ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ЭФФЕКТИВНОСТЬ
ПРИМЕНЕНИЯ ХОЛОДА
В ПЛОДООВОЩНОЙ И КОНСЕРВНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ ГРУЗИНСКОЙ ССР
Канд. экон. наук В. П. ВАЛЕЙКО
О. Л. ГЕОРГОБИАНИ
Госкомитет СМ ГССР «Грузконсервплодоовощ»
Широкое применение холода в плодоовощной
и консервной промышленности существенно
изменило технологию производства, позволило
отказаться от применения сульфитированного
сырья, сгладило сезонность, обеспечило
ритмичную работу предприятий.
Однако потребность пищевой промышленности
республики в холоде все еще очень велика.
В настоящее время холодильная емкость
плодоовощных и консервных предприятий Грузглав-
консервтреста составляет около 7000 т (табл. 1).
Таблица 1
Наименование предприятий
Консервные заводы
Кутаисский
Зугдидский .
Самтредский
Горийский
Агарийский
Лагодехский
Сухумский
Батумский цитрусовый комбинат . . .
В Он .
° са s
% со К
; а> о,
. ах
20
10
30
20
10
20
10
1360
400
700
1500
400
600
1000
700
Холодильники при заводах консервной
промышленности являются производственным
участком цеха по быстрому замораживанию плодов
и овощей, Кроме того, в них хранят
плодоовощное сырье, из которого в межсезонный период
вырабатывают овощные и фруктовые консервы.
В 1970 г. на холодильники Грузконсервтреста
было принято на хранение для переработки
и использования в межсезонный период около
10 000 т фруктов и овощей, в 1971г.— более
14 000 т. Так, в сезон 1971 г. на холодильник
Самтредского консервного завода было принято
более 1100 т, на холодильник Зугдидского
консервного завода — около 2000 т сырья.
На Батумском цитрусовом комбинате
перерабатывают мандарины, апельсины, инжир, сливу,
ткемали, груши, яблоки и т. д. Среднее
поступление мандаринов на комбинат составляет от 25
до 35 т/сутки. За сутки в среднем
перерабатывается около 30 т. Поступление инжира
колеблется от 10 до 20 т/сутки. За сутки в среднем
перерабатывается 15 т инжира. Таким образом,
количество поступающего сырья часто превышает
имеющиеся производственные мощности,
поэтому остаток его направляют на кратковременное
хранение. Например, срок хранения
мандаринов — около 12 суток.
График загрузки холодильника Батумского
цитрусового комбината сырьем представлен в
табл. 2. На холодильнике, помимо камер для
кратковременного хранения, предусмотрены
камеры длительного хранения сырья при
температуре — 18° С.
На длительное хранение закладывают
мандарины, апельсины, яблоки, груши и другие
фрукты, которые перерабатываются в
межсезонный период. Исключение составляет
субтропическая хурма, реализуемая в
быстрозамороженном виде.
Холодильник на Горийском консервном
заводе предназначен для хранения фруктов и
овощей, поступающих в периоды пиковых нагрузок
(табл. 3). Это позволяет не только сохранить
качество сырья и сократить его потери, но и
обеспечить необходимое накопление для более
правильной и равномерной загрузки
технологических линий и рационального использования
рабочей силы.
Холодильник имеет камеры с температурой
0° С для хранения плодов. и овощей, камеры
предварительного охлаждения, а также камеры
для быстрого замораживания. В 1971 г. были
заложены на хранецие с целью использования
в межсезонный период яблоки груши, айва,
а также овощное сырье, необходимое для
выпуска ассорти «Зима». Из этого сырья были
изготовлены консервы для детского питания,
варенье, ассорти «Зима» и др.
Такую же роль выполняет холодильник на
Кутаисском консервном заводе. На холодильник
для кратковременного хранения были заложены
баклажаны, зеленые помидоры, семечковые и
1*

Таблица 2
Сырье
Мандарины
Инжир
Субтропическая хурма . . .
Косточковые
слива
ткемали
Семечковые
яблоки
груши
Июль
I
II
Ш
Август
1|П
III
Сентябрь
I
II
III
Октябрь
I
II
!
III
Ноябрь
I
II
III
Де-
кабрь
I
II
Таблица 3
Сырье
Овощи
чеснок
лук
капуста
горький перец
болгарский перец ....
Косточковые
черешня
абрикосы
ткемали
слива
персики
Семечковые
яблоки
груши
Июнь
II
ш
Июль
I
II |lll
1
1
Август
I
II
III
i (
! 1
1 1
1 1 ,
1 1
1
1
Сентябрь
I
I
II
III
I
Октябрь
I
II
ш
Ноябрь
I
. ! <
1 !
i
II
косточковые плоды, которые были использованы
в период спада их поступления.
В новой пятилетке консервные заводы Грузии
значительно расширят ассортимент
плодоовощного сырья для быстрого замораживания.
Однако в торговой сети республики не хватает
холодильных емкостей для приема
быстрозамороженной продукции. Это во многом сдерживает
выпуск быстрозамороженных полуфабрикатов,
овощей и фруктов.
Расчеты, выполненные Краснодарским
научно-исследовательским институтом пищевой
промышленности, показывают, что создание
холодильных емкостей для длительного хранения
плодоовощного сырья рентабельно. Например,
стоимость картофеля при холодильном хранении
в течение месяца повышается на 0,42 коп.,
овощного сырья — на 0,87 коп., яблок —
на 0,85 коп. за 1 кг. Эти дополнительные
затраты компенсируются снижением потерь сырья
по сравнению с хранением его в обычных
условиях, а также загрузкой предприятий в
межсезонный период.
Проведенные авторами аналогичные расчеты
по консервным заводам Грузконсервтреста
подтвердили эти данные. В частности, расчеты
показали, что затраты на холодильное хранение 1 кг
плодоовощного сырья составили 0,85 коп., а
затраты на хранение 1 кг плодоовощного сырья,
за вычетом заработной платы и капитального
ремонта,— 0,19 коп.
Экономическая эффективность хранения сырья
на холодильниках составляет 3000 руб. на 1000 т
сырья.
Возникает вопрос, в течение какого времени
можно хранить плодоовощное сырье в
холодильных камерах. Яблоки могут храниться на
холодильнике 4—10 месяцев, черешня, вишня —
10 дней, абрикосы, персики, капуста
белокочанная летняя — 1 месяц, лук репчатый —
4—8 месяцев, томаты бурые и розовые, огурцы —
15 дней, корнеплоды поздние — 2—4 месяца.
При этом потери сырья значительно снижаются
по сравнению с хранением его па площадке
под навесом: для абрикосов в 16 раз, сливы
4

в 10—13 раз, перца болгарского в 11 и ткемали
в 2,5—3,5 раза.
Потери при хранении сырья на холодильниках
можно еще более снизить, если соблюдать
оптимальные режимы хранения. Это подтверждается
работами Грузинского
научно-исследовательского института пищевой промышленности,
проведенными под руководством проф. А. Н. Ни-
жарадзе. Так, в процессе хранения ткемали
на холодильнике при существующих режимах
потери за четверо суток составили 2,7% от массы
сырья, а в оптимальных условиях—1,4%.
То же отмечено при хранении сливы, инжира,
цитрусовых. Экономия, полученная при
хранении ткемали в оптимальных условиях,
составила 2,6 руб. на 1 т по сравнению с обычным
хранением на холодильнике и 4,26 руб. по
сравнению с хранением на площадке под навесом.
Для консервных заводов обычно проектируют
крупные холодильные камеры емкостью до 200 т.
Такие камеры не всегда эффективны.
Целесообразно на холодильниках при консервных
заводах предусматривать камеры емкостью от 50
до 100 т и несколько камер емкостью до 200 т,
в зависимости от общей емкости холодильника.
Это позволит значительно сократить потери
холода.
Холодильное хозяйство плодоовощной и
консервной промышленности республики будет
развиваться в следующих направлениях:
создание холодильников с
низкотемпературными камерами хранения быстрозамороженной
продукции (фруктов, овощей, готовых блюд),
скороморозильными аппаратами, цехами
технологической подготовки сырья и хранения
полуфабрикатов в целях последующей
промышленной переработки их на консервных заводах
в межсезонный период;
сооружение холодильников для закладки на
хранение сырья в период массового поступления.
В девятой пятилетке намечено построить ряд
холодильников при консервных заводах
Грузинской ССР, в том числе при Махарадзевском,
Самтредском, Ванском заводах. На Горийском,
Кутаисском и других консервных заводах
предусмотрено расширить имеющиеся емкости.
В среднем ежегодно будет вводиться около
2000 т холодильной емкости для
единовременного хранения плодоовощного сырья.
Годовая прибыль, полученная от реализации
товарной продукции, выпущенной
холодильниками, которые должны быть сооружены в новой
пятилетке, позволит окупить расходы на их
строительство примерно за три года.
Претворяя в жизнь решения XXIV
съезда КПСС, трудящиеся нашей республики, как
и весь советский народ, своим трудом внесут
достойный вклад в решение задачи обеспечения
населения высококачественными продуктами
питания.

ности кладовщиков) новой профессии —
товароведа с материальной ответственностью.
В равной мере назрела необходимость в
введении профессии механизатора вместо грузчика.
Квалификация современного грузчика уже не
соответствует прошлому характеру его работы.
Большинство грузчиков работает на подъемно-
транспортных механизмах. Эти мероприятия
В последнее время наряду с компрессионными
холодильными установками, использующими для
получения холода электрическую энергию,
широкое распространение получают теплоисполь-
зующие, в основном абсорбционные и пароэжек-
торные, холодильные установки, которые для
выработки холода используют тепло различного
потенциала в виде пара и горячей воды от
котельных или теплоэлектроцентралей.
При проектировании систем холодоснабжения
тип холодильной установки выбирается в
большинстве случаев на основании
технико-экономического сопоставления. Поскольку основной
статьей эксплуатационных расходов во всех типах
установок является стоимость энергии,
существенный интерес представляет разработка
методики энергетического сопоставления. При
различных видах и потенциалах потребляемой
энергии это сопоставление наиболее правильно
проводить по расходу первичного энергоносителя —
условного топлива — на единицу (например
1 Гкал) выработанного холода.
Многие теплоиспользующие холодильные
установки в летнее время могут снабжаться теплом
из отборов теплофикационных турбин ТЭЦ, так
как отборы в этот период часто незагружены по
теплу. Поэтому важно определить область, в
которой летом энергетически более эффективно
применять теплоиспользующие холодильные
установки, т. е. область, в которой расход топлива
на производство холода в них меньше, чем в
электроиспользующих установках.
Кроме того, необходимо установить
соотношение тарифов на тепло и электрическую энергию,
при котором применение теплоиспользующих
установок в области их энергетической
эффективности будет стимулироваться экономически.
Таким стимулом для потребителей является
меньшая стоимость израсходованной энергии
на производство холода, а для энергосистемы —
также должны способствовать улучшению работы
хладокомбината.
Итоги выполнения производственных планов
первых месяцев текущего года вселяют
уверенность, что государственный план 1972 г. и
принятые дополнительные социалистические
обязательства будут успешно выполнены
коллективом хладокомбината.
621.565.004
снижение удельного расхода топлива на
выработку электроэнергии.
Основным энергетическим показателем
холодильной установки, зависящим от внешних
параметров, цикла работы, холодильного агента,
совершенства аппаратуры и т. п., является
холодильный коэффициент — отношение
количества выработанного холода к затраченной энергии.
Для электроиспользующих установок
холодильный коэффициент (брутто)
Qo m
ч. бр— 860№Э ' К)
где Q0 — холодопроизводительность установки, ккал/ч;
WQ — расход электроэнергии на привод основного
агрегата, например, компрессора, кВт-ч.
Помимо расхода электроэнергии Wb, для
работы холодильной установки требуется еще
расход электроэнергии на привод
вспомогательного оборудования WB э, с помощью которого
тепло от установки отводится в окружающую
среду или в систему теплоснабжения (насос
или вентилятор для циркуляции
охлаждающей воды или воздуха).
Поэтому холодильный коэффициент (нетто)
8в- нТ = 860 (WB + WB. э) " B)
Принимая ориентировочно перепад температур
охлаждающей воды в конденсаторе Д*=10°С,
напор, создаваемый циркуляционным насосом
охлаждающей воды, 30 м и к. п. д. насосной
установки г|н=0,7, получаем
еэ бр /с^
еэ.нт- 1+0,01A + ев. бр) ' {6)
Удельный расход условного топлива на
выработку 1 Гкал холода
Ю6 Ь*
В* = 860еэ.нТ ь* - 1 т 1Г7 кг/Гкал' Dа)
где Ьэ — удельный расход условного топлива (нетто) на
выработку электроэнергии, кг/(кВт-ч).
Энергетическое сопоставление
электро- и теплоиспользующих холодильных установок
Доктор техн. наук Е. Я. СОКОЛОВ, доктор техн. наук Н. М. ЗИНГЕР
Всесоюзный теплотехнический институт им. Ф. Э. Дзержинского
2*
и

С учетом формулы C)
О 11AQ 1+0>01A+вЭ, бр)
?э = 1163 6Э кг Г кал. D6)
8э. бр
Для теплоиспользующих установок
холодильный коэффициент (брутто)
Qo /еч
eT-6P = -Q7, E)
где QT — расход тепла установкой, ккал/ч.
Удельный расход условного топлива на
выработку ЦГкал холода
Вт =
8т. бр
+ ^в. т^э кг/Г кал,
F)
где 6Т — удельный расход условного топлива на
выработку тепла, Кг/Гкал;
^в.т — удельный расход электроэнергии на привод
вспомогательного оборудования, кВт-ч/Гкал
холода.
При перепаде температур охлаждающей воды
в аппаратах установки А^ = 10°С, напоре,
создаваемом насосом, 30 м и к. п. д. насосной
установки т]н=0,7
1 -j- бт бр
WB. т = И,7 — :— кВт ч/Гкал холода. G)
fcT. бР
Отсюда
Вт =
Ьг+ 11,7A+вт. брNэ
6т. бр
кг/Гкал холода. (8)
Таким образом, для определения удельных
расходов условного топлива на производство
холода Вэ и Вг должны быть известны значения
удельных расходов топлива на производство
электроэнергии и тепла bQ и Ьт.
Величина Ьэ зависит от структуры и
уровня экономичности тепловых электростанций.
В 1970 г. средний удельный расход условного
топлива (нетто) на тепловых электростанциях
Министерства энергетики и электрификации
СССР составил 0,366 кг/(кВт-ч).
Удельный расход топлива на выработку тепла
6Т зависит от типа и технического совершенства
источников теплоснабжения, а также от
параметров используемого тепла.
При теплоснабжении от котельной
143
%
кг/Гкал,
(9)
где Цк — к.п.д. котельной.
При т]к=0,85 Ьт^170 кг/Гкал.
Если при теплоснабжении от ТЭЦ отнести
экономию топлива, получаемую за счет
комбинированной выработки электроэнергии, не на
электроэнергию, как это принято по
действующей в настоящее время методике, а на
отпущенное тепло, то удельный расход условного
топлива на выработку тепла определится по формуле
/143 \
&т=ч—— — зтД6т. э кг/Гкал, A0)
где зт — удельная комбинированная выработка
электроэнергии на базе теплового потребления,
кВт-ч/Гкал;
А^т.э — удельная экономия условного топлива при
комбинированной выработке электроэнергии, т. е.
разница в удельных расходах условного топлива
на современных конденсационных
электростанциях и на ТЭЦ, кг/(кВт-ч).
Для предварительных расчетов можно
принять АЬТ.э=0,2 кг/(кВт-ч).
Величина эт зависит от начальных параметров
пара р 0, t0 на ТЭЦ и температуры насыщения
пара tn в отборе турбины. С достаточной
степенью точности ее можно определять по
следующим формулам:
при /?0=90 кгс/см2, /0=535° С
9T=780—3tu кВт-ч/Гкал, (Па)
при /?0=130 кгс/см2, /0=565°С
зт=840—3^н кВт-ч/Гкал. A16)
С учетом указанного значения АЬТ> э и формул
A1 а и б) удельный расход условного топлива
на выработку тепла на ТЭЦ составит при р0 —
-90 кгс/см2, ^0-535о С
A2а)
A26)
Условие энергетической целесообразности
применения теплоиспользующих холодильных
установок:
Вт
~в7
ЬТ= 14+0,6/н кг/Гкал,
при р0= 130 кгс/см2, ?0=565° С
&т=0,6/н кг/Гкал.
1
или
вэ. бр
Бт. бр
1163
1 4-0,01 A +вэ. бр)
-у- + 11,7A+ бт. бр)
A3)
При использовании отводимого от
холодильных установок тепла для теплоснабжения
условие энергетической целесообразности
теплоиспользующих установок выразится
неравенством
Вт — Вв. т
Вэ — Вв
¦<i
или
¦^Е-<1163-г
8т. бр О'
1+0,01 A+8,. бр)"
Вв. эбэ. бр
11636э
11,7A + 8т. бр)
Вв. т?т. бр
.A4)
где Вв.т, Вв.э — удельные топливные эквиваленты
возвращаемого (полезно используемого)
тепла от тепло- и электроиспользующей
холодильной установки, кг/Гкал
холода.
Величина Вв определяется по формуле
#в = Qb Ьт кг/Гкал холода, A5)
где QB — удельное количество возвращаемого (полезно
используемого) тепла, Гкал тепла/Гкал холода.
На рис. 1 в координатах еэ бр—ет бр показаны
найденные по формуле A3) из условия -~-=1
12

/ 2 J & J 6 7 8s3.Sp
a
Рис. 1. Линии равной энергетической экономичности
электро- и теплоиспользующих холодильных установок
при различных источниках теплоснабжения:
а — теплоснабжение от котельной; б — теплоснабжение
от ТЭЦ с начальными параметрами пара 90 кгс/см2,
535я С; в — теплоснабжение от ТЭЦ с начальными
параметрами пара 130 кгс/см2, 565° С.
граничные линии равной энергетической
экономичности электро- и теплоиспользующих
холодильных установок при источниках
теплоснабжения: котельной (рис. 1, а) ТЭЦ с параметрами
пара р0=90 кгс/см2, t0=535° С (рис. 1, б) и ТЭЦ
с параметрами пара Ро=
130 кгс/см2, ^0=565° С
(рис. 1, в), при температурах насыщения tu
отборного пара от 100 до 200° С, что соответствует
давлениям пара в отборе от 1 до 16 кгс/см2. При
построении рис. 1 принято Ьэ =0,366 кг/(кВт-ч).
Выше граничных линий находится область
более высокой энергетической экономичности
теплоиспользующих Г, ниже — электроисполь-
зующих Э установок. Чем выше начальные
параметры пара на станции и ниже давление пара
в отборе турбин, тем ниже проходят граничные
линии и, следовательно, больше область
энергетической экономичности теплоиспользующих
холодильных установок. Так, например, если
для заданных условий работы в
компрессионной установке может быть получен
холодильный коэффициент еэ бр=5, то равноэкономич-
ные ей по расходу топлива абсорбционные
установки должны иметь следующие холодильные
коэффициенты: при теплоснабжении от
котельной гт бр=2, от ТЭЦ с параметрами пара р0=
= 130 кгс/см2, /0=565° С и использовании
отборного пара давлением 6 кгс/см2 ет бР = 1,18,
от ТЭЦ с теми же начальными параметрами пара
и давлением отборного пара 1 кгс/см2 ет бр =
=0,74.
При технико-экономическом сопоставлении
различных типов холодильных установок в
процессе проектирования обычно в расчет берется
не расход топлива, а затраты на электроэнергию
и тепло по тарифам Sa руб./(кВт-ч) и ST руб/Гкал.
Подставляя в формулы A3) и A4) вместо
удельных расходов топлива на производство
электроэнергии и тепла bQ и Ьт значения тарифов
SQ и ST, получим выражения для сопоставления
стоимостей энергии, затрачиваемой на выработку
холода в тепло- и электроиспользующих
холодильных установках:
при отводе тепла от установок в окружающую
среду
еэ. бр Q 1 +0,01A+вэ.бР)
ет. бр ^ St ' A6)
-?— + 11,7A +ет. бр)
при использовании отводимого тепла для
теплоснабжения
13

?э. бр
8т. бР
1+0>01A+8э.бр)
<1163^
*$в. э?э. бр
11635э
— +11,7A+ет.бр)
«Sr. tSt. бр
5Э
A7)
Удельная стоимость тепла, отводимого в
систему теплоснабжения, определяется по формуле
SB=QBST руб/Гкал холода. A8)
Для того чтобы применение
теплоиспользующих холодильных установок в той области, в
какой они дают экономию топлива, было
экономически выгодно и потребителю, целесообразно
установить тариф на тепло из условия равенства
отношений
St
~~sT
br
A9)
Тогда приведенные на рис. 1 граничные линии
равной энергетической экономичности электро-
и теплоиспользующих установок явятся
одновременно граничными линиями одинаковой
стоимости энергии, затраченной на выработку
холода.
Если принять
5т
<
St
>
то окажется, что экономически целесообразно
применять теплоиспользующие (в первом
случае) и электроиспользующие (во втором )
установки в области, где они дают не экономию, а
перерасход топлива.
Поскольку удельный расход топлива на
выработку тепла на ТЭЦ, определяемый по формуле
A0),, зависит от начальных параметров пара на
станции и параметров пара в отборе турбин, то
в соответствии с уравнением A9) в зависимости
от этих параметров должен определяться и
тариф на тепло.
На рис. 2 линиями 1 и 2 показана зависимость
расчетных отношений-—- = -~- от давления
(температуры насыщения /н) отборного пара /?0тб
турбин, а линиями 3—5 — значения отношения
о
~^- по введенным с 1 июля 1967 г. тарифам на
тепло и электроэнергию для ряда районов страны,
в которых по данным ВНИИхолодмаша
намечается использовать крупные абсорбционные
холодильные установки. При построении линий
1 и 2 величина &т определялась по формуле A2),
а Ьэ=0,366 кг/(кВт-ч). При построении линий
3—5 величина S8 принята 0,012 руб/(кВт-ч),
что соответствует примерно среднегодовой
удельной стоимости электроэнергии промышленных
потребителей по применяемому в настоящее
время двухставочному тарифу.
W
350
I
? 300
шу
^Н5
200
150
"
J I
^^
V J" ^^*^ ^^
| ^ц*^*^ ^^^"^
J ^^ I ^^
Г п _^*^ _^*^*^
I _. I I I I ! I I I I
100
120
по
160
180
t„;c
2 J
о о
/О 12 ft 16
Рис. 2. К оценке возможного снижения тарифа на тепло
из отборов турбин ТЭЦ для теплоиспользующих
холодильных установок:
1 — Ро = 130 кгс/см2, t0 = 565° С; 2 — р0 = 90 кгс/см2,
tQ = 535° С; 3 — Волгоград; 4—Уфа, Саратов; 5—
Херсон, Куйбышев.
Как видно из данных, приведенных на рис. 2,
при действующих тарифах на тепло и
электроэнергию экономически не стимулируется
использовать летом для производства холода тепло
из отборов турбины в той области параметров,
где может быть получена экономия топлива,
так как стоимость энергии, затрачиваемой в
теплоиспользующих установках, получается
выше, чем в электроиспользующих.
Указанное положение можно изменить, если
установить в летнее время специальные
сниженные сезонные тарифы на тепло, отпускаемое для
теплоиспользующих холодильных установок.
Максимальная величина снижения естественно
не может быть больше стоимости топлива,
сэкономленного в энергосистеме за счет
дополнительной комбинированной выработки
электроэнергии на базе теплового потребления
теплоиспользующих холодильных установок. Как
показывают проведенные расчеты, поправочные
коэффициенты х для действующего тарифа,
соответствующие максимально возможной величине
снижения стоимости тепла, имеют для большинства
районов страны следующие значения в
зависимости от давления отборного пара турбины:
при р0тъ=1-±-2 кгс/см2 xmax=0,55-f-0,6; ротб^
7 кгс/см2 хтах=07, р0тб= Ю-г-13 кгс/см2 хтах=
0,75-И),8.
В действительности для многих районов
страны можно установить поправочные
коэффициенты хд к тарифу на тепло (хд>хтаХ), что
приведет не только к экономии топлива в стране
при выработке холода в летний период, но и
улучшит технико-экономические показатели
энергосистем, стимулирующих применение
теплоиспользующих холодильных установок. Величины
14

поправочного коэффициента хд для разных
районов страны при значениях тарифов,
приведенных на рис. 2, могут быть определены как част-
о
ное от деления значений -^- по линиям 1. или 2
«->э
о
к значениям -—• по линиям 3—5.
Величины поправочного коэффициента ид,
установленные из рис. 2, даны в таблице.
Аналогичные расчеты по приведенной методике
могут быть выполнены для конкретных условий
Обоснованно и правильно выбранный тип
судовой системы комфортного кондиционирования
воздуха позволяет получить наилучшие технико-
экономические показатели судна в целом и с
перспективой решать вопросы проектирования и
расчетов СКВ, а также разработки новых видов
оборудования для этих систем.
Для установления основных типов СКВ было
рассмотрено большое количество отечественных
и зарубежных судов (при этом наибольшее
внимание обращалось на суда, построенные после
1965 г.), проанализированы материалы ведущих
в области кондиционирования воздуха
зарубежных фирм, а также материалы отечественных
и зарубежных авторов, занимающихся
исследованиями СКВ. Рассмотренные суда различались
как по назначению (пассажирские,
нефтеналивные, сухогрузные, промысловые,
рефрижераторные, научно-исследовательские, специальные
и т. д.) и типу главной силовой установки
(дизельные, паротурбинные, газотурбинные), так
и по водоизмещению (например танкеры до
250 тыс. т, буксиры от 800 т и т. д.). В
результате сделан вывод, что наибольшее
распространение на морских судах в настоящее время
получили следующие типы систем комфортного
кондиционирования воздуха.
Т и п I (рис. 1). Одноканальная СКВ с
полной обработкой воздуха, подаваемого в
кондиционируемые помещения, только в центральных
кондиционерах.
В СКВ типа I обычно предусматривается
рециркуляция; количество рециркуляционного
воздуха в соответствии с санитарными правилами
для морских судов СССР составляет 30% от
воздуха, обрабатываемого в кондиционере.
Давление
пара в
отборе
турбины,
кгс/см2
1—2
7
10—13
Поправочный коэффициент хд
Волгоград
кгс/см2
*0=53 5°С
0,75—0,85
1,0
1,0
Ро=130
кгс/см2
*o=565°C
0,6—0,7
0,9—0,95
1,0
Херсон
Ро=90
кгс/см2
*o=535°C
0,55—0,65
0,8—0,85
0,85—0,9
Ро=130
кгс/см2
*0=565°С
0,55—0,6
0,7—0,75
0,75—0,8
каждой энергетической системы и
теплоэлектроцентрали.
Смесь наружного и рециркуляционного воз-
[ духа—обрабатываемый воздух,— засасываемая
электровентилятором кондиционера, проходит
последовательно через фильтр, где очищается
от пыли; первичный нагреватель, где на режиме
j отопления помещения независимо от
температуры наружного воздуха подогревается до темпера-
) туры около 15° С; охладитель, где на режиме
i охлаждения кондиционируемых помещений
осушается и охлаждается до температуры 11—15° С;
i вторичный нагреватель и увлажнительное уст-
с ройство, где на режиме отопления помещений
подогревается до температуры, зависящей от
с температуры наружного воздуха, и увлажняет-
- ся; и затем по системе воздухопроводов через
э воздухораспределители без дополнительной
обработки подается в кондиционируемые
помещения,
е Иногда эту систему «улучшают»,
устанавливая дополнительные зональные паровые нагре-
х ватели воздуха для групп кондиционируемых
э помещений, различных по тепловому режиму.
Нагреватели воздуха обычно паровые, но
встречаются водяные и реже электрические.
|- Увлажнение производится паром. Охладители
о применяются в основном с непосредственным
кипением холодильного агента (фреоны-12 и 22),
:- а также с промежуточным холодоносителем (во-
:- дяные).
х Холодильная установка, как правило, с
регулируемой холодопроизводительностью. Си-
»- стема автоматического регулирования (САР)
\- пневматическая, электрическая, электропнев-
и матическая или с регуляторами прямого дей-
•т ствия.
Индивидуальное регулирование параметров
628.84
О выборе типа судовой системы комфортного кондиционирования воздуха
Е. И. ШИФРИН
15

ГНаршный
боздух
9
_J pJL, ^рБцирне/ляционнь/й 6яjдух
¦ f
/
-* *—* *¦
-* * * * Х^
И
IIIIV V
н—^—1
fflF'i *
/J ^
&-^эа
Рис. 1. Принципиальная схема
СКВ типа I:
1 — центральный кондиционер;
2 — электровентилятор; 3—
первичный нагреватель; 4—фильтр;
5— РСД; 6—охладитель; 7—
вторичный нагреватель; 8—
заслонка; 9— глушитель шума;
10 — воздухораспределитель;
11—увлажнительное
устройство; 12— холодильная
установка; 13— щит автоматики и
сигнализации (/ — первичный
нагреватель; // — сигнализация;
/// — защита; IV—вентилятор;
V— электропитание; VI — пнев-
мопитание; VII— защита; VIII
— вторичный нагреватель).
Наружный.
\\у боздух
Рис. 2. Принципиальная схема
СКВ типа II:
1— центральный кондиционер;
2— РСД; 3— заслонка; 4—
глушитель шума; 5—
воздухораспределитель с
электронагревателем; 6— электротрасса; 7
— холодильная установка; 8—
щит автоматики и сигнализации
(/— нагреватель; //— защита;
///— вентилятор; IV—
электропитание; V— пневмопитание;
VI— сигнализация;
VII—защита).

