/
Теги: пневмоэнергетика машины и инструменты холодильная техника холодильное оборудование журнал холодильная техника
ISBN: 0023-124X
Год: 1983
Текст
ЕЖЕМЕСЯЧНЫЙ
НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЙ
И ПРОИЗВОДСТВЕННЫЙ
ЖУРНАЛ
МИНИСТЕРСТВА
МЯСНОЙ И МОЛОЧНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ СССР
ВСЕСОЮЗНЫЙ
НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ
И КОНСТРУКТОРСКО-
ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ
ИНСТИТУТ
ХОЛОДИЛЬНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ
МОСКВА ИЗДАТЕЛЬСТВО -ЛЕГКАЯ И ПИЩЕВАЯ ПРОМЫШЛЕННОСТЬ-
1983
ИЗДАЕТСЯ С 1923 ГОДА
СОДЕРЖАНИЕ
РЕШЕНИЯ XXVI СЪЕЗДА КПСС
В ЖИЗНЬ!
За экономию сырьевых, топливно-энергетических и других
материальных ресурсов
Быков А. В. Задачи холодильного машиностроения по
экономии энергетических, материальных и трудовых
ресурсов 2
Калнинь И. М., Швац А. И., Зискин Г. Д. Холодильная
система с винтовым компрессором и двухступенчатым
дросселированием хладагента 7
Гросман Э. Р., Шаврин В. С, Ткачук А. П., Шмуйлов Н. Г.,
Полищук В. П. Промышленный абсорбционный бро-
мистолитиевый холодильный агрегат со ступенчатой
регенерацией раствора 10
Чайковский В. Ф., Бурдо О. Г., Смирнов Г. Ф. Новые
конструкции теплоиспользующих генераторов холода 13
Вайн штейн Я. Л. Методика расчета компаундных схем
холодильных установок 17
Быков А. В., Гоголин В. А., Товарас Н. В. Исследование
тепломассопереноса и гидродинамики в испарительном
конденсаторе 20
Кашкин М. П., Бежанишвили Э. М., Милованов В. И.
Анализ износостойкости поршневых компрессоров
малых холодильных машин 26
Реализация Продовольственной программы СССР —
важнейшая задача пятилетки
Чумак И. Г., Кочетков В. П., Нуждин А. С, Новиков М. М.
Перспективы создания новой холодильной техники для
агропромышленного комплекса 33
НАУКА, ТЕХНИКА, ТЕХНОЛОГИЯ
Дорошенко А. В., Ржепишевский К. И. Рабочие
характеристики компактных косвенно-испарительных
воздухоохладителей 38
Абрамов А. С, Бондарев И. Т., Мельцер Л. 3.,
Мельник В. В. Исследование высокотемпературной части
воздушной турбохолодильной машины 43
В порядке обсуждения
Марьямов А. Н., Бородянский Б. М. К решению задач
оптимизации в холодильном машиностроении 47
ОБМЕН ОПЫТОМ
Кабаков А. Н., Несвицкий А. А. Пути снижения
энергозатрат при использовании аппаратов воздушного
охлаждения в холодильных установках 49
Галимова Л. В. Использование агрегата АБХА-2500 для
отопления на Астраханском заводе резиновой обуви 51
Песков П. П., Блувштейн Н. Д. Устранение заклинивания
компрессоров бытовых холодильников 53
37, 48, 55, 60
57
ИЗОБРЕТЕНИЯ
КРИТИКА И БИБЛИОГРАФИЯ
Клецкнй А. В. Полезный справочник
ХРОНИКА
Третья Всесоюзная научно-техническая конференция по
холодильному машиностроению в Одессе 59
Репортаж с выставки
Холодильное оборудование финской фирмы «Поркка» 61
РЕФЕРАТЫ 62
CONTENTS
DECISIONS OF XXVI CONGRESS OF CPSU — INTO LIFE!
For Economy of Raw Material, Fuel-Energy and Other
Materiel Resources
Bykov A. V. Tasks of Refrigerating Machine-Building for
Econonm^of Energy, Material and Labour Resources 2
Kalnin tjpi;, Shvarts A. I., Ziskin G. F. Refrigerating
System with Screw Compressor and Two—Stage
Throttling of Refrigerant 7
Grosman E. R., Shavrin V. S., Tkachuk A. P., Shmuilov N. G.,
Prlishchuk V. P. Industrial Lithium-Bromide Absorption
Refrigerating LJnit^ with Stage Regeneration of Solution 10
Chaikovsky V. F., Bur do O. G., Smirnov G. F. New Designs
of Heat-Utilizing Generators of Refrigeration 13
Winestein Y. L. Method of Calculating Compound Circuits
of Refrigerating Plants 17
Bykov A. V., Gogolin V. A., Tovaras N. V. Investigation
of Heat-Mass Transfer and Hydrodynamics in
Evaporative Condenser 20
Kashkin M. P., Bezhanishvili E. M., Milovanov V. I.
Analysis of Wear Resistance in Reciprocating
Compressors of Small Refrigerating Machines 26
Realization of Food Program of USSR — Most Important
Task of Five-Year Plan
Chumak I. G., Kochetov V. P., Nuzhdin A. S., Novikov M. M.
Prospects of Creating New Refrigerating Machinery for
Agroindustrial Complex 33
SCIENCE, ENGINEERING, TECHNOLOGY
Doroshenko A. V., Rzhepishevsky K. I. Operating
Characteristics of Compact Indirect-Evaporative Air Coolers 38
Abramov A. S., Bondarev I. Т., Meltser L. Z., Melnik V. V.
Investigation of High-Temperature Part of Air Turbo-
Refrigerating Machine 43
For Discussion
Maryamov A. N., Borodyansky В. M. Solution of
Optimization Problems in Refrigerating Machine-Building 47
PRACTICE EXCHANGE
Kabakov A. N., Nesvitsky A. A. Methods of Reducing
Energy Consumption When Utilizing Air-Cooled
Apparatuses in Refrigerating Plants 49
Galimova L. V. Utilization of Unit ABKA-2500 for Central
Heating at Astrakhan Rubber Foot-Wear Factory 51
Peskov P. P., Bluvstein N. D. Elimination of Seizure in
Compressors of Domestic Refrigerators 53
INVENTIONS
BOOK REVIEW
Kletsky A. V. Useful Handbook
MISCELLANY
37, 48, 55, 60
57
3rd All-Union Scientific-Technical Conference on
Refrigerating Machine-Building in Odessa 59
Report From Exhibition
Refrigerating Equipment of Finnish Company "Porkka" 61
SUMMARIES 62
) Издательство «Легкая и пищевая промышленность», «Холодильная техника», 1983 г.
УДК 621.514.54.012.4-146.2
ХОЛОДИЛЬНАЯ СИСТЕМА
С ВИНТОВЫМ КОМПРЕССОРОМ
И ДВУХСТУПЕНЧАТЫМ
ДРОССЕЛИРОВАНИЕМ
ХЛАДАГЕНТА
Канд. техн. наук И. М. КАЛНИНЬ,
канд. техн. наук А. И. ШВАРЦ, Г. Ф. ЗИСКИН
В одноступенчатых холодильных
машинах с маслозаполненными винтовыми
компрессорами можно достигнуть
высоких степеней повышения давления (до
л =17). Однако с увеличением разности
температур конденсации и кипения
снижается энергетическая эффективность
холодильной машины, что связано с
ростом дроссельных потерь в цикле и
снижением КПД самого компрессора [4].
Для снижения дроссельных потерь
применяют холодильные циклы с
двухступенчатым дросселированием
хладагента. Особенности конструкции
винтового компрессора позволяют
осуществить эти циклы в одной ступени.
Схемы и теоретические термодинамические
циклы в i, р-диаграмме приведены на
рис. 1.
Теоретические основы и
целесообразность создания винтовых
низкотемпературных холодильных машин,
работающих по циклу с двухступенчатым
дросселированием, рассмотрены в
работе [2]. В продолжение этой работы
СКВ по компрессоростроению
совместно с ВНИИхолодмашем были
проведены экспериментальные исследования
\кд иЧ
1
1/
РВ
Лв sl/j
1/2
1 s Г
р
Рн
Рпр
Ро
РВ
'/
В
А
'б
^ 1
?
кг
п1
Рис. I. Принципиальные схемы и теоретические
циклы холодильной машины с винтовым
одноступенчатым компрессором и двухступенчатым
дросселированием хладагента:
КМ — винтовой компрессор; КД — конденсатор; РВ —
регулирующий вентиль; П01, П02 — промежуточный охладитель
жидкости, соответственно имеющий теплообменную
поверхность и не имеющий ее
одноступенчатого- винтового
компрессора, работающего в схеме
двухступенчатого дросселирования хладагента.
Эффективность системы оценивали по
относительной холодопроизводитель^
ности Q0, относительной мощности N
и относительному холодильному
коэффициенту ~ге (отношениям холодопро-
изводительности, мощности и
холодильного коэффициента в цикле с
двухступенчатым дросселированием к их
значениям в простейшем одноступенчатом
цикле).
Исследованный винтовой
холодильный компрессор работал на хладагенте
R22. Характеристики компрессора:
теоретическая объемная
производительность 0,24 м3/с, рабочий диапазон
температур кипения 233—248 К и
конденсации до 315 К, геометрическая степень
сжатия 5.
Исследования проводили на
экспериментальном стенде, выполненном по
полному циклу холодильной машины.
В процессе экспериментов
определяли оптимальное место подвода в
компрессор подсасываемого
промежуточного пара, исходя из. условия получения
максимального холодильного
коэффициента.
В известных конструкциях подвод
промежуточного пара в парную полость
сжатия осуществляется цадиально чет
рез корпус компрессора. В
исследованном винтовом компрессоре пар
подводили через специально
спрофилированные отверстия в проставках,
установленных со стороны нагнетания
компрессора. В этих же проставках
выполнены окна нагнетания. Такое решение
позволяет унифицировать компрессоры,
тредназначенные для работы с
промежуточным подсосом, и компрессоры,
работающие в цикле одноступенчатого
дросселирования. Компрессоры
отличаются только проставками. Таким
образом, сохранены принципы, принятые
при разработке отечественного
унифицированного ряда холодильных
винтовых компрессоров [1,3].
Следовало ожидать, что
расположение отверстий для подвода
промежуточного пара на торцевой поверхности
корпуса позволит получить
одновременно и более высокие энергетические
показатели компрессора. Это обусловлено
тем, что при прохождении вершин
зубьев роторов (в особенности ведущего)
через отверстие на цилиндрической
поверхности корпуса газ перетекает из
7
впереди идущей полости более высокого
давления в соседнюю полость сжатия.
Если же отверстие расположено на
торцевой поверхности корпуса, то оно
перекрывается торцевыми поверхностями
зубьев винтов и соединение соседних
полостей исключается.
Испытания подтвердили, что в случае
подачи промежуточного пара через
проставки на торце корпуса выигрыш
в относительном холодильном
коэффициенте ге составляет примерно 5% во
всем исследованном диапазоне
изменения температур кипения (рис. 2). На
различных режимах (Т0 = 233^-248 К,
7^ = 303-^313 К) были сняты
характеристики компрессора при разных
угловых положениях отверстия в простав-
ках, определяющих давление
подаваемого в компрессор промежуточного
пара.
На рис. 3 показана зависимость
относительного холодильного
коэффициента от среднего давления в парной
полости для режима Г0 = 233 К, 7^=308 К.
Аналогичные зависимости получены и
на других режимах. Для каждого из них
определено давление в парной полости
(а следовательно, месторасположение
отверстий в проставках), при котором
получается наибольший выигрыш в
холодильном коэффициенте.
Как показали результаты
экспериментов, максимальный относительный
холодильный коэффициент превышает
теоретическое значение на ~4%, а
промежуточное давление, соответствующее
Ёетах» смещено в сторону меньших дав-
лений. Это свидетельствует о
повышении индикаторного КПД компрессора
при дополнительном подводе холодного
пара. Более низкая температура
подсасываемого пара, охлаждающего
паром асляную смесь в полости сжатия,
и большее его относительное
количество, имеющие место при пониженном
промежуточном давлении, с избытком
компенсируют некоторое снижение
эффективности термодинамического цикла.
Детальный количественный анализ
влияния этих факторов на
эффективность процесса сжатия будет возможен
по результатам проводимого в
настоящее время индицирования винтового
компрессора. Одновременно на ЭВМ по
специальной программе выполняются
расчет рабочего процесса и построение
индикаторной диаграммы.
Математическая модель построена на основе
термодинамического процесса с переменной
ее
1,2
1,1
1,0
г
230 235 2Ь0 2WT0lK
Рис. 2. Зависимость относительного холодильного
коэффициента ге от температуры кипения Т0:
1 — подвод подсасываемого пара радиально через корпус,
2 ... то же, через проставки
/,2
U
1,0
\1 у
\ *
^
*'
\S~~~ 1
Ц2
0,3 рап,МПа
Рис. 3. Зависимость относительного холодильного
коэффициента ё от давления в парной полости
РППG-0=233КЛК=308К):
теоретическая; экспериментальная
массой, она учитывает внутренние
перетечки пара, а также подачу
дополнительного пара промежуточного
давления.
Численный эксперимент и
сопоставление его результатов с данными
испытаний позволят уточнить влияние
основных факторов применения
двухступенчатого дросселирования в винтовых
компрессорах.
По результатам экспериментальных
исследований для каждой температуры
конденсации построены номограммы,
с помощью которых можно оценить
эффективность применения схемы с
двукратным дросселированием для любого
одноступенчатого компрессора,
работающего на R22.
На рис. 4 показана номограмма для
7^ = 308 К. В ее нижней части
приведены зависимости рп П + Артр (рп. п —
давление в парной полости, Лртр —
потери давления в подводящем тракте)
от температуры кипения Т0. Сплошной
линией обозначена зависимость при
отсутствии потерь Дртр. В верхней правой
части номограммы построены зависимо-
8
N ft2
ЙЖТ
Ц2 0,3 0,<t 0,5 0,6
Рп.п+ДРтр,МПа
Рис. 4. Номограмма для определения
относительных характеристик компрессора,
работающего с двухступенчатым дросселированием
(Гк = 308К)
сти относительного количества
подсасываемого пара а от его
промежуточного давления рпр и относительной хо-
лодопроизводительности Q0 от а, первая
- из которых получена по известным
соотношениям с использованием
диаграммы состояния, а вторая—
экспериментально. Зависимость Q0 от а
подтверждает, предложенное в работе [2]
соотношение Q0 = 1 -f a.
Порядок работы с номограммой
следующий. По заданной температуре
кипения Т0 находят давление в парной
полости рп п, которое одновременно
определяет месторасположение отверстий
для подвода подсасываемого пара. За-
давясь величиной потерь в подводящем
тракте Артр, узнают значение рп п +
+ Дртр, которое равно промежуточному
давлению рпр. Далее находят
относительное количество подсасываемого
пара а, относительную холодопроизводи-
тельность Q0, относительную мощность
N По отношению Q0/N устанавливают
относительный холодильный
коэффициент гР
ЩВт
200]
100
1,0
I I —»*** I
Г" —.+-—¦* "¦"*"""" и
225
230
235
2W Т0,Н
Q0 и холодильного коэффициента ее от
температуры кипения Г0 G^ = 308 К):
двукратное дросселирование;
ший одноступенчатый цикл
простей'
По результатам проведенных
исследований СКБК и ВНИИхолодмашем
спроектирован и изготовлен опытный
образец агрегата для работы в схеме
с двукратным дросселированием.
На рис. 5 приведены
экспериментальные характеристики этого агрегата,
а также агрегата, работающего в
цикле обычного одноступенчатого сжатия,
при минимальной температуре
конденсации C08 К). При этом расположение
отверстия для подвода промежуточного
пара выбрано из условия получения
максимального выигрыша в
холодильном коэффициенте на спецификацион-
ном режиме: Г0 = 233 К, Гк = 308 К.
Агрегаты успешно прошли испытания
и сданы междуведомственной комиссии.
Список использованной литературы
1 А. с. 545750 (СССР).
2. Анализ эффективности двухступенчатого
дросселирования в схеме с одноступенчатым
винтовым компрессором / А. В. Быков,
И. М. Калнинь, Г. А Канышев и др.—
Холодильная техника, 1976, № 6, с. 10—14.
3. Освоение холодильных винтовых
компрессоров / А. В. Быков, И. М. Калнинь, Г. А.
Канышев и др.— Холодильная техника, 1974, №2,
с. 8—13.
4. Розенфельд Л. М., Ткачев А. Г
Холодильные машины и аппараты. М., Госторгиздат,
1960, 656 с.
9
УДК 621.575-935.4-146.2
ПРОМЫШЛЕННЫЙ
АБСОРБЦИОННЫЙ
БРОМИСТОЛИТИЕВЫЙ
ХОЛОДИЛЬНЫЙ АГРЕГАТ
СО СТУПЕНЧАТОЙ
РЕГЕНЕРАЦИЕЙ РАСТВОРА
Канд. техн. наук Э. Р. ГРОСМАН,
В. С. ШАВРИН, А. П. ТКАЧУК
Институт технической теплофизики АН УССР
Канд. техн. наук Н. Г. ШМУЙЛОВ,
В. П. ПОЛ ИЩУ К*
ВНИИхолодмаш
Одним из направлений повышения
эффективности использования
абсорбционных бромистолитиевых
холодильных машин, способствующих
расширению областей их применения, является
внедрение ступенчатой регенерации
раствора путем применения
высокотемпературных греющих источников.
В этом случае в схему машины
включается ступень генератора высокого
давления (в. д.). Греющая среда
подводится в генератор в. д., где
осуществляется частичное выпаривание
раствора. Довыпаривание раствора
происходит в генераторе низкого давления
(н. д.) за счет теплоты конденсации
паров хладагента в. д., отводимых из
генератора в. д. Ступенчатая
регенерация позволяет снизить потребление
греющей среды в 1,7 раза,
охлаждающей воды в 1,2—1,3 раза и повысить
эффективность м'ашин этого типа в
системах котельных и при использовании
промышленных отборов турбин ТЭЦ.
Новое решение схемы ступенчатой
регенерации [1] представило
возможность выполнить ступень генератора
в. д. в виде отдельной приставки.
На киевском заводе «Вулкан» для
удовлетворения технологических нужд
предприятия в холодной воде с
температурой порядка 10—12 °С устаревшая
аммиачная компрессионная
холодильная машина была заменена двумя
абсорбционными бромистолитиевыми
агрегатами АБХА-2500-2В (головного
образца) со ступенчатой регенерацией
раствора. Они созданы на базе
серийных агрегатов АБХА-2500 путем их
дополнительного оснащения
высокотемпературными приставками.
Высокотемпературная приставка
конструктивно выполнена в виде единого
блока, состоящего из генератора в. д.,
*В работе принимали участие Н. И. Осад-
чий и В. И. Степура (киевский завод «Вулкан»)
теплообменника растворов в. д.,
подогревателей слабого раствора,
гидрозатворов и запорной сильфонной
арматуры.
Генератор в. д.— кожухотрубный
горизонтальный аппарат длиной 6700 и
диаметром 1100 мм. Теплообменная
поверхность генератора набрана из труб
диаметром 25x2 мм и равна 203 м2.
Теплообменник растворов в. д.
коробчатый, многоходовой аппарат
поверхностью теплообмена 147 м2. В качестве
подогревателей слабого раствора
использованы три стандартных
теплообменника ТНГ-157 поверхностью 10 м2.
Общая масса аппаратов 10,3 т.
Высокотемпературную приставку
устанавливают на дополнительном
фундаменте на отметке 2500 мм
параллельно блоку абсорбер-испаритель.
Расстояние между осями фундаментов
агрегата и приставки 3000 мм, размеры
площадки, занимаемой приставкой,—
8000X2000 мм.
Приставка заполняется раствором
бромистого лития в количестве 2 т.
На рис. 1 приведена
принципиальная схема агрегата.
АБХА -2500
Рис. 1. Принципиальная схема холодильного
агрегата АБХА-2500-2В:
АБ — абсорбер; И — испаритель; ГЗ — гидрозатвор; Г2 — ie-
нератор н. д.; КД — конденсатор; П1, П2 — подогреватель
слабого раствора; Г1 — генератор в. д.; Т01 — теплообменник
растворов в. д.; Т02 — теплообменник растворов н. д.; Н —
циркуляционный насос
10
Агрегаты АБХА-2500-2В созданы
совместно ВНИИхолодмашем и Институ
том технической теплофизики АН УССР
на основе проведенных ранее
исследований [1—4] и изготовлены НПО
«Пензхиммаш». Пуско-наладочные
работы были выполнены указанными
институтами и заводом «Вулкан».
Всесторонние испытания агрегатов
подтвердили их проектные
энергетические показатели — величина
теплового коэффициента находилась в
пределах 1,18—1,25, т. е. была в 1,7 раза
выше, чем у серийных агрегатов
АБХА-2500. При этом на 20—25%
снижен расход охлаждающей воды.
Генератор в-, д. обогревали паром с
давлением 0,8 МПа, температура воды
после градирни была 25—29 °С. При этих
условиях холодопроизводительность
агрегатов составила 2600—2200 кВт.
Агрегат АБХА-2500-2В работает по
схеме с разделением потоков
абсорбента. Рабочие процессы в агрегате
протекают следующим образом.
В трубном пространстве испарителя
И циркулирует технологическая вода,
которая отдает тепло кипящему на
наружной поверхности труб хладагенту и
охлаждается. Образовавшиеся пары
хладагента направляются в абсорбер
АБ, где поглощаются раствором
бромистого лития. Слабый раствор
бромистого лития насосом Н подается в
теплообменник растворов н. д. Т02, затем
разделяется на два потока. Первый
проходит теплообменник растворов в. д.
Т01, подогреватель П2 и попадает в
генератор в. д. Г1У где выпаривается до
конечной концентрации в процессе
теплообмена с внешним источником тепла
повышенного потенциала. Второй поток
направляется в генератор н. д. Г2, в
котором выпаривается и восстанавливает
свою концентрацию за счет тепла,
выделяющегося при конденсации
вторичного пара, образовавшегося в
генераторе в. д. Раствор, восстановивший
свою концентрацию в генераторах Г1
и Г2, смешивается в трубопроводе,
проходит теплообменник растворов Т02 и
возвращается в абсорбер. Пар из
генератора н. д. Г2 конденсируется в
конденсаторе КДу а образовавшийся
конденсат смешивается с конденсатом
вторичного пара из генератора П и
через гидрозатвор ГЗ направляется в
испаритель И. Подогреватели слабого
раствора П1, П2 установлены на линиях
подачи слабого раствора в генераторы
в. д. и н. д. в целях снижения
температуры конденсата греющего пара.
Основным преимуществом такой
схемы перед традиционными схемами
АБХА с последовательным
прохождением раствора через генераторы в. д.
и н. д. является нагрев до высшей
температуры кипения в генераторе
в. д. не всего слабого раствора, а
только его части — примерно 55—60%.
В результате тепловая нагрузка на
теплообменную группу снижается в
2 раза, а расход внешнего тепла на
3—5%, что позволяет уменьшить
общую металлоемкость и повысить
тепловой коэффициент холодильного
агрегата.
Кроме того, разделение слабого
раствора на два параллельных потока
позволяет осуществить схему со
ступенчатой регенерацией раствора при
минимальных капитальных затратах,
так как обвязка базового агрегата
АБХА-2500 остается практически без
изменений и отпадает необходимость
устанавливать более мощный насос для
подачи слабого раствора на
регенерацию, что неизбежно при прохождении
всего количества циркулирующего
слабого раствора через генератор в. д.
В процессе испытаний в целях
получения данных, необходимых для
сведения внутреннего и внешнего балансов,
в дополнение к штатным
измерительным приборам один агрегат был
дооборудован специальными устройствами
для измерения расхода
циркулирующего хладагента, отбора проб слабого,
крепкого и смешанного растворов,
измерения температур потоков на входе
и выходе каждого аппарата, упругости
паров хладагента в аппаратах.
Температуру потоков измеряли
термометрами с ценой деления 0,1 °С,
которые устанавливали в термометровых
гильзах, упругость паров хладагента —
ртутными дифференциальными
манометрами и образцовыми мановакуум-
метрами; расход хладагента —
мерными сосудами, установленными на
линиях подачи конденсата из
конденсатора в испаритель и конденсата
вторичного пара из трубного пространства
генератора н. д. в конденсатор.
Концентрацию раствора определяли по его
плотности, которую находили с помощью
денсиметров.
Агрегат заполняли ингибированным
раствором бромистого лития, рН
свежеприготовленного раствора 10,5.
И
Агрегаты испытывали в
промышленных условиях, поэтому диапазон
изменения холодопроизводительности,
внутренних и внешних параметров цикла
был ограничен.
В таблице приведены показатели
работы агрегата в трех наиболее
характерных режимах работы. Показания
приборов снимали при установившемся
режиме работы агрегата с интервалом
в 30 мин.
Действительный цикл агрегата в I,
^-диаграмме [5] для режима № 1
представлен на рис. 2. Особенностью этого
режима является равенство
концентраций раствора, выходящего из
генераторов в. д. и н. д.
Массообменный напор в абсорбере,
определяемый как разность между уп-
Показатели
Температура, °С
кипения хладагента в
испарителе
конденсации
вторичного пара в
генераторе н. д.
в конденсаторе
слабого раствора
на выходе из абсорбера
на выходе из
теплообменника н. д.
на выходе из
теплообменника в. д.
на входе в генератор в. д.
на входе в генератор н. д.
крепкого раствора
в генераторе в. д.
на выходе из
теплообменника в. д.
в генераторе н. д.
после смешения
смешанного раствора
на входе в абсорбер
охлаждающей воды
на входе в абсорбер
на входе в конденсатор
на выходе из
конденсатора
Концентрация раствора, %
слабого
после генератора в. д.
после генератора н. д.
смешанного
Давление греющего пара,
МПа
Тепловая нагрузка, кВт, на
испаритель
абсорбер
конденсатор
генератор в. д.
подогреватель в. д.
подогреватель н. д.
Тепловой коэффициент j
Коэффициент теплопередачи
в генераторе в. д Вт/ (м2 • К)
Режим работы
1
7,1
96,8
35,8
37,8
75,3
119,1
130,0
91,4
156,0
115,2
88,3
104,0
59,0
27,0
32,0
34,4
57,2
62,1
62,0
62,04
0,76
3169
3793
1827
2290
150
230
1,186
590
2
8,9
88,1
34,0
33,7
76,3
114,1
120,0
92,8
139,0
108,4
86,3
102,0
56,0
24,6
29,8
32,3
55,0
58,5
62,2
59,6
0,55
2712
3259
1566
1992
125
198
1,21
480
1 з
9,7
98,2
38,0
39,7
75,8
118,4
133,0
94,0
154,0
116,2
90,3
105,0
58,0
29,0
33,8
36,2
56,2
60,5
62,2
61,3
0,69
2842
3398,8
1693,6
2006
142
162
1,23
620
ia *>r t
Рис. 2. Действительный цикл АБХА-2500-2В в
/, ^-диаграмме:
р?, р?—давление паров в генераторах соответственно
в. д. и н. д.; ?а — концентрация слабого раствора;
\г — концентрация крепкого раствора; Л^, Д?" — недовыпа-
ривание раствора в генераторах соответственно в. д. и н. д.;
Д?а — недонасыщение
ругостью паров в аппарате и
упругостью, равновесной раствору в конце
процесса абсорбции, составил 0,1 —
0,18 кПа @,8—1,5 мм рт. ст.), что
соответствовало недонасыщению Д?а = 1 ч-
¦5-1,5%.
Перегрев крепкого раствора по
отношению к равновесной температуре в
генераторе в. д. был равен 1,5—2 °С,
в генераторе н. д.— 4ч-6°С, что
соответствует недовыпариванию в этих
аппаратах 0,5% и 2%. Коэффициенты
теплопередачи в аппаратах АБХА
соответствовали проектным значениям.
Тепловой коэффициент холодильного
агрегата определяли как отношение
полезной холодопроизводительности к
количеству подведенного тепла. При этом
учитывали тепло, отводимое от
конденсата греющего пара в подогревателях
слабого раствора.
В процессе испытаний агрегата
контролировали степень очистки вторичного
пара от капель раствора, выходящего
из генератора в. д. С этой целью
систематически отбирали пробы конденсата
вторичного пара и определяли его соле-
содержание. Кроме того, периодически
измеряли плотность хладагента в
поддоне испарителя.
Установлено, что при низких концент-
12
рациях слабого раствора (менее 52%)
подогревать и выпаривать раствор
необходимо при малых температурных
напорах, так как форсированный подогрев
приводит к попаданию раствора в
коллектор вторичного пара и его уносу.
При рабочих концентрациях раствора
и среднелогарифмическом
температурном напоре до 25 °С унос раствора
не был обнаружен.
Промышленные испытания в течение
300 ч непрерывной работы показали,
что агрегат устойчив в работе в
указанном диапазоне температур кипения
хладагента и охлаждающей воды и
прост в обслуживании. За время
работы агрегата водородный показатель
раствора практически не изменился, что
свидетельствует о надежной защите
теплообменных поверхностей аппарата
от коррозионного воздействия раствора.
Экономия топлива от внедрения
одного агрегата АБХА-2500-2В при 4000 ч
его работы в год составляет 880 т усл.
топлива.
Серийное производство агрегатов
АБХА-2500-2В намечено на 1983 г
Список использованной литературы
1. А. с. 631760 (СССР).
2. Быков А. В., Шмуйлов Н. Г., Д р а н-
ковский И. К. Высокотемпературные
абсорбционные бромистолитиевые агрегаты для
производства холода и тепла.— Холодильная
техника, 1982, № 6, с. 25—28.
3. Гросм а н Э. Р., Шаврин В. С.
Экспериментальное исследование процессов
абсорбционной холодильной установки со ступенчатой
регенерацией раствора.— Холодильная
техника, 1979, № 5, с. 12—16.
