритоков и
теплоты электродвигателей
Рис. V.2. Принципиальная схема
камеры, соответствующая условиям
процессов; изображенных на d — i
диаграмме:
/ — теплоограждающая конструкция; 2 —•
продух; 3 — экран; 4 —
воздухоохладитель; 5 — потолочный экран; 6 —
перфорированный потолок
При проектировании камер главная задача заключается в
разработке охлаждающей системы, способной создать заданный
технологический режим, при котором будут достигнуты оптимальные условия для
качественного хранения продуктов и их нормативная усушка.
Одновременно необходимо обеспечить удобство эксплуатации камер,
охлаждающих систем и добиться удовлетворительных экономических пока*
зателей их работы.
Сформулируем основные положения, которыми необходимо
руководствоваться при проектировании воздушных охлаждающих систем
холодильников и расчете усушки неупакованных продуктов при
хранении.
Ниже изложен методический подход к проектированию камеры с
воздушным охлаждением, обслуживаемой насосно-циркуляционной
системой непосредственного охлаждения. Холодильный агент — аммиак.
Воздушное охлаждение применяется главным образом при
хранении плодов, овощей и фруктов и при специальном воздухораспределе-
нии для неупакованного мяса. К преимуществам этого охлаждения
относится гибкость регулирования гигрометрического режима в
камере, автоматизация оттаивания инея с наружной поверхности
охлаждения. Инженерные методы расчета основаны на использовании
d — i-диаграммы, позволяющей наглядно представить ход процессов
тепловлажностной обработки воздуха.
При выборе требуемого режима учитываются соотношения
параметров охлаждаемого и рециркулирующего воздуха. Для построения
в d — i-диаграмме процессов, протекающих в воздухоохладителях и
штабеле, необходимо уметь определять:
t3 — температуру смеси охлажденного воздуха в воздухоохладителе
и рециркуляционного — в камере (в точке 3, рис. V.1); ' ¦
t0 — среднюю температуру воздуха, поступающего в
воздухоохладитель;
16Э

it — энтальпию воздуха на входе в воздухоохладитель;
(s — энтальпию приточного воздуха после воздухоохладителя;
1ст — энтальпию воздуха у поверхности воздухоохладителя при
температуре стенки и относительной влажности ср = 1.
Для расчета должны быть заданы следующие параметры:
температура и равновесная относительная влажность воздуха в помещении
D> Фз)> количество теплоты, которую необходимо отвести от воздуха
камеры Qo, нормативное значение усушки (в первом приближении),
тип охлаждающей системы.
Теплопритоки через ограждения известны. Принимается решение
по экранированию части ограждений с целью перехвата наружных
теплопритоков, например, как показано на рис. V.2.
Расчет начинают с определения температуры поверхности
воздухоохладителя [41]
^ = (^«-^A-^L (V.i)
Где Л — коэффициент охлаждения,
т| = (I, — «,)/(/, — /ст) = 1 — ехр (— anpFB0/ccGB); (V.2)
«пр — приведенный коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха в
воздухоохладителе, Вт/(м2 ¦ К); FBM — поверхность
воздухоохладителя, м2; ср — удельная теплоемкость воздуха, кДж/(кг • К); GB —
расход воздуха через воздухоохладитель, кг/с.
Для определения значения t2 необходимо определить количество
воздуха, которое циркулирует через воздухоохладитель при условии,
что воздух охлаждается в нем на 3 °С.
Из уравнения теплового баланса GB = ^г-%
Подогрев воздуха в процессе 5—4 (рис. V.1) пропорционален
количеству теплоты, отбираемой воздухом от экранированных стен и
перекрытий. Воздух с параметрами точки / поступает в
воздухоохладитель и выходит с параметрами точки 2. Изменение состояния воздуха в
воздухоохладителе находим по значению луча процесса, который
деляется из соотношения
н
где AGH — нормативная усушка, величина ев0 = 2836 ?/(g — 1) при
Ь < О °С и ев.о = 2500|/(g — 1) при *, > О °С.
Проводя луч процесса через точку /, на пересечении с <р = 1
получим значение tCT в точке 6.
Для определения температуры воздуха после воздухоохладителя в
точке 2 можно воспользоваться зависимостью (V.1), предварительно
рассчитав Л по зависимости (V.2):
/2 =* 4тЛ + 4я A — Л)-
Значения коэффициента теплоотдачи (а„р) от воздуха к
поверхности воздухоохладителя, входящие в зависимость (V.2), и площадь
поверхности воздухоохладителя рассчитывают по общепринятой
методике.
166
Подогрев воздуха (процесс 4—1, рис. V.1) в вентиляторах
рассчитывается по количеству теплоты, выделяемому электродвигателями
вентиляторов.
Через точку 3 проводим луч процесса изменения состояния воздуха
в штабеле
Quit
8
где Quit = Qo — <2экр', Q3Kp — тепло, перехваченное воздухом между
экраном и стенкой.
Для хранения растительного сырья обычно Q2 = QR и
Здесь QH и С?™ соответственно явное и скрытое тепло; учитывается
только для дышащего продукта (фрукты, овощи).
Сопоставляя расчетное значение AGpac4 с нормативной усушкой,
с учетом времени хранения должны получить сходимость с
погрешностью не более 5 %, причем нормативную усушку нужно брать
минимальную для применяемой системы охлаждения. Схема расположения
вентиляторов должна быть такой, чтобы тепловыделения,
эквивалентные их работе, перехватывались воздухоохладителями и не
передавались в камеру и к грузу.
Если окажется, что АСраСч > AGH> то необходимо дополнительно
применять сопутствующие инженерные методы, направленные 'на
уменьшение усушки (увлажнение воздуха с одновременным созданием
условий перехвата части наружного теплового потока экранами или
системой воздухораспределения). При этом важным фактором остается
выбор температуры хранения, которая не должна быть ниже
рекомендуемой (—22 °С), так как более низкие температуры требуют полной
автоматизации грузовых операций, автоматизации технологических
процессов и большого расхода электроэнергии на выработку холода.
Воздух, выходящий из перфорации, должен иметь скорость
движения не более 0,5...0,7 м/с. Учитывая, что отверстия перфорации в
потолке можно рассматривать как сопла, их рассчитывают по
зависимостям — для затопленной струи. По общепринятой методике
рассчитывают коэффициент эжекции п, как для струйных потоков, и
определяют количество воздуха, циркулирующего в камере
G5 = G2n,
где Ga — количество воздуха, проходящее через воздухоохладитель.
Охлаждаемый и рециркуляционный потоки воздуха смешиваются,
и температуру смеси определяют по значению энтальпии
Количество влаги, ассимилируемой воздухом в камере, составит
AGPac4 = G4 (ds — d3).
При расчете камер с воздушным охлаждением для «дышащих>
продуктов нужно учитывать особенности влагоотдачи растительного
сырья
сырья.
167

Полное количество влаги, выделяемой «дышащими» продуктами в
процессе хранения за единицу времени, можно представить в виде
суммы
ДО = AGn0B + AGA,
где АОпов — влага, испарившаяся с поверхности продукта; AGA —
влага, испаряющаяся в процессе «дыхания».
Из уравнения, определяющего интенсивность «дыхания» плодов и
овощей, на каждые 2830 кДж выделяемой теплоты приходится 0,108 кг
влаги, которая отводится в окружающую среду. Теплота «дыхания»
<7д@ зависит от вида продукта, температуры хранения и определяется
по закону экспоненциальной функции (уравнение Гора)
где 9Д — теплота «дыхания», Вт/т, продукта при t = 0 °С; b —
температурный коэффициент интенсивности «дыхания».
Количество влаги, кг, выделяемое в процессе «дыхания» продуктов,
можно найти по формуле AGA = —0,383 • Ю'Л/жо» где знак минус
определяет направление потока влаги от продукта к среде.
V.2. Анализ тепловлажностных процессов
в камерах хранения холодильников
Холодильной обработке и хранению подвергаются миллионы тонн
пищевых продуктов, что обусловливает необходимость выбора
рациональных режимов холодильной технологии, обеспечивающих
минимальную нормативную усушку и сохранение качества продуктов.
Основное положение, которым необходимо руководствоваться при
проектировании охлаждающих систем и расчете усушки
неупакованных продуктов при хранении, сводится к следующему.
Усушка пищевых продуктов зависит от количества теплоты,
поступающей к хранимому грузу, способа его отвода и температуры
хранения. Отсюда вытекают выводы по взаимосвязи параметров камеры и
усушки продукта при хранении.
На величину абсолютной усушки продукта в камере оказывают
влияние площади поверхности и конструкция охлаждающих приборов,
а также составляющие радиационного теплообмена [6, 26, 39].
Абсолютная усушка продуктов при одинаковых условиях хранения
в камере мало зависит от степени загрузки, если она изменяется в
пределах от'0,4 до 1,0 [31, 41]. Для уменьшения усушки в камерах
необходимо поддерживать низкие температуры, определяемые технико-
экономическими расчетами.
Равновесная относительная влажность воздуха в камере не
является определяющим параметром при расчете усушки и ее следует рас- *
сматривать как производную величину, зависящую от AG. Она явля- ;;
ется основной характеристикой охлаждающей системы. *
Для уменьшения усушки продуктов в процессе хранения нужно |
создавать такие системы, которые могли бы перехватывать внешние 4
168
теплопритоки на их пути к продукту любым из доступных способов
отвода теплоты.
Проектирование камер хранения холодильников начинают с
подбора условий для обеспечения нормативных значений усушки. Насчет
усушки можно вести двумя методами: но процессу увлажнения воздуха
и по процессу его осушения в воздухоохладителях. Для практических
расчетов применяют простые зависимости, вытекающие из тепловлаж-
ностного отношения, выраженного через общие теплопритоки или их
влажную составляющую <2„. Например, можно использовать
зависимость [31]
PL.- q«-4 . (V.3)
где I — коэффициент влаговыпадения; ал, ак — соответственно
лучистый и конвективный коэффициенты теплоотдачи, a Q — полное
количество теплоты, отводимой приборами охлаждения, или такую
зависимость [41]:
(V.4)
Для нестационарных тепловлажностных процессов ассимиляции
влаги воздухом предложена зависимость
<2вл =
(V.5)
где еб — безразмерное отношение тепловлажностных характеристик
процесса.
tl работах 18, 31, 39, 41] аргументированно выделены области
справедливости перечисленных соотношений, причем именно
выделение QM из общих теплопритоков Q = Qcyx + Q™ является
общепринятым подходом к расчету величины усушки AG по (V.3), (V.4), (V.5).
При переходе от QBn к AG используется множитель г (Q, равный
теплоте испарения или сублимации влаги, вычисленной для некоторой
средней температуры воздуха tcp. Множителем между величиной
теплопритоков Q к воздуху и массой AG [16], выделившейся или усвоенной
им влаги, является тепловлажностное отношение е,, трактуемое как
е-процесса при op = const = 1 и зависящее только от средней
температуры воздуха, участвующего в процессе:
AO-f . (V.6)
Зависимости (V.3...V.5), с одной стороны, и (V.6), с другой,
предлагают различный подход к расчету тепловлажностных процессов,
протекающих в камерах холодильников.
Зычисление величины AG производят на основе термодинамического
анализа процессов тепломассообмена влажного воздуха с продуктом
или прибором охлаждения в камерах холодильников.
Энтальпия i влажного воздуха зависит от трех независимых
переменных: барометрического давления р, температуры t, относительной
169

влажности ф; либо р, t и влагосодержания d; либо от других возможных
сочетаний этих величин.
Если исходить из выражения для i в виде
i = ccj + (ro + cnt)d, (V.7)
где г0 — теплота испарения или сублимации паров воды при О °С, а
сс.в и сп — соответственно удельные теплоемкости сухого воздуха и
паров воды, то приращение энтальпий воздуха At в процессе его
тепломассообмена может быть представлено как (р = const)
Здесь тепловлажностное отношение (-з4-] ф = const следует
обозначить как 8Ф и оно равно
ФР
(V'8)
где р" (t) — давление насыщенного пара воды; RC.B и /?п — газовые
постоянные соответственно для сухого воздуха и паров воды.
Величина (-j-\ всегда отрицательна и определяется соотношением
\ ™ Id
1 dt
I СВ
<рр" 1
-ФР" J
Формально вф совпадает с et формулы (V.6), однако, в отличие от
fy, величина еф существенно зависит как от At, так и от ф [421. Для теп-
ловлажностного отношения е =« At/Ad в произвольном процессе из
(V.8) получаем
Поскольку /-j—j по абсолютной величине порядка 10...20, а
отношение Дф/Д^ в различных процессах может принимать значения от
— оо до -[- °° в зависимости от величины и знака Дф и Ad,
тепловлажностное отношение 8 произвольного процесса может отличаться от еф в
несколько раз как в сторону меньших, так и в сторону больших
значений. Поэтому использование соотношения (V.6) для целей расчета
AG может быть рекомендовано только для узкого класса тепловлаж-
ностных процессов, протекающих при ф = 0,98...1,0, что характерно
для фруктохранилищ, где температурно-влажностные поля воздуха
в штабеле, в условиях, близких к его естественной конвекции,
формируются за счет внутренних источников теплоты и влаги продукта.
Расчет е по формуле (V.9) требует знания величин Дф с точностью,
как минимум, до трехзначной цифры, что весьма затруднительно.
Поэтому можно воспользоваться зависимостью (V.7), из которой вытекает
170
для А? соотношение
>•- (-!-),*«+D)/' -'»¦
где См = ссл + Cnd. Отсюда получаем
Ad= "'У , AG = ^
(V.10)
(VII)
где tn' — количество (масса) воздуха, участвующего в процессе, кг.
В отличие от (V.9) в формуле (V.10) член СвлД* имеет четкий
физический смысл, определяемый как «сухая» часть теплопритоков.
Поскольку At с требуемой точностью определить легче, чем Дф, формула
(V. 10) предпочтительнее, чем (V.9), тем более что она допускает
возможность выделения «влажной» части QBn общих теплопритоков (QM «=
= Q — Qcyx). Важные для практических расчетов выводы связаны в
(V.11) с возможностью полуэмпирического расчета соотношений доле»
Qcyx и фвл в общем значении Q.
В связи с изложенным при расчете усушки предпочтительнее
зависимости (V.3), (V.4), (V.5), но и в этом случае точность вычисления
AG связана с определением соотношений «сухого» QCyx и «влажного*
Q Q
р у y
количества теплоты в общем теплопритоке Q к воздуху
Q/Q,
сух
— 1
(V.12)
"сух
Величину |d можно назвать «коэффициентом влагопереноса», а его
физический смысл вытекает из соотношения
1
'Е
?<*==
(V.13)
где п' — количество единиц «сухих» долей теплоты, приходящихся на
одну «влажную» в общем теплопритоке. С другой стороны, величина
?d является масштабным множителем между тепловлажностным
отношением е процесса и теплотой испарения
(V.14)
JL\
д<р )d
т. е. ?d зависит как от t, так и от ф.
Из (V.12)...(V.14) получаем количество воздуха G,, который
переносит 1 кг влаги
где At — изменение температуры воздуха в процессе. При этом —кг-
теплоты выступает в качестве значения AG, приходящегося на единицу
коэффициента влагопереноса (%а — п'), если воздух в количестве
теплоты воспринял 1 кДж, «влажного» теплопритока. Отсюда
ф
171

вывод о том, что
ве= L - 1
характеризует
транспортиро-
зависимости от
относительной
-20 0 20
Рис. V.3. График зависимости 1/?д
от температуры и влажности воздуха
можно сделать
личина п = bd
способность воздуха
вать водяной пар в
аго температуры и
влажности ф.
Величина \/%d определяет долю
общего теплопритока, затраченного на
испарение воды или сублимацию льда
из продукта, либо долю теплоты,
переданной прибором охлаждения
влажным теплообменом
Значение ?d необходимо
определять в зависимости от процесса
обработки воздуха. При увлажнении
воздуха, когда он ассимилирует
испарившуюся влагу,
определяющей температурой, по которой
находят значение ?d, является
температура по мокрому термометру. Для
процессов осушения воздуха, когда на охлаждающей поверхности
выделяется влага, определяющей является температура точки росы.
Зависимость AG = —=—рэ (V. 15) является общей для указанных процес-
сов. B(V.15)ep.9 — коэффициент радиационной эффективности,
показывающий, какая доля теплоты отводится радиационным теплообменом.
В табл. V.1 и на рис. V.3 приведены значения \l\d для наиболее часто
встречающихся температур и относительной влажности. Причем зна,-
чение ф в большей степени характеризует систему охлаждения, чем
процесс усушки.
С учетом \й при ерэ = О получены и представлены в табл. V.2 зна-
AG 1
чения -гт- = , , которые сравниваются с экспериментальными
данными D2). Хорошее согласование расчетных и экспериментальных
результатов еще раз свидетельствует о правильном описании AG
формулами (V.4), (V.5), (V.11)
V. 1. Значение 1/gd в зависимости от температуры и
относительной влажности воздуха в камере
= 0.95
5
о
—0
—5
—10
—15
—20
—25
—30
0,4?
0,39
0,45
0,36
0,27
0,20
0,14
0,093
0,060
0,45
0,37
0,43
0,34
0,26
0,19
0,135
0,090
0,057
0,44
0,36
0,42
0,33
0,25
0,18
0,13
0,084
0,054
172
V.2. Сравнение расчетных и экспериментальных данных по определению удельной
усушки, отнесенной к единице теплоты, поступающей в камеру
Единица
Значение
Расчетные данные при
i
о
II
6?
о»
о
II
е-
(ДО/Q)
10»)кг/кДж. A0» кг/ккал,
Экспериментальные данные охлаждения
батарейного
воздушного
-10 кг/кДж 9,45 9,Ю 8,75
кг/ккал 0,396 0,381 • 0,366 •¦
0,27...0,26
0,35
сравнивают с (*) при сравнивают с (**)
ерэ = 0,317,
0,381 A — 0,317) =
—20 кг/кДж 4,86 4,68
кг/ккал 0,204 0,196
4,50
0,189 ¦•
ср.э —' '
0,381 A
= 0,26
ПРИ 8р.э = 0
0,14 0,2
эксперимент прове- эксперимент про-
ден при /к= —18 °С; 'веден при 1К =
ер.э= 0,329; перс- = —18 "С, сра-
счет (*) на данные внивают с (**)
условия 0,196 A —
— 0,329) = 0,132
Общим правилом расчета AG для камер хранения является
необходимость учета радиационной эффективности системы охлаждения, а
также направления процесса изменения состояния воздуха
(увлажнение или осушение). Например, если AG рассчитывается по
массе выпавшего инея, то %d вычисляется по температуре точки росы
/р, соответствующей средней температуре воздуха в аппарате. Если
AG рассчитывается по количеству испарившейся из продукта влаги,
то \d определяют по tM, соответствующей параметрам воздуха в начале
процесса.
В табл. V.3 приведены результаты расчетов AG и ее сравнение с
экспериментальными данными для камеры емкостью 800 тс воздушным
охлаждением. Условия работы камеры характеризуются: tK — 17,8 °С,
V.3. Сравнение результатов расчета AG по (V. 15) с экспериментальными данными
Наныено-
Мас-
са, т
Теплоприто-
ки, кДж
II
её
Усушка за 1776 ч (III кв.)
I
по норме

фактичерасчетная, кг
3
if
Говядина 650 134080 80000 0.9 0.074 0.125 5976 0,747
Говядина
<контроль) 40,269 — jm~ .0,9 — — 370,2 0.919
— 6129 6180
0,945 379,7 382.26
17Э

<р = 0,86...0,9; температура в техническом этаже ?к = —19,5 *С, ф =
= 0,9. Тепловая нагрузка на камеру была 134 080 кДж, из них Q9Jl =.
= 54 000 кДж теплоты поступило от электродвигателей вентиляторов.
Вентиляторы расположены до воздухоохладителя. Расчетные и
экспериментальные данные хорошо согласуются между собой.
V.3. Расчет типового многоэтажного
распределительного холодильника
Размеры проектируемого холодильника зависят от его условной
емкости, которая может быть задана или определена в процессе
расчетов.
Исходным документом для таких расчетов является таблица
грузооборота. В ней по каждому месяцу года указаны поступление и
выпуск груза. Количество одновременно хранящихся грузов указывают
в тоннах условного груза (мороженое мясо I категории стандартной
разделки — 0,35 т продуктов на 1 м3 объема). Расчетную условную
вместимость холодильника определяют по загруженности холодильника
в определенный месяц наибольшим количеством одновременно
хранящихся грузов.
Поступление и выпуск грузов определяют по величине
коэффициента В, показывающего, сколько раз в течение года весь объем
холодильника заполнялся новыми грузами. Для распределительных
холодильников оборачиваемость В = 5...6 A/год); для '
производственных В = 10... 15 A/год). Полученную расчетную условную вместимость
холодильника рекомендуют округлять до типовой, тогда стоимость
проектных работ и строительства холодильника будет ниже.
Для расчета выберем холодильник емкостью 10 000 т,
четырехэтажный, с подвалом и воздушной системой охлаждения.
Исходные данные.
Согласно рекомендуемым технологическим данным, температура в камерах:
охлажденных рузов 0...—5 °С
Хранения мороженых грузов —18 °С
универсальных 0...—18 °О
камерных морозилках —30 °С.
Исходя из общей вместимости холодильника (табл. V.4) рассчитываем грузовой
объем камер. Суточная производительность морозилок при продолжительности
цикла замораживания 24 ч — 75 т/сут.
Общая вместимость холодильника (приведенная к мороженому мясу) — 10 200 т.
Суточное поступление грузов в холодильник — 254 т, на замораживание —
75 т/сут, в камеры хранения — 179 т/сут.
Суточная выдача грузов с холодильника 300 т/сут. Камерные морозилки, а
также камеры хранения охлажденного мяса в условную вместимость не входят.
Расчет. Определим площади зтажей и проведем их планировку. В современных
холодильниках удельная нагрузка на 1 ма пола доходит до 1500...2000 кг/м2.
Отношение грузовой площади к строительной (PF) для камер средней величины
50...300 м2 принимают 0,75...0,8. Определим строительную площадь камер подвала.
F
Задаемся удельной нагрузкой gp = 1300'кг/м* и отношением PF = -^?-=0,76.
стр
174
V.4. Распределение вместимости холодильника, т, по этажам
Этажи
Подвал
I
II
III
IV
Всего по
холодильнику (т/%)
Охлажденные
грузы
2040
—
Мороженые
Грузы
__
900
2450
2510
Камеры с
универсальным режимом
950
1350
—
2040/20
6860/57,5
2300/22,5
Тогда
стр
2040
1,3 • 0,75
= 2092 м*.
Зная строительную площадь камер с учетом площади вестибюлей, проходов,
шахт, лестничных клеток, подъемников, составим планировку подвала. На площади
камер определим их грузовую вместимость.
Определим площади камер I этажа. Учитывая, что морозильные камеры 1 этажа
оборудованы подвесными путями, принимаем удельную нагрузку для этих камер
250 кг/м2, а отношение Рр = 'р ¦ = 0,75;
стр
75
стр.мор 025 • 0,75
=400 м*.
Для камеры охлажденного мяса вместимостью 20 т, которая также оборудована
подвесными путями, расчет аналогичен:
Frn
gp — 250 кг/м2, -р^- = 0,75;
^стр
20
107 м*.
стр.охл 025 • 0,75
В загрузочно-разгрузочных камерах вместимостью 10 т примем gp ¦= 70 кг/м*
,- 4^=0,75;
стр
10
= 190 м*.
стр 0,07 • 0,75
Вместимость экспедиции — 90 т. Удельная нагрузка ее занижена из-за
постоянного перемещения грузов
gp = 400 кг/м2;
90
гр
стр
= 281
= 0,8;
•СТР.9КС 0,4-0,8
Вместимость универсальных камер I этажа примем 860 те
F_
gF «- 1300 кг/м2;
0,85»
•строга-1>3. 0,85
Общая потребная строительная площадь камер I этажа
F«р = 400 + 107 + 190 + 281 + 778 = 1756 мя, округлим до 1760
175

гих
II етаж:
с учетом проходов, вестибюлей, шахт и дру-
I этажа. Расчеты по этажам аналогичны.
gp = 1350 кг/М»; p
2250
'стр:
0,85;
1,35-0,85 =
На III и IV этажах удельная нагрузка увеличивается, так как повышается
грузовая высота.
III этаж:
fr-1450Kr/ii«;
стр
0,85;
1,45 • 0,85
округляем до 1990 м2.
IV этаж:
1500 кг/м»;
2510
стр 1,5-0,85
-Г^=гО,85;
гстр
1968 м»;
округляем до 1970 м*.
Грузовую или строительную площадь можно определить также по формуле
frp = «^стр -№ + кл + д (с + мл,
где а — коэффициент, учитывающий проезды и проходы (в среднем 0,9), а — сторона
колонны; п — число внутренних колонн; К, М — величина отступа штабеля с грузом
от стены или батареи — 0,3 м; Л — общая длина стен в камере, не занятых
батареями, м; С — величина отступа батареи от стены, включая место, занятое самой
пристенной батареей, м; д — общая длина пристенных батарей, м.
Проходы предусматриваются в камерах с грузовой площадью свыше 100 м3.
Ширина проездов — 1,2 м; ишрина преходов — 0,4 м.
Грузовую высоту определяют от поверхности пола до верха штабеля,
уложенного так, чтобы расстояние между потолком ^или нижней поверхностью потолочных
батарей) и верхом штабеля составляло 0,2 м. При наличии воздушных коробов,
потолочных балок и ребристых перекрытий расстояние определяют между верхом штабеля
и нижней поверхностью выступающих частей.
Зная строительную конструкцию холодильника и планы отдельных этажей,
можно составить общую характеристику камер. Затем следует определить тепловую
нагрузку для расчета оборудования холодильных камер.
Примем расчетную температуру наружного поздуха для средней полосы страны
'нар ~ ^ "С- Расчетную зимнюю температуру наружного воздуха определяют по
среднемесячной температуре самого холодного месяца.
Расчетные разности температур для внутренних ограждений, отделяющих
охлаждаемые помещения от пеохлаждаыиых (тамбуры, коридоры, вестибюли, подвалы),
принимают в определенных процентах or расчетной разности для наружных стен:
а) для стен и перегородок, отделяющих охлаждаемые помещения от неохлаждае-
иых, сообщающихся * наружным ючдухом (тамбуры, вестибюли и др.),— 70 %.
б) для помещений, не сообщающихся с наружным воздухом,— 60 %;
' в) для полов, расположенных над неохлаждаемыми подвалами без окон,— 50 %,
над подвалами с окнами — 60 %.
176
20000
Шмера N05
Охлажденные g!
грузы °
j камера N04
i+ + +
[Охлажденные грузы
! *- о°/-3°
1+ + +
ЛК.
HLJL
+ + + I +
Камера N03
+ + + . +
Охлажденные грузы
Камера N01 jj
ч- + + +1]
Охлажденные грузы •
t-оу-з' ..
+и
Камера N0Z •
+ + + +i
Охлажденные ¦ грузы \
f- оу-з" \
+ +
63300
Рис. V.4. План ползала
Расчетная относительная влажность наружного воздуха принимается: для
летнего периода — среднемесячная самого жаркого месяца в 13 ч; для зимнего периода •—
среднемесячная самого холодного месяца в 7 ч.
Значения расчетных температур и влажности воздуха выбирают для отдельных
пунктов СССР. Для средней зоны СССР расчетная относительная влажность.воздуха
<Рнар=70%-
Теплопритоки для камеры № 05 подвального этажа (рис. V.4):
расчетная температура /к = —3 °С; пол и стены этой камеры находятся в
грунте. Площадь поверхности пола
Fa =х 19 • 20 = 380 м2.
площадь поверхности стен, расположенных в грунте, при высоте камеры 4,5 м
площадь поверхности стены, обращенной к вестибюлю,
F = 9 .
5 = 40 м2
Теплопритоки через стены, обращенные к камерам № 03 и №04, не учитываются.
Для предохранения грунтов у основания холодильника от промораживания под всем
охлаждаемым складом на отметке заложения фундаментов можно предусмотреть
электроподогрев. Его можно не устраивать при низком уровне грунтовых вод,
если основанием для фундаментов и полов холодильника будут служить сухие непу-
чистые грунты (песчаные, скальные и крупноблочные). Термическое сопротивление
такого основания должно быть менее 1,7 м2 • К/Вт.
Основной изоляционный материал — минеральная пробка М-350 и пенобетон
(газобетон) с объемной массой 400 кг/м».
Поверхности, изолированные сгораемыми изоляционными материалами,
разделяем пенобетонными поясами на зоны в соответствии с противопожарными нормами.
Конструкция пола подвальных камер (в разрезе сверху вниз): асфальт — 40 мм;
бетонная подготовка — 150 мм; плотно утрамбованный песчаный грунт влажностью
не более 10 %—-1500 мм; бетонная подготовка — 150 мм (возможно с
электронагревателями); гидроизоляция (два слоя гидроизола на горячей битумной мастике) —
10 мм; цементная стяжка по утрамбованному со щебнем грунту — 20 мм.
177

Определим термический коэффициент сопротивления пола. Нулевая изотерма
проходит непосредственно под конструкцией пола, следовательно, общее
сопротивление теплопередаче состоит из термического сопротивления конструкции пола и
сопротивления его поверхности
6,
асф
бб
Подставив числовые значения, получим
0,04 0,15 1,5
0,698
1,280
+
"гидр
гидр
0,15
_1_
а,
0,01
0,326 *" 1,280 ^ 0,232
~
где а2 — коэффициент теплоотдачи при свободной конвекции воздуха.
Те
Теплопритоки через пол
«пола
FtK = 380 • 5
5,143
369,4 Вт,
где /к — температура воздуха камеры (берется с обратным знаком). Принимаем
370 Вт.
Конструкция стен, расположенных в грунте (от грунта внутрь):
битумная промазка — 5 мм
защитная стенка — V2 кирпича
панельная стенка — 400 мм
пенобетон — 250 мм
штукатурка — 10 мм.
Коэффициент термического сопротивления
Яо„. - ¦
ббит ^ Д
1 Г
0,005 0,125
"Т*
0,4
кирп
'кирп "пан
, 0,25 , 0,01
, fin/6
"Г 5 ¦+¦
+ ¦
j. 0,407 ^ 0,815 п 1,396 ^ 0,233 п 1,163
Примем среднюю температуру грунта равной
'н + 'пола
К)/ВТ'
t
= 10 °С.
*<Ч> 2
Теплопритоки через стены, находящиеся в грунте,
1
Ост'
(tCp - W =
175 [10 - (- 3)] = 1378,8 Вт.
Термическое сопротивление стены, обращенной к вестибюлю:
1
"мин.пр
+ ¦
"корп
0,02
0,015
"Ыин.пр "корп
0,25 , 0,01 . 1
L.+J-
«1 ¦«•
0,0815 ^ 0,815
¦ Теплопритоки через эту стену
¦FA/
1
2,46
40 {0,6 [28 — (— 3)]} = 302,4 Вт.
/?О СТ.В
Теплопритоки через потолок не рассчитывают, так как над камерой № 05
расположена универсальная камера; не будет и дополнительных тейлопритоков от
солнечной радиации.
Согласно рекомендациям СНиП, поступление мяса в камеры хранения
вместимостью более 200 т составляет 6 % в сутки от ее вместимости, следовательно, для
камеры № 05 суточное поступление охлажденного мяса составит —щ— = 24 т/сут,
Считаем, что мясо поступает недоохлажденным. При расчетной температуре хране-
ния—з°С « соедней разности энтальпий, равной 21 кДж/кг, теплоприток от продук-
~"""m fivovflHHa по 4 слоям гидроизола на го-
-г^итшчка тол-
Считаем, ч1и »., .
ния—3°С их средней разности энтальпии, уавп^.. _.
та составит один слой пластифицированного бурулина по 4 слоям гидроиэила .... ._
рячей битумной мастике общей толщиной 40 мм; холодная битумная грунтовка
толщиной 10 мм; армобетонная стяжка из бетона М-200, армированная сеткой 0 4 мм,
толщиной 100 мм; пенобетон (толщина переменная) от 80 до 520 мм; минеральная
пробка переменной толщины — от 100 до 250 мм (переменная толщина с целью
создания уклонов для стока ливневых вод); сборное железобетонное покрытие — 150 мм.
Конструкция стены: железобетонная панель — 380 мм; гидроизоляция: один
слой гидроизола на горячем битуме — 5 мм; минеральная пробка — 250 мм;
асбоцементная штукатурка по металлической сетке— 15 мм.
Определим площадь стен и покрытия.
Площадь крыши FKp = 39 • 21 = 820 ма.
Примем, что холодильник длинными сторонами обращен к северу и югу, а
короткими — к востоку и западу. Длинная сторона камеры № 44 обращена на запад,
а две другие, одинаковые по площади,— к северу и югу.
Рассчитаем площадь стен:
- f cT.ce. = 4>8 • 21 =¦ 100>8 **>
4,8 • 39 = 187,2 м2.
Определим эксплуатационные теплопритоки:
Освещение. Мощность освещения в камере № 05 составляет 1,53 кВт. Принимаем
одновременности включения лампочек 0,35. Тогда
„??Ь,.я»»Р»к»~™ -_~1В0. 035_535.6 В,
Q =• Nu
п =» 1700 • 0,7 =-1190 Вт.
М „а1м* различных камер 135. табл. 28].
). 3,5-1330 Вт.
, ра-
Таким образом, общие «ритоки в камере
К, 05
1330-Ю161.8 Вт
m в
коэффициент теплоотдачи потолка
а
179
178