воздуха в кондиционируемых помещениях
осуществляется путем изменения его количества,
подаваемого через воздухораспределители.
Системы кондиционирования воздуха этого
типа бывают низкоскоростные, средне- и
высокоскоростные. Для средне- и высокоскоростных
необходима установка регуляторов статического
давления (РСД), которые изменяют рабочую
точку характеристики вентилятора при
изменении количества воздуха, подаваемого в
различные помещения.
' Основным преимуществом систем типа I
является их более низкая стоимость, простая
трассировка трубопроводов, а также меньшие масса
и объем по сравнению с СКВ других типов.
Самый существенный недостаток — трудность
индивидуального регулирования параметров
воздуха в кондиционируемых помещениях,
особенно на режимах отопления (расчетном и
переходных), что зачастую создает дискомфортные
условия в помещениях, ухудшает воздухорас-
пределение и т. п.
Низкоскоростные СКВ применяются в
настоящее время в основном для общественных
помещений (столовые, рестораны, кинозалы, кают-
компании). Средне- или высокоскоростные СКВ
широко используются в транспортных судах,
плавающих только или преимущественно в
южных и тропических широтах (в этом случае
потребность в индивидуальном регулировании
меньше, ибо температурный перепад между
наружным воздухом и воздухом в
кондиционируемых помещениях относительно небольшой).
Т и п II (рис. 2). Одноканальная средне-
или высокоскоростная СКВ с частичной
обработкой воздуха в центральных кондиционерах
(как правило, первичный нагрев в паровых
нагревателях, охлаждение в охладителях с
непосредственным кипением холодильного агента
и увлажнение паром) и с дополнительным
подогревом воздуха в доводочных подогревателях
(водяных или электрических), встроенных в
воздухораспределители-доводчики
кондиционируемых помещений. В СКВ этого типа тоже обычно
предусматривается рециркуляция, степень
рециркуляции 30%.
В отличие от центрального кондиционера СКВ
типа I в центральном кондиционере этого типа
отсутствуют вторичные нагреватели.
Обрабатываемый в центральном
кондиционере воздух на режиме отопления подогревается
до температуры 20—30° С, дальнейший нагрев
производится в каютных
воздухораспределителях-доводчиках; на режиме охлаждения —
охлаждается до температуры 11—15° С в
центральном кондиционере и без дополнительной
обработки подается в помещения. Холодильная
установка, как правило, с регулируемой холодо-
производительностью. На воздухопроводах
устанавливаются РСД.
Индивидуальное регулирование параметров
воздуха в кондиционируемых помещениях
осуществляется на режиме охлаждения
количественным путем, на режиме отопления —
качественным: изменением параметров воздуха,
подаваемого в то или иное помещение, за счет
подогрева его в доводочных подогревателях
воздухораспределителей.
Возможность индивидуального регулирования
на режиме отопления качественным путем
является основным преимуществом систем СКВ
типа II.
Недостатки — сложность трассировки,
возможность протечек водяных трубопроводов и
трудности в их определении (при установке
водяных доводчиков), сложность трассировки
электрокабеля, повышенная мощность СКВ на
режиме отопления, необходимость наблюдения
за состоянием электродоводчиков (при
использовании электродоводчиков), трудности в
эксплуатации и повышенная стоимость системы.
В настоящее время в зарубежном
судостроении СКВ с электродоводчиками находят более
широкое применение, чем с водяными.
Системы кондиционирования воздуха
типа II применяются для транспортных и
пассажирских судов неограниченного района
плавания с преимущественным плаванием в
умеренных и северных широтах.
Тип III (рис.3). Одноканальная средне-
или высокоскоростная СКВ без рециркуляции
с частичной обработкой воздуха в центральных
кондиционерах (как правило, первичный нагрев
в паровых нагревателях, охлаждение в
охладителях с промежуточным холодоносителем —
пресная вода — и увлажнение воздуха паром)
и с дополнительной обработкой воздуха
(подогрев и охлаждение) в теплообменных
аппаратах (водяных), встроенных в эжекторные
воздухораспределители-доводчики
кондиционируемых помещений.
В центральном кондиционере обрабатывается
только наружный воздух (на режиме отопления
помещений подогревается до температуры 15—
25° С, на режиме охлаждения — охлаждается
до температуры 12—16° С). Затем он подается
к эжекторным
воздухораспределителям-доводчикам, где смешивается в выпускном сопле с
воздухом, эжектируемым из помещения и
проходящим через теплообменный аппарат, встроенный
в воздухораспределитель. Эжектируемый из
помещения воздух на режиме отопления
подогревается до 30—45° С, на режиме охлаждения —
охлаждается до 14—18° С. Коэффициент эжек-
ции воздухораспределителя /Сэж составляет:
3 Холодильная техника № 5
17

му"Щ?'*
* *—*—*-
У
Pafo'
W fl[H===5T^
^эж =="
• = l,8-f.2,
где Ьът — количество эжектируемого из помещения
воздуха, м3/ч;
LK — количество обрабатываемого в центральном
кондиционере наружного воздуха,
подводимого к воздухораспределителю-доводчику, м3/ч.
Количество наружного воздуха на 1 человека
принимается в соответствии с санитарными
правилами для морских судов СССР, практически
производительность центральных
кондиционеров можно рекомендовать определять из расчета
35—50 м3/ч наружного воздуха на 1 человека.
В СКВ типа III производительность
центральных кондиционеров получается в 1,5—2
раза меньше, чем в СКВ других типов, потребная
холодопроизводительность системы
уменьшается примерно на 20—25%. Индивидуальное
регулирование параметров воздуха в
кондиционируемых помещениях в широком диапазоне
производится качественным путем как на режиме
отопления, так и на режиме охлаждения.
Меньшая мощность центральных кондиционеров и
холодильной установки, широкие возможности
индивидуального регулирования параметров
воздуха на всех режимах качественным путем,
а также меньшие массы и диаметры
воздухопроводов — основные преимущества СКВ
типа III.
Недостатки — повышенный шум в
помещениях из-за большого коэффициента эжекции,
Рис. 3. Принципиальная схема»
СКВ типа III:
/—центральный кондиционер;
2— заслонка; 3— глушитель-
шума; 4— электротрасса; 5—
эжекторный
воздухораспределитель; 6— холодильная
установка; 7— щит автоматики и>
сигнализации (I—VII см. рис.
2).
сложность трассировки водяных трубопроводов:
(по сравнению с СКВ типа II с водяными
доводчиками добавляется еще дренажный
трубопровод), возможность протечек и трудности в
определении протечек водяных трубопроводов,
особенно в зашивке судовых помещений,
повышенная сложность эксплуатации, самая высокая
стоимость из всех типов СКВ.
Т и п IV (рис. 4). Двухканальная средне-
или высокоскоростная СКВ с полной обработкой
воздуха в центральных кондиционерах.
Рекомендуется рециркуляция воздуха, степень которой,
обычно 30%.
Этот тип СКВ отличается от системы типа I
(средне- или высокоскоростной) тем, что в
центральном кондиционере имеется дополнительная
камера отбора воздуха после первичного
нагревателя и электровентилятора и из кондиционера>
выходят два отдельных воздухопровода —
канал I ступени и канал II ступени обработки
воздуха, по которым к воздухораспределителям
в помещениях подводится воздух разных
параметров. Холодильная установка, САР и
настройка регуляторов идентичны СКВ типа I.
Таким образом, в этой системе обработка
воздуха в центральном кондиционере и подача его
в кондиционируемые помещения производится
следующим путем.
На режиме отопления помещений:
по каналу I ступени к
воздухораспределителям подается воздух с температурой
18

-* * *
rr I X^ X^ Д_У ТУ
7/ И7 /Г К Ж
Рис. 4. Принципиальная схема
СКВ типа IV:
1— центральный кондиционер;
2— электровентилятор; 3—
первичный нагреватель; 4—фильтр;
5— охладитель; 6— вторичный
нагреватель; 7— заслонка; 8—
воздухопровод (канал) /
ступени; 9— воздухопровод
(канал) II ступени; 10—
глушитель шума; 11—
воздухораспределитель со смесительным
устройством; 12—
увлажнительное устройство; 13—
холодильная установка; 14— щит
автоматики и сигнализации (I—V1II
см. рис. 1).
her — 15 + Д/Эв>
где 15 — температура воздуха за первичным
нагревателем, РС;
А^эв^З-т-5 — нагрев воздуха в электровентиляторе в
зависимости от его давления и
производительности, °С;
по каналу 11 ступени — воздух с температурой
^Ист = / D.в)>
где /н.в — температура наружного воздуха, °С.
Обычно предельные значения /IICT=43-i-290 С,
угол наклона настройки регулятора
рассчитывается.
На режиме охлаждения помещений:
по каналу I ступени подается воздух с
температурой
tjCT = tCM + А/Эв>
где *сМ — температура смеси наружного и рециркуляцион"
ного воздуха, РС;
по каналу II ступени — воздух, охлажденный
в воздухоохладителе кондиционера до
температуры *11ст= П-М50 С.
Диаметр воздухопровода II ступени
выбирается из расчета 100%-ного прохождения по нему
всего обрабатываемого в кондиционере воздуха,
диаметр воздухопровода I ступени — из расчета
50%-ного прохождения обрабатываемого
воздуха. Диапазон индивидуального
регулирования при этом получается достаточно широким.
Если необходимо увеличить диапазон
индивидуального регулирования в помещениях на
переходных (отличных от расчетных) режимах, то
диаметр воздухопровода I ступени тоже
рассчитывают на все 100% обрабатываемого
воздуха, Воздухопроводы обеих ступеней
подсоединяются к смесительному устройству каждого
воздухораспределителя.
Таким образом, в СКВ типа IV
индивидуальное регулирование параметров воздуха в
кондиционируемых помещениях на всех режимах
работы СКВ осуществляется в очень широком
диапазоне качественным путем за счет смешения
воздуха различных параметров в каютных
смесительных воздухораспределителях. Это одно
из главных преимуществ СКВ этого типа.
Преимуществами являются также хорошее качество
распределения воздуха в помещениях,
бесшумность работы СКВ (в помещениях),
индивидуальное регулирование при помощи единого
теплоносителя — воздуха (в системах типов II и III
либо вода, либо электроэнергия), надежность
работы и простота обслуживания при
эксплуатации СКВ.
Недостатки — большие масса и объем,
занимаемый воздухопроводами, трудности при
прокладке дополнительного воздухопровода,
большая стоимость системы по сравнению с СКВ
типа I. Как видим, все недостатки связаны
только с необходимостью прокладки в каждое
помещение дополнительного воздухопровода.
3*
19

СКВ типа IV широко применяются на морских
судах всех классов, типов и назначений,
неограниченного района плавания.
Каждый из описанных типов СКВ может иметь
модификации по типу теплоносителя, способу
воздухораспределения, САР и т. д.
В настоящее время в отечественной и
зарубежной практике проектирования СКВ утвердилось
направление по применению на судах средне-
или высокоскоростных СКВ, так как они
обладают преимуществами перед низкоскоростными:
значительно меньшие масса и габариты
оборудования и воздухопроводов; ввиду небольшого
сечения упрощенный монтаж воздухопроводов,
а также меньшая возможность распространения
пожара по помещениям в случае его
возникновения; лучшее воздухораспределение в
помещениях благодаря использованию эффекта эжек-
ции.
Основным недостатком высокоскоростных
СКВ является несколько увеличенный расход
электроэнергии из-за использования
высоконапорных вентиляторов. В связи с этим
увеличиваются вредный подогрев воздуха в вентиляторе
и, следовательно, потребная холодопроизводи-
тельность и мощность холодильной установки
для СКВ. Поэтому наиболее целесообразным
представляется применять средне- или
высокоскоростные СКВ с вентиляторами среднего
давления, при этом необходимо добиваться
минимальных аэродинамических сопротивлений
оборудования, воздухопроводов, арматуры и т. д.
Рекомендуемые скорости движения воздуха
в воздухопроводах судовых СКВ, м/с:
н m
о н
к ох
2 к ? *
S Ч ° Я
«3. «ч
СКВ
низкоскоростная . . . 15—17 б—8
среднескоростная . . . 18—22 9—12
высокоскоростная . . . 23—30 13—20
Рекомендуемые избыточные давления,
развиваемые вентиляторами СКВ, Па (мм вод. ст.):
Вентиляторы
низкого давления до 1080 (до ПО)
среднего давления » 2450 ( » 250)
высокого давления » 4650 ( » 475)
Сравнительная стоимость различных типов
СКВ для транспортного судна по отечественным
данным и данным зарубежной фирмы «Нордиск
Вентилятор», % *:
s А ,п, Г*г О
Тип I
среднескоростная (Hi-Press Regul-Air) 100 100
Тип II
с электродоводчиками (Hi-Press Re-
Heat Electric) 119 129
с водяными доводчиками (Hi-Press Re-
Heat Water) 119 121
Тип III 132,6 137
Тип IV (Twin-Pipe) 113,5 113
Выводы
Определяющим фактором для выбора типа
судовой СКВ является район плавания судна
(потребность в индивидуальном регулировании
гораздо больше в северных и умеренных
широтах, холодных водах, нежели в южных и
тропических).
Остальные факторы влияют на выбор в
следующей последовательности: назначение судна,
назначение кондиционируемых помещений (жилые,
общественные, лаборатории, медицинские и
т. д.), водоизмещение судна, тип судовой
силовой установки и т. д.
Наиболее целесообразно для отечественных
морских судов, проектируемых в настоящее
время, применять два типа СКВ: тип IV для судов
всех классов, типов и назначений,
неограниченного района плавания; тип I средне- или
высокоскоростные для транспортных судов
неограниченного района плавания с преимущественным
плаванием в южных и тропических широтах
(в холодных водах только короткий период —
1 месяц и менее).
* Шамшин В. М. и др. Технико-экономический
анализ судовых СКВ. «Судостроение», 1970 № 1.
¦

В ПОРЯДКЕ ОБСУЖДЕНИЯ
621.565.004.67
Трудоемкость ремонтных работ и численность ремонтного персонала
холодильных установок
Э. М. БЕЖАНИШВИЛИ, И. Г. ХАЗАНОВ
ВНИИхолодмаш
Ремонт промышленных холодильных
установок*, как правило, производится на месте
эксплуатации силами слесарей-ремонтников,
машинистов, слесарей-электриков. В ремонтных
работах участвуют также станочники и
сварщики.
Машинисты холодильных установок и слесари-
ремонтники обычно состоят в штате
компрессорных цехов. Все остальные категории
работников, большей частью находящиеся в
подчинении главного механика или главного
энергетика предприятия, принимают участие в ремонте
холодильного оборудования лишь периодически,
по мере производственной необходимости.
Технически обоснованное установление
численности ремонтного персонала имеет большое
практическое значение, так как способствует
снижению простоев оборудования и сокращению
ремонтных затрат. Для определения
численности ремонтного персонала необходимо знать
общую трудоемкость ремонтных работ и фонд
рабочего времени ремонтников.
Общая трудоемкость ремонта холодильной
установки может быть выражена формулой
Тоъ — Тел + ТСт + Тсв + Тэл + ГпР, A)
где Тсл — трудоемкость слесарных работ;
Тст — трудоемкость станочных работ;
Тсв — трудоемкость сварочных работ;
Тэл — трудоемкость ремонта электрооборудования и
приборов автоматики;
7пр — трудоемкость прочих работ (очистка аппаратов,
испытания отремонтированного оборудования,
проводимые в основном машинистами, и т. д.).
Фонд рабочего времени ремонтников зависит
от принятой на предприятии системы ремонтов
холодильной установки.
В системе ряда министерств и ведомств
согласно действующему в них положению планово-
предупредительный ремонт (ППР) холодильных
установок проводится в течение четырех
месяцев зимне-весеннего сезона (обычно с декабря
по март включительно). Фонд рабочего времени
* Имеются в виду стационарные аммиачные
холодильные установки с поршневыми компрессорами одно- и
двуступенчатого сжатия с ходом поршня 70; 130; 150;
220 мм (выпускаемая градация) и 80; 140; 250; 450; 550 мм
(снятые с производства), а также ротационными бустер-
компрессорами.
одного слесаря-ремонтника за указанный период
составляет 680 чел-ч (месячный фонд рабочего
времени принят равным 170 чел-ч).
Трудоемкость проведения профилактических осмотров
не учитывается.
В то же время на многих предприятиях
система ППР фактически отсутствует и ремонт
холодильного оборудования производится в
течение всего календарного года по мере
необходимости. В этом случае фонд рабочего времени
одного ремонтника может быть принят равным
1360 чел-ч из расчета восьми месяцев работы —
в течение трех летних месяцев холодильное
оборудование, как правило, не ремонтируется в
связи с пиковыми нагрузками на установку;
при отсутствии планово-предупредительного
ремонта неизбежны дополнительные потери
рабочего времени, принятые в размере одного
календарного месяца, из-за отсутствия в нужный
момент запасных частей, вспомогательных
материалов и т. д. При такой системе проведения
ремонтов следует учитывать также и
трудоемкость профилактических осмотров
оборудования.
Основываясь на работе [1]*, в которой
пронормированы технологические процессы
ремонта холодильного оборудования, лабораторией
надежности ВНИИхолодмаша были разработаны
сводные нормы трудозатрат, расхода запасных
частей и вспомогательных материалов, а также
установлены категории сложности ремонта и
ремонтные единицы для всей номенклатуры
поршневых компрессоров и основных типов теплооб-
менной и емкостной аппаратуры [2].
В качестве примера в табл. 1 приведена
трудоемкость ремонта компрессоров АУ200
и АО 1200, а в табл. 2 — категории сложности
ремонта и структура ремонтных единиц для
некоторых типов холодильного оборудования.
Зная категории сложности ремонта К и
ремонтные единицы R, трудоемкость любого|вида
ремонта холодильного оборудования Tj можно
рассчитать по формуле
Tj = RK. B)
* В настоящее время издается массовым тиражом
в изд-ве «Пищевая промышленность».
21

Т аблица 1
Вид ремонтных работ
Количество ремонтов
в ремонтном цикле
АУ 200
АО 1200
Трудоемкость, чел-ч
АУ 200
одного
ремонта
всех
ремонтов в
цикле
АО 1200
одного
ремонта
всех
ремонтов в
цикле
Профилактический осмотр .
Малый ремонт
Средний ремонт
Капитальный ремонт. . .
12
4
1
1
119
123
176
254
1428
429
176
254
192
460
495
630
1536
920
495
630
Оборудование
Компрессор АУ200
Компрессор
АО1200
Кожухотрубный
испаритель
зооикт
Оросительный
конденсатор
9 ОМКО
Отделитель
жидкости 200 ОЖ
О 03
тегория ел
сти ремонт
3S
21
45
43
15
4
Вид ремонтных работ
Профилактический осмотр
Малый ремонт
Средний ремонт
Капитальный ремонт
Профилактический осмотр
Малый ремонт
Средний ремонт
Капитальный ремонт
Профилактический осмотр
Малый ремонт
Средний ремонт
Капитальный ремонт
Профилактический осмотр
Малый ремонт
Средний ремонт
Капитальный ремонт
Профилактический осмотр
Малый ремонт
Капитальный ремонт
Таблица 2
Ремонтная единица R
и ее структур-
ные составляющие, чел-ч
R
5,6
5,8
8,3
12,0
3,6
8,8
9,5
12,0
0,24
0,52
7,6
12,0
0,55
3,6
7,7
12,0
0,5
2,1
12,0
псарные
боты
0 л
4,88
5,04
7,24
10,84
3,18
8,11
8,63
10,94
0,087
0,24
4,0
8,4
0,21
1,26
2,4
4,8
0,33
1,0
3,0
фочные
боты
5а
0,59
2,1
—
—
—
1ночные
боты
2 w
5*
—
0,26
0,26
—
0,18
0,32
0,32
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
очие
боты
Сися
С (X
0,72
0,76
0,8
0,9
0,42
0,51
0,55
0,74
0,153
0,28
3,6
3,6
0,34
2,34
4,71
5,1
0,17
1,1
9,0
Однако для установления численности
ремонтного персонала необходимо определить общую
среднегодовую трудоемкость ремонта
холодильной установки
Т = Тг + Т2 + Т3 + .... + 7VX + Ти C)
где7\, Т2, Т3, ..., Tt_lt Tf — среднегодовая трудоемкость
ремонта каждого элемента
холодильной установки,
которая определяется так:
(R0n0 + RMnM + Rcn>c + Як) Km
1 i — д i I4)
где R0, Ям, Яс> Rk — ремонтные единицы
соответственно при
профилактическом осмотре, малом
(текущем), среднем и
капитальном ремонтах;
я о» Ям, Яс — количество
профилактических осмотров, малых
(текущих) и средних
ремонтов в ремонтном
цикле;
К — категория сложности ремонта;
m — количество единиц однотипного оборудования;
А — ремонтный цикл в годах — календарное время
между двумя капитальными ремонтами или между
началом эксплуатации оборудования и его первым
капитальным ремонтом (устанавливается в соответст-
ствии с работами [3] и [4]).
По формулам C) и D) может быть рассчитана
не только общая среднегодовая трудоемкость
ремонта холодильной установки, но и
среднегодовая трудоемкость отдельных видов
ремонтных работ, например слесарных, которая
необходима для определения численности слесарей-
ремонтников. В этом случае в формулу D)
вместо ремонтных единиц вводятся их
структурные составляющие по слесарным работам.
По указанным формулам нами были
рассчитаны общая среднегодовая трудоемкость ремонта
22

и трудоемкость слесарных работ десяти
холодильных установок, разработанных проектным
отделом ВНИИхолодмаша для различных
отраслей промышленности.
При нанесении расчетных точек на график
^=/ (Qo) выяснилось, что точки группируются
в зависимости от количества компрессоров.
Для подтверждения и уточнения
группирования была рассчитана среднегодовая
трудоемкость ремонта холодильных установок 26
московских и иногородних предприятий Росмясорыб-
торга, министерств химической, пищевой и
мясомолочной промышленности (холодопроизводи-
тельность установок от 1 до 14 млн. ст. ккал/ч,
количество компрессоров от 5 до 25).
В табл. 3 приведен расчет общей
среднегодовой трудоемкости ремонта холодильной
установки Бауманской плодоовощной базы (г.
Москва). Общая среднегодовая трудоемкость ремонта
и среднегодовая трудоемкость слесарных работ
определялись как с учетом Т и 7Сл, так и без
учета Т и Т'сл профилактических осмотров.
Среднегодовая трудоемкость ремонта запорной
арматуры, мелкой аппаратуры (фильтры,
обратные клапаны и др.), трубопроводов и камерных
приборов охлаждения (батареи,
воздухоохладители) принималась в размере 20% от
среднегодовой трудоемкости ремонта остального
холодильного оборудования. Среднегодовая
трудоемкость ремонта электрооборудования и
приборов автоматики также установлена в объеме
20% от среднегодовой трудоемкости ремонта
остального холодильного оборудования (по
данным Технического управления Министерства
торговли СССР).
После расчета ремонтных трудозатрат для
нескольких холодильных установок выявились
Оборудование,
входящее в состав
холодильной установки
Компрессор АУ200
Кожухотрубный
конденсатор
КТГ 180
Кожухотрубный
испаритель
250 ИКТ
Противоточный
переохладитель 16ПП
Линейный ресивер
3,5 РВ
Дренажный
ресивер 0,7 РД
Маслоотделитель
150 ОММ
Маслособиратель
150 СМ
Маслособиратель
300 СМ
Аммиачные и
водяные насосы
Запорная
арматура, трубопроводы
и камерные
приборы охлаждения