4. Г р о с м а н Э. Р., Ш а в р и н В. С. Повышение
эффективности абсорбционных
трансформаторов тепла.— Холодильная техника, 1982, № 6,
с. 28—31.
5. Lower H.— Kaltetechnik, 1961, Bd. 13, № 5,
S. 178—184.
УДК [621.565.9:621.176] :629
НОВЫЕ КОНСТРУКЦИИ
ТЕПЛОИСПОЛЬЗУЮЩИХ
ГЕНЕРАТОРОВ ХОЛОДА
Д-р техн. наук, проф. В. Ф. ЧАЙКОВСКИЙ,
канд. техн. наук О. Г. БУРДО
Одесский технологический институт пищевой
промышленности им. М. В. Ломоносова
Д-р техн. наук, проф. Г. Ф. СМИРНОВ
Одесский технологический институт холодильной
промышленности
Утилизация низкотемпературного
тепла на транспортных средствах и в
системах с современной теплонапряжен-
ной аппаратурой становится важной
технической задачей. Компактные теп-
лоиспользующие генераторы холода
могут повысить энергетическую
эффективность и обеспечить потребность
в холоде систем кондиционирования,
охлаждения и термостатирования.
Известные конструкции абсорбцион-
но-диффузионных холодильных
агрегатов очень чувствительны к
изменению ориентации, а
термоэлектрические холодильники требуют
специальных источников питания и
отличаются низкими энергетическими
коэффициентами. Поэтому оправданы поиски
новых технических решений теплоис-
пользующих генераторов холода
небольшой производительности.
Перспективной представляется
конструкция пароэжекторного генератора
холода с капиллярно-пористой
внутренней поверхностью. Использование
капиллярно-пористой структуры
позволяет рационально скомпоновать
элементы пароэжекторного холодильного
устройства, упростить конструкцию,
повысить ее надежность.
На рис. 1 показан такой
компактный пароэжекторный генератор
холода [1]. Он состоит из корпуса У,
внутренняя поверхность стенок
которого имеет капиллярно-пористую
структуру, парогенератора 5, конденсатора 2,
пароструйного эжектора 3,
вмонтированного в перегородку 4У испарителя 7.
Приемная камера эжектора связана с
испарителем 7 паропроводом 6. Таким
образом, связь паровых объемов
парогенератора, конденсатора и испарителя
Рис. 1. Схема компактного пароэжекторного
генератора холода:
/ — корпус; 2 — конденсатор; 3 — пароструйный эжектор,
4 — перегородка; 5 — парогенератор; 6 — паропровод; 7 — ис
паритель
13
осуществляется через эжектор, как
в известных схемах пароэжекторных
холодильных машин.
Капиллярно-пористая структура
выполняет роль конденсатного насоса
и жидкостного трубопровода между
конденсатором и парогенератором, а
также роль дроссельного устройства
между конденсатором и испарителем.
Кроме того, капиллярно-пористая
структура существенно
интенсифицирует процессы тепломассообмена в
испарителе, конденсаторе и
парогенераторе.
Под действием тепла, подведенного
к парогенератору, из
капиллярно-пористой структуры испаряется жидкость,
превращаясь в пар. Он является
рабочим паром в активном сопле
пароструйного эжектора, который
отсасывает пар из испарителя. Смесь холодных
и горячих паров через диффузор
эжектора направляется в зону отвода
тепла, в кондесатор, где сжижается,
после чего жидкость по
капиллярно-пористой структуре возвращается в зоны
парогенератора и испарителя.
Постоянный отсос инжектируемого
пара из испарителя обеспечивает в нем
пониженное давление и низкую
температуру. Подача жидкого теплоносителя
в парогенератор и поддержание
повышенного давления рабочего пара
осуществляются за счет капиллярного
напора.
Применение капиллярно-пористой
структуры из спеченного
металлического порошка (диаметр пор порядка
1 мкм, пористость 60%) может
обеспечить коэффициент эжекции, равный
0,14 при использовании в качестве
теплоносителя метана и 0,2 — при
использовании воды. Таким образом,
холодопроизводительность устройства
на 100 Вт подведенного тепла
составляет соответственно 14 и 20 Вт.
Для расчета параметров эжектора
используют методику [7], а
необходимый капиллярный напор определяют
из уравнения:
где рп и рк — давление соответственно в
парогенераторе и конденсаторе;
Д/?ж — гидравлическое сопротивление
при движении жидкости в
капиллярно-пористой структуре.
Радиус пор, обеспечивающий
необходимое капиллярное давление,
вычисляют по формуле:
где о коэффициент поверхностного натяжения
жидкости.
Повышение коэффициента эжекции и,
как следствие, холодопроизводитель-
ности генератора холода возможно
путем выбора рационального
теплоносителя, увеличения капиллярного
потенциала пористой структуры,
совершенствования низконапорных эжекторов.
На транспортных средствах для
охлаждения вращающихся объектов
может быть использован ротационный
эжекторный генератор холода [2],
схема которого приведена на рис. 2.
Устройство содержит
парогенератор /, отделенный стенкой от
конденсатора 2, выполненного в виде
конуса. В стенке по оси
конденсатора установлен пароструйный эжектор 3.
У торца конденсатора расположен
испаритель 4, соединенный паропроводом
с приемной камерой эжектора.
Внутренние поверхности стенок парогенератора
и испарителя имеют
капиллярно-пористую структуру.
При вращении корпуса конденсат
по конической поверхности движется
в сторону большего диаметра — к
парогенератору. Жидкость смачивает
капиллярно-пористую структуру
парогенератора и при подводе тепла
испаряется. Образовавшийся пар с
большой скоростью проходит через сопло
в камеру смешения эжектора и
отсасывает пар из испарителя. Смесь
паров поступает в конденсатор, где
сжижается. Жидкость частично
подпитывает капиллярно-пористую структуру
Рис. 2. Схема ротационного эжекторного генера-,
тора холода:
/ — парогенератор; 2 — конденсатор; 3 пароструйный эжек
тор; 4 — испаритель
14
испарителя, а основной поток
движется под действием центробежных сил
к парогенератору.
Использование центробежных сил,
действующих на жидкую фазу,
обеспечивает разность давлений в
конденсаторе и парогенераторе порядка 1 МПа
при вполне умеренных оборотах
устройства. Организованное перемещение
жидкости приводит к уменьшению
толщины пленки конденсата,
способствует интенсификации теплообмена в
конденсаторе. Равномерность подачи
жидкости в парогенератор и в
испаритель и интенсификация процессов
испарения достигаются с помощью
капиллярно-пористой структуры.
Необходимую частоту вращения
устройства вычисляют по выражению:
где р — давление жидкости из-за наличия
поля центробежных сил;
g — гравитационное ускорение;
g — плотность жидкости;
R — радиус парогенератора.
Давление рц определяют по
уравнению: рц + Дра = рп-рк + Д/?ж.
В автономном пульсирующем эжек-
торном генераторе холода для
транспортировки жидкости в область
высокого давления и реализации пароэжек-
торного цикла используются
инерционные силы эффекта «теплового удара»
[31.
На рис. 3 приведена схема
компактного генератора холода,
реализующего цикл абсорбционно-диффузионной
холодильной установки [4, 5].
Устройство заключено в корпус /, внутренняя
поверхность стенок которого имеет
капиллярно-пористую структуру.
Корпус разделен на испаритель 2,
конденсатор 3, дефлегматор 4, абсорбер 5
и парогенератор 6. Испаритель связан
с конденсатором капиллярно-пористой
структурой и отделен от него в
паровом пространстве герметичной
перегородкой. В ней находятся паровые
каналы 9 и 10, связывающие
испаритель с абсорбером. Капиллярно-
пористая структура между
конденсатором и дефлегматором раздельна
перемычкой 8. Паровые пространства
конденсатора и дефлегматора
сообщены с парогенератором каналом 7,
сделанном в перегородке, отделяющей
паровые объемы парогенератора и
абсорбера.
За счет тепла, подведенного к
парогенератору, из капиллярно-пористой
Рис. 3. Схема абсорбционно-диффузионного
генератора холода:
/ — корпус; 2 — испаритель; 3 — конденсатор; 4 —
дефлегматор; 5 — абсорбер; 6 — парогенератор; 7, 9, 10 — паровой
канал; 8 — перемычка
структуры полностью испаряется вся
поступившая в парогенератор жидкая
бинарная смесь, например водоаммиач-
ный раствор. Пар проходит по каналу 7
в дефлегматор, где отводится тепло
и конденсируется высококипящий
компонент — вода. Жидкость
впитывается капиллярно-пористой структурой,
а пар аммиака направляется в
конденсатор, где отдает тепло и
переходит в жидкую фазу. Жидкий
аммиак по капиллярно-пористой структуре
поступает в испаритель, заполненный
инертным газом, например, водородом.
Из-за низкого парциального
давления в испарителе аммиак
диффундирует в инертный газ, испаряясь при
низкой температуре. Из нижней части
испарителя холодная водородно-ам-
миачная смесь с высокой
концентрацией аммиака как более тяжелая
опускается по каналу 10 в абсорбер.
Сюда же по капиллярно-пористой
структуре из дефлегматора поступает
слабый раствор. В абсорбере
происходит поглощение аммиачного пара из
водородно-аммиачной смеси.
Освобожденный водород поднимается по
каналу 9 в испаритель, где охлаждается.
Обогащенный раствор из абсорбера
по капиллярно-пористой структуре
возвращается в парогенератор. Таким
образом реализуется абсорбционно-
диффузионный цикл. Непрерывность
этого цикла определяется
устойчивостью трех циркуляционных конту-
15
ров: водорода, слабого водоаммиач-
ного раствора и аммиака.
В известных конструкциях абсорб-
ционно-диффузионных генераторов
холода циркуляция обеспечивается
гравитационными силами. Для этих
конструкций характерны ограничения в
ориентации и жесткие требования
к компоновке элементов. Организация
циркуляционных контуров с помощью
капиллярных сил позволяет
располагать испаритель выше конденсатора,
что делает генератор не столь
чувствительным к изменению ориентации.
Испарение жидкости в капиллярной
структуре (испарителя либо
парогенератора) приводит к заглублению
мениска. Возникает капиллярное
давление, которое заставляет жидкость
постоянно двигаться из конденсатора
или абсорбера в сторону убыли
жидкой фазы.
Проведены испытания опытного
образца абсорбционно-диффузионного
генератора холода, выполненного из
нержавеющей трубы диаметром 29 мм
и длиной 495 мм. Циркуляция
рабочего вещества по капиллярно-пористой
структуре обеспечивается
распределением капиллярного потенциала
вследствие разных размеров ячеек сеток
по длине образца (от 40 до 120 мкм).
При различных концентрациях и
количествах компонентов рабочего
вещества определяли зависимость холо-
допроизводительности, температуры
в испарителе и теплового
коэффициента от подведенной мощности,
параметров охлаждающей среды, ориентации.
Работоспособность генератора
сохранялась даже при угле наклона к
горизонту 20°. Изменение угла наклона
с 90 до 40° снижало холодопроиз-
водительность (рис. 4) и тепловой
коэффициент на 20%. При пуске и в
процессе работы генератора холода
наблюдались характерные колебания
температур, что объясняется изменениями
средней концентрации раствора в
парогенераторе и количества аммиака,
поступающего в испаритель и в
абсорбер (рис. 5). Температура в
испарителе по отношению к температуре
охлаждающей среды снижалась на
15°С [6].
Зависимость разности температур
в испарителе и охлаждающей
конденсатор среды от температуры
парогенератора имела ярко выраженный
оптимум.
16
-\
/
/
У^
/Ч
г (
ч
\
>/
vj
JO 60 30 a, •
Рис. 4. Технические характеристики генератора
холода:
/_Q0 = f(a); 2-Q0 = f(tc-t0)
О 100 200 300 г,мин
Рис. 5. Распределение температур по элементам
устройства (при подведенной мощности 50 Вт
и угле наклона к горизонту 40°):
/ — парогенератор; 2 — дефлегматор; 3 — абсорбер; 4 —
конденсатор; 5, 6 — испаритель (соответственно низ, верх)
Из генераторов холодопроизводи-
тельностью 5—50 Вт промышленность
выпускает только термоэлектрические
холодильные устройства. Абсорбцион-
ногдиффузионные генераторы, сохраняя
достоинства термоэлектрических
(бесшумность в работе, отсутствие
движущихся частей, возможность
изменения ориентации), имеют перед ними ряд
преимуществ: возможность
использования различных источников энергии
(в том числе вторичных); работа от
нестабилизированных источников
питания; компактность, меньшая
металлоемкость; возможность дальнейшего
повышения теплового коэффициента
до 30% путем инженерной доводки
конструкции.
Изготовлено и несколько отличных
по конструктивным и режимным
параметрам абсорбционно-диффузионных
и пароэжекторных генераторов холода.
Испытания показали их практическую
работоспособность.
Таким образом, использование
капиллярно-пористых систем для
организации циркуляции рабочего вещества
в сочетании с известными
принципами получения холодильного эффекта
позволяет создавать автономные гене^
раторы холода, отличающиеся от
известных конструкций прежде всего
менее жесткой зависимостью
характеристик от ориентации.
Интенсифицирующее влияние пористых структур на
коэффициенты тепломассопереноса позво-
УДК 621.565-146.001.24
МЕТОДИКА РАСЧЕТА
КОМПАУНДНЫХ СХЕМ
ХОЛОДИЛЬНЫХ УСТАНОВОК
Канд. техн. наук Я. Л. ВАЙНШТЕЙН
В Н И КТИх ол одпр ом
Компаундной обычно называют
многоступенчатую насосно-циркуляцион-
ную схему холодильной установки,
работающей на несколько температур
кипения, в которой значение по
крайней мере одной из промежуточных
температур кипения задается потребителем
холода.
Компаундные схемы, по сравнению с
традиционными, имеют ряд
преимуществ с точки зрения эксплуатации,
надежности, сокращения числа единиц
оборудования и приборов. Их
применение экономически эффективно [4, 5].
Кроме того, появляется возможность
проектировать достаточно
многообразные схемы холодильных установок.
Известны схемы, включающие группу
одноступенчатых компрессоров,
работающих на системы с различными
температурами кипения и одну общую
промежуточную температуру [7], трехтем-
пературные трехступенчатые схемы
и т. д.
Традиционно применяемые в мясной
и молочной промышленности схемы с
несколькими температурами кипения
компоновались из стандартных одно-
и двухступенчатых компрессорных
агрегатов, подбор которых никаких
трудностей не представлял. В компаундных
схем ах применяются одноступенчатые
2 Холодильная техника № 4
ляет создавать компактные и
эффективные устройства, которые предназначены
для охлаждения различной аппаратуры,
элементов автоматики, могут
использоваться в качестве холодильников
транспортных средств.
Список использованной литературы
1.А. с. 643737 (СССР).
2. А. с. 726410 (СССР).
3. А. с. 672472 (СССР).
4. А. с. 454401 (СССР).
5. А. с. 720282 (СССР).
6. Смирнов Г. Ф., Бур до О. Г., С е м е р-
ханов 3. Ш. Абсорбционно-диффузионное
холодильное устройство на основе тепловой
трубы. — В кн.: Холодильная техника и
технология. Киев, 1981, вып. 32, с. 24—28.
7. Соколов Е. А., Зингер Н. М. Струйные
аппараты. М., Энергия, 1970, 288 с.
агрегаты, производительность части
которых больше тепловой нагрузки
потребителя на данном температурном
уровне. Многовариантность решений
затрудняет проектирование, поскольку
необходимо рассчитывать сложные
циклы. Основное внимание, как
показала практика, должно быть уделено
определению требуемой холодопроизводи-
тельности компрессоров, работающих
при промежуточных температурах.
Используя идею Б. С. Вейнберга [1]
и известные методы расчета сложных
циклов [6], можно предложить
сравнительно простое решение задачи,
основанное на возможности эквивалентной
замены многоступенчатой схемы
холодильной машины каскадной. В этом
случае не надо будет выводить для
каждой схемы новые формулы для
расчета холодопроизводительности [7].
Компаундная схема рассматривается в
этом случае как состоящая из
отдельных одноступенчатых схем. Общее
количество элементарных ступеней
определяется числом заданных температур
кипения. Взаимосвязь между ступенями
осуществляется в фиктивных (или
реальных) конденсаторах-испарителях.
В общем случае холодопроизводитель-
ность компрессора любой ступени Q™
определяется суммой тепловых
нагрузок потребителя холода при
выбранной температуре кипения Q0 и
конденсатора-испарителя QKuii:
QoKM = Qo+QKAH- (i)
Назовем последовательными ступени,
имеющие общий конденсатор-испари-
17
тель, температура в котором
соответствует верхней температурной границе
(температуре конденсации) нижней
ступени и нижней границе
(температуре кипения) верхней ступени.
Ступени, имеющие общую верхнюю
температурную границу (температуру
конденсации), назовем параллельными.
Параллельные ступени объединяются в
группы, причем число групп
определяется числом температур конденсации.
Одну (или несколько) параллельную
ступень, имеющую
конденсатор-испаритель также и на нижней
температурной границе, назовем смешанной.
При отсутствии такого конденсатора-
испарителя в качестве смешанной
принимается любая из группы
параллельных ступеней.
Примем нумерацию
последовательных ступеней, температур кипения и
тепловых нагрузок в направлении от
самой верхней до нижней
температуры. Смешанной ступени присваивается
номер в соответствии с правилом
нумерации последовательных ступеней.
Параллельные ступени имеют двойную
индексацию: первый индекс является
номером смешанной ступени, второй
определяет текущее значение номера
параллельной ступени. Второй индекс в
обозначении смешанной ступени равен
нулю.
Из вышесказанного следует, что
нагрузка конденсатора-испарителя
рассматриваемой ступени зависит от
холодопроизводительности компрессоров
нижерасположенных последовательных
или смешанных ступеней (которая не
равна их тепловой нагрузке) и от
тепловых нагрузок параллельных ступеней.
Соответствующая зависимость для
расчета нагрузки конденсатора-испарителя
имеет вид:
Qi№"-«5&+i)TH.i+ г| <Ц+1)г?(|+1)г. B)
где i — текущий номер ступени, для которой
определяется нагрузка;
е — холодильный коэффициент ступени;
<7КД—теплота конденсации 1 кг хладагента
в ступени;
q0 — холодопроизводительность 1 кг
хладагента в ступени;
г — текущий номер параллельной ступени
в группе;
s — количество параллельных ступеней в
группе.
На основании вышеизложенного для
расчета холодопроизводительности
компрессоров при промежуточных
температурах компаундную схему делят на
элементарные ступени, классифицируют
их и нумеруют. Затем записывают
выражения для
холодопроизводительности компрессоров в соответствии с
формулами A) и B), начиная с самой
низкой температуры. Очевидно, что для
самой низкой температуры кипения
QoM==Qor Далее вычисляют значения
у для каждой ступени по уравнению
C) и находят неизвестные значения
холодопроизводительности
компрессоров.
Покажем эффективность методики
применительно к некоторым сложным
циклам. Ряд сложных циклов в
общем виде представлен на рис. 1.
Эквивалентная компаундная схема
холодильной установки (для пояснения идеи
методики) с одним
конденсатором-испарителем с температурой tou
работающая по циклу
j—12-5'-5-6-7' 1
7-8-9-10-11 - 13-3' - 3-4-7' 7,
I— 14-V - 1-2-7' !
показана на рис. 2.
Схема состоит из одной группы,
включающей две параллельные ступени
с нагрузками Q021 и Q022, одной
смешанной ступени с нагрузкой Q020 и
одной последовательной ступени с
нагрузкой Q01? В данной схеме ни одна из
параллельных ступеней не имеет на
Рис. 1. Изображение цикла в /, \g р-диаграмме
* Величина Q0c римскими цифрами в индексе
означает холодопроизводительность
компрессоров, а с арабскими — тепловую нагрузку.
18
Рис. 2. Эквивалентная компаундная схема
холодильной установки:
КД — конденсатор; КМ — компрессор; ЦР — циркуляционный
ресивер; ЦР-ПСХ— циркуляционный ресивер-промежуточный
сосуд; Н — насос; КД-И -- конденсатор-испаритель; ИС —
испарительная система
своей нижней температурной границе
конденсатора-испарителя, поэтому
смешанную ступень выбирали произвольно.
За смешанную принимали ступень с
самой высокой температурой кипения в
группе (/02). Единственной неизвестной
величиной является холодопроизводи-
тельность компрессоров первой
ступени, выражение для расчета которой
имеет вид:
Qoi = Qui + Q020Y2O + Q(JlY21 + Qo22?22> D)
где y2o =
ч—mi
Y2i= 7
Ч— МЗ
Y22 =
Полученное выражение обладает
* свойствами универсальности. Так,
второе слагаемое правой его части — это
известное [6] выражение для холодо-
производительности компрессоров
верхней ступени двухступенчатой однотем-
пературной холодильной машины; а
часть из первых трех слагаемых —
выражение, полученное для холодопроиз-
водительности компрессоров верхней
ступени трехтемпературной машины с
двумя параллельными ступенями [7].
* Нижний индекс у i (здесь и далее)
соответствует номерам точек на рис. 1, 2.
Для схемы с двумя конденсаторами-
испарителями с температурами t0l и /02,
работающей по циклу
1—7'-
7,
7-8 -9-10
I—11-12-5' 5'
15—16-3'-3-4'—5'—5-6-7' — '
'—/7-Г-/-2'— 5'—1-
холодопроизводительности
компрессоров рассчитывают по следующим
выражениям:
Qoil = Qo2o~T-Qo3oY30 + Qo3iY3i» E)
Qoi = Qoi + QoiiY20' F)
гДе Y30 — ; T^ » Уз1 — ; Г^ •
1У—?16 *Г—47
С учетом выражения E) получим
окончательное выражение для холодо-
производительности компрессоров
верхней ступени:
Qoi = Qoi + Q020Y20+ (Q030Y30 + Qo3iY3i)Y2o- G)
Если многоступенчатое
дросселирование осуществляется последовательно
через группу параллельных ступеней,
то холодопроизводительность всех
компрессоров, кроме работающих на
самую низкую температуру кипения, как
и для последовательно включенных
ступеней должна быть больше тепловой
нагрузки QQkr и определяется по
формуле:
Qtitr=Qokr+bQokn (8)
Ш?(г+1)
) &kn
(9)
40k(r+l)
k —текущий номер группы
параллельных ступеней;
bdkn Aik{r+l)—разность энтальпий жидкого
хладагента на входе и выходе
из промежуточного сосуда для
соответствующей параллельной
ступени.
Для схемы с одним конденсатором-
испарителем с температурой t0l и
последовательным дросселированием
хладагента, работающей по циклу
1—7'-
7-8-9-10
-7'-
I 11-12 -5' -5-6
'—15-16-3
7/—.
4 7'—
—18- 19- Г -1-2-7'
I
получим следующие выражения для
2*
19
л<?ог1 = -^2 л*,,;
*/022
AQo2,= (^+Qo2l^AQ''2' )д«-2о. (Ю)
Я 022 V021
где <7о22= (*V—f'i9); ^021 = ('V—*ie);
Л'*21 = («16—<1в); А«20 = Х*12 *1Б>-
Все вышеизложенное относилось к
расчету теоретических компаундных
схем.
При переходе к действительным
схемам форма всех зависимостей не
изменяется, необходимо только учитывать
потери холода и потери
действительного процесса в компрессоре. Первые
учитываются обычно в виде процентов
от величины расчетной тепловой
нагрузки [3], при этом полученное
значение суммарной нагрузки подставляется
в расчетные формулы. Для учета
второго фактора вместо теоретического
значения у в расчетные уравнения
подставляют действительное значение ул,
которое рассчитывают по формуле:
Тд= 1 +0,293- 10-2^, A1)
где Ne—безразмерная эффективная мощность;
р0 — давление кипения, Па;
X — коэффициент подачи;
qv — объемная холодопроизводительность,
кДж/м2.
Значения Nе, X и qv определяют по
графикам работы [2].
Таким образом, предлагаемая мето-
УДК 621.57.044.2:536.24.001.5:532.5.001.5
ИССЛЕДОВАНИЕ
ТЕПЛОМАССОПЕРЕНОСА
И ГИДРОДИНАМИКИ
В ИСПАРИТЕЛЬНОМ
КОНДЕНСАТОРЕ
Д-р техн. наук А. В. БЫКОВ,
канд. техн. наук В. А. ГО ГОЛ И Н,
Н. В. ТОВАРАС
ВНИИхолодмаш
Экономическая целесообразность
применения испарительных
конденсаторов во всех климатических зонах
подтверждается мировой практикой
и технико-экономическими анализами.
Разработка оптимальных
конструкций испарительных конденсаторов,
обоснование гидродинамических
режимов их работы возможно лишь на базе
надежной методики расчета этих
аппаратов, отражающей сложный характер
тепломассопереноса, обусловленный
дика расчета компаундных схем
отличается универсальностью, достаточной
простотой и может быть использована
в практике проектирования. Она была
применена Белорусским филиалом Гип-
ромясо при проектировании компаунд-
ной схемы мясокомбината.
Список использованной литературы
1. Вейнберг Б. G. Характеристики
многоступенчатых холодильных машин.—
Холодильная техника, 1949, № 2, с. 41—46.
2. Временная инструкция по определению
норм расхода электроэнергии на выработку
холода для предприятий мясной и молочной
промышленности. М., ВНИКТИхолодпром,
1980, 46 с.
3. Проектирование холодильных
сооружений. Справочник. М., Пищевая
промышленность, 1978, 255 с.
4. Румянцев Ю. Д., Ратников Н. А.
Эффективность применения схемы типа
компаунд на холодильных установках
распределительных холодильников. — Холодильная
техника, 1980, № 6, с. 11 — 13.
5. Румянцев Ю. Д., Бирюлин Ю. А.
Эффективность применения компаундных схем
на холодильных установках мясокомбинатов.
Экспресс-информация. Сер.: Холодильная
промышленность и транспорт. ЦНИИТЭИмясо-
молпром, 1980, Ко 11 — 12, с. 8—10.
6. Холодильные машины. Под ред.
Н. Н. Кошкина. М., Пищевая
промышленность, 1973, 512 с.
7. Чумак И. Г., Шахневич В. И.,
Трубников Ю. А. Компаунд-схема
производственных холодильников.
Экспресс-информация. Сер.: Холодильная
промышленность и транспорт. ЦНИИТЭИмясомолпром,
1974, № 9, с. 9—14.
совмещением в испарительном
конденсаторе двух аппаратов: конденсатора
и градирни.
Методики, посвященные расчету
испарительных конденсаторов, можно
разделить на две группы. К первой
относятся методики, основанные на
применении температурного потенциала,
представляющего собой разность
температур конденсации tK и средней
температуры воздуха по влажному
термометру /вл, [7,9 и др.]. Вторую
группу составляют методики [2,8,
10 и др.], использующие температурный
потенциал tK—tw для внутреннего
и энтальпийный Iw—/в — для
наружного теплообмена (tw — температура
воды, Iw, /в — энтальпии
насыщенного воздуха при температуре воды
и воздуха).
Несмотря на различный подход, все
методики основаны на двух
одинаковых допущениях:
20
наружный тепломассоперенос
происходит на поверхности пучка теплооб-
менных труб;
температура воды на всей
поверхности аппарата принимается
постоянной.
В действительности теплом
ассоперенос между воздухом и водой в
испарительном конденсаторе происходит
не только в зоне пучка теплообмен-
ных труб, но и в зонах аппарата,
находящихся выше и ниже трубного
пучка, где воздух контактирует с
водой, распыляемой форсунками и
стекающей с трубного пучка в поддон.
Это приводит к изменению температуры
воды во всех трех- зонах, имеющих
различную интенсивность теплообмена
и разные конструктивные размеры.
При экспериментальном
исследовании модели испарительного
конденсатора был выявлен сложный характер
изменения температуры воды и
энтальпии воздуха по высоте аппарата.
Программа, методика и результаты
исследования приведены в работах
[3, 4]. Экспериментально определяли
коэффициенты: теплоотдачи от сухих
ав и покрытых пленкой воды авм
пучков к воздуху; теплоотдачи а^
от труб к пленке воды; полного
теплообмена для трех зон — зоны
дождевого поддонного пространства
аипп, зоны теплообменного пучка о>п,
зоны форсуночного пространства ауфп,
увеличения поверхности fiw тепломассо-
переноса, гидравлического
сопротивления пучков Д#ст.
На основании полученных
зависимостей была создана методика расчета
испарительных конденсаторов,
разработанная на языке ФОРТРАН для
реализации на ЭЦВМ серии ЕС.
В основе методики лежит следующая
предпосылка: процесс тепломассопере-
носа в испарительном конденсаторе
происходит во всех трех зонах, но с
разной интенсивностью.
Математическая модель
испарительного конденсатора включает:
— Модель зоны теплообменного
пучка, представляющую собой систему
дифференциальных уравнений,
полученных из уравнений теплового
баланса. При составлении уравнений
использовали температурные потенциалы
(tK—tw) и (Iw—/в). Модель позволяет
оценить влияние изменения
температуры пленки воды по высоте пучка
на величину теплового потока.
— Модели зон дождевого
поддонного и форсуночного пространства,
представляющие собой также систему
уравнений, описывающих процесс
теплообмена в противоточных градирнях.
Система основана на применении эн-
тальпийного коэффициента
эффективности.
Метод применения энтальпийного
коэффициента эффективности
представлен в работе [6].
Зона теплообменного пучка
рассматривается как однородная, т. е. процесс
тепломассопереноса происходит с
равной интенсивностью на трубах и в
межтрубном пространстве.
Воздух и вода распределяются по
фронтальному сечению равномерно.
Поле температур также равномерно.
Давление хладагента одинаково по
длине труб и высоте пучка и равно
давлению конденсации.
