ЕЖЕМЕСЯЧНЫЙ
НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЙ
И ПРОИЗВОДСТВЕННЫЙ
ЖУРНАЛ
МИНИСТЕРСТВА МЯСНОЙ
И МОЛОЧНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ СССР
ВСЕСОЮЗНЫЙ
НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ
ИНСТИТУТ
ХОЛОДИЛЬНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ
ИЗДАТЕЛЬСТВО
«ПИЩЕВАЯ ПРОМЫШЛЕННОСТЬ»
холодильная
а/те техника
ИЗДАЕТСЯ С 1923 ГОДА
СОДЕРЖАНИЕ
Рубежи десятой пятилетки
Лебедев В. Ф., Медунов С. Д. Повышать качество и
эффективность научных исследований! 2
Быков А. В. Перспективы развития холодильного
машиностроения 4
Десятой пятилетке — ударный труд!
Черепанов Л. И. Большие задачи 6
Гоголина Т. В., Романова Т. А., Гончуков В. Б.
Себестоимость производства холода 7
Калнинь И. М., Сухомлинов И. Я., Цирлин Б. Л.,
Чистяков Ф. М. К вопросу сравнения холодильных
машин 1 1
Захаров С. А., Милованов В. И. Исследование влияния
зазоров в сопряжениях герметичного ротационного
компрессора на его характеристики у 14
Цимерман А. Б., Майсоценко В. С, Печерская И. М.
Косвенно-испарительный воздухоохладитель нового типа 18
Роговая С. Н., Чумак И. Г., Коханский А. И.
Экспериментальное и аналитическое исследование
воздухоохладителя с регулярной насадкой 22
Бучко Н. А., Лебедкина И. К., Зеленова Н. Ю.
Приближенный унифицированный метод расчета и
сопоставления эффективности паровых и жидкостных термосвай 25
Гоголин А. А. Охлаждение насыщенного воздуха 30
Барский М. А., Купленов Н. И. Тепло- и массообмен в
абсорбционной установке кондиционирования воздуха 33
Бабаев И. Э., Цюпа В. И., Яушева Э. Ф. Влияние
режимов вибрации на механизм теплообмена в процессе
непрерывной сублимационной сушки гранулированных
пищевых продуктов 37
Левин А. М., Родин А. K.,*f*Иванов В. А.,
Слепых Г. М. Изменение параметров воздуха в сушильной
камере сырокопченых колбас 40
Петрухина Э. П., Пискарев А. И. Исследование
качественных изменений сливочного масла в процессе
хранения при различных отрицательных температурах 41
XIV Международный конгресс по холоду
Карпис Е. Е. Проблемы кондиционирования воздуха 45
Джордан Р. К. Возможности теплового преобразования
солнечной энергии в электрическую для целей
кондиционирования воздуха 47
Илчева Д. А. Исследование холодильной машины
автономного кондиционера с капиллярной трубкой в
цикличном режиме 48
Нагано Т., Уемацу Д. Пример применения теплового
насоса «воздух — вода» в районе с холодным климатом 50
Братек Т. Кондиционирование воздуха в кабинах
мостовых кранов 51
ОБМЕН ОПЫТОМ
Сурин Е. И., Чертков М. А., Неважай П. Ф.,
Белей В. Ф. Охлаждение тяговых аккумуляторных
батарей при зарядке 52
Черняк А. Л., Богданов О. И., Левин В. М.
Непрерывный автоматический контроль расхода жидкого
фреона при испытаниях малых холодильных машин 53
НОВЫЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ 54, 56, 66
КОНСУЛЬТАЦИЯ
Бобровников М. И. Новые противопожарные требования
) к холодильникам 55
ХРОНИКА Ш
Заседание секции Научного совета ГКНТ в Харькове 58
НОВОСТИ ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
Чижов Г. Б. Новые данные к выбору условий охлаждения
мяса 59
СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
Вавренюк В. М., Григорьев А. С, Сапрыкина С. Н.
Дроссельные регуляторы давления и температуры 61
РЕФЕРАТЫ 62
CONTENTS
Goals of Tenth 5-Year Plan
Lebedev V. F., Medunov S. D. Improvement of Quality and
Effectiveness of Scientific Investigations! 2
Bykov A. V. Perspectives of Developing Refrigerating
Machine-Building 4
Shock Work to Tenth 5-Year Plan!
Cherepanov L. I. Great Tasks в
Gogolina T. V., Romanova T. A., Gonchukov V. B. Prime Cost
of Refrigeration Production 7
Kalnin I. M., Suhomlinov I. Y., Tsirlin B. L., Ch Istya-
kov F. M. Problem of Comparing Refrigerating Machines 11
Zakharov S. A., Milovanov V. I. Investigation of Influence
of Gaps in Mating Parts of Hermetic Rotary Compressor
on Its Characteristics 14
Tsimerman А. В., Maisotsenko V. S., Pecherskaya I. M. New
Indirect-Evaporative Air Cooler 18
Rogovaya S. N., Chumak I. G., Kokhansky A. I.
Experimental and Analytical Investigation of Air Cooler with
Regular Packing 2 2
Buchko N. A., Lebedkina I. K., Zelenova N. U.
Approximated Unified Method of Calculating and Comparing
Effectiveness of Vapour and Liquid Cooled Thermopiles 25
Gogolln A. A. Cooling of Saturated Air 30
Barsky M. A., Kuplenov N. I. Heat and Mass Exchange
in Absorption Air Conditioning Plant 33
Babayev I. E., Tsyupa V. I., Yausheva E. F. Influence of
Vibration Conditions on Heat Exchange Mechanism
During Continuous Sublimation Drying of Granulated Foods 37
Levin A. M., Rodin A. K., Ivanov V. A., Slepikh G. M.
Change of Air Parameters in Drying Chamber of Raw-
Smoked Sausage 40
Petrukhina E. P., Piskarev A. I. Investigation of Quality
Changes in Butter During Storage at Different Negative
Temperatures 41
XIV International Congress of Refrigeration
Karpis E. E. Problems of Air Conditioning 45
Jordan R. C. The Potential of Solar-Thermal Power
Conversion Systems for Applications to Air Conditioning 47
Ilcheva D. A. Investigation of the Self-Con tained Air
Conditioner with Capillary Tube as Throttling Device at
Unsteady Flow Conditions 48
Nagano Т., Uematsu J. An Example of Defrost Cycle for
an Air Source Heat Pump System in a Cold Region 50
Bratek T. Air Conditioning in Bridge Crane Cabs 51
PRACTICE EXCHANGE
Surin E. I., Chertkov M. A., Nevazhay P. F., Beley V. F.
Cooling of Traction Storage Batteries at Charging 52
Chernyak A. L., Bogdanov O. I., Levin V. M. Continuous
Automatic Control of Liquid Freon Flow at Testing of
Small Refrigerating Machines 53
NEW INVENTIONS 54,56,60
CONSULTATION
Bobrovnikov M. I. New Fire Protection Requirements to
Cold Storage Warehouses
MISCELLANY
Meeting of Section of the Scientific Council of GCNT in
Kharkov
FOREIGN TECHNICAL NEWS
Tchigeov G. B. New Data on Selecting Meat Chilling
Conditions
REFERENCE DATA
Vavrenyuk V. M., Grigoryev A. S., Saprykina S. N.
Throttle Pressure and Temperature Controllers
SUMMARIES
55
58
59
61
62
© Издательство «Пищевая промышленность», «Холодильная техника», 1976 г.