+ +
Камера W44
+ + + +
Пороженые грузы
t'l8*
+ ¦*¦'"¦ %'.'. ¦ +
+ +¦
Камера #43
у + + +
Мороженые грузы
t-18'
+ ¦+ +¦
Камера А/4/
+ + +
Пороженые грузы
Камера N42
+ + +
Пороженые грузы
t--t&
63300
Рис. V.5. План IV этажа
, Определим коэффициент теплопередачи для стен камеры:
kKp = — = = :
ан
¦ + ¦
б
асб
^асб
"гидр
^гидр
^бит | ^бет
вбит
в..
лп/б
1
J 0,05 0,04 0,01 0,1
23 + 1,05 + 0,41 + +
0,3
0,41 ' 1,28 ^ 0,173
= 0,24 Вт/(м*. К);
1
0,175 0,15
0,1 + 1,51
«н
.
X Л А
гидр . "мин.пр |^ "шт 1^ 1
'Уидр Лмин.пр Лшт
1
0,005 0,25 0,015
авн.
0,278 Вт/(м» • К).
23 ^ 1.4 ' 0,41 ' 0,08 ' 1,05 ^ 8
В камеру № 44 будет поступать также теплота из вестибюлей. Общая площадь
поверхности такой часта внутренней стены
Fbh= 18-4,8 = 86 ма.
Конструкция внутренней стены: кирпичная стена толщиной 250 мм;
гидроизоляционный слой толщиной 5 мм; минеральная пробка толщиной 200 мм;
асбоцементная штукатурка по металлической сетке — 15 мм;
1
1
j
(
1 , 0.25 ¦ 0-005 , О-2
Т+"оЖ + ^Ш~ + "оЖ
«и
0,31 Вт/(м* • К).
Полученное значение соответствует рекомендуемому.
Теплопритоки:
а) через крышу (наружная расчетная температура 28 °Q
F С *) О2* • 820 [28 - (- 18I = 9052.8 Вт:
KP p
б) через наружные стены
Рст.нар = fecr (FCT V* - ^к) = 0,278 • 388,8 [28 - (- 18I = 4972 Вт;
в) через внутренние стены
Qct.bh = Wст 10,6 (/н - У1 = 0,31 • 86 @,6 [28 - (- 18)]} = 1226,4 Вт. ,,
При отсутствии защитных устройств количество теплоты от солнечной радиации
определяется по формуле
где k ¦— коэффициент теплопередачи ограждающей конструкции, Вт/(м2 • К);
F— площадь поверхности ограждения, подвергшаяся облучению солнцем, м2; Д/с —
избыточная разность температур, характеризующая в летнее время действие
солнечной радиации [35, табл. 21].
Количество теплоты от радиации, проникающей через крышу,
Q?p = 0,24 • 820 • 14,9 == 2932,3 Вт.
Количество теплоты от солнечной радиации для стены, обращенной на запад,
Qcx.aan _ 0278 . 187,2 • 11,7 = 608,9 Вт.
Определим суточное поступление продукта в камеру Na 44, которое должно
составлять б % от вмзстимэсти камэры, равной 10Э0 т/сут:
6-1090 ., . '
100 -№,4 т/сут.
Если предположить, что мясо поступает в камеру с температурой, равной—10 °С,
то теплоприток от домораживания составит
п 25,6 ¦ 1(У ¦ 65 400 .Qo7RR
Q» = 24-3600 = 19378 ВТ-
Эксплуатационные теплопритоки. Освещение. Мощность освещения в камере
№ 44 — 3 кВт. Коэффициент одновременности включения лампочек — 0,35, тогда
З = 3 • О35 • 10* = 1050 Вт-
Пребывание людей
0я
= 3 • 0,35 • 103 =
350 п" = 350 • 4= Н00 Вт,
QftB = 2,3 • 790 = 1817 Вт.
Тепловых потерь на работу электродвигателя в камере № 44 не будет.
Общий расход холода камеры № 44
• QkP + °-ст.нар + Qct.bh
вить еще теплоприток (
w = 9052,8 + 4972 + 1226,4
"+ 19378 + 1050 + 1400 + »17 = 42441,8 Вт.
181
180

Расчеты теплопритоков остальных камер холодильника аналогичны расчетам
камер № 05 и 44.
Для подбора оборудования машинного отделения тепловую нагрузку на
холодильную установку определяют по двум вариантам работы холодильника —
летнему и осеннему.
Леший режим характеризуется увеличением количества поступающих на
хранение охлажденных грузов и соответственно уменьшением замораживаемого мяса.
Осенний — поступлением на холодильник большого количества мяса и мороженых
грузов и уменьшением поступления охлажденных грузов.
Задаемся (согласно нормам) суточным поступлением мяса в каждую камеру
и примем:
для летнего варианта
максимальное поступление охлажденных грузов — 300 т/сут; максимальное
поступление мороженых грузов — 290 т/сут; производительность морозилок — 30 т/сут{
для осеннего варианта
максимальное поступление охлажденных грузов — 250 т/сут; максимальное
поступление мороженых грузов—310 т/сут; производительность морозилок —
75 т/сут.
Учитывая теплопритокн через наружные ограждения, эксплуатационные
расходы и термическую обработку, а также потери в аммиачной сети, определяют расход
холода для летнего и осеннего вариантов при разных температурах испарения;
—12; —28; —40 °С. Все машины и аппараты подбирают из расчета максимальной
тепловой нагрузки.
Основное оборудование холодильной установки принимают в зависимости от
температурных условий. Для данного расчета: температура конденсации аммиака —30°С;
температура переохлаждения аммиака в водяном переохладителе—20 °С; температура
испарения аммиака —12; —28; —40 °С.
Пользуясь данными расчета теплопритоков, определим конструктивные
характеристики некоторых элементов холодильной установки.
Аммиачный трубопровод. Рассчитаем диаметр всасывающего трубопровода от
циркуляционного ресивера до компрессора, работающего при температуре испарения
/0 = —28 °С. Согласно схеме, общая длина трубопровода / = 50 м. Холодопроизводи-
тельность Qo = 302 000 Вт. Для принятых нами условий qa = 1128 кДж/кг. Примем
диаметр всасывающего трубопровода равным 150 мм. Расход аммиака
Определим скорость движения паров аммиака
0,268
13,35 м/с.
Для расчета примем скорость Wa = 15 м/с (с учетом возможного загрязнения
и, следовательно, уменьшения диаметра трубы). Плотность паров аммиака при /0 =
= —28 °С, р" = 1,136 кг/м3. Во всасывающем трубопроводе между испарителем
(отделителем жидкости) и компрессором допускается падение давления Ар = 5,9 кПа,
соответствующее понижению температуры кипения до 1 "С (для аммиачных
установок). Потерю давления в трубопроводе определяем по формуле
[23J, /-длина трубо-
182
Принимаем /SKB •» 120 м Л
Падение давления в трубопроводе
Др = 0,025
50 + 120
0,15
1,136
15»
. 3,6 • 103 Па.
Рассчитанное значение Др близко к допустимому, следовательно, веданный
диаметр трубы подобран правильно.
Допустимая скорость движения пара во всасывающем трубопроводе — 10...
20 м/с, а в циркуляционном ресивере она должна снизиться до 0,7...0,8 м/с.
Жидкий аммиак из отделителя жидкости попадает в ресивер самотеком, поэтому
скорость жидкости в отводящем ее трубопроводе должна быть принята возможно
меньшей (не более 0,25 м/с), чтобы не вызвать увеличения гидравлических
сопротивлений. Скорость движения жидкости в трубопроводе, питающем ресивер и батареи,
может быть принята до 1 м/с.
Жидкий хладагент, поступающий из конденсатора, переохлаждается. В
результате этого понижается температура хладагента перед регулирующим вентилем, что
приводит к уменьшению парообразования при дросселировании.
Конденсатор. Определим теплоту конденсации при разных режимах работы
холодильной установки.
Расход аммиака при температуре кипения t0 «¦ —40 °С, a Q01 ™ 278 400 Вт;
Теплота конденсации хладагента установок, работающих при /𠫦 —40 "Q,
QKl = QrfKl; QKl = 0,252 B095 — 565) =• 385,6 кВт.
Расход аммиака при t0 «• —28 "С и Qoa =- 301 600 Вт
301600
¦ 0,287 mrfo.
Ят A567 — 519) • 10»
Теплота конденсации хладагента установок, работающих при tt ¦¦ —S8 "С,
Qk2 - G,9k2 - 0,288 A969 — 565) - 404,3 кВт,
Расход аммиака при *0 -» —12 'С и Qro =• 220 400 Вт
220 400
О - Qo3 -
103
— 0,192 кг/о.
A668 — 519)
Теплота конденсации хладагента установок, работающих при <j ¦
Qk3 = GtfK3 = 0,192 A877 — 565) = 252,0 кВт.
Общая нагрузка на конденсатор
—12 в0,
QK = 385,6 + 404,3 + 252 — 1042,9 кВт.
Для кожухотрубных конденсаторов плотность теплового потока ^jr "¦ 4060.,,
5200 Вт/м2 при средней разности между температурой воды и температурой
аммиака Atm = 4...6 °С. Площадь поверхности конденсаторов
р QK 1042900
4060
• = 256,9 ма.
Выбираем два кожухотрубных конденсатора ИКГ-160 площадью поверхности
по 160 м2.
Расход жидкого хладагента в системе охлаждения. Для расчета принимаем
среднее заполнение батарей 30 % и ведем его отдельно для каждого вида батареи.
183

Пристенные батареи:
а) длина шланга — 24,3 м (камера № 15).
При начальном заполнении 30 % Л„!= 17 мм. Температура аммиака /„ =—28 °О.
Кинематическая вязкость va = 0,345 м2/с, воды — vB = 1,006 м*/с.
Критическая длина шланга для аммиака
1.006
'-кр.а
L
= 437 м;
кр.в
-кр.в-^ 0^345
¦¦ 3000d = 3000 • 0,050 = 150 м,
где d— внутренний диаметр труб батарей.
Расход аммиака
10~V
3600
где р' — плотность жидкого аммиака при /0 = —28 °С;
р' = 675,16 кг/м»; R
1>96
156,8 • 10~
12,5 • 10Г3
Тогда
" :О1 = A000 ¦ 12,5 • 10~3H-77 Г/^Я- 437^ в0-05- 24,з1 X
у (\ _ Л*?\ 0.017 / 0,345 \ш/» 675,16 ¦ Ю =
\ 437 / 0,050 \ 1,006/ 3600
б) длина шланга — 35 м (камеры № 21, 22, 31, 32, 33).
Расход аммиака
Gt = 7 A90 - 35) 0,92 ¦ 0,34 • 0,49 675'^10 = 0,03113 кг/с.
Для камер № 41,42,43 расход аммиака будет в 2 раза больше, так как в батареях
имеются два ввода, т. е.
°2общ = °'03113 • 2 = 0,06226 кг/с.
в) длина шланга — 73 м (камеры № 34, 44)
Расход аммиака
03 = 7 A90 — 73) 0,83 • 0,34 • 0,49 675>!,<L.10 = 0,216 кг/с.
В камере № 34 батарея имеет один ввод, поэтому С3общ = 0,0216 кг/с. Для
камеры JVs 44, где в батареях два ввода, расход аммиака также увеличится вдвое, т. е.
°3общ = °'0216 * 2 = °>0432 кг/с-
Потолочные батареи. Длину шланга принимаем в 2 раза больше, чем длину
батареи, так как аммиак подводят через один трубопровод, и горизонтальное колено под
углом 180° практически не влияет на характер движения аммиака. Длина шланга
27,3 • 2 » 55 м (камера № 15).
^jfL10^ 0,0263 кг/о.
04 => A90 - 55) 0,88 • 0,34 • 0,49 ^
В батарее три ввода, расход аммиака в батарее равен
°4общ = 0.0263 • 3 = 0,0789 кг/с.
Длина шланга 15,3 ¦ 2 « 31 м (камеры № 17, 18, 21, 22, 23, 24, 25, 31, 32, 33.
ii, 43);
О5 = 7 A90 —31H,93 • 0,34 • 0,49 • 0,1875 • 10~3 =0,031875 кг/с.
В каждой батарее — девять вводов. Общий расход аммиака в батарее-
°5общ = 0,031875 • 9 = 0,2869 кг/с.
Длина шланга 33,3 • 2 = 67 м (камеры № 34, 44):
Ge = 7 A90 — 67) 0,85 • 0,34 • 0,49 • 0,1875 • Ю
В каждой батарее четыре ввода
сбобщ = О-0225 • * = 0,09 кг/с.
Расход аммиака по отдельным камерам:
= 0,0225 кг/с.
Камера №
15
21
22
31
32
33
34
41
42
43
44
17
18
23
24
25
0,03467 +
0,03113 +
0,03113 +
0,03113 +
0,03113 +
0,03113 +
0,0216 "
0,0623
0,0623
0,0623
0,0432
Расход аммиака, talc
0,0789= 0,1136 кг/с
0,2869 = 0,318 кг/с
0,2869 = 0,318 кг/с
0,2869 = 0,318 кг/с
0,2869 = 0,318 кг/с
0,2869= 0,318 кг/с
0,09 ==0,116 кг/с
0,2869 = 0,349 кг/с
0,2869 = 0,349 кг/с
0 2869 = 0,349 кг/с
0,09 = 0,1332 кг/с
0,2869 кг/с
0,2869 кг/с
0,2869 кг/с
0,2869 кг/с
0,2869 кг/с
общий расход аммиака на насосную часть камер хранения мороженых грузов
"аобш,'
4,425 кг/с.
184
V.4. Расчет температурного и влажностного режимов
камер хранения с различными системами охлаждения
Методика расчета эксплуатационных параметров камер хранения позволяет
Определить эффективность применения различных систем охлаждения.
В качестве примера рассмотрим одну из камер хранения мороженого мяса
распределительного холодильника, оборудованную: ребристыми батареями, панельной
системой охлаждения и теплозащитной рубашкой.
Расчет камеры хранения с оребренными батареями. Определить
эксплуатационные параметры камеры (температуру, относительную влажность воздуха и усушку
продуктов).
Задана камера, оборудованная пристенными оребренными батареями, общая
площадь поверхности батарей F6aT = 750 м2; температура кипения хладагента t0 =
= —30 °С; температура наружного воздуха fH = 28 °С. Температура воздуха в
камере tK = —20 °С.
Расчетная площадь теплоограждающей конструкции камеры
к = кр т~ 'ст.сев + *ст.зап ~^~ *ст.юж "+" ва*
FK = 820 + 100,8 + 187,2 + 100 + 86 = 1294 м*.
Принимаем FK— 1300 и\
185

Приведенный коэффициент теплопередачи конструкции камеры
t ст.сев ~Г ст.зап ~т~ ст.юж* ~т~ ''вн.стУв
р кр ~г
0,24 • 820 + 0,178 • 388,8 + 0,31
"° 1зб5
Внутренние теплопритоки камеры
. 0,25 Вт/(м* • К).
QBH = 19 378 + 1050 + 1400 + 1817 - 23 645 Вт.
Вместимость камеры 1090 т.
Принимаем:
внутренние дополнительные (кроме продуктов) источники влаги отсутствуют,
2wf = 0;
наружная площадь поверхности мяса, омываемая воздухом, Fnp = 300 000 м2;
приведенный коэффициент теплоотдачи от мяса воздуху (<Xi)np cp = 1,45 Вт/(м2 • К));
коэффициент теплоотдачи хладагента батарее а2 = 200 Вт/(м8 • К); воздуха
ах «= 5 Вт/(м8 ¦ К); среднее значение плотности инея рин = 200 кг/м3,
соответствующее ему значение коэффициента теплопроводности А,ин = 0,23 Вт/(м • К)!
ковффициент теплоотдачи батареи радиацией ал = 1 Вт/(ма • К);
«„.-5 мм, <ИН = -27°С, ф = 99%.
Раоч»т. Определим коэффициент влаговыпадения
0,69 - 0,32 -з 2828 - 2,1 (- 27)
«• + (-20)-(-27) 10 ПОП -1.148.
Приведенный коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха
(«i)Jp = аЛ + «л - 5 • 1,143 + 1 - 6,7 Вт/(м» . К).
Найдем аначение равновесной температуры
KKFKta + 2Q, + (Я1)'р F6aXH
0,25 • 1300 -28 + 23 645 + 6,7 ¦ 750 (— 27)
0,25- 1300 + 6,7 -750
= — 19,2 CG.
Для определения времени осаждения инея толщиной 5 мм на оребренной трубе
воспользуемся формулой С. Г. Чуклина:
где Гущ,удельная, объемная, скрытая теплота парообразования; rv= гр
- Б65 200 «Дж/м3;
565 200 ¦ 10» [ 6'1 • 0.0052 + О.ООб]
L^ • 0.23 J
т = 1/ ia о\ / O7\i . к /1 1л"а и
t(-l9,2)-(-27Tl.5(..143-l) ' " 543 208 С »'151 Ч-
Определяв* температуру на поверхности инея
< + *'<
гд*
К'
8Ин
= 46 Вт/(ма • К);
,23
tt — средняя температура ребра; задаемся tt ~ —29,5 °С;
6,7 (- 19,2) + 46 (- 29,5) _ . „
«.«,= 6,7 + 46 = --28,-2 "Ъ
Погрешность определения tm '",'-'-
[_28,2— (—27)] • 100 ^.„щ,
—^ =4,26 %.
Определим равновесную относительную влажность воздуха в камере!
+ Z^
828 ¦ 5 • 750 12828-2И (-28,2I
11 100 +( 192
828 5 750 1
Т.45-300 000- 1,01 1^0,0 +(- 19,2I
100+ B914 -0,32- 10 3) = 98i9 о/Оч
ООН . П 7 . 10"~3
Определим усушку продуктов
(U — <3) (I - 0 FбатР
ин
г(_ 19,2) - (-29.5I-A.143-1O50-200 _1>5 . lCT кг/о.
ДО„ = -1^ Ш 0,005 1 \
i |и. KRt; 9ПП . 1О3 • ¦ . Г" I
1,5 • 10~3 • 30 - 24 • 3600 - 100 = 0 35 0/
1090 • 1000
Определить температуру, относительную влажность воздуха камеры и усушку
мяса для тех же условий, но без учета осаждающегося инея.
Задаемся средней температурой ребра tp ср = —27,6 °С, температурой в камере
<к = —20 °С и относительной влажностью воздуха в камере <р = 99 %.
Коэффициент влаговыпадения
@ 654-0,3) .КГ8. 2828-2.1 (-27,9-1,1*1
Ь--! + " (-20) — (-2У.О) 1.01
187
186

Приведенный коэффициент теплоотдачи
(at)np = 5 • 1,133 + 1 = 6,67 Вт/(м* - К).
Равновесная температура воздуха в камере
0,25- 1300-28 + 23 645+6,67 • 750 (—27,6) _ .
х~ 0,25- 1300+6,67-750 ~~
Погрешность определения температуры воздуха в камере
[-20-(-19,8I- 100 _, 0,
Ио л'
Равновесная влажность
828 • 5 • 750 [2828 — 2,1 (— 27,6I
" ** 1,45 • 300 000 • 1,01 [26,6 + (— 19,8)]
100+3000- 0,396- 1Q-3
' ^ " 3000 • 0,78 - 10~3
= 3000;
98,9 %.
1 +
100
Усушка мяса
10»
о
1,133 • 565 200
Усушка за месяц
1,22- 10~3 -30-24- 3600- !00
1090 • 1000
= 0,37%.
Определить температуру, относительную влажность воздуха камеры и усушку
для условий хранения мяса, когда внутренние теплопритоки отсутствуют, SQf = 0,
а толщина инея на батареях бин = 5 мм, /ин = —27,3 С, tK = —25 °С, ф = 99 % *
Определим коэффициент влаговыпадения
0,398—0,324 - 10~3 2828 — 2,1 (—27,3)
(—25) —(—27,3)
1,01
= 1,091.
Приведенный коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха
+ 1 = 6,45 Вт/(м2 - К).
Найдем равновесную температуру воздуха
0,25 • 1300 • 28 + 6,45 - 750 (— 27,3)
¦ ti=
5 ¦ 1,091 +¦
0,25 ¦ 1300 + 6,45 • 750
Погрешность определения температуры воздуха в камере
— 23,8 °С
[—25— (—23,8I
— 25
= 4,8 '
Продолжительность осаждения инея
6,45
565 200 ¦ 10s
2 ¦ 0,23
0,005» + 0,005
[(—23,8 — (—27,3)] • 5 A,091 — 1)
Проверка температуры поверхности инея
= 1 954635 с = 543 ч.
6,55 (-23,8)+ 46 (-27,3)
6,55 + 46 =26'8 С
188
Погрешность определения температуры поверхности инея
[-27,3-(-26,8I-100
—27,3 =1.»/о.
Равновесная относительная влажность воздуха в камере
828 - 5 • 750 [2828 — 2,1 (— 27,3I _
к= 1,45- 300000- 1,01 B6,6 + (—23,8I ~~
Ф
100 + 7282 -0,324- 10 = тъ %,
1 +
7282 • 0,398 - 10
100
Усушка мяса
,8) - (- 27,3I A,091 - 1) 750 • 200 _^
/6,45 0,005 ГТ °'35 ' 10 КГ/С-
Усушка за месяц
0,35 • КУ3 - 30 • 24 • 3600 -100 „ , я.
0 1000 ==0Л%-
1090 • 1000
Для этих же условий определим усушку мяса при 6ИН = 0.
Примем /р = —27,7 °С, /к = —26 °С, <р = 99,5 %.
Коэффициент влаговыпадения
0,36 — 0,3 • 10~3 2828 — 2,1 (— 27,7) _
* + (—26) —(—27,7) ' 1,01 —».»••
Приведенный коэффициент теплоотдачи
(ai)np = 5 «1,1 Ч- 1 =6,5 Вт/(м» - К).
Равновесная температура
0,25 • 1300 • 28 + 6,5 • 750 (— 27,7)
1 ~ 0,25 • 1300 + 6,5-750 ¦ ."* ~ 24'2 °С-
Погрешность определения температуры воздуха в камере
[-26-(-24,2I- ЮО .л.,.
= 84981
828 • 5 - 750 (B828 — 2,1 (— 27,7I
6 + ( 242
828 5 ((
1,45 • 300 000 • 1,01 126,6 + (— 24,2I
Усушка мяса
3
 .
1O50-200 = 0>4 . ш-3 кг/с.
1,1 .565 200- 10s • —
Усушка за месяц
0,4 • 1Q-3 - 30 • 24 . 3600 • 100 = 0094 %#
1090 • 1000
189

Расчет камеры с панельной системой охлаждения. Определить
эксплуатационные параметры камеры: температуру, относительную влажность воздуха и усушку
Продуктов.
При наличии осевшего инея и внутренних источников теплоты.
Дано: расположение ребра касательное; размер труб панели 32 X 2,25 мм;
толщина ребра 6г = 1 мм; шаг между трубами s.== 300 мм; трубы панели обращены
в камеру; ширина продуха 25 мм; температура воздуха камеры *к = — 18 °С;
температура наружного воздуха tHi =» 28 °С; коэффициент теплопередачи ограждений,
экранированных панелями, k^ = 0,25 Вт/ (м2 - К); площадь поверхности
экранированных наружных ограждений FHj = 1200 м2; коэффициент теплопередачи неэкра-
нированных ограждений кщ = 0,316 Вт/(м2 . К); площадь поверхности неэкрани-
рованных ограждений FH> «= 100 м2; температура неэкранированных ограждений
'н, *= 20 °С; коэффициент теплоотдачи со стороны камеры а8 = 5,0 Вт/(ма • К);
коэффициент теплоотдачи со стороны воздушного промежутка осг = 2,0 Вт/(мг - К);
коэффициент теплоотдачи со стороны хладагента а1 = 230 Вт/(м2 • К); тепловая
нагрузка от внутренних источников QBH = 23 645 Вт; коэффициент теплопроводности
ребра Яр ¦= 46 Вт/(м • К); коэффициент теплопроводности трубы Я = 46 Вт/(м X
X К); общая длина шлангов панельной батареи L = 4000 м.
Расчет. Температуру хладагента определяем по формуле
'к l(d + я + Рк) В — (g — R) d] — tH pn d — tH pKB — qBHSKB
'**=1 Rd + nB S ' •
Определим значения всех величин, входящих в эту формулу!
d^Rnii(Z — Nj)—осз/л^;
#>=аа + аз = 2 + 5 = 7 Вт/(м3 - К);
• • а« d» , , 5 0,032
230 0,0275
0,0275
: 230 • 0,925 + б
С-
^ 4,
dcp
1,075 =
| 0,032
= 0,02975
218 Вт/(м8
Тогда
Высота ребра А -« —- = 300/2 = 150 мм •= 0,15 м;
. ndcP 3,14-0,02975
: 1,0253;
= 0,925;
46- 0,001.
: 0,0467 м|
152;
°» *= 1Го7 = "ЗбТо^оЖ = 2l06t
46-0,001 th @,15/152)/152
1
46 • 0,00225 th @,0467 У 2Ш6) /2Ш5
= 2,07»
190
Zj = 0,15 • 7 • 218 • 2,07 = 473;
Za = 0,0467 • 7 - 218 ¦ 2,07 • 1,075 = 158l
Z = 473+ 158 = 631;
JV? = Z2 + Ri — Rk2 = 158 + 218 — 7 • 1,075 = 368,47;
N = Zi — Rt — Rk2 = 473 — 218 — 7 • 1,075 = 247,47;
n = RNt = 7 - 368,47 = 2579;
«k1
7Z-218 -2,07- 1,0253
Pk-
~ 2-5
0,316 • 100 • 2265
4000
17.9;
Za = hCR = 0.15 • 2,07 • 7 = 2,17;
/71=1
0,032
= 1,0101;
ai rfBH ~ 230 °.О275
g-»7- 1,0253 — 5- 1,0101 A—2,17)= 13,09;
h F S
"н/Ui°np .
R*Cmx 49-2,07.1,0253
V = -2ST"= 2T2
26:
Hip
4UU0
Теперь можно определить
d = 7 • 1,0253 F31 — 368,47) — 5 • 1,0253 • 247,47 ¦= 616;
а Qbh 23 645 ^31 Rt/m.
<7b»"" L ~ 4000
Температура хладагента
(—18) [F16 + 2579 +17,9) 15 —A3,09 —7) 616) —
'0" 7 • 616 + Й79 • 15 h
— B8 . 1,95 • 616) — B0 ¦ 17,!> • 15) - E,91 ¦ 2265 • 15) =и_24 18°Q
"• ' 7 • 616 + 2579 • 15 "" '
Определим температуру воздуха в прослойке
'« В
(—18) A3,09 — 7)+ (—24,2O + 28 • 1,95
15
Тепловая нагрузка ребра длиной 1 м
191

e,.
m1
h _ «3(<к-/а) _5[(-18)-(-15)] _
-l) (-24,2)+(-18) A,0253-1) ,
~h П0253 (—15)
— 9,05;
О _(-2>14)-(-9,05)
Vl 2,07
Тепловая нагрузка трубы длиной 1 м
= 3,34 Bt/m.
5 • 1,075 • 0,0467 — 0,25;
Q3 = 0,25 [(- 18) - (- 15) - (- 9,05)] - 3,34 (I - ygggg-) =1,43 Вт/м.
Тепловая нагрузка элемента панели длиной 1 м
Qo = 2 (Q, + Q2) = 2 C,34 + 1.43) = 9,54 Вт/м.
Общая тепловая нагрузка панели '
Q6 = Q0L = 9,54 • 4000 = 38 160 Вт. <
Проверим, допустима ли погрешность в выраженном значении общей тепловой
нагрузки панели Q6. Определяем Q6:
Qc = V-, (/я, ~ '•) + *„/„, (/.,- <к) + QBH>
Q6 = 0,25 • 1200 [28 — (— 15)] + 0,316 • 100 [(— 20) — (— 18)] + 23 645 =
= 37 755 Вт.
Тогда погрешность составит
¦ C8 160 — 37 755) 100 , .. .,
38~ТбО* = 1,06 % — величина допустимая.
Температура на конце ребра
h = вЛ + tt,
где 60 — разность температур у основания ребра и воздуха в прослойке,
h
— 2,14 — 3,34 • 2,07 = — 9,05 °С;
ch@,15-/T52) ' * ' '
th = (- 4,26) + (- 15) = - 19,26 °С.
Температура у основания ребра
tc = 0С + t2 = (— 9,05) + (— 15) = — 24,05 °С.
Поскольку температура на конце ребра ^ ниже температуры воздуха в камер*
а —18 °С, следовательно, наружные теплопритоки не будут поступать в камеру.
Для этого случая средняя температура ребра
(_9,05) —(—2
0,15/152
>14) t. vi/Tr
i (hi/
1 {п у
2 ¦ 0,
—\
а1>
15)
+ (-
2,
14)
- 5,69 °С;
<Рср = (- 5,69) + (- 15,0) = - 20,69 °С.
Средняя температура трубы панельной батареи
'тр
ср
в.
е*Рср = ¦
[(—9,05) — (—9,05I th @,0467 • /2106)
fcp
• + (-9,05) 9,05 °С;
0,0467 • \ 2106
/тр =(— 9,05)+ (— 15) = — 24 °С.
Средняя температура «рабочей» («холодной») части батареи
^ср^1 + ^трср^ _ (— 20,69) ¦ 0,145 + (— 24) • 0,0467 0
°Р = /!! + / "^ 0,145 + 0,0467 =
Коэффициент влаговыпадения с учетом инея толщиной 5 мм, осевшего на панелях,
. . . х~ х" riw
*
ин с
Примем tm =ш _21 *С.
0,92-0,72
2828-2,1(-21)
По!
Определим конвективный коэффициент теплоотдачи от воздуха к панели:
_ NuX
s '
где s — шаг между трубами панели; Nu = с (Gr Pr)n.
Определяющая температура
+ *к (—21)+ (—18)
¦¦ — 19,5° С.
Для этой температуры параметры воздуха такие:
v = 11,8 • 10~6 м2/с; X = 2,28 ¦ Ю~'2 Вт/(м -К); Рг = 0,71ft
СТО3 1 Q О1 Л ОЗ
Произведение GrPr= 22,5 • 10» . 0,716= 16,1 • 10е. Для такого произведения
с = 0,54, п = 1/4,
Nu = 0,54 A6,1 • 10»)v' = 34,2,
34,2 • 2,28 • 10~2
0,3
2,6 Вт/(м» • К).
192
199