Уравнения теплового баланса для
элемента поверхности теплообменного
пучка записываются в следующей форме:
oF(lwi-Ui)dFa = GBdIBt, B)
где kH — коэффициент теплопередачи,
отнесенный к наружной поверхности пучка,
кВт/(м2- К);
twi — текущее значение температуры воды по
высоте пучка, °С;
Fn — площадь поверхности пучка, мг;
Ор — полный коэффициент теплообмена в
теплообменном пучке, кг/(с • м2);
Iwi — текущее значение энтальпии
насыщенного воздуха при температуре воды,
кДж/кг;
IBi — текущее значение энтальпии воздуха,
кДж/кг;
Gw — расход воды, кг/с;
cDW — удельная теплоемкость воды,
кДж/(кг.К);
Ов — расход воздуха, кг/с.
После преобразования уравнений
и замены производных приращениями
функций и аргументов получаем:
&Fn vwcpw
wLpw
J^*L = _^L- (/ ._/ .) D)
Численное интегрирование уравнений
C), D) проводится методом Эйлера.
На рис. 1 показаны характер
изменения температур воды /ш, энтальпий
21
wt- 1в> Ы
Рис. 1. Характер изменения температур воды
t , энтальпий воды Iw и воздуха /в по высоте
испарительного конденсатора #к:
/ — зона форсуночного пространства; // — зона теплообмен-
ного пучка; /// — зона поддонного пространства; IV —
водяной бак
воздуха /в, энтальпий насыщенного
воздуха при температуре воды Iw.
Искомыми величинами являются
локальные значения температуры воды
twi и энтальпии воздуха IBi в функции
площади поверхности теплообменного
пучка Fn9 энтальпия воздуха /в3 на
выходе из пучка и средняя величина
i=Fr
2
/= 1
2
i=\
/\F
i
где i — порядковый номер шага разбивки
поверхности пучка;
AF — шаг разбивки поверхности пучка, м.
Структура уравнений для расчета
дождевого поддонного и форсуночного
пространств одинакова. Их различие
заключается в значениях
коэффициентов полного теплообмена, начальных
температур воды и энтальпии воздуха.
Для дождевого поддонного
пространства искомыми являются
температура воды tw4 в поддоне, определяемая
по формуле:
triad l 7t>
E)
где tw3— температура воды на выходе из тепло-
обменного пучка, °С;
Ef — энтальпийный коэффициент
эффективности,
pw
*-1 ~~~
срвлв
тА
о _(l )N,
СР вл^ е срвлВ '
переводной коэффициент зависимости
теплосодержания насыщенного воздуха
от температуры воды, кДж/(кг • К);
dtm
= 116
шЗ
68—/
шЗ
69-U7
^р вл
в
коэффициент, введенный А. А.
Гоголиным [1], зависящий от температуры
воды, при /<„ =25, 30 и 35°С Л =0,96;
0,95 и 0,94 соответственно;
удельная теплоемкость влажного
воздуха, кДж/(кг • К);
коэффициент орошения, кг/кг,
я с- •
в *Г
безразмерный показатель числа единиц
переноса полного тепла,
Nj =
V
Jv п.п. п.п
/,;,, -
объем поддонного пространства, м ;
энтальпия насыщенного воздуха при
температуре воды, кДж/кг;
энтальпия воздуха на входе в аппарат,
кДж/кг.
Энтальпию воздуха на входе в тепло-
обменный пучок определяли по
формуле:
/П9=Л,1+С;
в1 т7вл Q
\*wZ *wV-
F)
Энтальпию влажного воздуха /в при
температуре tBji и энтальпию
насыщенного воздуха Iw при его температуре
t рассчитывали по уравнению
В. 3. Жадана [5]:
/п = 9,6+
/. = 9,6 +
68—f
G)
(8)
где *R
t,
температура воздуха по
влажному термометру и воды.
Для зоны форсуночного пространства
рассчитывали соответственно
значения температуры воды на входе в
пучок tw2 и энтальпии воздуха на выходе
из аппарата /в4.
Расчет конденсатора вели на 1 м2
фасадного сечения. Исходными
являлись следующие данные: температура
конденсации /к, ° С; энтальпия
входящего воздуха /вР кДж/кг; массовая
скорость воздуха vq, кг/(с • м2 );
плотность орошения #*, кг/(с • м);
поверхность теплообменного пучка Fn, м2 ;
тА
* Здесь под плотностью орошения Иw понимали
величину, равную:
Н =G /2л/,
где п — число труб в горизонтальном ряду;
/ — длина труб, м.
22
объемы поддонного пространства Vnn,
M3, И форСуНОЧНОГО Кфп, М3; КОЭффи-
циент теплопроводности стенок труб
А,ст, Вт/(м»К); диаметр труб d0, м;
термическое сопротивление загрязнений
2/?з, м2 • К/Вт.
На основании полученных
экспериментальных зависимостей были
рассчитаны значения коэффициентов
полного теплообмена а-, кг/(с • м2 ),
а^Ф.п. и аУп.п> кг/(с • м ); теплоотдачи
от труб к пленке воды aw, Вт/(м2 • К);
гидравлического сопротивления Л#ст,
Н/м2 , расходы воды Gw и воздуха
GB, кг/с.
Коэффициент теплоотдачи со стороны
конденсирующегося хладагента с^
принимали равным 6000 Вт/(м2 »К).
Коэффициент теплопередачи &н,
Вт/(м • К), определяли по известной
формуле ~\2].
Системы уравнений решали путем
перебора значений температуры tw3n воды
в нижнем сечении пучка при первом
шаге перебора AF, по поверхности
пучка Fn.
Для уменьшения числа
вычислительных операций в программе применен
метод переменного шага перебора
значений, что позволило сократить число
переборов до 15—20.
Перебор продолжали до значения
tw3n, при котором разность температур
(tw2-tw5)<0,0\°C (tw2t
*w5-температуры воды на выходе из
форсуночного пространства и на входе в тепло-
обменный пучок).
В каждом приближении производили
расчет всех трех зон.
После задания tw3 рассчитывали
зоны поддонного пространства.
По формулам E), F) находили
величины twA и /в2. По формулам C)
и D) рассчитывали зону теплообмен-
ного пучка, расчет вели с шагом по
* поверхности Af\ = 0,l м2. Определяли
темлературы воды twcpJ twb на входе
в теплообменный пучок и энтальпию
воздуха /в3 на выходе из него. Затем
по формулам, идентичным формулам
E) и F), но с другими
коэффициентами, определяли параметры зоны
форсуночного пространства: tw2 —
температуру воды на выходе из форсуночного
пространства и /в4 — энтальпию
воздуха на выходе из аппарата.
После этого сравнивали температуры
^ш2 и *w5» полученные из расчетов
зон теплообменного пучка и
форсуночного пространства. При соблюдении
условия сходимости 1 рода (t^2—tw5) <
<0,01°С определяли тепловую нагрузку
на конденсатор
п -Q»+Q«- Gn(/nA-iR]) +bFn(t-t )
чк 2 2
(9)
удельный тепловой поток
^расч^к^п (Ю)
и коэффициент теплоотдачи со стороны
конденсирующегося хладагента
а?=32752?70,2. (И)
который сравнивали с заданным
значением а'к = 6000 Вт/(м2 • К).
Необходимо, чтобы после сходимости
1 рода было выполнено условие
сходимости 2 рода: (с^—а^)<Ю, что
достигается путем последовательных
расчетов алгоритма со
скорректированными значениями а", полученными из
формулы A1).
Блок-схема программы представлена
на рис. 2. В ней предусмотрена
возможность расчета мощностей
вентиляторов Ыдъв и насосов Мдвн
конденсатора.
По разработанной программе на
ЭЦВМ ЕС 1022 были рассчитаны
испарительные конденсаторы с
различным числом рядов труб по вертикали
и различными объемами зон
форсуночного и дождевого поддонного
пространства. Режимные параметры
принимали в широком диапазоне: vq =
= 2^6 кг/ (с- м2),Яа;= D,45^22,25) X
Х10-2 кг/(с-м), /К = 35°С, гвс = 32°С,
'в.м = 24°С, Кпп = 0-2м3, 1/фЛ1 = 0-0,5м3.
Результаты расчетов сопоставляли с
расчетами испарительных
конденсаторов по методике Гудмана [8].
На рис. 3 в качестве примеров
представлены кривые изменения
температур воды по высоте аппаратов
с объемами форсуночного пространства
УфП=0,4 м3, поддонного Кпп=1,0 м3 и
С различными характеристиками тепло-
обменного пучка. Из анализа графиков
(кривые /) следует, что изменение
температуры воды носит сложный
знакопеременный характер.
В зоне форсуночного пространства
в зависимости от режимных и
конструктивных параметров аппарата,
определяющих величину энтальпийного
потенциала обменивающихся сред Iw—/в,
23
на печать исходных данных:
1б1> vp> Hw; *к> Vn.n i Vtp./?; ^/Jidoi^s't^cm
" ~~— E ~
Определение расчетных параметроб:
'Fn
uvn.n > 6Vy.n ; aW' B*l a± ' й Нст
Задается а'к= 6000Вт/(мг-Ю
Определение kH
_
гЧ Задается tw5n = tw5(i._0
Расчет f зоны-поддонного пространст-
6a: определение tw?il#2
\Расчет 2зоны-теллоод~менного пучка-,
определение tw3L по да/соте пучка-,
средней twcpitw5i 1б[П0 бысоте пучка и/#3
Расчет Jзоны-аюрсуночного пространст-
6а: определение tw2; ffo
X
We/m Определение сходимости / рода :
(tW2 -*\*5> с 0,ОГС
Щ
Определение Окб = &б ty* " fa)
Q*w ш^н^п (^к~ twcp)
Определение aFpac4 = -^
2ГП
X
Определение а# =32752 а^-2Вт/(м2- /Г)
Нет
Определение сходимости 2 рода:
{осн'-сс? ) */0
и*
Печать.- 0^; Ош; af; aA; awi kH-,tWCpfie'>
X
/Со н е ц
Рис. 2. Блок-схема расчета испарительных
конденсаторов
может происходить как охлаждение
воды при (lwl—Iw3)>0, так и ее подогрев
ПРИ (К\—'вз) <®' В этой зоне
температура воды изменяется незначительно.
На верхних рядах трубного пучка
вода аккумулирует теплоту
конденсации хладагента полностью при
(Iw—/в) <0 или частично, когда энталь-
пийный потенциал (Iw—/в) >0, но по
абсолютной величине мал, что
препятствует полному теплоотводу от воды в
результате ее испарительного
охлаждения. Температура воды в этой части
аппарата растет.
На нижних рядах труб, где энталь-
пийный потенциал относительно высок
и теплоотдача от пленки воды в воздух
превалирует над теплопередачей между
хладагентом и водой, температура воды
снижается.
twtfW
Рис. 3. Изменение температуры воды tw по высоте {
испарительного конденсатора при /к = 35°С,
Я =0,083 кг/(с-м); /в1=72,8 кДж/кг; vq =
= о кг/(с • м2):
а—при Fn=29 м2, 2 = 20; б — при /="„ = 14,5 м2, z=10;
/ — зона форсуночного пространства; // — зона теплообмен-
ного пучка; /// — зона поддонного пространства; / — расчет
с учетом зон форсуночного и дождевого поддонного
пространства; 2 — расчет только теплообменного пучка
В зоне дождевого поддонного
пространства происходит интенсивное
испарительное охлаждение воды в режиме
градирни. Отдав все саккумулирован-
ное тепло воздуху, имеющему в этой
зоне максимальную ассимиляционную
24
способность, вода принимает начальное
значение (tw4 = twl).
При малом числе рядов труб вода
может аккумулировать тепло
конденсации почти на всей поверхности пучка,
отдавая его воздуху в зоне дождевого
поддонного пространства (см. рис. 3, б),
в то время как при большом числе
-рядов можно наблюдать как рост и
снижение температуры воды, так и
некоторую ее стабилизацию в средней части
аппарата.
При расчете конденсатора с учетом
форсуночного и дождевого поддонного
пространств результаты ^расчетов по
предлагаемой методике отклоняются от
расчетов по методике Гудмана, которая
их не учитывает.
Если в предлагаемой методике
принять Уфп = 0 и Упп=0, то полученное
значение осредненной температуры
воды в теплообменном пучке практически
совпадает с ее значением, полученным
по методике Гудмана (см. таблицу).
Более пологий характер кривой 2
на рис. 3, б, чем на рис. 3, а, объясняется
вдвое меньшим числом рядов труб, что
приводит к снижению изменения эн-
тальпийного потенциала
обменивающихся сред по высоте пучка.
На рис. 4 приведены результаты
расчетов при одной массовой скорости
воздуха vq = 5 кг/(с • м2). Вследствие
малого влияния зоны форсуночного
пространства на общий теплосъем с
конденсаторов теплообмен в этой зоне
при расчетах не учитывали.
На рис. 4 по оси абсцисс отложены
относительные объемы VnJVпуч, по оси
ординат — отношение удельных
тепловых потоков qF{V>Q)/gF{Vtm0) (здесь
<7f(vx»> <7f(v=o) — удельный тепловой
поток с- 1 м2 теплообменной
поверхности пучков соответственно с учетом
I
Характеристика конденсатора
fn = 29M2, Кфп = 0,4м3, Кп.„ = 1,0л3
F„ = 29 м2, Кф.п = 0, К„-0
fn = 14,5M2, Уф.п = 0,4 м3, Кпп=1,0м3
fn= 14,5 м2, Уфп = 0, К„, = 0
Q, Вт
90 823
85 505
67 001
49 585
Показатели
qF, Вт/(м2.К)
3131
2948
4620
3419
Св, кг/с
3,22
3,22
3,22
3,22
Gw, кг/с
3,08
3,08
3,08
3,08
W°c
32,10
32,28
30,63
31,84
теплообмена в градирнях и без его
учета).
Из рис. 4 видно, что зона дождевого
поддонного пространства существенно
влияет на общий теплосъем с
аппарата. Особенно это заметно для
конденсаторов с малым числом рядов труб
2=10, 15 и при малых плотностях
орошения Яш= D,55-^8,3) • Ю-2 кг/(сХ
Хм). При этих параметрах расхожде-
(fFfV>0)/ifF (V--0)
U 5о
^ Уотн~Уп,п™пуч
Рис. 4. Влияние относительных объемов зон
поддонного пространства Упп/Упуч и плотности
орошения Hw на отношение плотностей тепловых
потоков 1FiV>0)/qF{V=0y
z=10; 2 = 15; — z = 20;
_ 2 = 25
25
ние с расчетом по методике Гудмана
составляет 25—52%. У аппаратов с
пучком из 20—25 труб по вертикали
отклонение от рассчитанных по методике
Гудмана результатов составляет при
разных плотностях орошения от 2 до
21,5%.
В отличие от существующих методик
расчета, основанных на
последовательном приближении или на графических
построениях, по предложенной
методике можно при минимальной затрате
времени рассчитывать испарительные
конденсаторы с учетом действительного
распределения по высоте аппаратов
температуры воды, энтальпий воды и
воздуха.
Из анализа процесса
тепломассообмена следует, что существенное
влияние на теплосъем с аппарата указывает
дождевое поддонное пространство.
Форсуночное пространство
незначительно влияет на теплосъем, вследствие
чего нерационально устанавливать
дополнительные тепломассообменные
поверхности в верхней зоне конденсатора.
Разработанная методика позволяет
проводить оптимизацию аппаратов с
различными сочетаниями тепломассо-
переносных объемов и поверхностей
(дополнительных насадок и дождевых
объемов). В частности, с ее помощью
проводятся расчеты
интенсифицированных испарительных конденсаторов с
тесным шахматным пучком в целях
оптимизации конструктивных и
гидродинамических параметров.
УДК 621.57.041-213.3.004.624.001.5
АНАЛИЗ ИЗНОСОСТОЙКОСТИ
ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
МАЛЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
М. П. КАШКИ Н, канд. техн. наук
Э. М. БЕЖАНИШВИЛИ
ВНИИхолодмаш
Канд. техн. наук В. И. МИЛОВАНОВ
Одесский технологический институт
холодильной промышленности
В ходе подготовки к серийному
производству высокооборотных герметичных
поршневых компрессоров типа ПГ
новой градации, предназначенных для
работы в составе холодильного
оборудования предприятий торговли и
общественного питания, молокоохлаж-
дающих холодильных машин и
автономных кондиционеров, особое внима-
Список использованной литературы
1. Гоголйн А. А. Обратное охлаждение воды
в холодильных установках. М.; Л., Пищепром-
издат, 1940, с. 8.
2. Гоголйн А. А., Медникова Н. М. О
расчете испарительных конденсаторов. —
Холодильная техника, Т978, 1, с.ТВ—Ж
3. Гоголйн В. А., 1 оварас Н. В.
Теоретические и экспериментальные исследования
по интенсификации теплообмена в стальных
испарительных конденсаторах (применительно
к аппаратам с теплосъемом от 230 до
1200 кВт). Экспресс-информация. Сер.: ХМ-7.
ЦИНТИхимнефтемаш, 1981, с. 1 — 14.
4. Гоголйн В. А., Товар ас Н. В.
Исследование внешнего тепло- и массопереноса
на модели испарительного конденсатора с
тесным шахматным пучком. — Труды ВНИИхо-
лодмаша, 1980, с, 30—43.
5. Жадан В. 3., Коляка В. Ф. Зависимость
энтальпии влажного воздуха от температуры
по влажному термометру. — В кн.:
Холодильная техника и технология. Киев, 1967, вып. 5,
с. 94—96.
6. Кокорин О.Я.,Гоголйн В.А.,Сариш-
вили М. Д. Применение вентиляторных
градирен в системах кондиционирования
воздуха. — В кн.: Отопление, вентиляция и
кондиционирование воздуха в промышленных
зданиях. Труды ЦНИИпромзданий, 1972, вып. 23,
с. 1 — 14.
7. Носенко В. А., Кузнецова Л. П.
Упрощенный метод теплового расчета ребристых
испарительных конденсаторов.— В кн.:
Холодильная техника и технология. Киев, 1971,
вып. 11, с. 55—58.
8. Goodman W. — Heating, Piping and
Air Conditioning, 1938, Vol. 10, № 3,
pp. 165—168, № 4, pp. 258—260, № 5,
pp. 327—329.
9. Thorn sen E. G. — Refrig. Eng., 1946,
Vol. 51, № 5, pp. 435—440.
10. Wile D. D. — Refrig. Eng., 1950, № 1,
pp. 55—62.
ние уделяется повышению их
теплоэнергетических характеристик,
надежности и долговечности [1,2].
Компрессоры не подлежат плановому ремонту
в течение всего периода эксплуатации,
поэтому особое значение приобретает^
износостойкость их деталей.
В настоящей работе проведен
анализ показателей износостойкости
компрессоров типа ПГ в сравнении с
показателями износостойкости других
серийных малых холодильных
компрессоров, применяемых для тех же целей:
сальниковых типа ФВ (нашедших
массовое применение в торговом
холодильном оборудовании), бессальниковых
типа ФУБС [4], герметичных типа ФГ
и с ходом поршня 24 мм (условно
типа ГК) [5].
26
При сравнении и анализе исполь- Техническая характеристика и конст-
зовали результаты экспериментального руктивные особенности компрессоров
исследования износостойкости деталей указаны в табл. 1, объем и условия
этих компрессоров. проведенных испытаний — в табл. 2.
Таблица 1
Исполнение
компрессора
Тип
компрессора
Ход поршня, мм
Диаметр
цилиндра, мм
Частота
вращения, с-1
Число
цилиндров
Холодопроизво-
дительность,
кВт
R12, /0 =
= — 15°С,
/К = 30°С
R22, /0 = 5°С,
*К = 40°С
Потребляемая
мощность (на
тех же
режимах), кВт
R12
R22
Смазочное
масло
Наличие
поршневых колец
Тип вала
Конструктивное
исполнение
шатунного
подшипника
Посадка пальца
в поршне
Тип коренного
подшипника
Смазка
шатунных и
опорных
подшипников
скольжения
сопряжения
шатун — палец
Герметичный (с вертикальным расположением вала)
гк
24
50
24
2
6,4
1,8
ХФ22с-16
ПГ
32
42
48
2
3,7
11,8
U
3,9
4
7,4
23,6
3,4
7,8
ХФ22-24
ФГ
38
50
24
2
3,2
1,6
4
6,4
3,2
ХФ12-16
Без колец
Эксцентриковый
Неразъем-
мый с
бронзовой
втулкой
С,зазором
Качения
Коленчатый
Разъемный
с
бронзовой
втулкой
Переходная
Коленчатый
Разъемный с
баббитовыми
вкладышами
Эксцентриковый
Неразъемный с
бронзовой
втулкой
Коленчатый
Разъемный с
баббитовыми
вкладышами
С зазором
Скольжения
Принудительная
Принудительная
Разбрызгиванием
Сальниковый
(с
горизонтальным
расположением вала)
ФВ
50
67,5
10,5
2
3,5
1,7
24
2
6,9
2,5
ХФ12-16
Бессальниковый
(с
горизонтальным
расположением вала)
ФУБС
50
67,5
24
4
16
8
24
8
13,9 20,9 Е9,0
4,9
7,2
10,0
ХФ12-16
С кольцами
Коленчатый
Разъемный
с
баббитовой
заливкой
Разъемный с
баббитовыми
дышами
Переходная
Качения
Разбрызгиванием
дительная
Разбрызгиванием
27
Таблица 2
Хладагент
R12
R22
R502
Тип
компрессора
пг
ФГ
ФВ
ФУБС
гк
ПГ
ФВ
пг
Число
линдров
2
4
2
4
2
4
8
2
2
4
2
2
Количество
исследованных
компрессоров
4
2
2
2
5
1
5
(с эксцентриковым
валом)
2
(с коленчатым валом)
3
2 (л=24 с-1)
2 (л=10,5 с-1)
3
1 (л = 24 с-1)
1 (Л = 16 С)
4
1
2
1
2
1
Режим работы, °С
to
Г 15
— 15
—20
5
—25; 5
-15
— 15
— 15
5
—25
3; 10
-15
5
5
— 15
5
5
— 15; 10; 0
5
— 15
5
5
— 15
—25
'к
30
30
40
50
40
30
30
30
40
40
65
50
50
50
30
40
60
40
60
40; 50
40
30; 40
40
Смазочное
масло
ХФ22-24
ХФ12-16
ХМ-35
JXM-35
ХФ22-24
ХФ22-24
ХФ12-16
ХФ12-16
ХФ12-16
ХФ12-16
ХФ12-16
40
ХФ12-16
ХФ22С-16 *
ХС-40
'ХФ22-24
t г
ХМ-35
ХС-40
ХФ22-24
Общая наработка, ч
в
непрерывном
режиме
7900
4000
29 100
27 000
7100
17 900
4900
5100
7100
3000
30 000
—
35 000
—
—
—
3860
16 060
7740
8045
1000
950
в
цикличном
режиме
42 000
27 000
4500
5000
16 000
6000
2200
5300
7100
15 000
2500
51 00Q
—
16 500
20 000
20 000
—
—
—
—
680
Условия испытаний компрессоров
были близки или сопоставимы, что
позволило осуществить данное аналитическое
сравнение.
Изучено влияние на износостойкость
деталей таких конструктивных и
эксплуатационных параметров, как
частота вращения вала, число
цилиндров, тип и расположение вала,
удельное давление и скорость
скольжения деталей в сопряжении, тип
коренного подшипника, исходная
шероховатость поверхностей трения, начальный
зазор в сопряжении, наличие
поршневых колец, посадка пальца в
бобышке поршня, материалы деталей пар
трения, тип хладагента и марка
смазочного масла, режим работы
компрессоров и условия работы сопряжен
ных деталей.
При сравнении износостойкости
поверхностей трения деталей
компрессоров использовали следующие
показатели:
— средняя скорость изнашивания,
мкм/тыс.ч,
С = 2/1,-Др
где ht — линейный износ поверхности за /-й
интервал времени, мкм;
т?. — i-n интервал времени, тыс. ч;
— средняя скорость роста зазора в
сопряжении, мкм/тыс. ч,
Cs = Сх + С2,
где С„ С2 — скорость изнашивания
соответственно первой и второй деталей
сопряжения, мкм/тыс.ч;
28
интенсивность изнашивания дета-
Ь.мнм
12,11
леи
где LT/ — путь трения за i-Pi интервал
времени, мкм;
— суммарная интенсивность
изнашивания деталей сопряжения
h - Л + h,
где /„ /2 — интенсивность изнашивания
соответственно первой и второй
деталей сопряжения.
Сравнение этих показателей
проводили по сечениям и плоскостям
наибольших износов поверхностей трения
в периоды приработки и
установившегося изнашивания. По показателям С
и Cs сравнивали износостойкость
одноименных деталей разных
компрессоров с одинаковыми или близкими
ходом поршня и частотой вращения
вала, по показателям / и /s — с
разными ходом поршня и частотой
вращения вала.
За базу для сравнения величин
износов деталей компрессоров различных
типов принимали данные испытаний
двухцилиндровых компрессоров на
хладагенте R12 и смазочном масле
ХФ12-16 (на стандартном режиме), а
также на хладагенте R22 и
смазочном масле ХФ22-24 (на
высокотемпературном режиме: температура кипения
/0 = 5°С, температура конденсации tK =
= 40°G). С базовыми данными
сравнивали величины износов деталей
компрессоров с другими конструктивными
параметрами, а также при их работе
в других условиях (режим,
цикличность), на другом хладагенте (R502)
и других смазочных маслах (ХС-40
и ХМ-35).
В табл. 3 приведены средние
скорости изнашивания деталей сопряжений
двухцилиндровых компрессоров при
работе на хладагентах R12, R22 и R502.
Зависимость линейного износа h
поверхностей трения деталей от пути
трения LT показана на рис. 1.
Ниже проанализирована
износостойкость деталей в каждом сопряжении
в отдельности.*
Сопряжение цилиндр — поршень
Наиболее высокая износостойкость
поверхностей трения деталей в этом со-
* Клапанная группа компрессоров типа ПГ
характеризуется высокой безотказностью и
износостойкостью. Это будет показано в другой
статье.
1},мнм
6
5
3
Z
1
Ь,мнм
HL 15 LT 10';мкм
5
/>!Х^^-«-
/ 5
// ^
^¦^f^l^SS"^
s>8
7
*^~^1
-2—--"—^""-***
4
¦ —• Лл
—* i\
w
в
15 lTiO', мкм
s^5^'
^^"^ —7
8
^
**' —-•
^*Л
" ^A
"^ k
' ^j
10
z
15 LtW,mkm
Рис. 1. Зависимость линейного износа h
поверхностей трения деталей двухцилиндровых
компрессоров от пути трения LT:
а — сопряжение цилиндр—поршень A, 3, 5, 9, 10, 14 —
цилиндр, 2, 4, 6, 8, И, 12 — поршень); б — сопряжение
шатун—вал (/, 2, 5, 8, 10, 12, 13 — шатун, 3, 4, 6, 7, 9, И, 14 —
вал); в — сопряжение нижняя опора—вал (/, 3, 5, 7 — опора,
2, 4, 6, 8 — вал); г — сопряжение верхняя опора—вал
(/, 3, 5,7 — опора, 2, 4, 6, 8 — вал);
/, 2, 3, 4 — компрессоры ПГ; 5, 6, 7, 8 — компрессоры ФГ
E, б —с эксцентриковым валом); 9, 10, 11, 12 —
компрессоры ФВ (//, 12 — низкооборотные); 13, 14 — компрессоры
типа ГК; R12, R22
29
Таблица 3
Сопряжение
Цилиндр —
— поршень
(кольцо
компрессионное — по радиальной
толщине)
Шатун —
— поршневой палец
Поршень—
— поршневой палец
Шатун —
— вал
Верхняя опора —
— вал
Нижняя опора —
— вал
Средняя скорость изнашивания деталей двухцилиндровых компрессоров, мкм/тыс. ч
R12
пг
0,45
0,29
0,38
1,04
0,47
0,70
0,75
2,9/1,45*
0,35
0,49
0,36
0,57
ФГ
с
коленчатым
валом
с
эксцентриковым
валом
1,35
0,75
0,42
2,55
0,85
3,01
1,90
0,75
0,3
0,8
0,7
1,0
1,1
1,4
0,5
2,0
1,0
1,2
"ФЬТ"
п =
= 10,5 с
0,94
0,70
(9,0)
0,4
0,8
0,49
0,88
0,56
0,28
—
—
л = 24с-'
2,00
1,61
A2,0)
0,74
1,21
0,72
0,91
1,4
0,6
—
—
R22
ПГ
0,91
0,75
0,43
1,23
0,80
0,89
1,2
3,1/1,8*
0,96
0,66
0,49
0,66
гк
0,25
0,38
3,0
3,8
0,6
1,8
0,4
0,8
—
—
R502
пг
0,95
0,79
0,45
1,3
0,75
0,95
1,35
3,0/1,9*
1,0
0,6
0,41
0,62
В числителе указана средняя скорость изнашивания вала в плоскости шатунных шеек, в знаменателе — в плоскости,
перпендикулярной к ней.
пряжении в компрессорах ПГ (Cs =
= 0,67 мкм/тыс.ч, /s=0,29 • 10~13),
несмотря на наибольшую скорость
скольжения деталей B,96 м/с), наиболее
низкая износостойкость — в
компрессорах ФВ и ФУБС с чугунными
поршневыми кольцами при частоте вращения
24 с-1 (С =3,64 мкм/тыс.ч, /s =
= 2,09 • 10 ). Из-за повышения
удельного давления в сопряжении при
работе на хладагенте R22
интенсивность изнашивания деталей
компрессоров ПГ возрастает более чем в 2 раза
и приближается к интенсивности
изнашивания деталей компрессоров ГК.