Себестоимость производства холода
УДК 621.56/.59
Т. В. ГОГОЛИНА, Т. А. РОМАНОВА, В. Б. ГОНЧУКОВ
ВНИИхолодмаш
Стоимость производства искусственного холода
на различных температурных уровнях
представляет значительный интерес при проектировании
технологических процессов, использующих
холод.
ВНИИхолодмашем проведен
соответствующий анализ холодильных установок на основе
отечественного оборудования, выпускавшегося
серийно в 1974 г.
Были рассмотрены:
парокомпрессионные холодильные установки
на базе холодильных машин, работающих на
взрывобезопасных хладагентах — фреонах:
поршневые, одноступенчатые 22ФУУ400/1 и
двухступенчатые ФДС-20М, на фреоне-22;
поршневые, каскадные ФКМ25-90А, на
фреоне-22 и 13;
турбокомпрессорные ХТМФ-348 1, ХТМФ-
235/1, на фреоне-12;
парокомпрессионные холодильные установки
на базе холодильных машин, работающих на
взрывоопасных хладагентах:
поршневые, одноступенчатые АУУ400, АО 1200
и двухступенчатые ДА0275П, ДАОН350П,
АДС-50, на аммиаке;
поршневые, каскадные ЭОЗООП и ДАОН350П,
на аммиаке и этане;
турбокомпрессорные АТКА-545, АТКА-735,
на аммиаке и АТКП-435, на пропане.
Для установок всех типов в температурном
диапазоне их применяемости выполнены
расчеты и получены данные по холодопроизводитель-
ности в рабочих условиях, расходу
электроэнергии и воды, ориентировочной сметной стоимости,
амортизационным и ремонтным расходам на
материалы, обслуживающему персоналу.
Эти данные для одного из режимов
представлены в табл. 1.
Чтобы объективно оценить стоимость
выработки холода на различных температурных
уровнях для многих типов машин, были приняты
следующие положения:
равное число агрегатов либо машин в каждой
установке — 3 шт.;
водяное охлаждение конденсаторов с
подогревом ~5°С.
Водяное охлаждение конденсаторов
принято в связи с тем, что ряд машин, серийно
выпускавшихся в 1974 г., еще не был переведен
на работу с конденсаторами воздушного
охлаждения. Число часов работы — 7680 ч/год.
Оплата электроэнергии принята по двухста-
вочному тарифу, состоящему из годовой оплаты
Марка машины
ФКМ25-90А
ФДС-20М
ХМ22ФУУ 400/1
ХТМФ-348/1
ХТМФ-235М/1
АУУ400
АО1200П
ДА0275П
ДАОН350П
АДС-50
АТКА-545
АТКА-735
ЭОЗООП и
ДАОН350П
(каскадная)
АТКП-435
Режим
работы,
°С
и
—90
—75
—40
-25
—20
—20
-20
—40
—55
—50
—23
—8
—80
—38
'к
30
25
35
35 I
40
35 !
35 !
35
35
35
35
38
35
40
Холодо-
произво-
дитель-
ность
установки
(из трех
машин),
тыс.
ккал/ч
67,5
66
225
5700
2400
810
2400
825 :
780
60
13200
10450
720 |
4500
Заявленная
максимальная

электрическая мощность

(потребляемая
мощность), кВт
171
132
225
3360
1356
390
960
525
840
60
5940
ЗбОи
1048
3390
я
о
'
о
coir*
51
62
90
1647
680
220
650
240
278
17
3600
2720
300
1430
Сметная
стоимость
по

логической части,
тыс. руб.
75,527
46,767
50,694
280,547
214,515
27,966
97,274
57,489
132,062
18,603
520,41
346,11
206,075
| 353,547
Таблица 1
Хладагент

первоначальное
заполнение, т
0,48 (Ф-13)
2 , 1 (Ф-22)
0,435 (Ф-22)
0,4 (Ф-22)
3,7(Ф-12)
2,0(Ф-12)
3,1 (NH8)
6,0(NH3)
4,3(NH3)
7,8 (NH3)
0,5 (NH3)
29,7 (NH3)
28,2 (NH3)
11,0 (NH8)
5,8(C2H6)
17,8 (CSH8)
,
<u cu
S ч^
ГОДО
ПОП О
| ние,
20
20
20
20
20
100
100
J 100
j 100
100
100
100
100
200
200
я
си
Ю
О
с;
в*
Штап
8
8
5
8
8
9
9
9
9
2
9
9
18
18
9
7

за 1 кВт заявленной мощности jho максимальной
нагрузке (основная ставка) и оплаты за 1 кВт-ч
электроэнергии, учтенной счетчиком
(дополнительная ставка).
Прейскурант 09—01 тарифов ~"на
^электрическую тепловую энергию имеет весьма широкий
диапазон по стоимостям в зависимости от
района. Чтобы оценить составляющую по расходу
электроэнергии для возможно большего числа
районов, из прейскуранта 09—01 было выбрано
пять тарифов (табл. 2).
Таблица 2
Энергоснабжающие
организации
§ 7. Мосэнерго
§ 5. Куйбышевэнерго
§ 8. Орелэнерго
§ 17. Белгородэнерго
§ 59. Днепроэнерго
Основная ставка
за 1 кВт в год,
руб. —коп.
43—10
33—80
64—90
53—20
25—10

Дополнительная ставка
за 1 кВт-ч в
год, руб.—
коп.
0—80
0—72
0-95
1—08
0—70
П'р имечание. Номер параграфа означает порядковый
номеров перечне тарифов по разделу 1 прейскуранта 09—01.
Установлено, что отдельные тарифы
неоднократно повторяются. Так, тариф Мосэнерго
применяется еще в 17 районах, тариф
Куйбышевэнерго — в 5 районах и т. д.
Таким образом, выбранные тарифы позволили
охватить 46 энергоснабжающих организаций
из 85 поименованных в прейскуранте 09—01.
По данным различных проектных
организаций, стоимость оборотной воды изменяется от
0,5 до 6 коп/м3 и зависит от затрат на подпитку
системы оборотного водоснабжения, очистные
сооружения и т. п. При анализе работы
установок стоимость воды принята от 0,5 до 5 коп/м3
для любогоиз выбранных тарифов на
электроэнергию.
В ориентировочных сметах, составленных на
установки с машинами разного типа, не
учитывались холодопотребляющие аппараты,
которые в ряде случаев являются неотъемлемой
частью технологического процесса
(кристаллизаторы, реакторы, аппараты фракционного
разделения газов, холодильники газа и жидкости
и т. п.).
Величина амортизационных отчислений по
указанным нормам принята в размере 9,5%
от сметной стоимости установки (без стоимости
хладагента) для поршневых и 6,4% для турбо-
компрессорных машин; величина отчислений
на текущий ремонт — соответственно 5 и 3%
от сметной стоимости (без стоимости
хладагента). Стоимость эксплуатационных материалов
принята по прейскурантам — 05—01 (ч. 1),
04—03 и 04—02.
Себестоимость выработки холода
(эксплуатационные затраты) зависит от ряда факторов.
Основные из них: температура кипения, тип
машины, хладагента и их начальная стоимость,
уровень автоматизации и, как следствие, число
и квалификация обслуживающего персонала,
стоимость электроэнергии и воды. j
Определяющий из этих факторов —
температура кипения хладагента. Если стоимость
электроэнергии и воды отличается от принятой в
расчетах, эксплуатационные затраты могут быть
рассчитаны по формуле
B + n(% +x2) + Uy
л- Qo-10-3
где А — эксплуатационные затраты, коп/1000 ккал;
В — постоянная величина (размер амортизационных
отчислений, стоимость текущего ремонта,
эксплуатационных материалов, зарплата),
рассчитанная для указанных типов машин при данном
' температурном режиме, коп/ч;
N — заявленная максимальная электрическая
мощность, кВт;
х — годовая плата за 1 кВт заявленной
максимальной мощности (основная ставка) по тарифам
энергосистем, коп.;
п — число часов работы в год;
х2 — плата за 1 кВт-ч электроэнергии, учтенной
счетчиком (дополнительная ставка), коп;
[/ — расход воды, м3/ч;
у — местная стоимость воды, коп/м3;
qo — холодопроизводительность установки, ккал/ч,
На рис. 1 и 2 представлены зависимости
эксплуатационных и капитальных затрат на
1000 ккал холода от температуры кипения
(стоимость энергии по тарифу Мосэнерго,
стоимость воды 1 коп/м3). Капитальные затраты К
(коп/1000 ккал) рассчитывали по формуле
S
К== nQo-10-»»
где S — ориентировочная сметная стоимость, коп.
При расчете капитальных затрат не
учитывалась стоимость здания. Приведенные затраты
определяли по формуле
ЗпР=А+ЕК,
где Зпр —приведенные затраты, коп/1000 ккал;
Е — нормативный коэффициент эффективности
капитальных затрат (Е = 0,15).
Зависимость приведенных затрат от
температуры кипения дана на рис. 3 (тариф Мосэнерго,
стоимость воды 1 коп/м*). Основная доля
приведенных затрат приходится на
эксплуатационные.
8