.Электрооборудование и приборы
автоматики
S
6
2
3
3
2
1
2
1
1
6
*
21
22
42
8
5
2
3,5
1
2
2
¦*
6
9
9
6
12
12
12
6
6
9

Профилактический осмотр
*°
12
27
27
18
36
36
36
18
18
24
о
4,1
0,28
0,24
0,15
1
1
0,4
1
1
0,55
э)сл
5L
3,3
0,12
0,087
0,13
0,72
0,72
0,2
0,5
0,5
0,13
Малый
ремонт
S
4
6
6
4
11
11
11
4
4
6
S
5,1
0,5
0,52
0,9
2,33
2,33
2
1,9
1,9
1,5
m)cj
>—*
4,2
0,23
0,24
0,3
1,33
1,33
0,8
0,5
0,5
0,9
Средний
ремонт
1
2
2
1
—
—
—
1
1
1
о?
5,5
8,9
7,6
6,3
—
—
—
6
6
6
с) ел
5L
4,55
4,6
4,0
2,5
—
—
—
2,9
2,9
4,8

Капитальный
ремонт !
X
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
о?
12
12
12
12
12
12
12
12
12
12
к) ел
5L
10,8
7,8
8,4
5,2
4,2
4,2
6,3
5
5
10,8
___
Тарм = 0,22Гг
ГЭЛ = 0,22Г*
Итого:
Та
блица 3
Среднегодовая трудоемкость работ, чел-ч
Ti
1840
197
520
98
61,5
12,3
28
7,4
14,8
55
2834
570
' 570
\т = 3974
т\
780
160
425
88 |
31
6,2
19,7
4,2
8,4
36,4
1558,9
312
312
Г'=2183
(^сл
1480
112
300
45
37
7,4
13
3,17
6,34
32,8
2036,71
410
—~"
Гсл=2447
Юсл
670
90
250
35,6
24,3
4,9
8,7
1,67
3,34
28,6
1117,11
223
1 ~~~
кл=1340
23

следующие закономерности: среднегодовая
трудоемкость профилактических осмотров
составляет 35—42% от общей среднегодовой
трудоемкости ремонтных работ (меньшие значения
характерны для холодильных установок с
горизонтальными компрессорами); среднегодовая
трудоемкость слесарных работ достигает 60—70%
от общей среднегодовой трудоемкости, причем
большие значения будут в том случае, когда
общая среднегодовая трудоемкость учитывает
трудоемкость профилактических осмотров
(превалирующими при профилактических осмотрах
являются слесарные работы).
Выявленные закономерности позволяют
переходить от трудоемкости слесарных работ к
общей трудоемкости и наоборот.
Общая среднегодовая трудоемкость ремонта
без учета трудоемкости профилактических
осмотров V устанавливается из соотношения
т
л п с
ТтГг = 0,6.
Общая среднегодовая трудоемкость ремонта
с учетом трудоемкости профилактических
осмотров
Т = (Г + 0,38 Г) 1,4 = 1,38-1,4 Г,
где 0,38 — средний процент, характеризующий долю
трудоемкости профилактических осмотров в
общей тр удоемкости.
Коэффициент 1,4 введен на основании
следующего соображения. Обработка отчетных
данных ряда предприятий показала, что
среднегодовая стоимость ремонта компрессора АУ200
при отсутствии планово-предупредительных
ремонтов в среднем равна 760 руб. В то же время
среднегодовая стоимость ремонта по системе
ППР того же компрессора АУ200 составляет
540 руб. Если принять, что трудоемкость
ремонта пропорциональна его стоимости, то можно
записать
Т 760
1,387" = 540=:= 1,4в
Трудоемкость слесарных работ в
среднегодовой трудоемкости с учетом профилактиче-
т
ских осмотров составляет 70%, т. е. —|?- = о,7.
Трудоемкость ремонта оборудования
холодильных установок с двумя и более уровнями
температур кипения определяли
дифференцированно для каждого температурного уровня.
Рабочую холодопроизводительность установки
приводили к стандартной, для чего
использовали разработанный нами график (рис. 1). При
этом вводили поправочный коэффициент,
который учитывал изменение трудоемкости ремонта
в связи с уменьшением или увеличением тепло-
обменной поверхности и размеров оборудования.
24
QoC-75)\ 1 1 ' Г~ ~~[ ~~Т I Г ~]
QoCpam I J
J\—~4 —-А
ч—————— А 1
2\ —/\ —
И——I——\а\ ——I
ofk^A^\ I I I I I I
0 -5 -70 -15 -20 -25 -JO -J5 t,°G
Рис. I. График пересчета рабочей холодопроизводитель-
ности на стандартную.
Значения поправочных коэффициентов
T(t 0=-15°C) T(t0=-\5°C)
—? = 0,85, -^г-2 =1,2
1 (to=0°C) J (to=-Z0°C)
T(t0=-15°C)
и~ =-- 1,25
i^o=-40°C)
были получены при расчете трудоемкости
ремонта типовых наборов холодильных машин
с компрессорами АУ200 и ДАУ50, АУ300 и
ДАУ80, АО1200 и ДАО550, рекомендуемых
заводом «Компрессор».
Результаты всех расчетов (с применением
поправочных коэффициентов) были нанесены в
виде точек на тот же график T=f (Q0). После
некоторого выравнивания точек на графике было
получено семейство прямых, соответствующих
количеству компрессоров.
Номограмма для определения трудоемкости
ремонта холодильных установок и числа
ремонтников при наличии системы ППР и без нее
в зависимости от стандартной холодопроизво-
дительности и количества установленных
компрессоров представлена на рис. 2.
Пример использования
номограммы. Необходимо определить
количество слесарей-ремонтников для ремонта
холодильной установки Останкинского молочного
завода. На заводе действует система ППР. В
состав установки входят 13 компрессоров, в том
числе три компрессора АУ200, семь
компрессоров АУ300, три компрессора ДАУ80.
Суммарная холодопроизводительность на
стандартном режиме составляет
Q0 = 0,2-3 + 0,3-7 + 3,1-0,08-3 = 3,44 ~
^3,5 млн. ст. ккал/ч.
Коэффициент 3,1 для компрессоров ДАУ80
принят в соответствии с графиком (см. рис. 1).
Из точки Qо=3,5 млн. ст. ккал/ч на оси
абсцисс восстанавливаем перпендикуляр до пе-

N
14
/J
1Z
/f
JO
9
8
7
Б
5
4
J
2
7
ТСЛ
" 9,4
-9,0
8,5
-8,2
7,8
~7,4
7,0
6,6
-6,2
5,8
-5,4
5,0
~4,6
-V
3,8
-3,4
3,0
'IB
-2,Z
1,8
-1,4
1,0
~0,6
f
-76,4
45,7
-15,0
44,3
-73,6
-1Z,9
~/ZtZ
-11,5
-10,8
-70,7
-9,4
-8,7
-8,0
-7,3
-6,3
-5,9
-5,2
-4,5
-3,8
-3,7
-2,4
-7,7
-7,77
-
-
-
-
-
—
- J
-
—
&4г
I
I
l
i
/ysSl
&
y/i
P
P
\K
VVy
/У
*y
—
Ял
—
1
y1,7-
шз-
129.0-
\z63-
Ш9-
\w-
¦\zzz
Xzoj-
\795-
\/8,7-
1754-
V2.7-
470,0-
17,J-
14,6-
11,9-
тсл I
21,2]
20,3~]
19,4 A
18,5]
17.6 \
16.7 A
756]
14,9 \
/4,0A
W \
12,2\
777,4]
9,51
8.6 \
7.7 \
8.8 \
5.9 \
5,0]
4,7 \
3.2 A
2,2]
7.3 \
72 30, млн.ст.нка/ТТТ
If
Рис. 2. Номограмма для определения общей
среднегодовой трудоемкости ремонта и числа слесарей-ремонтников
холодильных установок:
/ — при системе ППР (без учета трудоемкости
профилактических осмотров); //— система ППР отсутствует
(с учетом трудоемкости профилактических осмотров);
Т и 7" — общая среднегодовая трудоемкость ремонтных
работ, чел-ч; Тсл и Тсл— среднегодовая трудоемкость
слесарных работ, чел-ч; N и N' — число
слесарей-ремонтников; 3, 6, 8, 10 и т.д.—количество компрессоров
в холодильной установке.
ресечения с линией, соответствующей числу
компрессоров в холодильной установке и
построенной путем интерполяции. Из полученной точки
проводим прямую, параллельную оси абсцисс,
до пересечения со шкалой N', где находим
результат — примерно 4,5. Следовательно, для
проведения ремонта холодильной установки
требуется пять слесарей-ремонтников.
Как следует из номограммы, число слесарей-
ремонтников при наличии и отсутствии системы
ППР примерно одинаково. Однако при ремонтах,
проводимых по системе ППР, часть слесарей-
ремонтников после зимне-весеннего ремонтного
периода освобождается и может быть
использована для ремонта другого технологического
оборудования.
По номограмме была определена численность
ремонтного персонала холодильных установок
для предприятий различных отраслей
промышленности. Результаты представлены в табл. 4.
Сопоставление фактических данных с
нормативными выявило существенное расхождение
нормативов ВНИИхолодмаша и фактических
данных, с одной стороны, и нормативов Росмясо
рыбторга, ВНИХИ и НИИтруда [5—7], с дру-
4 Холодильная техника № 5
Наименование
предприятия
Бауманская
плодоовощная
база
Останкинский
пивоваренный
завод
Москворецкий
пивоваренный
завод
Московский
рыбокомбинат
Останкинский
молочный завод
Хладокомбинат
№ 12
Минский
мясокомбинат
Светлогорский
завод
искусственного
волокна
Волгоградский
химический
комбинат
6
«н
о °
ю •
со Я
к ч
2 s
с -
ч °
SS
Хн
1,2
1,4
2,5
3,3
3,5
3,8
3,9
5,75
9,85
КЗ
CU
о
Си
с
S
о
СО
са
?
АУ200
АУЗОО
АУ200
АУЗОО
АУУ400
АУ200
АУЗОО
ДАУ80
АУЗОО
АУ200
ДАУ80
2АВ15
2АВ27
АУУ400
4АУ8
АВ100
БАУ200
АУ200
NF802
АО1200
АО600
АО600
АО1200
ДАОН350
Й
о
си
с
о
о
С
о
И
о
К
о
*
6
>
3)
4 13
6J
71
3 13
з{
9)
>»
2)
61
б20
2)
»•
21
5 10
з)
Тв
б Л И Ц
Численность слес
а 4
а-
рей-ремонтников
о
К
н
а
•9-
3
4
3
3
7
3
4
7
9
по нормативам
СС
Си
О
\г>
2
Си
О
о
О,
2
2
4
4
4
4
4
4
4
*-,
X
S
X
И
3
1
3
3
3
3
4
3
3
03
CU
S
S
X
2
2
3
3
3
4
4
2
3
ВНИИ
холод-
маша
«а
о
S
«и
20.
SE
оС
2
2
3
4
5
5
6
5
9
2
И
К
"Он
«С
оС
9
2
3
5
5
5
б
о
10
25

гой, для холодильных установок большой
производительности.
Очевидно, это следствие того, что мы
исходили из общей среднегодовой трудоемкости
ремонтных работ и учитывали как суммарную
холодопроизводительность, так и количество
установленных компрессоров, в то время как
нормативы ВНИХИ и НИИтруда составлены
только в зависимости от числа компрессоров,
а нормативы Росмясорыбторга — только от
суммарно холодопроизводительности установки.
Выводы
Приведенная номограмма позволяет
определить общую среднегодовую трудоемкость
ремонта холодильных установок и потребность
в ремонтниках, в том числе по специальностям.
Выявлено, что из общей среднегодовой
трудоемкости ремонта примерно 65% приходится на
трудоемкость слесарных работ, до 20% — на
трудоемкость работ, выполняемых слесарями-
электриками, и около 15% — машинистами,
сварщиками и станочниками.
Из общей среднегодовой трудоемкости ремонта
холодильной установки примерно 35—40%
приходится на компрессорное оборудование, 22—
26% — на основную теплообменную и
емкостную аппаратуру, 15—20% — на арматуру,
мелкую аппаратуру, трубопроводы и приборы
камерного охлаждения и 15—20% — на
электрооборудование и приборы автоматики.
Трудоемкость профилактических осмотров
достигает 40% от общей среднегодовой
трудоемкости ремонта холодильной установки.
Анализ фактических данных с мест
эксплуатации холодильного оборудования и
сопоставление их с нормативными материалами, разра-
В связи с развитием новой техники, в
частности некоторых систем оптических квантовых
генераторов, возникла необходимость создания
различных типов микроохлаждающих устройств
[1, 2]. Для таких систем авторами разработан
фреоновый микрохолодильник холодопроизво-
дительностью 15 Вт.
ботанными ВНИИхолодмашем, показали, что*
трудоемкость ремонтных работ может быть
снижена в 1,4 раза при внедрении системы ППР.
Для снижения трудоемкости ремонта система
ППР должна быть построена так, чтобы
оборудование попеременно вводилось в средние и
капитальные ремонты, т. е. в холодильной
установке должна быть группа оборудования с
опережающей наработкой.
Общая потребность в рабочей силе (слесарях-
ремонтниках) для промышленных аммиачных
холодильных установок может быть
ориентировочно рассчитана по формуле
N= Qo-10-6,
где Q0 — суммарная холодопроизводительность
установок в объединении, ведомстве, в целом по
системе министерства и т. д., ст. ккал/ч.
ЛИТЕРАТУРА
1. Руководство по ремонту аммиачного холодильного
оборудования. М., ВНИИхолодмаш, 1969.
2. Система планово-предупредительного ремонта
поршневых компрессоров аммиачных холодильных машин.
М., ВНИИхолодмаш, 1969.
3. Бежанишвили Э. М., Ермакова П. И.
Определение потребности в запасных частях для
холодильных компрессоров. «Холодильная техника»,
1968, № 9.
4. Бежанишвили Э. М., Смыслов В. И.
Структура ремонтных циклов холодильного
оборудования. «Холодильная техника», 1970, № 12.
5. Нормативная численность рабочих холодильных
установок. М., НИИтруда, 1970.
6. Разработка проекта нормативов численности
обслуживающего персонала компрессорных цехов для
предприятий мясной и молочной промышленности. Отчет
по теме 43,54/1. М., ВНИХИ,
7. Нормативы численности персонала компрессорных,
технологических, сухоледных цехов и цехов по
производству мороженого на распределительных
холодильниках. М., Росмясорыбторг, 1963.
621.572:621.564.25
Как известно, узлом, определяющим ресурс
холодильной машины, является компрессор.
При миниатюризации компрессоров для их
применения в микрохолодильниках
копирование конструкций более крупных машин дает
неудовлетворительные результаты. Например^
изготовленный нами микрокомпрессор, подоб-
Миниатюрная фреоновая холодильная машина
А. И. БЕРОШВИЛИ, А. Н. ХИДАШЕЛИ, А. О. ГЕОРГАДЗЕ
Грузинский политехнический институт им. В. И. Ленина
26

ный компрессору TCHKZ-15, с диаметром
поршня 6 мм, ходом 12 мм и частотой вращения
2800 об/мин имел коэффициент подачи К =0,15
при отношении давлений я = 3.
Нами была разработана конструкция и
построен высокооборотный микрокомпрессор с
прямым потоком рабочего вещества.
Микрокомпрессор имеет один нагнетательный
клапан, представляющий собой стальную
пластину толщиной 0,2 мм. Рабочая полость
цилиндра заполняется парами холодильного агента
через всасывающие окна, расположенные в
стенке цилиндра. Коэффициент подачи такой
машины сохраняется высоким при больших
значениях п (рис. 1).
л
0,6
Ц/
0,6
0,5
03
12 5^56
9 ТС
Рис. I. Зависимость коэффициента подачи X от отношения
давлений нагнетания и всасывания я
Повышенный коэффициент подачи данной
конструкции микрокомпрессора обусловлен в
основном сокращением до минимума мертвого
объема, а также отсутствием утечки паров
холодильного агента из цилиндра через всасывающие
клапаны.
Упрощенная схема герметичного
прямоточного микрокомпрессора показана на рис. 2.
Цилиндр 1 и поршень 2 изготовлены из стали
марки Р-18 и термически обработаны. Диаметр
поршня 6 мм, ход 10 мм, радиальный зазор
между поршнем и цилиндром 1,5—2 мкм.
Нагнетательный клапан 3 сделан из инструментальной
стали. Через всасывающие окна 4 полость
цилиндра соединяется с полостью герметичного
корпуса 5. Частота вращения электродвигателя
МГ-30-400А 6 уменьшается с 12000 до 3500 об/мин
на кривошипном валу 7 с помощью редуктора.
Вращательное движение вала преобразуется
в возвратно-поступательное движение поршня
с помощью кулисного механизма.
Трущиеся поверхности деталей компрессора
смазываются разбрызгиванием масла ХФ-12.
Микрокомпрессор вместе с редуктором и
электродвигателем помещается внутри герметичного
корпуса.
Рис. 2. Упрощенная схема герметичного прямоточного
микрокомпрессора.
Конденсатором служит медная трубка
диаметром 3x0,5 мм, длиной 2000 мм, которая
крепится к корпусу общей установки. Это
обеспечивает интенсивный теплоотвод от конденсатора
и гашение вибраций, поступающих от
компрессора к охлаждаемому элементу.
Жидкий холодильный агент из конденсатора
проходит в испаритель через капиллярную
трубку. Капиллярная трубка намотана на
всасывающую трубку, образуя теплообменник.
Испаритель (рис. 3) представляет собой
медную трубку диаметром 4 х0,5 мм, намотанную на
медную оправку, в которую завинчивается
охлаждаемое изделие. Снаружи он покрыт
пенопластовой теплоизоляцией.
Холодильная машина обеспечивает
теплоотвод от охлаждаемого изделия при тепловой
мощности последнего до 15 Вт и поддерживает тем-
4»
27

пературу 0—5° С при температуре окружающей
среды 30° С.
Машина питается от сети переменного тока
частотой 400 Гц. Напряжение питания ПО Вт,
мощность, потребляемая машиной, 33—35 В
при к. п. д. двигателя МГ-30-400А, равном
55%.
ЛИТЕРАТУРА
1. Ф а с т о в с к и й В. Г. и др. Криогенная техника. М.,
«Энергия», 1967.
2. Антонов Е. И. идр. Устройства для охлаждения
приемников излучения. Л., «Машиностроение». 1969.
621.565.92.001.4.
Об испытаниях компрессора бытового холодильника на воздухе
Канд. техн. наук Г. А. КРОПОТОВ, А. Б. РУБИНШТЕЙН, И. Н. ЮРКУС,
В. Д. ПЕРЕВОЩИКОВ, Ю. М. ПЛАСТИНИН, П. С. ГРАНКИН, Р. Д. ОНОХИН
В производственных условиях
производительность компрессора ДХ2-1010 A500 об/мин)
определяли на стенде, показанном на рис. 1.
Компрессор работал на сухом воздухе с
температурой 20—25° С при избыточном давлении
перед всасывающим патрубком 0,002 кгс/см2,
за нагнетательным патрубком 8 кгс/см2
(противодавление) и при температуре масла в ванне
20—30° С. В этих условиях определяли также
мощность, потребляемую компрессором, и
уровень шума компрессора.
Расход воздуха, подаваемого компрессором,
измеряли лабораторным ротаметром РС-3 (по-
грешностьизмерения0,087л/мин). Давление
воздуха в нагнетательном трубопроводе
определяли по образцовому манометру ОМН класса 0,4
с пределами измерения 0—16 кгс/см2; давление
всасываемого воздуха — по водяному манометру.
Температуру масла в ванне измеряли
термометром (от 0 до 100° С), электрические
величины — приборами класса 0,5. Уровень шума
контролировали в звукоизолированной камере шу-
момером (погрешность измерения ±2 дБ).
Для определения влияния изменения
давления нагнетания на производительность
компрессоров сначала на лабораторном стенде
проводили обкатку двух серийных компрессоров в те-
Рис. 3. Сторона н. д. холодильной машины:
1 —жидкостная линия; 2—испаритель; 3,
4—капиллярная и всасывающая трубки; 5 — оправка.
При заводских испытаниях компрессоров
необходимо знать, на какую величину изменяется
его объемная производительность при колебании
исходных параметров, таких как давление
нагнетания и температура масла в ванне.
t
7. S _7Ч .-,
у I \Н
)\JfjaM6oMi/
ТГернику
Cfyoc д атмос- *
фру
\ С/Ш0 А
Рис. 1. Схема стенда:
/— пробковый кран; 2— ванна; 3— компрессор ДХ2-
4—вентили запорные; 5—ресивер; 6—манометр
1010;
образцовый; 7— вентиль регулирующий; 8—
перепускной вентиль; 9— ротаметр; 10— манометр водяной;
11— ртутный термометр.
28

чение 30 мин. при рн=8 кгс/см2, /м==28° С. При
этом производительность составила 7 и 7,6 л/мин.
Последующие испытания вели при давлениях
нагнетания рн от 0 до 12 кгс/см2. Показания
приборов снимали после 15 мин работы
компрессора при каждом противодавлении.
Результаты проведенных опытов представлены на рис. 2.
При повышении противодавления от 0 до
12 кгс/см2 производительность компрессоров
падает от 10,9— И,5 до 5,7—6 л/мин (см. рис. 2, а),
а потребляемая мощность (см. рис. 2, б)
возрастает с 72—75 до 127—135 Вт. При колебании
давления нагнетания относительно рн=8 кгс/см2
в пределах ±0,1 кгс/см2 производительность
изменяется в пределах ±0,1 л/мин.
Было определено также влияние температуры
масла в ванне на производительность
компрессора.
Повышение температуры масла, подаваемого
в компрессор, приводит к усилению подогрева
всасываемого газа и соответственно к
уменьшению производительности компрессора.
Были проведены три серии опытов с тремя
компрессорами, имеющими при ри=8 кгс/см2
различные начальные температуры: 23;30 и 40° С.
Начальную температуру компрессора
определяли по температуре струи выходящего из
компрессора масла.
Чтобы исключить влияние процесса
приработки деталей на характеристики компрессора,
последние были предварительно обкатаны в
течение 2 ч.
Температура масляной ванны повышалась в
результате ее нагрева при работе компрессора без
дополнительного подвода тепла к маслу.
Производительность, потребляемую
мощность, температуру масла в ванне и температуру
масла, выходящего из компрессора, измеряли
каждую минуту после пуска компрессора.
Для получения более широкого интервала
температур после 120 мин испытаний
компрессора № 2 ванну вместе с компрессором закрыли
колпаком, вследствие чего температура масла
повысилась от 43 до 50° С.
Результаты эксперимента представлены на
рис. 3.
Как видно из рис. 3, с ростом температуры
масла в ванне производительность компрессора
уменьшается, причем характер ее изменения
зависит от начальной температуры компрессора.
При повышении температуры масла в ванне от
23 до 43° С производительность трех образцов
компрессора упала соответственно на 0,72; 0,76
и 0,9 л/мин., а в среднем на 0,8 л/мин.
С ростом температуры всасываемого воздуха
кривая падения производительности проходит
более полого.
При дальнейшем повышении температуры
масла в ванне от 43 до 50° С производительность
компрессора № 2 почти не изменилась. Это
объясняется тем, что внутри колпака, закрывающего
ванну с компрессором, происходит
предварительный подогрев всасываемого воздуха,
сокращается теплоприток от стенок цилиндра компрес-
Ул/мш
//
Ю
\ >
1 1 к
1 !
\
1
i
1
1 I
!
/
/^
4 В 8 WpH, кгс/см2 О
а
В В WOu,hsc/cm2
Рис. 2 Зависимость объемной производительности по воздуху V (а) и потребляемой
мощности N (б) от давления нагнетания рн:
1~ компрессор № 1; 2 — компрессор № 2.
29

ул/миь
74
72
70
68
66
64
62
Б0\
чя\
ОО г
J
1 ^с
1 /
nJ/
оЬкзо
> /
—|
М,6/ПГ
728 \
126\
724 \
722 \
/26
718
116
т
712
0 24 28 J2 J6 40 44 48?„,Г
а
110
2
у
(X
3*
7
i
%*» 1
_J
20 24 28 32 J6 40 44 48tM°6
Рис. 3. Зависимость ^^производительности ио воздуху V (а) и потребляемой
мощности N (б) от температуры масла /м:
/-компрессор № 1; 2-компрессор № 2; 3- компрессор № 3.
сора к воздуху, т.е. уменьшается подогрев воздуха
внутри цилиндра, вызывающий объемные потери.
При изменении температуры масла в ванне
от 22 до 50° С потребляемая компрессором № 2
мощность снижается от 130 до 114 Вт (см. рис.
3, б).
В целом установлено, что производительность
зависит не от времени работы компрессора, а от
температуры масла, поступающего в него из
масляной ванны. При повышении температуры
масла от 24 до 40° С производительность
компрессоров падает в среднем на 0,8 л/мин. Поэтому
на испытательных стендах необходимо
предусматривать устройства, автоматически
поддерживающие постоянной температуру масла,
подаваемого в компрессор.
ЛИТЕРАТУРА
1. Френкель М. И. Поршневые компрессоры. М ,
Машгиз, I960.
2. Якобсон В. Б. Малые холодильные компрессоры.
НИИМАШ, 1967. F
3. Маторин СВ., Лисичкин В. Б.,
Мельников П. И. Испытания компрессорных машин.
М., Машиностроение, 1964.
4. Я к о б с о н В. Б. Проектирование компрессоров
для домашних холодильников. Бытовые холодильники.
Киев, ВНИИЭМП, 1967.
664.8.037.5
Замораживание жидких и пастообразных пищевых продуктов в виде гранул
Доктор техн. наук, проф. Э. И. КАУХЧЕШВИЛИ,
канд. техн. наук В. В. ИЛЮХИН, В. А. КАТЮХИН
Московский технологический институт мясной и молочной промышленности
В настоящее время все более широкое
применение находят процессы консервирования
продуктов замораживанием с помощью
криогенных жидкостей. Одним из новых направлений
в области консервирования жидких и
пастообразных продуктов (молоко, сливки, меланж,
кровезаменители) является замораживание их в
виде гранул.
Возросший интерес к процессу получения
жидких и пастообразных продуктов в виде
замороженных гранул объясняется значительной
интенсификацией их последующей сублимационной
сушки, а также возможностью применять его
как самостоятельный процесс консервирования,
предусматривающий брикетирование или
фасовку замороженных гранул в полимерную тару
и хранение в холодильных камерах.
Гранулирование позволяет создавать
непрерывно действующие морозильные установки, легко
поддающиеся автоматизации.
30