Во всех случаях при традиционном
сочетании материалов чугун
(гильза) — алюминиевый сплав (поршень)
износостойкость поршня в 1,3—1,5 раза
выше, чем износостойкость гильзы.
Обратное соотношение имеет место в
компрессорах ГК: скорость изнашивания
поршня, выполненного из стали, в
1,5 раза выше, чем чугунной
гильзы.
Компрессоры ФГ с чугунным
поршнем и стальной гильзой по
износостойкости поверхностей трения деталей
в сопряжении занимают
промежуточное положение между компрессорами
30
ПГ и ФУБС с частотой вращения
24 с.
Наличие поршневых колец в
компрессорах ФВ, ФУБС не приводит к
снижению износа цилиндров и
алюминиевых поршней.
Влияние расположения вала
(горизонтальный или вертикальный) и
соответственно цилиндров на
интенсивность изнашивания деталей сопряжения
не установлено.
Сопряжение шатун — поршневой
палец. Наилучшая износостойкость
деталей в этом сопряжении в
компрессорах ПГ. Она близка к
износостойкости деталей низкооборотных
компрессоров ФВ (Cs не превышает
1,5 мкм/тыс. ч, что на 25% ниже,
чем в высокооборотных компрессорах
ФВ и ФУБС).
Износостойкость стального
поршневого пальца в 1,5—2 раза ниже, чем
бронзовой втулки верхней головки
шатуна (независимо от марки
применяемой бронзы — Броцс 5-5-1, Броф
10-1, Броцс 6-6-3). Это характерно
для всех типов компрессоров.
При работе на хладагенте R22
износостойкость деталей компрессоров
ПГ снижается в 1,5 раза, но остает-
ся намного выше, чем износостойкость
деталей компрессоров ГК (Cs=6,8 мкм/
/тыс • ч). Такое расхождение
объясняется более высоким (в 2 раза и
более) удельным давлением в
сопряжении компрессоров ГК.
У всех типов герметичных
компрессоров с вертикальным расположением
вала (горизонтальным расположением
цилиндров) наблюдается относительно
низкая износостойкость поршневых
пальцев, что может быть объяснено
слабым удержанием масла на
сопрягаемых поверхностях трения,
расположенных вертикально. При этом у
компрессоров ФГ и ГК (палец
устанавливается в поршне с
гарантированным зазором) из-за выдавливания
смазки при возникающих ударах (при
перекидке) отмечается самая низкая
износостойкость пальца: скорость его
изнашивания соответственно равна
2,55 и 3,8 мкм/тыс.ч. Она не
повышается даже при принудительной
подаче масла в верхнюю головку
шатуна.
Втулки верхней головки шатуна
изнашиваются по окружности
неравномерно. Происходит овализация в одном
направлении — вдоль оси шатуна.
Скорость овализации составляет 0,5—
1,2 мкм/тыс.ч.
Сопряжение поршень — поршневой
палец. Износостойкость деталей этого
сопряжения в компрессорах ПГ почти
такая же, как в компрессорах ФВ
и ФУБС, и в 3 раза выше, чем в
компрессорах ФГ. Износостойкость
поршневого пальца во всех
компрессорах ниже, чем бобышки поршня,
независимо от материала поршня (сталь,
алюминиевый сплав, чугун).
При работе на хладагенте R22 у
деталей компрессоров ПГ
износостойкость снижается в 1,4 раза, но
остается на 40% выше, чем у деталей
компрессоров ГК (Cs=2,4 мкм/тыс.ч).
Низкая износостойкость деталей
сопряжения компрессоров ГК и ФГ
объясняется посадкой пальца в
бобышке поршня с зазором, худшими
условиями смазки, а также
неблагоприятным сочетанием материалов пары
трения: чугун—сталь, сталь—сталь
(последнее сочетание материалов является
единственным в практике компрессоро-
строения).
Сопряжение шатун — вал.
Компрессоры ПГ имеют одинаковую с
компрессорами ФВ, ФУБС и ФГ с
эксцентриковым валом износостойкость
трущихся деталей этого сопряжения
GS=0,82 • 103). У компрессоров ФГ с
коленчатым валом суммарная
интенсивность изнашивания деталей
сопряжения меньше в 1,5 раза.
При работе на хладагенте R22
интенсивность изнашивания деталей
компрессоров ПГ возрастает в среднем в
1.4 раза (/s = l,09 • Ю-13), что однако
более чем вдвое ниже по сравнению
с интенсивностью изнашивания деталей
компрессоров ГК.
Традиционное сочетание материалов
баббит (шатун) — сталь (вал),
используемое в сопряжении
компрессоров ФВ, ФУБС и ФГ с коленчатым
валом, обеспечивает в 2 раза большую
износостойкость вала по сравнению с
шатуном. При сочетании материалов
бронза—сталь, независимо от марки
применяемой бронзы, в компрессорах
ПГ, ГК и ФГ с эксцентриковым
валом наблюдается противоположная
картина: износостойкость вала ниже,
чем шатуна. При наличии
баббитового вкладыша у восьмицилиндрового
компрессора ФУБС с частотой
вращения 16 и 24 с-1 износостойкость
деталей пары трения, несмотря на
лучшие условия смазки (принудительная),
примерно такая же, как пары трения
с баббитовой заливкой шатуна.
В процессе эксплуатации шатунные
шейки вала овализируются (большая
ось вала лежит в плоскости
шатунных шеек). Это объясняется
изменяющимся удельным давлением в
сопряжении за цикл работы компрессора.
Скорость овализации составляет 0,5—
1.5 мкм/тыс.ч. Влияние расположения
вала на интенсивность изнашивания
деталей сопряжения не установлено.
Сопряжения верхняя опора — вал,
нижняя опора — вал. Износостойкость
обеих пар трения в компрессорах ПГ
примерно одинакова (/s^0,2 • Ю-13)
и более чем в 3 раза выше, чем в
компрессорах ФГ как с
эксцентриковым, так и с коленчатым валом. Это
является следствием меньшего, в 2,5—
3 раза, удельного Давления в
сопряжениях.
Износостойкость бронзовых втулок в
обоих сопряжениях, так же как и в
сопряжении шатун—вал, выше, чем
износостойкость стального вала
(аналогичные результаты получены для бессаль-
никовых компрессоров фирмы «Шкой-
дитц», ГДР). У коренных подшипни-
31
ков скольжения и у шатунных
подшипников она определяется удельным
давлением в сопряжениях: при
большем его значении худшая
износостойкость.
При работе на хладагенте R22
суммарная интенсивность изнашивания пар
трения компрессоров ПГ увеличивается
примерно вдвое.
Коренные шейки изнашиваются по
окружности равномерно. Влияние типа
коренных подшипников (скольжения,
качения) на интенсивность
изнашивания шатунных подшипников не
установлено.
В результате проведенного анализа
износостойкости деталей поршневых
компрессоров малых холодильных
машин выявлен ряд общих
закономерностей и особенностей.
— Для всех типов компрессоров
характерно одинаковое протекание
процесса изнашивания деталей: в период
приработки — постепенное снижение и
стабилизация скорости изнашивания, в
период установившегося
изнашивания — постоянная скорость процесса
(период аварийного изнашивания
деталей ни в одном из испытанных комп-
прессоров не наблюдался).
Интенсивность изнашивания поверхностей
трения деталей в период приработки
значительно, в 8—20 раз, выше, чем в
период установившегося изнашивания.
— Интенсивность изнашивания
трущихся деталей в основном
зависит от удельного давления в
сопряжении (рис. 2). Относительная
скорость скольжения деталей влияет на
нее в значительно меньшей степени.
Трущиеся детали компрессоров
одного типа при работе на среднетемпе-
ратурных (^0 = —15°С, /К = 30°С) и
высокотемпературных (?0 = 5°С, *К=40°С)
режимах вследствие близости удельных
давлений в сопряжениях имеют
практически одинаковую износостойкость;
на низкотемпературном режиме она
снижается на 20—40%.
— Для всех типов герметичных
компрессоров с вертикальным
расположением вала характерна низкая
износостойкость поршневого пальца, что
объясняется слабым удержанием
масла на сопрягаемых поверхностях.
— Сочетание материалов баббит
(шатун) — сталь (вал) обеспечивает
большую износостойкость вала по
сравнению с сочетанием материалов
бронза—сталь.
32
0,06 0,12 0,18 0,Ы р,МПа
Рис. 2. Зависимость интенсивности изнашивания
/ поверхностей трения деталей от среднего
удельного давления р в сопряжении цилиндр—поршень
при работе на хладагенте R12:
/, 2 — компрессоры ПГ; 5, 6, 7, 8 — компрессоры ФГ;
9, 10 — компрессоры ФВ, ФУБС;. 2, 6, 8, 10 — цилиндр;
/, 5,7,9 — поршень
— Износостойкость деталей пар
трения в четырех- и
восьмицилиндровых компрессорах на 15—20% ниже,
чем в двухцилиндровых. Это может
быть объяснено худшими условиями
смазки, большей температуронапря-
женностью деталей многоцилиндрового
компрессора.
— Цикличная работа компрессоров,
приводящая к нарушению режима
гидродинамической смазки деталей и
относительному увеличению времени их
работы в условиях сухого или
граничного трения, увеличивает
интенсивность изнашивания деталей почти в
2 раза в сопряжениях шатун—вал и
шатун—поршневой палец и в 1,2—
1,5 раза в остальных сопряжениях.
— Износостойкость деталей
компрессоров при работе на хладагенте
R12 и смазочных маслах ХФ12-16 и
ХФ22-24 (вязкость соответственно 18 и
25 ССТ при 50°С) практически
одинакова. Это, в какой-то мере, является
следствием снижения при работе
антифрикционных свойств масла ХФ22-24
из-за недостаточной его стабильности
и склонности к деструкции.
Применение новых смазочных масел
ХМ-35 и ХС-40 снижает износ деталей,
что подтверждает выводы, сделанные в
работе [3].
— Износостойкость деталей
компрессоров ПГ при работе на
хладагенте R502 практически такая же, как при
работе на хладагенте R22.
— В процессе эксплуатации у
деталей устанавливается оптимальная
величина шероховатости поверхностей
трения, не зависящая от первоначальной
(указанной в чертеже). Рекомендуемая
шероховатость поверхностей трения
деталей с учетом продолжительности
периода их приработки,
износостойкости и экономической целесообразности
задаваемой величины шероховатости в
условиях производства составляет: у
шатунной и коренных шеек вала
0,32—0,080 мкм, поршневого пальца
0,16—0,080 мкм, верхней и нижней
головок шатуна, бобышки поршня и опор
0,63—0,16 мкм.
— Исходная погрешность формы
деталей (овальность, конусность, боч-
ко- и седлообразность) в основном
незначительная. Ее влияние на
характер последующего изменения формы и
величины износа деталей не
установлено.
Компрессоры типа ПГ имеют в
целом более высокий уровень
износостойкости трущихся деталей,
обеспечивающий ресурс работы около 35000 ч.
Однако в них не достигнута
необходимая для герметичных
компрессоров равнопрочность (равноизносостой-
кость) деталей в сопряжениях шатун—
вал и шатун—палец. Повышение
износостойкости поверхностей трения
деталей этих сопряжений позволит
увеличить ресурс компрессора. Для
повышения надежности и износостойкости
указанных сопряжений и компрессора
в целом рекомендуется ускорить
внедрение предложенных разработчиками
компрессоров и проверенных авторами
в процессе ресурсных испытаний
конструктивных усовершенствований:
создание масляных карманов на
поверхностях трения шатунных, коренных
подшипников и деталей сопряжения
шатун—палец, повышающих
эффективность смазки; введение раздельной
системы смазки для верхней и нижней
опор вала; увеличение натяга при
переходной посадке пальца в поршне до
8 мкм.
Проведенные
опытно-конструкторские работы показали перспективность
применения коленчатых валов из
высокопрочного чугуна, обеспечивающих
повышение износостойкости шатунных
и коренных подшипников.
Кроме того, следует пересмотреть
исходные начальные зазоры
сопряжений и шероховатость поверхностей
трения ряда деталей.
Список использованной литературы
1. Кашкин М. П., Бежанишвили Э. М.,
Милованов В. И. Исследование
изнашивания деталей высокооборотных герметичных
компрессоров.— Холодильная техника, 1980,
№ 11, с. 17—23.
2. Клименко Т. А., Цирлин Б. Л.,
Чистяков Ф. М. Исследование
низкотемпературных герметичных компрессоров.—
Холодильная техника, 1978, № 9, с. 25—31.
3. Разработка и исследование новых масел
для холодильных машин / В. И. Сапронов,
Т. С. Дремлюх, Д. В. Назарова и др.—
Холодильная техника, 1977, № 1, с. 26—32.
4. Результаты ресурсных испытаний
фреоновых холодильных компрессоров / Э. М.
Бежанишвили, В. И. Смыслов, М. П.
Кашкин и др.— Холодильная техника, 1973,
№ 6, с. 7—11.
5. Хармац Б. И., Элькин И. Л.,
Богатиков О. Г Исследование
процессов изнашивания деталей фреоновых
герметичных компрессоров.— Холодильная
техника, 1972, № 3, с. 18—23.
Реализация Продовольственной программы СССР —
важнейшая задача пятилетки
УДК 621.565:664.8.037
ПЕРСПЕКТИВЫ СОЗДАНИЯ НОВОЙ
ХОЛОДИЛЬНОЙ ТЕХНИКИ ДЛЯ
АГРОПРОМЫШЛЕННОГО
КОМПЛЕКСА
Д-р техн. наук, проф. И. Г. ЧУМАК,
канд. техн. наук В. П. КОЧЕТОВ
Одесский технологический институт холодильной
промышленности
Канд. техн. наук А. С. НУЖДИН
ВНИИхолодмаш
м. м. новиков
Завод «Комплектхолодмаш»
Продовольственной программой
СССР предусматриваются крупные
меры по улучшению снабжения
населения плодоовощной продукцией и
картофелем на основе дальнейшего
увеличения производства и повышения их
качества, резкого сокращения потерь на
пути следования от поля до потребителя.
Подсчитано, что только улучшение
сохранности и использования позволит
повысить конечный выход овощей,
33
фруктов, картофеля на 30%*. Для
улучшения сохранности
сельскохозяйственной продукции намечено расширить
сеть охлаждаемых хранилищ,
упорядочить их размещение и повысить
оснащенность современным холодильным
оборудованием, увеличить объемы
перевозок в изотермическом и
рефрижераторном транспорте.
Обследование нескольких сотен пло-
доовощехранилищ, проведенное в
1975—1980 гг. сотрудниками Одесского
технологического института
холодильной промышленности, Гипронисель-
прома и ВНИКТИхолодпрома,
показало, что не все они отвечают
современным требованиям к условиям хранения,
несовершенна структура холодильных
емкостей. Ощущается острый дефицит
хранилищ для фруктов и овощей:
потребности в них удовлетворены сейчас
лишь на 40—60%.
Отсутствуют надежные
организационные схемы холодильной защиты
урожая и холодильные средства,
необходимые для их осуществления. Слабо
изучены сложные взаимосвязи
влияющих факторов и общего механизма
возникновения потерь при движении
скоропортящегося плодоовощного сырья от
поля к потребителю.
Для анализа потерь на этом пути в
ОТИХП разработана схема движения
потоков плодоовощного сырья и готовой
продукции в агропромышленном
комплексе (рис. 1). Она включает 10
основных операций, разные комбинации
которых позволяют выделить 29
возможных и осуществляемых на практике
частных схем движения грузовых потоков.
Установлено, что большинство
операций в схемах приходится на перевалку,
краткосрочное хранение и
транспортировку. Именно на этих этапах
отмечаются наибольшие потери, и они в
значительной мере предопределяют потери на
последующих этапах, а также
окончательное качество поступающей в
реализацию продукции.
Анализ различных схем грузопотоков
с учетом имеющихся данных о
возникающих и нормируемых потерях
показал, что возможные суммарные потери
на пути от поля к потребителю
составляют 15—35% от массы собранного
урожая.
Известно, что экономический эффект
тем больше, чем меньше затраты на
получение холода, меньше потери сырья
при его использовании и больше масса
проходящего на данном этапе грузового
потока.
* Бобылев С. Вопросы сохранности
сельскохозяйственной продукции.— Коммунист, 1982,
№ 12, с. 38—49.
Рис. 1. Схема движения потоков
растительного сырья ( ) и вырабатываемой из него
готовой продукции ( ) в
агропромышленном комплексе
Сд~ор урожая
Отгрузка
^Краткосрочное хране-
\ние до отгрузка
Внешняя транспортиробка
IS ^
и
ъ ^ ^J
5 § ?
^ > ^
сз ^ сз
*
N Hj 1i
' р е н н я я тра н спор тар о.б kl
ализация
\
34
Применение искусственного холода
на каком-либо из этапов может
оказаться невыгодным, если
производственный процесс организован таким
образом, что потери неохлажденного
сырья меньше потерь при
использовании холода или равны им. Однако при
этом необходимо учитывать увеличение
потерь неохлажденного сырья на
последующих этапах и сокращение сроков
его хранения, а также эффект
стойкого сохранения качества при
холодильной обработке и хранении.
На основе анализа движения
сырьевых потоков составлена универсальная
схема холодильной цепи
агропромышленного комплекса (рис. 2),
включающая восемь промежуточных элементов,
связанных различными видами
транспорта. Организация такой непрерывной
холодильной цепи создает
благоприятные условия для решения задачи
сокращения потерь и улучшения качества
конечной продукции, поступающей к
потребителю. Кроме того, сам принцип
организации холодильной цепи,
основанный на соответствии входных и
выходных параметров последовательных
этапов производственного процесса,
содержит все условия для типизации,
унификации и стандартизации
применяемого холодильного оборудования при
одновременном сокращении типов
базовых агрегатированных узлов.
Как видно из рис. 2, в настоящее
время практически отсутствует
холодильная защита собранного урожая в
полевых условиях. Большие потери,
возникающие по этой причине, еще более
увеличиваются в результате широкого
внедрения машинных методов уборки.
Сырье, собранное машинным способом,
неизбежно имеет механические
повреждения и, как правило, включает
посторонние примеси (грунт, листья). При
высоких скоростях машинного сбора
это приводит к скапливанию
значительной массы скоропортящегося
загрязненного сырья с механическими
повреждениями и создает условия для
увеличения потерь.
Сейчас принимаются меры для
организации первичной переработки
плодоовощного сырья на месте сбора. Только
на Украине уже имеется около 800
пунктов первичной переработки. Однако
деятельность многих из них
оказывается малоэффективной из-за
необеспеченности холодильной техникой.
Практически не применяются
ХОЛОДУ? <?/##
холодильник
\Холодильные средств
6а пербичной пере-\
работки
шлаждаемь/е сырье-
юь/е площадки и ое-
\ре6алочные базы
Пр о из бодстбенные
холодильники
Предприятия по за-
моражибани/о еото
юь/х д~люд и поли -
I дудбрикатоб
Распределительные
холодильники
Холодильные средст-
да розничной тор-
гобли
±
Домашние
холодильники
Рис. 2. Непрерывная холодильная цепь
агропромышленного комплекса (двойной рамкой
обведены элементы холодильной цепи,
отсутствующие в промышленности либо не получившие
достаточного развития)
дильные средства на перевалочных
базах, а также сырьевых площадках
консервных заводов.
Для создания непрерывной
холодильной цепи, предназначенной для
сохранения растительного сырья и
вырабатываемой из него продукции, необходимо
разработать и внедрить в перэую
очередь следующие холодильные средства:
стационарные и передвижные
станции предварительного охлаждения
модульного типа для полевых условий и
перевалочных баз;
стационарные и передвижные
средства для охлаждения томатной пульпы,
овощных и фруктовых соков в пунктах
первичной переработки;
35
стационарные и передвижные
средства для охлаждения с увлажнением
некоторых видов сельскохозяйственного
сырья в случае вынужденного
краткосрочного хранения его перед
переработкой или транспортировкой;
временные быстровозводимые
охлаждаемые хранилища модульного
типа для краткосрочного хранения
растительного сырья на сырьевых площадках
консервных заводов и перевалочных
базах;
быстровозводимые стационарные
модульные хранилища из панелей типа
«сэндвич» с централизованной и
децентрализованной системами охлаждения
для длительного хранения охлажденных
и замороженных сырья и готовой
продукции;
скороморозильные аппараты и
комплексные линии для производства
быстрозамороженных готовых блюд и
полуфабрикатов;
низкотемпературные транспортные
средства;
низкотемпературное торговое
оборудование.
Из приведенного перечня требуемой
холодильной техники видно, что
значительное место в нем занимают
передвижные и быстровозводимые
инженерные средства, что обусловлено
возросшей динамичностью
сельскохозяйственного и пищевого производства и
острой необходимостью создания
оперативной гибкой системы защиты
собранного урожая.
Работа в этом направлении
холодильного машиностроения выполняется
научно-исследовательскими и
проектными институтами страны в тесном
содружестве с отраслевыми институтами
пищевой промышленности и
плодоовощного хозяйства, ведущими вузами
страны, заводами холодильного
машиностроения.
ВНИИхолодмашем разработана
моноблочная холодильная машина
ХМФ-32, изготавливаемая заводом
«Комплектхолодмаш». Эта машина,
которой присвоен Знак качества,
хорошо зарекомендовала себя в плодо-
овощехранилищах во всех
климатических зонах страны.
Необходимо создать и другие
блочные холодильные машины подобного
типа для поддержания температурного
режима в быстровозводимых
стационарных и передвижных хранилищах, а
также для охлаждения жидких'
полуфабрикатов в пунктах первичной
переработки и для охлаждения с
увлажнением некоторых видов сочного
растительного сырья.
Одна из таких машин —
передвижная холодильная моноблочная машина
ПХУ-18x2-1-0, установленная на
шасси автомобильного прицепа, проходит
в настоящее время испытания в
комплексе с передвижным сборным
складом пневматической конструкции
«Вымпел-12» в Молдавии. Эта холодильная
машина предназначена для
передвижных хранилищ, но может быть
использована на плантациях, перевалочных
пунктах, сырьевых площадках для
предварительного охлаждения сочного
растительного сырья перед
транспортировкой, а также для сезонного
охлаждения временных хранилищ небольшой
емкости A00—1000 т).
Представляется целесообразным
разработать еще стационарную и
передвижную холодильные машины, в
которых вместо воздухоохладителя, или
наряду с ним, в состав комплекта войдет
охладитель воды и жидких пищевых
полуфабрикатов. Эти машины должны
быть максимально унифицированы с
холодильной машиной ХМФ-32, что
обеспечит удобство их эксплуатации и
ремонта.
В результате может быть получен
комплект унифицированных
холодильных машин для выработки
искусственного холода непосредственно в
хозяйствах, выращивающих и
перерабатывающих плодоовощную продукцию.
Возможность практической
организации охлаждения плодоовощной
продукции в местах производства
рассмотрена авторами на примере колхоза
«Заветы Ленина» Леовского района
Молдавской ССР.
Колхоз не имеет охлаждаемых
хранилищ, удален от консервных заводов
(на 60—100 км) и железнодорожной
станции (на 22 км).
Рассчитано, что в период уборки на
плантациях колхоза достаточно
установить два передвижных хранилища
типа ФХ-80П емкостью по 100 т,
охлаждаемых машинами ПХУ-18x2. В этих
хранилищах можно временно хранить
ту часть собранного днем урожая,
которая не вывезена в тот же день, а
также охлаждать сырье перед
транспортировкой в рефрижераторном транспорте.
Нестандарт, отсортированный на
уборке, а также сырье, перезревшее или
36
имеющее механические повреждения,
должны быть переработаны на
специальных технологических линиях,
охлаждены с помощью холодильной машины
и доставлены на консервный завод.
Учитывая специализацию
плодоовощных хозяйств и разные сроки
созревания культур, передвижные
установки предварительного охлаждения
различного назначения могут быть
приспособлены для межхозяйственного
использования и закупаться на долевом
участии.
Для закладки сырья на длительное
хранение целесообразно использовать
мжтттшт
A1) 983399 B1) 2893741/23-06 B2) 14.03.80
3E1) F 25 В 15/02 E3) 621.56 G2) В. П.
Латышев, С. И. Волошина G1) Всесоюзный научно-
исследовательский институт холодильной
промышленности
E4) E7) ХОЛОДИЛЬНАЯ МАШИНА,
содержащая замкнутый циркуляционный контур
и последовательно включенные в него генератор,
ректификатор, состоящий из последовательно
установленных по ходу пара поверхностного
и контактного теплообменников, конденсатор,
охладитель, газовый переохладитель, дроссельный
вентиль, испаритель, двухступенчатый винтовой
компрессор с электродвигателем и общей линией
нагнетания обеих ступеней, двухпоточный
теплообменник, включенный в контур по первому
потоку, и дополнительный переохладитель,
включенный между вторым потоком двухпоточного
теплообменника и входом первой ступени
компрессора, вход второй ступени которого соединен
с выходом испарителя через охлаждающую
полость газового переохладителя, причем между
дополнительным переохладителем и входом
первой ступени компрессора установлен дроссельный
вентиль, нижняя часть генератора соединена с
входом поверхностного теплообменника, выход
которого подключен к второму потоку
двухпоточного теплообменника, а первый поток
двухпоточного теплообменника — к смесительному
теплообменнику, отличающаяся тем, что, с целью
повышения термодинамической эффективности,
выход конденсатора дополнительно подключен
через охлаждающую полость охладителя к входу
второй ступени компрессора, а выход
дополнительного переохладителя соединен с входом
первой ступени компрессора посредством
трубопровода через дроссельный вентиль к
распылителю жидкости, который установлен в линии
связи охлаждающей полости газового
переохладителя с дополнительным входом первой
ступени компрессора.
быстровозводимые сборные хранилища
емкостью 1000 т, выпускаемые КТБ
Минплодоовощхоза Эстонской ССР,
которые комплектуются машинами
ХМФ-32.
Расчеты показывают, что затраты
на аренду (на сезон) передвижных
хранилищ и приобретение сборного
хранилища окупаются в течение первого
сезона.
Широкое внедрение непрерывной
холодильной цепи в агропромышленном
комплексе позволит решить задачу
сокращения потерь сочного
растительного сырья.
(И) 983400 B1) 2895952/23-06 B2) 27.03.80
3E1 )F 25 В 15/02 E3) 621.56 G2) Р. Л.
Данилов, Л. В. Гаврилова, Д. И. Хараз, Л. М.
Шейнина G1) Научно-производственное объединение
«Техэнергохимпром»
E4) E7) АБСОРБЦИОННАЯ
ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА, содержащая испаритель,
конденсатор, подключенный к испарителю через
паровой переохладитель посредством линии
жидкого хладагента с регулирующим вентилем, и
подсоединенный к испарителю сборник флегмы с
дренажной линией, подключенной через насос к
абсорберу, отличающаяся тем, что, с целью
повышения экономичности, в сборнике флегмы
установлена теплообменная поверхность, включенная
в линию жидкого хладагента между
переохладителем и регулирующим вентилем.
A1) 983404 B1) 3318137/28-13 B2) 14.07.81
3E1 )F 25D 13/06; F 28 С 3/12 E3) 621.56 G2)
В. М. Шляховецкий G1) Краснодарский ордена
Трудового Красного Знамени политехнический
институт E4) E7) УСТАНОВКА ДЛЯ
ОХЛАЖДЕНИЯ ПРОДУКТОВ, содержащая
теплоизолированный корпус, перфорированный
виброконвейер, устройство для подачи охлаждающей
жидкости, имеющее объединенные в контур
циркуляции коллектор с распыляющими форсунками,
емкость для сбора жидкости, охладитель
жидкости и насос, отличающаяся тем, что, с целью
интенсификации процесса охлаждения продукта,
под виброконвейёром установлен
воздухораспределитель для подвода охлажденного воздуха в
слой продукта, охладитель жидкости
представляет собой сообщенное с источником сжатого
воздуха сопло Лаваля, в расширяющейся полости
которого размещен подсоединенный к емкости
для сбора жидкости дозатор, камеру смешения*
и отделитель жидкости, при этом газовая зона
последнего сообщена через диффузор с
воздухораспределителем, а жидкостная зона отделителя
жидкости соединена через насос с коллектором,
установленным в воздухораспределителе так, что
форсунки размещены в отверстиях
виброконвейера.
37
UAVUTA
ТЕХНМ1Ш#
ТЕХНОЛОГИЯ
УДК 621.565.945.004.1.001.24
РАБОЧИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
КОМПАКТНЫХ
КОСВЕННО-ИСПАРИТЕЛЬНЫХ
ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛЕЙ
Канд. техн. наук А. В. ДОРОШЕНКО,
К. И. РЖЕПИШЕВСКИЙ,
Одесский технологический институт
холодильной промышленности
В последнее время широкое
применение для кондиционирования
воздуха в различных транспортных и
стационарных объектах (кабины
мостовых кранов и разнообразных
транспортных средств, помещения для
пультов управления и др.) находят
воздухоохладители
косвенно-испарительного типа, работающие по
совмещенной схеме. Использованный в них
метод охлаждения заключается в
разделении поступающего в аппарат
полного воздушного потока П на основной
О и вспомогательный В, раздельно
проходящие соответственно «сухую»
и «влажную» зоны. Следствием
испарительного охлаждения водяной
пленки во «влажной» зоне является
охлаждение через разделительную стенку
при неизменном влагосодержании
основного воздушного потока в «сухой»
зоне аппарата.
На экспериментальной установке
(рис. 1) авторами изучены
характеристики опытно-промышленных образцов
воздухоохладителей KB-500 косвенно-
испарительного типа значительной
единичной мощности. Исследованы галет-
но-сорбентный (ГС) и галетно-пластин-
чатый (ГП) модули (табл. 1),
отличающиеся различным конструктивным
оформлением орошаемой вставки,
размещаемой в унифицированном
корпусе аппарата. На основании
предварительного экспериментального
изучения принята поперечно-точная схема
движения воздушных потоков О и В как
наиболее благоприятная с точки зрения
обеспечения равномерности
распределения жидкости в объеме насадочного
слоя при минимальном ее расходе и
возможности регулирования
соотношения потоков.