40-75-70-65-60-55-50-tf-W-35-30-25-2(M5-10-5 0 t0,C
Рис. 1. Зависимость эксплуатационных затрат (по
технологической части получения холода) от температуры
кипения.
Рис. 4. Зависимость приведенных затрат при различных
тарифах на электроэнергию от температуры кипения
(стоимость воды 1 коп/м3):
/ —- тариф Мосэнерго; 2 — тариф Орелэнерго; 3 — тариф Дне-
проэнерго.
''90-85-80-75~70-65-60~55-50-</5-Ш5-30-25-гО-15-70-5 О L/C
Рис. 2. Зависимость капитальных затрат (по
технологической части получения холода) от температуры кипения.
-70 -60 SO -40 -30 -20 -10 t0/C
Рис. 3. Зависимость приведенных затрат (по
технологической части получения холода) от температуры кипения.
Рис. 5. Зависимость приведенных затрат при различных
тарифах на электроэнергию и оборотную воду от
температуры кипения для машин различных типов. Цифрами
на графике обозначена стоимость воды в коп/м3.
9

7O0i
600\
500\
Щ
щ
200[
% 80
<; 7о
4 50
40
штм
ш
т
/ц
АО!
Mb
РДС-20М
/
ип
ОН
J5t
7/7
Аде
~Amil-4JD
ит\оо
1
-50
ДА0275/7
Г
XTM<P:235M/i
г \
0/20077
(AW -.flfJ
хт^зм/гЫ л
lllli
М-735
со
к
30
20
/17
-30-65-80-75-70-65-60-55-50^5-^0-35-30-25-20-/5-10-5 Ot0,C
Рис. 6. Зависимость металлоемкости холодильных
установок от температуры кипения для машин различного
типа.
На рис. 4 показано, как меняются
приведенные затраты от температуры кипения при
пользовании различными тарифами на
электроэнергию. Так, для установок с машинами АТКА-545
при t0=—15°С приведенные затраты
колеблются от 0,82 до 1,2 коп/1000 ккал, т. е. на 46%,
а для установок с машинами ДАОН350П при
t0=—40°C — от 1,35 до 1,9, т.е. на 40%.
На рис. 5 показано влияние стоимости
электроэнергии и воды на приведенные затраты в
зависимости от температуры кипения.
Представляют интерес данные по удельной
металлоемкости холодильных установок в
зависимости от температурных режимов и
принятых типов машин.
Удельную металлоемкость g (кг/1000 ккал/ч)
рассчитывали по формуле
? =
G
х.у
Qo-io-
где Gx.y — общая масса холодильной установки, кг.
На рис. 6 показана зависимость удельной
металлоемкости холодильных установок от
температуры кипения хладагента для машин
различного типа. Как видно из рис. 6, с
понижением температуры кипения удельная
металлоемкость возрастает, особенно для машин
поршневого типа.
В табл. 3 приведены сравнительные
показатели по металлоемкости для холодильных
установок на базе аммиачных, этановых и пропа-
новых машин, в табл. 4 — сравнительные
показатели по металлоемкости для холодильных
установок на базе фреоновых машин.
Величины приведенных затрат на
производство 1000 ккал холода машинами различного
SS/-VM1V
00*ЛЛУ
UOOSTOV
OOfrAAV
IIOOSIOV
OO^AV
UOOSIOV
SSfr-VMXV
uszsovt/
OS-DtfV
SSfr-VMIV
j uszsovtf
1 os-ow
Lio'seHOvtf
i О
1Л
' и
<
E
Oft
ОН35
<:
1 ' st
E
i о
AOH35
n
1 °
°>
n
о
К
я
с
a
a,
F-
С
s
H
°
+1
ю
7
о
1
—
CO
1
о
1
1
1
Ю
Ю
I
о
CO
1
о
t>-
1
1
о
QO
1
1 к
I 4
1 н
1 «3
Пока
1
—« CO OO
00 — ОСЧ
4694
162
— OCO
О CM 00 CM
О CM
— CM
CO
ID
CO ¦* O —
О (NOW
OO CD
CD CD
О
CM
CM CD О Oi
ID -CO CM
CM CM —•
CM CO —i
CO
~ OO —
CM СОЮЮ
ю —-
о со
CD
OOOON
CO CO -4 CO
CD OO
CT>
CM
ID CD О —
Co WOOO
^t4 Tf
•«*• CM
—'
OO ID О О
OO -rf CD
ri< 00 LD
tjh — CD
О)
CO
ID CD OO 00
^f CO t— CD
—i CO
rf —
О
CD 00 О
OO CM CD ОЗ
CO —
ID
'—•
ID CD О О
CM -OcD
ID CO ID
—i CM ^
CO
^lOO
^ t(NO
CO 00 —•
о
CO
oo
OO OO CM
со см oco
CO —¦ —•
CM
О тр О rf
ID -OO C5
CO 05 05
CD CM-
CO
OO ID OO)
CM -CD О
ID О CM
CM CO
i>- rh о о
CO -ID CD
CD CM О —
t^ CO —<
CD
N ^ОЮ
CO -00 —
CD CNNCN
t^ CO
CD
«—I
О CD ID —
00 -rt< rj«
Oi CO — CM
О NN
ID
О СО Ю h-
o> cmoco
CO CO CM
to —
t^
CO
CD COOO
CM CM CM "?t«
CM
V
<ъ
с- СЗ
C3 «
« «
«o
w У о
И К о „
1 о to о» ьв
10

Таблица 4
Показатели
бх.у, кг
GK, «/о
ц>, тыс. ккал/ч
g, кг/1000 ккал/ч
ФКМ25-90А
— 81
38812
33,2
111
349
i —70
38812
33,2
174
223
— 70
43966
28,6
117
375
ФДС-20М
'
Температура кипения, °С
-60
43966
28,6
195
225
-55
43966
28,6
294
150
— 40
26540
55
225
118
22ФУУ400/1
— 30
26540
55
465
57
— 20
26540
55
825
32
Показатели
Ох. у» %
GK, %
Q0, тыс. ккал/ч
g, кг/1000 ккал/ч
— 20
72657
41,5
2400
30,3
ХТМФ-235М/1
Температуа
-15
72657
41,5
3300
23
-10
72657
41,5
4200
17
кипения, °С
— 20
108189
53
6750
16
ХТМФ-348/1
— 15
108189
53
7800
14
— 10
108189
53
8800
12,3
типа в широком диапазоне температур могут этого, для различных тарифов на электроэнер-
быть использованы для предварительной оценки гию и на воду оборотного цикла.
стоимости технологической части производства
Настоящая статья является частью работы,
g, выполненной ВНИИхолодмашем по заданию
холода в общем технологическом процессе для Госстроя СССР для норм строительного проек-
различных районов страны и, как следствие тирования.
К вопросу сравнения холодильных машин
УДК 621.565
Канд. техн. наук И. М. КАЛНИНЬ, канд. техн. наук
JH. Я. СУХОМЛИНОВ, канд. техн. наук Б. Л. ЦИРЛИН
КЗНИИхолодмаш
Доктор техн. наук, проф. Ф. М. ЧИСТЯКОВ
МВТУ им. Н. Э. Баумана
Интенсивный рост парка холодильных машин
поставил производство холода в ряд
энергоемких отраслей техники. Поэтому выбор
оптимальных типов холодильных машин имеет важное
значение. При этом весьма существенно
применять правильную методику сопоставления.
В связи с этим представляет интерес статья
Л. 3. Мельцера и др. [1 ], которая посвящена
энергетической эффективности различных типов
холодильных машин, предназначенных для
охлаждения воздуха.
В рассмотренных?авторами случаях принято,
что воздух охлаждается от начальной
температуры /ср=25°С (температура среды) до
конечных температур ta в пределах +20 -. 80°С.
Несмотря на то, что охлаждение воздуха в
столь широком интервале температур
нетипично для работы холодильных установок, такая
постановка задачи представляется возможной.
Для этой цели применение воздушных
холодильных машин значительно выгоднее, чем,
например, для поддержания низких температур
(термостатирование). Вместе с тем, принятые
авторами условия сопоставления эффективности
(охлаждение воздуха в парокомпрессионных
холодильных машинах во всех случаях при одной
температуре кипения) привели к неверным ре-
и