Для замораживания жидких и пастообразных
продуктов в виде гранул за рубежом применяют
скороморозильные установки, использующие
газы, охлажденные до низких температур, в том
числе сжиженные газы (жидкий азот или
фреон-12). Продукт распыляется с помощью обычных
форсунок или дисков.
Основными недостатками установок
подобного типа являются широкий диапазон
полидисперсности замороженных гранул, а также
невозможность получения гранул стабильного
размера и формы в диапазоне 1—5 мм, которые
необходимы в ряде технологических процессов,
в частности для сублимационной сушки. В
последнем случае разброс гранул по дисперсности
приводит к неравномерности их высушивания,
что вызывает ухудшение качества продукта и
создает трудности автоматического регулирования
процесса. Кроме того, при сублимационной
сушке возможен унос мелких частиц (менее 0,5 мм)
вместе с парами уходящего газа, что требует
установки специальных фильтров.
Анализ существующих конструкций
распылителей показал, что поставленным требованиям
отвечает каплегенератор, выполненный в виде
системы капилляров, которые при определенной
скорости истечения (капельный режим)
позволяют получать одинаковые по размеру частицы.
В связи с этим в МТИММПе была
спроектирована и изготовлена установка (рис. 1) для
получения замороженных гранул с
применением названного каплегенератора*.
Рис. 1. Установка для получения замороженных гранул
с применением каплегенератора.
Установка состоит из изолированной камеры 1,
внутри которой расположен желоб
прямоугольного сечения, разделенный перегородками
(разрез А — Л). Перегородки необходимы для
создания упорядоченного движения капель по
лотку, исключения их столкновения и образования
* На установку получено решение ВНИИГПЭ
№ 1492937/28-13 о выдаче авторского свидетельства,
агломератов. Жидкий азот из сосуда Дьюара 2
вытесняется газообразным азотом,
образующимся при нагревании его с помощью
электронагревателя 3, и собирается в накопительную
емкость 4, откуда подается в желоб. Количество
поступающего в желоб азота регулируется
вентилем 5. Уровень азота в накопительной
емкости 5, куда он поступает по трубопроводу 6
из сосуда Дьюара, поддерживается
постоянным путем изменения напряжения, подаваемого
лабораторным автотрансформатором 7 на
электронагреватель 3. При повышении температуры
нагревателя внутри герметически закрытого
сосуда Дьюара увеличивается давление
газообразного азота.
Рядом с отверстием для подачи жидкого азота
расположено отверстие для подачи капель
жидкого продукта. Продукт по трубопроводу 8
поступает к капельнице 9 из питательного бака 10,
внутри которого поддерживается давление с
помощью компрессора 11 с ресивером 12. Давление
в баке 10 выбрано таким, чтобы при
максимально возможной производительности
используемых в капельнице капилляров получались
одинаковые по размеру капли.
Попадая на поверхность стекающей
криогенной жидкости, капли сохраняют сферическую
форму за счет сил поверхностного натяжения.
При контакте поверхности капли с поверхностью
криогенной жидкости между ними образуется
газовая прослойка из паров криогенной
жидкости, вследствие чего капля плавает на ее
поверхности, хотя плотность продукта (порядка
1 г/см3) больше плотности жидкого азота
@,8 г/см3). Таким образом, процесс
замораживания капли осуществляется на поверхности
криогенной жидкости, текущей по наклонному желоб}
Замороженные гранулы отделяются от
криогенной жидкости сепаратором 13,
представляющим собой металлическую или капроновую
сетку с ячейками диаметром 0,25 мм. Отсепари-
рованные гранулы собираются в сборнике 14.
Остатки жидкого азота стекают в сосуд
Дьюара 15 и используются повторно.
Газообразный азот, образовавшийся при
замораживании гранул, отводится по
трубопроводу 16 и может быть использован для
охлаждения камеры, где хранятся замороженные
гранулы.
В представленном на рис. 1 варианте не
предусматривается регенерация жидкого азота.
Данная конструкция может быть использована для
замораживания гранул с помощью других
сжиженных газов, например фреона-12 с
последующей его регенерацией.
В таблице приведены режимы работы
установки (расход и скорость истечения указаны для
одного капилляра). Как видно, производитель-
31

Продукт
Молоко
Сливки жирностью
38%
Яичный меланж
Мечниковская
простокваша
т
X * .
х р.«
о. о» к
1?^ Ч
и etc
0,2
0,5
0,9
1,3
0,2
0,5
0,9
1,3
0,2
0,5
0,9
1,3
0,2
0,5
0,9
1,3
• X
про
г/ми
О со
2
4,4
10,2
14
2,5
6,39
14,7
19,5
2,5
4,4
7,3
8,8
—
6,05
8
11,7
о о
*- К
° »
О.35
8*
Он
1,054
0,364
0,260
0,171
1,352
0,546
0,388
0,246
1,299
0,362
0,185
0,107
—
0,495
0,258
0,143
A S
О Е
S24
1 * g я
S! ~ ТО
1 tf *Л
1,88
2,38
2,93
3,73
2,04
2,61
2,9
3,75
2,35
3
3,2x3,8**
3x4,2**
—
2,66
3,30
4X3,5**
* Максимальное отклонение от среднего диаметра
гранул ±0,07 мм. Диаметр гранул определяли с помощью
микроскопа.
** Эллипсовидная форма.
ность установки с желобом, имеющим один
капилляр, колеблется от 2 до 20 г в минуту,
в зависимости от вида продукта и заданного
размера частиц.
Общая производительность установки
ограничена производительностью каплегенератора
и находится в прямой зависимости от числа
капилляров. Она может быть определена из
следующих выражений:
M=Gn,
или
М=—g—р/л, (l)
где G — производительность одного капилляра (см.
таблицу), кг/ч;
п — число каналов в желобе (или капилляров);
d — диаметр капли, м;
р — плотность продукта, кг/м3;
f — частота капания, Vh.
Величина / определяется по формуле
где Q — производительность одного капилляра, м3/ч;
V — объем одной капли, м3.
При диаметрах капель более 3—3,5 мм
получаются капли эллипсовидной формы. Это
обусловлено тем, что результирующая всех
активных и реактивных сил, действующих на каплю,
направлена в данный момент вниз, капля
пробивает слой текущего азота и ударяется о дно
желоба, вследствие чего получаются гранулы
эллипсовидной формы.
Высота падения капли до поверхности
текущей криогенной жидкости в нашем случае
составляет около 100 мм при температуре
замораживаемого продукта 15—20° С. При уменьшении
высоты падения может произойти блокировка
капилляров за счет замораживания текущего в
них продукта холодным газообразным азотом.
Важной особенностью разработанной
установки является то, что она полностью исключает
примерзание гранул к стенкам желоба.
Криогенная жидкость (азот) смачивает стенки
желоба и образует вогнутый мениск, поэтому
капля при движении к стенке желоба должна
преодолеть образуемую при контакте с мениском
газовую прослойку. Результирующая R
вертикальных и горизонтальных сил RB и RTi
воздействующих на гранулу, неизменно будет
отталкивать ее от стенки (рис. 2). Во всех
проведенных испытаниях установки мы не наблюдали
примерзания гранул к стенкам желоба.
Конечная температура замороженных гранул
зависит от времени нахождения их на
поверхности азота. Скорость движения азота должна
исключать возможность столкновения гранул
(следовательно, их смерзания) во время
движения.
Рис. 2. Силы, воздействующие на гранулы, плавающие
в жидком азоте.
В нашем случае
v = afl м/ч, B)
где а — коэффициент, учитывающий разность в скоростях
движения капли и азота в начальный момент
@,3—0,4);
/ — минимальное необходимое расстояние между
каплями @,03—0,04 м).
Длина установки (м)
L=irc, C)
где т — длительность замораживания, зависящая от
конечной температуры гранулы (задается в
соответствии с технологическими условиями).
Для определения длительности
замораживания гранулы в среде жидкого азота было
проведено замораживание мечниковской
простокваши, соответствующей по своим качественным
показателям болгарскому йогурту. По данным
советских и зарубежных исследователей, йогурт
является продуктом, полностью восстанавлива-
32

ющим первоначальные свойства после
замораживания и сублимационной сушки.
Кинетику замораживания гранул определяли
следующим образом. Каплю продукта
насаживали на термопару и опускали в жидкий азот
примерно до половины диаметра (принятая
методика моделирует процесс замораживания
единичной капли жидкого продукта в азоте).
Температуру записывали с помощью
одноточечного самопишущего прибора КСП - 4 с
температурной шкалой + 50-.—200° С. Скорость
диаграммы 54 м/ч. Было получено более 30
кривых замораживания для диаметров гранул
2—3,5 мм.
На рис. 3 показаны температурные кривые
замораживания гранул мечниковской
простокваши трех диаметров — 2,16; 2,66 и 3,2 мм.
Аппроксимируя экспериментальные результаты, мы
получили эмпирическую зависимость длительности
процесса замораживания от диаметра капли и
конечной температуры замораживания в центре
гранулы
1
т =[(*i* + b2)d + bt]
3600
D)
где kl9 bx, b2 — постоянные коэффициенты,
учитывающие время замораживания от начальной
температуры до —10° С и зависящие от
физико-химических свойств продукта;
t — конечная температура в центре гранулы
(—10<7<—190), °С;
d — диаметр гранулы B<<d<<3,5), мм.
Для мечниковской простокваши k1=—0,015;
b±=—3,3; fe2=3,25. Точками на рис. 3
представлены результаты расчетов по формуле E) для
температур —10, —30, —60, —100, —150 и
— 190° С.
Таким образом, задаваясь диаметром и
конечной температурой, до которой необходимо
замораживать гранулы, можно подсчитать
длительность процесса замораживания. Тогда оконча-
t,°c
0
-20
40
-60
-80
-100
-120
-по
-160
-780
-196
2
^V5
(\
V '
\
\
(ЫувМ
10
\2766мм
\
Л
12
7*
3,2мм\
о
76
t?c\
i
I
|
А
i
v
Рис. 3. Температурные кривые замораживания гранул
трех различных диаметров мечниковской простокваши.
тельно длина установки может быть определена
по формуле
L=[(V + &2M + ^]a//-3666 ' F)
В результате выполненного исследования
разработан метод криогранулирования в потоке с
образованием замороженных гранул заданного
размера и создана соответствующая аппаратура.
Предложена методика расчета непрерывно
действующих криогрануляторов. Получаемый
замороженный продукт может быть использован
для дальнейшего сохранения или
сублимационной сушки.
663.674.004.4
Изменение микрофлоры смеси для мороженого
при различных условиях ее хранения в танке
Канд. биол. наук Э. С. ДЕРБИНОВА
Московский хладокомбинат № 8
Качество мороженого, вырабатываемого
промышленностью, зависит от ряда условий —
качества его составных частей, соблюдения
технологических режимов производства и
санитарно-гигиенических требований.
Многолетний производственный опыт и
проведенные научные исследования [1,2]
подтверждают, что в смеси для мороженого после
пастеризации содержится минимальное количество
микроорганизмов: общая обсемененность — сот-
23
33

ей клеток в 1 мл, коли-титр более 3,0; в готовом
продукте эти показатели значительно
возрастают: общая обсемененность — до 10 4—105 в 1 мл,
коли-титр до 0,3.
Для выяснения причин увеличения обсеменен-
ности мороженого необходимо исследовать
технологический процесс на всех его стадиях.
Имеющиеся литературные данные
показывают, что при хранении смеси в танках важно
обеспечить температурные условия, задерживающие
рост бактерий [3], и что количество
микроорганизмов в смеси для мороженого, хранящейся
при 4° С и выше, возрастает с увеличением
продолжительности хранения [41. Изучение
влияния режима хранения смеси в танке на
изменение микробиологических показателей
представляет большой интерес, поскольку время
хранения смеси может быть продолжительным —
до 24 ч [5].
В технологической инструкции по
производству мороженого указаны продолжительность
хранения, температура смеси, кислотность, но нет
сведений о микробиологических показателях.
Микрофлора — это биологически активный
элемент смеси, который в благоприятных
условиях ее развития может оказать отрицательное
влияние на качество продукта.
Нами проведены исследования в целях
изучения качественного и количественного состава
микрофлоры смеси для мороженого в процессе
ее хранения в танке с охлаждением и без
охлаждения, определения влияния температуры
хранения смеси на состав микрофлоры, а также
установления предельно допустимой
продолжительности хранения смеси, при которой не
происходит заметного изменения ее микрофлоры.
Для этого определяли: микробиологические
показатели — общее количество бактерий в 1 мл,
коли-титр, титр цитратположительных бактерий
группы коли [61 и энтерококковый титр [71,
температуру смеси и ее кислотность в °Т.
Пробы отбирали до пастеризации, после
пастеризации, из танка в момент заполнения,
через 6, 12, 18, 24, 30, 36,42 и 48 ч хранения смеси.
Анализы смеси с охлаждением в танке и без
охлаждения проводили в трехкратной
повторное™.
При хранении смеси в танке с охлаждением
(табл. 1), когда ее температура находилась в
пределах 3—6° С, титры Е. coli,
цитратположительных бактерий группы коли и энтерококков в
течение 48 ч не изменялись. Общее количество
бактерий в течение 36 ч хранения увеличилось
незначительно и составило 3800—5900 клеток в
1 мл. В дальнейшем оно продолжало медленно
нарастать, достигнув к 48 ч 10100—13600
клеток в 1 мл. Кислотность не изменялась, оставаясь
на уровне 18—19° Т.
При хранении смеси в танке без охлаждения
(табл. 2), когда ее исходная температура была
такой же, как в партиях, подвергнутых
охлаждению, температура смеси постепенно
повышалась и достигала 8—10° С через 24 ч и 12° С
через 48 ч во всех партиях. В этих условиях
микробиологические показатели изменялись более
заметно, особенно к концу хранения (см. табл. 2).
Однако и в этих партиях через 24 ч хранения
титры Е. coli, цитратположительных бактерий
группы коли и энтерококков не изменились и
общее количество бактерий увеличилось
незначительно — до 1800—4600 клеток в 1 мл. К 36 ч
хранения отмечено повышение количества
бактерий до 12550—26550 клеток в 1 мл и
уменьшение всех трех титров. Через 48 ч количество
бактерий увеличилось до 114500—141000 в 1 мл,
титры уменьшились: Е. coli до <С 3,0—0,3, цитв
Таблица 1
Время отбора пробы
До пастеризации
После пастеризации ....
При поступлении в танк
После хранения в течение, ч
6
12
18
24
30
36
42
48

Температура, °С
44—45
85
5-6
4
4
3—4
3-4
3—4
3—4
3—4
4
Общее количество
бактерий в 1 мл
400 000—3 170 000
20—800
800—1 000
1 000—1 800
1 000—2 200
1100—2 500
2 800—5 700
3 200—5 800
3 800—5 900
6 600—6 900
10 100—13 600 :
Е. coli
<0,3—<0,0003
>3,0 |
>3,0 |
>3,0 1
>3,0 !
>з,о |
>з,о
>з,о 1
>3,0
>з,о
>3,0
Титры

цитратположительных разновидностей
коли-бактерий
0,3—<0,0003
>з,о
<3,0—0,3
<3,0—0,3
<3,0—0,3
<3,0—0,3
<3,0—0,3
<3,0—0,3
<3,0—<0,3
<3,0—0,3
<3,0—<0,3
энтерококков
<0,0003—<0,00003
>з,о
0,3—<0,3
0,3—<0,3
0,3—<0,3
0,3—<0,3
0,3—<0,3
0,3—<0,3
0,3—<0,3
0,3—<0,3
0,3—<0,3
Примечание. Кислотность равна 18— 19°Т.
34

Таблица 2
Время отбора проб
До пастеризации
После
пастеризации
При поступлении
в танк
После хранения в
течение, ч
6
12
18
24
30
36
42
48

Кислотность, °т
19—20
19-20
19—20
19—21
19—21
19—22
19—22
19—22
19—22
19—22
19—22

Температура, °С
37—44
85
6
6—8
6—8
7—10
8—10
8—12
10—12
11—12
12
Общее количество
бактерий в 1 мл
2 400 000—3 350 000
40—660
700—1 200
1 200—1 400
1 200—1 600
1 600—1 800
1 800—4 600
2 000—8 000
12 550—26 550
18 000—53 000
114 500—141000
Е. coli
<0,003—<0,0003
>з,о
>з,о
>з,о
>з,о
>3,0—3,0
>з,о
>з>о
>3,0—3,0
>3,0—0,3
<3,0—0,3
Титры
цитратположительных
разновидностей коли-
бактерий
<0,0003—<0,00003
>з,о
<3,0—0,3
<3,0—<0,3
<3,0-<0,3
<з,о
<3,0—<0,3
<3,0—<0,3
0,3—<0,03
0,03—<0,03
| 0,03—<0,03
энтерококков
<0,00003
>з,о
<з,о
<з,о
<3,0—0,3
<3,0—<0,3
<3,0-<0,3
<3,0—0,03
i 0,3—0,03
0,3—0,03
1 0,3—0,03
ратположительных коли-бактерий до 0,03— <
< 0,03, энтерококков от 0,3 до 0,03.
Кислотность в одной из этих партий в течение
48 ч не изменилась, во второй повысилась на
Г Т через 36 ч, а в третьей — на 1° Т через
6 ч и на 2° Т через 18 ч.
Таким образом, охлаждение танков для
хранения смеси имеет очень важное значение.
Приведенные данные подтверждают также
важность требования технологической инструкции
к температуре смеси в момент ее поступления
в танк (не выше 6° С). При таком условии смесь
при необходимости может храниться в танке до
суток без существенного изменения
микробиологических показателей.
Если исходная температура смеси превышает
указанный предел F° С), то последующее
охлаждение ее в танке не может предотвратить
развития микрофлоры. Это подтвердил опыт со-
смесью, первоначальные показатели которой
были хорошими, а исходное охлаждение
недостаточным A2° С). Изменение микробиологических
показателей смеси для мороженого с исходной
температурой 12° С в процессе ее хранения в танке
с охлаждением показано в табл. 3.
При большой массе смеси в танке требуется
значительное время (до суток) для снижения ее
температуры на 2—3° С и за это время
существенно ухудшаются микробиологические
показатели: уменьшаются титры
цитратположительных бактерий группы коли и энтерококков,
которые начинают изменяться уже через 6—12 ч.
Хотя титр Е. coli через 24 ч остается на уровне
более 3,0, хранение смеси в таких условиях
следует считать недопустимым, поскольку развитие
физиологически активной микрофлоры уже в
первые часы отрицательно отразится на качестве
продукта.
Таблица 3
Время
отбора пробы
До
пастеризации
После
пастеризации
При
поступлении в
танк
После
хранения в
течение, ч
6
12
18
24
30
36
42
48
«* * 5
и та 2
д>о
О в «
400 000
20
300
800
2 100
2 500
4 000
8 400
13 000
18 000
18 000
Титры
<0,0003
>з,о
>3,0
>з,о
>з,о
>з,о
>з,о
>з,о
>з,о
>з,о
>з,о
та ? йот
Н Я ? с[ К «В
к о л к о к
:*ч « и * а
<0,0003
>з,о
>з,о
3,0
0,3
<о,з
<о,з
0,03
0,03
<0,03
<0,03
X О
en a
<0,0003
>з,о
<о,з
<о,з
<0,03
<0,03
<0,03
<0,03
<0,03
<0,03
<0,03
Примечание. Кислотность равна 20°Т.
Следовательно, приведенные выше
производственно-экспериментальные данные подтверждают
обоснованность требований технологической
инструкции по хранению смеси в танке.
При соблюдении указанных требований титры
санитарно-показательных микроорганизмов не
изменяются и после 24 ч хранения смеси, а
общее количество бактерий увеличивается
незначительно.
В случае вынужденного более длительного
хранения смеси в условиях ее охлаждения до 3—6° С
35

существенного изменения микрофлоры не
происходит до 36 ч. Это время, видимо, следует
считать пределом. Дольше хранить смесь не
следует, поскольку происходит постепенный рост
микрофлоры.
Выводы
В процессе хранения смеси для мороженого
в танке при температуре 3—6° С ее
микробиологические показатели в течение 24 и 36 ч
существенно не изменяются.
Хранение смеси для мороженого с исходной
температурой 6° С в танке без охлаждения
приводит к повышению ее температуры до 8—10° С
и изменению всех микробиологических
показателей после суточного хранения.
При хранении в танке смеси без достаточного
ее исходного охлаждения (температура смеси
выше 10° С) микробиологические показатели
начинают изменяться уже через 6 ч; последующее
охлаждение смеси не может предотвратить
развития микрофлоры.
В качестве внешней тары для мороженого
применяют металлические гильзы,
изотермические контейнеры и ящики различных
конструкций и размеров. По имеющимся во ВНИХИ
данным, в обороте находится до 10 типоразмеров
контейнеров и более 50 типоразмеров ящиков,
изготовляемых из различных материалов.
С 1 января 1972 г. введен в действие
ГОСТ 16535—71 «Ящики из гофрированного
картона для мороженого», который
предусматривает применение всего лишь 13 рациональных
типоразмеров ящиков для упаковки мороженого.
Стандарт устанавливает размеры, технические
требования, методы испытаний, правила приемки
и маркировки ящиков из трехслойного
гофрированного картона четырехклапанной
конструкции, которые предназначены для упаковки,
транспортирования и хранения весового,
фасованного мороженого и изделий из него. Эти
ящики могут применяться для упаковки и другой
продукции с массой нетто, не превышающей
установленной в таблице ГОСТа.
ГОСТ был разработан ВНИХИ по методике,
предложенной ВНИЭКИТУ. Размеры
унифицированных ящиков установлены на базе
ГОСТ 11320-65 «Система размеров ящиков и
потребительской тары для товаров народного по-
Полученные в результате проведенных
исследований данные свидетельствуют о том, что
требование технологической инструкции к
температуре хранения смеси в танке — не выше 6° С —
вполне обосновано.
ЛИТЕРАТУРА
1. Дербинова Э. С. Санитарно-показательные
микроорганизмы и совершенствование
бактериологического контроля производства мороженого.
«Холодильная техника», 1965, № 2.
2. Дербинова Э. С. Санитарно-гигиеническая
оценка мороженого по энтерококковому титру.
«Холодильная техника», 1969, № 5.
3. Н о с к о в а Г. Л. и др. Пути снижения
бактериальной обсемененности мороженого. М., Госторгиздат,
1958.
4. Nelson F. «J. Dairy Sci.», 1944, No. 27.
5. Технологическая инструкция по производству
мороженого. М., «Пищевая промышленность», 1969.
6. ГОСТ 9225—68. Молоко и молочные продукты. Методы
микробиологического исследования. М., 1968.
7. Дербинова Э. С. Избирательная питательная
среда (ЖСДЭ) для выделения и количественного учета
энтерококков в молочных продуктах. «Молочная
промышленность», 1969, № 4.
требления». Предварительно размеры ящиков для
мороженого были установлены расчетно-мате-
матическим способом, а затем откорректированы
по стандартной сетке унифицированных
размеров и проверены опытными укладками продукции.
Опытные укладки проводились на Московском
№ 8 и Калужском хладокомбинатах,
Таллинском холодильнике № 1, Рижском и
Вильнюсском мол комбинатах. До утверждения ГОСТа
пробное внедрение 30 тыс. шт. ящиков было
осуществлено на Алма-Атинском облмолком-
бинате.
При проведении экспериментальной работы по.,
укладке мороженого в ящики унифицированных
размеров было установлено, какой ассортимент
предпочтительнее укладывать в ящики того или
иного типоразмера.
ГОСТом рекомендуется для упаковки
фасованного мороженого в бумажных стаканчиках
применять ящики № 1 с внутренними размерами
380x380x190 мм, предельной массой груза
10 кг и № 2 с внутренними размерами 380 X
Х380Х 126 мм, предельной массой груза 7,5 кг;
для мороженого в рожках — № 3, 10 с
внутренними размерами соответственно 380 X 285 X 190 мм
и 317x253x190 мм, предельной массой груза
по 7,5 кг; для эскимо — № 4, 5 с внутренними
Новые стандарты
663.674:621.798
ГОСТ на ящики из гофрированного картона для мороженого
Н. Д. ЗУБОВА,
Всесоюзный научно-исследовательский институт холодильной промышленности
36

размерами соответственно 380x285x114 мм и
380x253x285 мм, предельной массой груза
по 10 кг, а также — № 7, 11 с внутренними
размерами соответственно 380x253x190 мм и
317x253x162 мм, предельной массой груза
7,5 кг; для пирожных «батончики» в
индивидуальной упаковке — №4, 11, а также №8
с внутренними размерами 380x253x126 мм,
предельной массой груза 7,5 кг; для пирожных
«батончики» наборами (в коробках) — № 4; для
мороженого в вафельных стаканчиках — № 5,
7, 11; для тортов из мороженого по 500 г (в
коробках) — № 6 с внутренними размерами 380 X
X 253x253 мм, предельной массой груза 7,5 кг;
для мороженого в коробочках по 250 г — № 7;
для детских тортов — № 7, 8; для пирожных
«ассорти» наборами (в коробках) — № 9 с
внутренними размерами 317x253x253 мм,
предельной массой груза 7,5 кг; для мороженого
весового с вкладышем из пленки — № 12, 13 с
внутренними размерами соответственно 228 X 190 X
Х380 мм и 190 X 190x285 мм, предельной массой
груза 10 и 7,5 кг.
Предельные отклонения от установленных
размеров ящиков не должны превышать +3 мм.
Рекомендацию по предпочтительному
ассортименту для упаковки в тот или иной ящик
следует принимать не как обязательную, а с
разумным учетом существующих внешних размеров
потребительских упаковок на конкретном
предприятии.
Стандартом предусмотрены ящики № 12 и 13
для упаковки весового мороженого в количестве
соответственно 8 и 5 кг. При этом в ящики
предварительно помещают вкладыши из
полиэтиленовой нестабилизированной пленки (рукава или
полотна) толщиной 0,070 + 0,020 мм. Вкладыши
раскраивают после разметки длины и ширины
заготовки. Из заготовки способом термосварки
изготовляют вкладыш (пакет). Расчет размеров
вкладыша приведен в приложении 2 к ГОСТу.
Лаборатория технологии мороженого ВНИХИ
рекомендует вкладыш размещать в ящике
следующим образом. Предварительно из картона
или фанеры изготовляют шаблон (ящик) с
наружными размерами немного меньше внутренних
размеров применяемого ящика. На шаблон
надевают вкладыш, затем шаблон с вкладышем
вставляют в ящик и, закрывая нижние клапаны,
формуют одновременно дно ящика с вкладышем.
Далее шаблон извлекают из ящика, а горловину
вкладыша разбортовывают по стенкам ящика.
После этого ящик готов для наполнения весовым
мороженым и вполне может заменить
применяемые для этой цели металлические гильзы.
С целью наиболее эффективного использования
унифицированных ящиков для упаковки
мороженого лабораторией технологии мороженого
ВНИХИ рекомендуется следующее.
— Производить укладку мороженого:
в стаканчиках — в шахматном порядке
горизонтальными рядами;
эскимо цилиндрической формы — наклонными
рядами с расположением продольной оси палочки
под углом к дну ящика;
в конусах и сахарных рожках —
горизонтальными рядами, остриями конусов навстречу
друг другу.
— Принять новые внешние размеры для
упаковок:
коробка квадратная для тортов на 500 г —
167x167x125 мм с площадью заливки 143Х
X 143 мм и высотой 40 мм;
коробка прямоугольная для тортов и кексов
на 500 г—186x123x125 мм с площадью
заливки 162x99 мм и высотой 50 мм;
коробка (сборная) для групповой укладки
мороженого (пирожных, эскимо) — 224X 144х
Х52 мм;
коробка (сборная) для детских тортов
прямоугольной формы на 100 г—125x85 X
Х45 мм;
коробка пирамидальной формы на 200 г —
дно 65x65 мм, крышка 80x80 мм, высота 95 мм;
коробка (сборная) для семейного брикета
на 250 г — 180x78x45 мм с площадью заливки
165x73 мм и высотой 38 мм.
Внедрение унифицированных ящиков,
размеры которых соответствуют ГОСТ 16535—71,
позволит получить экономию в сумме примерно
Зр. 41 к. на 1 т мороженого только за счет
сокращения потребности в картоне и расходов
на изготовление ящиков.
Если учесть также такие статьи экономии,
как улучшение сохранения качества мороженого
в ящиках из гофрированного картона,
рациональное использование охлаждаемых площадей,
транспортных средств и т. д., то экономический
эффект еще более возрастет.
¦