<оэффициент теплоотдачи радиацией
ал =
Тк \« ( Тин \«
100 / '¦ 100 /
где В] и ег — коэффициенты черноты инея и штукатурки; с0 — коэффициент погло!]
щения абсолютно черного тела; г|> = 1 — коэффициент облученности панели. &
/ft гг\л /л emj V1
ол = 0,96 • 0,91 .5,7-1
= 3'37
Приведенный коэффициент теплоотдачи от воздуха к панели
' л = 2,6. 1,19+.37-6,46 Вт/(м2
Определим равновесную относительную влажность воздуха в камере и усушку
продуктов
100 +
Ф =
1 100
828 • 2,6 ¦ 1200B828 — 2,1 (—21))
1,45 • 300 000 • 1,01 B6,6 + (— 18))
100 + 1960 • 0,59 • 10~3
1 +
1960 ¦ 0,79 • 10"
100
= 1960;
= 99,5 %.
Усушка мяса
OfJn =
(«i)np «и
,
И-18)-(-21)] A19-1I200-200 = ^ . ^ ^
1.19. 566200
_
fi\
Усушка за месяц
0,46 • 10-3 • 30 • 24 • 3600 • 100
1090 - 1000
= 0,11 %.
Расчет камеры с теплозащитной рубашкой. Определить эксплуатационные
параметры: температуру, относительную влажность воздуха и усушку продуктов.
Дано: в воздушном продухе смонтированы восемь трехтрубных горизонтальных
ребристых батарей длиной по 18 м площадью поверхности охлаждения 53 м2 каждая.
Батареи изготовлены из стальных труб диаметром 57, толщиной 3,5 мм с витыми
ребрами высотой 46 мм и толщиной 1 мм. Шаг между ребрами 35,7 мм.
В камере на расстоянии 60 см от стены установлена железобетонная перегородка
толщиной 6 см. Температура кипения хладагента в батареях камеры и батареях
воздушных продухов одинаковая и составляет t0 = —28 °С. Коэффициент теплопередачи
ребристых батарей k6 K = 4,75 Вт/(ма • К).
В камеры, оборудованные теплозащитной рубашкой, будет поступать мясо с
температурой не выше—15 °С, поэтому количество внутренних теплопритоков в этих
камерах меньше обычных.
194
Расчет. Количество .теплоты, необходимое для домораживания 65,4 т мяса
(суточное поступление) от —10 до —18 °С,
л 25,6 • 65 400 • 10»
^а 24 • 3600
Общий внутренний теплоприток
19 378 Вт.
= 19 378 + 1050 + 1400 + 1817 = 23 645 Вт.
Площадь поверхности ребристых батарей, установленных в камере,
с QBH 23 645
*в.к('к-'о) Т75- Ю
= 498 ма.
Для определения равновесной температуры воздуха в камере и продухе составим
два уравнения теплового баланса:
2)
@,6 ft, - tK))
(tK - t0),
ft, - tn) + Fnkn (tK - у =
qbh - Fjfin (/K - tn) = k6 KF
где F\ — площадь поверхности наружных стен камеры, м2; F " — площадь
поверхности перекрытия, ма; Fn — площадь поверхности стен продуха, ма; F6 п — площадь
поверхности батарей продуха, м2; F6k — площадь поверхности батарей камеры, м8;
Ft — площадь поверхности внутренних стен камеры, ма; k^ — коэффициент
теплопередачи наружных стен, Вт/(м2 -К); k"x — коэффициент теплопередачи
перекрытия, Вт/(ма • К); k2 — коэффициент теплопередачи внутренних стен, Вт/(ма • К);
•k6n— коэффициент теплопередачи батарей продуха, Вт/(м2 • К); к6к —
коэффициент теплопередачи батарей камеры, Вт/(м2 • К); kn — коэффициент теплопередачи
стен продуха, Вт/(м2 • К); ta — температура наружного воздуха, °С; /к —
температура воздуха в камере, °С; /п — температура воздуха в продухе, °С; QBH —
суммарные внутренние теплопритоки, Вт.
Коэффициент теплопередачи стен продуха (примем его одинаковым для стен и
потолка)
*п = -i 1 = A* i = 2,3 Вт/(ма • К).
4-
1 ¦ 0,06
5 "*" 1,3
±
5,
Решим эти уравнения:
1) 388,8 • 0,278 B8 — fn) + 820 • 0,24 B8 — *„) + 1210 • 2,3 (fK —tn) = 4,75 • 8 X
X53[fn_(_28)];
2) 86 • 0,31 [0,6 • B8 —
<к — (— 28)].
+ 23 645 — 1210 • 2,3 ft, — <„) = 4,75 • 498 X
Решая равенства из того и другого уравнений отосительно /„, получим
6,6Un = 137,79, tn = — 20,85 "С;
49 179+ 5054,6 (—20,85)
2780
= —18,8 СС.
Определим температуру стенки (/ст) железобетонной перегородки, обращенной
в камеру,
ап
7. 7»
195

^сг-(-20,85) — 18,8 — /ст .
1 0,06 = J_ '
5 + 1,3 ~5~
/ст = — 19,7 °С.
Найдем коэффициент влаговыпадения для данных условий.
¦ Толщина инея из-за большой поверхности перегородок будет незначительна
и ею можно пренебречь. Найдем коэффициент влаговыпадения:
1=1
0,77 — 0,75 д 2828 — 2,1 (—20,49)
1,01
1,196.
«л
— 20,2 — (— 20,49)
Коэффициент теплоотдачи радиацией
: 0,91 • 0,91 .5,7-1 [ 22б288 — 25TF
Приведенный коэффициент теплоотдачи
(«i)np = 5 - 1,196 + 2,95 = 8,93 Вт/(ма - К).
Определим равновесную относительную влажность воздуха в камере:
?к,
Усушка продуктов
828 . 5 • 1210 [2828 — 2,1 (— 20,49)]
1,45 • 300 000 • 1,01 [26,6 + (— 20,2)]
= 4958;
Ф
100+ 4958-0,75- 10"
1 +
4958 • 0,77 . IP
100
¦¦ 99,9%.
ч
где (Доин)х — скорость осаждения инея на охлаждающей поверхности.
Усушка мяса при данных условиях
Дб' 2°0[—20,2—(—20,49)] A,196-1I210 эо 10-бкг/с = 03
1,196-565 200- ЮЗ--i-
Иней будет осаждаться не только на перегородке,- но и на батареях. Учтем и эту
усушку. Коэффициент влаговыпадения на батареях
Ь, = 1 + 0.77 — 0,4 _ ю_з _ 2828-2,1 (-27,6) = } ш
Принимаем температуру на поверхности инея батарей tuu — —27,6 °С.
Приведенный коэффициент теплоотдачи
М'пр = 5 • 1,143 + 1 = 6,716 Вт/(ма . К).
Коэффициент ал = 1 Вт/(м2 • К) принят исходя из малой величины
коэффициента облученности ребристых батарей
828-5-498 [2828-2,1 (-27,6)] 21146t "
н = 1,45 • 300 000 - 1,01 [26,6 + (— 26,2)] = ' '
Ф
100 + 2114,6-0,4- 10"
1 +
2114,6-0,77- 10~3
100
¦ 99,3 %.
Усушка
[(- 20,2) - (- 27,6)] A,143-1) 498 ¦ 200
—- Of/
Общая усушка ДОИ = @,99 + 6,7) • 10 = 7,69 • 10—* кг/с. Усушка за месяц
_ 7,69 • 10~4 • 30 • 24 • 3600 • 100 _ 1О11/
G = " 1090 • 1000 =0,18%.
Если внутренние теилопритоки отсутствуют, а батареи камеры продолжают
работать, второе уравнение примет вид
2780/п — 5172/к = 65778,9;
<п=— 23,75 °С;
49 179 +5054,6 (—23,75) „
'к = 2780 ---25,541
При этих условиях иней будет осаждаться только на ребристых батареях
камеры, а не на стенках перегородок (их температура выше температуры в камере).
Определим коэффициент влаговыпадения
Как и в предыдущих случаях, примем коэффициент теплоотдачи радиацией ол
1 Вт/(ма • К):
(«Опр = 5 • 1,109 + 1 = 6,5 Вт/(м» . К);
828 • 5 • 498 [2828—2,1 (— 27,6)]
1,45 • 300 000 • 1,01126,6 + (— 25,5)]
100+ 12 303 .0,4» 10~3
. . 12 303 • 0,48 • 10~3
Ф=-
= 12 303;
99 %.
100
Усушка мяса
г [—25,5— (—27,6)] A,1— 1L98.200
-
Усушка за месяц
1,45. 10-4кг/с
„ 1,45» IP .30 .24» 3600. 100 .„„.„.
w = —г^тт = 0,034 %.
1090 • 1000
И, наконец, рассмотрим еще один случай, когда внутренние теплопритоки
равнулю, батареи камеры отключены и в камере установилась температура tK =
—18 С.
Первое уравнение примет вид:
fy'i Св - У + F\k\ (ta _ у + Fnka (/K - У + F& [0,6 (/, - у] -¦
Подставим значения параметров:
388,8 • 0,278 B8 — tn) + 820 • 0,24 B8 — у + 1210 . 2,3 (<и — t
+ 86 • 0,27 [0,6 • B8 — tK)] = 4,75 • 8 • 53 (tn — (— 28)).
196

При этом для tK = —18 °С, а для /п = —20,3 °С.
Определим температуру на стенке перегородки, обращенной к камере
/ — / / — / i ( ОЛ 1\ ( 1 й\ i
*СТ 'П (К ^^1СТ . *СТ "~" \ ^U,Oj \ 1О^ i(*-j.
' i , о.об = i J
ап Хст ак
= —19>° °С-
Коэффициент влаговыпадения
0,92 — 0,85
1.3
6=1+;
(- 18) — (— 19)
Коэффициент теплоотдачи радиацией
п __- О Q1 П Q1 <л7 1 ?1^
^ 2828-2,1 (-19)
1,2.
Приведенный коэффициент теплоотдачи
(а^р =5 • 1,2 + 2,9 = 8,9 Вт/(ма . К).
Равновесная относительная влажность воздуха в камере
828 ¦ 5 • 1210 [2828 — 2,1 (— 19)]
'Ч 1,45 ¦ 300 000 • 1,01 [26,6 + (— 18,0)J ^
Ф-
100 + 3800 ¦ 0,85- 10"
1 +
3800 • 0,92 • 10~3
= 99,7 о/о.
Too
""^ V.5. Сравнение батарейного, панельного
и воздушного охлаждения для камер хранения
замороженных грузов
Выбор охлаждающих систем для камер хранения неупакованных
замороженных грузов всегда связан с решением комплексных задач,
которые должны удовлетворять условиям эксплуатации охлаждающей
системы и требованиям холодильной технологии.
Часто проектировщики при выборе способов отвода теплоты от
камеры отдают предпочтение батарейной системе охлаждения, так как
при однорядном исполнении батарей и расположении их у теплых
ограждений лучистая составляющая общих теплопритоков достигает
20...30 %, что является положительным фактором, уменьшающим
усушку грузов. Однако следует отметить ее недостатки, к которым
относятся большая металлоемкость, масса батарей (достигает 150...
180 кг, а их площадь — 20...25 м2, отнесенная к 1 кВт отведенной
теплоты; неравномерность температурного поля по объему камеры в
летнее время (для южных районов страны наблюдаемый перепад
составляет 1 °С на 1 м высоты, что приводит к повышению усушки);
ребристая поверхность батарей через три недели после оттаивания
покрывается инеем, и коэффициент теплопередачи в сравнении с расчетным
уменьшается в 2...2,5 раза, что, естественно, приводит к повышению
температуры в камере хранения при постоянной температуре кипения
хладагента либо к дополнительному снижению температуры кипения
198
хладагента для поддержания требуемого режима в камере. Это, в свою
очередь, приводит к увеличению усушки или к перерасходу
электроэнергии на выработку холода; батарейная система сложна в
эксплуатации, потому что оттаивание батарей от инея может осуществляться
только в освобожденной от грузов камере. По этой причине оно
практически осуществляется два раза в год.
Все это следует учитывать при оценке и выборе систем охлаждения
и при их анализе исходить из таких основных показателей:
температура воздуха в камере; условия эксплуатации охлаждающих систем;
теплопритоки, проникающие к грузу и вызывающие усушку.
Анализируя работу камер с воздушным охлаждением с
общеобменной вентиляцией, многие исследователи указывают на ее недостатки,
связанные в основном с тем, что воздухоохладители практически не
экранируют теплые поверхности, и все наружные теплопритоки
поступают к грузу, что вызывает повышенную усушку. Однако воздушное
охлаждение способствует более высокой культуре эксплуатации камер,
воздухоохладители более компактны в сравнении с батареями, иней
с их поверхности легко удаляется.
В современной практике накоплен достаточный опыт эксплуатации
систем с воздушным охлаждением в камерах хранения мороженых и
охлажденных грузов, и есть возможность создать условия для
перехвата внешних теплопритоков, проникающих в камеру, простыми
средствами (например, установка экранов вдоль теплых стен и
перекрытий позволяет направить воздух из камеры к воздухоохладителю
между стеной и экраном). Сделан ряд предложений, позволяющих
уменьшить влияние внешних и внутренних теплопритоков на процессы
массопереноса [41] при температуре воздуха не ниже —20...—24 °С.
В зарубежной практике в камерах с воздушным охлаждением
рекомендуется применять более низкие температуры воздуха (до —30 °С),
что может быть выгодно только для длительного хранения рыбы и
птицы, а также для холодильников с кратностью оборота груза не более
2 раз в год.
Применение воздушного охлаждения в камерах хранения
мороженых грузов считается перспективным, но с обязательным
дооборудованием систем дополнительными инженерными средствами. К ним
следует отнести специальную систему воздухораспределения,
обеспечивающую частичный перехват внешних теплопритоков воздухом,
подготавливаемым в специальных устройствах (рассолом при
концентрации, соответствующей температуре замерзания, равной температуре
воздуха в камере), увлажнение подаваемого к продукту воздуха за
счет смешания переувлажненного воздуха, подготовленного в
специальных установках, с охлажденным в воздухоохладителе, а также
перестановку вентиляторов до охлаждающих аппаратов с целью
гашения теплоты, эквивалентной работе электродвигателей вентиляторов.
Перечисленные мероприятия являются апробированными и
недорогостоящими, позволяют создать требуемые условия для получения
минимальных значений усушки мясопродуктов, не превышающих
усушку, предусмотренную для камер с батарейным охлаждением при
температуре —20...—22 °С.
7+1/,* 199

Выбор системы охлаждения и температурных режимов для камер
должен основываться на технико-экономических расчетах. Для этого
приведем данные анализа тепловлажностных условий, воздушной,
батарейной и панельной систем охлаждения при одинаковых условиях
эксплуатации камер.
Объектами для примерного расчета выбраны: для средней полосы
СССР — город Москва при среднегодовой температуре 4,7 °С; для
жарких стран — город Дамаск (Сирия) при среднегодовой температура
17,6 °С.
При расчете усушки использована формула
V.5. Результаты расчетов камеры с оребренными батареями
AG
U(r-iw) '
где Q — общий тепловой поток, поступающий в камеру, куда входят!
Qi — конвективные и радиационные тепловые потоки через
ограждения, кДж; Q2 — теплота, выделяемая при домораживании при
пятикратной загрузке камеры в год, кДж; Q4 — эксплуатационные тепло-
притоки в течение восьмичасового рабочего дня, кДж; фэл.дв — тепло,
выделяемое электродвигателем вентилятора, кДж.
Коэффициент влагопереноса |d = -Р _ . = _^ф. , е<1<р = f (%d)
может быть найден с помощью графика (рис. V.3) по определяющей
температуре воздуха соответствующего процесса ер.э — коэффициент
1 радиационной эффективности. Для воздушного охлаждения вр,э = 0;
для батарейного — ер.э = 0,214; для панельного ер.9 = 0,44; для
туннелей с воздушным охлаждением радиационная эффективность
ер.9 = 0,12.
Панельная система охлаждения имеет наибольшую
технологическую эффективность при низких теплотехнических характеристиках
приборов охлаждения. Последнее приводит к увеличению
металлоемкости. Эта система неудобна и в эксплуатации из-за трудностей,
связанных с оттаиванием инея на потолочных и пристенных панелях.
Из всех разновидностей компоновки систем наиболее удачной
считается панельная система с потолочными приборами в камерах
одноэтажных холодильников для южной зоны.
Потолочные панели позволяют перехватывать теплопритоки,
проникающие через кровлю холодильника, и создавать радиационное
охлаждение груза, за счет чего уменьшается усушка продуктов.
Результаты сопоставительных расчетов представлены в табл. V.5,
V.6 и на рис. V.6 ... V.9.
Из анализа данных расчета следует, что при воздушном
охлаждении с общеобменной вентиляцией величина среднегодовой усушки
больше, чем для батарейного и панельного охлаждения, кроме того,
при установке вентиляторов к охлаждающим аппаратам и перехвате
внешних теплопритоков через перекрытия величина среднегодовой
усушки становится меньше, чем при батарейном охлаждении.
Для сравнения значений усушки в условиях Москвы с
нормативными данными, соответствующими приказу Министерства мясной и
молочной промышленности СССР от 28 декабря 1981 г. № 300, прило-
200
Оребреиные батареи
Температура воздуха в камере.
—20
—24
-28
-32
—36
Теплопритоки через ограждения
(климатическая зона для Москвы)
Теплопритоки при домораживании
мяса Q2, Вт
Эксплуатационные теплопритоки
Qf Вт
Суммарные теплопритоки в
камеру Q, Вт
Теплопритоки в камеру через
ограждения для среднегодовых
условий Qlt Вт
Суммарные теплопритоки с учетом
среднегодовых условий Q, Вт
Теплопередающая площадь
поверхности приборов охлаждения
F, м2
Конвективный коэффициент
теплоотдачи со стороны трубы от
воздуха, Вт/(мг • К)
Конвективный коэффициент
теплоотдачи со стороны ребер от
воздуха, Вт/(мг • К)
Коэффициент влаговыпадения
Средняя температура стенки
ребристого элемента, °С
Коэффициент теплоотдачи
радиацией, Вт/(м2 • К)
Конвективный коэффициент
теплоотдачи с учетом инея (для трубы),
Вт/(м2 • К)
Конвективный коэффициент
теплоотдачи с учетом инея (для ребер),
Вт/(м2 • К)
Приведенный коэффициент
теплоотдачи, Вт/(м2 • К)
Коэффициент теплоотдачи
радиацией поверхности, покрытой
инеем, Вт/(м2 • К)
Полный коэффициент теплоотдачи
с учетом радиации, Вт/(м* • К)
Приведенный коэффициент
теплоотдачи, Вт/(ма • К)
Коэффициент теплопередачи
батареи, Вт/(м2 • К)
Коэффициент влагопереноса
Усушка продукта за год, %
Годовая стоимость усушки при
цене 1 т мяса 1500 р.
Годовая стоимость тепловой
нагрузки (стоимость электроэнергии,
воды, агента), р./год
26 807
16 332
4953
48 092
11964
33 249
1430
5,62
4,99
1,157
—27,19
0,848
28 643
19 776
4953
63 372
13 800
38 529
1640
5,74
4,70
1,108
—31,19
0,808
30 480
24 026
4953
59 459
15 637
44 616
1904
5,79
5,04
1,073
—35,19
0,769
32 316
28 165
4953
65 434
17 473
50 591
21 173
5,91
5,32
1,050
—39,19
0,732
34 152
32 081
4953
71 186
19 309
56 343
2470
5*15
4,49
1,035
—43,19
0,695
6,30
5,60.
5,72
1,02
6,57
6,74
3,7
9,66
2,012
6,24 6,18
5,11
5,66
1,013
6,16
6,68
3,61
10,25
1,661
5,38
5,645
0,988
6,46
6,64 ,
3,5
14,70
1,32
6,14
5,52
6,63
0,966
6,71
6,60 ¦
3,40
21,00
1,034
5,29
4,62
4,96
0,878
5,66
5,83
3,27
29,57 '
0,811
30 180 24 915 19 800 15 510 12 165
10 200 15 400* '^24 000 33 000
43 20IL
Ж

V.6. Результаты расчетов камеры с воздушной системой охлаждения
Воздушная система
Температура воздуха в камере, °С
—20 J —24 | -28 j
—32
—36
Теплопритоки через ограждения камеры Qlf
Вт
Теплопритоки при домораживании Q2, Вт
Эксплуатационные теплопритоки Q4, Вт
Тепловыделения от работающих
электродвигателей, Вт
Суммарные теплопритоки в камеру, Вт
Теплопритоки в камеру через ограждения для
среднегодовых условий Qlt Вт
Суммарный теплоприток и камеру для
среднегодовых условий Q, Вт
Площадь теплопередающей поверхности
воздухоохладителей, м2
Коэффициент теплоотдачи конвекцией от
воздуха к оребренной поверхности без учета
инея, Вт/(м2 ¦ К)
Коэффициент теплоотдачи конвекцией от
воздуха к оребренной поверхности с учетом
инея, Вт/(м2 • К)
Приведенный коэффициент теплоотдачи с'уче-
том инея, Вт/(м2 • К)
Тепловая нагрузка на один ребристый
элемент, Вт
Разность температур между воздухом и
ребристым элементом
Коэффициент влаговыпадения
Температура кипения хладагента
Коэффициент влагопереноса
Усушка за год для воздушного охлаждения
общеобменной вентиляции, %
То же с гашением теплоты, эквивалентной
работе электродвигателей, %
То же с гашением теплоты, эквивалентной
работе электродвигателей и полным
перехватом внешних теплопритоков через
перекрытия
Годовая стоимость усушки для условий
пункта 17,7 р./год
Годовая стоимость усушки для условий
пункта, 18 р./год
Годовая стоимость усушки для условий
пункта, 19 р./год
Годовая стоимость холода
26 807 28 643 30 480 32 316 34 152
16 332 19 776 24 026 28 165 32 081
4953 4953 4953 4953 4953
6500 7000 8000 9000 10 000
54 592 60 372 67 459 74 434 81 186
11964 13 800 15 637 17 473 19 309
39 749 45 529 52 6ia 59 596 663 473
•340 370 410 450 480
41,13
59,25
21,37
3,36
6,98
1,139
—30
8,194
3,17
2,34
44,70
63,38
21,58
3,40
7,11
1,096
—34
11,41
2,57
1,90
44,90
64,48
21,57
3,46
7,24
1,065
—38
16,38
2,04
1,56
45,25
64,23
21,39
3,50
7,38
1,044
—42
23,72
1,58
1,16
45,85
65,09
21,42
3,56
7,5
1,031
—46
33,25
1,24
0,91
1,85 1,52 1,20 0,93 0,73
47 550 38 550 30 600 23 700 18 600
35 100 28 500 23 400 17 400 13 650
2775 22 800 18 000 13 950 10 950
12 100 17 800 25 500 34 250 45 350
жение № 7, рассчитанными для температурив камере —15 °С,
проведен расчет при среднеквартальных температурах: /Ср.зимв = —9,13°С;
*ср.вес == <Э,Оо vjJ 'ср.лет == ID,/ v-J Гср.осен == 4,2 (_,.
Из графика (рис. V.6) следует, что при установке вентиляторов к
охлаждающим аппаратам величина усушки близка к нормативной при
батарейном и панельном охлаждении. Величины усушки осенью
больше, чем весной (рис. V.8), так как геплопритоки через ограждения
В ЭТОТ ПерИОД Наибольшие (*Ср.осен > ^ср.вес).
Результаты технико-экономического анализа приведены на
Рис. V.6. Зависимость среднегодовой
усушки от изменения температуры воздуха
камеры для условий Москвы:
/ — усушка для воздушного охлаждения с
общеобменной вентиляцией; 2 — усушка для
воздушного охлаждения с гашением теплоты,
эквивалентной работе электродвигателей вентиляторов;
3 — то же, с перехватом внешних теплопритоков
через перекрытия на 20 %; 4 — усушка для
системы с ребристыми приборами; 5 — усушка для
воздушного охлаждения с гашением теплоты,
эквивалентной работе электродвигателей
вентиляторов и полным перехватом внешних теплопритоков
через перекрытия; 6 — усушка для панельной
системы охлаждения
Рис. V.7. Зависимость среднегодб-
вой усушки от изменения
температуры воздуха камеры для
условий Сирии. Условные обозначения
см. на рис. V.1
(рис. V.9). Из графика
следует, что суммарные
приведенные годовые затраты,
отнесенные к 1000 т емкости,
наибольшие для воздушного
охлаждения с общеобменной
вентиляцией. Максимум достигается при температуре в камере tK =
= —36 °С и составляет 64 тыс. р./год, а минимум — при tK — —27 °С
и составляет 56,5 тыс. р./год.
При установке вентиляторов к охлаждающим аппаратам суммарные
приведенные годовые затраты уменьшаются до 46 тыс. р./год при tK —
= —24 °С. При гашении теплоты, эквивалентной работе
электродвигателей вентиляторов, и перехвате внешних теплопритоков через
перекрытия суммарные приведенные годовые затраты D0 тыс. р./год при
tK = —23 °С) приблизительно равны приведенным затратам при
батарейном охлаждении. „,
Оптимальная температура воз- &М " '
духа в камере со специальным воз-
духораспределением находится в
Рис. V.8. Зависимость усушки от
температуры воздуха камеры (—15 °С) для
разных сезонов года:
/ — усушка для воздушного охлаждения по
норме; 2 — то же, по расчету: 3 — усушка
для батарейной системы охлаждения по
норме; 4 — то же, расчетная; б — усушка для воз-
Душного охлаждения с гашением теплоты,
эквивалентной работе электродвигателей
вентиляторов; 6 — усушка для панельной системы
охлаждения по норме; 7 — то же, расчетная
Зипа
202

Тьк.р/год
60
Рис. V.9. Зависимость годовых
приведенных затрат от изменения температуры
воздуха камеры для одноэтажного
холодильника:
I — суммарные приведенные затраты для воз-
душного охлаждения; 2 — то же, с гашением
теплоты, эквивалентной работе
электродвигателей вентиляторов; 3 — то же, с гашением
теплоты, эквивалентной работе
электродвигателей вентиляторов с перехватом 20 % от
внешних теплопритоков через перекрытие; 4 —
то же, с гашением теплоты, эквивалентной
работе электродвигателей вентиляторов с полным
перехватом внешних теплопритоков через
перекрытия; 5 — суммарные затраты для
батарейной системы охлаждения; в — суммарные
приведенные затраты для панельной системы
охлаждения; 7 — годовая стоимость усушки
для воздушного охлаждения; 8 — годовая
стоимость усушки для воздушного охлаждения о
гашением теплоты, эквивалентной работе
электродвигателей вентиляторов; 9 — то же, с
гашением теплоты, эквивалентной работе
электродвигателей вентиляторов, и перехватом
20 % от внешних теплопритоков через
перекрытия; 10 — годовая стоимость усушки для
батарейной системы охлаждения; // — годовая
стоимость усушки для воздушного
охлаждения с гашением тепла, эквивалентного работе
электродвигателей вентиляторов, и полным
перехватом внешних теплопритоков через
перекрытия: 12 — годовая стоимость усушки для
панельной системы охлаждения; 13 — годовая
стоимость холода для воздушного охлаждения;
14 — то же, для батарейной системы*охлажде-
ния; 15 — то же, для панельной системы
охлаждения
пределах —21...—24 °С, при этом усушка будет ниже
нормативной.
При батарейной системе охлаждения суммарные приведенные
годовые затраты имеют свой минимум, который отвечает tK = —23 °С,
составляя 39,15 тыс. р./год. Для данной системы наиболее
эффективными температурными режимами необходимо считать —20...—24 °С.
При панельной системе охлаждения усушка и приведенные
годовые затраты являются меньшими, чем для любой из рассматриваемых
систем. Минимум составляет 29 тыс. р./год при /к = —20 °С, но при
понижении температуры в камере приведенные затраты резко
возрастают.
Воздушное охлаждение камер с перехватом внешних теплопритоков
до 30 % и увлажнением воздуха любым доступным методом является
перспективным способом холодоснабжения камер хранения для
распределительных, производственных холодильников и фруктохранилищ.
При проектировании камер и холодильников следует иметь в виду,
что для камер большой емкости относительная усушка будет меньшей,
так как уменьшится удельное количество теплоты, отнесенное к одной
тонне груза. Одноэтажные холодильники должны быть большой
емкости с высотой камер, соответствующей высоте подъема механизмов.
204
Глава VI
РАСЧЕТ КАМЕР ХОЛОДИЛЬНОЙ ОБРАБОТКИ
VI. 1. Расчет камер поточного охлаждения
и замораживания мяса
Расчет ведется исходя из условий обеспечения отвода теплоты от
мяса в технологической схеме холодильной обработки. Согласно схеме,
говяжьи и свиные полутуши поступают в туннель предварительного
охлаждения, где охлаждаются от начальной температуры 311 К C8 СС)
до конечной заданной 293...283 К B0... 10 °С) в центре бедра при крио-
скопической температуре на поверхности. В туннелях может
поддерживаться температура воздуха от 243 К до 263 К при скорости его
движения от 3 до 5 м/с. - V <¦ <р
В дальнейшем поток полутуш разделяется: одна часть направляется
на доохлаждение, вторая — на замораживание. Причем мясо,
поступающее на замораживание, выгодно пропустить через туннель предзамо-
раживания, где наряду с низкой температурой 243...238 К (—30...
—35 СС) поддерживается и высокая скорость движения воздуха C...
4 м/с).
Предварительное охлаждение. В соответствии с [41] определяем
температуру Т (х, т). Если х = 0, то определяется температура в
геометрическом центре продукта; при х = R — на поверхности. Для
пластины, с двух сторон обдуваемой воздухом, безразмерная величина
температурного поля
е*
2 sin
е Л'л'с05(ц^
(VI.1)
^ щ + sin (ij cos [x?'
При л =е 0, так как cos ((i( -^- j = 1, формула упрощается. В
формуле (VI.1)
где Т (х, т) — конечная температура продукта; Тх.о — начальная
температура продукта (То); Тк — температура среды (воздуха в
камере).
Формулу (VI. 1) можно записать в виде
aR ax \
При расчете процесса охлаждения пластины возможны следующие
варианты:
Задаются
-параметры в и Bi в и Fo Bi и Fo
Определяются
параметры Fo ~ г Bi ~ « в ~ Ттк v
205

Для расчетов процесса охлаждения можно использовать и формулу
А. Г. Фикиина, которая дает непосредственную длительность
охлаждения (в часах)
(VI.2)
где А =—1—для пластины; А = —Va—для цилиндра и А =
¦в —Va — для сферы.
Если продукты имеют неправильную форму, то для каждого вида
вводится коэффициент коррекции (тм/тп).
Среднеобъемную температуру определяют по формуле
Можно также использовать приближенную зависимость [37]
где 7ц — конечная температура в центре мясного блока (полутуши);
по технологическим нормам Тц принимается в пределах 267...263 К.
При использовании этой формулы должна быть задана температура
поверхности продукта Ts, что соответствует граничным условиям
первого рода. Обычно нет возможности численно задать Ts, поэтому
возникает необходимость перейти к граничным условиям третьего рода,
т. е. задать температуру теплоотводящей среды Тк и а на поверхности
тела.
Учитывая, что для режимов охлаждения применяются низкие
температуры, нужно обязательно проверять температуру поверхности,
которая должна быть равной или выше криоскопической Ткр.
Среднеинтегральную температуру поверхности полутуши при
охлаждении можно вычислить по формуле
ах
i=\
Можно использовать и приближенную зависимость для
определения температуры поверхности продукта [37]:
Bi
i +
Коэффициент «я» в нестационарных процессах холодильной
технологии зависит от размера и теплофизических свойств тела, а также от
величины коэффициента теплоотдачи а. Если холодильная обработка
продуктов выполняется с применением воздуха, то в среднем за процесс
3 !> 1 ^ 1, а если с применением жидкости, то 4 ^ п :> 1.
Коэффициент «\|з» зависит от геометрической формы охлаждаемых
2
тел: для пластины ij> =
з
для цилиндра
-для шараг|) =
206