Поток воздуха П по
всасывающему воздуховоду, в котором
установлена электрогрелка <?, подается
вентилятором / в камеру статического
напора 13, где он разделяется на основной
и вспомогательный потоки. Основной
поток О проходит внутри
многоканальных галет, выполненных из рифленой
алюминиевой фольги и служащих
«сухой» зоной аппарата (рис. 2).
Алюминиевый лист типа «прямой
двойной риф», используемый для
изготовления галет, имеет профиль,
близкий к синусоидному (основной риф),
с поперечным вспомогательным
рифлением, служащим для турбулизации
пограничного слоя потока О на внутрен-
Рис. 1. Схема экспериментальной установки:
/ — вентилятор; 2 — расходомер; 3 — электрогрелка; 4,7 —
шиберы; 5 — корпус; 6 — термометр; 8 — водораспределитель;
9 — галеты; 10 — термостат; // — опорно-распределительная
решетка; 12 — слой гранул сорбента; 13 — камера
статического напора; 14 — блок ротаметров; О — основной поток;
В — вспомогательный поток; Ж — жидкость (вода); П —
полный воздушный поток
Таблица I
Характеристики
Габаритные размеры, мм
Количество галет
Живое сечение по потоку
О, м2
Сечение
опорно-распределительной решетки, м2
Поверхность галет, м2
Масса, кг
модульной вставки без
наполнителя
наполнителя
Воздухоохладитель
галетно-
сорбентный
500X4
20
8,4 • 10-з
0,126
3,1
10
30
галетно-
пластин-
чатый
00X250
26
16,6.10~3
0,085
3,9
13
2
38
Рис. 2. Общий вид поверхности
воздухоохладителя
ней стороне галет и перемешивания
водяной пленки на их внешней
стороне; при этом высота основного рифа
примерно в 5 раз больше высоты
вспомогательного. Края галет загнуты
в «замок» и уплотнены, а их торцы
размещены в прорезях трубных
решеток, установленных по торцам модуля.
Разработаны оборудование и
технология изготовления такого листа.
Поток В в галетно-сорбентном
модуле движется по «влажной» зоне
поперечно потоку О в межгалетном
пространстве, которое заполнено слоем
гранул сорбента — синтетического
цеолита 12 (см. рис. 1). Гранулы
расположены на опорно-распределительной
решетке 11 из сетчатого листа с живым
сечением 76%.
В галетно-пластинчатом модуле
во «влажной» зоне размещены в
зазоре между галетами тонкие листы-
проставки из алюминия. Они выполнены
с наклонным основным рифлением
(косой двойной риф) и способствуют
равномерному распределению
вспомогательного потока по объему насадочнои
части аппарата.
Под нижним срезом каждой галеты
установлена полоса из поролона,
служащая для более равномерного
распределения и создания необходимой
задержки жидкости в контактной части
аппарата. Галетные вставки идентичны в
обоих вариантах модулей.
Вода в аппарат подается насосом
термостата 10 через блок ротаметров
14 и водораспределитель 8,
представляющий собой набор перфорированных
трубок. Движение потока В и воды
противоточное в пределах насадочнои
части. Вода стекает в виде пленки по
внешней стороне галет и по
наполнителю «влажных» каналов. Блок
ротаметров типа PC позволяет плавно
изменять и регистрировать расход воды
от 0 до 300 л/ч.
Соотношение потоков О и В
регулировали шиберами 7 и изменяли в
опытах в диапазоне Gb/Go =0,5^5,0.
Расход потока П через аппарат
составлял до 1000 м3/ч, при этом расход
потока О — до 500 м3/ч. Темпаратуру
потока П изменяли от 20 до 50°С.
Влагосодержание регулировали путем
рециркуляции части потока В в
диапазоне х = 6-М2 г/кг.
Параметры потоков П, О и В
измеряли: температуру и влажность —
сухими и мокрыми термометрами ТЛ-4
(цена деления 0,1°С); расход —
расходомерами 2 типа усредняющей трубки
Пито—Вентури; аэродинамическое
сопротивление — микроманометрами
ММН-250. Температуру потока О
измеряли также 18 термопарами,
введенными внутрь галет на разную
глубину по всему объему аппарата.
Содержание жидкости во «влажной»
зоне определяли методом отсечки
(одновременным прекращением подачи
воды и потока В в аппарат и
последующей фиксацией количества
стекшей воды).
Совместный тепломассоперенос в
косвенно-испарительном
воздухоохладителе характеризуется сосуществованием в
нем различных по физической
сущности процессов: конвективного
теплообмена на стороне основного потока,
теплопроводности в разделяющей
стенке и испарительного охлаждения на
стороне вспомогательного потока.
В работе использован метод,
базирующийся на понятии о двух
движущих силах переноса: температурного
напора в «сухой» и энтальпийного во
«влажной» зоне аппарата. С учетом
следующих допущений —
существование аналогии процессов тепло- и
массообмена во «влажной» зоне,
возможность пренебрежения термическим
сопротивлением разделяющей стенки,
выполненной из алюминиевой фольги,
равенство поверхностей переноса в
«сухой» и «влажной» зонах,
постоянство коэффициентов переноса тепла
К0 и KiB на стороне потоков О и Б по
высоте аппарата — авторами
предложен метод анализа процессов
совместного тепломассопереноса при косвенно-
испарительном охлаждении.
Ранее для определения параметров
основного воздушного потока на разных
39
участках поверхности обмена
использовали метод внешних характеристик,
основанный на понятии эффективности
процесса [4]. В настоящей работе
этой цели служит итерационная
процедура, состоящая в предварительном
задании значения числа единиц
переноса суммарного тепла на стороне
вспомогательного потока NiB и сравнении
«средних расчетной и экспериментально
измеренной температур основного
потока на выходе из модуля. При
отсутствии равенства необходимо задать
новое значение NiB и повторить расчет.
Температуру основного потока для
элементарной ячейки находят из
системы уравнений [3]:
л/ 2g(*oi—*ог)
Д/ = Ш—; д= •
''* GB с(\+2Ыш)ш
A)
01» *02~ температура потока О на входе
А'0-'01—*02» Мо = аAВ2 + *В\— 2iB\)
где с, а — коэффициенты;
и выходе из аппарата;
iBV iB2 — энтальпия потока В на входе и
выходе из аппарата;
'Si» *В2 — то же' ПРИ темпеРатУРе жидкости
у поверхности раздела fjo
F —поверхность;
Gв —расход потока В.
Параметры вспомогательного потока
определяют также из системы
уравнений, задавшись неизменным
соотношением K0/KiB по расчетной программе,
предложенной в работе [4]:
-к = _*й.
х/в
1ж~го
1Ъ~'1п =_?л.
1Ж
dtt
B)
*0=const, s
где if.
температура и энтальпия потока В;
*Ж> **в — температура жидкости у
поверхности раздела и энтальпия потока
В при этой температуре, значения
этих величин могут быть найдены
по уравнениям, описывающим
кривую равновесия [2];
t0 — температура потока О;
х0 — влагосодержание потока О.
Метод в использованном варианте
реализован на языке ФОРТРАН-IV
(ЭЦВМ ЕС 1022), применим для случая
ненасыщенности воздушного потока В
и ограничен высокими концентрациями
водяного пара. Оптимальное число
разбиений по высоте модуля — число
расчетных ячеек к = 130, по длине
модуля — число расчетных колонок
я =30.
Возможности расчета
иллюстрируются данными, приведенными на рис. 3
для одного из опытов (Go = 400 м3/ч;
GB=360 м3/ч; Gx=10 л/ч; галетно-
сорбентный модуль). Представлены
расчетные температуры потоков О и В.
Охлаждение воздушного потока О
протекает при практически неизменном
влагосодержании, причем расчетные
и экспериментальные значения t0 по
высоте модуля оказываются
неизменными (в пределах колонок расчетной
двухмерной модели). Состояние
потока В по высоте модуля изменяется
значительно, приближаясь на выходе из
него к кривой равновесия. Равенство
температур tB = t0 наступает на
различной высоте модуля в зависимости от его
длины; далее, до выхода из модуля,
сохраняется неравенство температур
tB<t0. В последних по высоте модуля
ячейках температура потока В начинает
повышаться. Возможность полного
насыщения потока В определяется
соотношением GB/G0 и температурой и влаго-
содержанием исходного воздушного
потока, причем раньше это происходит
в последнем по длине аппарата сечении,
где отмечается минимальная степень
использования потока В.
Характер изменения потока В в
условиях поперечно-точной схемы
контактирования оказывается весьма
сложным, особенно в районе кривой
равновесия, а в случае выхода на нее
требует в исходной системе
расчетных уравнений учета возможного ту-
манообразования.
Приведенные результаты указывают
на возможность
увеличения-производительности воздухоохладителя.
20 25
Поток В
Рис. 3. Характер распределения температур
потоков О и В по длине и высоте модуля
40
Графики, представленные на рис. 4—
.6, иллюстрируют зависимости
диффузионного числа NuD на стороне
воздушного потока В от определяющих
параметров для галетно-сорбентного
модуля. Коэффициенты переноса на
обеих сторонах аппарата однозначно
взаимосвязаны B), причем
лимитирующей здесь является сторона основного
воздушного потока.
Во всем диапазоне изменения ReB
отмечен устойчивый рост числа NuD
и ^слабая" Зависимость его от Re^
Последнее видно на рис. 6, где
влияние плотности орошения заметно
лишь в области Re^>20 в широком
диапазоне значений ReB. Это
обусловлено пенообразованием на
опорно-распределительной решетке и в слое
сорбента и характерно только для
модуля ГС; при этом резко возрастает
сопротивление прохождению потока В.
Для модуля ГС можно рекомендовать
минимальную плотность орошения ?ж=
= 0,01 м3/(ч»м2). Причем следует
отметить задержку значительного
количества жидкости в сорбентном слое
и на решетке, достигающего 3—4 л.
Это определяет малую чувствительность
процесса к колебанию нагрузок и
возможность эксплуатации модуля при
кратковременном прекращении подачи
воды.
Визуальный контроль позволил
установить равномерность распределения
'жидкости в объеме слоя — по
характеру дренажа воды через опорно-
распределительную решетку.
Прозрачная боковая стенка корпуса
позволяла также изучать характер
возникновения и развития пенного слоя
во «влажной» зоне аппарата.
Увеличение тепловой нагрузки (см. рис. 5)
приводит к росту интенсивности
процесса на стороне потока В при
неизменной его скорости и плотности
орошения. Только начиная с Reo>400,
поток В оказывается недостаточным.
Закономерности изменения числа
NuD для ГП модуля качественно
идентичны описанным, за исключением
существенно большего влияния числа
Re^ Последнее вызвано задержкой
небольшого количества жидкости в на-
садочном слое. Рабочие значения
?ж здесь много выше, они находятся
в диапазоне ?ж = 0,2ч-0,4 м3/(ч • м2)
в зависимости от расхода GB.
На рис. 7 показана потеря напора
при движении потока В по каналам
"»
ю
5
3
*А
о •
%
К)
т1
<
л
о
Л
ш
1
А
л
100
200 300 W0 500 800Re6
Рис. 4. Зависимость диффузионного числа Nu^
от критерия ReB при различных расходах
орошающей жидкости Gж:
* — °Ж = 15 л/ч; Д — 25 л/ч; О — 40 л/ч
20
15
10
\1
1
о
D
D
hD
=1&-
U
100
200 300 Ш Re0
Рис. 5. Зависимость диффузионного числа NuD
от критерия ReQ:
GB=300 м3/ч; Ож = 15 л/ч
Ntln
1В
10
г И°
«Г ° ° ° о Р 1 1 А
Id а а а а I J •
• • • I • • • • Т 1
3 4 5 10 20 30 W 50Rem
Рис. 6. Зависимость диффузионного числа NuD
от критерия Re^ при различных расходах
вспомогательного потока G в:
# - G5 = 150 м3/ч; D — 200 м3/ч; О — 300 м3/ч
«влажной» зоны ГП модуля. Следует
учесть, что рабочие расходы GB
не превышают для КВ-500 400 м3/ч
при максимальном расходе Gж= 140л/ч,
что соответствует величине Ар = 300 Па.
Аналогично выглядит эта зависимость
для ГС модуля, но она протекает в
области больших значений Ар и
включает область режима пенообразования,
где характерен скачок потери напора.
Кроме того, слой сорбента при высоких
расходах GB склонен к
фонтанированию в условиях узких щелей-каналов
41
100 200 300 WO 500Gb>h3/h
Рис. 7. Зависимость потери напора Ар во
«влажной» зоне аппарата от расхода потока В Gв при
различных расходах орошающей жидкости G
О — вж = 0 л/ч; Л — 5 л/ч;
¦ — 30 л/ч; V— 40 л/ч;
V— 70 л/ч;# — 140 л/ч
10 л/ч; D
О — 50 л/ч; X •
ж-
20 л/ч;
60 л/ч;
между боковыми торцами галет. Режим
псевдоожижения сорбента в работе
не изучали. Слой сорбента фиксировали
в неподвижном состоянии
ограничительной решеткой-сеткой с живым
сечением 76%.
Трехлетние испытания
воздухоохладителя КВ-500 (модификация ГС) в
лабораторных условиях показали
стабильность рабочих характеристик.
Разрушений сорбента не наблюдалось.
Отложение солей практически не
сказалось на интенсивности процессов во
«влажной» зоне аппарата.
Эксплуатация этого варианта воздухоохладителя
в промышленных условиях требует
установки фильтров на воздушном
потоке.
В табл. 2 приведены основные
характеристики ряда
косвенно-испарительных воздухоохладителей,
работающих по совмещенной схеме. Схема
движения потоков О и В прямоточная
[5, 7], противоточная [1] и поперечно-
точная [4, 6, 8] обычного [4—6, 7]
и регенеративного типов [1,8]. В
качестве материала «сухой» зоны
аппарата использованы стальные листы [6, 7],
пластины из дюралюминия [5],
алюминиевая насадка регулярной структуры
[4], мипласт, покрытый с одной
стороны влагонепроницаемым
теплопроводным слоем [1], поливинилхлоридные
пластины [8]. «Влажную» зону
образуют капиллярно-пористые материалы
(мипластовые листы [1,5]) либо
слои льняной ткани [7], непроклеен-
ного плетеного нейлона, вискозы или
стеклоткани [8], покрывающие
наружную сторону «сухих» каналов. В
качестве обш^ей тенденций можно
отметить использование многоканальных
насадочных структур, обеспечивающих
высокую компактность аппаратов.
Воздухоохладитель КВ-500
(модификации ГС и ГП) отличается малыми
габаритными размерами, массой и
стоимостью, надежностью в эксплуатации
и простотой обслуживания. В
конструктивном оформлении КВ-500
отсутствуют дефицитные и дорогостоящие
материалы и движущиеся части. Общая
схема компоновки аппарата может
быть изменена с учетом специфики
обслуживаемого объекта.
Воздухоохладитель может работать по обычной
и регенеративной схемам, в одно- и
двухпоточном вариантах. На
воздушном потоке О может использоваться
точник информаци1
S
4]
[4
[1
[5
6
7
[8
о
с
л
1s-
|о
о «^
т *
о Я
С ш
400/800
500/1000
300/555
85/160
1000/2200
1824/4245
450/950
баритные размеры
парата, мм
СО С
?- со
400X500X250
400X500X250
1240X840X240
300X148X143
Ш0Х400ХЮ00
1524X372X445
600X600X300
icca аппарата, кг
?
До 40
До 15
—
—
—
—
—
ходные параметры
здуха tc/tM, °C
sS
42,0/22,3
41,0/22,0
35,2/20,3
40,0/22,3
40,0/18,1
40,9/24,2
35,0/24,0
раметры воздушного
гока О на выходе из
парата tc/tM, °C
С с га
24,4/14,1
26,2/16,8
19,3/17,3
26,0/16,9
25,5/ -
29,6/ -
21,2/ -
оизводительность
парата, кВт
С га
2,0
2,1
1,35
0,33
4,0
5,8
1,71
требляемая мощност
т
0,4
0,16
0,24
0,16
0,3
0,38
0,25
6
сход мощности на
лучение 1 кВт произв
тельности
га о х
а. с в*
0,2
0,076
0,18
0,19
0,075
0,066
0,15
Т
а б л и ц а 2
Удельная
производительность
единицу
ъема аппарата,
т/м3
га о CQ
х о ье
40,0
42,0
5,4
51,6
25,0
22,5
15,8
1 м3 обрабаты-
емого воздуха,
/м3
га га ?
х « CQ
5,0
4,2
4,5
3,9
4,0
3,2
4,2
единицу массы
парата, кВт/кг
га с
в га
0,05
0,14
—
—
—
—
42
дополнительная увлажняющая ступень.
Сферы возможного использования
разработанных модификаций КВ-500'
(ГС и ГП) в различных
стационарных и транспортных объектах
определяются особенностями модификаций.
Для воздухоохладителя галетно-сор-
бентного типа характерна задержка
большого количества жидкости в слое
сорбента, его характеристики менее
чувствительны к возможным
колебаниям нагрузки, он стабильно работает
при минимальных плотностях орошения
жидкости [?ж = 0,01 м3/(ч • м2)] и
малочувствителен к качеству ее
распределения, может работать в наклонных
положениях, а также при
кратковременном (до 30—40 мин) прекращении
подачи жидкости. В то же время
для этой модификации характерны
большая масса и повышенные
энергозатраты. Галетно-пластинчатый
воздухоохладитель более надежен в
эксплуатации, менее подвержен
загрязнениям рабочих поверхностей благодаря
отсутствию капиллярно-пористых
материалов в его конструкции. Имеет
небольшую массу и энергозатраты на
организацию процесса охлаждения. На
его основе возможно наращивание
производительности с использованием
модульного принципа компоновки.
В настоящее время
воздухоохладитель КВ-500 проходит промышленные
испытания на различных объектах
страны. В августе и сентябре 1982 г.
совместно с НПО «Солнце» АН Турк-
УДК [621.573:621.514.515].001.5
ИССЛЕДОВАНИЕ
ВЫСОКОТЕМПЕРАТУРНОЙ ЧАСТИ
ВОЗДУШНОЙ
ТУРБОХОЛОДИЛЬНОИ МАШИНЫ
A. С. АБРАМОВ,
канд. техн. наук И. Т. БОНДАРЕВ,
д-р техн. наук, проф. Л. 3. МЕЛЬЦЕР,
B. В. МЕЛЬНИК
Одесский технологический институт
холодильной промышленности
Широкое распространение
воздушных турбохолодильных машин (ВТХМ)
в значительной степени сдерживается
их относительно низкими
энергетическими показателями. Даже применение
высокоэффективных турбоагрегатов не
может компенсировать потери,
обусловленные теплофизическими свойствами
воздуха и особенностями цикла ВТХМ.
менской ССР проведен цикл испытаний
галетно-сорбентного варианта КВ-500,
предназначенного для создания
микроклимата в помещении для отдыха
чабанов. При параметрах наружного
воздуха по сухому и мокрому
термометрам соответственно /с = 34,6 и
*М=16,5°С в помещении
поддерживалась температура 24°С.
Список использованной литературы
1.Волкун А. Д., Цимерман А. Б., Зек-
сер М. Г., Майсоценко В. С.
Кондиционер для кабины зерноуборочного комбайна
«Нива».— Холодильная техника, 1980, № 3,
с. 14—18.
2. Дорошенко А. В., Липа А. И.
Испарительное охлаждение воды в аппаратах с
плотными насадочными слоями. — Холодильная
техника, 1981, № 3, с. 24—28.
3. Дорошенко А. В., Липа А. И., Сикор-
ская Е. М. Рабочие характеристики
регулярных насадок поперечно-точных
вентиляторных градирен.— Холодильная техника, 1982,
№ 9, с. 23—29.
4. Компактные охладители
косвенно-испарительного типа / А. В. Дорошенко, К. И. Рже-
пишевский, Т. В. Титаренко и др. — В кн.:
Вопросы судостроения. Сер. Промышленная
энергетика, охрана окружающей среды и
энергоснабжение судов. Л., 1981, вып. 8, с. 45—51.
5. Кокор и н О. Я., Михайлов В. А.
Исследование пластинчатого теплообменника с
капиллярным подъемом воды.— Водоснабжение
и санитарная техника, 1976, № 9, с. 18—19.
6. Рекомендации по расчету аппаратов и систем
косвенно-испарительного охлаждения воздуха.
Ташкент, ТашЗНИИЭП, 1977.
7. Abbas A. Latif, NabeelA. Mahmood. —
ASHRAE J., 1968, January, pp. 61—67.
8. Maclane-cross I. L., Banks P. J.—
Trans, of the ASME. J. Heat Transf., 1981,
Vol. 103, № 3, pp. 579—585.
В результате, рациональная область
использования ВТХМ недостаточно
обширна.
По мнению авторов, энергетические
показатели этих машин могут быть
улучшены, а область применения
расширена, если сочетать теплонасосный
и холодильный циклы [1]. В этом
случае комбинированная ВТХМ
(КВТХМ) может стать
конкурентоспособной там, где нужно осуществлять
в широком диапазоне температур
нагрев и охлаждение.
Известно, что газовые и, в частности,
воздушные ТХМ могут эффективно
работать в системах охлаждения, когда
тепло к хладагенту подводится при
переменных температурах с
минимальным температурным напором [2]. Это
же справедливо и для высокотемпе-
43
ратурной части КВТХМ, работающей
в режиме нагрева.
Анализируя энергетические
характеристики КВТХМ, необходимо
остановиться на методах определения числа
ступеней сжатия с промежуточным
охлаждением (утилизаторов тепла), так
как для одноцелевой (холодильной)
и двухцелевой (комбинированной)
ВТХМ они будут различны. При
задании двух параметров — степени
повышения давления рабочей среды и
максимальной температуры сжатого газа —
термодинамически рациональное число
ступеней двухцелевой КВТХМ имеет ,
строго определенное значение,
определяемое ее максимальной
энергетической эффективностью.
Полагая, что воздух подчиняется
законам идеальных газов и
рассматривая процессы его сжатия и
последующего охлаждения до температуры
среды в Т, s-диаграмме, легко
убедиться, что для обратимых процессов
эксергетический КПД т]^втхм,
характеризующий степень термодинамического
совершенства двухцелевой
комбинированной ВТХМ, при любом числе
ступеней z равен 1, в отличие от одноцелевой
ВТХМ, для которой максимально
возможное его КПД т]втхм = 1 может быть
получено (при адиабатных процессах
сжатия) только при условии z->oo.
Эксергетический коэффициент
полезного действия двухцелевой КВТХМ можно
определить из уравнения:
эксергетического КПД одноцелевой
ВТХМ и термического КПД,
оценивающего потенциальную работоспособность
отводимого тепла:
„квтхм_Г1втхм , _
1\ег — 1\ег •* 1в'
E)
Используя термодинамические
соотношения идеального газа для
адиабатных процессов с внутренней
необратимостью, расчетную формулу можно
записать в виде:
,квтхм_
„КВТХМ _ gc.B + gq/,
A)
где есв— эксергия сжатого воздуха при
температуре среды;
е — эксергия тепла сжатия;
/д — действительная работа, затрачиваемая
на привод компрессора.
Если учесть, что для идеального газа
при адиабатном процессе сжатия
е = /'
B)
C)
D)
где 1*т[п— минимальная работа в изотермическом
процессе сжатия;
те — средняя эксергетическая температура
отводимого тепла (термический КПД);
qh — тепло, отводимое в изобарном процессе
охлаждения газа,
то при заданном значении z величину
це можно представить также как сумму
z[(nlVk
гдет1ст — адиабатный КПД в процессах сжатия;
к — показатель адиабаты;
я — заданная степень повышения давления,
я=Рн-/РвС;
Рю Рве — давление нагнетания и всасывания;
| — коэффициент гидравлических потерь
на трение (при отсутствии потерь
Полагая, что значение т]ст оказывает
наибольшее влияние на величину
KRTYM
к\е , в расчетах потери на трение
не учитывали.
Необходимо отметить, что
зависимости E) и F) справедливы только
для рассматриваемого случая при
принятых допущениях и условии, что
воздух охлаждают до начальной
температуры. Если процесс сжатия
осуществляется с реальным газом в
необратимом политропическом процессе,
например с помощью охлаждаемых
компрессоров, то в правой и левой частях
уравнения D) появятся слагаемые,
учитывающие такие факторы, как
тепловой поток охлаждающей среды,
затраты работы на преодоление трения
в элементах компрессора, потери на
дросселирование в клапанах, нагрев га- i
за о стенки цилиндра при всасывании
и др. Можно показать, что при анализе
конкретного типа воздушной турбохо-
лодильной машины, который выходит за
рамки данной статьи, качественная
картина не изменится и принятые
допущения практически ее не исказят.
На рис. 1 представлены результаты
расчетов, выполненных, для примера,
при т)ст = 0,7. Подобные графики можно
построить для любых типов
компрессоров и значений адиабатных КПД
ступеней сжатия. Очевидно, что при любом
значении я двухцелевая КВТХМ имеет
44
п*
0,8
0,7
as
0,5
(задан)
1 ./^
F
1
/U
L
н
%/•*<
/
f
1
г
\7
5 г
Рис. 1. Зависимость эксергетического КПД т|
двухцелевой KBTXM и одноцелевой ВТХМ от
числа ступеней сжатия г:
/-ifB
^;2-л|т
больший эксергетический КПД, чем
одноцелевая ВТХМ, причем большему
значению степени повышения давления
соответствует и большее значение
квтхм Характерное убывание функции
^квтхм ^ для необратимых процессов
объясняется тем, что скорость падения
те (z) больше скорости роста tjJtxm B),
т. е. (&iJdz)>(drSTm/dz). Эти
рассуждения справедливы для любых
величин т]ст, потерь на трение и недореку-
перации, так как они, практически в
равной мере, влияют на эффективность
обеих установок. Рассматривая двух-
целевую КВТХМ, мы имеем в виду, что
значение z определяется при условии,
когда обеспечиваются заданные
значения двух параметров — я и те.
Поэтому необходимо проанализировать
два возможных случая: один из этих
параметров изменяется в известных
пределах, а другой задан или оба
параметра заданы.
В первом случае пределы изменения
степени повышения давления, а значит,
и термического КПД, могут быть
получены из анализа циклов холодильных
машин или условий реализации
известных технологических процессов. Если
величина л в цикле ТХМ задана, а тепло
сжатия используется для нагрева
рабочей среды до максимально возможной
при этой степени сжатия температуры,
т. е. те=т^а^ то принимается
одноступенчатый вариант КВТХМ, которому
соответствует наибольшая степень
термодинамического совершенства (см.
рис. 1). Предельное значение те здесь
ограничено только техническими
возможностями современного компрессо-
ростроения. Если степень повышения
давления может варьироваться, а
xe=const, то из уравнения E) следует,
что эксергетический КПД двухцелевой
установки зависит только от г)^ТХГА
и поэтому необходимо выбирать
максимально возможное значение z,
ограниченное условием те<т*2втхм при
минимальной степени л.
На рис. 2 представлена совмещенная
диаграмма зависимостей т*втхм=/(г)
и те=ф(АГ). Величина ДГ равна:
ДГ = Гл-Тср+е,
где Th — наибольшая температура в процессе
отвода тепла;
Тср — температура среды;
0 — разность температур на «горячем»
конце теплоутилизатора.
С помощью этой диаграммы можно
определить максимально возможное
число ступеней при заданном значении
те. По величине А Г в известных
пределах изменения я выбирают ближайшее
меньшее целочисленное значение z.
Например (см. рис. 2, примеры 1 и 2),
100 200 J00 WALK
Z 3 4 5 I
Рис. 2. Диаграмма для определения числа
ступеней сжатия г
45
для я = 8—12 и ДГ = 200 К
термодинамически оптимальным будет вариант
одноступенчатой КВТХМ, а для ДГ =
= 150 К — двухступенчатой, причем
в обоих случаях с я = 8. По этой
диаграмме можно определять число
ступеней сжатия и при n = const, и при
те = const (пример 2).
Во всех случаях эффективность
КВТХМ будет наибольшей, если
потребитель тепла задаст значение те,
совпадающее со значением т4втхм при
известной степени я. Это объясняется тем,
что эксергетический КПД
утилизационного теплообменника
л!°=-
G)
будет иметь максимально возможное
значение, равное единице, что приведет
к росту т)е м. В этом можно убедиться,
приведя уравнение E) к виду:
„КВТХМ = „ВТХМ
'\ez *ez
+ Т
КВТХМ ТО
(8)
В тех случаях, когда xe=const,
характер зависимостей т?втхм =/(г)лДГ
изменяется по отношению к варианту
KRTXM
те = т^2 =var, их линии становятся
эквидистантными лвтхм==/B)„ и от"
стоят на величину те.
На рис. 3 показана зависимость
эксергетического КПД двухцелевой
воздушной турбохолодильнои машины от
числа ступеней при заданных значениях
я и Д7\ В верхней и нижней частях
графиков штриховыми линиями соот-
KRTXM
ветственно даны зависимости т? =
=-/(z)n и т]втхм = / (z)„. Эти зависимости
можно использовать для анализа ВТХМ
и КВТХМ, поскольку каждому
выбранному значению степени повышения
давления я соответствует вполне
определенная величина низшей температуры
в цикле.
При анализе графиков, показанных
на рис. 1 и 3, становится очевидным,
что высокотемпературное
теплоснабжение с помощью двухцелевой воздушной
турбохолодильнои машины является
наиболее перспективным как с точки
зрения термодинамики, так и с инженер
ных позиций, поскольку сокращение
числа ступеней сжатия в рассматри
ваемых пределах изменения я снижает
металлоемкость, упрощает
изготовление и обслуживание компрессоров и т. д.