ИЗ ДИССЕРТАЦИОННЫХ РАБОТ
628.84
Влияние цикличной работы автономного
кондиционера на относительную влажность
воздуха в помещении
Е. Д. КРИЦКИЙ
Тепловая нагрузка кондиционируемых помещений
изменяется в широких пределах в зависимости от
параметров наружного воздуха, тепло- и влаговыделений.
Практика кондиционирования воздуха показывает,
что наиболее изменяющейся частью всех теплопритоков
(теплопотерь) являются явные теплопритоки, скрытые
же (теплота парообразования влаги, выделяемой в
основном людьми) практически остаются неизменными [1].
Для большинства промышленных, административных и
жилых зданий, а также транспортных судов
теплопритоки только от солнечной радиации через остекление и
ограждение составляют 30—50% всех явных теплопритоков
и, таким образом, изменение тепловой нагрузки
помещений только от колебания солнечной радиации может
достигать 50% максимальной тепловой нагрузки [2, 3].
Кроме величины тепловой нагрузки, характер работы
автономного кондиционера (длительная или цикличная
работа) в значительной степени определяется заданной
температурой воздуха в помещении на терморегуляторе
[4].
На рис. 1 приведены полученные автором опытные
зависимости числа циклов работы холодильной машины
z 1/ч автономного кондиционера и коэффициента рабочего
времени Ь0 от величины заданной температуры на
терморегуляторе t3 при различных значениях тепловой
нагрузки помещения по явному теплу (от х=1 до х=0, где х —
отношение частичной тепловой нагрузки Qx к расчетной
Qh36» ккал/ч). Кондиционер работал по схеме с полной
рециркуляцией воздуха, влаговыделения оставались
постоянными.
О \ 1 1 1—I—I 1 1 1 1 1 1 1 1
// 15 79 Z3 27 31 35 39 43 W 51 55 t3, Г
Рис. 1. Зависимость числа циклов г работы автономного
кондиционера и коэффициента рабочего времени Ь0 от
заданной температуры t3 на терморегуляторе при разных
значениях тепловой нагрузки х помещения.
Из рис. 1 видно, что при значениях заданной
температуры на терморегуляторе t3^>tn (tn — расчетная
температура воздуха в помещении при полной тепловой нагрузке
и безостановочной работе кондиционера; в нашем случае
fn=25°-C), автономный кондиционер даже при расчетной
нагрузке (х=1) будет работать с коэффициентом рабочего
времени Ь0<1, т. е. циклично, безостановочная работа
кондиционера будет возможна только при t3^tu. При
частичной тепловой нагрузке помещения (я<1) для
достижения длительной работы кондиционера потребовалось бы
соответственно снизить заданную температуру на
терморегуляторе t3. Таким образом, в реальных условиях
эксплуатации в зависимости от параметров наружного
воздуха, величины тепловой нагрузки помещения и заданной
температуры на терморегуляторе цикличность может быть
основным режимом работы автономного кондиционера.
Опыт эксплуатации систем кондиционирования, в
которых регулируется только температура воздуха,
показывает, что работа системы при частичной тепловой
нагрузке в режиме охлаждения приводит к повышению
относительной влажности воздуха в обслуживаемых помещениях
[Б].
Настоящая статья посвящена анализу факторов,
влияющих на уровень относительной влажности при
автоматическом поддержании температуры воздуха автономным
кондиционером в условиях частичных тепловых нагрузок.
Рассмотрим работу автономного кондиционера при
полной рециркуляции воздуха и без нее, имея в виду,
что результаты исследований могут быть использованы для
анализа работы кондиционера с любой степенью
рециркуляции.
Учитывая, что число циклов работы автономных
кондиционеров обычно не превышает 10—15 в час, с
достаточной степенью точности можно записать [6]
QcP^&oQo ккал/ч, A)
где Qcp и Q0 — холодопроизводительности автономного
кондиционера соответственно при
цикличной (средняя) и длительной
установившейся работе при одинаковых
параметрах воздуха перед кондиционером,
ккал/ч;
60 — коэффициент рабочего времени.
Если автономный кондиционер работает без
рециркуляции (рис. 2, а), то выражение A) может быть
представлено в следующем виде:
Atcp *нар —*н. ср
Ai* 'нар — lH
где Агср и AiK — перепады энтальпий воздуха в
кондиционере соответственно при цикличной
(средний) и длительной
установившейся работе, ккал/кг;
'нар — энтальпия наружного воздуха, ккал/кг;
*'н.ср и *н — энтальпии насыщенного воздуха при
средних температурах поверхности
воздухоохладителя соответственно fe.cp
(цикличная работа) и tfH.y.p
(длительная установившаяся работа), ккал/кг.
Используя для функции i'H—f (tn) приближенную
зависимость вида / =/7z+ nt^(m и п — постоянные коэф-
41

dmpd,e/t<3
t;c
\
1
'
№
1±/ /\
9nA
'/ у
tt-frp I
Ad
-"* *e~
?н.ср~
¦ft
•
cp/J
'Ad
/?'
\ «¦*¦
¦j^
4 dfcp d,a/№
d"
Рис. 2. Влияние частичной тепловой нагрузки
помещения (по явному теплу) на уровень относительной
влажности воздуха при работе автономного кондиционера:
а — без рециркуляции; б — с полной рециркуляцией.
Величина Wcp=f (z, b0) при заданных параметрах
воздуха перед кондиционером может быть определена по
методике, предложенной автором [6].
Используя выражение
Qx А/сР ,а.
X = VJ = , F)
где А^ср и At — соответственно средняя за цикл и
расчетная разности температур воздуха в
помещении и приточного при частичной
и расчетной тепловых нагрузках
помещения по явному теплу (см. рис. 2, а),
рС.
После преобразования получим зависимость
коэффициента рабочего времени Ь0 от отношения частичной и рас-
счетной тепловых нагрузок помещения х для заданной на
терморегуляторе tB и расчетной tn температур воздуха в
помещении при работе кондиционера без рециркуляции:
Ь0 — 1 — Бтах "
если /н.ср<*р.нар, и
е— q Arf
AdK
!-*+¦
Д*
л)<
Ad
bdK
¦*+V=)
G)
(в)
если *н.ср^*р.нар.
Здесь 8 и 8К — тепловлажностные отношения процессов
в помещении и в кондиционере при
расчетной нагрузке, ккал/кг;
Imax — максимально возможный коэффициент
влаговыпадения при параметрах
воздуха перед кондиционером *Вл.нар и Фнар= 1;
q — количество тепла, отведенное от 1 кг
влаги при ее конденсации, ккал/кг.
На рис. 3 показаны расчетные зависимости среднего
влагосодержания (относительной влажности) воздуха в
помещении ф1ср от числа циклов работы кондиционера при
коэффициентах рабочего времени Ь0, соответствующих
¦фициенты), из выражения B) находим среднюю за цикл
температуру поверхности воздухоохладителя:
при /н.сР'Ор нар (температура точки росы наружного
воздуха, X)
*н.ср— ^н.у.р + A—-&о) (*вл.нар —tn) PQ C)
при *н.сР^*р.нар
*н.ср='н.у.р + A—Sb0) (fcap—/н) °С, D)
где *Нар и /вл.нар — температуры наружного воздуха по
сухому и влажному термометрам,
рС;
| — коэффициент влаговыпадения при
длительной установившейся работе
кондиционера.
При установившейся цикличной работе из помещения
отводится такое же количество влаги, как и при
длительной работе кондиционера, но средний уровень
относительной влажности воздуха в помещении при этом повышается
(см. рис. 2).
После преобразования формул C) и D) определим
среднее влагосодержание воздуха в помещении с?1сР при работе
кондиционера без рециркуляции: _
^icP=^i = AdK A-№сР) г/кг, E)
где dt — расчетное значение влагосодержания воздуха в
помещении, г/кг;
AiK — расчетный перепад влагосодержаний воздуха
в кондиционере, г/кг;
TS7
№ср = -yfir — относительная средняя осушающая спо-
Wo
собность автономного кондиционера при
цикличной работе.
42
У1сфр>г/н!\
"' гз
0,8
0,8
0,7
ОД
21
W
17
10
OMOJ)
6с
у О07(О\
ь0-в,ш--о)
0,3^@,25)
омом
\HtffOJS)
3EEES
\03@75)
№3A)
12 г,1/ч
Рис. 3. Средний уровень относительной влажности
воздуха в помещении фх сР при цикличной работе автономного
кондиционера без рециркуляции воздуха.

тепловым нагрузкам помещения х (от 1 до 0). Кондиционер
работает без рециркуляции воздуха. Сплошными линиями
отмечены кривые Фюр при параметрах наружного воздуха
*нар=32°С, Фнар=80% и заданной температуре на
терморегуляторе /3==^п=279С; пунктирными — при
изменении наружных параметров до /Нар=309С, фНар=50%
и t3=27° С (tu=20° С). Расчетные величины тепловых
нагрузок помещения и влаговыделений для обоих случаев
одинаковы.
Из рис. 3 видно, что по мере снижения тепловой
нагрузки и соответствующего уменьшения коэффициента
рабочего времени средний уровень относительной
влажности воздуха в помещении повышается.
С уменьшением энтальпии наружного воздуха
снижаются расчетные температура tUl относительная влажность
воздуха в помещении фп и, как следствие, средний уровень
относительной влажности ф1сР при тех же значениях
тепловой нагрузки. Повышение заданной температуры на
терморегуляторе всегда приводит к увеличению средней
относительной влажности за счет соответствующего
уменьшения коэффициента рабочего времени.
С увеличением числа циклов работы автономного
кондиционера при одной и той же тепловой нагрузке
(уменьшается дифференциал терморегулятора или объем
обслуживаемого помещения) средний уровень относительной
влажности воздуха в помещении будет изменяться в
соответствии с характером изменения средней осушающей
способности кондиционера при цикличной работе [6].
Применительно к случаю работы автономного
кондиционера по схеме с полной рециркуляцией воздуха
(см. рис. 2, б) коэффициент рабочего времени Ь0 при
установившейся цикличной работе примет вид:
*o = s[l-(l-*)(l--f)l
О)
Qo («i)
= ~Q~Ti Г — отношение холодопроизводительнос-
тей кондиционера при энтальпиях
воздуха на входе в кондиционер ix и /1сР;
Н и hep — энтальпии воздуха в помещении при
длительной установившейся работе в
расчетном режиме и при цикличной с
коэффициентом рабочего времени Ь0 и числом
циклов г (средней), ккал/кг.
Опытные зависимости среднего уровня относительной
влажности воздуха в помещении ф1сР за цикл при
изменении тепловой нагрузки х (от 1 до 0) от числа циклов
работы z автономного кондиционера с полной
рециркуляцией воздуха приведены на рис. 4.
рпыты проводились в специальной
теплоизолированной камере объемом 75 м3, для исключения миграции
влаги за время цикла внутренняя поверхность камеры имела
цельносварную стальную тонкостенную обшивку. При
параметрах воздуха в камере перед кондиционером tn=
=25 С, фп=55% номинальная холодопроизводительность
автономного кондиционера Q0=9700 ккал/ч; подача
кондиционера 1600 м3/ч. Влаговыделения в камере в
процессе испытаний оставались постоянными; заданная
температура на терморегуляторе /3=25° С.
Увеличение числа циклов работы кондиционера
при определенных значениях тепловой нагрузки (#=1;
0,75; 0,5; 0,25 и 0) достигалось уменьшением
дифференциала терморегулятора B9=5, 4, 3, 2, 1 и 0,6° С).
Сплошными линиями обозначены кривые ф1ср, когда
номинальная холодопроизводительность кондиционера
-соответствует максимальной величине полной тепловой
нагрузки помещения (при %=1 и 60=1), пунктирными —
когда максимальная полная тепловая нагрузка помещения
на 25% меньше номинальной холодопроизводительности
кондиционера.
1,0
0,9
0,8 V-
07
dirnfihl
79
77
75
73
0,6 \-
0,5
3
0,4 V-
L 7
-Г-7*г
^лттЯтЛ
«а Ш2ГоУ5)
1 ^^"Ч—V
-0,2@)
0,33@,25)
0.8G)
,72 zj/ч
Рис. 4. Средний уровень относительной влажности
воздуха в помещении фх ср при работе автономного
кондиционера с полной рециркуляцией воздуха.
Из рис. 4 видно, что со снижением тепловой нагрузки
коэффициент рабочего времени уменьшается, а средний
уровень относительной влажности воздуха в помещении
увеличивается.
При работе кондиционера длинными циклами (z<^:
^1,5-ь2 Уч) величина ф1сР дополнительно будет
возрастать в основном за счет испарения влаги, оставшейся на
поверхности воздухоохладителя кондиционера за время
нерабочей части цикла [6].
По мере уменьшения коэффициента рабочего времени
и соответствующего повышения среднего уровня
относительной влажности воздуха в помещении (перед
кондиционером) влияние испарения влаги будет снижаться.
При увеличении числа циклов (г>1,5-?-2 Уч)
количество испарившейся влаги с поверхности
воздухоохладителя будет уменьшаться, так как при остановке
компрессора влагосодержание воздуха перед кондиционером
постоянно повышается, а продолжительность нерабочей части
цикла сокращается за счет уменьшения времени, в
течение которого испаряется влага.
Результаты опытов показывают, что при цикличной
работе кондиционера с полной рециркуляцией воздуха,
начиная с числа циклов 2^3-ь4 Уч, испарение влаги с
поверхности воздухоохладителя практически
прекращается.
Выбор автономного кондиционера большей
холодопроизводительности приведет к снижению
установившихся температуры tu и относительной влажности воздуха
Фп при его длительной работе, а при цикличной —
соответственно к снижению уровня средней относительной
влажности ф1Ср.
При цикличной работе автономного кондиционера не
только изменяется средний уровень относительной
влажности воздуха в помещении, но и колеблется относительная
влажность от ее значения в начале до значения в конце
рабочей части цикла.
Напишем уравнение влажностного баланса воздуха
в помещении:
43

№n ~Q = Гвыд -GB(d- dm), A0)
где г|? — опытный коэффициент, учитывающий долю
объема воздуха помещения, участвующую в
процессе;
Gn — масса воздуха в объеме помещения, кг;
d и dB2 — текущие значения влагосодержания воздуха
в помещении и приточного, г/кг;
т — время, ч;
^выд — влаговыделения в помещении, г/ч;
GB — подача кондиционера, кг/ч.
Решая уравнение A0) совместно с уравнениями
кондиционера
dtH ___
?V Р ^т + ^н — ^н. у. р
за время рабочей части цикла и
dtH
^к. н ^т + ^н = ^н. у. н
за время нерабочей части цикла, а также учитывая, что
GB
2^10-^-15, а количество воздухообменов —я—^15-4-20,
после преобразования получим выражение колебания
влагосодержания воздуха в помещении за время цикла
работы кондиционера без рециркуляции:
8<*=Х (^у.н—dy.v)=%&dK г/кг, A1)
\-ь,
Ы,г/кг\
где
-е 2Т\\
zT
~zT
^У-Р» ^У.н — влагосодержания воздуха помещения при
длительной установившейся работе и
стоянке компрессора, г/кг;
Гк.р и Гк.н— постоянные времени кондиционера за
время рабочей и нерабочей частей цикла [6], ч.
При работе кондиционера с полной рециркуляцией
М~х'
l^y.H-Vp)
г/кг,
A2)
где
% =
1-е
~zT'
zT'
Г = г|>
— е
Gu
— zT'
ч;
"у. р' "у. н
- влагосодержания воздуха в помещении при
длительной установившейся работе и стоянке
компрессора при соответствующих значениях
полной тепловой нагрузки помещения, г/кг;
г] — коэффициент охлаждения.
Опытные зависимости колебаний влагосодержания
воздуха в помещении Ы от коэффициента рабочего времени Ь0
при разных значениях дифференциала терморегулятора
29 при работе кондиционера с полной рециркуляцией
приведены на рис. 5.
Опыт эксплуатации судовых автономных кондиционеров
типа «Нептун» [7], работающих автоматически от
терморегулятора, подтверждает, что в случае цикличной работы
с числом циклов 2> 3—4 1/ч средние уровни и колебания:
X
п к
О
2&&Ц6Ъ
/ъ
$4
0.G
ав
Рис. 5. Влияние цикличной работы автономного
кондиционера на колебания влагосодержания воздуха
в помещении 6d в зависимости от коэффициента рабочего
времени Ь0 при разных дифференциалах
терморегулятора 20.
относительной влажности воздуха в помещениях за цикл
при изменении тепловой нагрузки в широком диапазоне
практически находятся в допустимых пределах.
Выводы
При определенных условиях выбора и эксплуатации
автономный кондиционер, предназначенный для
автоматического регулирования только температуры воздуха
в помещении, может поддерживать также и относительную
влажность воздуха в допустимых пределах практически
при любом заданном изменении тепловой нагрузки
помещения.
Наилучшие условия поддержания относительной
влажности воздуха в помещении достигаются при работе
автономного кондиционера с высокой степенью рециркуляции
и холодопроизводительностью на 20—30% выше расчетной,
а также при числе циклов работы г> 3-5-4 1/ч.
ЛИТЕРАТУРА
1. Захаров Ю. В., Андреев Л. М.
Оборудование судовых систем кондиционирования воздуха.
Л., «Судостроение», 1971.
2. П е к л о в А. А. Кондиционирование воздуха. Киев,
«Будтвельник», 1967.
3. Шифрин Е. И. Анализ теплопритоков в судовые
кондиционируемые помещения на переходном летнем
режиме. Доклады IV Научно-технической конференции
по кондиционированию воздуха на судах. Л., 1965.
4. Крицкий Е. Д. Влияние цикличной работы на
осушающую способность автономного кондиционера.
«Холодильная техника», 1970, № 9.
5. Касалайнен Н. Н. Обработка воздуха в судовых
системах кондиционирования. Л., «Судостроение», 1971.
6. Крицкий Е. Д. Основные характеристики
автономного кондиционера при цикличной работе.
«Холодильная техника», 1971, № 12.
7. Крицкий Е. Д. Новые судовые автономные
кондиционеры. «Холодильная техника», 1968, № 10.
44

О рациональном выборе параметров
охлаждаемых камер при периодических
наружных тепловых воздействиях
Канд. техн. наук В. И. МАРТЫНЕНКОг В. Л. ОРЛОВ
(Из диссертационной работы В. А. Орлова)
Методы расчета охлаждаемых камер, как правило,
не учитывают, что наружные тепловые воздействия
переменны. Учет нестационарности процесса теплопередачи
позволяет уменьшить требуемые тепловые мощности.
В работах [1, 2] переменные тепловые потоки
определены на основе метода, разработанного А. М. Шкло-
вером для строительных конструкций. Однако наличие
в решениях, предложенных в работе [3], комплексных
величин усложняет расчет и делает невозможным
установление влияния отдельных параметров на процесс
теплопередачи, поскольку для комплексных величин
отсутствуют такие понятия, как «больше» и «меньше». Кроме
того, решения [3] охватывают только квазистационарные
режимы, в то время как процесс протекает нестационарно.
Для определения искомой аналитической зависимости
решим уравнение теплопроводности слоя термоизоляции
(примем, что слой представляет собой плоскую
неограниченную пластину)
dt (x, т) дЧ(х, т)
621.565 осн и ав — коэффициенты теплоотдачи соответственно на
наружной и внутренней поверхностях;
X — теплопроводность слоя;
0С — средняя температура наружного воздуха
(постоянная часть переменной температуры tH);
tm — амплитуда колебаний температуры наружного
воздуха;
со — частота колебаний.
Решение уравнения теплопроводности с указанными
краевыми условиями получено с помощью интегрального
преобразования Лапласа [4].
Из этого решения, приняв в нем х = О, найдем
/(О, T)-tB= *с'~*"
дх
дх*
при следующих краевых условиях:
начальное условие
* (*. т) U=0 = 'о = const>
в общем случае
*в Ф
пограничные условия (начало координат принято на
внутренней поверхности теплоизоляционного слоя)
при х = б
dt (б, т)
- дх +Я1[9с + /тсо5сот-;(б, т)] = 0,
при х = О
dt (О, т)
дх
H2[tB-t@, т)] = 0.
При этом предполагается, что изменение температуры
наружного воздуха происходит по гармоническому закону
tn — 0С + tm cos сот.
Если периодическое изменение температуры наружного
воздуха носит более сложный характер, то его можно
представить в виде суммы гармоник.
В приведенных уравнениях
t (х, т) — температура слоя в сечении х в момент
времени т;
а— температуропроводность слоя;
/0 — начальная температура слоя;
tB — температура среды в камере, которую
необходимо поддерживать постоянной;
б — толщина слоя;
i +
Bi,
+ В
— + z -, m ¦ cos (сот—т) —
А2
-2
An
Bi,
(Ос — *о) — (^о — tB
ri
Bi,
\ln
•sin \xn +
+ !Цсов|,Ч + '"»15+р5
2^
A)
Для поддержания постоянной температуры в камере
необходимо, чтобы холодопроизводительность в любой
момент времени была равна теплопритоку, т. е.
W(x) = aBFB [*@,т)-*в].
В приведенных формулах
t @, т) — переменная температура внутренней
поверхности камеры;
ВЦ
#2б и Bi-t = #хб — критерии Био на внутренней
и наружной поверхностях;
N.
±i = fi + ^chV^p-d + fV^
Bii
Bi2
Bi,
V±/Pd
sh V±«Pdj
B)
(для определения Nt берется знак «+», a N_i
ф = arctg i
Ni
¦Ni
-l
Ni + Ni
. сдвиг по фазе колебаний
*@, т);
jx Я| An — корни характеристического
уравнения и начальные
тепловые амплитуды, значения
которых даны в работе [5];
Pd — критерий Предводителева,
который в нашем случае равен
со
Pd = — 8*;
Fo — критерий Фурье;
FB — площадь внутренней
поверхности камеры.
Для практических расчетов приходится пользоваться
только первым, редко двумя первыми корнями И-«.
Поскольку Nt и N-i ;комплексно-сопряженные числа,
то ~]/NiN-i и ф — действительные величины.
Анализируя решение уравнения A), можно сделать вывод, что при
tB^t0 ряд в этом решении упрощается. Начиная с
некоторого значения Fo>Fo! наступает квазистационарныи
режим.
Для квазистационарного режима
Ос — *в |
W (т) = ceBFB
Bi
l + ^ + Bi2
45