эультатам. К тому же, авторы необоснованно
распространили данные анализа частного случая
охлаждения наружного воздуха на широкую
область температур и условий применения
воздушных холодильных машин.
В связи с этим целесообразно сопоставить
более детально энергетическую эффективность
воздушных и парокомпрессионных
холодильных i", машин.
В статье [1 ] эффективность машин
предложено оценивать с помощью эксергетического к. п. д.
где хт — эксергетическая температурная функция холода.
Величина тт определяется параметрами
среды и охлажденного воздуха и не зависит от
типа холодильной машины. Отношение К
Q
представляет холодильный коэффициент 8 и,
следовательно,
Це — tm 8.
Таким образом, для заданной температуры
холодного воздуха tH сравнение холодильных
машин сводится к сопоставлению их
холодильных коэффициентов.
В работе [1 ] получены эксергетические к. п. д.
для холодильных машин различных типов в
диапазоне /н=20-= 80°С (см. рис. 3). При
этом для парокомпрессионных холодильных
Це,Ъ
25
20
15
10
5
/
/
f
8\
в',
в.
6
?
if
^щ
V*
!>
^2
Т>
5
9"
10
-9'
-9
20 10 О -10 -20 -30 -W -50 -50 -70 -80L,°C
Рис. 1. Эксергетический к. п. д. воздухоохлаждающих
систем с различными холодильными машинами:
2 — воздушная холодильная'машина (BXM) с предварительным
смешением атмосферного воздуха, вышедшего из турбодетан-
дера; 3 — BXM с одноступенчатым сжатием; 5 —
одноступенчатая парокомпрессионная холодильная машина (ПХМ) на фрео-
не-12; 6 — одноступенчатая ПХМ на фреоне-22; 7 — В ХМ с
двухступенчатым сжатием; 8 — двухступенчатая ПХМ на
NHS; 8' — двухступенчатая ПХМ с двухизотермным
охлаждением; 8" — двухступенчатая ПХМ с трехизотермным
охлаждением; 9 — каскадная ПХМ; 9' — каскадная ПХМ с
двухизотермным охлаждением; 9" — каскадная ПХМ с трехизотермным
охлаждением; 10 — каскадная ПХМ с центробежными
компрессорами с трехизотермным охлаждением.
машин независимо от уровня tH принято, что
температура кипения t0=tH— 10°С.
Заимствованные из работы [1 ] данные
приведены нами на рис. 1 (за исключением линий 1
и 4 для теплоиспользующих машин). Как видно
из рис. 1, линии эксергетических к. п. д.
воздушной и парокомпрессионных машин
пересекаются в области температур tH=—18 ~
~ 25°С с одноступенчатыми и ta=—40 -~
-f 50°C с двухступенчатыми и каскадными.
При дальнейшем снижении температуры tR
эффективность воздушной машины оказывается
более высокой. Этот результат объясняется при- ?
нятыми авторами [1 ] условиями работы
холодильных машин, при которых значительное
снижение температуры воздуха обеспечивается
при одной температуре кипения в
парокомпрессионных холодильных машинах.
Известно, что охлаждение на одном уровне
температур (одноизотермное охлаждение)
рационально лишь при сравнительно небольшой
разности температур А/=/ср—^Н<20°С.
Однако в работе [1] принято одноизотермное
охлаждение воздуха даже в двухступенчатых и
каскадных холодильных машинах при At до 105°С.
В случае больших значений At следует
переходить к двух- или многоизотермному
охлаждению, на что указывает и существо
эксергетического к. п. д. це [2].
Выбор числа изотерм охлаждения и их
уровень в каждом конкретном случае необходимо
обосновывать технико-экономическим расчетом.
Рассмотрим, какие результаты были бы
получены при переходе к двух- и трехизотермному
охлаждению. При этом весь интервал
охлаждения воздуха разделим на участки с равными
понижениями температур между изотермами. Для
каждого из этих участков примем температуру
кипения так же, как в работе [1 ], t0=ta—10°С.
Например, при охлаждении воздуха от 25°С
до —25°С /Н1=0°С, гн2=—25°С, /0|=—10°С,
t0.z=—35°С. Величины е для определения ч\е
в этом случае взяты такими же, как в статье [1 ]
для соответствующих температур кипенияй
Результаты расчетов показаны на рис. 1"
(кривые 8\ 8", 9', 9" и 10). Как видно,
пересечение характеристик паровых и воздушных
машин смещается в сторону значительно более
низких температур охлаждения воздуха,
соответствующих уровню температуры,
определенному В. С. Мартыновским [3].
Приведенные в работе [1] и пересчитанные
нами значения це для двухступенчатых и
каскадных парокомпрессионных холодильных
машин относятся к машинам сравнительно низкой
холодопроизводительности, выполняемым на
базе поршневых компрессоров. При увеличении
холодопроизводительности на уровне температур
12

кипения до —100°С применяются, как
известно, каскадные установки с центробежными
компрессорами, например, в циклах разделения
газов. В этих условиях преимущество
центробежных компрессоров (е«0,7) проявляется
особенно существенно ввиду резкого возрастания
потерь в клапанах и работы трения в поршневых
компрессорах на этих режимах.
На рис. 1 приведены также рассчитанные нами
значения г\е для каскадной установки с
центробежными компрессорами и тремя изотермами
охлаждения воздуха до tn=—90°С (/0=—100°С).
В расчете приняты к. п. д. центробежных
компрессоров т]к=0,75.
Холодильные парокомпрессионные
установки с многоступенчатым охлаждением могут
компоноваться соответствующим набором
компрессоров либо исполнением центробежных
компрессоров с промежуточным подводом газа.
ВТнастоящее время для некоторых важнейших
объектов химии такие компрессоры (аммиачные
и пропановые) изготовляются с двумя и тремя
изотермами охлаждения, например, с t0=0;
—12 и —35°С. Холодильный цикл таких
установок эффективнее, чем каскадных,
поскольку отпадает необходимость в
дополнительных разностях температур между ветвями
каскада.
Принятая в работе [1] одинаковая разность
температур M=ta—t0=lO°C для всех
температурных уровней нецелесообразна. Она должна
уменьшаться по мере снижения температуры
охлаждения вследствие повышения стоимости
холода.
Таким образом, как видно из полученных
результатов, выравнивание эффективности
воздушной и каскадной парокомпрессионной
машин если и возможно, то при tH ниже, а не выше
—80°С, как сказано в работе [1 ].
На рис. 2 приведены значения холодильных
коэффициентов парокомпрессионных и
воздушных машин. Такое сравнение более наглядно,
чем сравнение эксергетических к. п. д.,
особенно в области положительных температур, к
которым относятся и режимы
кондиционирования воздуха.
Данные [1 ] в области положительных
температур дополнены нами результатами расчета
эффективности холодильной компрессионной
машины с поршневыми компрессорами нового
ряда, работающей в установке с сопротивле-
го ю о -10 -го -зо -w -50 -60 -/о -80tH;c
Рис. 2. Холодильный коэффициент воздухоохлаждаю-
щих систем с различными холодильными машинами:
// — одноступенчатая ПХМ на фреоне-12 с компрессорами
нового ряда. Остальные кривые см. на рис. 1.
нием системы по воздуху Др=100 мм вод. ст.
(линия 11). Большая эффективность этих
машин по сравнению с приведенными в работе [1 ]
сведениями по устаревшим конструкциям,
снимаемым в настоящее время с производства,
достигнута отработкой клапанов и повышением
к. п. д. встраиваемых электродвигателей.
Сравнение воздушных машин и
парокомпрессионных, построенных на базе современных
поршневых компрессоров, показывает, что
воздушная машина в режимах кондиционирования
воздуха энергетически в 2—3 раза уступает
парокомпрессионной. Технико-экономические
показатели воздушных машин уступают пароком-
прессионным еще в большей степени из-за
высокой стоимости машин типа ТХМ.
Таким образом, применение воздушных
холодильных машин при положительных
температурах охлаждения, включая системы
кондиционирования, может быть оправдано лишь
в отдельных специальных случаях, где,
например, энергетическая эффективность установок
не имеет первостепенного значения.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Сравнение холодильных машин,
предназначенных для охлаждения наружного воздуха. —
«Холодильная техника», 1975, № 11, с. 22—25. Авт.:
Л. 3. Мельцер, Л. Ф. Бондаренко, И. Т. Бондарев,
В. М. Ярошенко.
2. Бродянский В. М. Эксергетический метод
термодинамического анализа. М., «Энергия», 1973.
3. Мартыновский В. С. Анализ действительных
термодинамических циклов. М., «Энергия», 1972.
¦