Температура

воздуха в
камере
Г
258

Скорость

воздуха у
бедра

Значение В1

Продолжительность
процесса X, ч .
0,5 2,44
1,5
3,0
4,0
5,0
5,26
8,56
10,47
12,24
261
0,5 2,41
1,5
3,0
4,0
5,0
5,20
8,45
10,34
12,09
6,00
1,89
0,68
0,48
0,35
9,02
3,00
1,15
0,77
0,65
Среднеобъемная
температура Ту
283,6
285,7
301,6
303,3
304,4
280,7
291,6
299,0
301,0
301,9
Примечание
Одностадийное
охлаждение
Предохлаждение
Одностадийное
охлаждение
Предохлаждение
255
268
2,3 6,0
2,8
302,6. Двухстадийное
охлаждение
(опыт —302,6) Ts= 271,5 первая
стадия
6,0 6,06 286,4 Ts= 272,19 вторая ста-
(опыт — 4,00) (опыт — 286,4) дия
0,84
(опыт — 0,8)
Расчет величины критерия Bi можно вести по приближенной
зависимости
Bi= 11,56 B WH-7.
Значения'корней характеристического уравнения (|ij) в общем виде
зависят от величины критерия Bi, табулированы и сведены в прил. 3.
Характеристики поля температур продукта и его среднеобъемной
температуры Ту очень важны, так как после охлаждения или
замораживания помещения в камеру они не должны вызывать повышения или
понижения температуры воздуха в ней.
Продолжительность охлаждения или замораживания определяется
временем достижения продуктом температуры его последующего
хранения. Такое условие будет соблюдено, если принять среднеобъемную
температуру продукта, равную температуре охлаждающей среды, и по
формуле найти, при какой температуре в центре Тц следует закончить
охлаждение или замораживание при принятой температуре воздуха.
По формуле (VI.3) проведены расчеты по охлаждению стандартной
полутуши говядины (С„ = 80 кг) от начальной температуры Тняч =
= То = 311 К C8 °С) до Ту при различных скоростях движения
воздуха. Результаты сведены в табл. VI. 1.
Зависимости (VI.1), (VI.2), (VI.3) справедливы для расчета
предварительного охлаждения, первой стадии интенсивного охлаждения мяса
и одностадийного процесса охлаждения.
При расчете нужно иметь в виду, что температурное поле в пластине
мяса идентично температурному полю в полутуше, но время достиже-
207

ния этих температур для полутуш корректируется, для чего вводится
коэффициент формы тт/т„ = 0,56.
Количество теплоты, отведенной от продукта при одностадийном
охлаждении или первой стадии интенсивного охлаждения,
рассчитывается по формулам:
удельный тепловой поток
q „ _ х (То — Тк) S AM sin \xm -fe- exp (— |x?FOl);
общее количество теплоты
g (VI.4)
Температура тела во второй стадии охлаждения (в которой
температура воздуха Тз и коэффициент теплоотдачи а2 остаются неизменными,
но отличаются от ах и TiJ определяется, как для пластины по
уравнению
f
An cos (ц„ ^-) exp (- ^
X
х [(т,—гл —
j
(VI.5)
Количество теплоты, отведенной в этом процессе, также определяют
по зависимости (VI.4).
Подстрочные индексы 1, 2, я и л в формуле (VI.5) соответственно
относятся к первой и второй стадиям процесса охлаждения; Ат и А„ —
функции критерия Bi (прил. 1).
Значение коэффициента теплоотдачи от поверхности полутуши к
воздуху определяется по уравнению аПр =» «к + аи + ал-
Конвективный коэффициент теплоотдачи aR определяют из критериального
уравнения
или Nu
где Nu
0,17Re°-r
0,33 Re0-58,
Значения теплофизических характеристик для воздуха находят по
таблицам [20]. Радиационную составляющую теплового потока
определяют с помощью условного коэффициента теплоотдачи радиацией
где сп — приведенный коэффициент лучеиспускания, Вт/ (мя • K)j
•ф — коэффициент облученности; Тб — температура поверхности
батареи либо холодного экрана К
Площадь поверхности полутуши определяют из соотношений, если
известна ее масса
где Ga — масса полутуши, кг.
При воздушном охлаждении ал — величина незначительная, ал «
fsi 1 Вт/(м2 • К) (теплообмен между холодными стенками ограждений).
Для воздухоохладителей ал = 0.
Среднеинтегральное значение коэффициента теплоотдачи при
испарении с поверхности полутуш определяется по уравнению
AGV
ап~ Fn(Ts-TK)x '
где г — удельная скрытая теплота фазового превращения воды в пар
бее льдообразования, г = 2483 кДж/кг; Г5 — средняя температура
поверхности полутуши, равная криоскопической, Ткр = 271,5 К; т —
продолжительность процесса, ч; AG' — величина усушки продукта в
процессе, кг, AG' = AGH -yp-.
Здесь Qnp — теплота, отведенная от мяса в рассматриваемом процессе,
Вт; Q2 — теплота, Вт, отведенная при охлаждении мяса от То = 311 К до
Т(ХЛ) =» Гкон = 277 К; AGH — величина нормативной усушки, кг.
Для теплотехнических расчетов отношение —^- с достаточной
степенью точности можно принимать равным 0,3. Расчетная величина
аи колеблется в пределах значений 4...6 Вт/(м2 • К).
В соответствии с принятой технологией D1, рис. VII.8) туннель
предохлаждения и камера доохлаждения работают в непрерывном
режиме (поточное охлаждение мяса). В этом случае т = тх + т2, где
тх и та — соответственно длительность предохлаждения и
доохлаждения.
Расчет туннеля сводится к определению его длины. Для этого
определяем частоту поступления полутуш в туннель:
п„
G тр
рде GCM —количество мяса, поступающего в туннель в течение смены,
кг/см; Gn — масса полутуши, кг; т?м — (тсм — 1), ч — время, в тече--;
ние которого мясо поступает в туннель (вычитается один час,
учитывающий прохождение полутуши по конвейеру цеха первичной
переработки).
Определяем количество полутуш (число позиций /), одновременно >
находящихся в туннеле при заданной продолжительности
предохлаждения или предзамораживания. Например, для предохлаждения
/ ¦= nnonxlt
где -^'рассчитывается по формуле (VI.2) или (VI.3)*
Тогда длина конвейера в туннеле
LK = Ib,
где Ь — расстояние между полутушами, м.
209

Если в туннеле разместить пт ниток, то его длина
Скорость конвейера
возду
ши 6:
-J.
Следует учесть, что при одних и тех же параметрах охлаждающего
духа Tj существенно зависит от определяющего размера полуту-
Поэтому массу полутуши нужно принимать значительно больше
стандартной (например, 140 кг вместо 80 кг). Тепловая нагрузка
туннеля равна
(VI.6)
ГЛР О - °""пол ('н ~ *к) ,7
¦л V2 г^ , # — мощность электродвигателей вентиля-
3600
—j
торов, кВт; Qt — наружные теплопритоки, Вт.
Мощность электродвигателей вентиляторов определяется по
приближенной зависимости
N.
где VB — производительность вентилятора, mVc; Я — напор
вентилятора, Па; 11 — КПД вентилятора.
Учитывая, что расчет гидравлических сопротивлений воздушной
сети ведется после создания основных контуров туннеля, величину Я
необходимо задать. Обычно гидравлическое сопротивление
воздухоохладителя должно быть не более 150 Па A5 мм вод. ст.), а
воздухораспределителей — 120...150 Па. После расчета Я уточняется тепловая
нагрузка. Для ориентировочных расчетов принимаем <2Общ = QT> ПРИ
этом эксплуатационные и наружные теплопритоки обычно не
рассчитываются, а принимаются равными я* 0,3 Qs, т. е. считается, что (Зобщ =
Дальнейший расчет связан с определением площади поверхности
воздухоохладителей. Обязательным условием расчета является
создание такой системы охлаждения, которая обеспечила бы достижение
нормативных значений по усушке пищевых продуктов в цикле
холодильной обработки.
Для туннелей наиболее предпочтительной системой воздухорас-
пределения является поперечное омывание полутуш, что обеспечивает
минимальный подогрев воздуха в туннеле.
Предварительное замораживание. В соответствии с принятой
холодильной технологией, введение данного процесса не противоречит ,
смыслу однофазного замораживания, а преследует цель интенсифици- ...
ровать процесс в начале замораживания за счет создания большой ско- '
210
рости движения воздуха у поверхности продукта в то время, когда в
поверхностных слоях полутуши протекает фазовый переход и
внутреннее тепловое сопротивление промороженного слоя толщиной ?х
оказывается меньшим или соизмеримым с термическим сопротивлением со
стороны воздуха:
При условии, когда а « 40 Вт/(м2 -К), ? = 0,03 м и Xj =
= 1,5 Вт/ (м • К), тепловые сопротивления сопоставимы. При
углублении зоны промораживания тепловое сопротивление слоя мяса
становится большим и задача, с точки зрения теплопередачи, считается
внутренней. При этих условиях скорость движения воздуха будет
незначительно влиять на интенсивность теплообмена. Поэтому по мере
углубления фронта фазового перехода скорость движения воздуха у
поверхности полутуши нужно снижать, что можно сделать только при
условии программного управления либо раздельного осуществления
процесса в потоке с выделением предварительного замораживания в
отдельном туннеле и дозамораживания в камерах с фронтальной
загрузкой.
В последнем случае инженерная задача решается более просто, так
как не требует регулирования скорости движения воздуха в туннеле,
которая может быть постоянно высокой для отведенного времени пред-
замораживания.
По условиям работы оттаивание инея с поверхности
воздухоохладителей туннелей предзамораживания можно осуществлять через
каждые 4 часа непрерывной работы, обеспечив этим стабильное
значение коэффициента теплопередачи на уровне 15 Вт/(м2 -К). f
В туннеле предварительного замораживания за 2...4 ч мясо
промерзает на глубину 0,03...0,04 м в зависимости от температуры и
скорости движения воздуха. На предварительное замораживание мясо
поступает после предварительного охлаждения, имеет криоскопическую
температуру поверхности и среднеобъемную температуру порядка
7V « 303...305 К.
При расчетах в процессе предварительного замораживания
используют зависимость
а2(Лз+1) -г -| «л. I- (VI-7)
Последняя получена на основе приближенного решения задачи
Стефана,записанной для условий теплообмена на поверхности, при
граничных условиях третьего рода. Решение в развернутом виде
представляется полиномом третьего порядка по. отношению к |х (при
211

п2 ~ 2). Для упрощения в уравнении (VI.7) слагаемые, содержащие
?ь из-за малости величины опущены. Продолжительность предзамо-
раживания для полутуши с учетом коэффициента формы тм = 0,56т„.
В уравнении (VI.7) приняты следующие обозначения: Яо и Я3 —
коэффициенты теплопроводности соответственно охлажденного и
замороженного мяса, Вт/(м • К), причем
h
lg (Tv -273)
с0 и с3 — удельные теплоемкости соответственно охлажденного и
замороженного мяса, Дж/(кг • К);
¦св —
lg(Tv-273)
Ро и р3 — соответственно плотность охлажденного и замороженного
мяса; Ро = Рз — Ю20 кг/м8; ^ —толщина замороженного слоя,
отсчитываемая от поверхности пластины, м; г — удельная скрытая
теплота фазового перехода воды в лед, кДж/кг; W — количество воды в мясе
(в долях единицы); ю — количество вымороженной воды (в долях
единицы); rW(op3 — тепловой поток, отводимый от 1 м3 мяса при
замораживании; rWap3 =» 1885 • 105 Дж/м3.
Значения коэффициентов п3 и п0 зависят от температуры среды Тк
и коэффициента теплоотдачи от пластины к воздуху а; принимаем
я, = 1,35...1,5; п0 = 2.
Коэффициент теплоотдачи
- \ '* /
Среднеобъемная температура мяса, поступающего на предзамора-
живание, определяется по (VI.3).
Количество теплоты, отведенное от продукта в процессе
предварительного замораживания,
Qn.3 - gn.3Gn.3, (VI.8)
где Gn.3 — масса мяса, прошедшего предзамораживание, кг; д„.3 —
средняя плотность теплового потока, отнесенная к массе 1 кг, Вт/кг,
которая определяется по формуле
^PK)(+3e),
/ — удельная площадь поверхности продукта, м2/кг.
Относительная разность температур на поверхности мяса в конце
предварительного замораживания, когда толщина промороженного
слоя равна ?х, определяется
"«Ь
212
Дальнейший расчет проводится по
аналогии с туннелем предохлаждения.
Расчет камер домораживания мяса.
Применение туннелей предзамораживания
позволяет уменьшить потребную площадь
поверхности воздухоохладителей, так как для
основных камер соблюдаются условия
равенства тепловых нагрузок на приборы охлаждения
Qmax a Qcp при условии, что коэффициенты
теплопередачи, расчетные и средние, равны 15...
...20Вт/(м2 • К). Кроме того, общая тепловая
нагрузка на приборы охлаждения камер
завершения замораживания будет равна Q3 3 =
- Qo.s — (Qn.o + Qn.a) » 0,6Qo.3, где Qo.3 —
количество теплоты, отведенной при
однофазном замораживании. С учетом kpaC4 общая
площадь поверхности теплообмена
воздухоохладителей всех камер и туннелей уменьшается
приблизительно на 25 %.
Расчет камер замораживания с цикличной загрузкой ведется по
общей методике, если она не механизирована. Для фронтальной
загрузки расчет можно вести как для одного подвесного пути, оборудованного
штанговым толкающим конвейером, по аналогии с туннелем.
Продолжительность завершения замораживания тэ.3 определяется
зависимостью
/
(
/
/
/
/
/
т
к,
I
%0,8
|,б
?0,4
0,2
о I г 5 ч si
Рис. VI. 1. График для
определения
характеристических коэффициентов
¦In
0ц -Г»
(VI.9)
где 9„ =
ч
кр
гр
^-; kx = km (Bi) — характеристический коэффициент,
определяется по зависимости или по графику (рис. VI. 1).
Действительная длительность домораживания полутуши
определяется с учетом коэффициента формы. Средняя плотность теплового
потока <7з.3 за этот период
л пз^з/ G*кр — ^к) 1„ aR -j- яз^з А/Т 1DV
Суммарная плотность теплового потока за время домораживания,
отнесенная к 1 кг массы,
<7з2 =
где Ф1 (Bi) = [it sin ц^! Bi определяется также по графику (рис. VI. 1).
Общее количество теплоты за время завершения замораживания
где Од — масса мясных полутуш, подвергающаяся домораживанию, кг.
В камерах дозамораживания скорость воздуха можно менять вдоль
подвесного пути в нужных пределах (от 3 до 5 м/с). При этом удается
213

решить задачу холодильной техники — улучшить работу
воздухоохладителей камер завершения замораживания за счет уменьшения слоя
инея на ребристой поверхности аппаратов.
Общая методика расчета камер холодильной обработки мяса.
Рассчитать камеру холодильной обработки — значит определить ее
грузовую и строительную площадь в соответствии с количеством мяса,
подлежащим обработке, обеспечив при этом требуемую
продолжительность охлаждения и замораживания и соблюдая нормативные значения
• потерь от усушки при установленном расходе электроэнергии на
производство холода.
В соответствии с требованиями холодильной технологии принимают
температуру воздуха в камере Тк и рассчитывают длительность
холодильной обработки тобщ. Для процесса охлаждения расчет ведется по
зависимостям (VI.1), (VI.2), для замораживания охлажденного мяса —
по зависимости Планка, для камер дозамораживания — по (VI.9).
Для однофазного замораживания при вынужденном движении воздуха
ебщ
0,091
= 0,096
(VI. 11)
где с0, св, сф — соответственно удельные теплоемкости охлажденного,
замороженного мяса и полная теплоемкость мяса при замораживании,
Дж/(кг • К);
с<в — са ,
До) — относительная разность количеств вымороженной воды в
пределах изменения температуры мяса при его замораживании на Г,
К; аПр = «к + аи + ал — приведенный коэффициент теплоотдачи,
Вт/(м2 • К).
Предварительно задаются скоростью движения воздуха в зоне
расположения бедренной части полутущи C,0...4 м/с), а также
определяется тепловая нагрузка от мяса (VI.4), (VI.6), (VI.8). Вместимость
камеры определяется исходя из зависимости
л
где G' — производительность камеры холодильной обработки, т/сут;
тц — продолжительность рабочего цикла холодильной обработки, ч,
который рассчитывают по формуле тц =» тОбЩ + х3.в, тут тэ.в —
длительность загрузки камеры мясом принимается в зависимости от
вместимости, обычно 2...4 ч.
Строительная площадь камеры
F - а
Гстр~ gF '
где gp — норма нагрузки, отнесенная к 1 м2 строительной площади
камер, т/м2, gF =• 0,225...0,250 т/м2.
214
Длину подвесных путей, на которых находится мясо в процессе
холодильной обработки, определяют по формуле
I - G
а~ g, '
где gi — норма нагрузки, отнесенная к 1 м подвесного пути, т/м, gt =
= 0,280 т/м.
При планировке камеры подвесные пути размещают на расстоянии
900 мм между собою, они отстоят от стены на 450 мм.
Тепловую нагрузку на приборы охлаждения определяют по
зависимости
где Qj, Q2,Qi — соответственно теплопритоки через наружные
ограждения, от груза и эксплуатационные тепловыделения (см. раздел 1.4).
Расчет и подбор воздухоохладителей проводят в соответствии с
методикой раздела IV, предварительно определяя необходимое
количество воздуха, подлежащего охлаждению, по зависимости
VB.O = coFon,Ln,
где с0 — средняя скорость воздуха, истекающего из насадки, м/с;
определяется в соответствии с расчетом характеристик затопленной струи
при заданной из условий теплообмена средней скорости у зоны
расположения бедренной части полутуши; Fo — площадь живого сечения
одной насадки, м2; п, — количество насадок на длине 1 м воздуховода;
Ln — длина воздуховодов, м.
Неебходимая температура поверхности воздухоохладителя
определяется в соответствии с лучом процесса, характеризующим
изменение состояния воздуха в аппарате по диаграмме d — i. Последний
определяется из зависимости
Связь между е и ? записывается в следующем виде:
fe ~ е — г ' ь<« — ~7 |ZTT '
где. 5<< — коэффициент влагопереноса, определяемый при известных
значениях усушки и тепловой нагрузки по формуле
AG= (Qo-QP)
Изменение состояния воздуха вблизи полутуш (в камере)
определяется из условий
w
где AG — усушка мяса за процесс [эта величина задается заранее и
должна быть равной или меньше нормируемой для соответствующего
метода холодильной обработки (AG ^ AGH)]; Q2 — тепловой поток,
215

отводимый от мяса в процессе холодильной обработки от начальной
температуры продукта до заданной, Вт; Qp — радиационный тепловой
поток, Вт; %dnp, idB.o — соответственно коэффициенты влагопереноса
для продукта и поверхности воздухоохладителя; г = 2818 кДж/кг
(для процессов с льдообразованием) и г =¦ 2483 кДж/кг (для процессов
без льдообразования).
Требуемое подохлаждение воздуха находим из уравнения
теплового баланса Qo ==. VpcAT. С учетом подогрева воздуха в вентиляторах
и воздуховодах находим температуру воздуха на выходе из насадок.
Температура воздуха у полутуши будет более высокой, так как
происходит смешение холодного воздуха с воздухом камеры в
соответствии с коэффициентом эжектирования VJVO = п из уравнения
баланса
Основной участок
nVoPTK = VsPTn и Тп
где Ть и Т„ — температуры воздуха соответственно tta выходе из
сопла и у поверхности продукта, К.
Температура воздуха в камере (Тк) задана из условий технологии,
поэтому подогрев воздуха у полутуши будет равен Та — Тк, если его
относить ко всей массе воздуха, проходящего в зоне расположения
бедренной части полутуши. Действительный подогрев будет большим,
если учесть транзитную часть воздуха A — ej, не участвующую в
теплообмене с полутушей.
Для систем воздухораспределения с радиальными щелями ех я*
я* 0,7, для плоских щелей ех = 0,6... 0,5.
Тогда действительный подогрев ..: *
\т — JjlziLl. ¦'¦
Влагосодержание воздуха после контакта с поверхностью находим
из условий
Процессы тепловлажностной обработки воздуха в камере и
воздухоохладителе строятся в диаграмме d — i и используются для расчета
воздухоохладителей.
VI.2. Расчет систем воздухораспределения
в камерах холодильной обработки мяса
Расчетом необходимо определить массы воздуха, движущиеся у
поверхности продукта и через теплообменный аппарат. Массу воздуха
для осуществления процесса охлаждения или замораживания можно
находить двумя способами — по количеству «сухой» теплоты,
входящей в тепловлажностное отношение еф = Qa + r, и по
закономерностям для свободной затопленной струи.
Трудность расчета по второму методу заключается в том, что у
продукта и через аппарат циркулируют разные количества воздуха,
216
Рис. VI .2.
Расчетная схема
струи
воздушной
потому что струи, истекающие из начальный
насадок, в зависимости от на- ¦—y</gc/7?0/v
чальной скорости эжектируют
воздух камеры. Вследствие
этого масса воздуха в затопленной
струе (расход) по мере удаления
от отверстия постоянно
увеличивается VJV0 > 1 и сечение струи
bjbo>\.
Расчеты процессов
охлаждения или замораживания
продуктов в камерах и
поверхностей теплообменных аппаратов
необходимо проводить
взаимоувязанно. При этом учитывают, что длительность холодильной
обработки зависит от температуры и скорости движения воздуха у
продукта, толщины и теплофизических характеристик продукта
(ТФХ) [т = / (Тс> апр, б2, ТФХ)]. Для определения площади
поверхности теплообменных аппаратов рассчитывают тепловую нагрузку,
скорость движения воздуха в живом сечении аппарата, тепловое
сопротивление с учетом инея, коэффициент тепловой эффективности теп-
лопередающей поверхности (ребра), тепловое сопротивление со
стороны кипящей жидкости. Согласование этих расчетов проводится по
скорости движения воздуха у продукта. Последнюю нужно создавать
с учетом обеспечения требуемой величины конвективной составляющей
приведенного коэффициента теплоотдачи у поверхности продукта. Для
этого же условия проектируется воздуховод и определяется масса
воздуха, необходимого для осуществления охлаждения или
замораживания мяса.
В соответствии с [411 в камерах применяют организованное и
неорганизованное воздухораспределение. Последнее осуществляется' с
помощью воздуховодов, чаще всего равного статического давления, с
различными насадками (радиальными и плоскими щелями, соплами
и др.). Характеристики потока воздуха можно рассчитывать по
закономерностям свободной затопленной струи. Расчет плоской струи
ведется на 1 погонный метр длины плоской щели (рис. VI .2). Объем воздуха
на выходе из сопла
у — W F
где Ювых — средняя скорость по сечению в выходном отверстии, м/с;
Fo — площадь сечения выходного отверстия насадки, м2.
Длина начального участка струи
/0 = 0,515-^-,
где at — коэффициент турбулентной структуры струи.
Значение ат зависит от типа сопла: коническое — 0,066...0,071;
цилиндрическое — 0,076; плоское — 0,09...0,12; плоское с
направляющими лопатками— 0,15...0,2. Величина а, возрастает при искус-
8 449
217

ственнойтурбулизации потока. Осевая скорость движения воздуха для
начального участка 10 определяется по зависимости
(VI. 12)
эт щели
(VI. 13)
0,85
Осевая скорость движения воздуха на расстоянии L + /0 от щели
0,848
ат (L + 10)
+ 0,206
Средняя скорость движения воздуха по площади сечения струи
.
k) +0|208
Толщина струи на расстоянии L + /0 от щели
Ьш = 4,8&0 f ат (L.+ /o) + 0,205).
Секундный расход воздуха в этом сечении струи
У.-1,7^/°* <*¦ + '«>+ 0,205.
Расчет круглой струи. Объем воздуха на выходе из круглого сопла
У о = wBUXF0.
Длина начального участка воздушной струи
/„ = 0,335-^-,
здесь Do — диаметр сопла.
Осевая скорость в начале участка
т
Осевая скорость на расстоянии L + I
®s
0 от сопла
0,48 \
+ 0,145
\ L>0
Средняя скорость по площади сечения струи
/ 0,096
+ 0,145 i
V Щ "ги>
Диаметр струи на расстоянии Ъ + /0 от сопла
D, = 6,8D0 ( п—^—f- 0
( д 0,145).
Секундный расход на расстоянии L + /„ от сопла
У, - 4,36У0 Ct(Ld+L<>) + 0,145).
218 "
Суммарный объем воздуха, истекающего из насадок одного
воздуховода, составит ;
y = VQn, (VI.14)
где п — количество насадок (сопел) в одном воздуховоде. Количество
воздуха, подлежащего охлаждению в воздухоохладителе, составит
1/в.0 = У2, (VI. 15)
где z — количество воздухораспределителей.
Проектирование систем воздухораспределения. При
проектировании камер важно обеспечить интенсивное охлаждение и замораживание
(например, 12 часов на охлаждение и 18 часов на замораживание) и для
этих условий, исходя из технико-экономической оптимизации (если
это необходимо), выбрать температуру и скорость движения воздуха.
При замораживании мяса (двухфазное замораживание) значение
приведенного коэффициента теплоотдачи ориентировочно можно
найти, преобразовав формулу Планка к виду
а"р ~~ т (*кр — /к) %3 — q^pR1 '
где q3 — удельное количество теплоты, отводимой от 1 кг мяса при его
замораживании от начальной (t'o = 4 °С, t\ = 245 000 Дж/кг) до
конечной (/кон = —20 °С, i2 = 0 Дж/кг) температуры, Дж/кг; q3 = it —
— i2 = 245 000 Дж/кг; б — определяющий размер, м (при
одностороннем замораживании б == R и при двухстороннем б = 2R); R', р —
коэффициенты, зависящие от формы, соотношения размеров
замораживаемого мяса и способа отвода теплоты (для полутуши R' = 0,0967, р =
= 0,3571); tKp — температура начала замерзания соков в продукте
(для мяса /кр = —1 °С).
Для однофазного замораживания приведенный коэффициент
теплоотдачи находят из полученной И. Г. Чумаком зависимости для
процесса однофазного замораживания, преобразовав ее к виду
„2
0,096бр с0
ГЧ'кр-'
(VI.16)
Для охлаждения тел приведенный коэффициент теплоотдачи
определяют из формул, дающих функциональную связь типа 6 = / (Bi, Fo)s
koo--J«
OX
Доля радиационного теплообмена играет особую роль в процессе
тепло- и массопереноса, с" ее ростом пропорционально уменьшается
усушка.
По данным Еркина величина 9 н= 1 + — изменяется от 1,1 до
1,7 и зависит от температуры поверхности, воспринимающей теплоту
(холодная стенка ta = tK, батарея t6 « /0).
8' 219

Коэффициент теплоотдачи <хк включает и условный коэффициент
теплоотдачи испарением и рассчитывается по зависимости,
полученной Румянцевым:
NuK = 0,9Re0-52.
Приведенный коэффициент теплоотдачи с учетом теплообмена
излучением от мяса можно рассчитать по зависимости Герасимова и
Румянцева
или по формуле Аверина
Nu =
(VI-17) j
При расчете средней скорости движения воздуха в зоне располо-i
жения бедренной части wsl = wa используют уравнение подобия для |
теплообмена полутуши 1
Nu = cRe" или -^ = 0,17 (-^-)°'7, (VI. 18) *
al,4360.43v •
откуда щ = 12,57 " , 43 .
Далее, используя расчетные формулы для струи (плоская или круглая),
находят w0 и Vo, суммарный объем воздуха (V) и количество воздуха,
подлежащего охлаждению в воздухоохладителе (VB.O).
При проектировании аппаратов и систем воздухораспределения
количество воздуха, циркулирующего через камеру и аппараты,
принимается по большей массе, рассчитанной двумя способами.
Аэродинамический расчет воздушного циркуляционного кольца
камеры. Аэродинамическое сопротивление движению воздуха в
циркуляционном кольце камеры Ар определяется по уравнению
Ар = Арв.о + АрЕ + Аргр + Арвх + Арпов + АрКШ1, (VI. 19)
где Арв.о — аэродинамическое сопротивление оребренной секции
воздухоохладителя; Арс — статический напор перед соплами, Артр, Ар^,
Ар„ов, Аркан — аэродинамические сопротивления соответственно
трению при движении воздуха в канале (над ложным потолком), при входе
в воздухоохладитель, поворотах и при выходе воздуха из вентиляторов
в канал (ложный потолок).
Расчеты Ар приводят после составления схемы кольца,
установления длины воздуховодов, определения количества воздуха,
приходящегося на один воздуховод V (VI. 14), и суммарного его объема,
подлежащего охлаждению в воздухоохладителе VB.O (VI. 15).
Аэродинамическое сопротивление оребренной секции
воздухоохладителя при шахматном расположении спирально оребренных труб
(для чисел Рейнольдса Re ^ б • 104) можно рассчитать по формуле
АРв.о- l,352(A-)M5(-J-')-O-72Re-o^(P^)/2,
где Sp — расстояние между ребрами с учетом снеговой шубы, мм; sp =
= 2/[ — 6Р — 26И; z — количество рядов труб по Еысоте Еоздухо-
220*
охладителя; ftp — высота ребра, мм; dn — наружный диаметр трубы, мм;
р — плотность воздуха, кг/м3; w — скорость движения воздуха в живом
сечении оребренной секции, м/с; до = фх и>н.д, здесь срг — коэффициент
сжатия, учитывающий размещение в сечении канала оребренных труб,
определяют по уравнению (VI.20); дон.д — действительная скорость
набегающего потока, м/с,
"н.д
VB.JF'K
где Frbh — действительная площадь живого сечения канала (сечение
перед трубной решеткой воздухоохладителя).
Значение <рх определяют по формуле
st
(VI.20)
где ^ — шаг между трубами в горизонтальном ряду, мм; 6Р —
толщина ребра, мм.
Статический напор перед соплами
(VI.21)
где <р0 — коэффициент скорости истечения из сопла (<р0
Аэродинамическое сопротивление трению в канале
0,7).
ApTp =
ю:
н.д
2
где ЯтР — коэффициент трения по длине (для воздуха ХтР = 0,025);
1К — длина канала, м; йэ — эквивалентный диаметр сечения канала,
м2, d3 =
~-\ FK — площадь поперечного сечения канала,
м2; П —
периметр канала, м.
Если применяются круглые воздуховоды, то их диаметры
определяются из формулы V — FBw, где w — скорость движения воздуха в
начальном сечении воздуховода; FB — площадь поперечного сечения
nd'i i/TF" f 41/=
воздуховода, м2, а Т7,, = —^~; йа
¦-V-
nw
Аэродинамическое сопротивление при входе воздуха в
воздухоохладитель определяется по формуле, полагая, что коэффициент
местного сопротивления на входе ?вх = 0,5:
Аэродинамическое сопротивление поворотов
"а.А
221