Но и в том случае, когда потребитель
тепла определяет уровень те или AT
ниже максимально возможного при из-
46
Рис. 3. Зависимости эксергетического КПД
КВТХМ от числа ступеней сжатия для заданных
хе = const при различных значениях л:
а — л = 4; б — я =8; в — л= 12
вестной степени сжатия,
комбинированное производство тепла и холода
обеспечивает наиболее высокую
термодинамическую эффективность воздушной
турбохолодильнои машины. Важное
значение имеет соотношение
производимых в КВТХМ и требуемых
потребителю количеств тепла и холода. Во
всех случаях, кроме одного, когда
теплопроизводительность установки
выше требуемой (вероятность этого,
особенно для современных крупных и
энергоемких предприятий, очень мала),
теплоснабжение от КВТХМ несомненно
улучшит показатели энергохозяйства
потребителя в целом.
Можно сделать следующий вывод:
в отличие от одноцелевых, для двух-
целевых воздушных турбохолодильных
машин термодинамически
рациональное число ступеней сжатия с
промежуточным охлаждением имеет единственно
возможное значение, определяемое ус-
товиями эксплуатации КВТХМ и
удовлетворяющее максимальной величине
ее эксергетического КПД.
Предлагаемая методика определения
рационального числа ступеней сжатия после
соответствующей корректировки с
учетом реальных политропических
процессов в конкретных типах компрессоров,
в принципе, может быть использована
и при применении рабочих веществ,
отличающихся по свойствам от
идеального газа.
Список использованной литературы
1. Бондарев И. Т., Абрамов А. С.
Комбинированная система теплохладоснабжения. —
В порядке обсуждения
УДК 621.56/.59.001.375.001.24
К РЕШЕНИЮ ЗАДАЧ
ОПТИМИЗАЦИИ ВХОЛОДИЛЬНОМ
МАШИНОСТРОЕНИИ
Канд. физ.-мат. наук А. Н. МАРЬЯМОВ,
Б. М. БОРОДЯНСКИЙ
ВНИИхолодмаш
Открытая на страницах журнала
«Холодильная техника» дискуссия по
проблеме оптимизации холодильных
установок затрагивает как объект
оптимизации, так и методы вычисления оптимума
целевой функции. Решение задачи
оптимизации складывается из следующих
элементов: создание математической
модели, определение целей и
важнейших параметров оптимизации,
нахождение экстремума целевых функций
(обычно большого числа переменных),
использование результатов
оптимизации.
Знакомясь с работой [2], может со^
здаться впечатление, что все трудности
по проблеме оптимизации холодильных
установок позади: построена модель,
предложен универсальный метод
нахождения оптимума, и, более того,
разработан подход [2], который «не может
в принципе привести к неадекватному
описанию любого процесса (в том числе
процессов АБХМ). Это объясняется
тем, что уравнения математического
описания модели соответствуют
общепринятым выражениям, используемым
при расчетах абсорбционных бромисто-
литиевых холодильных машин». Но
всякая, в том числе и
термоэкономическая модель, строящаяся на основе
приближенных эмпирических
закономерностей, является неточной, хотя авторы
работы [2] оптимизируют ее как
точную. Это в общем случае
недопустимо. Необходимо предварительно
выяснить степень адекватности модели и
реального объекта.
В кн.: Холодильная техника и технология,
Киев, TexHiKa, 1979, № 28, с. 36—39.
2. Сравнение холодильных машин,
предназначенных для охлаждения наружного
воздуха / Л. 3. Мельцер, Л. Ф. Бондаренко,
И. Т. Бондарев и др. — Холодильная техника,
1975, № 11, с. 22—25.
Оставляя в стороне вопрос о
точности модели, будем считать, что все
процессы описываются моделями без
погрешностей или, точнее, с малыми
погрешностями. В работе [2] указано, что
авторы работы [5] нарушают основное
требование корректной постановки
задачи оптимизации — оптимизировать
только одну величину. Это неверно.
Многокритериальная постановка
задачи оптимизации не только возможна,
но и наиболее близка к реальности
и менее абстрактна. В настоящее
время существуют рациональные подходы
к проблеме многокритериальной
оптимизации [4, 6].
Остановимся на методах поиска
оптимума одной целевой функции точной
модели. С математической точки зрения
при использовании ЭВМ проблема
нахождения экстремума одной целевой
функции в ограниченной области
изменения аргументов тривиальна: следует
организовать полный перебор всех
значений целевой функции с достаточно
малым шагом. Столь простой метод
поиска экстремума может потребовать
слишком много машинного времени.
Реализуемые на практике методы
поиска экстремума дают, как правило,
локальные экстремумы, из которых нужно
выбрать наилучший.
В настоящее время не существует
абсолютно надежного метода
нахождения экстремума, который можно
применить при решении достаточно
широкого класса задач. Более того, по
мнению некоторых специалистов, такого
метода не может быть в принципе [7].
Авторы термоэкономической модели
[2, 3] осуществляют поиск оптимума
целевой функции методом
множителей Лагранжа и сводят задачу
определения экстремума к нахождению
корней некоторой системы уравнений. Но
процесс вычисления корней трудоемок,
47
не прост и не всегда реализуем даже
на современных вычислительных
машинах. Искать эти корни в общем случае
приходится методами численного
анализа, причем необходимо доказать, что
найдены все корни и ни один не
пропущен, нужно перебрать все значения
корней и выбрать те, которые
реализуют искомый оптимум.
Все сказанное и практика
вычисления указывают на неприемлемость
подобного подхода к поиску экстремума
в достаточно общем случае.
Основное преимущество применения
термоэкономической модели, по мнению
авторов [2, 3], состоит в возможности
с помощью аналитического метода
множителей Лагранжа найти глобальный
экстремум. По нашему мнению,
во-первых, применение термоэкономической
модели для оптимизации холодильных
установок не следует однозначно
связывать с поиском экстремума целевой
функции методом множителей
Лагранжа, во-вторых, как отмечалось выше,
этот метод практически неприемлем в
достаточно общем случае. Заметим, что
во ВНИИ холодмаше практикуется
поиск экстремума, в том числе и
глобального, методом случайного поиска.
Решение носит вероятностный характер.
Практика показывает его
эффективность [1].
Не менее важным, чем поиск
абсолютной величины оптимума, является
исследование его на устойчивость.
Оптимум считается устойчивым, если при
малом изменении аргументов целевой
функции в окрестности оптимума
величина целевой функции изменяется дос-
ИЮБРЕПНИЯ
A1) 983402 B1) 2390512/28-13 B2) 20.07.76
3E1 )F 25 С 1/12E3N21.584.4G2) Н. В. Фомин,
3. М. Комладзе, Ф. Е. Довжко, В. Б. Ржевская,
В. В. Петухов, В. М. Смирнова, Ю. Ю.
Добровольский G1) Государственный проектно-кон-
структорский институт рыбопромыслового флота
E4) E7) 1. ГЕНЕРАТОР ЧЕШУЙЧАТОГО
ЛЬДА НЕПРЕРЫВНОГО ДЕЙСТВИЯ,
содержащий двустенный испаритель цилиндрической
формы с патрубками подвода и отвода
хладагента, отделитель жидкости, установленный над
испарителем, ротор с приспособлениями для нане-
таточно мало. Только исследованный на
устойчивость оптимум может
представлять интерес для практического
применения. Метод статистических испытаний
позволяет проводить такие
исследования.
В заключение хотелось отметить
своевременность и большую
объективную пользу от дискуссии,
организованной редакцией журнала «Холодильная
техника», так как она должна
способствовать выбору оптимальных путей
оптимизации холодильных машин и
установок.
Список использованной литературы
1. Бородянский Б. М., Лебедев А. А.
Метод статистических испытаний при
оптимизации холодильных систем. — Труды
ВНИИхолодмаша. Расчет и
экспериментальное исследование холодильных
компрессорных машин, 1982, с. 9—13.
2. Курылев Е. С, Оносовский В. В.,
Бахарев И. Н. Еще раз об оптимизации
холодильных установок. — Холодильная
техника, 1982, № 10, с. 41—43.
3. Оптимизация режима работы
абсорбционных бромистолитиевых холодильных
машин — важный резерв экономии
энергоресурсов / Е. С. Курылев, В. В. Оносовский,
И. Н. Бахарев и др. — Холодильная
техника, 1981, № 10, с. 19—23.
4. Растригин Л. А. Системы
экстремального управления. М., Наука, 1974, 630 с.
5. Розенфельд Л. М., Ш м у й л о в Н. Г.
Выбор расчетных режимов абсорбционных
бромистолитиевых холодильных машин в
зависимости от параметров внешних
источников. — Холодильная техника, 1982, № 6,
с. 31—36.
6. Соболь И. М., Статников Р. Б. Выбор
оптимальных параметров в задачах со
многими критериями. М., Наука, 1981, 110 с.
7. Федоренко Р. П. Приближенное решение
задач оптимального управления. М., Наука,
1978, 487 с.
сения воды на поверхности испарителя и
приводом для вращения ротора и режущие элементы
для скалывания льда, расположенные на роторе,
отличающийся тем, что, с целью повышения
производительности генератора, испаритель
снабжен вертикальными перегородками,
смонтированными между его стенками, и вертикальными
полыми вставками, установленными с зазором
по периметру в каналах между перегородками,
при этом высота перегородок и вставок меньше
высоты стенок испарителя, стенки выполнены из
материала с высокой удельной
теплопроводностью, а соотношение площади сечения полости
вставки к площади зазора равно 1:1.
2. Генератор по п. 1, отличающийся тем, что
режущие элементы выполнены в виде дисковых
ножей, жестко скрепленных между собой, и
установлены с возможностью
возвратно-поступательного перемещения в вертикальной плоскости.
48
ОШЕН ОПЫТОМ
УДК 621. 565.945.004.182
ПУТИ СНИЖЕНИЯ ЭНЕРГОЗАТРАТ
ПРИ ИСПОЛЬЗОВАНИИ
АППАРАТОВ ВОЗДУШНОГО
ОХЛАЖДЕНИЯ В ХОЛОДИЛЬНЫХ
УСТАНОВКАХ
Канд. техн. наук А. Н. КАБАКОВ,
А. А. НЕСВИЦКИЙ
Рациональное использование
аппаратов воздушного охлаждения (АВО)
в схемах холодильных установок
позволяет значительно снизить расход
электроэнергии и воды. Об
эффективности применения АВО в качестве
конденсаторов холодильных установок
в последние годы появилось
значительное число работ, в том числе авторов
настоящей статьи [1,5—8].
Ниже рассматриваются схемы
холодильных установок с АВО,
эксплуатация которых дает значительную
экономию электроэнергии.
На рис. 1 показана схема
холодильной установки с комбинированным
использованием конденсаторов
воздушного и водяного охлаждения в
зимний, наиболее напряженный для
энергосистемы период. Установка
предназначена для получения двух температур
кипения (t0 = 0°C и t0 = — 10°C).
Конденсатор воздушного охлаждения
(КВО) работает в контуре получения
холода более высокого температурного
потенциала (г0 = 0°С). Выработка
холода в зимнее время при температуре
наружного воздуха ниже —10°С
обеспечивается естественной циркуляцией
хладагента между испарителем и КВО
при отключенном компрессоре [2].
До перехода на режим
естественной циркуляции хладагента между
испарителем / и КВО 4 оба
холодильных контура работают независимо
друг от друга. Когда давление в КВО,
снижаясь, достигает заданного
давления в испарителе /, компрессор 2
выключают из работы. Пары аммиака из
испарителя /, минуя компрессор 2,
через открытый вентиль 3 попадают
CD
17^К
10 S в
A rC—Jfc
Рис. 1. Схема холодильной установки с двумя
температурами кипения и с комбинированным
охлаждением конденсаторов:
/ — испаритель с высокой температурой кипения; 2, 8 —
компрессор; 3, 14 — вентиль; 4 — конденсатор воздушного
охлаждения; 5 — барорегулирующий вентиль; 6 —
конденсатор водяного охлаждения; 7 — ресивер; 9 — испаритель с
низкой температурой кипения; 10 — пневмоклапан; //, 12 —
пневмоклапан (регулятор уровня); 13 — обратный клапан
в КВО, конденсируются и под
влиянием гидростатического столба через
вентиль 14 сливаются в испаритель /,
замыкая цикл естественной циркуляции.
В контуре с /0 = —10°С пары аммиака
из испарителя 9 сжимаются
компрессором 5, конденсируются в
конденсаторе водяного охлаждения 6 и через
ресивер 7, открытый пневмоклапан 10
и регулятор уровня // возвращаются
в испаритель 9.
Недостаток уровня в контуре с КВО
контролируется и пополняется с
помощью регулятора уровня 12 из
контура с конденсатором водяного
охлаждения, в ресивере которого сосредоточен
запас жидкого хладагента.
В период практического равенства
температуры (давления) конденсации
в конденсаторе 4 заданной
температуре кипения (давлению) в испарителе 1
пневмоклапан 10 открыт, а
барорегулирующий вентиль 5 закрыт. Обратный
клапан 13 предотвращает поступление
аммиака из жидкостной линии в
испаритель /, минуя регулятор уровня.
При снижении температуры
наружного воздуха давление в КВО и
испарителе / уменьшается и пневмоклапан
10 закрывается. Давление между ним и
пневмоклапаном 11 падает до давления
в испарителе 9. Под влиянием разности
давлений в испарителях открывается
обратный, клапан 13 и в испаритель
9 поступает жидкий аммиак из
испарителя /. В связи с падением уровня
в последнем пневмоклапан 12 откры-
49
вается, пропуская жидкий аммиак из
ресивера в испаритель /.
Пары хладагента, образовавшиеся
при дросселировании его от давления
в ресивере до давления в испарителе У,
вместе с основным потоком паров
контура естественной циркуляции
поступают в КВО, увеличивая на него
нагрузку, т. е. повышая давление в
этом контуре.
Жидкий аммиак из испарителя /
через обратный клапан 13 и
регулятор уровня 11 попадает в испаритель
9, откуда пары отсасываются
компрессором 8 и нагнетаются в конденсатор
водяного охлаждения и т. д.
Последовательное прохождение
хладагента через оба холодильных
контура позволяет поднять нагрузку на
КВО и поддержать «снизу»
температуры конденсации и кипения при
получении f0 = 0°C, а также уменьшить
дроссельные потери при получении
t0 = — \0°C [3].
Если все-таки давление в контуре
естественной циркуляции продолжает
падать (дальнейшее снижение
температуры наружного воздуха, уменьшение
нагрузки), включается дополнительная
схема (вторая стадия) регулирования,
в результате чего открывается баро-
регулирующий вентиль 5,
поддерживающий давление «после себя» [4].
Поскольку уже до включения этого
вентиля весь хладагент подавался через
испаритель У, то уменьшение количества
хладагента, проходящего через
конденсатор водяного охлаждения 6, ресивер
7 и пневмоклапан 12, не приведет к сбою
режима и схемы регулирования, а лишь
увеличит нагрузку на КВО в той мере,
в какой это надо для поддержания
необходимого давления в испарителе /.
С другой стороны, снижение нагрузки
на конденсатор водяного охлаждения
6 позволяет уменьшить давление в
конденсаторе при получении в контуре
t0 =— 10°С или расход воды на этот
конденсатор.
При повышении температуры
кипения в испарителе 1 сначала
закрывается барорегулирующий вентиль 5. При
ее дальнейшем росте открывается
пневмоклапан 10 и закрывается обратный
клапан 13. Контуры получения холода
начинают работать независимо друг
от друга.
Применение двух аппаратов
воздушного охлаждения в комбинированной
схеме охлаждения конденсаторов
холодильной установки в одном из цехов
Омского завода синтетического
каучука увеличило дополнительно
примерно на 20 тыс. руб. эффективность
использования КВО в контуре
естественной циркуляции (экономия
электроэнергии в натуральном выражении
превысила 1 млн. кВт-ч в год).
Другой путь повышения
эффективности применения аппаратов
воздушного охлаждения в схемах холодильных
установок предусматривает снижение
себестоимости холода и сокращение
энергозатрат путем стабилизации
суточных пиковых нагрузок на
энергосистему.
Это решение предполагает
использование аккумулятора холода для
переохлаждения хладагента, причем хладо-
носитель охлаждают в периоды
снижения давления конденсации
(преимущественно в ночное время), а в период
повышения давления конденсации этот
хладоноситель служит для
переохлаждения хладагента перед регулирующим
вентилем.
На рис. 2 показана схема
холодильной установки с КВО, аккумулятором
холода и переохладителем жидкого
хладагента.
Холодильная установка работает
тремя способами в зависимости от
нагрузки и давления конденсации.
При номинальной нагрузке и
расчетном давлении конденсации пары
хладагента, нагнетаемые компрессором У,
конденсируются в КВО 2, а жидкий
хладагент стекает в ресивер 3, через
переохладитель 5 при полностью
открытом вентиле 4 свободно проходит до
Рис. 2. Схема холодильной установки с
конденсатором воздушного охлаждения, аккумулятором
и переохладителем:
/ — компрессор; 2 — конденсатор воздушного
охлаждения; 3 — ресивер; 4, 9 — дроссельный вентиль; 5 —
переохладитель; 6 — аккумулятор; 7 — насос аккумулятора;
8 — циркуляционный насос; 10 — испаритель
50
регулирующего вентиля 9, где
дросселируется, попадает в испаритель 10
и охлаждает хладоноситель,
циркулирующий с помощью насоса 8. Пары
хладагента из испарителя
отсасываются компрессором. Этим замыкается
холодильный цикл. Через
переохладитель 5 хладоноситель не проходит, насос
7 и аккумулятор холода отключены.
Если снижается давление
конденсации (а следовательно, увеличивается
холодопроизводительность установки)
или падает нагрузка от потребителя,
подключается аккумулятор холода,
который работает в режиме охлаждения
хладоносителя. Часть хладоносителя
из испарителя 10 поступает в нижнюю
часть аккумулятора 6. Охлажденный
хладоноситель отбирается из верхней
части аккумулятора насосом 7 и
возвращается в основную
циркуляционную систему, в линию возвратного
рассола от потребителя в испаритель
10. Циркуляция хладоносителя через
переохладитель 5 отсутствует. Таким
образом, при достаточно длительной
работе температура хладоносителя в
аккумуляторе практически достигает
температуры хладоносителя на выходе
из испарителя 10.
В период повышенного давления
конденсации (уменьшения холодопроизво-
дительности установки) или увеличения
нагрузки от потребителя аккумулятор
холода подключается для охлаждения
хладагента в переохладителе 5 в целях
уменьшения дроссельных потерь
холодильного цикла, а следовательно,
для увеличения холодопроизводитель-
ности установки. Для этого закрывается
арматура, соединяющая аккумулятор
УДК 621.575.004.001.86
ИСПОЛЬЗОВАНИЕ АГРЕГАТА
АБХА-2500 ДЛЯ ОТОПЛЕНИЯ
НА АСТРАХАНСКОМ ЗАВОДЕ
РЕЗИНОВОЙ ОБУВИ
Канд. техн. наук Л. В. Г АЛИМОВА
Астраханский технический институт рыбной
промышленности и хозяйства
Для производства резиновой обуви,
а также товарных и серых резин на
Астраханском заводе резиновой обуви
вырабатывают 3326 т/ч резиновых
смесей.
6 и насос 7 с системой потребитель—
испаритель 10, насос 7 направляет
хладоноситель из нижней части
аккумулятора 6 в переохладитель 5, откуда
отепленный хладоноситель
возвращается в верхнюю часть аккумулятора.
Описанная схема позволяет повысить
экономичность холодильной установки
как в плане энергетическом
(выравнивание нагрузки в течение суток), так и,
в определенных условиях, в плане
капитальных затрат, если затраты на
дополнительное оборудование не
превысят затраты на увеличение мощности
холодильной установки при
необходимости компенсации пиковых нагрузок.
Список использованной литературы
1. А. с. 561847, 731215, 759807, 832267, 853311,
866358 (СССР).
2. А. с. 498454 (СССР).
3. А. с. 879193 (СССР).
4. А. с. 806996 (СССР).
5. Несвицкий А. А. Об экономической
эффективности применения воздушных
конденсаторов в холодильных установках
нефтехимической промышленности.— Холодильная
техника, 1976, № И, с. 13—17.
6. Несвицкий А. А. О снижении потребления
электроэнергии при эксплуатации холодильных
установок.— Промышленная энергетика, 1978,
№ 8, с. 6—7.
7. Несвицкий А. А., Кабаков А. Н., К а
леки н В. С. Повышение эффективности
применения КВО для холодильных установок.—
Эксплуатация, модернизация и ремонт
оборудования, 1975, № 4, с. 1—3.
8. Несвицкий А. А., Кабаков А. Н., Мак-
сименко В. А. Сравнение эффективности
водяного и воздушного охлаждения
конденсаторов холодильных установок
нефтехимического предприятия.— Тезисы докл. Всесоюз.
конф. по холоду. Секция IV. Ташкент,
1977, с. 35.
Согласно технологии их готовят при
постоянной температуре A2° С)
охлаждающей воды, поступающей в
технологическое оборудование.
В зимний период Заданный
температурный режим обеспечивается
использованием оборотной системы
охлаждения воды.
В летнее время холодную воду с
требуемой температурой получают на
холодильной станции, состоящей из двух
бромистолитиевых агрегатов АБХА-
2500.
Холодильная станция работает в теп-
51
лое время года в течение 4—5 мес.
Была изучена возможность
использования этой станции для отопления
технологических цехов завода в зимнее время
На Астраханском заводе резиновой
обуви применяется центральная
система водяного отопления от котельной,
в состав которой входят два
работающих поочередно водогрейных котла
ПГВМ-30. В отопительные приборы
подается вода с температурой 110° С.
Температура обратной воды 65—70° С.
По разработанной схеме станции,
работающей в режиме теплового насоса
(см. рисунок), обратная вода подается
в абсорбер, где, в соответствии с
расчетом [2], нагревается до 85° С.
Выходящая из абсорбера вода для догрева
до 110° С направляется в один из
водогрейных котлов, а из него — в
отопительную систему. Генератор
обогревается горячей водой с температурой 70° С,
поступающей из второго водогрейного
котла. Процесс в генераторе идет при
давлении /?к= 1,6 кПа (Г2 мм рт. ст.),
определяемом температурой воды,
подаваемой в конденсатор и равной в
условиях Астрахани в зимнее время
6—8° С.
Работа с высокой температурой
абсорбции требует особого внимания к
защите поверхности от коррозии со
стороны бромистого лития, интенсивность
которой возрастает с повышением
температуры. В связи с этим
предусматривается контроль содержания
ингибиторов в растворе и рН раствора (рН не
должен быть менее 7).
В испаритель поступает вода из
технологического оборудования с
температурой 35° С. Процессы в испарителе и
абсорбере протекают при давлении
р0 = 5,6кПа D2 мм рт. ст.). После
испарителя вода подается в градирню и
далее снова в технологическое
охлаждающее оборудование.
В соответствии с расчетом тепло-
производительность абсорберов
составляет 12,21 МВт A0500 тыс. ккал/ч).
При оценке эффективности
использования предлагаемой схемы было
учтено, что годовой фонд заработной платы
управленческого аппарата и рабочих,
обслуживающих станцию, при работе ее
в качестве теплового насоса в течение
6 мес составит 5562 руб.; капитальные
затраты на переоборудование станции
в целях использования ее в зимнее
время для отопления цехов,
включающие стоимость дополнительных
технологических трубопроводов и их
монтажа, — 2904 руб., цеховые расходы —
5815 руб.
Затраты на электроэнергию и воду по
нормативам определены в размере
1030 руб.
Общая величина затрат 9747 руб.
При расчете экономии учитывали
основные характеристики системы
отопления (по данным завода):
В градирню ^
Схема теплонасосной установки:
А — абсорбер; И — испаритель; Г— генератор; К —
конденсатор; ПГВМ-30 — водогрейный котел
Расход воды для отопления, м3/ч 700
Теплоемкость топлива (мазута),
МДж (ккал/кг) 39,77 (9500)
Стоимость топлива, руб/т 44
Тепловая нагрузка системы
отопления, МВт (ккал/ч) 32,56
B8 000 тыс.)
Расход топлива на нагрев воды от
70 до 110° С в котле без применения
АБХА-2500 равен 3 т/ч, а его экономия
при использовании АБХА-2500 с
нагревом воды в абсорбере от 70 до 85° С —
1,125 т/ч.
Тепловая нагрузка генератора при
коэффициенте трансформации ср = 1,1
составляет 11,05 МВт (9500 тыс
ккал/ч).
Расход топлива на обогрев
генератора равен 1,00 т/ч.
Экономия топлива при условии
работы теплового насоса в течение 5040 ч
в году составит 630 т/год.
52
Годовой экономический эффект
~30 тыс. руб.
Срок окупаемости затрат на
переоборудование станции 0,3 года.
Проведенные расчеты показали
целесообразность предлагаемой схемы
использования АБХА-2500 для отопления
цехов в зимнее время года.
Положительным фактором при этом
является исключение сложных работ
по консервации станции на зиму при
круглогодичной работе агрегата, а
также использование обслуживающего
персонала в течение всего года в соот-
УДК 621.57.041-213.3.004.5
УСТРАНЕНИЕ ЗАКЛИНИВАНИЯ
КОМПРЕССОРОВ БЫТОВЫХ
холодильников
П. п. ПЕСКОВ,
Н. Д. БЛУВШТЕЙН
В процессе эксплуатации домашнего
холодильника может произойти
заклинивание герметичного компрессора
из-за попадания в пары трения
различных твердых частиц, образующихся в
результате износа трудящихся деталей.
Как правило, в этом случае
заклиненный компрессор демонтируют с
холодильного агрегата и заменяют на
новый.
Холодильный агрегат с новым
компрессором подвергают сушке, вакууми-
рованию и последующей заправке
хладагентом и маслом. Стоимость такого
ремонта 71,75 руб. D4 руб.— стоимость
нового компрессора; 27,75 руб.—
стоимость работ по его замене согласно
прейскуранту № Б25—01), что
составляет 85—90% стоимости всего
холодильного агрегата.
Заклинивание, возникшее в
результате незначительных загрязнений
трущихся узлов компрессора, при
условии исправного состояния обмоток
электродвигателя целесообразно
устранять без демонтажа компрессора.
Силы трения в трущихся парах,
засоренных мелкими частицами, при
заклинивании компрессора возрастают
до такой величины, при которой момент
статического сопротивления Мс на валу
ветствии с квалификацией, поскольку
сейчас в зимнее время года
машинистов холодильной станции переводят на
заводе на другие работы.
Список использованной литературы
1. Блиер Б. М., Вургафт А. В.
Теоретические основы проектирования абсорбционных
термотрансформаторов. М., Пищевая
промышленность, 1971, 202 с.
2. Использование тепловых насосов для
централизованного хладоснабжения
промышленных предприятий / Я. А. Ковылянский,
Б. Н. Громов, В. С. Янков и др. — Холодильная
техника, 1981, № 1, с. 12—15.
компрессора становится больше
пускового момента Мдв, развиваемого
электродвигателем. Поэтому, чтобы
устранить заклинивание без
разгерметизации холодильного агрегата и без
разборки компрессора, необходимо
увеличить пусковой момент на валу
электродвигателя Мдв или уменьшить
Мс за счет снижения сил трения в
трущихся парах компрессора.
Пусковой момент электродвигателя
можно увеличить на 5—7% путем
подачи в его обмотки напряжения,
превышающего номинальное значение на
10—15%. Такой способ устранения
заклинивания рекомендуется в пособии
[2] и широко применяется на
предприятиях по ремонту бытовой техники.
Однако, как показывает практика,
этот способ малоэффективен и лишь
в редких случаях дает положительные
результаты. Обусловлено это тем, что
при номинальных значениях
напряжения на обмотках электродвигателя
магнитная индукция в стали близка
к насыщению и повышение
напряжения более чем на 15% не приводит к ее
увеличению. А так как вращающий
момент электродвигателя находится в
прямой зависимости от магнитного
потока, прямо пропорционального
магнитной индукции, то и пусковой момент
электродвигателя не увеличится.
Кроме того, повышение напряжения
более чем на 10% от номинального
значения приводит к резкому
возрастанию тока в обмотках и вызывает их
перегрев и разрушение изоляции.
Особенно опасно такое включение для
пусковой обмотки, которая выполняется
из провода меньшего сечения, чем рабо-
53
чая обмотка. Воздействие же
увеличенного момента на заклиненные трущиеся
пары компрессора при неизменном
направлении действия этого момента
приводит к увеличению сил трения,
усугубляя дефект.
Заклинивание компрессора может
быть устранено воздействием
вибрации на заклиненные трущиеся пары
компрессора [1]. Этот, более
эффективный, способ реализуется с помощью
простого устройства, содержащего
однофазный трансформатор мощностью
63—100 В • А с напряжением обмоток
220/ 36 В и два полупроводниковых
диода на выпрямленный ток 10 А и
обратное напряжение 400 В. Схема
устройства и включения электродвигателя
компрессора изображена на рисунке.
Заклинивание устраняется
следующим образом. При замыкании
контактов кнопки включения S на
трансформатор Г, включенный по
автотрансформаторной схеме, подается
напряжение сети. Напряжение вторичной
обмотки трансформатора Т суммируется
с напряжением сети и через диоды VI и
V2 подается на рабочую L\ и пусковую
L2 обмотки электродвигателя М. Во
время положительного полупериода на
зажиме / сети ток проходит через
диод VI только по рабочей обмотке L1,
а во время положительного
полупериода на зажиме 2 — только через
диод V2 по пусковой обмотке L2. Таким
образом на обмотки электродвигателя
через выпрямительные диоды VI и V2
попеременно подаются синусоидальные
импульсы повышенного напряжения.