УДК 621.57.041-213.3
Исследование влияния зазоров в сопряжениях
герметичного ротационного компрессора на его характеристики
С. Л. ЗАХАРОВ
Рижский завод «Компрессор»
Канд. техн. наук В. И. МИЛОВАНОВ
Одесский технологический институт холодильной
промышленности
В последние годы значительно вырос объем
производства и расширилась номенклатура
выпускаемых рижским заводом «Компрессор»
герметичных холодильных агрегатов с
ротационными компрессорами. Разработан ряд
высокооборотных ротационных компрессоров с
синхронной частотой вращения вала 50 с".
Осваивается их серийное производство.
В процессе разработки новых моделей
ротационных компрессоров на заводе исследованы
рабочие процессы [1], влияние подачи масла в
цилиндр компрессора на его работу [2],
зависимости характеристик компрессоров от протечек
в полости сжатия [3]. В результате определены
теплоэнергетические показатели ротационного
компрессора с различными зазорами в
сопряжениях ротор — цилиндр, ротор — крышки,
лопасть — цилиндр и лопасть — крышки.
Показатели компрессора во многом зависят
от зазора ротор — цилиндр — замыкающего
звена размерной цепи, составляющими звеньями
которой являются зазоры в сопряжениях
эксцентрикового вала с коренными
подшипниками и ротором. Эти зазоры определяются
допусками на изготовление и степенью износа
соответствующих поверхностей трения.
В целях получения данных для научно
обоснованного назначения допусков и посадок
осваиваемых в серийном производстве
высокооборотных ротационных компрессоров авторы
данной работы поставили задачу выявить
зависимости зазора ротор — цилиндр от зазоров в
сопряжениях эксцентрикового вала с оценкой
влияния условий работы компрессора.
Известны попытки решения этой задачи без учета
динамических факторов [4].
Для получения аналитических выражений
составлено уравнение траектории движения центра
массы ротора с использованием
дифференциальных уравнений движения системы в обобщенных
координатах. При этом приняты следующие
допущения: отсутствуют осевые перемещения
ротора; в сопряжениях деталей происходит
жидкостное трение; нет температурных деформаций
деталей.
В этом случае у ротора три степени
свободы: он вращается вместе с линией
наименьшего зазора ротор — цилиндр А—А вокруг
неподвижной оси Оц, расположенной нормально
к плоскости (рис. 1), поступательно движется по
линии наименьшего зазора ротор — цилиндр
и, кроме того, вращается вокруг своего центра
массы. За обобщенные координаты принимаем
радиус-вектор г, угол поворота вала ф и угол
собственного вращения ротора 0.
Дифференциальные уравнения движения
ротора в обобщенных координатах запишем в
следующем виде:
J_dT дТ___
1 dt дг' ~~ дг — Qr'>
11 dt ду' ~~ dq> ~ *V» (l)
111 dt дб'~~ ae = <3e,
где Т—полная кинетическая энергия движения
ротора;
г\ ф', 9' — производные по времени от'
обобщенных координат;
г> ф, 9 — обобщенные координаты;
Qr> Q<pt Qe — обобщенные силы.
После подстановки в эту систему значений
полной кинетической энергии движения ротора и
обобщенных сил для рассматриваемого случая,
определения частных производных и дифферен-
Рис. 1. Положение" ротора в герметичном ротационном
" компрессоре.
14

цирования левых частей равенств A) по
времени получаем систему трех дифференциальных
уравнений, полностью определяющих
движение ротора.
При установившемся движении с учетом
геометрических параметров рассматриваемого
компрессора
^+г(т^-2) = -^(С08(р+^81п(р) +
+ рр cos -у- — (JV2 + Rf) sin a + rmXnCt, B)
где ф — угол поворота вала компрессора;
Сх — коэффициент, зависящий от величины упругой
силы масляного слоя;
тр,ш — масса и угловая скорость вращения ротора;
Рл> Рр — силы прижатия лопасти к ротору и давления
рабочего вещества на ротор;
fx — коэффициент трения лопасти и ротора;
N2 — сила, обусловленная крутящим моментом вала
и наличием эксцентриситета;
R — сила реакции эксцентрика;
/ — коэффициент жидкостного трения;
а — угол между линиями действия сил реакции
эксцентрика и стенки цилиндра на ротор.
Правая часть уравнения B) представляет
собой волновую функцию, характерную для всех
ротационных компрессоров с катящимся
ротором.
Данное линейное неоднородное
дифференциальное уравнение второго порядка решали путем
разложения его правой части в ряд Фурье с
определением коэффициентов ряда методом Рун-
ге [5].
На основании полученных уравнений
рассчитывали динамический радиальный зазор
Д« д между цилиндром и ротором компрессора
ФГрС 0,45 (с синхронной частотой вращения
50 с") для различных сочетаний зазоров в
подшипниковых и эксцентриковом сопряжениях.
Расчет проводили по специально разработанной
программе на ЭВМ «Мир-2» для основных
режимов работы компрессоров,
регламентированных ГОСТ 17240—71 «Компрессоры фреоновые
герметичные».
Для получения экспериментальных
зависимостей был исследован компрессор ФГрС 0,45.
Испытывали образцы со следующими
изменениями зазоров: диаметральный зазор в
сопряжениях нижнего коренного подшипника 2АПЛ1
и верхнего коренного подшипника 2ДПВ от
0,017 до 0,080 мм, диаметральный зазор
между ротором и эксцентриком вала 2АЭ — от 0,020
до 0,060 мм, конструктивный (максимальный)
радиальный зазор между ротором и цилиндром
Д4 — от 0,010 до 0,055 мм. Изменение зазоров
обеспечивалось путем изменения диаметров вала.
Внутренний диаметр цилиндра, наружный
диаметр ротора, зазоры в сопряжениях ротор —
крышки, лопасть — цилиндр и лопасть —
крышки в процессе эксперимента оставались
неизменными, причем указанные зазоры имели
минимально допустимые по конструкторской
документации значения.
^Детали компрессоров были изготовлены из
следующих материалов: цилиндр и опорные
подшипники из чугуна АЧС-2, эксцентриковый вал
из стали 20Х, ротор из чугуна АЧВ-1, лопасть
из стали 9ХС.
Шероховатость сопрягаемых поверхностей
вала и поверхности трения лопасти о цилиндр
соответствовала V10, шероховатость
поверхности опорных подшипников, внутренней
поверхности цилиндра, внутренней и наружной
цилиндрических поверхностей ротора, поверхности
трения лопасти о ротор — V9. Детали
компрессора измеряли до и после испытаний с каждым
сочетанием зазоров в нескольких продольных
и поперечных сечениях каждой поверхности
универсальным микроскопом УИМ-21 с ценой
деления спирального окулярного микрометра
0,001 мм, вертикальным миниметром,
снабженным рычажно-измерительной головкой с ценой
деления 0,001 мм, горизонтальным оптиметром
с головкой ИП-3 с ценой деления 0,001 мм. При
измерениях использовали набор
плоскопараллельных концевых мер класса 1 по ГОСТ 9038—
59. Результаты измерений по каждой
поверхности усредняли. Отклонения формы деталей не
превышали 0,002 мм.
Было проведено 34 цикла испытаний
компрессоров с различными сочетаниями зазоров в
основных сопряжениях. В таблице приведены
наиболее характерные сочетания зазоров (в мм)
в одном из испытанных компрессоров.
Для измерения динамического радиального
зазора в сопряжении ротор — цилиндр
компрессоры оснащались дифференциальными
индуктивными преобразователями в ^четырех точках
по окружности цилиндра. В состав электронно-
измерительной аппаратуры входили тензомет-
рический усилитель ТА-5 с несущей частотой
7000 Гц и шлейфовый осциллограф К-105.
При приближении ротора к датчику
изменяется сопротивление его рабочей обмотки,
происходит разбаланс измерительного моста и
Номер
комплекта
1
2
3
4
5
6
7
2Дп.н
0,027
0,036
0,045
0,049
0,059
0,062
0,076
2Д
**п. в
0,026
0,038
0,048
0,051
0,057
0,063
0,077
2ДЭ
0,040
0,040
0,048
0,048
0,052
0,052
0,052
А»
0,027
0,032
0,037
0,041
0,042
0,043
0,049
15