где «4 — количество поворотов в циркуляционном канале камеры (при
входе воздуха в воздухоохладитель и выходе из него), п4 — 2; ?пов =
= 1,5.
Аэродинамическое сопротивление при выходе воздуха из
вентиляторов в канале определяется коэффициентом местного сопротивления
5кан» который зависит от отношения суммы площадей выходных сечений
вентиляторов FBeH к площади сечения канала FKaH.
Для обеспечения заданной скорости движения воздуха,
выходящего из сопел, в камеру необходимо подавать охлажденный воздух
в количестве VB.O, м3/с. Согласно каталогу, подбирается нужное
количество осевых вентиляторов (для канального воздухораспределения
по количеству этих воздухораспределителей), для которых указаны
диаметры отверстия кожухов вентилятора ^Рен.
По установленному отношению FBeJFKaH по таблицам,
приведенным в учебниках по гидравлике, определяется ?кан. Скорость движения
воздуха в выходном патрубке вентилятора wB определяется по формуле
о»„
'ЧеЛен
где пвен — количество вентиляторов.
Тогда аэродинамическое сопротивление при выходе воздуха
вентиляторов в канал (ложный потолок) составит
из
ёкан
Р-
каН ёкан Р-
После подстановки вычисленных значений Ар{ в формулу (VI. 19)
определяем суммарное аэродинамическое сопротивление движению
воздуха в циркуляционном кольце Ар. Следует иметь в виду, что главный
вклад в Ар по величине вносят воздухоохладитель (Арв.о ~ 0,5Ар) и
сопротивление сопла (Арс ~ 0,ЗАр).
Мощность электродвигателей вентиляторов определяют по формуле
М —V Ар
е ' в.о „ )
1Ъен'1вен
где Лвен — КПД вентилятора.
Для выбранной марки вентилятора выписывают его
характеристику — производительность V (м3/с), напор Я (Па), частоту вращения
«s (с-1).
Если при тепловом расчете камеры эксплуатационный теплоприток
от электродвигателей вентиляторов был принят Q4> то следует сравнить
принятое значение Q4 с расчетным, при этом расхождение не должно
превышать 10 %; в случае превышения следует внести корректировку
в площадь поверхности воздухоохладителей.
Расчет воздуховодов постоянного статического давления.
Применение воздуховодов постоянного статического давления позволяет
устанавливать насадки одинакового размера по его длине. Для расчета
необходимы длина воздуховодов (Lr), начальная скорость воздуха,
начальное сечение.
Расход воздуха определяется так же, как и в предыдущем случае.
Сначала находят скорость истечения воздуха через насадку и, задав-
222
шись площадью ее живого сечения (Fo = lb), вычисляют секундный
расход воздуха через насадку, а с учетом их количества в одном
воздуховоде — секундный расход воздуха через него.
Определяется статический и динамический напор перед соплами
соответственно по зависимости (VI.21) и Ара = ^~.
Дальнейший расчет ведется по методике, известной в гидравлике.
Воздуховод разделяется на п равных участков, длиной по 1 м.
Конечные сечения воздуховода неизвестны, следовательно, скорость w,
динамическое давление и потери давления на трение определяются не по
средним, а по начальным сечениям участков:
Лп 1 b w«p
bPrpi^K ^ g •
Этот процесс производится последовательно, начиная с сечения
О—О, затем динамическое давление Дрд, скорость w, секундный
расход воздуха V, эквивалентный диаметр для воздухораспределителя
в сечении /—/ и так далее для выделенных участков. Результаты
сводят в таблицу:
Номера
сечения
Потери на
трение
Дртр. Па

Динамический напор
дРДп-1,
Па
Потери на
местное

сопротивление
Дрм. Па

Скорость

движения
we
м
с
Расход
возду-
ха V
м»
О

Эквивалентный диаметр
d , мм
При заполнении таблицы, в зависимости от выделенных участков,
сумма (Архр + Д/?д„_1 -f- ApM) должна быть равна АрА„ для
предыдущего участка. На последнем участке должен быть обеспечен
достаточный напор для преодоления сопротивлений, возникающих в
воздуховоде и насадках при заданных скоростях истечения воздуха.
Системы воздухораспределения камер программного охлаждения.
В связи с требованиями теплопередачи в камерах холодильной
обработки наиболее целесообразный режим будет соответствовать условиям,
когда скорость движения воздуха изменяется во времени (или по длине
подвесных путей при фронтальном продвижении полутуш в камере),
причем в начале пути поддерживается скорость движения воздуха
4...5 м/с, а в конце — 0,5 м/с. При этом мясо подвергается
холодильной обработке от начальной до конечной температуры за время его
продвижения по одному подвесному пути.
При программном охлаждении и замораживании скорость
движения воздуха изменяется по длине подвесных путей по заданному
закону.
Для расчета скорости движения воздуха у бедренной зоны
полутуши по длине подвесного пути можно пользоваться выражениями для
камер охлаждения
ws = Wm exp (— Mi); (VI.22)
223

для камер замораживания
(VI.23)
где wm, Wgx — соответственно скорость движения воздуха у бедренной
зоны полутуш, находящихся в начале и конце подвесного пути по
направлению движения мяса (мясо продвигается навстречу движению
воздуха в воздуховоде); /, — длина i-ro участка воздуховода, м; Ln —
общая длина воздуховода (подвесного пути в одном ряду); М —
коэффициент, характеризующий степень изменения скорости воздуха, 1/ч
(для камер охлаждения М = 0,1...0,4).
Заданный закон изменения скорости движения воздуха вдоль пути
продвижения полутуш реализуется установкой разных насадок
одинакового сечения по длине воздуховода постоянного статического
напора.
Скорость движения воздуха в выходном сечении t-ro сопла
рассчитывается по зависимости (VI. 12) с пересчетом ее из зависимости (VI. 13)
и с учетом (VI.22):
wOi = 1,18 У ?±2- + 0,205 (wm ехр (— Мт)),
а с учетом (VI.23)
щн = 1,18 У S^jl + 0,205 (
wS
Удельный тепловой поток от мяса на t-ом участке по длине
воздуховода равен
На практике известен не коэффициент теплоотдачи ait а скорость
движения воздуха wsi (VI.23) у охлаждаемого продукта, поэтому
расчет соответствующих значений at осуществляется при помощи
соотношений (VI.16), (VI.17), (VI.18), имеющих общий вид
Nu, = ARe?,
где
В этом случае
а, =
Для стандартной полутуши можно рекомендовать приближенную
зависимость
Тепловой поток от мяса, воспринимаемый воздухом, истекающим из
щелей по длине воздуховода t-ro участка, находим по формуле
224
где 1\ — длина участка, м; Fa — площадь поверхности полутуш,
загруженных на 1 погонном метре пути, м2:
здесь qt — удельная нагрузка на 1 м длины подвесного пути, 250 т/м;
/м — удельная площадь поверхности мяса, м2/т, /„ = fn -^—, a fn —
площадь поверхности единичной полутуши, определяется по
эмпирическим зависимостям Мизерецкого и Смирнова, показывающим связь
площади поверхности с массой полутуши:
где Clt Са — постоянные коэффициенты, зависящие от вида рогатого'
скота и категории упитанности; Gn — масса полутуши, кг:
1
II
III
14,8/14,7
14,7/14,5
14,5/14,4
5,43/5,38
5,38/5,32
5,32/5,27
Суммарный расход воздуха через воздуховод
где АV* — расход воздуха через i-й участок.
Перепад давления по длине воздуховода на участке А/ от t-й до
(i -f- 1)-й щелей, вызываемый гидравлическим сопротивлением трению
при проходе воздуха, рассчитывается по формуле
Суммарное сопротивление трению равно
Потеря статического давления на «проход» на участке /,, где
установлены щели общей площадью f(,
wf
Коэффициент местного сопротивления на «проход» равен
D)\
где Ш{ =
у
ии, = -у-
у.
у-, F — площадь «прохода», мя.
225

Тогда можно записать для 1-го участка, что
и суммарная потеря давления на «проход» всех участков
Суммарное статическое давление воздуховода
Арот = Дртр + Арпр.
Количество воздуха, подаваемого на полутуши через щели на длине
участка /„ равно
V - k&
где ft — коэффициент запаса, учитывающий теплопритоки в камере
извне и внутренние тепловыделения от эксплуатации оборудования
камеры (к = 1,2...1,3); Д{ — разность энтальпий воздуха, набегающего
на полутушу и уходящего от нее (At = 1,5...2 СС); Q{ — количество
теплоты, отводимой на i-u участке.
Площадь сечения насадок, расположенных на длине /< участка
воздуховода (?(), определяем по формуле
Площадью живого сечения одной насадки можно задаться (Fo, м2),
тогда количество насадок пиае = -U-, шт. Размещение последних нуж-
но проводить с двух боковых сторон воздуховода, обращенных к
подвесным путям.
Полное падение давления в воздуховоде равно
где Ар. = -§-(-??-) —динамическое давление, к' — коэффициент
запаса, учитывающий перепад давления от вентилятора до входа в
воздуховод, к' = 1,1... 1,2.
Длина воздуховода по условию была задана. Полное давление
вентилятора определяется с учетом аэродинамического сопротивления
воздухоохладителя. В данном случае воздухоохладители
устанавливают так, чтобы движение воздуха в них было противоточно
направлению движения туш.
Глава VII
ИСПАРИТЕЛЬНОЕ ОХЛАЖДЕНИЕ ВОДЫ
И КОНДЕНСАТОРНЫЕ УСТАНОВКИ
Рассмотрим основы проектирования, методики и примеры расчета
устройств, аппаратов и систем' испарительного охлаждения воды.
При проектировании холодильных установок необходимо выбрать
одну из трех систем охлаждения конденсаторов: водяную,
испарительную или воздушную. Этот выбор определяется результатами технико-
экономического анализа. Остановившись, например, на водяной
системе охлаждения конденсаторов, проектировщик сталкивается с
необходимостью применить тот или иной тип охладителя воды и
выполнить его расчет. Порядок расчета водоохладителя зависит от условий
контакта воды с воздухом в самом водоохладитёле.
При раздроблении воды соплами (форсуночные градирни, брыз-
гальные бассейны) не всегда можно точно оценить величину площади
поверхности теплообмена. Приходится приближенно подбирать водо-
охладитель, основываясь на опытных данных, полученных в процессе
испытаний.
Опытные данные приводятся в виде основных показателей
водоохладителя, где оцениваются производительность охладителя,
интенсивность его работы и достигаемый эффект охлаждения воды.
Производительность водоохладителя характеризуется тепловой нагрузкой
Q и расходом охлаждающей воды G, массовым или объемным.
Интенсивность работы охладителя оценивается удельными
значениями этих величин, отнесенных к единице площади сечения
охладителя Fox,,.
Под Foxn понимают активную площадь охладителя без учета
площадей воздушных коридоров и защитной зоны, жалюзийных
ограждений.
Тепловая нагрузка, отнесенная к активной площади охладителя,
называется плотностью теплового потока цр, кВт/м2.
Расход воды, отнесенный к активной площади охладителя,
называется плотностью орошения gw, м8/(ма • с). Иногда эта величина
называется высотой дождя.
Разность температур воды, входящей в водоохладитель и
выходящей из него (Atw), называется подохлаждением воды или шириной
зоны охлаждения.
Работа охладителя как теплообменного аппарата характеризуется
¦ величиной высоты зоны охлаждения, т. е. разностью температуры воды,
выходящей из охладителя, и температуры наружного воздуха по
влажному термометру.
Для оценки качества работы охладителя используется величина
коэффициента эффективности ti0, представляющего собой отношение
действительного подохлаждения воды в охладителе к теоретическа
возможному подохлаждению при данных условиях наружной среды.
227
226

Для охладителей воды, в которых трудно определить состояние
воздуха на выходе из охладителя, а значит, и интегрировать энтальпий-
ный напор по поверхности теплообмена, применяется коэффициент
охлаждения
и = „CwAtw , (VII.1)
где ta,op — энтальпия насыщенного воздуха при средней температуре
воды, кДж/кг.
Для градирен с любым типом насадки нередко применяется
расчетный метод, когда определяется объем оросителя (насадки) и
используются опытные значения величины объемного коэффициента массоот-
дачи р\, отнесенного к разности влагосодержаний. На основании
опытных данных для аналогичных градирен или насадок определяется
величина F0XJI и по каталогу подбирается градирня. В качестве
расчетных условий обычно рекомендуют принимать среднесуточную
температуру наружного воздуха по сухому термометру (это значение
превышается не более десяти раз за летний период).
При отсутствии подробных климатических данных для нахождения
расчетной температуры наружного воздуха можно пользоваться
приближенной формулой [23J
/рас* = /ср.мес + @,125. . .0,150) 4бс.макс (VII.2)
Расчетную температуру по влажному термометру можно найти,
располагая величиной среднемесячной относительной влажности воздуха
в 13 ч самого жаркого месяца года. Выбор величины подохлаждения
воды определяет не только температуру охлажденной воды после
охладителя и температуру конденсации, но и размеры охладителя,
поскольку уменьшение подохлаждения воды влечет за собой соответственное
увеличение гидравлической нагрузки (увеличение расходов на
циркуляцию воды). В связи с этим целесообразно выбирать вариант, дающий
наименьшие затраты.
VII. 1. Методики расчета водоохлаждающих устройств
Брызгальные бассейны. Метод теплового расчета брызгальных
бассейнов в достаточной мере еще не разработан, поэтому часто
руководствуются эмпирическими данными. В настоящее время для
проектируемых и строящихся промышленных холодильных установок
брызгальные бассейны ввиду их малой тепловой эффективности почти не
применяются. Ими продолжают пользоваться в холодильных
установках Дворцов спорта и других зрелищных учреждений крупных
торговых предприятий, где они выполняют, помимо основной функции,
роль декоративных фонтанов.
Исходными данными для расчета бассейна являются: тепловая
нагрузка конденсатора СК0Нд (кВт); массовый расход циркулирующей
воды Gw (кг/с); температура воздуха по мокрому термометру (/„);
количество теплоты, подводимой к бассейну за счет влияния
солнечной радиации qp (кВт/м2); скорость ветра w (м/с).
228
Ряс. VI.II. Гидравлические характеристики а
разбрызгивающих сопел: пг, ^i
j — тангенциальное, бутылочное: а — 38/27; б — ' /g/,
SO/25; в — 50/28,6; 2 — тангенциальное, эволь- у™
вентное: а — 50/25; б — 100/50; 3 — винтовое '•"
Спреко (П-А 50/20; 4 — винтовое МОТЭП 50/26; ,111
{ — винтовое ЮжОРГРЭС: а — тип С-4,80/36;
б — тип С-6, 90/42; в — щелевое П-16 83
Иногда вместо величины
массового расхода циркулирующей воды
можно задаваться величиной
подохлаждения воды в бассейне Atw.
Расчет ведут в следующей
последовательности.
По расходу циркулирующей воды
Gw, кг/с, определяют плотность
орошения go, кг/(м2 - с), или высоту
дождя Hw, учитывая при этом тип
бассейна (табл. VII.1).
Площадь брызгалыюго бассейна
56
U
IS
17
14
II
8
у,
' у.
-уг\
*•*
>
х*
^^
X1
у
»*
Ф
*Ф
Ф
К
<?
tdy.
^2а
<У
"та
55
5
2 3
5 6 78 10
8a
(VII.3)
Напор воды перед форсунками принимаем р = 50 кПа. Диаметр
выходного отверстия форсунки принимаем от 16 до 22 мм, тогда расход
воды через одну форсунку можно определить по графику (рис. VII.1),
для форсунки диаметром 22 мм по формуле
бф = 0,0074 VAp. (VII .4)
Количество форсунок
i
По графикам (рис. VII.2) определяем в зависимости от скорости
ветра и типа бассейна коэффициент охлаждения и без учета солнечной
радиации.
Коэффициент охлаждения с учетом влияния солнечной радиации
(VII.6)
cwhaMw
где q, — напряжение солнечной радиации, кВт/м2. Среднее значение
qt = 0,6 кВт/м2.
Бассейн .
V1I.1.
Плотность орошения брызгальных бассейнов
Величина qg, кг/(м2с), при производительности бассейна, кг/с
50
100
200
300
400
600
С жалюзи
Без жалюзи
0,13
0,08
0,17
0,10
0,20
0,14
0,23
0,16
0,25
0,18
0,26
0,20
229

u
0,7
0,6
0,5
0,4
П 7
ox
OJ
0
1
i
1
A
//
/
t
г
Рис. VII.2. Зависимость коэффициента охлаждения от ско
небольших брызгальных бассейнов (до 150 кг/
орости
/с):
ветра для
а — с жалюзи; б — без жалюзи
Из уравнения (VII. 1) с учетом поправки на влияние солнечной
радиации определяем энтальпию воздуха у поверхности воды Сср при
вредней температуре воды tWcp:
L=i1+^, (VII.7)
'де tj. — энтальпия воздуха на достаточном удалении от бассейна,
{Дж/кг.
По величине iw находим среднюю температуру воды tw (с помо-
цью таблиц насыщенного влажного воздуха) и значения температур
(ходящей tWl и выходящей tWl воды из брызгального бассейна:
Щ^, (VII.8)
шср
f
tw,
(VII.9)
Вентиляторные градирни. Исходными данными для расчета гра-
ирни являются: тепловая нагрузка Q, кВт; расход охлаждаемой воды
w, кг/с; параметры наружного воздуха tc,, °С; ф^ %; ilf кДж/кг,
, кг/кг.
Расчетные параметры наружного воздуха определяют в соответствии
указанными выше рекомендациями (VI 1.2).
Температура охлажденной воды после градирни tWl при малых ее
эдохлаждениях (А/и = 4...5°С) и обычной величине плотности оро-
Ю
П. ж* —ГГ
где А* >— 1г — ix (кДж/кг) — изменение энтальпии воздуха в градирне.
Величина Ai выбирается близкой к 20 кДж/кг, что соответствует
отношению массовых расходов воды и воздуха, равному 1. Энтальпия
воздуха пооле градирни i2 ¦» ix + -^- •
По известным температурам воды tWl и fWt определяются энтальпии
насыщенного воздуха Q, и l"w, и вычисляется средний энтальпийный
напор в градирне А?л (кДж/кг) по уравнению
В зависимости от типа насадки градирни вычисляется коэффициент
массоотдачи Рх, кг/(ма • с) по соответствующему уравнению.
Коэффициент массоотдачи для щелевой и сотоблочной насадок выбирается по
шпирическому уравнению [29]
р 0,284 (o> (^)~0515
р - 0, ( ?(^)
где (шр)в — массовая скорость движения воздуха в узком сечении
наладки, кг/(ма • с); gL — линейная плотность орошения, кг/ (м • с);
LH — высота насадки (длина канала), м; d3 — эквивалентный диаметр
канала, м.
Формула применима для режима пленочного течения при массовой
скорости воздуха (дор) ^ б кг/(ма • с); плотности орошения g? ^
^ 0,017 кг/(м • с); значений Lnld3 до 70; йь =¦ 3...6 мм.
Величина gt связана с плотностью орошения на 1 м*
горизонтального сечения градирни go следующим соотношением:
So
где 2П — сумма периметров сечений каналов, м; Foxn — площада
сечения корпуса градирни, м*.
Для регулярных насадок других типов (табл. VII.2) Дорошея
ко А. В. 115] рекомендует рассчитывать значения р1 в зависимости от ti
па и высоты насадки, геометрии каналов и рабочих нагрузок потоке
2;

VI 1.2. Геометрические характеристики насадок РН
РН
Материал
Н, мм
Мипласт
Алюминиевая фольга
3,7
637,0
0,584
7,3
3,6
6,5
16,1
300
'1000
313,0
767,0
464,0
243,0
'0,575
0,686
0,755
0,937
по эмпирическим зависимостям
sh = ^^
где sh — (р/7 FKM)/D$ — число Шервуда, F — площадь поверхности
контакта фаз, ма, FK,n — площадь конструктивной поверхности
элементов насадки.
Для регулярных насадок F = FK.n. ReB == -^^ число Рей-
нольдса воздушного потока, a Re^ = ™ж ? число Рейнольдса
для водяной пленки; D — коэффициент диффузии водяных паров, мг/с;
da — эквивалентный диаметр каналов насадки, м; р„ — плотность
воздуха, кг/м3; vB, vw — коэффициенты кинематической вязкости воздуха
и воды соответственно mVc, с, п, т — эмпирические коэффициенты
(табл. VI 1.3).
Приведенные в табл. VI 1.3 значения числа sh получены при высоте
слоя насадки Н = 0,3 м (для регулярной насадки из мипластовых
сепараторов); Н — 1,0 (для регулярной насадки с листами алюминиевой
гофрированной фольги).
Пересчет на другие значения Ях производится таю
, , 1 Н \—1.02
Sh = БПтабл \~п~\ '
при начальной температуре воды tw, отличной от 35 °С,
Sh =
В табл. VII.2 приведены данные по типу, материалу и удельные
геометрические показатели новых регулярных насадок высокой плот-
юсти, исследованных в ОТИХП. Для предварительной оценки можно
)екомендовать значения d3 — 10 мм для проектирования аппаратов
троизводительностью до 50 м3/ч по охлаждаемой воде. Для аппаратов
юльшей производительности d9 =* 10...20 м. Характеристики некото-
>ых градирен с регулярной насадкой представлены в табл. VI 1.4.
Коэффициенты массоотдачи для крупных пленочных градирен с
асадкой из деревянных или других щитов принимаются по данным
>ермана [4]. Площадь теплопередающей поверхности градирни F оп-
еделяется по формуле
р Q
32
VI 1.3. Кинетические характеристики насадок РН
1
2
3
4
6,80
66,7
0,0096
0,436
0,374
0,041
0,090
0,61
0,40
1,58
1,0
0,96
1,27
0,804
0,55
0,27
0,27
0,43
0,68
0,075
0,236
200...900
500... 1800
1900...2400
200...600
200...600
600... 1200
1800...3700
17...33
34...67
3...13
13...30
18...100
VII.4. Градирни ГРН (градирни вентиляторные противоточные)
Насадка алюминиевая «двойной риф» , da — (8... 10) мм
(С
Тепловая нагрузка Q, В
Перепад температур воды Д^
"С
Площадь поверхности
тепломассообмена ^охл> м.
Расход воды Оц,, кг/с
Расход воздуха иш, м/с
Площадь фронтального
сечения, м2
Фронтальное сечение, м л м
Скорость движения воздуха ш,
м/с 1Пз
Плотность орошения gw ¦ '" .
м8/(ма ¦ ч)
Число форсунок
Производительность форсунок,
кг/с
Вентилятор
251
2,2 V.-
2,5
0,722
0,85X0,85
3,5
3,1
4
0,55
?008
2/,7
2?,7
5,78
1,7X3,4
3,8
3,8
24
1,38
Напор вентилятора р, Па
Высота насадочного слоя, м
Масса насадочного слоя, кг
Число пакетов насадки (сепа-
Высота аппарата без
вентилятора, мм
Высота аппарата, мм
Температура воздуха по
мокрому термометру на входе в ап-
парат, С
Температура воды на входе в
аппарат, °С
Габаритные размеры пакета,
мм
06-300'№ 6,3 № 12—
2 шт.
180 180
0,400 0,400
40 320
1685
2000
16
2700
3200
4016
41,6
41,6
11,56
3,4X3,4
3,6
3,6
36
1,88
ЗВ1-25
140
0,400
640
32
3000
4800
18,5
_ 35
425X850X400 B10) *•
* Высота указана без поддона и окон для входа воздуха.
¦• В скобках указана высота аппарата.
4376
55,5
43,3
12,64
4,25X3,00
3,43
4,3
40
1,38
ЭВГ-25
120
0,600
700
35
2300»
19,2
31
233

VI 1.5. Относительный
Относительная влажность
воздуха на выходе из градирни у,
3
расход
воздуха X, кг/кг
Перепад температур Atw,
5
"С
1
ю Щ
0,2.
0,3.
0,6.
1,3.
..0,6
..0,7
..1,1
..2,2
0,3...0,7
0,6... 1,0
1,0...1,6
2,2...2,9
0.6...1.0
1,0...1,3
2,0...2,5
4,6...5,1
1,0
0,9
0,8
0,7
Для расчета поверхности охлаждения крупной вентиляторной
градирни необходимо знать относительный расход воздуха А, ¦¦ —- и
скорость движения воздуха в оросительном устройстве. Скорость
движения воздуха wop в узком сечении оросителя определяется из условия
противоточного движения водяной пленки и воздуха
tt»op = wB + хюж, - (VII. 10)
где wB — абсолютная скорость движения воздуха, м/с; тж — скорость
движения пленки воды, м/с.
Повышение расхода и скорости воздуха приводит к уменьшению
величины поверхности охлаждения и увеличению мощности
вентиляторов.
Для климатических условий центральных и южных районов
европейской части СССР относительный расход воздуха X, кг/кг, в
зависимости от перепада температур между теплой и охлажденной водой
должен быть не меньше указанного в табл. VI 1.5.
Площадь поверхности охлаждения может быть подсчитана по
формуле
р GwcwMw A + 0,8Щ
где Sd ¦=¦ d\ + d\ + dt -f- da, dx — влагосодержанив насыщенного
воздуха на стороне выхода воды, кг/кг; d\ — влагосодержанив;
насыщенного воздуха на' стороне входа воды, кг/кг; dlF' dt —
влагосодержание воздуха, входящего и выходящего из градирни,
кг/кг; Рр — коэффициент испарения, отнесенный к разности пар-};
циальиых давлений, кг/(м» • с • Па); Rn, RB — газовые по-;
стоянные, Дж/(кг • К); -?- =¦ 1,161; р6— барометрическое
давление, Па; А1Л — среднелогарифмическая разность энтальпий воздуха
у поверхности воды и на достаточном удалении от нее. Для условий
противотока
=вТ« (VII. 12)
In
б.-
где Д^ — 4 — /8 — разность энтальпий воздуха на стороне входа
воды, кДж/кг; i\ — энтальпия насыщенного воздуха при температуре
входящей воды, кДж/кг; i2 — энтальпия
воздуха на выходе из градирни, кДж/кг;
Дг3 —i 2 — h — разность энтальпий
воздуха на стороне выхода воды, кДж/кг;
i2 — энтальпия насыщенного воздуха
при температуре выходящей воды,
кДж/кг; t\ — энтальпия воздуха на
входе в градирню, кДж/кг;
0,95
0,93
\
s
\
50
°
-2fm
20 ^,
Рис. VII.3. Поправочный
множитель А в упрощенном
уравнении теплового баланса
im — энтальпия насыщенного воздуха при температуре воды.
(VI. 13)
При Д4, < 5 принимаем 6*» = 0.
Энтальпия уходящего воздуха может быть подсчитана по
уравнению
(VII.14)
где А — поправочный множитель в упрощенном уравнении теплового
баланса (рис. VI 1.3).
Температура уходящего воздуха может быть найдена по формуле
ta=* ti + (twcp — /i) h~J\ • (VII. 15)
Опытные данные для величины коэффициента испарения Рр
получены при условии, что расстояние между щитами было Ь =» 50 мм и
L/d3 =» 12 (d3 =» 2); при других расстояниях между щитами величины
Рр, полученные из графика, следует умножать на поправочные
коэффициенты учитывающие влияние: at — расстояния между щитами;
аг — отношения hlb\ а3 — средней температуры воздуха (рис. VII.4).
После определения площади поверхности охлаждения градирни
займемся ее конструктивным расчетом.
Для противоточной пленочной градирни основные размеры
оросителя могут быть подсчитаны по следующим формулам:
живое сечение оросителя (проходное сечение для воздуха)
°в - (VII. 16)
Рв^в
Общая высота оросителя (щитов)
ahFb
*ор
активная площадь оросителя при щитовой конструкции
ор
(VII. 17)
(VII. 18)
234
235

Поправка
на „В'< 50tin
.0,
'А
0,9
0,8
07
-¦
ft
У
20
/To'
МО.
У
f ¦
50
I 1 3 4 5 6 7 A 0 1
I I I
1,0
0,9
60
Поправка
на „б"> sonn
\
\\
50
70
80
in
—too
0 1 2 3 4 5 6 0 0,5 I 1,5 2 2,5 В
1 . i ¦ i . i . i I , I , i
0 i- 2 3 Ц С 0 0,5 1 1,5 2 С
Г
20
/о
У/,
в
о ю го зо чо t.
0,90'
0,85
V
ч
' 0 50 100 150 200
W
op,
Рис. VII.4. Номограмма для определения коэффициентов тепло- и мас-
соотдачи с поверхности движущейся водяной пленки (t^ — средняя
температура водяной пленки)
активная площадь оросителя при вертикальных прямоугольных
каналах
где ah — коэффициент, учитывающий влияние неравномерности
распределения воды и воздуха (ah = 1,1.. .1,3); ар — коэффициент,
учитывающий площадь, занятую под стойками, колоннами и другими
элементами строительной конструкции (uf = 1,1... 1,2).
Скорость воздуха wB отнесена к живому сечению оросителя.
Определив hop, можно проверить величину удельного
гидравлического потока gL, приходящегося на 1 погонный метр каждой стороны
236
щитов или периметра канала:
(VII.19)
Для устойчивого поддержания пленки воды по всей поверхности
щитов и каналов величина gL должна быть не ниже 0,022 кг/(м • с).
Если величина gL окажется меньше, необходимо увеличить
расстояние между щитами b и пересчитать заново требуемую площадь
поверхности охлаждения.
Увеличение b сверх обычно принимаемых значений 20...50 мм
приводит наряду с повышением gL к увеличению требуемой высоты
оросителя hop. Повышение скорости воздуха в оросителе wB также приводит
к увеличению плотности орошения вследствие уменьшения требуемой
площади поверхности охлаждения F, что влечет к увеличению
мощности вентиляторов. Тепловой расчет проводится при проектировании
новой градирни или при пересчете существующей градирни на новые
режимы. Градирня выбирается по техническим характеристикам 129].
Для подбора вентилятора градирни проводится аэродинамический
расчет его. При аэродинамических расчетах применяются опытные
величины суммарных коэффициентов сопротивления, если они
имеются для конкретных градирен; если их нет, то проводится полный
аэродинамический расчет.
Полное аэродинамическое сопротивление градирни включает в себя
сопротивление орошаемой насадки ДрНас, а также сумму местных
сопротивлений входа в градирню, поворотов, каплеотделителя, конфу-
зора вентилятора и т. п.
Потерю напора в орошаемой насадке Дрнас для сотоблочных
регулярных насадок с йэ = 2...6 мм можно подсчитать по уравнению [29]
в режиме пленочного течения при условии, что шврв < 4...
...4,5 кг/(м2 • с), тогда
Энас
а в режиме «захвата» при (аир) > 4,5 кг/ (м2 • с)
. Дрнас = 5,85 {wP)l- У/6 (ШЭ)ОЛ7.
Потери напора при движении по регулярной насадке из
алюминиевой фольги
Др Ctlft
Значения сх и h зависят от типа насадки, ее высоты и
эквивалентного диаметра d3 (табл. VI 1.6).
d9, мм Н, п ct wB, м/с
мм
РН
Материал
3>4'5
16,1 1,0 2,34 8,2 1.93...7.09
Для щитовых насадок крупных градирен сопротивление
подсчитываем по формуле ^ _ о28 ^ + o33gL> L (ш,р)в
237