+
1/NiN-
cos (сот — ф) I =
r_L,A ,_L
J ан~ Я ~ aB
+
«B^Vt?
• cos (cot — ф).
C)
Из уравнения (З) следует, что тепловой поток в
квазистационарном режиме совершает гармонические
колебания около своего постоянного среднего значения,
определяемого первым слагаемым решения C) с той же
частотой со, что и колебания температур наружного воздуха со
сдвигом по фазе ср.
Амплитуда колебаний соответствует амплитуде
колебаний температуры наружного воздуха tm, уменьшенной в
и =в ~\/NiN-i раз. Величина и имеет смысл коэффициента
затухания и при заданных значениях Bi2 и Bix зависит
от теплоинерционных свойств изоляции,
характеризующихся критерием Pd.
Значение теплопритока, по которому должна быть
выбрана холодопроизводительность, будет максимальным
при cos (сот — ф) = 1
№тах =
„ р Г 9с~~ *в I tm 1
D)
В результате преобразований получено значение и в виде
действительной величины
«=Ж
1 + !rf (ch T/2Pd + cosl/2Pd) +
1
Bi|
Bi1;
Pd
Pd
Bi?
• (ch У 2Pd — cos "l/2Pd) +
+ ?T7plA+S)(shy2Pd + sinV2P<1) +
+w-wA+S(shV5Fd-sinV2TI)r-E)
Зависимость E) можно упростить для тех практически
важных случаев, когда величина критерия Bit очень
велика, приняв Bix—>°° (обычно, при Bix^ 100).
Получаем
и = Г— (ch T/2Pd + cosl/2Pd ) +
i Bi2
+ -J рГ (ch V2Pd - cosV2W) +
+ ^7f-PT <sh V^Pd + sin 1/2РГ) jVz.
При Pd = 0 зависимость E) примет вид
"о=1+|г + В
F>
Подставляя значение и0 в уравнение D), получим при?
Pd = 0
W,
max :
Fв (90 + <т - f ,)
ан +
+-S5
Следовательно, если не учитывать теплоинерционных
свойств теплоизоляции, которые проявляются в
нестационарном процессе теплопередачи, требуемая
холодопроизводительность должна быть рассчитана по
максимальной разности между температурой наружного
воздуха tn = 0С + tm и внутренней среды tB. В
действительности, поскольку Pd > 0, то и > и0. Это значит, что учет-
нестационарности позволяет выбирать меньшие значения
^тах-
С учетом выражения F) уравнение D) можно записать
^тах - -^ | — (9С - tB) + tj . G>
Вычислить и по формуле E) довольно сложно. Для
и
облегчения расчетов значения —- подробно табулированы
на ЭЦВМ «Наири» в зависимости от изменения Pd в
широких пределах при различных комбинациях параметров-
Bix и Bi2. Наиболее важные результаты приведены в
таблице. При пользовании таблицей следует иметь в виду,
и
что величина —- остается неизменной, если значения
Щ
Bix и Bi2 поменять местами. Это расширяет возможности'
таблицы.
Pd
0,5
1,0
2,0
3,0
4,0
5,0
6,0
7,0
8,0
10
12
14
Коэффициент затухания колебаний —
щ
В^—100 | Bii«40 | Bit«20 | Bij«=10
при Bi2
4
1,003
1,013
1,050
1,109
1,189
1,287
1,400
1,527
1,667
1,980
2,338
2,740
8
1,002
1,009
1,036
1,079
1,138
1,211
1,296
1,392
1,499
1,741
2,019
2,330
15
1,002
1,007
1,029
1,065
1,114
1,175
1,247
1,329
1,420
1,627
1,864
2,131
30
1,002
1,006
1,026
1,058
1,102
1,156
1,221
1,294
1,376
1,563
1,777
2,018
4
1,003
1,013
1,052
1,115
1,199
1,301
1,419
1,551
1,697
2,024
2,397
2,817
8
1,002
1,009
1,038
1,083
1,145
1,221
1,311
1,412
1,524
1,777
2,067
2,393
15
1,002
1,008
1,031
1,069
1,121
1,185
1,260
1,346
1,442
1,658
1,907
2,186
30
1,002
1,007
1,028
1,061
1,107
1,165
1,233
1,310
1,396
1,592
1,817
2,069
4
1,004
1,014
1,057
1,124
1,214
1,324
1,451
1,593
1,748
2,098
2,498
2,950
i 8
1,003
1,010
1,041
1,090
1,157
1,240
1,336
1,445
1,565
1,837
2,149
2,500
15
1,002
1,009
1,034
1,075
1,131
1,201
1,283
1,376
1,479
1,712
1,980
2,281
30
1,002
1,008
1,030
1,067
1,117
1,180
1,253
1,337
1,430
1,642
1,885
2,158
4
1,004
1,017
1,066
1,144
1,247
1,372
1,517
1,677
1,854
2,250
2,705
3,221
i 8
1,003
11,012
1,048
1,106
1,183
1,278
1,389
1,514
1,651
1,961
2,317
2,719
15
1,002
1,010
1,040
1,089
1,154
1,2351
1,330 1
1,437
1,555
1,823
2,130
2,476
30
1,002
1,009
1,036
1,079
1,138
1,211
1,297
1,394
1,501
1,745
2,024
2,Ж
46
31

Полученные решения позволяют находить оптимальное
соотношение между параметрами теплоизоляции и холодо-
производительностью.
Покажем, например, как выбрать толщину
термоизоляции камеры и холодопроизводительность таким
образом, чтобы суммарная масса теплоизоляции и
холодильной установки была минимальной. Решение такой задачи
важно, в частности, для транспортных установок.
Принимая в первом приближении, что масса
транспортных холодильных установок, приходящаяся на 1000 ккал/ч
их производительности ух, величина примерно
постоянная (по данным работы [6] ух я«60 кг/1000 ккал), запишем
суммарную массу в виде
Р = "IT ^в [-^ (в0 - *в) + 'т] Ух + Fb6Yh3 .
Здесь уцг — объемная масса теплоизоляции.
Задаваясь различными значениями 6 и используя
данные таблицы, можно построить график Р = Р (о),
положение минимума которого дает значение оптимальной
толщины теплоизоляции б0пт- Путем подстановки
найденного значения б0пт в уравнение G) получаем величину
НОВЫЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ
F 04 b 51/00
№ 314924 A324538/24-6 от 28 апреля 1969 г.)
С. В. Колосов и С. А. Морозов
Стенд для испытания компрессоров
1. Стенд для испытания компрессоров, например,
домашних холодильников, содержащий приводную раму
с ячейками для установки компрессоров, отличающийся
тем, что, с целью увеличения пропускной способности,
рама выполнена в виде многоярусного барабана с
механизмом его поворота и вертикального перемещения.
2. Стенд по п. 1, отличающийся тем, что, с целью
повышения надежности, механизм поворота и перемещения
выполнен в виде винтовой колонны, соединенной с
приводом при помощи сцепных муфт.
3. Стенд по пп. 1 и 2, отличающийся тем, что, с целью
упрощения конструкции, на барабане закреплена
разрезная гайка с механизмом ее зажима при включенном
приводе поворота, а для предотвращения поворота при
включенном приводе перемещения предусмотрен фиксатор.
F 25 с 1/12
№ 314982 A411504/28-13 от б марта 1970 г.)
К. Н. Стаоцев
Льдогенератор
Льдогенератор, состоящий из термоэлектрической
батареи с холодильными спаями, заполняемого водой
корпуса и приспособления для намораживания льда,
отличающийся тем, что, с целью обеспечения возможности
получения льда регулируемой толщины и упрощения
процесса его удаления, приспособление для намораживания
льда выполнено в виде пластины, например
металлической, расположенной в нижней части корпуса,
находящейся в контакте с холодными спаями термообработки и
изолированной от корпуса прокладками.
требуемой холодопроизводительности. Аналитическое
определение о0пт с помощью уравнения —^т— = Ф
затруднительно.
ЛИТЕРАТУРА
1. Богословский В. Н. Строительная
теплофизика. М., «Высшая школа», 1970.
2. Скрипник В. В. Исследование основных
теплотехнических параметров рефрижераторных вагонов.
Автореферат кандидатской диссертации. Институт
комплексных транспортных проблем при
Госплане СССР. М., 1970.
3. Ш к л о в е р А. М. Теплопередача при периодических
тепловых воздействиях. М., Госэнергоиздат, 1961.
4. Лыков А. В. Теория теплопроводности. М.,
«Высшая школа», 1967.
5. М и х а й л о в М. Д. Нестационарные температурные
поля в оболочках. М., «Энергия», 1967.
6. Г а р ш и н И. М., Зворыкин М. Л.,
Шустер А. А. Кондиционирование воздуха и
электроснабжение пассажирских вагонов в СССР и за рубежом.
М., НИИ «Информтяжмаш», 1965.
F 25Ь 31/02
F 04Ь 35/04
№ 315883 A408245/24-6 от 5 марта 1970 г.)
А. Л. Черняк Л. А. Вегер и Л.Я.Петру-
ш а н с к а я
Герметичный компрессор
Герметичный компрессор преимущественно для
холодильных агрегатов, содержащий кожух с размещенным
в нем приводным электродвигателем, охлаждаемым парами
хладагента, отличающийся тем, что, с целью повышения
экономичности путем охлаждения наружным воздухом
паров хладагента, подаваемых после электродвигателя
во всасывающую полость компрессора, статор электро-
двигателя помещен в кожухе с кольцевым зазором,
разделенным радиальными ребрами на щелевые каналы.
F 25 b 1/06
№ 317870 A438940/24-6 от 18 мая 1970 г.)
Зависимое от авт. св. № 254534
Ю. В. 3 а х а р о в, И. А. Р а ш е в с к и й, Л. М. А н -
дреев и В. П. Ш о ста к
Пароэжекторная фреоновая холодильная машина
Пароэжекторная фреоновая холодильная машина по
авт. св. № 254534, отличающаяся тем, что с целью
повышения экономичности в линию связи испарителя с
эжектором включен регенеративный теплообменник для
переохлаждения парами фреона жидкого хладагента,,
направляемого после конденсатора в испаритель.
/У/\ЛЛА/\У\ЛЛЛ/\ЛЛЛ/\ЛЛЛЛЛЛЛ/\А/^^ ЛЛЛЛЛЛЛ/\АЛ/\/\/\/\/\/\Л/>/\ЛЛЛ/^^
47

ОБМЕН ОПЫТОМ
621.57.041:62-52
Автоматическое управление несколькими агрегатами
или компрессорами двухступенчатого сжатия с общим
промежуточным сосудом
В статье «Автоматизация работы нескольких
двухступенчатых компрессоров или агрегатов с
общим промежуточным сосудом» (А. Г. Батова,
Г. Е. Завелион. «Холодильная техника», 1971,
№ 2) описана схема управления любым числом
двухступенчатых компрессоров или агрегатов,
работающих на общий промежуточный сосуд, для
выпускавшихся ранее пультов ПУМ-200
и ПУМ-400. Указанная схема не может быть
применена для выпускаемых в настоящее время
Одесским экспериментальным заводом средств
автоматизации института «Пищепромавтоматика»
пультов ПУМ-200/3 и ПУМ-400/3.
В отделе автоматизации института Гипрохолод
разработана схема автоматизации работы
нескольких двухступенчатых компрессоров или
агрегатов с общим промежуточным сосудом для
этих пультов управления (см. рисунки а, б).
При остановке последнего компрессора или
агрегата, т. е. при размыкании контактов Т-РП
(цепь 105—107) в автоматическом режиме или
ключей КР (цепь 103—107) в
полуавтоматическом режиме управления, обесточиваются
реле РП1, замыкающиеся контакты которых
A-РП1, 2-РП1, •••-, п-РШ) для нескольких
компрессоров (см. рисунок б) разрывают цепь
3—5 питания реле 1РП. Размыкающийся
контакт реле 1РП замыкает цепь 3—7 питания
катушки разгрузочного соленоидного вентиля
СВ1, тем самым открывая его и сбрасывая
давление из промежуточного сосуда в испарительную
систему. Другой размыкающийся контакт реле
IPП замыкает цепь 9—11 питания катушки
реле 2РП.
При нормальной работе разгрузочного
вентиля СВ1 реле 2РП окажется под напряжением
тольконавремя сброса давления из
промежуточного сосуда, после чего контакт реле перепада
давлений РД1 разомкнет цепь 3—9 и обесточит
реле 2РП. Следовательно, при пуске любого
первого компрессора замыкающийся контакт реле
2РП в цепи 111—ИЗ пультов будет разомкнут.
Если сброса давления из промежуточного
сосуда по каким-либо причинам не произойдет,
контакт реле РД1 (цепь 3—9) остается
замкнутым, реле 2РП окажется под напряжением и его
контакт в цепи 111—113 будет замкнут, что при
получении команды на пуск компрессора или
агрегата, т. е. при замыкании цепи 105—107—
~rh 7 ев/
а
Щ з 1РП и п I
РА
/П» 12J
ЩЧН
2Р17
ИГ
-МУЛ
Элементная электрическая схема автоматизации:
а — агрегата двухступенчатого сжатия с использованием
пульта ПУМ-200/3; б — нескольких компрессоров
(агрегатов) двухступенчатого сжатия с общим
промежуточным сосудом; в — компрессоров (агрегатов) с
использованием пульта ПУМ-200Р;
НР-РП, НВ-РП — контакты из схем управления
соответственно рассольными и водяными насосами; РВ1 —
реле времени ввода защит; РВ2 — реле времени,
управляющее пуском компрессора высокого давления; режимы
управления: М — местный, О — отключено, А —
автоматический, П — полуавтоматический.
20-1

—109—111 приведет к включению реле РП.
Таким образом, пуска компрессора или агрегата
не произойдет и загорится лампа ЛС10 на
пульте ПУМ-200/3 или ЛС9 на пульте ПУМ-400/3,
сигнализирующая о работе разгрузочного
вентиля.
Для возможности включения реле ввода защит
РП2 после пуска агрегата или компрессора
в цепь 111—113 включен резервный контакт
реле управления РУ1.
Одесский экспериментальный завод средств
автоматизации института «Пищепромавтоматика»
с 1972 г. приступил к выпуску пультов типа
ПУМ-200Р для управления двухступенчатым
компрессором (агрегатом). Схема, показанная
на рисунке б, применима для пультов ПУМ-200Р
с заменой (см. рисунок в) переключающихся
контактов реле перепада давлений РД1
соответственно контактами реле 2РП (цепи 125—127
и 125—129).
Предлагаемые схемы не требуют изменений
в монтажной схеме пультов ПУМ-200/3, ПУМ-
400/3 и ПУМ-200Р и соответствуют Правилам
устройства электроустановок и Правилам
техники безопасности на аммиачных холодильных
установках.
В. А. ЖИЛКИН, М. Е. ЮСИМ — Гипрохолод
621.565.59
Схема масляной системы холодильной установки
В комплексном проектном отделе Ленгипро-
мясомолпрома (г. Минск) разработана новая
схема масляной системы холодильной установки
для мясокомбинатов в г. Слуцке (Минская обл.)
и г. Береза (Брестская обл.).
Масло и часть маслоаммиачной смеси из
дренажного, линейного, циркуляционного
ресиверов, маслоотделителя, панельных испарителей
поступает в маслособиратель / (см. рисунок).
ЬшА
ЪъЩ.
Схема масляной системы холодильной установки.
Из маслособирателя пары аммиака
отсасываются в общую испарительную систему, а масло
спускается в бак сепарации 2. Сюда же
сливается масло из компрессоров. Габаритные
размеры бака 1000 X 1500 X 1000 мм.
Сепарация масла от остатков аммиака
происходит в результате нагревания масла
змеевиком с водяным паром. Из бака сепарации пары
аммиака отсасываются в общую испарительную
систему или выпускаются в атмосферу, а
очищенное масло через фильтр 3 поступает в
сепаратор 4, а затем в емкость 5. Чтобы избежать
чрезмерного повышения давления в
трубопроводе, предусмотрен предохранительный клапан
6, который перепускает масло в емкость 5.
Из емкости 5 масло насосом 7 через фильтр 3
подается в компрессоры для повторного
использования. Отходы масла из бака 2 через вентиль 8
направляются на регенерацию.
В схеме предусмотрена емкость 9 для
перекачивания туда из автоцистерны свежего масла
тем же насосом, что и в компрессоры.
Закрытая схема масляной системы исключает
попадание в масло посторонних примесей.
Аналогичная схема была осуществлена на
холодильной установке мясокомбината в г. Борзя
Читинской обл.
И. А. РОГОЗИН

621.57.041:621.564.22
Горизонтальный аммиачный компрессор работает
без смазки цилиндра
В горизонтальных аммиачных компрессорах
быстро изнашиваются поршневые кольца и
цилиндры компрессора. На Новомосковском химическом
комбинате вышедший из строя цилиндр
растачивали, в него запрессовывали втулку, а затем
цилиндр снова растачивали. На ремонт цилиндра
компрессора затрачивалось свыше 1000 руб.
По предложению рационализаторов
комбината чугунные поршневые кольца компрессоров
АГК-56, ЧГ-40-5,5/220 и дозаторов ДВ6-6
были заменены на поршневые кольца из
материала марки 4-К-20 (графит с наполнителями:
молибден, фторопласт и коксовая пыль).
КОНСУЛЬТАЦИЯ
изоляция наружных кирпичных стен
холодильников
Для крепления изоляции к наружным и
внутренним кирпичным стенам холодильников при
кладке заделываются деревянные пробки
клинообразной формы.
Сечение пробок в нижнем основании 100 X
X 100 мм, в верхнем — 70x50 мм. Длина
пробки при толщине изоляции до 200 мм
принимается равной 200 мм, при толщине более 200 мм —
250 мм.
Пробки своей уширенной частью
заделываются в кладку на глубину .130 мм с шагом по
горизонтали 1050 мм и по вертикали 1070 мм.
Деревянные пробки антисептированы и
покрыты битумом.
Пробки выступают от стены на толщину
первого слоя изоляции 50 мм и толщину
штукатурки по кладке 20 мм (всего на 70 мм), а при
укладке изоляции слоем 100 мм (при общей
толщине более 200 мм) — на 120 мм (рис. 1).
Для крепления последующих слоев изоляции
к пробкам прибивают горизонтальные и
вертикальные рейки.
Сечение новых колец выполнено квадратным
A6Х 16 мм), упругий раствор кольца в свободном
состоянии равнялся 8 мм, канавки в поршне
углублены, а высота канавок осталась без
изменения. Смазка цилиндра отсутствует,
отверстия для подачи масла заглушены.
Чугунные поршневые кольца были заменены
новыми в июне 1969 г. Периодические осмотры
новых поршневых колец и цилиндров
подтверждают, что износ их незначителен. Теплообменная
аппаратура не забивается маслом.
В. А. ЦХАЙ
662.998:621.565
Рейки деревянного каркаса для крепления
изоляции к ограждающим конструкциям
располагают так, чтобы поверхность последнего
слоя изоляционных плит была заподлицо с
рейками и рейки были в вертикальном положении.
Недопустимо горизонтальное расположение по
изоляции реек, к которым крепится сетка для
штукатурки. Возможны только короткие
деревянные вставки между вертикальными рейками,
если необходимо усилить крепление сетки.
На рис. 1 изображена изоляция наружных
кирпичных стен холодильников жесткими ми-
нераловатными плитами М-300 толщиной 250 мм,
а на рис. 2 — изоляция кирпичных стен пено-
полистиролом марки ПСБ-С (объемная масса
26—35 кг/м2) толщиной 200 мм.
На рис. 3 показана изоляция наружных
кирпичных стен одноэтажных холодильников
жесткими минераловатными плитами марки М-300.
Поверх последнего слоя изоляции
укрепляется сетка из оцинкованной проволоки диаметром
не менее 3 мм с ячейками не более 100 X 100 мм,
по сетке наносится слой
цементно-известковой штукатурки.
Применение типовых деталей изоляционных конструкций
50

uuuuuuu
=3i—и=зсЗ
fir—ni—11—iq
???naoq
__ " II T-g
Езда додач
laaai
1
?aagaoaq
рз en cn en cd ? pa
DT—31 1 Г IQ
ЬсэосэсэасЩ
mo
Рис. 1. Изоляция наружных кирпичных стен
холодильников жесткими минераловатными плитами М-300
толщиной 250 мм:
а — фасад; б — план; 1— заделка деревянных пробок
при кладке; 2— штукатурка цементным раствором;
3— пароизоляция по проекту; 4, 5, 6 —- первый, второй
и третий слои плит; 7— проволочная сетка; 8—
штукатурка цементно-известковым раствором; 9— смазка
битумом; 10—14 рядов кладки; 11— кирпичная стена;
12— пароизоляция по проекту; 13— антисептированные
рейки; 14— антисептированная пробка.
то.
•to
Ш
UL
1050
10
шп
JL I
ШШ
UU
Л?йГ,„ '
д
1050
щ
в
Щ
-3 Т
ШШ
\fO
9
Рис. 2. Изоляция кирпичных стен пенополистиролом
марки ПСБ-С толщиной 200 мм:
а — фасад; б — план; 1— заделка деревянных пробок
при кладке; 2— штукатурка цементным раствором; 3—
слой гидроизола на битуме; 4, 5, 6, 7— первый, второй,
третий и четвертый слои плит; 8— гидроизоляция; 9—
металлическая сетка; 10— штукатурка
цементно-известковым раствором; 11—вертикальные рейки;
12—горизонтальные рейки; 13— антисептированные пробки; 14—
17— первый — четвертый слои пенополистирола; 18—
вертикальные антисептированные рейки; /9-кирпичная
стена
Вместо штукатурки допускается крепление
к вертикальным деревянным рейкам каркаса
асбоцементных листов размером 2100x1600 мм,
толщиной 10 мм.
Асбоцементные листы (длинной стороной)
наклеивают на изоляцию на нефтяном битуме
марки BHIV и крепят шурупами под шайбу
или квадратную металлическую прокладку 30 X
ХЗОхЗ мм. Расстояние между шурупами по
вертикали ~550 мм.
Вместо шайб или прокладок допускается
устройство по вертикальным швам сплошных
полос 30 X 3 мм из нержавеющей стали или
дюралюминия.
51

fH
/mso\\
' i
1
p
J
r 1
ь>
0.
1
1
,!/«:
ЩЩ
for.^;-*
Рис. З. Изоляция наружных кирпичных стен
одноэтажных холодильников жесткими минераловатными
плитами М-300:
а — план; б — разрез; / — цементно-известковая
штукатурка по металлической сетке; 2— пять слоев жестких
минераловатных плит; 3— пароизоляция; 4— холодная
битумная грунтовка; 5— цементная штукатурка; 6—
кирпичная стена; 7— штукатурка цементным раствором;
8— деревянные горизонтальные антисептированные рейки;
9— два слоя жестких минераловатных плит; 10—
предохранительный уголок; 11—железобетонная колонна;
12— пространство, заполненное мелочью из жестких
минераловатных плит; 13— деревянные вертикальные
антисептированные рейки; 14— деревянные антисептированные
пробки; 15— металлическая сетка; 16— теплоизоляция
пола холодильника; 17— битумная смазка; 18— сборный
железобетонный карниз.
Последующую установку листов выполняют
уступами по высоте после затвердения
битума в нижнем ряду.
В случае штукатурки стен по сетке,
уложенной непосредственно по изоляции, а также при
применении асбоцементных листов необходимо
прикрепить к нижней части изоляции стен сетку
от грызунов на высоту 1000 мм от уровня
бетонной подготовки пола камеры.
Сетка от грызунов должна быть из
проволоки диаметром 1,2 мм с ячейками не более 5 мм
(ГОСТ 5336 — 67).
При покрытии стен асбоцементными листами
сетка устанавливается до перекрытия
плоскости изоляции стены битумом.
Изоляционные работы следует выполнять в
точном соответствии с действующими СНиП.
М. Н. МЕРТЕШОВ, А. И. БАЛАНДИН — Гипрохолод
К СВЕДЕНИЮ
АВТОРОВ!
При подготовке статей для журнала «Холодильная техника» необходимо
руководствоваться следующими правилами.
1. Статьи печатаются на пишущей машинке на одной стороне листа через два интервала
и направляются в редакцию в двух экземплярах.
2. Размер статей для основного раздела не должен превышать 10 стр., для всех
остальных — 7 стр. машинописного текста, число рисунков не должно быть более пяти.
3. Формулы вписываются разборчиво, с указанием прописных и строчных букв и с
обводкой красным карандашом букв греческого алфавита и синим — латинского алфавита.
4. В статьях следует использовать Международную систему единиц (СИ).
5. В списке литературы приводятся: фамилия и инициалы автора, название книги,
статьи, реферата, диссертации, а также место издания, название издательства, год
издания (или название журнала, год выпуска, номер). Ссылки на литературу необходимо
давать в тексте по порядку номеров.
6. Рисунки и фотографии прилагаются в двух экземплярах. Чертежи и схемы
выполняются четко карандашом или тушью согласно правилам черчения и с соблюдением ГОСТов.
Представляемые светокопии должны быть ясными. Допустимый наибольший размер
чертежа 420X594 мм. Подрисуночные подписи печатаются на отдельной странице.
7. Одновременно со статьей необходимо представлять реферат. В нем кратко излагается
содержание статьи, приводятся данные о характере работы и основные ее результаты. Объем
реферата не должен превышать 3/4 страницы машинописного текста, отпечатанного через
два интервала.
8. Представляемая в редакцию статья должна быть подписана автором.
Статьи просьба направлять по адресу: 125422, Москва, А-422, ул. Костякова, 12.
Редакция журнала «Холодильная техника».
52

В МЕЖДУНАРОДНОМ ИНСТИТУТЕ ХОЛОДА
Доклады на 7-й комиссии XIII Международного конгресса
по холоду
Комиссией VII «Наземный холодильный транспорт»
были рассмотрены 24 доклада, посвященные следующим
проблемам:
исследование новых охлаждающих систем;
испытание существующих охлаждающих систем и
транспортных средств;
методы испытаний охлаждающих систем и
транспортных средств, стенды и расчеты;
эксплуатация холодильного транспорта.
Ниже приводится обзор наиболее интересных докладов
зарубежных специалистов.
Х.Фишер и Д. Эллиотт (США) описали
разомкнутую холодильную систему, в которой в качестве
рабочего вещества используется аммиак. Жидкий аммиак
(исходное состояние) вначале испаряется в охлаждающей
системе, отводя необходимое количество тепла, а затем
в парообразном состоянии поступает в камеру сгорания.
Продукты сгорания (водяной пар и азот) выбрасываются
в атмосферу.
Такая система (OCAR-Open Cycle Ammonia
Refrigeration) стала экономически целесообразной благодаря
значительному снижению стоимости аммиака в последние
годы вследствие широкого развития его производства для
сельскохозяйственных нужд.
Рис. 1. Схема установки, работающей по разомкнутому
аммиачному циклу:
1 — танк с аммиаком; 2 — отделитель жидкости — уров-
недержатель; 3— охлаждающие батареи; 4— аммиачный
жидкостный вентиль; 5— теплообменник (жидкость —
пар); 6— термодросселирующий вентиль с
чувствительным элементом; 7— регулятор давления; 8— камера
сгорания; 9— ручной вентиль; 10— линия возврата аммиака;
//—капилляр для обеспечения постоянного потока;
12— испарительная трубка; 13— разделительный цилиндр;
14— баллон с пропаном; 15— термопара; 16—
милливольтметр; 17—датчик уровня жидкости; 18—фильтр;
19— горючая смесь; 20— капилляр ограничения потока;
21— дюза контроля потока пропана.
Если принять удельную холодопроизводительность
аммиака равной 277 ккал/кг, то по существующей в США
цене стоимость холода по системе OCAR будет около 30 цен
тов за 1000 ккал.
Система OCAR не может конкурировать с обычной
«замкнутой» аммиачной охлаждающей системой, за
исключением некоторых конкретных случаев. Например, она
применима для замораживания продуктов в течение очень
короткого сезона (две недели), когда небольшие
капитальные затраты на систему OCAR делают ее рентабельной,
несмотря на повышенные эксплуатационные расходы.
Для транспортных средств эта система приемлема
вследствие достигнутого за последние годы прогресса в
создании кузовов с хорошими изотермическими свойствами
со вспененной полиуретановой изоляцией, где теплопри-
токи снижены примерно до 2000 ккал/ч при температурном
напоре 55° С для кузова длиной 12,4 м. Для обслуживания
системы не нужен высококвалифицированный механик,
как для обычных механических охлаждающих систем на
авто- и железнодорожном транспорте. В охлаждающей
системе OCAR нет движущихся механизмов и мест
возможных утечек холодильного агента. Ее монтаж и
эксплуатация очень просты.
Схема установки, работающей по разомкнутому
аммиачному циклу, показана на рис. 1.
В июле — августе 1970 г. был испытан
авторефрижератор с такой системой. В нем перевозили мороженое при
температуре —20— —23° С. В день авторефрижератор
делал 20—25 остановок. В наиболее жаркие дни расход
аммиака составлял 5—б кг/ч.
А. Бюр и Ж. П. Мейер (Франция) сообщили
об испытаниях нескольких рефрижераторов с
комбинированной системой охлаждения для перевозки
замороженных продуктов.
Система охлаждения включает пять эвтектических
плит с запасом холода 1800 ккал, раствор в которых
замораживается с помощью компрессорного агрегата с бес-
сальниковым компрессором (фреон-22). Агрегат
расположен в нижней части авторефрижератора. Вместе с
плитами в кузове установлен баллон с жидким азотом емкостью
160 л, обеспечивающий запас холода 11 700 ккал при
—18° С. Подача азота регулируется автоматически
термостатом.
Масса загруженных в кузов продуктов около 2 т. В
качестве изоляции применен экспандированный
пенополиуретан толщиной 100 мм, уложенный между двумя слоями
стеклопластика. Коэффициент теплопередачи
0,27 ккал/(ч.м2.°С).
Эксплуатационные испытания проводили в пригороде
Парижа. Продукты развозили 10—40 потребителям.
Авторефрижераторы загружали продуктами ночью. За день
(с 11 до 17 ч) авторефрижератор проезжал от 30 до 300 км.
Азотную систему включали только после открывания
и закрывания дверей. Она необходима лишь с апреля до
сентября, при этом расход азота равен 50 л/сутки.
Система охлаждения позволяет легко поддерживать
температуру продукта на уровне —18° С.
S3