всплеск осциллограммы, вершина которого
соответствует минимальному зазору между
ротором и датчиком.
Датчики предварительно тарировали на
специально разработанном тарировочном
устройстве. В результате получали тарировочную
осциллограмму с линиями, соответствующими
изменению зазора через каждые 0,010 мм в
пределах от 0 до 0,1 мм и далее через 0,1 мм.
Изменение показания осциллографа на 1 мм
соответствовало изменению зазора в 0,001 мм.
В целом вероятная относительная погрешность
измерения величины зазора работающего
компрессора составляла 10—12%.
Компрессоры с каждым сочетанием зазоров
испытывали в широком диапазоне рабочих
режимов, предусмотренных ГОСТ 17240—71. В
результате испытаний получены
экспериментальные зависимости изменения динамического
зазора в сопряжении ротор — цилиндр,
измеренного каждым датчиком, от режима работы
компрессора и величин зазоров в важнейших
сопряжениях. Примеры этих зависимостей
приведены на рис. 2 A—4 — номера датчиков).
На рис. 3 показана зависимость изменения
динамического радиального зазора в
сопряжении ротор — цилиндр от угла поворота вала,
полученная в результате расчета по
вышеприведенным формулам и на основании данных
экспериментального исследования. Сравнение
теоретических и экспериментальных данных по-
?nt(JtfflM
JO
20
70
0
^ТЧ п^
~\^—^^
> -"о
3
о^^
—д
~
2 7 \
^ 10
о
30\
20\
10
?
X
\J
?
¦ х-
о
д
D
X
о
д
гЛ
1
о
-й—2
10 20
50
40
_L_
_L
21 26
32
37
5
50
J_
ВО 70 2ДП,МКМ
42 47
52Аимт
Рис. 2. Зависимость изменения динамического
радиального зазора? вj сопряжении ротор—цилиндр от величин
зазоров в подшипниковых сопряжениях 2АП и
конструктивного (максимального) зазора Ах:
a — U « — 15°С, tK •» 30°С; б — t0 = 5°С, t = 40°С;
• — t0 ¦» — 25°С, *к в 40°С; / — 4 —- номера датчиков.
40\
30
20
70
^-
nS
\
\3
\^у
у^Р\
У
/
3
*ъ \\ I
27
Рис. 3. Зависимость изменения динамического
радиального зазора в сопряжении ротор — цилиндр от угла
поворота вала:
0,024 см, 2ДЭ = 0,043 мм, Д^О.ОЗО мм;
мм, 2АЭ= 0,043 мм, А1=0,036 мм;
в — 2Д„ „ = 2Д~^»=0,050 мм, 2До=0,048 мм, Д, = 0,041 мм;
*К=40°С; 3 — /0 =
П. О — экспериментальные
а ~ 2Ап.в-2Ап.н-
6 - 2Дп.в=2Ап.н=0'038
Vb=2Aii.h~0'050
/ — t0 = — 15°С, /к =. 30°С; 2 — t0 -* 5°С,
=» — 25°С, fR « 40°С;
— расчетная кривая; д,
данные.
16

казывает их удовлетворительную сходимость Q0,ffm\
(в пределах 12%).
Как показал анализ исследований, режим
работы компрессора существенно влияет на
траекторию движения ротора; увеличение
отношения давления конденсации рк к давлению
кипения д0 от 2 до 1 If приводит к росту амплитуды
колебаний радиального зазора за один оборот
вала от 0,003 до 0,030 мм. Значительное
изменение зазоров в сопряжениях эксцентрикового
вала и соответственно конструктивного зазора
ротор — цилиндр приводит к сравнительно
небольшому изменению динамического зазора
ротор — цилиндр, которое не превышает 0,008 мм
в каждом направлении в одном и том же режиме
работы компрессора. Это объясняется тем, что
действующие на ротор силы при изменении
зазоров в сопряжениях компрессора мало
изменяются по величине и не меняются по
направлению. Таким образом, герметизация рабочей
полости компрессора, определяемая величиной
зазора ротор — цилиндр, не ухудшается при
увеличении зазоров^в сопряжениях
эксцентрикового вала.
Для проверки "этого вывода ротационные ком-
прессоры со всеми сочетаниями зазоров в ос- Jj m\
новных сопряжениях испытывали на
калориметрическом стенде при постоянной оптимальной
подаче масла в полость сжатия D00—600 г/ч).
Испытания проводили в соответствии', с ГОСТ
17240—71 в режимах с температурами
конденсации 30, 40 и 55°С и температурами кипения
—25, —15, —5 и 5°С.
Установлено, как изменение зазоров в
сопряжениях эксцентрикового вала компрессора
влияет на его холодопроизводительность Q0,
потребляемую мощность NQ, электрический
холодильный коэффициент еэ, коэффициент
подачи Я, температуру обмоток встроенного
электродвигателя *обм. При изменении зазоров в
коренных подшипниках от 0,017 до 0,080 мм и в
эксцентриковом сопряжении от 0,020 до 0,060 мм
и при соответствующем увеличении
конструктивного (максимального) зазора ротор —
цилиндр от 0,025 до 0,051 мм величины Q0, АГ8,
гэ и % компрессора практически не изменяются.
Температура обмоток встроенного
электродвигателя /обм при увеличении зазоров 2АЦ от
0,025 до 0,080 мм и соответствующем увеличении
зазора Ai от 0,030 до 0,055 мм снизилась с 72
до 55СС.
На рис. 4 представлена зависимость
изменения эксплуатационных показателей
ротационного компрессора от температур кипения и
конденсации для наиболее характерных сочетаний
зазоров в сопряжениях эксцентрикового вала.
Как и следовало ожидать, во всем рабочем
диапазоне температур кипения и конденсации хо-
t0,°c
Рис. 4. Зависимость характеристик компрессора ФГрС0,45
от температур кипения и конденсации при различных
зазорах в сопряжениях эксцентрикового вала и
сопряжении ротор — цилиндр.
лодопроизводительность Q0 и потребляемая
мощность NQ компрессора практически не зависят
от величины зазоров в подшипниковых
сопряжениях.
Из рис. 4 видно, что отклонения
экспериментальных значений основных эксплуатационных
показателей компрессоров с различными
зазорами в сопряжениях от средних значений не
превышали 5%, что соизмеримо с погрешностью
эксперимента.
Таким образом, установлена возможность
увеличить начальные предельно допустимые зазоры
2 Холодильная техника N> 3
17