ВыПрос Воздуха
\ \
Охлажденная
Вода
Рис. VII.5: Принципиальная схема ГПН1
/ — фильтр; 2 — поплавковый регулятор
уровня; 3 — поворотная решетка; 4 — опорно-
распределительная решетка; 5 — элементы
подвижной насадки; 6 — смотровое окно; 7 —.
форсунки водораспределения; 8 — трубы
водораспределителя; 9 — канлеуловитель; 10 —•
съемная крышка; // — корпус; 12 — поддон
Местные сопротивления
определяются как
где ?< — коэффициент
сопротивления соответствующего местного
сопротивления [29]; wt — скорость
воздуха в данном сечении, м/с.
Вентиляторная градирня с
подвижной насадкой [1]. В последнее
время все большее распространение
получают аппараты с подвижной
насадкой для испарительного охлаждения воды. Вентиляторная
градирня с подвижной насадкой (ГПН) состоит из корпуса, бака и
вентилятора (рис. VII.5). Градирня противоточная.
Теплая вода из конденсатора подается к водораспределителю
градирни, с помощью форсунок распыляется и орошает поверхность
насадки. Насадка подвижная в виде шаров из вспененного
полипропилена (диаметр шаровdm = 36...40мм,эффективная плотность рш = 250...
370 кг/м3) под воздействием восходящего потока воздуха и падающей
вниз воды переходит в псевдоожиженное состояние. Шары насадки
перемещаются по всему объему рабочей зоны, образуя трехфазный
слой, способствующий интенсификации процесса испарительного
охлаждения.
Разработано несколько типоразмеров ГПН производительностью
по охлаждающей воде 2...50 м3/ч в автономной секции [15] табл. VI.7.
Исходные данные для расчета градирни: тепловой поток градирни
Q, кВт; массовый расход охлаждающей воды Gw, кг/с (может быть
задана величина подохлаждения воды Atw); температура воды на входе в
градирню tWt, °C; температура наружного воздуха по сухому (tCl) и
мокрому термометру (/„,), °С.
Конструктивные особенности градирни; одноступенчатая рабочая
зона; распределитель воды, размещаемый в рабочей зоне; форма
поперечного сечения корпуса — квадратная или круглая; насадка — шары
из вспененного полипропилена; опорно-распределительная решетка —
щелевая, выполняется из пластин, высота решетки 0,1 <! Нр ^ 0,2 м,
эквивалентный диаметр 0,03 <J d3 ^ 0,05; доля живого сечения f =»
= 0,9; соотношение массовых потоков воды и воздуха GJGa = 1. Кап-
леуловитель жалюзийного типа; плотность орошения gw = B,8...
6,9) • 10~3 м3/ (м2 • с); статическая высота слоя насадки 0,05 ^
< Яст < 0,15 м.
238
ills
X
н
о
¦8
т. 'IV
booew
хдн/хдм #-^
аи
Oo -"
с?
S
S
3
3
о
8
о
X
(О
5
о
!
8
о
сч
з.
о
X
из
о
о
(О
m
сч
о
X
СП
О
x
о
S2-
239

Выбираем величину скорости воздушного потока wB,
обеспечивающую интенсивную и устойчивую работу градирни, исходя из величин
скорости псевдоожижения сухой wc и орошаемой насадки wop:
0,074Аг0-57
(V,
37.5 +
Ar =
где рж — плотность воды, кг/м8; цв — динамическая вязкость, Па • с.
Рабочую скорость воздуха можно найти из условия
wx < w < wKp; wl = 1,4даор.
Скорость воздуха w должна быть меньше максимальной скорости
шкр, при которой возможен вынос капель за пределы аппарата.
Объемный расход воздуха, м8/с,
V 2а.
В~ Рв *
Площадь поперечного сечения корпуса, м2,
Размеры аппарата А — В = VFn, м.
Уточняем величину выбранной плотности орошения gm м?/(м8 • c)t.
бш 1;— •
' о
Абсолютный каплеунос из слоя подвижной насадки, кг/о,
Относительный каплеунос
AG =
до
Определяем статический объем неподвижной насадки
= HCTF0 ¦¦
где kv — объемный коэффициент тепломассопереноса,
= 14,92 w^3gw3H^'6; Д^л — средний энтальпийный напор
1п-
Энтальпия воздуха на выходе из градирни
Высота рабочей зоны
ЯР.,= 1,1-1,2(Яд + Яр.„),
где Яд — динамическая высота слоя, Нл = A,17 + @,65 +¦
+ 24,63 gto75) (а>в — wa)) Яст; Яр.» — высота слоя воды,
удерживаемой в градирне, Яр.3 = 0,25 м.
Определим число и массу слоя шаров:
_ УстA-е„)
ш
где Уш — объем шара, м8; е0 — начальная порозность слоя (е0 & 0,4);
МШ шРшш
* Определяем полное аэродинамическое сопротивление градирни
Ар = А/?! + 2Арм,
где Aft — сопротивление регулярной и подвижной насадок, Па;
2Д/?М — сумма местных сопротивлений на входе и выходе воздуха из
градирни, поворотов, сужений и т. п.
Сопротивление регулярной и подвижной насадок:
регулярной насадки
Др-
подвижной насадки (сухой)
ДРп.н = Рш#ст A — е0) g',
орошаемой регулярной и подвижной насадок
APl = 2,8ш1-ш + РшЯст A - е0) g + 321
где g — ускорение свободного падения, м/с2.
V1I.2. Методика расчета испарительных конденсаторов
При расчете испарительных конденсаторов обычно пользуются
уравнением
1
где р* = -~ коэффициент оребреаия; для гладкотрубных аппа-
ратов р « 1,1; аа — коэффициент теплоотдачи при конденсации
хладагента в трубах, Вт/(м2 • К); аш — коэффициент теплоотдачи от
наружной поверхности труб к орошающей воде, Вт/(м3 • К); FH —
коэффициент эффективности всей наружной поверхности труб и ребер; при
гладких трубах Еа — 1; R3arp — термическое сопротивление
загрязнений, (м2 ¦ К)/Вт.
Термическое сопротивление загрязнений RsaTV учитывает прежде
всего отложения водяного камня, а также слои краски, коррозии и др.
Эта величина в основном зависит от условий эксплуатации, причем влия-
241
240

яние загрязнений сказывается тем сильнее, чем выше коэффициент
теплоотдачи. В качестве среднего значения Raarp можно принять @,4... ,
0,8) • 1(Г3 (м2 • К)/Вт [91. ;
Коэффициент теплоотдачи при конденсации хладагента в трубах
достаточно высок. Средние величины: для аммиака аа = 5000...
6000 Вт/ (м2 • К); для фреона-22 аа = 2500...3000 и для фреона-12
аа = 2000...2500 Вт/ (м2 ¦ К).
Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде также достаточно высок,
в среднем аш = 3500...5000 Вт/ (м2 -К).
Наибольшее сопротивление теплоотдаче оказывает поверхность
соприкосновения воды и воздуха, поэтому температура воды во время
работы конденсатора поддерживается на высоком уровне, близком к
температуре конденсации, и интенсивность использования
поверхности мала. Повышение интенсивности достигается увеличением скорости
воздуха и увеличением поверхности соприкосновения воды и воздуха
путем применения ребристых труб или листоканальной поверхности.
Площадь поверхности аппарата можно найти из условия
стационарности процесса, обеспечивающего равенство тепловых потоков,
передаваемых от хладагента к воде и от воды к воздуху.
Основное расчетное уравнение можно представить [9] в виде
Q = 103?Т (/ко„д - U - ЛрТД/л,
где А *=» 1 -rj- cwtw — поправочный коэффициент, учитывающий
теплоту испарившейся воды; Р — коэффициент испарения, кг/ (м2 • с);
Д?л — средняя логарифмическая разность энтальпий, кДж/кг; F —
площадь наружной поверхности труб, м2; /Конд, tw — температуры
конденсации и пленки воды соответственно; k' — частный коэффициент
теплопередачи от хладагента к воде, Вт/(м2 • К).
Коэффициент массообмена Р рассчитывается в соответствии с
уравнением Льюиса:
где сск — коэффициент конвективной теплоотдачи от поверхности
теплообмена к воздуху, Вт/(м2 • К); при * == 30°Сср = 1060Дж/(кг • К).
Среднюю логарифмическую разность энтальпий представим в виде
А».
(VII.20)
In
С-'.
где i"w — энтальпия насыщенного воздуха у поверхности воды, кДж/кг;
t2, t\ — энтальпии воздуха на выходе из конденсатора и на входе в
него, кДж/кг.
Энтальпию воздуха на выходе из конденсатора можно определить
по зависимости , ¦
<конд
где Qkoba — тепловой поток конденсатора,
кВт; Ga — массовый расход воздуха, кг/с.
Энтальпия насыщенного воздуха iw
определяется по средней температуре пленки
воды tw . В свою очередь, температура
пленки воды определяется методом
последовательных приближений или
графическим путем так, чтобы при решении
уравнений
108&'Р(<КОНД — tw) И
конденсатора F
i^ — м.^ .. - ч.„„..„ Рис. VII.6. К расчету испа-
В результате получили одно и то же чис- Р^ьного конденсатора
ленное значение искомой площади поверхности
(рис. VI 1.6).
Для расчетов испарительных конденсаторов используется и другой
метод, основанный на применении разности температур конденсации
и воздуха по влажному термометру в качестве разности потенциалов.
В этом случае появляется возможность получить значение общего
коэффициента теплопередачи от хладагента к воздуху. Коэффициент
теплопередачи аппарата рассчитывается по зависимости
\
ИГ'
где оспр — приведенный коэффициент теплоотдачи от пленки воды к
воздуху, Вт/ (м2 • К),
г* _
«пр
(VII.21)
(VII.22)
In-
>,
tw —
Здесь tMf и tu, — соответственно температуры воздуха по мокрому
термометру на входе в аппарат и выходе из него.
¦ Рассмотрим указанный метод расчета испарительного конденсатора
применительно к аппарату с панельной поверхностью теплообмена.
При расчете панельных испарительных конденсаторов
используются следующие исходные данные: тепловой поток в конденсаторе Qkoha",
температура конденсации tKom; начальные параметры воздуха tCi,
<Pi, tMi\ массовый расход воздуха GB; линейная плотность орошения gv,
диаметр труб (поперечный размер панельного капала) da; толщина
стенки трубы (панельного канала) б; толщина ребра 6Р; шаг панельных
элементов по высоте панели st; высота ребра hp — s-l~ "¦ (для листо-
канального элемента /ip = - 1^°-, где а — продольный размер
панельного канала); число панельных элементов по высоте панели п;
243
?42

длина панели L; шаг панелей в пакете s2; материал труб и ребер; хлад-
агент.
Находим величину средней температуры воздуха по влажному
термометру
Рассчитываем среднюю температуру пленки воды на поверхности
ели
панели
/0t72 /°>'*?,—0.15
KO,W? ft
В ряде случаев задаются величиной tw на 2...5 градусов ниже /кояд.
Рассчитываем величину эквивалентного диаметра канала для прохода
воздуха
«8
Определим среднелогарифмический перепад энтальпий и температур
по мокрому термометру по формулам VII.20, VII.22. ,
Величину скорости воздуха будем считать w3, м/с. :
Определим коэффициент теплоотдачи конвекцией от сухой
поверхности к воздуху по зависимости
В качестве определяющей выбрана средняя температура воздуха
по мокрому термометру.
Площадь поверхности панельного элемента и величина
коэффициента оребрения:
/"пан - ndB + %, Р»-^-.
Величина плотности теплового потока ,
Коэффициент теплоотдачи при конденсации хладагента в трубах
Находим тепловой поток панельного элемента
Тепловой поток ребра
(VII.23)
244
где
= -^2_; т.
L —t,
т
1П "
коид м,
1
; и
thftiftp),/ 2
1
= j ; с = сг
А.
, , I .
Тепловой поток трубы
Рассчитываем величину коэффициента теплопередачи аппарата
где
*»г {Щ
In-
Находим площадь теплопередающей поверхности конденсатора
/? = Jjgp_. (VII.25)
Величину площади теплопередающей поверхности конденсатора
можно также определить по количеству панельных элементов в
аппарате
^эл ==: q » /* = Пэлг пан-
^пан
Площадь узкого сечения аппарата можно вычислить по формуле
(VII. 16). Число параллельных каналов для прохода воздуха
м Ъ
_^1 *Е_\
2 2
(VI 1.26)
245

Необходимое количество панельных элементов в направлении
движения воздуха
Лэл
„ • (VII.27)
Размеры теплообмелной поверхности: ширина NKaHse; длина L;
высота Si (лЭл + 1)- Количество воды, орошающей наружную поверхность
панелей,
<?„ = 21 (N^ — \)gL. (VII .28)
Аэродинамическое сопротивление сухого панельного пакета
находим по зависимости
Е
Ей = 3,92л;л Re'4 (-|-)~0'2 J Арс = (w*p)B. (VII.29)|
Сопротивление орошаемого панельного пакета принимаем на 10 %
выше сопротивления сухих панелей:
Полное аэродинамическое сопротивление аппарата
Ар = Арор + А/0Т
где Арт — местные сопротивления входов, выходов, поворотов и др.
Мощность, потребляемая вентилятором,
где Лвт — КПД вентилятора.
Если неизвестен массовый расход воздуха, обоснованный выбор
высоты аппарата осуществляется на основании величины коэффициента
эффективности
и — ъ
. ТЬ=-^—г--
Для панельных конденсаторов рациональным является значение *
VII.3. Расчет брызгального бассейна
Произвести расчет брызгального бассейна при следующих исходных данных.
Тепловой поток конденсатора <?конд = 1000 кВт; расчетная температур
воздуха (И = 28 °С; отно
Произвести расчет брызгального бассейна при следующих исходных данных
Тепловой поток конденсатора <?конд = 1000 кВт; расчетная температура
наружного воздуха /н = 28 °С; относительная влажность наружного воздуха <ра =» 70 %;
подохлаждение воды в брызгальном бассейне ktw — 3 °С.
1, Определяем массовый расход циркулирующей воды
2. По расходу циркулирующей воды для бассейна с жалюзи найдем из табл. VII.1
величину плотности орошения
gG = 0,153 кг/(ма.с).
8. Площадь брызгального бассейна по формуле (VI 1.3)
79,6
0,153
4. Напор воды в форсунках брызгального бассейна примем р ** 50 кПа.
Используем форсунку, диаметр выходного отверстия которой 22 мм.
Определим расход воды через форсунку по формуле (VII.4):
Оф = 0,074 /5 •
б. Число форсунок по формуле (VII.5)
79,6
1,65
= 1,65 кг/с.
¦ 48 шт.
6. Коэффициент охлаждения для брызгального бассейна без учета солнечной
радиации определяем по графикам (рис. VII.2) в зависимости от типа бассейна и
скорости вётрд-, и =* 0,48.
Коэффициент охлаждения с учетом солнечной радиации рассчитываем по
формуле (VII.6).
Напряжение солнечной радиации qs примем равным 0,65 кВт/м2, тогда
коэффициент охлаждения
О-48 n q*
и' = — 53S = 0'36-
'¦^4,186- 0,153-3
Т. Определяем энтальпию воздуха у поверхности воды по (VII.7)
4p = 71+-fe^=106'9K^Kr'
где * = 71,0 кДж/кг (при tH = 28 °С; <рн = 70 %).
8. По величине i"w находим среднюю температуру воды fw по таблицам
насыщенного влажного воздуха или по d — i диаграмме, tWrn = 80,8 °С. Тогда
температура воды, поступающей в бассейн (VII.8),
ср
= 30,8+ — = 32,3 °С;
температура воды, выходящей из бассейна (VI 1.9),
3
, 30,8
г-
28,3 СС.
'>5" VII.4. Расчет пленочной вентиляторной градирни
Исходные данные: тепловой поток QK0I,A= 1000 кВт; температура конденсации
'конд = 30 °с: температура воды, поступающей в градирню, tWi =» 31 °С; температура
воды, уходящей из градирни, tw = 28 °С; параметры наружного воздуха tu = 28 °С\
Ч>„=70 %. - ' SL
Определить основные размеры пленочной вентиляторной^градирни.
Ороситель градирни выполнен из деревянных щитов.
1. Определяем массовый расход воды Cw: ^
ко"д 100° 70'fi кг/г
?46
4,186-3
2. Относительный расход воздуха К — 2 (табл. VII.5),
247

8. Скорость движения воздуха в оросительном устройстве Wop определяем по
формуле (VII. 10). Принимаем wB = 3 м/с. '
Для определения ww задаемся величиной удельной гидравлической нагрузки
на 1 м щита: gL ¦= 0,04 кг/(м • с). ^
По графику [29, рис. V.23], в зависимости от величины gL и средней температуры
воды, находим ww = 0,2 м/с. Тогда шор =¦ 3 + 0,2 «= 3,2 м/с. \/
4. Определим площадь поверхности охлаждения градирни по формуле (VII.if).
Предварительно энтальпия выходящего из градирни воздуха it рассчитывается
но формуле (VII.lit, «х — энтальпия наружного воздуха, 71 кДж/кг; тогда
71 _. 4,186- 3
' + ,95-2 = 77'6 КДЖ/КГ-
\Г
А — поправочный множитель в упрощенном уравнении теплового баланса (А «=
¦=• 0,95).
Температура выходящего воздуха t2 определяется по (VII. 15), но для этого нужно
сначала по формуле (VII.13) найти tw :
31+28
2
1 29,5 °С.
Если известно <L , определим энтальпию насыщенного воздуха »_ •= *
ср ч> i
»= 98,5 кДж/кг, тогда ., ( .
'Л2 *, -V28 + B9,5 - 28) Ц'^п " 2^24 °С'
Для случая противотока по формуле (VII. 12) рассчитываем Д«л; для этого
величины ij и jj определяем с помощью таблиц термодинамических свойств влажного
воздуха по температурам воды tw = 31 °С и tw = 28 °С: i[ = 104,82 кДж/кг; ;2 =¦
=„89,55 кДж/кг. ' ' «'•' '**
Ait -» 104,82 — 77,6 = 27,22 кДж/кг; ^vrs<
Д<2 == 89,53 — 71,0 = 18,55 кДж/кг. ,//./
Тогда средняя логарифмическая разность энтальпий влажного воздуха
д/ 27,22—18,55
2,3 Ig
~27,22
18,55
кДж/кг;
- J
Комплекс 2У « ^ + dg + dx + d2 — сумма влапходержаний при полном
насыщении и при данной относительной влажности воздуха на входе и выходе воздуха;
численные их значения
di'=28,85 • 10 кг/кг; d=*24,l - IO^3 кг/кг; d'[ = 16,87 • 10 кг/кг, откуда
<^«= 19,6 • 10~3 кг/кг, Sd= B8,85+ 24,1 + 16,87+ 19,6) • 10~3 = 0,089 кг/кг.
Для определения коэффициента массоотдачи используем график (рис. VII.4)
0р = 0,15 • Ю-6 кг/(м2 • с • Па).
Расстояние между щитами 6 = 0,032 м, отношение -г- = 50, где А — высота
щитов; их толщина б = 0,008 м.
Находим по графикам поправочные коэффициенты (рис. VII.4):
п1 » 1,15; о, = 0,98; й8 « 0,92. #
С учетом поправок Рр = р^а^йа = 0,15 • 10 • 1,15 • 0,98 • 0,92 =• 0,153 X
X
248
кг/(м3 • с • Па).
Барометрическое давление Рл = 10е Па. Площадь поверхности охлаждения по
р_ 79,6-4,186 : 3- A + 0,8. 0,089) 19g? g ^
1,61 • 106-0,95. 0,153. Ю -22,99]^ -^ '
5, Определим основные размеры оросителя; предварительно найдем, что Ов •»
Qw% =» 79,6 • 2, тогда площадь живого сечения оросителя (VII. 16)
. 79,6-2 _лв. . .л.
'с- РвК.ор 1,14.3,2
Общая высота оросителя (VII.17)
1,2 ¦ 1987,8.0,032
"ор" 2-46,6 ;,¦-;
Активная площадь оросителя, ма (VI 1.18)
. 0,82 м.
1
0,032 + 0,008 .-
F*=1>1 0^32 46,6-64 м«.
в. Проверим величину удельной гидравлической нагрузки gL, которая должна
быть не менее 0,02 кг/(м • с), по (VII.19):
Is 79,6 • 0,82
1,2. 1987,6
¦ 0,027 кг/(м • с).
Следовательно, конструкция градирни разработана правильно.
7. Определим мощность и напор вентиляторов. Полное гидравлическое
сопротивление градирни складывается из сопротивления на входе в градирню,
сопротивления орошаемой насадки, сопротивления вентиляторов, поворотов, сужений и т. п.
Величина каждого из местных сопротивлений выражается в виде
В данном случае для упрощения расчетов воспользуемся таблицей 14,
твбл. 5.5], по которой определим коэффициент сопротивления для градирни
3» • 1,14
: 256,5 Па.
Рв
или
79,6 • 2
Др «= 50 •
Производительность вентилятора
Примем КПД вентилятора т)вт ш 0,6, тогда мощность вентиляторов
У^р _ 139,5.256,5 •¦ '
^"""ЩГ™ 10»-0,6 60кВт*
Техническую характеристику градирен см. [29, табл. V.6].
VII.5. Расчет листотрубного испарительного
конденсатора
Исходные данные: тейловой поток в конденсаторе Q.
конденсации
конд
конд
407 кВт; температура
38 °С; температура воздуха, поступающего в аппарат, по сухому
термометру tCi = 32 °С; относительная влажность воздуха фн = 40 %; температура
воздуха, поступающего в аппарат, по мокрому термометру tu =* 22 *С[ массовый
расход воздуха GB = 11,68 кг/с.
Характеристика теплообменной поверхности: листотрубная, труба dB X б^ =¦
"" 22 X 1,6 мм; шаг труб по высоте sx = 50 мм; шаг секций st •= 0,025 м; толщина
ребра бр = 2 мм; эквивалентный диаметр канала йь «« 25 мм; хладагент — аммиак.
9 449
249

Энтальпия воздуха на входе в аппарат 1Л = 64,35 кДж/кг. Температуру-пленки
воды на поверхности панелей принимаем tw = 36 °С. Энтальпия насыщенного
воздуха при температуре пленки воды iw = 135,11 кДж/кг. Энтальпия воздуха на выходе
из аппарата 12 = 99,19 кДж/кг.
Температура воздуха по мокрому термометру на выходе из аппарата /м2 = 30 °С.
Среднелогарифмический перепад температур по мокрому термометру по (VII.22)
ДСМ = 9,46.
Среднелогарифмический перепад энтальпий по (VII.20) Д1Л= 51,67 кДж/кг.
Коэффициент теплоотдачи конвекцией от поверхности панелей
определяем, исходя из критериальной зависимости. Выбираем величину скорости воз-
.. / s, \—0,26
духа в узком сечении дав = Б,5 м/с; Nu =0,218 Reu>0I ^pj , aK =• 45,47 Вт/(м8 х
X K).
Приведенный коэффициент теплоотдачи по (VII.20) anp =» 246,31 Вт/(ма • К).
Коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося аммиака аа = 8100gp0>2d^0>33.
Плотность теплового потока gF = 4940 Вт/м2, аа = 5959,2 Вт/(ма • К).
Тепловой поток панельного элемента по (VI 1.23) <?пан = 4 (Qx + Q2).
Расчет теплового потока панельного элемента проводится согласно методике
(см. гл. VII.2). В результате этого получаем:
11,03
0,437
' Проверка Д/„:
25,24 Вт, Q, =* 45,66 Вт, Q = 4 B5,24 + 45,66) -= 283,6 Вт.
283,6
напр
0,125- 246,31
= 9,21°С. .
Погрешность определения Д/„
9,46 — 9,22
9,46
100
Проверка величины теплового потока
= 2,64 %.
283,6
Погрешность величины gF
ndBH ' eF 3,14 • 0,0188
4990 — 4804
= 4804 Вт/м*.
4940
100
Коэффициент теплопередачи по (VI 1.24)
0,125- 11,56
= 2,75 %.
196,28 Вт/(м* • К).
Площадь поверхности аппарата (VI 1.25)
407000
196,28- 11,56
179,39 м*..
Рассчитываем площадь узкого сечения аппарата по (VII.25)i
11,68
/\.=
5,5- 1,16
1,83 ма.
Число параллельных каналов для прохода воздуха по (VI 1.26)
'¦83
ка" 0,013 . 3,2
32 ~ -
Необходимое число панельных элементов вдоль движения воздуха по (VII.27)
составит
5,5. 1,6-0,013 • (99,19 —64,35) 103 ..... ..
пзл = 2вЬ ' 10'15 W 10"
Габариты теплообменной поверхности: ширина NKs2 = 44 « 0,025 ¦= 1,1 м.
Принимаем длину теплообменной секции L = 3,2 м. Высота Sj (п + 1) =>
= 0,050 • И = 0,55 м.
Расход воды, орошающей тсплообменную поверхность, no (VI1.28) Gw = 2 X
X 3,2 D4 — 1) • 0,027 = 7,43 кг/с.
Аэродинамическое сопротивление сухого панельного элемента определяем по
зависимости по (VI 1.29):
Сопротивление орошаемого панельного пакета принимаем на 10 % выше
сопротивления сухих панелей:
Дрор= 1,1 .31,58 = 34,73 Па.
Полное аэродинамическое сопротивление аппарата
Др = Дрор + Дрм,
где Дрм — местные сопротивления входа воздуха, выхода и др.
"Сумма местных сопротивлений
Дрм = Aft + Др2 + Ар3 + Др4 + Др5-
Сопротивление на входе в основную секцию (Дрх) и выходе из нее
будет
по [24]
Отношение узкого сечения к фронтальному сечению аппарата
°—г—W-0-525
^Фр = N^L\ ^p =. 44 • 0,025 • 3,2 = 3,52 м»;
feo-и ka — коэффициенты потери напора на входе в основную секцию и выходе из нее.
Выбираем их значения по графикам 124, рис. 5, 2...5, 2|:'
ДР1 = 1-16-5'52 (i-o,52)a + O,3 ''16-5'52 «18,06 Па;
10,0 Па.
Сопротивление при прохождении потока воздуха через гребенку с форсунками
"°Р
251
250

где Wgp — скорость воздуха в сечении, в котором установлены форсунки.
Принимаем о/ор равной скорости воздуха во фронтальном сечении:
0в 11,68
w
'ор
Р. ° 0,1 2'
1,16-3,52
^ill6--0,47 Па.
2,85 м/о»
Сопротивление при прохождении потока воздуха через влиминаторы Дл4 ¦=
= |( —^-. Скорость воздуха в влиминаторе принимаем равной средней
арифметической из скорости воздуха в узком и фронтальном сечениях аппарата.
Из [30] выбираем |, =• 10,4, тогда
APi = ю,4 1|16д4'17!> = 104,8 Па.
Сопротивление при входе воздуха в патрубки вентиляторов Aps. Выбираем для
установки на аппарате два вентилятора с диаметром лопастей 0,7 м. Скорость
воздуха Ш патрубке вентилятора
w
,
11,68
""~ 1,16- 0,785- 0,7а- 2
Сонротивленнв при входе в патрубки
18 ы/о.
где |» ™ 0,6 — коэффициент сопротивления при внезапном сужения потока,
АРь = 0,5 1'16213а = 49 Па.
Общее аэродинамическое сопротивление аппарата
Д/> — 34,73 + 18,06 + 10,0 + 0,47 + 104,8 + 49 — 217,06 Па.
Необходимая мощность для привода вентиляторов (Вт)
г\„ = 0,в...0,7.
1,16 • 0,7
3122 Вт «3,12 кВт.
252
I
Глава VIII
ВОДНЫЙ ЛЕД
VIII. 1. Теплопередача при кристаллизации
и плавлении льда
Приближённые решения некоторых практических задач кристалли-
вации жидкости, важных для льдотехники, были осуществлены для
разных начальных и граничных условий. Формулы для определения
продолжительности замораживания льда при отводе теплоты через
замороженный слой в охлаждающую среду могут быть использованы
как при проектировании льдогенераторов различного типа, так и в
расчетах процессов разделения и очистки веществ методом
кристаллизации, замораживания продуктов, аккумуляции холода и др.
Продолжительность одностороннего замораживания через стенку
плоского слоя воды нулевой температуры определяется по формуле
Планка [44]
где г0 — скрытая теплота льдообразования, отнесенная к единице
объема намораживаемого льда, равная 306 • 103 кДж/м3; 90 —
температура затвердевания жидкости, °С; ?2 — температура охлаждающей
среды, °С; бст/Я,ст — тепловое сопротивление стенки, (мв • К)/Вт;
^Ал — тепловое сопротивление слоя льда, (м2 • к)/Вт; аа —
коэффициент теплоотдачи от стенки к охлаждающей среде, Вт/(ма • К).
Согласно формуле Планка, скорость намораживания льда (в
определенный момент времени х1г при толщине льда бл/) будет
dx
а,
Тепловая нагрузка составляет
Jq
dx
Продолжительность намораживания льда на цилиндрической
поверхности рассчитывают по формулам [38]: при намораживании льда
внутри трубы —
253

VI11.1. Значения коэффициентов А и В в зависимости
поперечного сечения льдоформ
Коаффициент
от соотношения сторон
Соотношение сторон
1.0
1.6
2.0
2,5
4.0
А
В
3120
0,036
4060
0,030
4540
0,026
4830
0,024
5320
0,023
при намораживании на наружной поверхности охлаждаемой трубы —
~
7~\~ I V
~7
v * '"в) I >
/
где гх — радиус поверхности льда, омываемой водой, м; ги —
наружный радиус трубы, м; гвн — внутренний радиус трубы, м.
Продолжительность замораживания воды в льдоформах определяют
по приближенной формуле Планка
где х — в часах; b — меньшая сторона льдоформы в ее верхней части,
м; А и В — коэффициенты, определяемые по соотношению сторон
поперечного сечения формы (табл. VII 1.1).
В приведенных зависимостях температура замораживаемой воды
принималась равной 0 °С. Часто в практических условиях
льдообразование происходит из жидкости, температура которой tw выше
температуры затвердевания 0О. Температурный напору—90 вызывает
поступление теплоты от жидкости к поверхности раздела фаз.
Возникающий тепловой поток оказывает существенное влияние на процесс
кристаллизации, замедляя его.
Для случая льдообразования на плоской поверхности при
постоянной температуре воды tw время намораживания определяется из
выражения [38]
Максимальная толщина замороженного слоя определяется по
формуле
где t^a^ —температура и коэффициент теплоотдачи охлаждаемой воды.
Во многих промышленных аппаратах и установках температура
жидкости, занимающая конечный объем, изменяется в процессе
льдообразования. В таких условиях протекают процессы аккумуляции
холода, производства льда, вымораживания и др. Приближенные
решения, учитывающие влияние переменной температуры жидкости на об*
разование твердой фазы, изложены в [40]. Исходя из них рассмотрим
случай, когда /а =¦ const.
254
Значение температуры воды tWK, при которой у охлаждаемой стенки
начнет выделяться лед,
00
«2
Время охлаждения воды от температуры /шн до температуры tWK
где gt — масса охлаждаемой воды, кг; ех — удельная теплоемкость
воды, кДж/(кг • К); k, F — коэффициент теплопередачи и общая
площадь теплопередающей поверхности охладителя.
Длительность охлаждения воды от tmK до температуры twx при
одновременном намораживании льда на поверхности до толщины 6ЛХ:
Это соотношение может быть представлено в виде
где В = —— выражает зависимость температуры воды от времени и
условий теплообмена. Толщина льда бл.х, намороженного за время
= </<Лл(]/^.
¦ 2m _(m+i)Bx
"*" га2-1 (в
где
; у о •¦
Если tw — /2 = const, то температура воды 4« определяется из
выражения
где c<j = tw — t2 и у0 =
—

Период охлаждения воды от twa до tWK
Длительность охлаждения воды от tWK до t
255