Дополнительные затраты на азот целесообразны,
поскольку при этом обеспечивается хорошее качество
продуктов.
Проведенные сравнительные испытания такой
комбинированной системы с системами машинного охлаждения
и эвтектической показали, что комбинированная система
позволяет сохранять в кузове более низкую температуру.
Л. Т а й р и (США) рассмотрел использование
охлаждаемых контейнеров для перевозки продуктов
двухпалубными реактивными самолетами типа «Джумбо»
грузоподъемностью до 118 т.
Наиболее перспективны для воздушного транспорта
перевозки в контейнерах с автономной системой
охлаждения. Рекомендуется охлаждающая система с
использованием сухого льда, позволяющая регулировать
температуру. Эта система уже применяется для охлаждения
контейнеров с запасом продуктов для питания пассажиров.
На рис. 2 показана схема охлаждающей системы такого
контейнера. В бункер 1 загружают сухой лед.
Ограждениями бункера являются металлические плиты,
заполненные фреоном. Аналогичные плиты 2 устанавливают в
грузовых отсеках контейнера и соединяют трубопроводами
с плитами бункера.
По принципу термосифона фреон циркулирует между
плитами 1 и 2, перенося тепло из грузовых отсеков к
сухому льду. Циркуляция фреона регулируется
автоматически соленоидными вентилями 3. Продукты можно
перевозить при температуре около 2° С в течение 96 ч.
Сухой лед для такой системы производят в специально
созданных льдогенераторах-прессах производительностью
от 67,5 до 906 кг/ч. Сухой лед получают в виде небольших
цилиндров. В термосе со специальной изоляцией его можно
хранить 51 день.
Рис. 2. Схема охлаждающей системы контейнера для
перевозок продуктов на самолетах.
Р. Гилфой и Р. Монджелли (США)
доложили о результатах сравнительных эксплуатационных
испытаний двух охлаждающих систем (механической и с
помощью жидкого азота), проведенных в 1968—1969 гг.
Для испытаний были выбраны четыре трейлера (из
одной партии выпуска 1964 г., т. е. после четырехлетней
эксплуатации) длиной 12,2 м со вспененной полиуретановой
изоляцией толщиной 76 мм. По паспортным данным,
максимальные теплопритоки составили 54 ккал/(ч«°С).
Два трейлера охлаждались навесными холодильными
машинами с непосредственным приводом компрессора от
дизельного двигателя. Масса системы 658 кг без топлива
и 819 кг с заполненным топливным танком.
Третий и четвертый трейлеры охлаждались жидким
азотом.
Трейлерами перевозили охлажденные продукты от
центрального распределительного холодильника до
супермаркетов вблизи Вашингтона. Во всех случаях отклонения
средней температуры груза от заданной были около 1° С
при средней продолжительности работы холодильных
систем около 7 ч, из которых около 4,5 ч — время стоянки
на месте после погрузки до начала рейса и 2,5 ч — время
пробега и время разгрузки.
Сравнение экономичности обеих систем показывает,
что начальная сгоимость механической системы
значительно выше, чем азотной, но эксплуатационные расходы у
последней со временем растут быстрее.
X. Шаусбергер (Австрия) привел данные о
десятилетней работе международной испытательной станции
транспортных средств «Вена-Арсенал».
В 1961—1971 гг. было испытано 142 пассажирских
железнодорожных вагона по «Стандартной
исследовательской программе» ОРЕ (Международная европейская
организация по исследованию железнодорожных
транспортных средств). Системы обогрева, вентиляции и
кондиционирования воздуха испытывали в стационарных условиях
и при имитации движения (обдув) в диапазоне температуры
наружного воздуха от —20 до +40° С.
Для определения комфортных условий измеряли
температуру, влажность и движение воздуха внутри вагона.
Коэффициент теплопередачи определяли методом
внутреннего нагрева с учетом солнечной радиации и потерь через
неплотности ограждений.
За это же время было испытано 126 железнодорожных
изотермических вагонов (с охлаждением и без охлаждения),
предназначенных для перевозки продуктов. Начиная
с 1966 г. проводятся испытания охлаждающих систем
с жидким азотом и жидким воздухом.
Кроме того, испытали 36 различных типов вагонов
и контейнеров, в том числе советские железнодорожные
цистерны для перевозки вина, 46 железнодорожных
дизельных поездов (вагонов и локомотивов) и 15
электросиловых установок.
В последнее время станция занимается также
исследованиями по заданию авиационной промышленности.
Испытательные стенды оборудуются устройствами для
определения влияния на самолеты капель воды в воздухе
и различных типов облаков, а также процессов
обмерзания и оттаивания различных элементов самолета во время
полета. Для проведения исследований создана специальная
динамическая камера с поперечным сечением 5 м2 и со
скоростью движения воздуха до 200 км/ч.
Всего за 10 лет проведено 500 испытаний различных
объектов из 14 европейских стран.
Т. Макнабб и А. Бетюн (Канада) сделали
интересный доклад о перевозках охлажденного мяса в
среде с повышенным содержанием углекислого газа с целью
увеличения срока транспортировки.
Схема полуприцепа, в котором проводились опыты,
показана на рис. 3, а схема установки баллонов с жидким
С02 — на рис. 4. Общий объем кузова 65 м3.
Вначале были проведены опыты по исследованию
плотности ограждения. Установлено, что плотность
недостаточна. После проведенного уплотнения оказалось
возможным поддерживать в кузове концентрацию С02 около 20%,
если установить два баллона с запасом 45 кг С02 при
постепенном их опорожнении и примерном расходе газа
0,5 м3/ч. Запаса С02 достаточно на 50 ч.
Вначале опыты проводили в стационарных условиях
со свежей говядиной. При этом поддерживали
концентрацию С02 на уровне 20% при 0° С. Скорость воздуха 0,07 м/с.
Обследование мяса через 73,5 ч показало, что его
состояние хорошее. Кузов снова закрыли, установили
концентрацию 30% С02 и продолжили опыт до 7 дней. После этого
мясо не потеряло цвета и было хорошего качества. Потери
составили 2,5% (загружали две полутуши общей массой
280 кг).
54

/ 2 J 4 J
Рис. З. Схема полуприцепа с регулируемым содержанием
углекислого газа в грузовом объеме:
1 — навесная холодильная установка; 2— центробежный
вентилятор; 3— испаритель; 4— подвесные пути; 5-
задняя дверь; 6— возврат воздуха; 7—подача в' здуха;
8— воздуховоды в стенах; 9— воздуховоды к потолку;
10— пол без перфорации; 11—шланг для стока
конденсата с обратным клапаном; 12— вентиль для регулирования
подачи С02.
Рис. 4. Схема установки баллонов с жидким С02:
1—внутренняя передняя стенка; 2 — боковая стенка;
3— манометр; 4— регулятор С02; 5— откидная дверь;
6— вентиль для регулирования С02; 7— пол; 8—
холодильный агрегат; 9— шланг для стока конденсата; 10—
обратный клапан.
Затем провели пробеговые испытания при начальной
концентрации С02 18%. Через 9 ч концентрация упала до
6% и оставалась постоянной, пока баллоны не опустели.
Опыты показали, что при этих условиях мясо доставлялось
хорошего качества.
А. Б о г р о в (Франция) в своем докладе
сформулировал основные проблемы, которые должны быть решены
при создании холодильного оборудования для
контейнеров.
Внедрение контейнерных перевозок наряду с прочими
преимуществами позволяет увеличить на 30% скорость
оборачиваемости торговых судов, что существенно
снижает транспортные расходы, однако при этом возникают
другие трудности, связанные главным образом со способом
эксплуатации и заданными климатическими условиями,
которые определяют основные характеристики установки.
Прежде всего необходимо знать вид транспорта
(шоссейный, морской, железнодорожный), которым будут
осуществляться перевозки.
Если контейнеры намечено перевозить только морским
транспортом, то наиболее целесообразно использовать лишь
изотермический корпус, а охлаждение осуществлять от
центральной судовой холодильной установки.
Применение автономной холодильной установки для
каждого контейнера позволяет перевозить контейнеры
в неохлаждаемых трюмах и непосредственно на палубе,
а наличие индивидуального электродвигателя —
подключать все контейнеры к общей судовой электросистеме.
Однако при размещении контейнеров в трюме охлаждение
конденсаторов возможно лишь с помощью воды.
Размещение же их на палубе позволяет использовать для этой
цели воздух. Контейнеры с такими агрегатами могут быть
более маневренными и на суше, так как по прибытии
к месту назначения не требуют немедленной разгрузки
продуктов в камеру холодильника.
Холодильная установка бывает двух типов. У
пристраиваемой холодильной установки (типа «Клип-он») все
узлы расположены в одном корпусе, а в контейнер через
специальные отверстия подается холодный воздух.
Навесная установка аналогична обычным, применяемым
в авторефрижераторах. Испаритель (воздухоохладитель)
вставляется в специальный проем в передней стенке
контейнера.
У пристраиваемой холодильной установки компрессор
приводится от электродвигателя, питаемого от автономного
генератора, работающего от двигателя внутреннего
сгорания. Тип двигателя (бензиновый или дизель)
определяется способом транспортировки.
Преимущество применения установки такого типа
состоит также в том, что в случае перевозок контейнеров
на судах с центральной холодильной установкой блок
с уст.новкой отсоединяют и оставляют на суше. Это
позволяет получить выигрыш в массе и объеме.
У навесной установки компрессор обычно имеет
непосредственный привод от автономного двигателя
внутреннего сгорания, но может вращаться и электродвигателем,
питаемым на стоянках от центральной электросети.
Такая установка стоит дороже, но она автономна.
Температурные условия эксплуатации предъявляют
особые требования к холодильной установке. Она должна
быть универсальной, рассчитанной на работу в различных
климатических условиях (от тропиков до Арктики), и
обеспечивать поддержание в грузовом объеме как высоких
(+10° С), так и низких (до —25° С) температур.
При этом наряду с высокими требованиями к
теплоизоляции (k 5^0,3 ккал/(ч-м2-°С) возникают трудности
по выбору холодопроизводительности установки, так как
расчетная холодопроизводительность меняется в 20 раз.
Электродвигатель должен быть рассчитан на работу
при 50 и 60 Гц, однако при этом изменяется частота
вращения, а следовательно, и холодопроизводительность.
П. Крести и Г. X а у к е (Швейцария) сообщили
о требованиях, предъявляемых к холодильному
оборудованию железнодорожных вагонов и контейнеров.
Основные из них следующие: несложная конструкция,
безопасность, обеспечение допустимых отклонений от
заданной температуры, простота технического
обслуживания и ремонта, невысокая себестоимость холода,
автономия, небольшие масса и габаритные размеры, возможность
предварительного охлаждения продуктов внутри
транспортного средства.
В Западной Европе вагоны-рефрижераторы редко
используют для транспортировки свежих фруктов и овощей.
Вследствие небольшой дальности этих перевозок
целесообразнее применять старую систему охлаждения водным
льдом. Вагоны с механическим охлаждением пригодны
5S

Показатели для 1 полутуши
Усушка*, %
Потери, фунты
Стоимость потерь, доллары
Стоимость потерь и
стоимость упаковки, доллары
Чистая прибыль с
полутуши за счет упаковки,
доллары
1,93
6,61
2,97
2,97
0,00
Упакованные
0,17
0,50
0,23
1,09
1,88
S Л s
4 2 *
о; О)
И Ч S
0,05
0,17
0,08
0,82
2,15
ее*
. К X
!§§
' к >>
0,08
0,20
0,09
0,83
2,14
* Данные по усушке относятся к говяжьим
транспортировавшимся на расстоянии 432 км.
полутушам.
главным образом для перевозок замороженных и
быстрозамороженных продуктов.
В СССР и США, как указывают авторы, вагоны с
механическим охлаждением преобладают вследствие
большой дальности перевозок, широкого внедрения
механизации, более крупных масштабов планирования.
При комбинированных перевозках фруктов и овощей
предпочтительнее контейнеры. Затраты на охлаждение
окупаются длительностью перевозок при более низких
температурах. В ряде случаев холодильные установки
рассчитывают на начальное охлаждение продуктов в
контейнерах.
К. X о у к и Г. Смит (США) в своем докладе
привели результаты промышленных опытов по перевозке
охлажденной говядины в упаковке и без упаковки.
Величина экономии от уменьшения в пути усушки
упакованных сортовых отрубов сравнительно с
неупакованными говяжьими полутушами и четвертинами показана
в таблице.
В докладе также даны результаты микробиологических
исследований.
Обзор подготовил канд. техн. наук В. М. ШАВРА
НОВОСТИ ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
628.84:637.54
Кондиционирование и вентиляция воздуха
в птицеводческих зданиях
За рубежом наметилась тенденция к строительству
безоконных птицеводческих зданий, к клеточному
содержанию птицы, максимальной механизации и
автоматизации процессов приготовления и раздачи кормов, уборки
помета и сбора яиц [1]. В последние годы строят
многоэтажные птичники в целях экономии земельных участков.
На продуктивность птицы, помимо кормов и
технологических факторов, существенно влияют теплотехнические
качества наружных ограждений, уровень освещенности
помещений, продолжительность светового дня,
температура, относительная влажность, скорость и чистота
воздуха в птичниках.
В ряде зарубежных стран в научно-исследовательских
учреждениях и непосредственно в хозяйствах ведутся
исследования в целях определения количественных и
качественных показателей. характеризующих влияние
микроклимата на рост и яйценоскость птицы; выявления
оптимальных параметров воздуха; определения выделяемых
количеств тепла, влаги, газов и пыли; установления
технически и экономически эффективных способов
приготовления и распределения приточного и удаления
отработанного воздуха; изыскания оптимальных в
технико-экономическом отношении систем вентиляции и
кондиционирования. Однако полученных результатов недостаточно
для принятия в каждом конкретном случае однозначного
и оправданного проектного решения.
Из графика Г. Симона [2], характеризующего
зависимость яйценоскости кур от температуры воздуха,
казалось бы, следует вывод о целесообразности поддержания
на птицефабриках яичного направления температуры
воздуха внутри помещения от 10 до 20° С. Однако летом это
возможно только при условии использования
дорогостоящих холодильных машин.
Зарубежные справочники и отдельные специалисты
рекомендуют принимать в птицеводческих помещениях
температуру, относительную влажность и норму подачи
воздуха, указанные в табл. 1.
Величина оптимальной в зоогигиеническом отношении
скорости воздуха в зоне пребывания птицы не установлена,
поэтому обычно стремятся принимать возможно меньшую
скорость.
Согласно данным калориметрических исследований,
приведенным в справочнике ASHRAE [9], тепловыделения
кур-несушек характеризуются данными табл. 2.
По материалам экспериментов, проведенных во
Франции, при температуре воздуха 16° С куры-несушки
выделяют тепло и водяные пары в количествах, указанных
в табл. 3.
Тепловыделения бройлерами в зависимости от их
возраста характеризуются данными табл. 4 [9].
Для расчета общего количества выделяемых тепла и
влаги необходимо располагать сведениями о числе птиц
в помещении или об удельной затрате площади на одну
птицу (плотность посадки). Некоторые данные о плотности
посадки приведены в табл. 5.
В одноэтажных птичниках применяют
преимущественно децентрализованные системы механической вентиляции,
при которых приток или вытяжка воздуха
осуществляются отдельными вентиляционными агрегатами,
расположенными у продольных стен здания или вдоль конька крыши.
56

Таблица 1
Помещения
Температура, °С
летом
зимой
10—24
^29,5
^29,5
15-
^8
^8
-18
от 29 до 23 *
от 35 до 18**
10-
18-
8
-15
-20

Относительная

влажность, %
70—60
50—80
50—80
50-80
65—70
75
75-85
1 75
Норма подачи
наружного воздуха, м8/голову
летом
—
зимой
—
6,5—10 J 1,7—5,1
3,7 (на 1 кг)***
10
8,5-10
7
12 1 1 — 1,2
7,5 1 1,9—3,75
(на 1 кг)
1
—


ратура
[3]
[4[
[5]
[6]
[3]
[7]
[8]
1 HI
[8]
[4,9]
[4]
[4]
1 [5]
Птичники . .
с напольным содержанием
птицы
с клеточным содержанием
птицы
Бройлерные
Брудеры
Склады яиц
для инкубации
для реализации
* Для суточных цыплят 29° С; снижение температуры до 23° С проводится за две недели.
** По мере роста цыплят температура снижается со скоростью 2,8—3,9° С в неделю{4,9].
*** Избыточное давление 3 кгс/м2.
Таблица 2
Тепловыделение
Явное •
Скрытое
Днем при температуре, °С
— 6,7
6,15
1,1
4,4
4,5
1,1
15,6
4,8
1,7
26,7
4,5
, 0,9
37,8 '
3
Ночью при температуре, °С
— 6,7
3,9
1,1
4,4
3,3
1,7
15,6
3,3
1,2
26,7 37,8
2,2
2
0,6
3
Таблица 3
Живая
масса, кг
1,81
2,27
2,72
3,18
Выделе
явного тепла,
ккал/ч
7,9
9,5
10,4
11,9
ние
водяных па-
кров, г/ч J
3,3
3,9
4,3
4,9
Иногда приточные агрегаты подают воздух в
распределительные каналы и обслуживают отдельную зону или
участок помещения. Отопление, Как правило, воздушное,
совмещенное с вентиляцией.
Системы вентиляции и кондиционирования воздуха,
создающие разрежение в помещениях, сравнительно с
системами, создающими избыточное давление (подпор),
менее благоприятны в отношении возможности
проникновения в здания болезнетворных микроорганизмов. В целях
защиты птиц (особенно так называемого ремонтного
молодняка) от заболеваний нередко рекомендуется
устраивать двухступенчатую очистку воздуха от пыли и бакте-
Таблица 4
Тепловыделение
Явное
Пределы изменения температуры воздуха, °С
от 33,8 до29
от 35 до 1 1,8
Возраст бройлеров, сутки
2
3,95
3,95
и
9,85
2,3
20
6,5
1,9
33
6,15
1,9
40
4,6
1,45
55
3,8
1,6
62
3,4
1,2
3
9,4
0,6
14
12,8
1,85
21
10
1,45
31 | 40
7,35
1,6
6,4
1,5
50
7,8
1,3
57

Таблица 5
Помещения
Плотность
посадки, м*/голову
Птичники
с напольным содержанием
птицы
на подстилке
на планках
с клеточным содержанием
птицы
в трехъярусных клетках
родительское стадо ....
Бройлерные •
Брудеры
0,28-
0,093-
-0,37
-0,186
0,093—0,186
0,048
0,23
0,055—0,093
0,0044—0,0056


ратура
[9]
[9]
[9]
[Ю]
[5]
[9]
[9]
рий, создавать подпор в помещениях, снабжать входы
шлюзами и санпропускниками, а на всех воздухозаборных
и выбросных Каналах, соединяющих системы с
атмосферой, устанавливать металлические сетки от грызунов.
Схемы организации воздухообмена в птицеводческих
помещениях весьма разнообразны. Часть применяемых
схем представлена на рисунке.
Схема а. Естественный приток через отверстия в
нижних частях продольных стен под влиянием разрежения,
создаваемого вытяжными вентиляторами, установленными
непосредственно на крыше или в шахтах вдоль конька
[11]. Газы и запахи удаляются плохо (ибо проходят
через все помещение), возможно неорганизованное
поступление холодного или загрязненного наружного воздуха
через неплотности наружных ограждений и открытые
дверные проемы.
Схема б. Естественный приток через прикарнизные
щели в продольных стенах под влиянием разрежения,
создаваемого вытяжными вентиляторами, установленными
вдоль конька [5]. Недостатки те же, что и схемы а.
Достоинство состоит в отсутствии влияния на птицу притока
холодного воздуха в зимнее время.
Схема в. Естественный приток через прикарнизные
щели и механическая вытяжка из нижней зоны [8]. Схема
считается одной из лучших, поскольку воздух удаляется
над сборниками помета, что позволяет отводить газы и
запахи непосредственно от мест их образования.
Схема г. Отличается от предыдущей только
односторонним подводом и удалением воздуха [10]. Очевидно,
она наиболее применима в птичниках небольшой ширины.
Схема д. Естественный приток через подпотолочные
щели, расположенные по всему периметру здания, и
местная сосредоточенная механическая вытяжка из нижней
зоны мощными центробежными вентиляторами, причем
в зимнее время — из нижней зоны, а в летнее время,
когда выделяется аммиак, — из верхней зоны [12]. При
наличии чердачных помещений осуществляют их продувку
летом специальными осевыми вентиляторами, благодаря
чему существенно снижаются теплопоступления от
солнечной радиации через чердачное перекрытие. Схема
считается одной из совершенных. Недостатком ее является
то, что наружный воздух проходит в помещения под
влиянием разрежения и возможно неорганизованное
поступление холодного или загрязненного воздуха.
Схема е. Естественный приток через щели в коньке под
влиянием разрежения, создаваемого вытяжными
вентиляторами, установленными в нижних частях продольных
наружных стен [13]. Недостаток схемы тот же, что
схемы д.
Схема ж. Характер распределения потоков воздуха в
помещении тот же, что и всхемег. Отличие состоит в разда-
Схемы воздухообмена в одноэтажных птичниках:
а — е — децентрализованный приток и
децентрализованная вытяжка; ж — и — приток от местных агрегатов,
расположенных в пристройках, децентрализованная
вытяжка; 1 — отверстие с регулировочным клапаном;
2— осевой шахтный или крышный вентилятор с
электродвигателем; 3— шахта с клапаном; 4-— прикарнизная
щель; 5— клапан с дистанционным приводным
устройством для регулирования степени открытия щели; 6—
осевой вентилятор с электродвигателем; 7— центробежный
вентилятор с электродвигателем для сосредоточенной
вытяжки воздуха из помещения; 8— колпак для защиты
отверстий в стенах от воздействия атмосферных осадков
и ветра; 9 — воздуховод, проложенный в толще ската
крыши для притока воздуха в зимнее время;
10—воздуховод для притока воздуха в летнее время;
И—воздуховод из пленки.
че приточного воздуха с помощью воздуховода,
присоединенного К приточному агрегату или кондиционеру.
Однако приточный воздух нагнетается в помещение, что
позволяет создать в нем избыточное давление и
предотвратить инфильтрацию и поступление наружного
загрязненного или холодного воздуха [14].
Схема з. Отличается от предыдущей, во-первых,
двусторонней подачей приточного воздуха, причем в зимнее
время — через верхние отверстия, в летнее время —
через опуски (показаны пунктиром); во-вторых,
механической вытяжкой из нижней зоны [6]. Эта схема,
по-видимому, одна из наиболее совершенных, но для ее
осуществления требуются повышенные капитальные затраты.
Схема и. Отличается от схемы ж двусторонней
подачей приточного воздуха через воздуховоды из полимерной
пленки, причем струи направлены на поверхность
наружных стен [15].
О перспективах применения кондиционирования
воздуха в птицеводческих зданиях высказаны различные
мнения [16]. Одни специалисты считают, что даже
простейшее испарительное охлаждение воздуха в орошаемых
водой пористых слоях не окупает себя и поэтому гораздо
выгоднее в летнее время прибегать к увеличенным возду-
хообменам, даже если это вызовет повышение температуры
воздуха внутри помещения. Другие указывают на
необходимость предварительного накопления экспериментальных
58

данных об оптимальных для птицы параметрах воздуха,
после чего станет возможным обоснованное суждение о
целесообразности применения кондиционирования. Третьи
утверждают, что кондиционирование воздуха даже с
механическим охлаждением уже в ближайшее время получит
достаточно широкое применение.
При кондиционировании с испарительным
охлаждением используют все схемы организации воздухообмена,
за исключением схемы е. Орошаемые слои располагают
как в щелях, так и в кондиционерах. В тех случаях, когда
орошаемые слои размещают в проемах наружных стен,
применяют различные схемы организации
воздухообмена [17].
Обычно воздух вводят в помещения под влиянием
разрежения, создаваемого вытяжными вентиляторами,
вследствие чего эти схемы имеют тот же недостаток, что и ранее
рассмотренные аналогичные схемы — возможность
проникновения в помещения загрязненного наружного
воздуха через щели в ограждениях и открытые дверные
проемы.
ЛИТЕРАТУРА
1. «Poultry World», 1971, Vol. 122, No. 6.
2. S i m о п. Н. «Luft-und Kaltetechnik», 1971, Bd. 7,
No. 2.
3. J a h n k e H. Luftung in Produktionsbauten der
Landwirtschaft (Tierproduction). Beitrag 2:ur Fachta-
gung Luftungs-und KHmatechnik vom 15—17 April
1971, Dresden.
4. ASHRAE. Guide and Data Book. Applications, 1967.
5. Smith A. «Poultry Digest», 1969, Vol. 28, No. 326.
6. Brown R. «Feedstuffs», 1969, Vol. 41, No. 43.
7. G r a t z W. «Bauzeitung», 1970, Nr. 5.
8. Hartraan R. «Poultry Digest», 1971, Vol. 30, No. 350.
9. ASHRAE. Guide and Data Book. Fundamentals and
Eguipment, 1966.
10. D u n k M. «Poultry Tribune», 1969, Vol. 75, No. 12.
11. H и к у л и ц к и й И. В., Хронопуло Г. П.
Экспресс-информация «Сельское строительство», Изд.
ЦИНИС Госстроя СССР, 1970, № 1.
12. Turner С, Davis H. «Transactions of the
ASAE», 1968, Vol. 11, No. 6.
13. «Poultry World», 1970, Vol. 121, No.46.
14. Patterson W. «Poultry Digest», 1969, Vol. 28,
No. 329.
15. Bergdoll
76, No. 3.
16. H о w 1 i n g s J. «Egg Industry», 1970, Vol. 3, No. 10.
17. К а р п и с Е. Е., Р о ц ь к о В. К. Вентиляция,
кондиционирование воздуха и отопление в
животноводческих и птицеводческих зданиях. Изд. ЦИНИС
Госстроя СССР, М., 1971.
Доктор техн. наук, проф. Е. Е. КАРПИС
J. «Poultry Tribune», 1970, Vol.
•N/N/NA/VVN/N/N/N/VN/VN/N/N/N/V/VV/N/N/N/VA/V^wr^ VVVWVWWWWVAAA/V»
ПОПРАВКИ
к журналу «Холодильная техника»