в сопряжениях эксцентрикового вала
ротационного компрессора и одновременно сократить
число групп селекции без ухудшения
теплоэнергетических показателей машины.
В результате проведенных теоретического и
экспериментального исследований получены
зависимости динамического зазора ротор —
цилиндр герметичного ротационного компрессора
от зазоров в сопряжениях эксцентрикового вала,
угла поворота вала и режима работы
компрессора.
Теоретическое и экспериментальное
исследования показали сравнительно небольшое
изменение динамического зазора ротор — цилиндр
герметичного компрессора при значительных
изменениях зазоров в сопряжениях
эксцентрикового вала и практическую возможность
увеличения первоначальных предельно допустимых
зазоров в этих сопряжениях.
А. Б. ЦИМЕРМАН, канд. техн. наук В. С. МАЙСОЦЕНКО,
И. М. ПЕЧЕРСКАЯ
Одесский инженерно-строительный институт
Одним из крупнейших потребителей холода в
народном хозяйстве становятся установки
технологического и комфортного
кондиционирования воздуха. Для большинства климатических
районов СССР продолжительность их работы в
режиме охлаждения воздуха невелика: от 60
до 120 дней в году. Поэтому применение
существующих типов холодильных машин в
установках кондиционирования воздуха оказывается не
всегда экономичным.
Созданные на основе использования
испарительного эффекта установки
косвенно-испарительного охлаждения воздуха [1, 2] не нашли
широкого распространения ввиду высокого
предела охлаждения, больших габаритных
размеров и массы.
В настоящее время разработаны, изготовлены
и испытаны усовершенствованные установки
косвенно-испарительного охлаждения воздуха —
регенеративные косвенно-испарительные
воздухоохладители (РКВ).
Благодаря низкому пределу охлаждения,
компактности, малой массе, простоте изготовления
и эксплуатации РКВ могут успешно
конкурировать с холодильными машинами в установках
кондиционирования воздуха.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Крылов В. С. Рабочие процессы в ротационном
компрессоре с катящимся ротором. — «Холодильная
техника», 1973, № 4, с. 14—19.
2. Я Д и н Э. В., Давыдова 3. Н. Влияние масла
на работу герметичного ротационного компрессора. —
«Холодильная техника», 1970, № 8, с. 25—29.
3. Я Д и н Э. В., Давыдова 3. Н. Влияние зазоров
в полости сжатия на работу герметичного ротационного
компрессора.—«Холодильная техника», 1971, №8,
стр. 5—9.
4. Л а н г р а т П. Г., Беляк И. Е. Зазоры рабочи х
органов и некоторые теоретические проблемы
ротационных компрессоров с катящимся ротором-поршнем.
Латвийский республиканский институт научно-технической
информации и пропаганды, Рига, 1973.
5. К о р н Г., Корн Т. Справочник по математике*
М., «Наука», 1974.
УДК 628.84
В условиях климата СССР
косвенно-испарительные воздухоохладители можно применять
повсеместно, исключая только влажные
субтропики.
Кондиционеры с РКВ могут найти широкое
применение в различных отраслях техники и в
быту.
Из анализа удельных показателей,
приведенных в таблице, видно, что выпускаемый
промышленностью кондиционер
косвенно-испарительного охлаждения воздуха КДИ-2,5 при
сравнительно малых затратах электроэнергии
значительно уступает парокомпрессионным
кондиционерам по всем остальным показателям.
РКВ при близких значениях удельных
массовых и объемных характеристик значительна
превосходят кондиционеры с парокомпрессион-
ными холодильными машинами по
энергетическим показателям.
В 1953 г. была предложена схема установки,
позволяющей при использовании только
наружного воздуха получать температуру воды,
близкую к точке росы наружного воздуха [3]. Эту
установку с некоторыми изменениями можно
применять для охлаждения воздуха (рис. 1, а).
Вентилятором 1 воздух GnoJln подается в про-
тивоточный поверхностный теплообменник 2, где
охлаждается при постоянном влагосодержании.
После теплообменника 2 воздух делится на два
Косвенно-испарительный воздухоохладитель нового типа
18

Удельные показатели
Затраты мощности на
холодопроизводитель-
ность, кВт/кВт
Холодопроизводитель-
ность на единицу объема
воздуха, кДж/м3
Масса единицы объема
кондиционера, кг/м3
Холодопроизводитель-
ность на единицу массы
агрегата, кВт/кг
Холодопроизводитель-
ность на единицу объема
агрегата, кВт/м3
Кондиционеры с парокомпрессион
КА-6
0,345
16,7
500
0,025
12,75
<
«N
6
0,259
20,4
534
0,020
10,36
КС-35
0,433
20,4
490
0,026
12,75

«Азербайджане»,
СССР*
0,605
10,4
488
0,026
13,33
106, фирма
«Риелло»,
Италия*
0,610
20,4
483
0,041
18,06
ными машинами
203, фирма
«Риелло»,
Италия*
0,611
24,3
432
0,052
22,36
МАУ-150,
фирма «Аэро-
велл»,
Франция*
0,464
20,4
465
0,056
26,39

Кондиционеры с
аппаратами

но.испарительного
охлаждения
КДИ-2,5
0,3140
8,86
215
0,010
2,08
РКВ-1
0,0649
11,0
400
0,026
15,83
* По данным О. Я. Кокорина [1].
тически увлажняется. Затем вспомогательный
поток проходит через теплообменник 2,
охлаждая полный поток воздуха.
Для анализа работы установки примем
следующие допущения: поверхность теплообмена
бесконечна, процессы протекают без
теплообмена с окружающей средой.
Рассмотрим динамику изменения параметров
воздуха при пуске установки. Вначале наружный
воздух с параметрами точки / (рис. 1, б)
адиабатически увлажняется в градирне и, выйдя
из нее с температурой tiM, в противоточном
теплообменнике охлаждает наружный воздух
до температуры t2. Теперь в градирню поступит
воздух с параметрами точки 2 и выйдет из нее
с температурой t2M. Процесс охлаждения
воздуха будет продолжаться до тех пор, пока
существует разность температур основного
потока по сухому и мокрому термометрам. Так
как воздух охлаждается при постоянном вла-
госодержании, то при достижении температуры
точки росы психрометрическая разность
температур (движущая сила процесса) становится
равной 0. Таким образом, температура
охлажденного воздуха в такой установке стремится к
его точке росы.
На рис. 1, в показаны процессы,
происходящие при установившемся режиме: 1—2 —
охлаждение воздуха в теплообменнике; 2—3 —
адиабатическое увлажнение воздуха в градир-
тютока: основной Gn
и вспомогательный
GBCn. Основной поток направляется в
кондиционируемое помещение, а вспомогательный
поступает в градирню-увлажнитель 3, где
адиабату
Воздух
Вода
3
-0-
*1\
1
\г
г2
г
ГУР
Ч ^
sJ>A/
Угм
Рис. 1. Определение предела охлаждения воздуха
методом косвенно-испарительного охлаждения:
а — схема регенеративного раздельного
косвенно-испарительного воздухоохладителя; б — динамика изменения параметров
воздуха при пуске; в — влияние степени увлажнения на холо-
допроизводительность установки.
2*
19