Так как индуктивность пусковой
обмотки отличается от индуктивности
рабочей, то токи в обмотках
электродвигателя оказываются сдвинутыми по
фазе относительно друг друга. В
результате такого сдвига в статоре
электродвигателя создается суммарное
вращающееся магнитное поле, которое
изменяет направление вращения
одновременно с изменением следования импульсов
тока через диоды VI и V2.
При взаимодействии магнитного
потока статора и короткозамкнутой
обмотки ротора на валу
электродвигателя создается повышенный
знакопеременный вращающий момент. Ротор
вибрирует с частотой 50 Гц. Вибрация
ротора через кинематические связи
-220 В
Схема устройства для расклинивания
компрессоров:
S — кнопка включения; Т — трансформатор; 1/1 и 1/2 — диоды;
L\ и L2 — рабочая и пусковая обмотки
электродвигателя М компрессора
передается на заклиненные трущиеся
пары компрессора и снижает в
несколько раз силы трения в них, в
результате чего и происходит расклинивание.
При устранении заклинивания
указанным способом напряжение на
обмотки электродвигателя подают
кратковременно, в течение 3—5 с. При
необходимости делают повторные включения
через 40—50 с. Интервал между
каждым включением необходим для
охлаждения обмоток. После устранения
заклинивания пуск компрессора
осуществляют по заводской схеме.
Преимущество данного способа
заключается в двукратном снижении
нагрева обмоток электродвигателя по
сравнению с нагревом, который
происходит при обычном включении
электродвигателя заклиненного компрессора.
Такое снижение нагрева обмоток
происходит потому, что ток через каждую
обмотку протекает только в течение
одного полупериода.
Испытания данного способа на заводе
Мосремэлектробытприбор показали,
что у 70—80% заклиненных
компрессоров полностью восстанавливается
работоспособность без разборки
агрегата.
Выпуск приборов для устранения
заклинивания компрессоров начат
с 1983 г. на заводе «Ташавтоматика».
Список использованной литературы
1. А. с. 896339 (СССР).
2. Кругляк И. Н. Справочная книга
механика по ремонту домашних холодильников.
М., Легкая индустрия, 1971, 214 с.
54
A1) 983401 B1) 3322274/23-06 B2) 20.07.81
3E1 )F 25 В 21/00 E3) 621.56 G2) В. М. Бро-
дянский, Ю. В. Синявский, Н. Д. Пашков G1)
Московский ордена Ленина и ордена Октябрьской
Революции энергетический институт
E4) E7) ТЕПЛОЙСПОЛЬЗУЮЩАЯ
НИЗКОТЕМПЕРАТУРНАЯ УСТАНОВКА,
содержащая источник энергии и замкнутый
циркуляционный контур для теплоносителя, в
который включены низкотемпературные блоки с
диэлектрическими энерготрансформирующими
элементами и теплообменные аппараты,
отличающаяся тем, что, с целью повышения
экономичности при использовании в качестве
источника энергии внешнего источника тепла, к
замкнутому циркуляционному контуру
параллельно ему подключена дополнительная ветвь с
(блоками диэлектрических преобразователей тепла
и расположенными между ними теплоприемни-
ком, имеющим тепловой контакт с внешним
источником тепла, причем ветвь к контуру
подключена между теплообменными аппаратами и
низкотемпературными блоками, а блоки
диэлектрических преобразователей тепла электрически
связаны с низкотемпературными блоками контура.
A1) 985611 B1) 3325723/29-06 B2) 17.08.81
3E1 )F 24F 5/00 E3) 697. 94 G2) П. С. Колобков,
И. Р. Щекин, А. В. Шушляков, Н. В. Наришный
G1) Всесоюзный научно-исследовательский и
проектно-конструкторский институт по
оборудованию для кондиционирования воздуха и
вентиляции и Харьковский инженерно-строительный
институт
E4) E7) 1. УСТРОЙСТВО ДЛЯ
УТИЛИЗАЦИИ ТЕПЛОВОЙ ЭНЕРГИИ В СИСТЕМАХ
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ, содержащее корпус,
размещенные в нем и сообщенные между собой
блоки удаляемого и приточного воздуха, каждый
из которых снабжен подводящим и отводящим
патрубками и заполнен дисперсной насадкой, и
транспортер, отличающееся тем, что, с целью
повышения эффективности теплообмена, устройство
снабжено размещенной между блоками
продувочной камерой, а транспортер выполнен в виде
трубы, расположенной по оси блоков и
снабженной в верхней части кольцом и вращающимся
распределительным диском.
2. Устройство по п. 1, отличающееся тем, что
дисперсная насадка выполнена в виде полых
металлических тел с перфорированной боковой
поверхностью.
?A1) 985636 F1O81510 B1) 3325747/23-06 B2)
03.08.81 3E1 )F 25 В 1/00 E3) 621.56 G2)
В. Д. Курбан GТ) Специальное
конструкторское бюро по приборостроению
E4) E7) ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА
по авт. св. № 781510, отличающаяся тем, что,
с целью повышения точности регулирования,
каждый регулятор снабжен задающим
устройством с сильфоном настройки и имеет два сильфо-
на, образующих полость, заполненную газом с
малой теплоемкостью, и жидкостную полость,
соединенную с задающим устройством и силовым
патроном этого регулятора, причем силовой
патрон каждого регулятора также имеет сильфон
настройки.
A1) 985637 B1) 3325748/23-06 B2) 03.08.81
3E1 )F 25 В 1/00 E3) 621.56 G2) В. Д. Курбан,
М. А. Шевандин G1) Специальное
конструкторское бюро по приборостроению
E4) E7) ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА, со
держащая последовательно включенные в
циркуляционный контур для хладагента компрессор,
конденсатор воздушного охлаждения, два
регулятора расхода хладагента и испаритель змеевико-
вого типа, причем каждый регулятор содержит
последовательно соединенные узел настройки,
сумматор, элемент сравнения, исполнительный
механизм и регулирующий орган и снабжен
термодатчиком, подключенным к сумматору, при этом
термодатчик первого регулятора размещен в
воздушном потоке перед конденсатором, а
термодатчик второго регулятора — в тепловом
контакте с последним по ходу хладагента витком
испарителя, отличающаяся тем, что, с целью
повышения эксплуатационной надежности, она
дополнительно содержит два контрольных и два
вспомогательных термодатчика и емкость с
автономными входами и выходами пара и жидкости,
причем вход и выход жидкости подключены к
контуру после второго регулятора и к первому
по ходу хладагента витку испарителя, а вход и
выход пара — к последнему витку испарителя
и всасывающей стороне компрессора
соответственно, первый вспомогательный термодатчик
соединен с сумматором второго регулятора и
расположен в воздушном потоке перед
конденсатором, а второй размещен в тепловом контакте
с последним витком испарителя и соединен с
сумматором первого регулятора, при этом оба
контрольных термодатчика установлены в тепловом
контакте с первым витком испарителя и
соединены с сумматорами первого и второго
регуляторов соответственно, выход пара из емкости
дополнительно подключен к элементу сравнения
второго регулятора, а элемент сравнения первого
регулятора соединен с входом хладагента в
конденсатор.
A1) 985638 B1) 3320586/23-06 B2) 17.07.81
3E1 )F 25 В 9/00 E3) 621.574 G2) А. П.
Меркулов, В. Г. Михайлов, А. Е. Князев, В. Н. Белозер-
цев, М. А. Ванин G1) Куйбышевский ордена
Трудового Красного Знамени авиационный
институт им. акад. С. П. Королева
E4) E7) ХОЛОДИ ЛЬНа ГАЗОВАЯ
МАШИНА, содержащая сильфоны, соединенные с
приводом и образующие полости сжатия и
расширения, последняя из которых заключена в
теплоизоляционный кожух, отличающаяся тем, что,
с целью повышения экономичности путем
снижения потерь от тепломассообмена с окружающей
средой, кожух выполнен из газопроницаемого
пористого материала с большой теплоемкостью.
A1) 985644 B1) 3325872/23-06 B2) 27.07.81
3E1) F 25 В 49/00; F 04 В 49/06 E3)
621.556.6-55 G2) Н. Б. Алехин, Г. С. Якименко
G1) Одесский технологический институт
холодильной промышленности
E4) E7) СПОСОБ РЕГУЛИРОВАНИЯ
ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ ХОЛОДИЛЬНОЙ
МАШИНЫ путем переключения с режима
ограничения мощности на режим поддержания
температуры хладоносителя по сигналу,
характеризующему значение контролируемого параметра,
с использованием в качестве контролируемого
параметра минимального значения заданного
диапазона температур, отличающийся тем, что, с
целью повышения надежности для холодильной
55
машины с двумя параллельно включенными
компрессорами, определяют разность и сумму
потребляемых мощностей компрессоров и по
определенной разности поддерживают равные значения
мощностей компрессоров, сравнивают сумму
мощностей с заданной, равной предельной мощности
одного компрессора, и при снижении суммы
мощностей ниже заданной производят отключение
одного компрессора.
A1) 985645 B1) 3257218/28-13 B2) 04.01.81
3E1) F 25 С 5/02; А 01 К 75/00 E3)
621.581 G2) А. А. Киричек, Г. С. Фарков,
Г. Р. Круглое, Ю. А. Геллер, В. П. Козлов G1)
Читинский политехнический институт
E4) E7) УСТРОЙСТВО ДЛЯ ПРОРЕЗА-
НИЯ ЩЕЛЕЙ ВО ЛЬДУ ВОДОЕМОВ,
содержащее тележку с установленными на ней
силовым агрегатом, рабочим органом барового типа
и механизмом передвижения, отличающееся тем,
что, с целью упрощения конструкции, механизм
передвижения выполнен в виде барабана с двумя
коническими рабочими поверхностями, имеющими
шипы для сцепления с поверхностью колеи, а
по обеим сторонам ведущей звездочки баровой
цепи установлены конические фрезы для
образования колеи.
A1) 987303 B1) 3339985/29-06 B2) 25.09.81
3E1) F 24 F 1/00 E3) 697.94 G2) Н. Д. Тросин,
В. В. Малиновский, А. Н. Тросина
E4) E7) КОНДИЦИОНЕР, содержащий
корпус, разделенный на два отсека, в первом из
которых размещены компрессор, конденсатор,
вентилятор и переключающая заслонка, а во
втором — последовательно по ходу воздуха воздухо-
воздушный теплообменник, подсоединенный к
первому отсеку, испаритель и нагреватель,
отличающийся тем, что, с целью повышения
эксплуатационных качеств, заслонка размещена по одну
сторону от места подсоединения теплообменника
к первому отсеку, а по другую сторону по мере
удаления от места подсоединения расположены
вентилятор, компрессор и конденсатор
A1) 987332 B1) 3268144/23-06 B2) 03.04.81
3E1) F25 В 29/00 E3) 621.574 G2) Г. А. Пресич,
В. Г. Григоров, Л. Г. Семенюк, Ю. Б.
Александрович, П. Г. Остапущенко, И. 3. Аронов,
В. К. Нейман, А. Я. Зельцер G1) Научно-
исследовательский институт санитарной техники
и оборудования зданий и сооружений
E4) E7) УСТАНОВКА ДЛЯ
ПРОИЗВОДСТВА ТЕПЛА И ХОЛОДА, содержащая два
тепловых насоса, каждый из которых имеет свои
компресс®р, конденсатор и испаритель,
отопительный контур, включающий котел, отопительные
приборы, и конденсатор первого теплового насоса,
водяной источник, к которому подключены контур
холодного водоснабжения с резервуаром и
контур горячего водоснабжения с конденсатором
второго теплового насоса и аккумулятором
горячей воды, и потребитель холода, подключенный
к испарителю второго теплового насоса
посредством замкнутого циркуляционного водяного
кольца, при этом испаритель первого теплового
насоса подключен к водяному источнику,
отличающаяся тем что с целью повышения
экономичности, установка дополнительно содержит
включенные в автономный циркуляционный
контур контактный газоводяной теплообменник,
обогреваемый отходящими газами котла, и
поверхностный теплообменник, подключенный
второй полостью к испарителю первого теплового
насоса, а также последовательно включенные в
замкнутое циркуляционное водяное кольцо между
потребителем холода и испарителем второго
теплового насоса контактный воздуховодяной и
второй поверхностный теплообменники, вторая
полость последнего из которых включена в контур
горячего водоснабжения перед конденсатором
второго теплового насоса, испаритель которого
дополнительно подсоединен на входе к водяному
источнику, и на выходе — к резервуару
холодной воды.
A1) 987317 F1) 761791 B1) 3312379/29-06 B2)
03.07.81 3E1) F 24 F 11/08 E3) 697.94 G2)
В. А. Кисурин, В. С. Змушко, Н. Я. Портянко G1)
Конструкторско-технологическое бюро с опытным
производством при Институте строительства и
архитектуры Госстроя Белорусской ССР
E4) E7) УСТРОЙСТВО ДЛЯ УТИЛИЗАЦИИ
ТЕПЛА И ХОЛОДА В СИСТЕМАХ
ВЕНТИЛЯЦИИ И КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ по авт
св. № 761791, отличающееся тем, что, с
целью повышения тепло- и воздухопроизво-
дительности, электродвигатель привода заслонок
снабжен электровыключателем с приводным
двигателем-редуктором, имеющим кулачковый меха
низм, электрически подключенный параллельно
электродвигателю и электровыключателю
A1) 987330 B1) 3004648/23-06 B2) 17.11.80
3E1) F 25 В 15/16 E3) 621.575 G2) А. И.
Гриценко, С. А. Киселева, В. М. Киселев, В. Т. Гра-
дюк, В. И. Мурин G1) Всесоюзный научно-
исследовательский институт природных газов
E4) E7) СПОСОБ ПОЛУЧЕНИЯ ХОЛОДА,
путем предварительного дросселирования жидкой
смеси высоко- и низкокипящего компонентов с
получением паровой фазы и частично обедненной
низкокипящим компонентом жидкой фазы, отли
чающийся тем, что, с целью повышения
экономичности путем увеличения холодопроизводитель-
ности, указанную жидкую фазу вторично
дросселируют и через полученную после этого
дросселирования жидкость барботируют паровую
фазу, образовавшуюся при предварительном
дросселировании смеси, причем при необходимости оба
дросселирования неоднократно повторяют
A1) 987331 B1) 3368969/23-06 B2) 22.12.81
3E1) F25 В 17/08; Е 21 D 1/14 E3) 621.575 G2)
Г. Ф. Суховей, Г. М. Долгих, Ю. Г. Ершов
G1) Государственный научно-исследовательский
и проектный институт нефтяной и газовой
промышленности им. В. И. Муравленко
E4) E7) АБСОРБЦИОННАЯ
ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА ПЕРИОДИЧЕСКОГО
ДЕЙСТВИЯ, содержащая генератор-абсорбер,
конденсатор и испаритель, размещенный в
холодильной камере, отличающаяся тем, что, с целью
повышения экономичности при строительстве и
эксплуатации свайных сооружений в районах
вечной мерзлоты, испаритель выполнен в виде
полого цилиндра, а холодильная камера — в виде
полой сваи, причем цилиндр размещен в ее верх
ней части
56
критика
и ы мнм
УДК [621.56/.59:536.24] @35.5) @49.32)
ПОЛЕЗНЫЙ СПРАВОЧНИК
«Теплофизические основы получения
искусственного холода». Серия «Холодильная
техника». Под ред. А. В. Быкова. Справочник.
М: Пищевая промышленность, 1980, 232 с, 2 р
Три года назад вышел в свет очередной
справочник серии «Холодильная техника» под
названием «Теплофизические основы получения
искусственного холода». Отпечатанный небольшим
тиражом (9000 экз.), он был быстро распродан.
Интерес, проявленный специалистами к книге, не
случаен. Она во многих аспектах отражает путь,
пройденный теплофизикой умеренного холода за
два десятилетия, истекшие со времени
опубликования энциклопедического справочника
«Холодильная техника» (т. 1, М., Госстройиздат, 1960),
успехи в совершенствовании циклов
холодильных машин и методов их анализа, значительный
прогресс в изучении и аппроксимации свойств
рабочих веществ, а также в исследованиях и
интенсификации теплообмена в аппаратах
холодильных установок.
В первой главе рецензируемого справочника
компактно и четко излагаются три закона
термодинамики, сравниваются обратимые и
необратимые циклы, излагаются методы определения
степени термодинамического совершенства
холодильных машин, приводятся основные
соотношения термодинамики для идеального и реального
газов. Во второй главе дается краткая
информация о различных способах получения низких
температур. Следующие три главы посвящены
описанию и анализу циклов паровых и
воздушных холодильных машин, вопросам
совмещения прямых и обратных циклов. Шестая и
восьмая главы содержат сведения о теплофизиче-
ских свойствах весьма широкого круга рабочих
веществ для компрессионных и абсорбционных
холодильных машин. Седьмая глава знакомит
читателя с основами термодинамики растворов.
В последней, девятой главе, приводятся
рекомендации по расчету большинства практически
важных процессов теплообмена.
В справочнике собран большой объем
информации, ценной для работников промышленности,
проектных и научных организаций,
преподавателей, аспирантов, студентов вузов и учащихся
техникумов. Дктуальность его издания не
вызывает сомнений.
Авторы справочника проделали большую
работу и в целом успешно решили стоявшую перед
ними сложную задачу.
Вместе с тем к содержанию книги, ее
построению имеется ряд замечаний.
Представляется, что фазовую р, Г-диаграмму
лучше привести в первой, а не во второй главе.
Тогда в справочник легко можно было бы
включить отсутствующие определения температуры
насыщения, сухого насыщенного и влажного пара,
степени сухости и др., важные для понимания
излагаемого материала. В то же время первая
глава перегружена формулами, многие из которых
редко используются в холодильной технике. Их
можно было опустить и дать ссылки на
фундаментальные курсы технической термодинамики
Аналогично следовало поступить с уравнениями
состояния Вертело, Дитеричи, Битти — Бриджме-
на. В разделе «Свойства идеального газа и
основные газовые процессы» приведен ряд
термодинамических соотношений, справедливых для
любых рабочих веществ и требующих
выделения в самостоятельный раздел.
Вторую главу целесообразно дополнить
информацией об электрокалорическом эффекте (см.,
например, статью В. М. Бродянского и Ю. В.
Синявского в журнале «Холодильная техника»,
1982, № 7, с. 24—29) и пояснением способа
построения кривой инверсии по диаграмме
состояния реального газа. На рис. II—4 лучше
привести кривую инверсии хладагента R717, R22 или
какого-либо другого, а не вандерваальсовского
газа. Стоило бы подчеркнуть, что в двухфазной
области состояний всегда а,>0. В табл. II—2
можно не указывать содержания каждого
компонента в бинарном растворе, упростить
написание значений плотности. Совсем ни к чему
дублирование формул из главы I.
Много замечаний имеется по материалам
третьей главы. Никак нельзя согласиться с
приводимым определением процессов, составляющих
обратимый холодильный цикл (с. 31). Нужно
подчеркнуть обратимость всех процессов цикла.
Неоправданно много внимания уделено далеким
от реальности циклам с изотермическим отводом
теплоты от перегретого пара (с. 33—36), и,
напротив, нет информации о циклах холодильных
машин с герметичными и бессальниковыми
компрессорами. На рис. III—19 на схеме верхний
каскад машины показан одноступенчатым, а на
диаграмме — двухступенчатым, да еще с полным
промежуточным охлаждением. Нельзя
согласиться и с тем, что переохлаждение жидкости перед
регулирующим вентилем выгоднее, чем снижение
температуры конденсации (с. 35). Неудобно
пользоваться сдвоенными цифровыми обозначениями
узловых точек цикла, часть которых к тому же
снабжена индексами. Ошибочно показаны
криволинейными изобары в области влажного пара
в I, 5-диаграммах (рис. III—1, III—3) В таблицу
(с. 36) и на рис. III—6 включены материалы
о давно устаревших хладагентах, но отсутствует
информация о некоторых современных и важных.
Раздел, посвященный расчету циклов на ЭВМ,
касается только простых аспектов расчета, его
целесообразно исключить и расширить
соответствующий раздел в главе VI.
Четвертую главу справочника желательно
дополнить краткой информацией об эксергетическом
анализе процессов пароэжекторной и
абсорбционной холодильных машин (в списке
использованной литературы даже не указана ни одна
из появившихся в последние годы
многочисленных публикаций по этому вопросу),
систематизированным рассмотрением действительных
циклов этих машин (в том числе со ступенчатыми
процессами в генераторе, абсорбере, испарителе
и конденсаторе) и свойственных им необратимых
потерь. Это способствовало бы расширению
представлений читателей о термодинамической
эффективности теплоиспользующих холодильных
машин. Желательно уточнить понятия об идеальном
цикле (с. 54) и условиях его осуществления.
По пятой главе справочника, написанной в
целом хорошо, замечаний немного. При
изображении действительного цикла воздушной
холодильной машины на рис V—3 не показано
57
изменение давления в теплообменниках из-за
аэродинамических потерь, что повлекло неточную
запись формулы для т]дет. Десятикратно завышено
давление р2, приведенное в верхней строке
таблицы на с. 63. Рис. V—6 желательно дополнить
циклом воздушной холодильной машины с теп-
лрмассообменом и избыточным давлением.
В шестой главе представлены результаты
большой, трудоемкой работы по обобщению
термодинамических и транспортных свойств более
40 хладагентов. Материал изложен лаконично,
в одном ключе, с использованием общих для всех
хладагентов форм уравнений, что создает на
практике значительные удобства при
сопоставительном анализе циклов й расчете теплообменных
аппаратов. Главу целесообразно расширить
сведениями о наиболее крупных работах по
комплексной аппроксимации термодинамических свойств
важнейших хладагентов, так как в некоторых
случаях приведенная в справочнике информация
уступает по точности данным этих работ. Весьма
ценными являются материалы, посвященные
расчету термодинамических свойств по уравнению
состояния, их необходимо изложить подробнее
с тем, чтобы облегчить постановку на ЭВМ
разнообразных теплофизических задач. В отдельных
случаях желательно дать ссылки на формулы,
приводившиеся на с. 13.
Материалы седьмой главы, в которой
излагаются основные законы термодинамики
идеальных и реальных растворов и рассматриваются
несколько систем, широко используемых в
холодильной технике, не вполне отвечают основной
задаче справочной литературы. Так, отсутствуют
методы расчета свойств многокомпонентных
рабочих веществ компрессионных холодильных
машин, сведения о масло-фреоновых растворах. Тем
не менее эта информация полезна для
ознакомления со свойствами растворов и понимания
последующей главы, в которой приводятся
характеристики рабочих веществ абсорбционных машин
(кстати, сюда лучше перенести сведения о водо-
аммиачном растворе).
Не совсем удачно название главы.
Изложенному материалу больше соответствует название
«Термодинамика гетерогенных систем». Для
растворов с положительными и отрицательными
отклонениями от закона Рауля перепутаны
пределы значений показателя степени у мольной
концентрации (с. 87). Неправильным является
утверждение, что «с увеличением концентрации
растворенного вещества понижается давление его
паров над раствором» (с. 87).
В восьмой главе представлен хороший
справочный материал в основном о свойствах
традиционных рабочих веществ абсорбционных
холодильных машин, но без глубокого
критического анализа. Вместо изложения
термодинамических основ выбора рабочих веществ авторы
ограничились простым перечислением
желательных характеристик рабочих веществ
абсорбционных машин (с. 99). К тому же это перечисление
не вполне четкое и исчерпывающее.
Целесообразно отметить специфику выбора рабочих
веществ для холодильных машин химических
производств, а также для
термотрансформаторов, разработка которых сейчас весьма актуальна
в связи с необходимостью экономии тепловых
ресурсов. Не раскрыто влияние теплофизических
свойств растворов на интенсивность процессов
тепломассопереноса. Из табл. VIII—1 лучше
исключить редко используемые растворы, заменив
их новыми рабочими веществами абсорбционных
холодильных машин (см. «Холодильная техника»,
1981, № 5, с. 43—48; 1982, № 6, с. 36—38).
Таблица значений удельного объема водоаммиач-
ного раствора (приложение 13) может быть
сокращена в несколько раз, например, за счет
увеличения шага температур. Дробный
температурный ряд необходимо заменить целочисленным.
Хорошо написана девятая глава справочника.
Представляется весьма удачным наличие почти
перед каждым разделом короткой преамбулы,
в которой раскрываются физические основы
рассматриваемого вида теплообмена и даются
определения важнейших характеристических
величин. В ходе изложения приводятся ссылки
на литературные источники, более подробно
освещающие какой-либо вопрос. Здесь было бы
целесообразно обобщить рекомендации по расчету
теплоотдачи при кипении на пучках труб,
расширить материалы, раскрывающие воздействие
неконденсирующихся примесей, скорости
движения пара, наличия масла и других факторов на
интенсивность теплоотдачи при конденсации
паров хладагентов.
Имеется несколько общих замечаний. Наряду
с обозначением физических величин в
единицах СИ, в ряде мест для них указываются и
единицы старой технической системы (в основном
на рисунках). В таблицах и на диаграммах
для хладагентов R170, R240, R142, R143 и на рис.
IV—5 физические величины даны только в
единицах старой технической системы. И то, и другое
представляется неправильным. Неудобны для
пользования большие вкладки, на которых
помещено много диаграмм и рисунков. Списки
использованной литературы всех глав, кроме
девятой, содержат позиции, на которые нет ссылок
в тексте. Есть ошибки в ссылках. Не все главы
имеют нумерацию формул. Следовало бы
подумать о большем единообразии разделов,
возможности объединения условных обозначений из
разных глав и разделов, объединения списков
литературы.
Несмотря на отмеченные недостатки,
справочник «Теплофизические основы получения
искусственного холода» в целом бесспорно отвечает
своему назначению и представляет
значительную ценность. Большое количество замечаний
продиктовано стремлением рецензента
способствовать устранению имеющихся недостатков при
переиздании. Целесообразность же переиздания
справочника, в котором нуждаются специалисты,
не вызывает сомнений.
Д-р техн. наук, проф.
А. В. КЛЕЦКИЙ
58
ХРОНИКА
УДК 621.56/.59:061.3
ТРЕТЬЯ ВСЕСОЮЗНАЯ
НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКАЯ
КОНФЕРЕНЦИЯ
ПО ХОЛОДИЛЬНОМУ
МАШИНОСТРОЕНИЮ В ОДЕССЕ
13—15 октября 1982 г. в Одессе состоялась
Третья Всесоюзная научно-техническая
конференция по холодильному машиностроению,
организованная Минхиммашем, ЦИНТИхимнефте-
машем, ВНИИхолодмашем, ОТИХПом, ПО
« О д ее хол од м а ш ».
На конференции было рассмотрено
состояние современного холодильного
машиностроения, определены тенденции его развития. В ее
работе приняли участие 350 специалистов из
4 министерств, 40 научно-исследовательских
институтов, 17 вузов, 13 заводов.
Конференцию открыл директор
ВНИИхолодмаша д-р техн. наук А. В. Быков.
На пленарном заседании заслушаны три
доклада.
С докладом «Состояние и перспективы
развития холодильного машиностроения в свете
решений XXVI съезда КПСС» выступил начальник
Союзкомпрессормаша С. Г. Соколов. Он отметил,
что в настоящее время отечественное
холодильное машиностроение представляет собой
развитую отрасль современной индустрии, которая
успешно решает многочисленные
народнохозяйственные задачи. Докладчик остановился на
успехах холодильного машиностроения,
достигнутых в десятой пятилетке, на нерешенных
проблемах, охарактеризовал основные направления
развития холодильной техники в одиннадцатой
пятилетке.
Доклад А. В. Быкова был посвящен
основным направлениям научно-исследовательских и
опытно-конструкторских работ по экономии
энергетических, материальных и трудовых ресурсов,
а также задачам и роли холодильного
машиностроения в решении Продовольственной
программы СССР. В докладе показаны
конкретные пути снижения энергозатрат, металло- и
материалоемкости, уменьшения численности
рабочего и обслуживающего персонала.
I Генеральный директор ПО «Одесхолодмаш»
Г. С. Антоненко в своем докладе
охарактеризовал современный уровень развития технологии
холодильного машиностроения и направление
работ по ее совершенствованию на примере
деятельности Одесского производственного
объединения.
О выполнении решений Второй Всесоюзной
научно-технической конференции по
холодильному машиностроению доложил заместитель
директора по научной работе ВНИИхолодмаша
А. С. Нуждин.
На конференции работало семь секций:
секция 1 — «Рабочие вещества, процессы и циклы
холодильных машин и установок»
(председатель — д-р техн. наук А. В. Быков); секция 2 —
«Холодильные компрессоры: конструирование,
исследование, расчеты, регулирование»
(председатель — д-р техн. наук, проф. И. А. Сакун);
секция 3 — «Теплообменная и вспомогательная
аппаратура: конструирование, исследование,
расчеты» (председатель — д-р техн. наук, проф.
А. А. Гоголин); секция 4 — «Комплексные
холодильные машины общего и целевого
применения, воздушные холодильные машины,
камеры, автоматизация» (председатель — д-р техн.
наук, проф. Ф. М. Чистяков); секция 5 —
«Низкотемпературная энергетика, тепловые насосы, теп-
лоиспользующие холодильные машины»
(председатель — д-р техн. наук, проф. Л. М. Розен-
фельд); секция 6 — «Холодильные установки
хранилищ, промышленных производств и систем
кондиционирования воздуха: проектирование,
экономика» (председатель — д-р техн. наук,
проф. И. Г. Чумак); секция 7 — «Эксплуатация
холодильного оборудования: надежность,
обслуживание, ремонт, запасные части; технология
холодильного машиностроения: специфические
технологические процессы, новое
технологическое оборудование» (председатель — канд. техн.
наук Э. М. Бежанишвили).
Всего на конференции заслушано 230
докладов.