Страница
Колонка и строка
Напечатано
Следует читать
8 I Правая, 9-я снизу
10 I Правая, 28-я сверху
17 |
28
29
31
39
39
52
14, 15
Правая, 21-я и 22-я свер
ху
Правая, 3-я и 2-я снизу
Левая, 25-я сверху
Левая, 13-я снизу
Левая, 24-я снизу
Правая} 10-я снизу
Правая' 15-я сверху
Таблица' 1, головка,
2-я графа
№ 10, 1971 г.
I 7—маслоотделитель
маслоотделители
№ 4, 1972 г.
дифференциальной
t (R, т)—температурного поля в теле;
температура поверхности тела
температурное тело
аппарата АЗМ-1
50%
льда пути
капель их
II (компрессорные агрегаты, компрессор-
но-конденсаторные машины,
кондиционеры)
I 7—маслоохладитель
маслоохладители
дифференциальный
температурного поля в теле;
t (R, т)—температура поверхности тела
температурное поле
аппарата АЗФ-1
5%
льда—пути
капель из
II (компрессорные агрегаты, компрессор-
но-конденсаторные агрегаты,
холодильные машины, кондиционеры)

СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
621.57.042:621.564.25
Ручные вентили для фреона
В современные холодильные установки входит
различная арматура, в частности ручные запорные и
регулирующие вентили по ТУ26—07—022—70, разработанные
Центральным конструкторским бюро арматуростроения
(ЦКБА). Эти вентили широко применяются в
стационарных общепромышленных и передвижных холодильных
установках (взамен вентилей по ТУ1501—68).
Рассматриваемые вентили (рис. 1—3) предназначены
для установки на трубопроводах и аппаратах с жидким
и газообразным фреоном в качестве запорных и
регулирующих устройств (в зависимости от типа вентиля).
Через корпус 1 при открытом затворе протекает
рабочая среда. В золотник 12 запрессовано фторопластовое
уплотнительное кольцо 13. Золотник обеспечивает
герметичное перекрытие проходного сечения вентиля.
Крышка 3 соединена с корпусом 1 накидной гайкой 5 (см. рис. 1,
2) или шпилькой 5 (см. рис. 3, Ьу 32 -г- 200).
Герметичность соединения корпуса / и крышки 3 обеспечивается
прокладкой 4 из фторопласта-4.
В крышке находится сальниковая камера, на дне
которой уложено поднабивочное кольцо или втулка 6.
Шпиндель 2 передает поступательное движение
закрепленному на нем золотнику 12. У вентилей, показанных
на рис. 3, шпиндель 2 соединен с золотником 12 с помощью
колпачка 14.
Поджимающее кольцо 7 сальника 10 выполнено из
колец фторопласта-4 по ТУ810—59. Набивочное кольцо 8
сделано по МРТУ 6—65—870—66.
Маховик // служит для управления вентилем и
дублирует сальник. Маховик уплотнен медной прокладкой 9.
Вентиль выполнен с верхним уплотнением,
предохраняющим сальниковое уплотнение от доступа среды при
открытом золотнике 12.
В рабочем положении золотник запорного вентиля
полностью открыт или закрыт, регулирующий вентиль
может занимать любое положение, определяемое
необходимостью получения требуемых при эксплуатации
параметров среды (расход, давление и т. п.).
Для управления вентилем маховик // следует снять
с крышки 3 и вращать по часовой стрелке, при этом
шпиндель 2, вращаясь, перемещает соединенный с ним
золотник 12 и прижимает его к седлу корпуса 1, закрывая
проходное сечение вентиля.
Для открытия вентиля маховик 11 следует вращать
против часовой стрелки, при этом шпиндель 2, вращаясь,
перемещает соединенный с ним золотник 12 и прижимает
его к крышке 3 вентиля, тем самым предохраняя сальник
10 от воздействия рабочей среды и открывая проход
вентиля.
Установочное положение вентилей на трубопроводе
может быть любым. Рабочая среда подается «под золотник».
Технические и эксплуатационные характеристики
вентилей приведены в табл. 1.
Срок гарантии вентилей составляет 24 месяца со дня
пуска в эксплуатацию, но не более 30 месяцев со дня от
грузки для действующих и 33 месяца для вновь строящихся
предприятий.
4
'й н
w—i—J~
Рис, 1. Вентиль ручной угловой запорный с штуцерно-
торцевым присоединением к трубопроводу и с
присоединением к трубопроводу на пайке:
1 — корпус; 2 — шпиндель; 3 — крышка; 4 — прокладка;
5 — накидная гайка; 6 — поднабивочное кольцо или
втулка; 7 — поджимающее кольцо сальника; 8 —
набивочное кольцо; 9 — медная прокладка; 10 — сальник;
// — маховик; 12 — золотник; 13—фторопластовое
уплотнительное кольцо.
60

л
Таблица 1
am
Рис.2. Вентиль ручной запорный (регулирующий) с шту-
церно-торцевым присоединением к трубопроводу.
Обозначения см. на рис. 1.
Рис. 3. Вентиль ручной запорный фланцевый:
5 — шпилька, 14 — колпачок. Остальные обозначения
см. на рис. 1.
Техническая и эксплуатационная
характеристика
Диаметр условного прохода Dy,
мм
Рабочая среда
Содержание масла во фреоне, %
Давление рабочей среды, кгс/см2
для стальных вентилей
?>у6ч-20
?у25ч-200
для вентилей из ковкого чугуна
Температура рабочей среды, СС
для вентилей из углеродистой
стали .
для вентилей из кислотостойкой
стали
для вентилей из ковкого чугуна
Температура окружающей среды
в рабочих условиях, °С
для вентилей из углеродистой
стали
для вентилей из кислотостойкой
стали
для вентилей из ковкого чугуна
Относительная влажность
окружающей среды при эксплуатации
и хранении (при 20°С), % ...
Температура хранения (в
помещении или под навесом), °С . . . .
Вакуумная плотность по
отношению к внешней среде, мм. рт. ст.
остаточного давления при
?>у6ч-20
?>у25ч-200
Срок службы вентилей до
списания, лет
стальных, не менее
из ковкого чугуна, не менее . .
Вероятность безотказной работьГв
течение срока гарантии
Средний ресурс до списания,
циклы, не менее
Средняя наработка до первого
отказа, циклы, не менее .....
Наработка на отказ, циклы, не
менее
90%-ный ресурс в течение срока
гарантии, циклы, не менее . . .
Вентили
запорные
6—200 A4

типоразмеров)

регулирующие
6—40 G

типоразмеров)
Жидкий и
газообразный фреоны-11, 12,
13, 22, 30, 142 и 502
с маслами ХФ12-18,
ХФ22-24, ХФ22с-16и
ХА-30
До 10
-0,987--25
-0,948--25
-0,948 ч- 16
-40 ч-+150
-100 ч-+150
-30 ч-+150
-_40 ч- +50
—50 ч-+50
—30 ч- +50
До 98
—50 ч- +50
До 10
До 40
10
5
0,9
2000
600
400
500
61

Таблица 2
^У
6
10
15
20
6
10
15
20
10
15
6
10
15
20
6
10
15
20
d
10
14
22
25
10
14
22
25
— ¦
—
10
14
22
25
10
14
22
25
dx
19,8
24,8
33,0
36,0
19,8
24,8
33,0
36,0
—
—¦
19,8
24,8
33,0
36,0
19,8
24,8
33,0
36,0
d2
M22xl,5
M22X1.5
M36X2
M39X2
M22X1.5
M27X1.5
M36X2
M39X2
—
—
M22X1.5
M27Xl,5
M36X2
M39X2
M22xl,5
M27X1,5
M36X2
M39X2
d3
—
—
—
—
—
—
—
12,5
18,5
—
—
—
—
—
—
—
—
d*
—
—
—
—
—
—
.—
19
25
—
—
—
—
—.
.—
—
—
d&
10,5
14,5
22,5
22,5
10,5
14,5
22,5
25,5
—
—
10,5
14,5
22,5
25,5
10,5
14,5
22,5
25,5
d«
14
19
27
30
14
19
27
30
—
—
14
19
27
30
14
19
27
30
Размеры, i
L
37
47
55
58
37
47
55
58
47
55
74
94
110
116
74
94
110
116
1-х
51
63
75
80
51
63
75
80
—
—
102
126
150
160
102
126
150
160
h
32
38
52
55
32
38
52
55
38
52
25
32
46
58
25
32
46
58
vim
fti
—
—
—-
11
15
22
23
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
/
—
—
—.
—
—.
—
—
12
15
12
16
25
32
12
16
25
32
^max
160
160
162
212
160
160
162
212
162
162
160
160
162
212
160
160
162
212
Do
50
50
65
80
50
50
65
80
50
65
50
50
65
80
50
50
65
80
a
3
3
3
3
3
3
3
3
—
—
3
3
¦3
3
3
3
3
3
b
3
3
5
5
3
3
5
5
—
—
3
3
5
5
3
3
5
5
с
14
16
22
23
14
16
22
23
—
—
14
16
22
23
14
16
22
23
^тр
—
—
—
1/4"
3/8"
3/4"
1"
—
—
—
—
—
—
—
—
.—
—
s
50
50
55
60
50
50
55
60
50
55
50
50
55
60
50
50
55
60
Si
32
32
36
36
32
32
36
36
32
36
32
32
36
36
32
32
36
36
S2
30
36
46
46
30
36
46
46
—
—
30
36
46
46
30
36
46
46
Масса,
1,2
1,6
2,08
3,5
1,15
1,17
1,7
3,2
1,05
1,5
1,02
1,7
2,1
3,0
1,2
1,6
2,2
3,5
Таблица 3
25
32
40
50
65
80
100
125
150
200
25
25
32
40
Размеры, мм
160
180
200
230
! 290
310
! 350
400
480
600
160
80
180
200
240
274
300
330
!
424
478
540
628
764
240
120
274
300
325
330
410
500
560
605
700
792
940
325
305
330
410
120
120
160
200
280
320
320
450
560
560
120
120
120
160
Масса, кг
без
ответного
фланца
7,2
7,6
15,22
17,0
37,0
47
54
90
133
191,
7,
7,
7,
15,3
с ответным
фланцем
10,0
12,0
19,78
19,33
46,7
59
72,5
114
164,5
210,3
10,0
9,8
12,0
19.8
В процессе эксплуатации по мере необходимости пе
риодически подтягивают сальник 10 путем вращения его
по часовой стрелке гаечным ключом. Вентиль с подтянутым
сальником выдерживают не менее 10 ч, а затем вновь
подтягивают сальник.
Отсутствие утечки рабочей среды через сальник 10
после его подтяжки определяют визуально или галоидной
лампой.
В процессе эксплуатации медную прокладку между
колпаком и крышкой вентиля можно использовать
повторно, при этом ее нужно отжечь.
Габаритные и присоединительные размеры, а также
масса вентилей приведены в табл. 2 (см. рис. 1, 2) и табл.
3 (см. рис. 3).
Присоединение вентилей к трубопроводу: для Dy 6 ~
20 — штуцерно-торцевое по ГОСТ 5890—68 и
штуцер но-торцевое по ГОСТ 5890—68 с латунным ниппелем
по нормали ВНИИхолодмаша ОН26—03—7—66; для
Dy 25 -*- 200 — фланцевое по ГОСТ 12823—67 и ГОСТ
12818—67 на PY 25. Вентили Dy 6 -~ 20 (см. рис. 1, 2}
ударо- и вибростойкие в соответствии с действующими
нормами.
В. Л. ТУРЕЦКИЙ—ВНИИхолодмаш, И. М. ГОЛЬДШТЕЙН—
ЦКБ арматуростроения
(Продолжение следует).
^yVVV\/V\/\/V\A/\A/\/\/V\/V^
ВНИМАНИЮ
ЧИТАТЕЛЕЙ!
Журнал «Холодильная техника» распространяется только по
подписке!
Читатели, не успевшие оформить подписку на журнал с первого
номера 1972 r.f могут подписаться в местных отделениях связи и пунктах
подписки «Союзпечать» с любого последующего номера журнала и на
любой срок в пределах календарного года.
62

Рефераты
621.565.004
Энергетическое сопоставление электро- и теплоисполь-
зующих холодильных установок. СОКОЛОВ Е. Я-,
ЗИНГЕР Н. М. «Холодильная техника» , 1972, № 5.
Предложена методика энергетического сопоставления
электро- и теплоиспользующих холодильных установок.
Определены области их энергетической эффективности
при источниках теплоснабжения: котельной и ТЭЦ с
различными начальными параметрами пара и параметрами
отборного пара турбин. Рассматривается возможность
^ снижения в летнее время тарифов на тепло, отпускаемое
из отборов турбин ТЭЦ для теплоиспользующих
холодильных установок. Таблица 1. Иллюстраций 2.
628.84
О выборе типа судовой системы комфортного
кондиционирования воздуха. ШИФРИН Е. И. «Холодильная
техника» , 1972, №• 5.
Приведена краткая характеристика различных типов
судовых систем комфортного кондиционирования воздуха,
указаны область их применения, сравнительные данные
по стоимости и даются рекомендации по выбору типа СКВ
для отечественных судов. Определяющим фактором при
выборе рекомендуется принимать район плавания судна.
Иллюстраций 4.
621.565.004.67
Трудоемкость ремонтных работ и численность
ремонтного персонала холодильных установок. БЕЖАНИШВИ-
ЛИ Э. М., XАЗАНОВ И. Г. «Холодильная техника»,
1972, № 5.
Приведена методика определения трудоемкости ремонта
аммиачных холодильных установок и численности
ремонтного персонала. Установлена доля среднегодовых
трудозатрат, приходящаяся на ремонт компрессорного
оборудования, теплообменной аппаратуры, запорной арматуры,
электрооборудования и приборов автоматики. Указаны
соотношения между общей трудоемкостью ремонта и
трудоемкостью отдельных видов ремонтных работ. Выявлено,
что —40% из общей среднегодовой трудоемкости
ремонтных работ приходится на профилактические осмотры.
Предложена номограмма для определения трудоемкости
ремонта и числа ремонтников в зависимости от холодо-
производительности и количества эксплуатируемых
компрессоров. Таблиц 4. Библиографий 7. Иллюстраций 2.
'621.572:621.564.25
Миниатюрная фреоновая холодильная машина. БЕ-
РОШВИЛИ А. И.ДИДАШЕЛИ А. Н., ГЕОРГАДЗЕ А.О.
«Холодильная техника», 1972, № 5.
Рассматривается конструкция миниатюрной фреоновой
холодильной машины с высокооборотным бессальниковым
компрессором. Прямоточный микрокомпрессор с щелевым
уплотнением поршня и всасывающими окнами вместо
всасывающих клапанов отличается высоким
коэффициентом подачи и повышенной надежностью в работе.
Библиографий 2. Иллюстраций 3.
621.565.92.001.4
Об испытаниях компрессора бытового холодильника
на воздухе. КРОПОТОВ Г. А., РУБИНШТЕЙН А. Б.,
ЮРКУС И. Н., ПЕРЕВОЩИКОВ В. Д., ПЛАСТИ-
НИНЮ. М., ГРАНКИН П. С, ОНОХИН Р. Д.
«Холодильная техника», 1972, № 5.
Приведены данные о влиянии температуры масла и
давления нагнетания на производительность компрессора
ДХ-1010 бытовых холодильников при заводских
испытаниях. Библиографий 4. Иллюстраций 3.
664.8.037.5
Замораживание жидких и пастообразных пищевых
продуктов в виде гранул. КАУХЧЕШВИЛИ Э. И.,
ИЛЮХИН В. В., КАТЮХИН В. А. «Холодильная техника»,
1972, № 5.
Рассмотрена спроектированная и изготовленная в
МТИММП установка для получения замороженных гранул
с применением каплегенератора в виде системы капилляров,
которые при определенной скорости истечения позволяют
получать одинаковые по размеру частицы. Таблиц 1.
Иллюстраций 3.
663.674.004.4
Изменение микрофлоры смеси для мороженого при
различных условиях ее хранения в танке. ДЕРБИНОВА Э. С.
«Холодильная техника», 1972, № 5.
Рассмотрен вопрос о допустимых сроках хранения
смеси для мороженого в охлаждаемых и неохлаждаемых
танках в зависимости от температуры. Дана оценка
различных условий хранения по микробиологическим
показателям. Таблиц 3. Библиографий 7.
628.84
Влияние цикличной работы автономного кондиционера
на относительную влажность воздуха в помещении. КРИЦ-
КИЙ Е. Д. «Холодильная техника», 1972, № 5.
Проанализированы факторы, влияющие на уровень
и колебания относительной влажности воздуха в
помещении при автоматическом поддержании температуры
воздуха автономным кондиционером в условиях
частичных тепловых нагрузок помещения. Даны рекомендации
по выбору номинальной холодопроизводительности
кондиционера и заданной температуры на терморегуляторе,
при которых средний уровень и колебания относительной
влажности воздуха в помещении будут находиться в
допустимых пределах, в то время как тепловая нагрузка
помещения и параметры наружного воздуха изменяются
в широком диапазоне. Библиографий 7. Иллюстраций 5.
621.565
О рациональном выборе параметров охлаждаемых
камер при периодических наружных тепловых воздействиях.
МАРТЫНЕНКО В. И., ОРЛОВ В. А. «Холодильная
техника» , 1972, № 5.
Предложена аналитическая зависимость для
определения требуемой холодопроизводительности установок,
предназначенных поддерживать постоянную температуру
в камере, в которой хранится или транспортируется груз.
Показано, что такой учет позволяет уменьшить
требуемые тепловые мощности. Таблица 1. Библиографий 6.
63

CONTENTS
СОДЕРЖАНИЕ
50th Anniversary of Formation of USSR
G. D. Gogadze. Refrigerating Economy of Georgian SSR . . 1
V. P. Valeiko, O. L. Georgobiani. Economic Effectiveness of
Applying Refrigeration in Fruit and Vegetable Canning
Industry of Georgian SSR 3
At Ministry of Meat and Dairy Industry of USSR
Generalized Socialist Pledges of Collectives of Enterprises
and Organizations of Ministry of Meat and Dairy Industry
of USSR for 1972 6
H. V. Airapetov. Economic Activities of Moscow Refrigeration
Combine No. 7. Under New Conditions 8
E. Y. Sokolov, N. M. Zinger. Energy Confrontation of
Electric and Heat—Consuming Refrigerating Plants ... 11
E. I. Shifrin. Selection of Type of Marine Comfort Air
Conditioning System 15
E. M. Bezhanishvili, I. G. Khazanov. Labour Consumption of
Repair Operations and Number of Repair Personel for
Refrigerating Plants 21
A. I. Beroshvili, A. N. Khidasheli, A. O. Georgadze. Miniature
Freon Refrigerating Machine . . .- 26
G. A. Kropotov, A. B. Rubinstein, I.N. Urkus, V. D. Pere-
vostchikov, U. M. Plastinin, P. S.Grankin, R. D. Onokhin
Tests of Domestic Refrigerator Compressor with Air ... 28
E. I. Kaukhcheshvili, V. V. Ilyukhin, V. A. Katyukhin.
Freezing of Liquid and Paste—Like Foodstuffs in Granul
Form 30
E. S. Derbinova. Alteration of Ice Cream Mix Microflora at
Different Storage Conditions in Tank 33
N. D. Zubova. State Standard for Ice Cream Corrugated
Cartons 36
ASSISTANCE FOR ECONOMIC EDUCATION
I. N. Oskin. On Improving Knowledge of Economy by
Students of Secondary Special Educational Institutions and
Improving Qualification of Economy Teachers .... 38
FROM DISSERTATIONS
E. D. Kritsky. Influence of Cyclic Operation of
Self—Contained Air Conditioner Upon Relative Humidity of Air
in Room 41
V. I. Martynenko, V. A. Orlov. Rational Selection of
Parameters of Refrigerated Rooms at Periodic External Thermal
Influence 45
NEW INVENTIONS 47
PRACTICE EXCHANGE
V. A. Zhilkin, M. E. Yusim. Automatic Control of Several
Units or Two-Stage Compressors with Common Intercooler 48
I. A. Rogozin. Circuit of Refrigerating Plant Oil System 49
V. A. Tskhai Oil-Free Horizontal Ammonia Compressor 50
CONSULTATION
M. N. Merteshov, A. I. Balandin. Utilization of Standard
Parts of Insulating Constructions. Insulation of Outside
Brick Walls of Cold Storage Warehouses 50
AT- INTERNATIONAL INSTITUTE OF REFRIGERATION
V. M. Shavra. Papers at Commission 7 of XIII International
Congress of Refrigeration 53
FOREIGN TECHNICAL NEWS
E. E. Karpis. Air Conditionig and Ventilation at Poultry
Breeding Buildings 56
REFERENCE DATA
V. L. Turetsky, I. M. Goldstein. Manual Freon Valves ... 60
Summaries 63
К 50-летию образования СССР
Г. Д. Гогадзе. Холодильное хозяйство Грузинской ССР . 1
В. П. Валейко, О. Л. Георгобиани. Экономическая
эффективность применения холода в плодоовощной и
консервной промышленности Грузинской ССР 3
В Министерстве мясной и молочной промышленности СССР
Обобщенные социалистические обязательства коллективов
предприятий и организаций Минмясомолопрома СССР
на 1972 г. 6
X. В. Айрапетов. Хозяйственная деятельность
Московского хладокомбината № 7 в новых условиях 8
Е. Я. Соколов, Н. М. Зингер. Энергетическое
сопоставление электро- и теплоиспользующих холодильных
установок 11
Е. И. Шифрин. О выборе типа судовой системы комфортного
кондиционирования воздуха 15
Э. М. Бежанишвили, И. Г. Хазанов. Трудоемкость
ремонтных работ и численность ремонтного персонала
холодильных установок 21
A. И. Берошвили, А. Н. Хидашели, А. О. Георгадзе. Ми- j
ниатюрная фреоновая холодильная машина .... 261
Г. А. Кропотов, А. Б. Рубинштейн, И. Н. Юркус, В. Д. Пе-
ревощиков, Ю. М. Пластинин, П. С. Гранкин,
Р. Д. Онохин. Об испытаниях компрессора бытового
холодильника на воздухе 28
Э. И. Каухчешвили, В. В. Илюхин, В. А. Катюхин.
Замораживание жидких и пастообразных пищевых
продуктов в виде гранул 30
Э. С. Дербинова. Изменение микрофлоры смеси для
мороженого при различных условиях ее хранения в танке . . 33
Н. Д. Зубова. ГОСТ на ящики из гофрированного картона
для мороженого 36
В ПОМОЩЬ ЭКОНОМИЧЕСКОМУ ОБРАЗОВАНИЮ
И. Н. Оськин. Об улучшении экономических знаний
учащихся средних специальных учебных заведений и о
повышении квалификации преподавателей экономики . . 38
ИЗ ДИССЕРТАЦИОННЫХ РАБОТ
Е. Д. Крицкий. Влияние цикличной работы автономного
кондиционера на относительную влажность воздуха в
помещении 41
B. И. Мартыненко, В. А. Орлов. О рациональном выборе
параметров охлаждаемых камер при периодических
наружных тепловых воздействиях 45
НОВЫЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ 47
ОБМЕН ОПЫТОМ
В. А. Жилкин, М. Е. Юсим. Автоматическое управление
несколькими агрегатами или компрессорами
двухступенчатого сжатия с общим промежуточным сосудом ... 48
И. А. Рогозин. Схема масляной системы холодильной
установки 49
В. А. Цхай. Горизонтальный аммиачный компрессор
работает без смазки цилиндра 50
КОНСУЛЬТАЦИЯ
М. Н. Мертешов, А. И. Баландин. Применение типовых
деталей изоляционных конструкций. Изоляция наружных
кирпичных стен холодильников 50
В МЕЖДУНАРОДНОМ ИНСТИТУТЕ ХОЛОДА
В. М. Шавра. Доклады на 7-й комиссии XIII
Международного конгресса по холоду 53
НОВОСТИ ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
Е. Е. Карпис. Кондиционирование и вентиляция воздуха
^и в птицеводческих зданиях 56
СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ -
В. Л. Турецкий, И. М. Гольдштейн. Ручные вентили для ™
фреона 60
Рефераты 63
РЕДАКЦИОННАЯ КОЛЛЕГИЯ: В. Ф. Лебедев (главный редактор), Д. Г. Рютов (зам. главного редактора), Л. Д. Акимова (зам.
главного редактора), Н. Д. Абрамов, Е. М. Агарев, А. В. Быков, П. В. Васильев, Б. С. Вейнберг, И. М. Гиндлин,
доктор техн. наук А. А. Гоголин, И. М. Калнинь, А. В. Кан, доктор техн. наук проф. Э. И. Каухчешвили,
Н. П. Коновалов, доктор техн. наук, проф. В. С. Мартыновский, М. Н. Мергешов, М. М. Позин, А. Н. Сергиенко,
доктор техн. наук, проф. Г. Б. Чижов, М. М. Шаповаленко, доктор техн. наук А. П. Шеффер, доктор техн. наук В. Б. Якобсон
Адрес редакции: 125422, Москва, А-422, ул. Костикова, 12. Телефон 250-00-34 доб. 49
Технический редактор Н. Н. Зиновьева
Издательство «Пищевая промышленность»
Т = 08624. Сдано в набор 12/IV 1972 г. Подп. к печ. 6/V 1972 г. Объем 4 п. л. Уч.-изд. л. 8,12.
Формат 84x108 1/16. Тираж 17470 экз. Заказ 631. Цена 50 коп.
Усл. л. 6,72.
Чеховский полиграфкомбинат Главполиграфпрома Комитета по печати при Совете Министров СССР
г. Чехов Московской области