Толщина льда блх, намороженного за время тг*, блж =- у0Хл х
1 и
Г2Вт
-1) + 2Втб-ДТ)-1}( где
Если жидкость с температурой tw > 90 попадает на охлаждающую
цилиндрическую поверхность, то время намораживания льда до
заданной толщины бл можно определить по приближенной формуле L43]
9X-^ °л 2(fl1-i41)«r, OjIJ
где Лх = — ¦
Эти формулы не учитывают тепловое сопротивление 1/А.я» то
считается, что а2 -> оо. Если пренебречь еще и сопротивлением стенки
цилиндра, то формула примет вид
Если отношение диаметра цилиндра к толщине получаемого льда
велико, стенку можно считать плоской. Для этого случая решение
будет иметь вид
т = —
где бст — толщина стенки.
Если намораживание льда происходит из камеры, движущейся
относительно стенки (роторный льдогенератор чешуйчатого льда), то
время намораживания определяется по формуле
VIII.2. Льдогенераторы
Искусственный лед получают замораживанием воды в
льдогенераторах при температурах от —8 до —30 °С.
По составу исходного сырья искусственный водный лед разделяют
на лед из пресной воды (сырой, кипяченой, дистиллированной), лед
из природной соленой воды (в частности, морской), лед из воды с
искусственными добавками (антисептический, рассольный).
Современные льдогенераторы классифицируются по виду, составу
и назначению вырабатываемого льда, по способам и источникам
охлаждения, по производительности и конструктивным особенностям.
Они бывают периодического и непрерывного действия, с оттаиванием
и механическим отделением льда. Кроме того, различают автономные
(в частности, агрегатные) автоматизированные льдогенераторы
непосредственного охлаждения и неавтономные с централизованным
охлаждением рассолом либо непосредственно хладагентом.
256
Аккумуляторы холода (автономные и неавтономные) могут быть
без отделения льда, с отделением льда (фригаторные), а также зеротор-
ного типа.
Льдогенераторы производят следующие виды технического и
пищевого льда: блочный, трубчато-блочный и снежно-блочный; плитный
и трубчато-плитный; малогабаритный — дробленый кусковой и
пластинчатый, трубчатый, скорлупный, брикетный, кубиковый;
рассыпной — мелкодробленый (измельченный до снегообразной массы или
гранул), чешуйчатыйv снежный.
Энергетические показатели производства искусственного льда.
В качестве основного энергетического показателя льдогенератор ной
установки (льдогенератор, компрессорно-конденсаторный агрегат,
устройства для подачи воды, отделения и выдачи льда) принято удельное
потребление энергии
'л"л
где NK — часовой расход энергии на компрессорно-конденсаторный
агрегат, кВт; Мл — часовой расход энергии на льдогенератор и
дополнительное оборудование, кВт; in — энтальпия льда (относительно
поступающей в льдогенератор воды), кДж/кг; 0л —
производительность льдогенератора, кг/с.
¦ Удельная затрата энергии на получение 1 кг льда
Для промышленных
290 кДж/кг.
Удельный расход холода на получение
льдогенераторных установок
п - 145.
1 кг льда
ЯЛ-1Я+ 2<7„,
где 2gn — удельные потери холода при отделении льда, во внешнюю
среду, на компенсацию тепловыделений, например от насоса для
циркуляции воды.
Для производственных льдогенераторов qn -«460...840 кДж/кг.
Удельная холодопроизводительность льдогенератора, отнесенная
к теплопередающей поверхности F испарителя, кВт/ма,
Удельное потребление энергии при производстве льда существенно
зависит от температурного режима. При высокой температуре воды
целесообразнее предварительно ее охладить в водоохладительных
устройствах при повышенной (в сравнении с льдогенератором) температуре
кипения хладагента и при отсутствии теплового сопротивления
намороженного слоя льда.
Предел целесообразного повышения температуры кипения
непосредственно в льдогенераторах определяется в основном соотношением
стоимостей льдогенератора, компрессорно-конденсаторного агрегата
с приводом, производственного помещения и потребляемой энергии.
857

VI11.2. Типоразмеры некоторых льдогенераторов с рассольным охлаждением
Тип льдогенератора
с обозначением
единовременной загрузки
воды, т
Число льдоформ
Площадь

поверхности
испарителя, м2
Длина
бака, мм
Ширина
бака, мм
Масса

льдогенератора
(без
холодильной
машины),
120 ч
240 1
480 \
800)
800
по 12,5 кг
воды
по 25 кг
воды
10
20
40
60
80
5160
6023
9433
12 605
13 250
2592
3540
3540
4080
5534
5,4
8,9
14,6
21,2
33,4
ЛГ-1,5
ЛГ-3
ЛГ-6
ЛГ-10 '
ЛГ-20
Предел допустимого понижения температуры замораживания
определяется технологическими требованиями. Следует учитывать, что
изменение температуры кипения оказывает наибольшее влияние на
интенсивность намораживания льда. Для приближенной
сравнительной оценки экономичности льдогенераторных установок принимают,
что эксплуатационная стоимость Э пропорциональна удельному
потреблению энергии Af, а капиталовложения К — удельной
металлоемкости и удельному занимаемому объему.
Экономически оптимальный льдогенератор должен соответствовать
г/
минимуму величины Э -\ , где т — число лет окупаемости, а
величина Э относится к одному году.
Экономическая эффективность Ея нового льдогенератора по
сравнению со старым определяется разностью соответствующих сумм
приведенных годовых затрат и выражается уравнением
Е„ = GH [(с0 + 0,15КС) - (с„ + 0,15К„)],
где GH — годовая производительность льдогенератора; сс, сю Кс, Кн —
себестоимости и капиталовложения на 1 т льда для старого и нового
льдогенераторов.
Льдогенераторы блочного льда. Рассольные льдогенераторы
блочного льда производят технический матовый или прозрачный лед в
подвижных льдоформах. Температура рассола в баке —8...—12 °С;
скорость его циркуляции 0,1...0,2 м/с. Рассол охлаждается вертикально-
трубным либо листотрубным погружным испарителем с температурой
кипения аммиака или фреона 22 около —15 °С. Расход холода на 1 кг
льда составляет от 525 до 585 кДж.
Для интенсификации льдогенератора применяется предварительно
охлажденная вода в водоохладителях и не допускается
промораживание сердцевины блока.
При оттаивании льдоформы погружаются в теплую (до 40 °С) воду
либо орошаются в наклонном положении на льдоскате. Потери льда
при оттайке составляют 1...2 мм для каждой стороны.
Типоразмеры отечественных рассольных льдогенераторов с льдо-
формами на 12,5 и 25 кг льда приведены в табл. VIII. 2.
Высота баков — от 2295 до 2445 мм. Льдоформы на 12,5 кг льда
имеют сечение в верхней части 0,11 X 0,19 м, длительность замораживания
258
¦ к 7 Я9Ю
Ь„см Ц Vм
„100 -{50 -/
Рио. VIII. 1. Номограмма для расчета продолжительности замораживания
ледяных блоков и плит:
bt, Ь, — размеры льдоформы в верхней части (i>i X Ь,); тн »— bjb,, —> соотношение
сторон
воды при температуре рассола —10° примерно 8 часов; на 25 кг льда —
сечение 0,13 X 0,26 м, длительность замораживания 12 ч; на 50 кг
льда — сечение 0,19 X 0,38 м, блок замораживается за 16 ч. Длина
льдоформ 1,12 м; длина блоков льда около 1 м.
Пример расчета рассольного льдогенератора блочного льда. Определить
продолжительность замораживания блока льда в льдогенераторе с рассольным охлаждением
при таких условиях: масса блока 25 кг; размеры льдоформы в верхней части 0,13 X
X 0,26 м; температура воды 0 °С; температура рассола — 10 °С.
Продолжительность замораживания
По табл. VIII.1 определяем А - 4540, В - 0,026, тогда
т = 4540'0'13 @,13 + 0,026) = 9,2 >
259

Вода
Рис. VIII.2. Льдоформа с рубашкой и
трубками:
а — общая схеиа (/ — рубашка; 2 — внутренняя
и наружная трубки; S — откидная крышка; 4 —•
противовес); б — схема расположения трубок
а2 = 230 Вт/(м2 • К). Из номограммы
получим (решение показано
пунктиром): х ¦¦ 9,0 ч. Если при тех же
условиях начальная температура воды
равна 20 °С, то время намораживания
составит примерно 10,5 ч.
Трубчато-блочные льдогенераторы
непосредственного охлаждения,
представляющие собой неподвижные льдо-
формы с испарительными рубашками
и внутренними трубками для намораживания льда, более интенсивны
и гигиеничны в сравнении с рассольными.
Примером промышленного льдогенератора блочного льда
непосредственного охлаждения является льдогенератор Вильбушевича
(рис. VIII.2). При температуре кипения хладагента —15 °С
продолжительность замораживания блоков льда массой 25 кг составляет около
2 ч против 12 ч в рассольных льдогенераторах. Потери льда при
оттаивании составляют 2...3 %. В подобных установках намораживание
льда чередуется с оттаиванием горячими парами хладагента путем
переключений холодильной машины.
Для выпуска льда в льдоформе у дна укреплены откидные крышки
на пружинах. Перед заливкой льдоформ крышки примораживаются
небольшим количеством воды. После оттаивания крышки открываются
и лед выпадает из льдоформ в приемник. Льдогенераторы не
автоматизированы и имеют повышенную металлоемкость.
Из других систем льдогенераторов блочного льда с
непосредственным охлаждением следует отметить автоматизированные
льдогенераторы трубчато-блочного льда со всплывающими блоками («Грассо»,
ТБЛ-100 ВНИХИ и др.). Они выполняются в виде глубокого бака с
водой, в котором смонтированы пучки испарительных труб. Ледяные
трубчатые блоки массой 25...50 кг намерзают на трубах за 2...3 часа.
После автоматического оттаивания горячими парами хладагента они
всплывают в баке, проталкиваются цепным конвейером к торцу бака
и подаются на ленточный транспортер.
Такие льдогенераторы не металлоемки, так как не имеют
испарительных рубашек и льдоформ. По данным фирмы «Грассо» стоимость
производства трубчато-блочного льда на 30 % меньше стоимости
изготовления блочного льда в обычных неавтоматизированных
льдогенераторах с рассольным охлаждением.
Пример расчета льдогенератора Вильбушевича. Определить продолжительность
замораживания блока льда в трубчато-блочном льдогенераторе непосредственного
охлаждения, если размеры: внутренней трубы — 0 38 X 2,5 мм, наружной
трубы — 0159 X 4,5 мм; коэффициент теплоотдачи при кипении хладагента а» ¦"
=400 Вт/(м2> К), температура кипения хладагента tt = —12 °С.
260
-с.ч
7
\
V
i
i
—г
1
\
\
3
2
/
/
гГ
/|
fc q«j Д qo? г, н "; г^'м о,м о,оз орг o,oi о opt ooz орз о,оч*А,п
Рис. VIII.4. Графики "функций (к расчету
льдогенератора Барбьери)
Рио. V1II.8. Графики функций
(к расчету льдогенератора
Вильбушевича)
Задаваясь рядом значений радиуса поверхности льда гк, определим
продолжительность намораживания льда на внешней поверхности внутренней трубы,
пользуясь зависимостью
Исходя из 1того уравнения при гх
334- 10»-910
2 . 12 • 3600
( I __
[ 2 • 2,25
-^^-^-loorW^042-0'019^1'57 Ч
t > ^ » 2,34 ч; гх — 0,050 м Tt «- 3,28 ч.
но результатам расчетов строим график Tj «= / (гх) (рис. VIII.S).
Для тех же значений гх рассчитываем время намораживания льда на внутренней
поверхности внешней, трубы
при гх -¦ 0,045 м
Пс
TW-'
¦ 334. 103 • 910 0,04» ,„ 0,075
2 • 12 • 3600
0,0795
6,076
2,25
1
¦In-
0,04
-(¦
1
2 • 2,25
+
400 • 0,0795
@.0752 — 0,04а) = 2,04 ч.
При г. =• 0,045 м т, — 1,61 ч; при т% — 0,050 м та = 1,22 ч.
По результатам расчетов строим график т2 ° f (rx) (рис. VIII.3). Точка
пересечения кривых характеризует время полного промораживания воды в льдоформ»
т »• 1,86 ч, гл — 0,042 м.
Проверка правильности расчетов при подстановке в формулы «начения гх —
~ 0,048 м дает время намопяживания льда на внутренней трубе т,, ** 1,85 ч; на
наружной трубе %2 ¦* 1,87 ч. Погрешность допустимая.
Удельная производительность льдогенератора
261

где Vn — объем намороженного льда, м», Кл = я (fa — /*) Я; F — площадь тепло-
передающей поверхности льдоформы, омываемой водой, м2, причем F = 2л (/-вн +
+ /¦„) Н\ Н — высота льдоформы; м; рл — плотность льда, равная 910 кг/м3- т. —.
продолжительность оттаивания; примем т0 = 0,14 ч. ' 9 **
Формулу (VIII. 1) можно записать также в виде
вл 2(т + т0) '
910@,075 — 0,019)
¦ 2A,86 + 0,14) ~ " 12-74 кг^2 • ч>
пЯж??ИМеР раСЧеТа льдогенеРато?а Барбьери. Определим продолжительность
замораживания льда в льдогенераторе фирмы «Барбьери» (схема показана на рис VIII 2)
при условии, что лед намораживается на плоской поверхности льдоформы (б =
" ~« -\ и на внешней поверхности труб 0 38 X 2,5 мм, размещенных в форме;
нттрппг,пхпаии ™„ „„ хладагента сс2 = 400 Вт/(м2 -К'
, ЛЯсТ»
Продолжительность намораживания льда на наружной поверхности труб состав-
гх, м 0,030 0,035 0,040 0,045 0,050
*Г"ч 0,52 0,97 1,57 2,34 2,38
ня пнпДаВаЯ Различныв значения бл, определим длительность намораживания льда'
на плоской поверхности по такой зависимости: '
«1,96
Так, при бл = 0,03 м
334 • 10» . 910 . 0,03 / 0.03
^ 12 • 3600 [ 2 • 2,25
бл, м 0,01 0,02 0,04 0,05
т, ч 0,34 0,99 3,24 4,83
По результатам расчетов построим зависимости т =¦ / (г*) и т = / FЛ)
Выбирая длительность процесса намораживания льда т, из графика получим
ичину /^характеризующую размеры блока льда. При т = 1,94 ч I «= 0,043 м +
м — 0.073 м.
,UOU М UjU/O М.
Расстояние между осями труб 2/-х = 0,086 м.
Размеры льдоформы — 0,232 X 0,232 м.
Удельная производительность льдогенератора
где Уя — объем намороженного льда, м», который можно определить по формуле
Ул = 4Я (я </* - /») + вл B (L + rj - бл));
F — площадь теплопередающей поверхности льдоформы, омываемая водой м"|
эту площадь можно вычислить по формуле
262
If высота льдоформы, м; рл — плотность льда, кг/м8; т0 — продолжительность
оттаивания; примем т0 ¦» 0,14 ч. Тогда формулу (VII 1.1) можно записать в виде
рл (я (г» - г?,) + бл B (L + гх) - бл))
Подставив числовые значения, получим
910 • C,14 • @,043а — 0.0192) + 0,03 . [2 • @,073 + 0,043) — 0,03])
йл"° A,96+ 0,14) [2 ¦ 3,14 ¦ 0,019 + 2@,073 + 0,043)] ~
= 13,23 кг/(м» • ч).
Льдогенераторы чешуйчатого и снежного льда. Роторные
льдогенераторы с механическим отделением чешуйчатого или снежного льда
скребками (ножами, резцами) и специальными фрезами широко
используются для промышленного производства рассыпного
брикетированного льда и льдоводяной пульпы, для концентрирования
вымораживанием и замораживания жидких и пастообразных пищевых продуктов,
в интенсивных водоохладителях и ледяных аккумуляторах холода.
Они применяются в качестве кристаллизаторов в различных отраслях
промышленности и теплообменников при теплонасосном отоплении,
использующем теплоту льдообразования.
В современной мясомолочной промышленности подобные роторные
устройства применяются в виде фризеров для изготовления мороженого,
для получения чешуйчатого и снежного льда, используемого при
охлаждении колбасного фарша и битой птицы в льдоводяной пульпе,
и т. п.
Автоматизированные роторные льдогенераторы непосредственного
охлаждения являются устройствами непрерывного действия. С их
помощью изготовляются из пресной и соленой воды снежный и
чешуйчатый лед с объемной плотностью примерно 300...500 кг/м3, а также
льдоводяная пульпа, пригодные для непосредственного употребления.
Механическое отделение льда более экономично, чем его
оттаивание, поэтому роторные льдогенераторы потребляют минимум холода
D60...500 кДж/кг) и электроэнергии A45...200 кДж/кг), наиболее
компактны @,1...0,3 м3/т за сутки). Себестоимость чешуйчатого и снежного
льда на 40...50 % меньше себестоимости блочного льда, полученного в
льдогенераторах с рассольным охлаждением.
Роторные льдогенераторы с непрерывно снимаемым льдом особо
интенсивны благодаря тонкослойному @,5...2,5 мм) намораживанию.
Работают они как при циркуляции воды, так и при ограниченной
подаче ее без рециркуляции; они изготовляют сухой чешуйчатый лед
при t2 = —15...—25 °С.
При избытке воды или повышенной температуре хладагента эти
льдогенераторы могут производить снежный лед с влажностью до 20...
...25 % или же льдоводяную пульпу, пригодную для перекачивания
насосом. В последнем случае они могут быть использованы как
интенсивные водоохладители, так как теплообмен при льдообразовании
обычно значительно превосходит конвективный теплообмен, не
сопровождающийся фазовым переходом.
263

VI11.3. Краткие характеристики некоторых льдогенераторов
Характеристики
ИЛ-БОО
ИЛ-300
«Пингвин»
Л-200
«Амур»
ФИЛ-50/100
Производительность при
температурах замораживаемой воды
28 С и помещения
(окружающей среды) 1О...28°С, кг/ч
Температура кипения
хладагента, °С
Температура льда из пресной
воды, °С
Расход воды (без
рециркуляции), м8/ч
Расход электроэнергии на I т
получаемого льда (без
рециркуляции воды), кВт • ч/т
Рабочая площадь поверхности
цилиндра-испарителя, ма
Съем льда с 1 м2 площади
поверхности цилиндра, кг/ч
Частота вращения ротора со
скребками и форсунками,
мин
Мощность «лектродвигателя
для скребков, кВт
Материал цилиндра-испарителя
Масса, кг
Расход холода при /, ¦¦
=¦ —25 °С, кВт
500...800
—22...—40
—4...-6
ДО 1,1
2,18
4,75
163
2,0
Сталь
Х18Н9Т
(Х18Н10Т)
1600
58
80О...35О 200...250 150...240
—22...—25 —22...—25 —18...—25
—4...—6 —4..'—б —4...—8
до 0,5 до 0,4 до 0,4
4.8
2,55
137
9
4,8
1,6
156
9
2,08
1
240
8 или 4
2,2 1,5 0,45
Сталь Сталь Сплавы
Х18Н9Т Х18Н9Т АМГ5,
(Х18Н10Т) (Х18Н10Т) АМГ6 (для
фреонов —
' АД31)
630 520 240
35
20
Для интенсификации и повышения эффективности роторных
льдогенераторов необходимо осуществлять следующее:
применять насосные схемы, обеспечивающие интенсивную
циркуляцию хладагента, стабильное заполнение испарителей жидким агентом
при колебаниях тепловой нагрузки; для изготовления испарителей
использовать высокотеплопроводные материалы (сталь 30, алюминиевые
сплавы АМГ5 и АД31), ограничивать толщину стенки; улучшать
системы орошения водой поверхности испарителя; увеличивать частоту
вращения режущего устройства; предварительно охлаждать воду;
понижать температуру кипения; оребрять внутренние поверхности
цилиндров испарителя.
Краткие характеристики некоторых льдогенераторов приведены в
табл. VIII.3.
Все льдогенераторы работают на фреоне 12 и фреоне 22, а также на
аммиаке. Режим работы — автоматический. Испарители не полностью
ватоплены, со свободным уровнем. Способ съема льда — ножевой, а в
ФИЛ-50/100 — ножевой или фрезный.
264
Пример расчета производительности льдогенератора чешуйчатого льда.
Определить производительность льдогенератора типа ИЛ-500, если задано: испаритель
льдогенератора выполнен из нержавеющей стали Х18Н10Т; теплопроводность стенки
испарителя А,ст =• 14,7 Вт/(м • К); толщина стенки бст =« 0,008 м; число оборотов
скребков (ножей) п = 7 мин; температура воды tt •= 20 °С; коэффициент
теплоотдачи со стороны воды a-i «=» 800 Вт/(м2 • К); теплопроводность льда Ал «« 2,22 Вт/(м X
X к); температура кипения хладагента tt ¦= —25 °С; площадь теплопередающей
поверхности испарителя F •= 4,75 м2.
Задавая ряд значений 6л;, определим соответствующие значения Хг и построим
график функции т =» / (бл) (рис. VIII.5).
При 8Л — 0,001 м
a, U
1 + .
+ ¦
334 • 10» ¦ 910
800 • 20
800 • 20 • 14,7
rSSbw))-^
2^5 (800 • 20 • 0,08 +
8апишем результаты расчетов:
дл, м 0,0001 0,0002 0,0004 0,0005 0,0008 0,0010
<~в Поб 2^28 5^25 б]96 Гз~61 19,44
Резец совершает один оборот «а время т^ — 8,57 е. Если угол между резцом
и орошающим устройством составляет ф, то продолжительность цикла
намораживания (от момента подачи воды на стенку до момента срезания льда)
при ф — 180 °С, тц = 4,28 с.
Определяем из графика толщину намороженного за время тц льда б„ ¦«
— 0,000335 м. За один оборот срезается объем льда Ул — &„Р ¦« 0,000335 • 4,75 =
= 0,00159 м8.
Часовая производительность льдогенератора <3Я — бОКппрл' Оя «» 60 • 0,00159 X
X 7 • 910 — &08 кг/ч.
Съем льда о 1ма поверхности испарителя gn — -у- — j^==- »» 128 кг/(м2 • ч).
Пример расчета льдогенератора снежного льда. Определить производительность
льдогенератора и концентрацию льда на выходе для следующих условий: толщина
втулки бст •= 0,008 мм; теплопроводность материала втулки %сг «« 60,5 Вт/(ма ¦ К);
число оборотов вала п =« 3 с; зазор между резцом и втулкой Д -» 0,0005 м;
коэффициент теплоотдачи со стороны хладагента at»» 1000 Вт/(ма • К); температура
кипения хладагента tt — —30 "С; температура воды, поступающей в аппарат, /1н = 20 °С;
коэффициент теплоотдачи со стороны воды ах «• 2000 Вт/(м2 • К); расход воды Qx<=*
•= 2,78 • ICT3 ms/c.
Для упрощения решения предположим, что теплопередающая втулка
льдогенератора имеет цилиндрическую форму. Диаметр цилиндра dBH »» 0,8 м; длина L ¦=
«4 м. Тогда условия теплопередачи и льдообразования в ней могут быть
представлены схемой, изображенной на рис. VIII.6.
В первой зоне 0—/ вода охлаждается от начальной температуры /1н до /1к, при
которой на поверхности стенки начнет выделяться лед, т. е.граничное условие для
первой t 0 °С Т t жн реде из улоия б 0
орой на поверхности стенки на выд д, р у
вой аоны! tn ¦» 0 °С Температуру воды tlK можно определить из условия бл
р
0,
205

Т,с
10
0,18
2
О
А
•
i
/
0,0002 i§ 0,0006
Рис. VIII.6. График^функций
(к расчету льдогенератора
чешуйчатого льда)
откуда
О
Рио. VIII.8. Процесс теплопередачи и
льдообразования в льдогенераторе снежного льда
= 0+-
0 —(—30)
0,008
1
Ковффициент теплопередачи для первой зоны '
1 1
У+4-
"ТобТГ
Количество теплоты, отводимое от воды в первой-зоне,
1 , 0,008 , Г
2000 + 60,5 "*"
.613 Вт/(м».К).
где Д/л — среднелогарифмический общий температурный напор
In
или Qx -• CxPjQ! (tla — tlK),
Тогда длина первой зоны
1л-
'ст'
In-
4,19- 10»- 1000-2,78- 10
613 ¦ 3,14-0,808
1-2
¦In
20 —(—30)
1,08 м.
13,3 —(—30)
Во второй зоне /—// на теплопередающей поверхности намораживается лед.
Толщина его возрастает с понижением температуры воды и в конечном сечении //
значение бл тах достигает величины зазора между резцом и втулкой. Температуру воды
в конце второй зоны определяем из граничного условия бл тах = Л:
Ч-и~~ ' " ' 0 —(—30)
-11,1 "С.
266
Общее количество теплоты, поступающей от воды к поверхности^льд» во второй
зоне,
а,
где Л^
ИЛИ Q
Тогда
— tj
t 1-11
-е„
4,19- 108- 1000-2,78- Ю A3,3—11,1J
& 3,14 • 0,8 • 2000 A3,3+11,1)
Третья зотга (//—///) — зона интенсивного охлаждения воды до 0 °С. Здесь
происходит намораживание льда, срезание его и плавление срезаемого льда в воде.
Таким образом, вода в этой зоне охлаждается двумя путями: конвективным (тепло-
рой поток <?i) и за счет плавления льда, срезаемого резцами (тепловой поток <72), т. ».
QlII "" Di + Яё ndBaL111-
Если не учитывать тепловое сопротивление срезаемого слоя, то суммарный теп«.
ловой поток <7о = ?i + ?а можно определить по формуле
<7о'
Количество теплоты, отводимой от воды в третьей зоне, можно определить также
из соотношения
r/_if — 0).
a,
Найдем длину третьей зоны
411
ш?,„ (90 — I
4,19 • 103 ¦ 1000 ¦ 2,78 ¦ Ю A1,1—0)/ 0,005
3,14 ¦ 0,8 • @ —(—30)) \ 2,25
0,008
60,5
1000
2,32 м.
В четвертой зоне ///—IV температура воды остается неизменной и равной 0 °С.
Эта зона представляет собой интенсивный льдогенератор. Срезаемый лед не плавит-
¦ ся в воде. По мере движения смеси воды и снежного льда к выходу концентрация
льда возрастает.
Удельная производительность льдогенератора (кг/(мя • с))
Мл = 6лрл X я-
Толщина льда бл, срезаемого в четвертой зоне, определяется из выражения
¦+Т-+ТГ-+-
Решая это уравнение относительно 6"л, получим
267

или
где R
^ Л
1
о,
0,0005 0,008
2,25 + 60,5
1>35
X
.2,25- 1,35- Ю-3 X
2@ + 30)
334- Юз. 910 • 3 - 2,25 - 1,35а . 10~ё ' ] " °>0°24 ' 1<Г^ М!
gn = 0,024 • 3 • Ю-3 • 910 = 0,0655 кг/(м2 • с).
Если не учитывать тепловое сопротивление срезаемого льда, то'удельную произ»
водительность льдогенератора можно определить также е помощью выражения
®«~« fe , Ю-(-30)] 910 = .
_1_^г-. 1,35 • 10~3 • 334 . 108 . 910
Длина четвертой зоны
hv га L ~ (h + Ln + Lui)> Liv - 4 — A >°8 + 0.42 + 2,32) -= 0,18 м.
Производительность льдогенератора
Gn - ndBYiLlvgn = 3,14.0,8.0,18. 0,0655 - 0,0297 кг/с.
Содержание льда в смеси
100 о/0
0,0297
2,78 • 10
1-3
910
%.
В общем случае в льдогенераторе снежного льда проявляются все
четыре зоны. Однако одновременное их существование необязательно.
В вависимости от условий теплопередачи могут отсутствовать одна,
две и даже три зоны. Наличие и протяженность их можно регулировать,
изменяя условия теплопередачи — температуру и расход
поступающей воды, температуру испарения, зазор между резцом и втулкой,
частоту вращения резцов и т. д.
Водоледяные аккумуляторы холода. Водоледяные аккумуляторы
холода применяются тогда, когда тепловая нагрузка установки
подвержена кратковременным пиковым изменениям (на предприятиях
молочной промышленности, в пивоваренном производстве, на судах —
при быстром охлаждении значительных уловов рыбы и на многих
установках технологических производств). Применение
аккумуляторов холода (ледяной воды) позволяет значительно снизить потребность
в холодильном оборудовании и использовать электроэнергию ночью.
Холод аккумулируется охлаждением воды и намораживанием льда
на охлаждающей поверхности. Лед можно намораживать на теплопе-
редающей поверхности погружных испарителей (вертикально-труб-
йых, змеевиковых, панельных) или в отдельном генераторе,
расположенном над аккумулятором.
?68
По данным испытаний аккумуляторы первого типа расходуют
примерно 25 кВт • ч на 1 т намораживаемого льда, аккумуляторы второго
типа — 36 кВт • ч. Аккумуляторы первого типа более просты,
надежны и удобны в эксплуатации.
Пример расчета водоледяного аккумулятора холода о погружным панельным
испарителем. Исходными данными для расчета являются! потребное количество
аккумулированного холода <?ак «¦ 20 000 Вт; продолжительность периода аккумуляции
так "™ * ч; тРеС>уемая температура воды t10 = 5 °С; начальная температура воды tlH =
«= 18 °С; температура испарения холодильного агента t2 ** —5 °С; толщина и
теплопроводность стенки испарителя 6СТ = 0,002 м, Яст «» 45 Вт/(м2 • К); коэффициент
теплоотдачи со стороны воды а, = 200 Вт/(ма • К); коэффициент теплоотдачи со
стороны хладагента а2 = 400 Вт/(м2 • К).
Искомые величины: F — площадь теплопередающей поверхности аккумулятора;
V — объем охлаждаемой воды, м3; бл х — толщина намороженного слоя льда.
Расчет выполним для условий az = const, a2 = const, /2 =» const.
Задавшись значением конечной температуры воды /1х ¦=» 2 °С, запишем так «»
ж Tj + т2х, где тх — время охлаждения воды от tiB до tlK, при которой на
поверхности испарителя начнет выделяться лед; т2х — время охлаждения воды от /)к до ^1х
при одновременном намораживании льда до толщины блх:
103
kF
In-
(VIII.2)
ln
(VIII.3)
¦i •— теплоемкость воды, кДж/(кг • К); Pi — плотность воды, кг/м»} h —
коэффициент теплопередачи испарителя, Вт/(м* • K)t
1
т
«1
¦+"
¦+¦
«а
¦^w-+-ш~ °'оош (м*'К)т
,—и
К.
«.
„„„/ 0,002 . 1 \
200 (-33-+ Тот)
-9,83^
Обозначив '
S, из (VIII.2) и (VIII.3) получим»
s
4,19 - 10" • 10g
0,00754 In
18 — (
;-6о
-5)
^fT36Ol5 р ' 9,83 —(—5) ^
+ 0,005 l»-2g^-)- 8,28-1.
После получения необходимых данных и проведения еоответотвуЮЩак
*«ний найдем значения для тх и т2х (VIII.2) и (VIII.3):
4,19 - 10» • 10» - 0,00754 , 23
3,28 - 3600 Ш 14,83
269