На заседаниях первой секции в докладах
сотрудников ЛТИХПа, ВНИКТИхолодпрома,
ОТИХПа основное внимание уделялось
исследованиям термодинамических и
физико-химических свойств рабочих веществ. В докладе
(ЛПИ им. М. И. Калинина) о
прогнозировании свойств хладагентов содержится новый
подход к теории термодинамического
равновесия, что позволяет распространить методы
термодинамического анализа на открытые системы
и разомкнутые процессы. Развитая теория
позволяет описать термодинамические свойства
различных веществ, в том числе и смесей.
Третье заседание секции было полностью
посвящено свойствам смазочных масел по
результатам теоретических и экспериментальных
исследований ВНИИхолодмаша, ГНИИХТЭОСа и
ОТИХПа. Все доклады по изучению вихревого
эффекта температурного разделения газов
(МВТУ им. Н. Э. Баумана, ВНИИхолодмаш,
ОТИХП, Куйбышевский авиационный институт)
показали реальное расширение областей
применения этого эффекта, получаемого путем
изменения конструктивных элементов труб.
В докладах, представленных на второй секции,
сообщалось о результатах исследований
проточной части, о развитии теории и
совершенствовании конструкции центробежных холодильных
компрессоров (ВНИИхолодмаш, СКБК — г.
Казань, ЛТИХП), о создании и
совершенствовании клапанов для холодильных и поршневых
компрессоров (завод «Венибе», Ленниихиммаш,
ВНИИхолодмаш), о расчете и конструировании
малых компрессоров специального исполнения
(НПО «Микрокриогенмаш»), о создании
методики расчета и проведении экспериментальных
исследований рабочего процесса герметичных
компрессоров серии ПГ (ОТИХП).
На третьей секции участники конференции
доложили об исследованиях, конструировании
и расчете теплообменной аппаратуры.
Обсуждались проблемы, связанные с интенсификацией
теплообмена в теплообменных аппаратах
(ВНИИхолодмаш, ЛТИХП, Институт
теплофизики СО АН СССР, Ленниихиммаш, НПО «Крио-
генмаш», МВТУ им. Н. Э. Баумана, ВНИКТИ-
холодпром и др.). Были рассмотрены новые типы
теплообменных аппаратов.
На четвертой секции обсуждались вопросы
59
проектирования, исследования и эксплуатации
комплексных холодильных машин общего и
специального назначения, проблемы, связанные с
перспективами создания новой холодильной
техники для агропромышленных комплексов
(ОТИХП, ВНИИхолодмаш), проектированием
типовых фруктовых холодильников для сельского
хозяйства (Гипронисельпром), разработкой
новых водоохлаждающих установок холодопроиз-
водительностью до 39 кВт, предназначенных для
охлаждения молока (ПО «Одесхолодмаш»).
В связи с непрерывно растущим
грузооборотом и ростом парка рефрижераторных
вагонов актуальной явилась проблема
совершенствования холодильного оборудования для
рефрижераторного подвижного состава
(ВНИИхолодмаш)
Интересными были доклады об основных
тенденциях развития судового холодильного
оборудования (ВНИИхолодмаш) и использовании
сжиженного природного газа в качестве хладагента
на рефрижераторном транспорте (ВНИИгаз).
Большое внимание было уделено анализу
эффективности холодильных систем (ВНИИхолодмаш),
основанному на расчете внешних характеристик
холодильных систем и оптимизационных
расчетах, базирующихся на математическом
моделировании. Большой объем выполненных и
внедренных конструкторских разработок показал, что в
целом проводимый комплекс расчетов и анализ
их результатов обеспечивают создание
холодильных машин с наиболее благоприятными
характеристиками и определение оптимальных областей
применения холодильных машин различных
типов.
Пятая секция значительное внимание уделила
проблеме комплексного получения холода и тепла
с помощью абсорбционных бромистолитиевых
машин, что ведет к существенному расширению
области их применения (ВНИИхолодмаш, Пенз-
химмаш). Были представлены доклады об
эффективной работе абсорбционных машин с
источниками тепла высокой температуры
(ВНИИхолодмаш, ОТИПП, ИТТФ АН УССР); о
применении пластинчатых аппаратов в абсорбционных
машинах (МИХМ, АТИРПиХ); эксплуатации
бромистолитиевых холодильных машин в
различных отраслях промышленности.
Вопросы проектирования и эксплуатации
холодильных установок хранилищ,
промышленных производств и систем кондиционирования
воздуха рассматривались на шестой секции.
Интересными были выступления о создании
экономичных энергоустановок для комплексного про-
тюьштш
A1) 987334 B1) 3351465/24-06 B2) 21.10.81
3E1) F 25 В 45/00; F 28 D 15/00 E3) 621.565.58
G2) И. Г. Шекриладзе, И. И. Топурия, Т. Г. Аси-
тов, Т. О. Бадришвили, Т. О. Нозадзе
E4) E7) СПОСОБ ЗАПРАВКИ ГАЗОРЕГУ-
ЛИРУЕМОЙ ТЕПЛОВОЙ ТРУБЫ с зонами
испарения, конденсации и газовым резервуаром
путем вакуумирования ее внутренней полости,
изводства тепла и холода и холодильных
установок с использованием естественных
энергоресурсов, о повышении эффективности
охлаждающих систем действующих производственных
холодильников, о выборе рациональных режимов
работы конденсаторных агрегатов холодильных
установок (ВНИКТИхолодпром, ОТИХП, Гипро-
холод).
На седьмой секции были представлены
доклады по обобщению опыта эксплуатации
холодильного оборудования, техническому уровню и
качеству холодильных машин (ВНИИхолодмаш,
Ленниихиммаш), повышению эксплуатационной
надежности холодильного оборудования (ПО
«Союзхимпромэнерго», ВНИИхолодмаш),
совершенствованию технологии холодильного
машиностроения (ПО «Одесхолодмаш»), замене
сварных и вальцованных соединений узлов
холодильного оборудования на клеенные
(ВНИИхолодмаш), изготовлению отливок с использованием
фосфатных самотвердеющих смесей (завод
«Компрессор»), нанесению лакокрасочных покрытий
(ПО «Мелитопольхолодмаш») и др.
На заключительном пленарном заседании
участниками конференции были приняты
рекомендации, направленные на выполнение решений
XXVI съезда КПСС и майского A982 г.) Пленума
ЦК КПСС.
Основное внимание на третьей Всесоюзной
научно-технической конференции по
холодильному машиностроению обращено на необходимость
удовлетворения потребностей народного
хозяйства в высокоэффективном холодильном
оборудовании и расширении номенклатуры холодильных
машин целевого назначения, что является
важным условием выполнения Продовольственной
программы.
Конференция наметила пути роста
технического уровня холодильного оборудования:
повышение надежности, долговечности и
энергетической эффективности холодильных машин;
создание машин, работающих на новых
высокоэффективных хладагентах; уменьшение
металлоемкости и габаритных размеров холодильных
машин; снижение уровней шума и вибрации;
дальнейшая унификация и стандартизация
холодильного оборудования; совершенствование
систем автоматизации и др.
Конференция определила основные
направления научно-исследовательских и
опытно-конструкторских работ, наметила организационные
мероприятия, обеспечивающие выполнение
принятых рекомендаций.
1
заполнения трубы дозированными количествами
теплоносителя и неконденсирующегося газа и
последующей герметизации, отличающийся тем,
что, с целью повышения точности дозировки
неконденсирующегося газа, трубу заполняют
избыточным количеством неконденсирующегося газа,
а перед герметизацией подводят тепло к зоне
испарения, причем температуры этой зоны и
газового резервуара поддерживают на заданных
уровнях и откачивают часть
неконденсирующегося газа с прекращением откачки по
достижении границей пар — газ заданного положения
в зоне конденсации тепловой трубы.
60
Репортаж с выставки
УДК 621.565.92:061.43
ХОЛОДИЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
ФИНСКОЙ ФИРМЫ «ПОРККА»
В Москве в выставочном зале Финско-Со-
ветской торговой палаты с 1 по 3 декабря 1982 г.
проходила специализированная выставка
холодильного оборудования, выпускаемого финской
фирмой «Поркка».
Это третья выставка в нашей стране (первая
состоялась в феврале 1980 г.).
Фирме «Поркка» — сравнительно молодому
акционерному предприятию — в августе 1982 г.
исполнилось 20 лет.
Анализ представленных на выставке изделий
показал значительный прогресс в их
техническом уровне.
Фирма «Поркка» производит в основном
(около двух третей выпуска) торговое
холодильное оборудование, преимущественно для
предприятий общественного писания, и бытовые
холодильники, а также теплоизоляционные двери
для охлаждаемых и неохлаждаемых помещений
(одна треть выпуска) и холодильные шкафы
для медицинских учреждений (менее 10%).
На выставке было представлено следующее
торговое холодильное оборудование:
— средне- и низкотемпературные шкафы
объемом 550 дм3, с температурами в охлаждаемом
объеме соответственно 2—6° С и —18ч—22° С
(в морозильниках —25° С и ниже).
Теплоизоляция шкафов из пенополиуретана толщиной
63 мм. Движение воздуха в испарителе
принудительное. Оттаивание снеговой шубы
автоматическое, с помощью электронагревателей по
сигналу реле времени.. Уплотнение дверного проема
низкотемпературных шкафов обогревается
электронагревателями. Полки шкафов рассчитаны на
размещение функциональных емкостей двойного
модуля B/1) «Гастронорм». Размеры шкафов
850x700x2000 мм. Холодильные машины
работают от однофазного тока напряжением 220 В,
частотой 50 Гц. В среднетемпературных шкафах
широко используются холодильные агрегаты
рижского завода «Компрессор»;
— сборные средне- и низкотемпературные
камеры объемом от 1,8 до 9,5 м3 A,8; 2,6; 3,1;
3,7; 5,0; 5,4; 5,9; 9,5), с температурами в
охлаждаемом объеме соответственно 2—6°С и —18-f-
-.—22°С. Теплоизоляция камер из
пенополиуретана толщиной 80 мм. Движение воздуха
*в испарителе принудительное. Оттаивание
снеговой шубы автоматическое, с помощью
электронагревателей по сигналу реле времени.
Уплотнение дверей низкотемпературных камер
обогревается электронагревателями. Размер дверей
700x1820 мм. Пол камер выполнен из фанеры
со стекловолокнистым покрытием. Четыре полки
регулируются по высоте.
Холодильная машина блочная, расположена
в боковой панели. Панель машинного отделения
во всех камерах выступает наружу на 125 мм
Представляет интерес компоновка и
конструктивное решение как самой холодильной машины,
так и машинного отделения, защита ее от пыли
и сигнализация о повышенной запыленности.
Оригинально выполнены электронные системы
автоматизации холодильной машины.
Камеры выпускаются разной конфигурации
со следующими размерами: шириной 1200—
3300 мм, глубиной 1200—1800, высотой 2000 мм.
Соединение панелей эксцентриковое. Масса камер
от 310 до 580 кг.
На рис. 1 представлена сборная среднетем-
пературная камера, предназначенная для
продажи товаров методом самообслуживания.
Толщина теплоизоляции 50 мм. Двери двойные стек-
Рис. 1. Камера сборная среднетемпературная с
двумя раздвижными стеклянными дверями:
/ — панель автоматики; 2 — жалюзи с пылезащитными
фильтрами; 3,4,5 — панели соответственно машинного
отделения, ограждающих конструкций и дверного проема
Рис. 2. Шкаф холодильный комбинированный
бытовой «Котикюлмикке»:
1,2,3 — отделения соответственно среднетемпературное,
низкотемпературное и машинное
61
лянные размером 600 X1850 мм, передвигающиеся
на шарнирах.
В последние годы фирма «Поркка» уделяет
внимание бытовым холодильникам большой
емкости (типа «Котикюлмикке»), что связано с
широким распространением строительства
бесподвальных жилых домов.
В шкафу холодильника (рис. 2) четыре
отделения: два среднетемпературных (верхнее и
нижнее) и два низкотемпературных (верхнее и
нижнее).
Для охлаждения шкафа используют две
самостоятельные холодильные системы со своими
компрессорами, но с общим конденсатором, два
змеевика которого обслуживают каждый свою
систему. В низкотемпературных отделениях
движение воздуха конвективное (змеевики
испарителей вмонтированы в полки-решетки), в
среднетемпературных отделениях — принудительное.
В перегородке между отделениями
предусмотрены регулируемые отверстия. Конденсатор
выполнен со свободным движением воздуха.
Теплоизоляционные двери для охлаждаемых
и неохлаждаемых помещений изготавливают
одно- и двустворчатыми в комплекте с дверной
рамой. Толщина пенополиуретановой
теплоизоляции 50—160 мм. Облицовка дверей стальная
разной окраски, уплотнение с магнитной вставкой
и без нее, петли подрессоренные
самозакрывающиеся, замки — согласно назначению
дверей, в том числе с возможностью их
открывания изнутри холодильных камер.
Выпускаются также раздвижные (с
устройствами автоматики), «качающиеся» двери,
открываемые принудительно передвижными
устройствами, например автопогрузчиками, и двери из
прозрачных пластиков.
Для медицинских учреждений фирма
«Поркка» изготавливает охлаждаемые и неохлаждае-
мые шкафы, которые поставляются отдельно
и в комплекте. Объем холодильных шкафов
70, 180, 300 и 550 дм3. Температура во
внутреннем объеме поддерживается в пределах 2—6°С
или 6—15°С. Наружные размеры шкафов
Техническая характеристика холодильного
комбинированного бытового шкафа
«Котикюлмикке»
Средне- Низко-
темпера-
температурное турное
отделение отделение
680
250
Внутренний объем, дм3
Температура, °С
в верхнем отделении 4 —18
в нижнем отделении 6 —18
Суточный расход
электроэнергии, кВт • ч 1,25 1,7
Установленная мощность,
кВт, при 220 В, 50 Гц 0,65 0,65
Движение воздуха Принуди- Сво-
тельное бодное
Площадь полок (включая
площадь дна), м2 1,4 1,0
Количество полок в
отделениях
верхнем 2 3
нижнем 1 3
Количество дверей 2 2
Количество дверок (из
прозрачного полистирола) в
отделениях — 8
Габаритные размеры
шкафа, мм
ширина 1200
глубина 600
высота 2350
Масса, кг 250
600X450 мм при высоте 900, 1400 и 2000 мм
и 850x700x2000 мм. Кроме обычных приборов
автоматики, шкафы оснащены специальными
приборами, в том числе звуковой сигнализацией
и другими дополнительными устройствами.
Фирма выполняет отдельные заказы на
холодильные склады и другие охлаждаемые
устройства.
РЕФЕРАТЫ
УДК [621.573:621.514.515] .001.5
Исследование высокотемпературной части
воздушной турбохолодильной машины.
АБРАМОВ А. С, БОНДАРЕВ И. Т., МЕЛЬЦЕР Л. 3.,
МЕЛЬНИК В. В. «Холодильная техника», 1983,
№ 4.
Приведены результаты термодинамического
анализа двухцелевой комбинированной воздушной
турбохолодильной машины, предназначенной для
производства холода и тепла. На конкретном
примере изложена методика определения
рационального числа ступеней сжатия с
промежуточным охлаждением. Сопоставлены одноцелевая и
двухцелевая установки. Показано, что последняя
имеет единственно возможное число ступеней,
при котором достигается максимум
термодинамической эффективности.
Иллюстраций 3. Список литературы — 2
названия.
УДК [621.565.9:621.176] :629
Новые конструкции теплоиспользующих генера-18
торов холода. ЧАЙКОВСКИЙ В. Ф., БУР-
ДО О. Г., СМИРНОВ Г. Ф. «Холодильная
техника», 1983, № 4.
Рассматриваются новые конструкции компактных
генераторов холода, реализующие циклы паро-
эжекторных и абсорбционно-диффузионных
холодильных машин. Циркуляция рабочего
вещества в устройствах обеспечивается капиллярными,
центробежными или инерционными силами.
Применение капиллярно-пористых поверхностей
позволяет интенсифицировать процессы
тепломассообмена, существенно упростить конструкцию,
сделать ее надежной компактной и автономной
Приведены результаты испытаний абсорбционно-
диффузионного генератора холода.
Иллюстраций 5. Список литературы —- 7 назва-
62
УДК 621.575.004.001.86
Использование агрегата АБХА-2500 для
отопления на Астраханском заводе резиновой обуви.
ГАЛИМОВА Л. В. «Холодильная техника», 1983,
№ 4.
Описана схема холодильной станции, состоящей
из двух бромистолитиевых агрегатов АБХА-2500,
которая работает в режиме теплового насоса.
В летнее время года станция используется для
получения холодной воды с температурой 12°С,
поступающей в технологическое оборудование.
В зимнее время года с ее помощью нагревают
воду для центральной системы водяного
охлаждения. Показана экономическая
целесообразность использования предложенной схемы.
Иллюстрация 1. Список литературы — 2
названия.
УДК 621.565:664.8.037
Перспективы создания новой холодильной
техники для агропромышленного комплекса.
ЧУМАК И. Г., КОЧЕТОВ В. П., НУЖДИН А. С,
НОВИКОВ М. М. «Холодильная техника», 1983,
№ 4.
Рассмотрены разработанные в ОТИХП схема
движения потоков плодоовощного сырья и
вырабатываемой из него продукции при
прохождении от поля до потребителя и схема
непрерывной холодильной цепи, обеспечивающей их
сохранность на этом пути. Перечислены
холодильные средства для непрерывной холодильной цепи,
которые необходимо разработать и внедрить.
Иллюстраций 2.
УДК 621.575-935.4-146.2
Промышленный абсорбционный бромистолитие-
вый холодильный агрегат со ступенчатой
регенерацией раствора. ГРОСМАН Э. Р.,
ШАВРИН В. С, ТКАЧУК А. П., ШМУЙЛОВ Н. Г.,
ПОЛИЩУК В. П. «Холодильная техника», 1983,
№ 4.
Приведены результаты испытаний
абсорбционного бромистолитиевого холодильного агрегата со
ступенчатой регенерацией раствора
АБХА-2500-2В на киевском заводе «Вулкан».
Показаны особенности цикла, приведены
технико-экономические и эксплуатационные
характеристики.
^Таблица 1. Иллюстраций 2. Список литературы —
Ь5 названий.
УДК 621.57.041-213.3.004.5
Устранение заклинивания компрессоров бытовых
холодильников. ПЕСКОВ П. П., БЛУВШ-
ТЕЙН Н. Д. «Холодильная техника», 1983, № 4.
Описаны способы устранения заклинивания
компрессоров без разгерметизации холодильного
агрегата и разборки компрессора. Приведена
схема воздействия вибрации на заклиненные
трущиеся пары компрессора.
Иллюстрация 1. Список литературы — 2
названия.
УДК 621.565.945.004.182
Пути снижения энергозатрат при использовании
аппаратов воздушного охлаждения в
холодильных установках. КАБАКОВ А. Н., НЕСВИЦ-
КИЙ А. А. «Холодильная техника», 1983, № 4.
Рассмотрена работа двух холодильных установок,
применение в которых конденсатора воздушного
охлаждения (КВО) позволяет значительно
снизить расход электроэнергии. Одна установка с
комбинированным использованием КВО и
конденсатора водяного охлаждения служит для
получения холода на двух температурных уровнях.
Введение КВО вместе с аккумулятором холода и
переохладителем жидкого хладагента в схему
второй установки позволяет снизить
себестоимость холода и энергозатраты в результате
стабилизации суточных пиковых нагрузок на
энергосистему.
Иллюстраций 2. Список литературы — 8
названий.
УДК 621.57.041-213.3.004.624.001.5
Анализ износостойкости поршневых компрессоров
малых холодильных машин. КАШКИН М. П.,
БЕЖАНИШВИЛИ Э. М., МИЛОВАНОВ В. И.
«Холодильная техника», 1983, № 4.
Приведены результаты анализа износостойкости
высокооборотных поршневых герметичных
компрессоров типа ПГ новой градации в сравнении
с другими серийно выпускаемыми малыми
поршневыми компрессорами в сальниковом,
бессальниковом и герметичном исполнении.
Количественно оценено влияние конструктивных и
эксплуатационных факторов на износостойкость
поверхностей трения деталей. Представлены
экспериментальные зависимости величин линейного износа
поверхностей трения деталей от пути трения и
интенсивности изнашивания от удельного
давления в сопряжениях. Даны рекомендации по
повышению износостойкости деталей.
Таблиц 3. Иллюстраций 2. Список литературы —
5 названий.
УДК 621.565.945.004.1.001.24
Рабочие характеристики компактных косвенно-
испарительных воздухоохладителей.
ДОРОШЕНКО А. В., РЖЕПИШЕВСКИЙ К. И.
«Холодильная техника», 1983, № 4.
Исследованы рабочие процессы в
косвенно-испарительных воздухоохладителях совмещенного
типа, предназначенных для эксплуатации на
различных транспортных и стационарных объектах.
Опыты проведены на опытно-промышленных
образцах воздухоохладителя КВ-500 двух
модификаций — с галетно-сорбентной и галетно-пла-
стинчатой вставками и поперечно-точной схемой
движения основного и вспомогательного
воздушных потоков. Проведено сопоставление
характеристик косвенно-испарительных
воздухоохладителей, известных в отечественной и зарубежной
практике, и результатов промышленных
испытаний КВ-500.
Таблиц 2. Иллюстраций 7. Список литературы —
8 названий.
63
УДК 621.57.044.2:536.24. 001.5:532.5.001.5
Исследование тепломассопереноса и
гидродинамики в испарительном конденсаторе.
БЫКОВ А. В., ГОГОЛИН В. А., ТОВАРАС Н. В.
«Холодильная техника», 1983, № 4.
Дана математическая модель испарительного
конденсатора, разработана методика и программа
расчёта аппаратов на ЭЦВМ. Проведен анализ
влияния зон форсуночного и дождевого
поддонного пространства аппарата на теплосъем при
различных конструктивных и гидродинамических
параметрах испарительных конденсаторов.
Результаты расчетов по предлагаемой методике
сравнивали с результатами, полученными по
методике Гудмана.
Таблица 1. Иллюстраций 4. Список литературы —
10 названий.
УДК 621.514.54.012.4-146.2
Холодильная система с винтовым компрессором
и двухступенчатым дросселированием хладагента.
КАЛНИНЬ И. М., ШВАРЦ А. И., ЗИСКИН Г. Ф.
«Холодильная техника», 1983, № 4.
Приведены результаты экспериментального
исследования одноступенчатого винтового
компрессора в составе холодильной машины,
работающей по циклу с двухступенчатым
дросселированием хладагента. Определены значения
промежуточного давления, соответствующие
максимальному возрастанию холодильного
коэффициента. Предложена номограмма для
определения относительных характеристик компрессора
при работе в указанных условиях.
Иллюстраций 5. Список литературы — 4
названия.
УДК 621.565-146.001.24
Методика расчета компаундных схем
холодильных установок. ВАЙНШТЕЙН Я. Л.
«Холодильная техника», 1983, № 4.
Описана методика расчета компаундных схем
холодильных установок. Приведены формулы для
расчета холодопроизводительности компрессоров
любой ступени. Предложенная методика расчета
является универсальной, достаточно простой и
может быть использована в практике
проектирования.
Иллюстраций 2. Список литературы — 7
названий.
УДК 621.56/.59.001.375.001.24
К решению задач оптимизации в холодильном
машиностроении. МАРЬЯМОВ А. Н.,
БОРОДЯНСКИЙ Б. М. «Холодильная техника», 1983, № 4.
Показано, что при построении математической
модели холодильной установки на основе
эмпирических закономерностей необходимо специально
исследовать ее адекватность реальному процессу.
Указывается на целесообразность постановки
задачи многокритериальной оптимизации.
Высказываются критические замечания о некоторых
методах оптимизации.
Список литературы — 7 названий.
РЕДАКЦИОННАЯ КОЛЛЕГИЯ: М. П. Кузьмин (главный редактор), Л. Д. Акимова (зам. главного редактора),
Н. Д. Абрамов, Е. М. Агарев, Л. Ф. Бондаренко, д-р техн. наук, проф. В. М. Бродянекий, д-р техн. наук А. В. Быков,
И. М. Гиндлин, д-р техн. наук, проф. А. А. Гоголин, А. П. Еркин, И. М. Калнинь, д-р техн. наук, проф. Э. И. Каухчешви-
ли, В. Д. Леонов, А. П. Леонтьев, Г. А. Новиков, д-р техн. наук В. В. Оносовский, д-р техн. наук, проф. И. И. Орехов,
М. М. Позин, Н. К. Плотников, Ю. Я. Сенягин, А. Н. Сергиенко, В. М. Шавра.
Технический редактор Н. Н. Зиновьева
Рукописи не возвращаются
Сдано в набор 17.02.83. Подписано в печать 15.03.83. Т-04352. Формат 70x108 1/16. Фотонабор. Высокая печать.
Объем 4,0 печ. л. Усл.-печ. л. 5,6. Усл. кр.-отт 6,13. Уч.-изд. л. 7,27 Тираж 10 675 экз. Заказ 405.
Адрес редакции: 125422, Москва, А-422, ул. Костикова, 12.Телефон 216-77-00
Ордена Трудового Красного Знамени
Чеховский полиграфический комбинат ВО « Союзполиграфпром»
Государственного комитета СССР по делам издательств, полиграфии и книжной торговли
142300, г. Чехов Московской области
64
ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1)981681 B1) 3301842/25-06 B2) 12.06.81 3E1) F 04 В 49/00 E3)
621.512-55 G2) И. Я. Клецель, Е. Л. Клибанов, С. К. Александров,
В. П. Афонский, А. А. Сударкин
E4) E7) Устройство защиты от перегрева поршневого многоцилиндрового
компрессора с электроприводом и всасывающим и нагнетательным
патрубками, имеющего перегородку между всасывающей и нагнетательной полостью
в каждом цилиндре, содержащее датчик температуры, кнопку пуска и цепь
отключения электропривода, отличающееся тем, что, с целью повышения
надежности, оно дополнительно содержит реле разности давлений, входы
которого подключены к всасывающему и нагнетательному патрубкам
компрессора, и реле времени, а датчик температуры выполнен в виде плавких пробок,
установленных в перегородках каждого цилиндра, причем кнопка пуска
подключена через реле времени к входу реле разности давлений, выход которого
связан с цепью отключения двигателя.
A1) 981779 B1) 3304001/23-06 B2) 11.06.81 3E1) F 25 В 1/06 E3)
621.57 G2) В. А. Петренко G1) Одесский технологический институт
холодильной промышленности
E4) E7) Способ работы пароэжекторной холодильной машины путем
получения пара высокого давления в паровом котле, разделения его на два
потока, одним из которых инжектируют жидкий хладагент с возвратом
полученной смеси в котел, а другой используют для проведения холодильного
цикла, включающего эжектирование и сжатие паров низкого давления,
конденсацию образующейся паровой смеси среднего давления, переохлаждение
полученного жидкого хладагента до температуры окружающей среды,
дросселирование части жидкого хладагента с последующими подачей его для отвода
тепла от внешнего объекта и возвратом на эжектирование, отличающийся тем,
что, с целью повышения эксплуатационной надежности, от хладагента после
дросселирования отбирают часть потока и направляют на дополнительное
переохлаждение части жидкого хладагента, отбираемой перед
дросселированием и подаваемой после переохлаждения на инжекцию.
A1) 981783 B1) 3231099/28-13 B2) 01.12.80 3E1) F 25 D 13/00 E3)
621.565.924 G2) Г. В. Луков, Г. М. Герцык, Л. А. Зубрицкая G1) Центральное
конструкторское бюро «Ленинская кузница»
E4) E7) Морозильный аппарат, содержащий теплоизолированную камеру,
горизонтальные теплообменные плиты, установленные одна над другой с
возможностью перемещения в вертикальной плоскости, и ограничитель
вертикального перемещения плит, отличающийся тем, что, с целью удобства
обслуживания путем обеспечения открытого доступа к деталям ограничителя,
теплообменные плиты имеют с одной стороны кронштейн и зубчатую рейку, а
ограничитель выполнен в виде закрепленного на кронштейне упора с зубчатым
сектором для взаимодействия с рейкой.
A1)981784 B1) 3299594/28-13 B2) 10.03.81 3E1) F 25 D 13/00; G 01
N 33/38 E3) 691.620.193 G2) В. П. Малышев, М.Л. Мохова G1)
Ленинградский технологический институт холодильной промышленности
E4) E7) Морозильная камера исследования морозостойкости образцов,
содержащая корпус, в стенке которого выполнено загрузочное окно, две
дверцы, одна из которых расположена внутри, а другая вне корпуса, жестко
связанные между собой и установленные с возможностью
возвратно-поступательного перемещения в горизонтальной плоскости, и контейнер для образцов,
размещенный между дверцами и жестко связанный с ними, отличающаяся
тем, что, с целью повышения производительности, камера имеет
дополнительное загрузочное окно, выполненное в стенке корпуса напротив первого, и
снабжена жестко связанными между собой и с дверцей в корпусе
дополнительными коьтейнером для образцов и дверцей, расположенной вне корпуса со
стороны дополнительного окна, и установленными с возможностью возвратно-
поступательного перемещения в горизонтальной плоскости.
A1) 983188 B1) 3253557/29-33 B2) 02.03.81 3E1) Е 02 D 3/115; Е 21 D
1/12 E3) 624.139.62 G2) В. И. Шабетя, Б. И. Санжаревский G1) Всесоюзный
научно-исследовательский институт организации и механизации шахтного
строительства
E4) E7) Способ замораживания грунта путем циркуляции предварительно
охлажденного газообразного хладоносителя в замораживающей сети,
отличающийся тем, что, с целью повышения эффективности замораживания,
хладоноситель перед подачей в замораживающую сеть осушают, а его
циркуляцию осуществляют при давлении 20—100 бар, назначаемом з прямой
зависимости ст глубины зоны замораживания грунта.