4,19- 108- 108 ln 9,83
¦¦ 2,83 ч.
2x 200 • 3,28 • 3,600
Используя значение S, определяем толщину намороженного льда бля за
+ 4m (в"*1 — 1) + 2/иВт — 1),
¦ + ¦
m >
%л — теплопроводность льда; Вт/(ма • К); г0 — скрытая теплота льдообразования,
отнесенная к единице объема намораживаемого льда.
Подставив числовые значения, получим:
200 • 3,28 • 3600
ft1
1
. 0,564 -i- j
+1bo" ~ 0>00254
4,19- 103- 10». (9,83 — 0) ...
334 ¦ 103 ¦ 910 • 2,25 • 3,28 • 0,00254
К)/Вт|
¦ = 7,23 кг.
0,00264 • 2,25
+
(8-<7-23+1>0-5M-2-83- 1)-
,-*• 0.564- 2,83 _1) + 4,7J3(a-0,564.a.83_1+
-7,23 -0,564 • 2,83— Л — 11,23 - 10Г3 it.
Тогда
fa) —
S
20 000 • 3600
4,ПЬ 108- 1Q3 E — 2)
3,28
+ 334- 103 - 910 ¦ 11,23. 10'
,-3
: 9,14 M8.
J Объем, занимаемый льдом, найдем из уравнения
Vl S ~ 3,28 -*'1Ь м-
Плавление намороженного льда в процессе использования аккумулированного
холода происходит в условиях интенсивной циркуляции воды, создаваемой
насосом либо мешалкой.
При отключенном компрессоре время плавления слоя льда толщиной |
рассчитывается по формуле
Та-
где aj — коэффициент теплоотдачи со стороны воды при вынужденном е* движении»
Вт/(ма • К); ty — температура воды, омывающей поверхность льда, °С.
ПРИЛОЖЕНИЯ
2 sin цп
llf.
шло
жение 1
А,
0 1,0000
0,001 1,0002
0,002 1,0004
0,004 1,0008
0,006 1,0012
0,008 1,0015
0,001 1,0020
0,020 1,0030
0,040 1,0065
0,060 1,0099
0,080 1,0130
0,100 1,0159
0,200 1,0312
0,300 1,0450
0,400 1,0581
0,500
0,600
0,700
0,800
0,900
1,000
1,500
2,000
3,000
1,0701
1,0813
1,0918
,1016
1,1107
,1192
,1537
1,1784
,2102
4,000 ' 1,2287
5,000 1,2403
6,000 1,2478
7,000 1,2532
8,000 1,2569
9,000 1,2598
10,000
15,000
20,000
80,000
40,000
60,000
60,000
80,000
1,2612
1,2677
1,2699
1,2717
1,2723
1,2727
1,2728
1,2730
100,000 1,2731
—
1,2732
значения
л.
—0,0000
—0,0002
—0,0004
—0,0008
—0,0012
—0,0016
—0,0020
—0,0040
—0,0080
—0,0119
—0,0158
—0,0197
—0,0381
—0,0555
—0,0719
—0,0873
—0,1025
—0,1154
—0,1282
—0,1403
—0,1517
—0,2013
—0,2367
—0,2881
—0,3215
—0,3442
—0,3604
—0,3722
—0,3812
—0,3880
—0,3934
—0,4084
—0,4147
—0,4198
—0,4217
—0,4227
—0,4232
—0,423?
—0,4239
—0,4244
ПОСТОЯННЫ])
А,
0,0000
0,0000
0,0001
0,0002
0,0003
0,0004
0,0005
0,0010
0,0020
0,0030
0,0040
0,0050
0,0100
0,0148.
0,0196
0,0243
0,0289
0,0335
0,0379
0,0423
0,0466
0,0667
0,0848
0,1154
0,1396
0,1588
0,1740
0,1861
0,1959
0,2039
0,2104
0,2320
0,2394
0,2472
,0,2502
0,2517
0,2526
10,2533
0,2539
0,2546
1 Л«= ft
А,
—0,0000
—0,0000
—0,0000
—0,0001
—0,0001
—0,0002
—0,0002
—0,0004
—0,0009
—0,0013
—0,0018
—0,0022
—0,0045
—0,0067
—0,0089
—0,0010
—0,0132
—0,0153
—0,0175
—0,0196
—0,0217
—0,0318
—0,0414
—0,0589
—0,0750
—0,0876
—0,0991
—0,1089
—0,1174
—0,1246
—0,1309
—0,1514
—0,1621
—0,1718
—0,1759
—0,1779
—0,1791
—0,1808
—0,1808
—0,1819
,+ Sill (Х„ COS Ц„
Л
А.
0,0000 „ —0,0000
0,0000 —0,0000
0,0000 —0,0000
0,0001 —0,0000
0,0001 —0,0000
0,0001 —0,0001
0,0001 —0,0001
0,0003 —0,0002
0,0005 —0,0003
0,0007 —0,0004
0,0010 —0,0006
0,0013 .- —0,0008
0,0025 —0,0016
0,0038 —0,0024
0,0050 —0,0032
0,0063 —0,0040
0,0075 —0,0048
0,0087 —0,0056
0,0100 —0,0064
0,0112 —0,0072
0,0124 —0,0080
0,0184 —0,0119
0,0241 —0,0157
0,0351 —0,0251
0,0451 —0,0300
0,0543 —0,0366
0,0626 —0,0427
0,0701 —0,0483
0,0768 —0,0535
0,0828 —0,0583
0,0881 —0,0676
0,1072 —0,0795
0,1182 —0,0901
0,1291 —0,1015
0,1340 —0,1069
0,1365 —0,1098
0,1379 —0,1115
0,1394 —0,1132
0,1406 —0,1141
0,1415
—0,1157
271

2BI*
Приложение t. Значения постоянных Bn «« i ,g.s . „.
в,
в,
в.
60,0
80.0
15,0
10,0
9,0
8,0
7,0
6,0
6,0
4,0
8,0
2.0
1.5
1,0
0.9
0.8
0.7
0,6
И
0,3
0,2
0,1
0,8106
0,8250
0,8354
. 0,8566
0,8743
0,8796
0,8859
0,8932
0,9021
0,9130
0,9264
0,9430
0,9635
0,9749
,0,9862
.. 0,9882
0,9903
0,9920
¦'• 0,9939
. 0,9955
0,9973
0,9982
0,9995
0,0000
0,0901
0,0899
0,0893
0,0885
0,0839
0,0821
0,0797
0,0766
0,0723
0,0664
0,0582
0,0468
0,0313
0,0220
0,0124
0,0105
0,0088
0,0070
0,0054
0,0040
0,0027
0,0016
0,0007
0,0002
0,0324
0,0323
0,0316
0,0279
0,0236
0,0222
0,0205
0,0185
0,0162
0,0136
0,0104
0,0070
0,0037
0,0023
0,0011
0,0009
0,0007
0,0006
0,0004
0,0003
0,0002
0,0001
0,0165
0,0161
0,0152
0,0120
0,0090
0,0081
0,0072
0,0062
0,0051
0,0040
0,0029
0,0019
0,0009
0,0005
0,0002
0,0002
0,0001
0,0001
0,0001
-0,0001
.
_
0,0100
0,0095
0,0086
0,0060
0,0040
0,0035
0,0030
0,0025
0,0020
0,0015
0,0010
0,0006
0,0003
0,0002
0,0001
0,0001
—
0ДN7
0,0061
0,0053
0,0033
0,0020
0,0017
0,0015
0,0012
0,0009
0,0007
0,0005
0,0003
0,0001
0,0001
_
Приложение 3. Корни характеристического уравнения ctg ц*»~
Bi
В1
И.
0
0,001
0,002
0,004
0,006
0,008
0,010
0,020
0,040
0,060
0,080
0,100
0,200
0.300
0,400
0,500
0,600
0,700
0,800
0,900
1,000
0,0000
0,0316
0,0447
0,0632
0,0774
0,0893
0,0998
0,1410
0,1987
0,2425
0,2791
0,3111
0,4329
0,5218
0,5932
0,6533
0,7051
0,7506
0,7910
0,8274
0,8603
3,1416
3,1419
3,1422
3,1429
3,1435
3,1441
3,1448
• . 3,1479
¦•¦•¦ 3,1543
• 3,1606
3,1668
4,1731
3,2039
3,2341
3,2636
3,2923
3,3204
3,3477
3,3744
3,4003
• 3,4256
6,2832
6,2833
6,2835
6,2838
6,2841
6,2845
6,2848
6,2864
6,2895
6,2927
6,2959
6,2991
6,3148
6,3305
6,3461
6,3616
6,3770
6,3923
6,4074
6,4224
6,4373
9,4248
9,4249
9,4250
9,4252
9,4254
9,4256
9,4258
9,4269
9,4290
9,4311
9,4333
9,4354
9,4459
9,4565
9,4670
9,4775
9,4879
9,4983
9,5087
9,5190
9,5293
12,5664
12,5665
12,5665
12,5667
12,5668
12,5670
12,5672
12,5680
12,5696
12,5711
12,5727
12,5743
12,5823
12,5902
12,5981
12,6060
12,6139
12,6218
12,6296
12,6376
12,6453
15,7080
15,7080
15,7081
15,7082
15,7083
15,7085
15,7086
15,7092
16,7105
15,7118
16,7131
15,7143
15,7207
15,7270
15,7334
15,7397
15,7460
15,7524]
16.7587
16,7650]
18,7713
?72
Продолжение прил. 8
BI
И«
Hi
,1,500
2,000
3,000
4,000
5.000
6,000
7,000
8,000
9,000
10,000
15,000
20,000
80,000
40,000
$0,000
60,000
80,000
100,000
0,9882
1,0769
1,1925
1,2646
1,3138
1,3496
1,3766
1,3978
1,4149
1,4289
1,4729
1,4961
1,5202
1,5325
1,6400
1,6451
1,5514
1,5552
1,5708
3,5422
3,6436
3,8088
3.9352
4,0336
4,1116
4,1746
4,2264
4,2694
4,3058
4,4255
4,4915
4,5616
4,6979
4,6202
4,6353
4,6543
4,6658
4,7124
6,5097
6,5783
6,7040
6,8140
6,9096
6.9924
7,0640
7,1263
7,1806
7,2281
7,3959
7,4954
7,6057
7,6647
7,7012
7,7259
7,7573
7,7764
7,8540
9,5801
9,6296
9,7240
9,8119
9,8928
9,9667
10,0339
10,0949
10,1502
10,2003
10,3898
10.5117
10,6643
10,7334
10,7832
10,8172
10,8606
10,8871
10,9956
12,6841
12,7223
12,7966
12,8678
12,9352
12,9988
13,0584
13,1141
13,1660
13,2142
13,4078
13,6420
13,7086
13,8048
13,8666
13,9094
13,9644
13,9981
14,1372
15,8026
15,8336
15,8945
15,9536
16,0107
16,0654
16,1177
16,1675
16,2147
16,2594
16,4474
16,5864
16,7691
16,8794
16,9519
17,0026
17,0686
17,1093
17,2788

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ И РЕКОМЕНДУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1.
2.
3.
А-
5.
6.
7.
8.
9.
10.
11.
12.
13.
14.
15.
16.
17.
18.
19.
20.
Алексеев В. П. и др. Эффективность использования вентиляторных градирен о
подвижной насадкой / В. П. Алексеев, А. В. Дорошенко и М. М. Колоеривов //
Холод, техника.— 1979.— № 7.— С. 18—23.
Белоконь Н. И. Термодинамические процессы газотурбинных двигателей.— М? f
Недра, 1969.—238 с. .
Вельский В. К. Исследование теплообмена при кипении фреона 12 на пучке труб
и очехленных одиночных трубах // Холод, техника.— 1970.— № 2.— С. 41—44.
Берман Л. Д. Испарительное охлаждение циркуляционной воды.— М. • Л •
Госэнергоиздат, 1957.— 320 с.
Бобков В. А. Производство и применение водного льда.— М. : Пищ. пром-сть,
1977.— 231 с.
Волков М. А. Тепло- и массообмеиные процессы при хранении пищевых
продуктов.— М. : Лег. и пищ. пром-сть, 1982.— 272 с.
Гоголин А. А. и др. Интенсификация теплообмена в испарителях холодильных
машин/Л. А. Гоголин, Г. Н. Данилова, В. М. Азарсков.— М. : Лег. и пищ.
пром-сть, 1982.— 224 с.
Гоголин А. А. Кондиционирование воздуха в мясной промышленности — М. :
Пищ. пром-сть, 1966.— 220 с.
Гоголин А. А., Товара II. В. Исследования внешнего тепло- и массопереноса
на модели испарительного конденсатора тесным шахматным пучком. // То.
ВНИИ-холодмаш, 1980.— С. 30-43.
Данилова Г. Я. и др. Исследование внутреннего теплообмена в аппаратах
автономных кондиционеров / Г. Н. Данилова, С. Н. Богданов, Ю. Н. Ширяев II
Холод, техника.— 1970.—№ 9.—С. 21—24.
Данилова Г. II., Дюндин В. А. Теплообмен при кипении фреонов 12 и 22 на
пучках оребренных труб// Холод, техника.— 1971.— № 7.— С. 40—43.
Данилова Г. II. и др. О методике расчета коэффициента теплоотдачи при
конденсации фреонов на пучке оребренных труб / Г. Н. Данилова, О. П. Иванов,
С. В. Хижняков II Холод, техника.— 1968.—№ 6.—С. 10—14.
Дьячков Ф. И. и др. Обобщение экспериментальных данных по теплообмену и
гидродинамике при кипении фреона 22 в трубах / Ф И. Дьячков, Н. М. Калнинь,
B. II. КроткоеII Холод, техника.— 1977.— № 7. —С. 22—28.
Данилова -Г. И. и др. Теплообмеппые аппараты холодильных установок /
Г. Н. Данилова, С. И. Богданов, О.П. Иванов— Л. : Машиностроение, 1973.—
328 с.
Дорошенко А. В., Кологривов Г. П. Малогабаритные вентиляторные градирни
для пищевых предприятий//Изв. высш. шк. Пищ. пром-сть.— 1983.—№ 1.—
C. 36—38.
Жадан В. 3. Термодинамическая теория тепловлажностных процессов в
камерах холодильников// Холод., техника.— 1979.— № 6.— С. 35—37.
Жукаускас А. А. Конвективный перенос в теплообменниках.— М. : Наука,
1982.— 471 с.
Захаров Ю. В. Судовые установки кондиционирования воздуха и холодильные
машины.— Л. : Судостроение, 1972.— 566 с.
Идельчик М, Л. Справочник по гидравлическим сопротивлениям.— М. :
Машиностроение, 1975.— 559 с.
Исаченко В. П. и др. Теплопередача / В. П. Исаченко, В. А. Осипова, Л. С. Су-
комел.— М. : Энергия, 1969.— 439 с
274
•¦/81.
?2.
23.
?4.
25.
26.
^27.
28.
29.
80.
31.
82'.
33.
84.
85.
86.
87.
88.
89.
40.
41.
42.
43
44
Мнацаканов Г. К. и др. Процессы тепло- и массообмена в камерах хранения
мороженых грузов / Г. К- Мнацаканов, И. В. Бушка, Н. И. Чумак // Холод.
Каневец Г. Е. Обобщенные методы расчета теплообменников.— К. : Наук.
думка, 1979.—351 с.
Конанов Н. С, Чумак И. Г. Исследование модульного пластинчатого
воздухоохладителя // Холод, техника.— 1980.— Кя 2.— С. 22—26.
Кцрылев Е. М., Герасимов Н.А. Холодильные установки.— Л.:
Машиностроение, 1980.— 672 с.
Кэйс В. М., Лондон А. Л. Компактные теплообменники.— М. : Энергия, 1957.—
220 с.
Михеев М. А., Михеева И. М. Основы теплопередачи.— М. : Энергия, 1977,-т-
341 с.
и др.
/Г.
техника.— 1978.— № 12.— С. 22—26.
Оптимизация теплообменного оборудования пищевых производств / Под общ.
ред. Г. Е. Каневца и И. И. Саганя.— К. : Техн1ка, 1981.— 192 с.
Парижский О. В. и др. Исследование теплоотдачи при пленочном стекании
кипящего холодильного агента / О. В. Парижский, В- П. Чепурненко, Л. Ф. Лого-
та //Холод, техника,— 1971.— Ка 7.—С. 27—30.
Проектирование холодильных сооружений : Справочник /Под ред. А. А. Гоголи-
на. —М.:Пищ. пром-сть, 1978.— 255 с.
Рекомендации по расчету и подбору испарительных конденсаторов.— М. :
ВНИХИ, 1978.— 38 с.
Рютов Д. Г. О расчете продолжительности охлаждения пищевых продуктов //
Сб. докл. от СССР на Моск. конф. Междунар. ин-та холода.— М. 1959.— С. 58—
60.
Тепло- и массообмен. Теплотехнический эксперимент : Справочник / Под общ.
ред. В. А. Григорьева и В. М. Зорина.— М. : Энергия, 1982.— 510 с.
Теплофизические основы получения искусственного холода : Справочник / Под
ред. А. А. Гоголина— М. : Пищ. пром-сть, 1980.— 232 с. -
Холодильные компрессоры : Справочник.— М. : Лег. и пищ. пром-сть, 1981.—
279 с.
Холодоснабжение предприятий мясной и молочной промышленности ; Справ.
пособие / Под ред. проф. И. Г. Чумака.— К. : Вища шк. Головное изд-во,
1979.— 192 с.
Чепурненко В.\П., Кинтеро Кабрера Диего Андрее. Исследование и
проектирование воздухоохладителей из литой биметаллической поверхности / В. П.
Чепурненко, Кинтеро Кабрера Диего Андрее II Тез. докл. Всесоюз. семинара
«Использование достижений холодильной техники и технологии в целях
повышения эффективности пищевых производств».— Таллин, 1981.— С. 10.
Чижов Г. Б. Теплофизические процессы в холодильной технологии пищевых
продуктов.— М. : Пищ. пром-сть, 1978.— 292 с.
Чуклин С. Г. и др. Холодильные установки / С. Г. Чуклин, В. С.
Мартыновский, Л. 3. Мельцер.— М. : Госторгиздат, 1961.— 360 с.
Чуклин С. Г. и др. Примеры расчетов холодильных установок / С. Г. Чуклин,
Д. Г. Никульшина, И. Г. Чумак.— М. : Пищ. пром-сть, 1964.— 381 с.
Чуклин С. Г., Парцхаладзе Э. Г. Намораживание льда на плоской стенке в воде
переменной температуры//Холод, техника и технология.— 1970.— № 10.—
С. 82-88.
Чумак И. Г. и др. Холодильные установки / И. Г. Чумак, В. П. Чепурненко,
С. Г. Чуклин.— 2-е изд., перераб. и доп.— М. : Лег. и пищ. пром-сть, 1981.—
344 с.
Чумак Н. И., Онищенко В. П. Анализ тепловлажностных процессов в камерах
холодильников мясокомбинатов // Тез. докл. Всесоюз. семинара «Использование
искусственного холода для сокращения потерь пищевых продуктов — важное
средство в решении Продовольственной программы страны».— Калининград,
1983.—С. 12.
Юшков П. П., Ржевская В. В. Намораживание слоя льда заданной толщины при
натекании жидкости на охлажденную цилиндрическую поверхность / Инже-
нерно-физ. журн.— Минск, 1974.— Т. 27, № 4.— С. 667—671.
Plank R, Ober die Gefrierzelt von Eia und Wasserhaltteen Lebenstnitteln, Zelt-
schrift fur die Gesamte Kalte—Industrie.—1932.—№ 4. S. 17—20.

ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ
Автоматизация управления 21
Автоматизированная холодильная
машина 72, 74, 75
Автономный кондиционер 36
Агрегат аммиачный одноступенчатый
автоматизированный 67
— двухступенчатый
автоматизированный компрессорный 90—95
— двухступенчатого сжатия 89
— компрессорно-конденсаторный 71.
73, 75
Адсорбированная влага б
Аккумулятор 22
— холода 18—21, 23, 26
Алгоритм управления 21
Аммиак 30
Аммиака циркуляция 8
Аммиачный компрессор 80
Аммиачный поршневой компрессор
одноступенчатого сжатия 89
Аэродинамическое сопротивление 220—
222, 241, 246
Байпасирование воздуха 37
Баланс материальный 22
Бассейн брызгальыый 228, 229, 246
Батарея 8, 43
— зиеевиковая 27
— коллекторная 63
— короткошланговая 27
— непосредственного охлаждения 7, 25
— ребристая 137
— холодильной камеры 36
Безнасосная схема циркуляции
хладагента 8
Бустер-компрессор 66
винтовой 95
Вентиль 49
— запорный 63 -
— регулирующий 63.
— соленоидный 63
— терморегулирующий 8
Вентилятор осевой 27
Вертикальный конденсатор 26
Винтовой компрессор 65 ••
— компрессорный агрегат 91, 92, 95
Влажность воздуха относительная
187-190
Воздухоохладитель в—8, 26, 40, 41,
144—147
— аммиачный 42
— листоканальный 159
— листотрубный 159
— холодильной камеры 8в
— подвесной 39, 40
Воздухораспределение организованное
6, 217
— неорганизованное 6, 217
Время запаздывания 23
Гладкотрубный прибор охлаждения 32
Горизонтальный кожухотрубный
испаритель 33
Градирня 232—234, 237, 238, 247
Естественная конвекция в, 8
Жидкий хладоноситель 7, 8
Двухступенчатый автоматизированный
компрессорный агрегат 90—97
Динамическое давление 223
Змеевик 27
Избыточная разность температур 14
Индекс противоточности 111, 112, 113
Индикаторная мощность 29
Испарительная труба 7
Испарительный конденсатор 27, 29, 82
Испаритель 7, 9, 19, 20—22, 25, 30, 33,
35
Испаритель-аккумулятор 32
Испаритель заполненный
кожухотрубный 9, 30
— малый 9
— панельный 31
— плиточных скороморозильных
аппаратов 7
— с безнасосной циркуляцией 8
— с закрытой циркуляцией 7
— с кипением внутри труб 9
на наружной поверхности 9
— о открытой циркуляцией 7
— с принудительной насосной
циркуляцией 8
— средний 9
— фреоновый 9
276
Калориметрический расчет 18
Камера зального типа 5
мороженных грузов 6
— холодильного хранения 3, 9
хранения 5, 164
Каплеунос 240
Клапан обратный 63
Клапан предохранительный 26, 48, 49,
50
Кожухотрубный испаритель 29, 32
— конденсатор 26
Компрессор аммиачный 80
— бессальниковый 79, 80, 84
— блок-картерный 67
— винтовой 63, 83, 86, 87
— двухступенчатого сжатия 91
— малый 79
— одноступенчатый 76, 77, 87
— оппозитный 84
— ротационный 65, 83, 85, 86
— сальниковый 80, 84
— средний 78
Компрессорный агрегат
одноступенчатого сжатия 87, 89
— цех 26, 27, 99
Конвейер-камера 5
Конвекция естественная 8, 170
Конденсатор 25, 66, 183
— кожухотрубный вертикальный 26, вб
горизонтальный 25, 66
— испарительный 26, 28, 241, 249
— с воздушным охлаждением 148
Контур охлаждаемый 17
КПД электродвигателя 17
Коэффициент влаговыпадения 169, 187,
196
— влагопереноса 171, 200
— конвективный
— место сопротивления 59
— оребрения 37
— радиационной эффективности 172
— сопротивления трению 59, 63
— теплоотдачи 5, 12, 117, 122—125,
166, 180, 195, 201, 209
— теплопередачи 10, 11, 43, 44, 105,
110, 116, 119—121, 182, 187
— теплопроводности 12, 117
— турбулентной структуры струи 217
Лед 253
Льдогенератор 256, 258, 260
— рассольный блочного льда 259
— роторный 263
— трубчато-блочный непосредственного
охлаждения 260
Льдообразование 254
Льдоформа 254, 258, 260
Мановакуумметр 31
Маномер 50
Маслоотделители 44
Маслосборник 44, 46
Материальный баланс 22
Межпиковый период 24
Метод Рунге—Кутта 22
Механизированная конвейер-камера б
Мешалка 35
Минеральная пробка 177
Множитель 169
Мощность компрессора 29
Напольный воздухоохладитель 8
Напряжение солнечной радиации 229,
247
Насос аммиачный специальный 53
центробежный 62
— бессальниковый 53
— водяной консольный 53—56
— холодильной установки 53
Насосно-циркуляционная система 63
Настенный воздухоохладитель 8
Обечайка 52
Оребренная коллекторная батарея 63
Отделитель жидкости 35, 44
Открытый испаритель 30
Охладитель жидкости 8
Охлаждающая батарея 87
— камера 6
— коллекторная батарея 37
— система 6,7
Охлаждающий прибор
непосредственного охлаждения 32
рассольный 32
Охлаждение воздушное 204
— с насосной циркуляцией аммиака 8 ¦
Панельный испаритель 31, 32, 34
Пастеризационно охладительные
установки 19
Пенобетон 177, 178
Пиковая нагрузка 23
Пищевые предприятия 19
Пластинчато охладительные установки
19
Плотность 64
Плотность воздуха 17
Подвесные воздухоохладители 8
Поддон конденсатора 26
Поршневой компрессор 91
Постаментные воздухоохладители 42
Потолочные воздухоохладители 8
Поток охлаждаемый 167
, — рециркуляционный 167
I Предварительное замораживание 210
[ — охлаждение 205
Прибор охлаждающий
непосредственного охлаждения 32
¦ рассольный 32
Промежуточный сосуд 44, 47—49, 91,
95
277

г- хладоноситель 18, 19, 25
Противоток 109
Прямоток 109
Расход холода 18
Расчет тепловыделений 15
«— теплопритоков 13—15
Ребра алюминиевые 43
— медные 43
Ресивер вертикальный 51
циркуляционный 59, 61
— дренажный 44, 48, 50
— дренажно-циркуляционный
вертикальный 50, 52, 60
1— защитный 44
— линейный 44, 48—50
— циркуляционный 44, 62
Рециркуляция хладагента 9
Ротационный компрессор 65, 91
Секция 27, 43
Сила трения 29
Система непосредственного
охлаждения 6
ч— с насосной циркуляцией
аммиака 8
Система с промежуточным хладоноси-
телем 6
*~ хладоснабжения 21
Скорость намораживания льда 253
Скрытая теплота льдообразования 253
Сопло 229
Сопротивление термическое 117
Способ загрузки 5
— распределения хладагента 6
Сублимация льда 172
Сублимация паров воды 170
Температура криоскопическая 206
— продукта конечная 205
начальная 205
— среды 205
Температурный режим 18
Тепловая нагрузка 16, 18, 19, 21, 23,
29, 32, 192, 210, 215
Тепловая эффективность 111
Тепловое оборудование 19 '.
Тепловой поток 224
Тепловыделение 9
. Теплообмен 129
Теплообменник 20
Теплообменные аппараты 28, 32, 44
Теплоотдача 130, 132—134
Теплоприток 9—11, 13, 14, 17, 18, 178,
181
— эксплуатационный 9
Теплота испарения 170
— конденсации 183
Термическая обработка 5
Термическое сопротивление 117, 118
Терморегулирующий вентиль 8
Технологический аппарат 9, 22, 24, 25
— процесс 17, 19
Торфоплита 13
Трубопровод аммиачный 182
жидкостный 62 -
паровой 62 •;"'
— нагнетательный 62 ,
Туннель 5, 205
Удельный объем 52, 64
Удельный тепловой поток 208
Усушка абсолютная 168
— удельная 173
Форконденсатор 28, 32
Хладагент 6, 20, 27
Хладагента циркуляция 9
Хладоноситель 6, 20, 21, 23, 24
— жидкий 7, 8
— отепленный 20
— охлажденный 19
Хладоноситель промежуточный 18
Хладопроизводительность 23, 29, 42,
76, 91
— испарителя 24, 25
Хладоснабжение 21, 23
Холод 65
— искусственный 65
Холодильная обработка 5
Холодильные установки 9
Холодильники одноэтажные 204
Цикличная загрузка 5
Циркуляция хладагента 6
Штуцер 33, 46, 52
Элементные конденсаторы 25
Электродвигатель мешалки 35
Энтальпия 17, 135, 166, 230, 235, 240,
242, 243
ОГЛАВЛЕНИ1
Глава I. Общие положения по проектированию холодильников ........ 3
1.1. Классификация камер холодильников 3
1.3. Характеристика охлаждающих систем 6
1.3. Типы испарителей "•"«.•. • • ?
1.4. Методика определения потребности предприятий в холоде .,. ..».»... 9
1.5. Системы с промежуточным хла доносителем и аккумуляторами Холода 18
Глава II. Теплообменные аппараты и вспомогательно* оборудование . . . .. <. 25
11.1. Конденсаторы ', ...:». 25
11.2. Испарители .'¦¦¦...-«•»¦ . ¦:; ..'} 30
11.3. Приборы охлаждения ,,-. . ..-.'. , . . . , .'¦«.-. 32
11.4. Вспомогательное оборудование . . > < . . ...... ,¦'.. . . ¦., . 44
11.5. Насосы холодильных установок .'."¦•/• 53
11.6. Расчет и подбор емкости вертикального циркуляционного ресивер^ 59
И.7. Расчет аммиачного центробежного насоса ,, 62
Глава III. Холодильное оборудование машинных отделений . 65
III.1. Общие положения «...,,.•, 65
JII.2. Компрессорные агрегаты одноступенчатого сжатия ..... . . ...,; 66
111.2.1. Крупные компрессоры , . ...... 66
111.2.2. Средние компрессоры ...,....' 78
Ш.2.3. Малые компрессоры ¦• ^ ...... 79
III.2.4. Ротационные и винтовые компрессоры * '.-,.» . ¦ 83
Ш.З. Агрегаты двухступенчатого сжатия. Расчет и подбор ." . ; . ¦:'. . .¦ ; 89
II 1.4. Расчет компаундной схемы компрессорного цеха '...., 99
Глава IV. Расчет теплообменных аппаратов V ..... 105
IV.1. Общий метод расчета ;.. 105
IV.2. Связь между е, Фэ, ед/ 110
IV.3. Расчет коэффициента теплопередачи поверхности теплообмена .... 110
IV.4. Расчет коэффициентов теплопередачи 122
IV.5. Расчет ребристых батарей ' 137
IV.6. Расчет воздухоохладителя 144
IV.7. Расчет конденсатора с воздушным охлаждением 148
IV.8. Алгоритм расчета величины рабочей поверхности одноэлементного
теплообменного аппарата 157
IV.9. Алгоритм расчета количества элементов теплообменника из ряда
элементов 158
IV. 10. Алгоритм расчета листоканального воздухоохладителя 159
Глава V. Проектирование камер хранения .^. . . . 164
V.I. Температурно-влажностные процессы „О^_> . . • 164
"•2. Анализ тепловлажностных процессов в камерах хранения
холодильников 16
V.3. Расчет типового многоэтажного распределительного холодильника 17
279

V.4. Расчет температурного и влажностного режимов камер хранения с
различными системами охлаждения 185
V.5, Сравнение батарейного, панельного и воздушного охлаждения для
камер хранения замороженных грузов 198
Глава VI. Расчет камер холодильной обработки 205
VI. 1. Расчет камер поточного охлаждения и замораживания мяса 205
VI.2. Расчет систем воздухораспределения в камерах холодильной обработки
мяса 216
Глава VII. Испарительное охлаждение воды и. конденсаторные установки . . . 227
VII.1. Методики расчета водоохлаждающих устройств 228
VI 1.2. Методика расчета испарительных конденсаторов 241
VI 1.3. Расчет брызгального бассейна 246
VI 1.4. Расчет пленочной вентиляционной градирни 247
VII.б. Расчет листотрубного испарительного конденсатора 249
Глава VIII. Водный лед 253
VIII.I. Теплопередача при кристаллизации и плавлении льда 253
VIII.2. Льдогенераторы 256
Приложения .ч 271
Список испольвованной и рекомендуемой литературы 274
Предметный укашпвм 276
Учебное пособи*
Чумак Игорь Григорьевич
Никулыиина Дагмара Григорьевна
ХОЛОДИЛЬНЫЕ УСТАНОВКИ,
Проектирование
Под общей редакцией
доктора технических наук профессора И. Г. Чумака
Переплет художника И. С. Рогуля
Художественный редактор С П. Духленко
Технический редактор А. И. Омоховская
Корректор Ф. И. Слободская
ИБ № 10243
Сдано в набор 0J.02.88. Подписано в печать 30.08.88. БФ 03153. Формат 60X90Vn. Бумага
типографская 5* 8- Гарнитура литературная. Высокая печать. Усл. печ. л^_ 17,8.„У«л. кр.-отт.
17,81. Уч.-изд. л. 18,82. Тираж 8000 экз. Изд. № 6994. Зак. 449. Цена 80 к.
Головное ивдательство издательского объединения «Выща школа», 252054, Киев-Б4, ул.
Гоголевская, 7.
Отпечатано е матриц Головного предприятия республиканского производственного объединен
ния «Полнграфкнига», 252057, Киев-67, ул. Довженко, 3 на Белоцерковской книжной фабря»
ке 256400, г. Белая Церковь, ул. Карла Маркса, 4.