не; 3—4 — нагревание вспомогательного
потока воздуха.
Составим уравнение теплового баланса
установки
бполн/i + cWt + Фвент = 0BCnU + сосн^2» @
где Gn0jm, ^всп» ^осн — расходы соответственно
полного, вспомогательного и
основного потоков воздуха, кг/с;
/х — теплосодержание воздуха на
входе в установку, Дж/кг;
/2, /4 — теплосодержание соответственно
основного и вспомогательного
потоков воздуха на выходе из
установки, Дж/кг;
cWt — тепло, вносимое испарившейся
водой, Вт;
Фвент — тепло от работы вентилятора и
насоса, Вт.
Учитывая, что Сполн==Сосн+ ^всп» из УРав~
нения A) определим холодопроизводительность
установки
Qo = Goch ('i - '*) = Gbcd (/4- /1) + (cWt + QBeHT). B)
Так какд—jj _ГТ^0,05, то с некоторым
приближением можно записать
Qo = Сосн (/1 - /2) = Овси (/4 - /j). C)
Отсюда соотношение потоков
^ВСП ^1 ^2*
Проанализируем работу этой установки при
понижении температуры охлажденного воздуха
(процесс 1—2а—За—4а> рис. 1,в).
При GnoJlH=const
/40 — ^1 < /4 — ^1»
JOCH Go
7' <"ё;
где <joch и GBcn — расходы соответственно основного и
вспомогательного потоков в
процессе 1 — 2а — За — 4a.jfc*^H^jj
При t2-+h d3 — d2->0, /4 — /i-»E0,
восн л
7? —> 0.
ивсп
В пределе, при приближении к точке росы,
расход вспомогательного потока становится
равным полному, исчезает основной поток,
холодопроизводительность равна 0. Следовательно,
рассматриваемая схема принципиально не
позволяет охладить основной поток воздуха до
температуры точки росы.
В установках косвенно-испарительного
охлаждения воздуха роль хладагента играет вода.
Испаряясь, она отводит скрытую теплоту
парообразования от охлаждаемого воздуха.
Ассимиляция вспомогательным потоком
максимального количества влаги обеспечит максимальную
холодопроизводительность установки.
Вспомогательный поток воспримет максимум влаги при
полном увлажнении его в процессе нагрева
(процесс 3—46)
di6 — d1> dt — dn
h6~~h> h — h»
^осн Open
где G0CH и GBCn — расходы соответственно основного и
вспомогательного потоков в
процессе 7—2 — 5 — 46.
Необходимым условием для осуществления
процесса нагрера вспомогательного потока по
линии ф=1 является обеспечение минимального
расхода воды в количестве, достаточном для
поддержания вспомогательного потока в
состоянии насыщения.
Рассмотрим, как скажется понижение
температуры t2 на работе такого аппарата при t2-*tp
hu — h = const,
/2-> /p» 75 > °-
Следовательно, осуществление процесса
нагрева вспомогательного потока по линии ср=1
теоретически позволяет методом
косвенно-испарительного охлаждения получить
охлажденный воздух с температурой точки росы. При этом
коэффициент эффективности
Е -^~U
Регенеративные косвенно-испарительные
воздухоохладители были созданы с учетом
проведенного выше анализа.
От существующих установок
косвенно-испарительного охлаждения РКВ отличаются
следующими особенностями:
противоточное движение основного и
вспомогательного потоков воздуха в совмещенном
аппарате, разработанное на базе схемы с
последовательным движением потоков [2];
обеспечение расхода воды, которое
соответствует количеству, испаряемому во
вспомогательном потоке. При этом не происходит
смешения отепленной воды, усреднения ее
температуры и не вносится дополнительное тепло на
более холодные участки поверхности.
Изображение в /, d-диаграмме процессов,
происходящих в РКВ, представлены на рис. 2.
Наружный воздух (полный поток) подается в
сухие каналы аппарата, где охлаждается при
постоянном влагосодержании (процесс 1—2).
Пройдя участок адиабатического увлажнения
(процесс 2—3), полный поток воздуха делится
20

Рис. 2. Изображение рабочего режима РКВ в /, d-диа-
грамме.
на основной и вспомогательный. Основной поток
с параметрами точки 3 поступает в
кондиционируемое помещение, а вспомогательный
направляется в увлажняемые водой каналы
противотоком полному потоку. Здесь происходит нагрев
и увлажнение вспомогательного потока
(процесс 3—4).
Проведены экспериментальные исследования
лабораторного образца РКВ (габаритные
размеры 200x200x800 мм). Учитывая
ограниченность теплообменной поверхности аппарата, для
выявления возможных пределов охлаждения
были проведены испытания в режиме полной
рециркуляции — вспомогательный поток равен
полному. В таком режиме при скоростях
воздуха до 2,5 м/с температура воздуха на выходе
из сухих кг налов была близка точке росы
охлаждаемого воздуха (рис. 3). Этот факт
подтверждает принципиальную возможность
охлаждения воздуха в аппар?те этого типа до
температур, близких к точке росы.
Результаты испытания аппарата в рабочих
режимах ; ля сопоставления с установкой КДИ-
2,5 представлены в виде зависимости
традиционного коэффициента эффективности
от соотношения расходов основного и вспомо-
гательного потоков воздуха °сн (рис. 4). Как
1=
Ч
^*
^
^
SM
1,5 2 2,5 3 4 цм/с
Рис. 3. Работа РКВ в режиме рециркуляции.
—
э
о
—
___^
^/
2
^-к
0,8 0,9 1,0 1,2 1,5 2,0 да
%/7
Рис. 4. Характеристика работы установок
косвенно-испарительного охлаждения воздуха:
/ — РКВ; 2 — по данным Кокорина [1].
видно из рис. 4, во всем диапазоне значений °сн
"в сп
эффективность РКВ значительно выше, чем у
существующих установок.
Опытные образцы РКВ проходят испытания
в производственных условиях.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Кокор и н О. Я. Установки кондиционирования
воздуха. М., «Машиностроение», 1970.
2. Р а я к М. Б. Сравнительный анализ принципиальных
схем двуступенчатого испарительного охлаждения. В сб.:
«Кондиционирование воздуха», № 27, М., НИИСТ,
1969.
3. Будневич С, Голод И. Охлаждение воды
до точки росы наружного воздуха. — «Холодильная
техника», 1953, № 3, с. 66—68.
¦

УДК 621.565.945.001.5
Экспериментальное и аналитическое исследование
воздухоохладителя с регулярной насадкой
С. Н. РОГОВАЯ, доктор техн. наук И. Г. ЧУМАК, канд.
техн. наук А. И. КОХАНСКИЙ
Одесский технологический институт холодильной
промышленности
Аппараты с орошаемой регулярной насадкой,
предназначенные для термовлажностной
обработки воздуха, могут применяться в различных
отраслях промышленности. Это легкие,
компактные аппараты, с большой удельной поверхностью
и умеренными гидравлическими
сопротивлениями, что делает их конкурентоспособными с воз-
духообрабатывающими аппаратами. Несмотря
на очевидное преимущество использования
регулярных насадок для создания поверхности
тепло- и массообмена, эти аппараты
применяются пока только в химической технологии.
Сказывается отсутствие надежных обобщающих
экспериментальных данных по тепломассообмен-
ным и гидравлическим характеристикам насэдоч-
ных аппаратов и, как следствие, научно
обоснованных методов инженерного расчета
объектов промышленного назначения.
Основное направление в исследовании
подобных аппаратов связано с разработкой
экономически целесообразных видов насадок при про-
тивоточной, реже при перекрестной схеме
движения потоков. Закономерность такого подхода
объясняется тем, что сравнительная
эффективность аппаратов при различных схемах
движения обычно оценивалась при однозначных
скоростях движения газовой фазы. Применение
прямотока позволяет интенсифицировать
процессы обмена путем значительного повышения
скоростей воздуха, не опасаясь «захлебывания».
Гидравлическое сопротивление при этом
меньше в 10—20 раз, чем при противотоке [1], и
в 3 раза, чем при перекрестной схеме движения
потоков [2].
Цель данной работы — исследование
орошаемого воздухоохладителя с
плоскопараллельной тканевой насадкой в условиях нисходящего
прямотока. Целесообразность применения
насадки подобного типа подтверждена
сравнительным анализом графических зависимостей Е=
=/ (w) и aB=f (w) (рис. 1), построенных
согласно экспериментальным данным.
В табл. 1 указаны эквивалентные диаметры,
соответствующие номерам кривых на рис. 1.
Кривые 1—7 характерны для
воздухоохладителей с плоскопараллельной насадкой при
идентичных массовых и конструктивных
характеристиках, работающих по обоим вариантам
движения потоков. Как показывает сравнение,
Таблица 1
Номер
кривых
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
йэ, мм
40,7^
20,5
54,0
28,5
54,0
40,7
28,5
20,5
5,9
5,9
Функциональная
зависимость
ав = f (w)
aB = f (w)
Us, Вт/(м2-к)
30
70
60\
SO\
to\
30\
20
/O
\eVk
<
m\
1
Jo
1/
)b J
A
^6
ft
7
\
к
/О 20 JO W;m/o
Рис. 1. Графики зависимостей ав = / (w) и Е — f (w)
для аппаратов с регулярной насадкой. Кривые 1, 2, 6,
8 — перекрестный ток [2], кривые Зу 4, 5,7 — прямоток
(данные автора).
22

в каналах относительно одинакового
поперечного сечения (d9j*=28,5 mm, d3j<-=20,5 мм)
оптимальные скорости движения воздуха,
соответствующие максимально возможному
тепловому эффекту при минимальных
энергетических затратах, примерно равны. Это
объясняется тем, что увеличение коэффициента
теплоотдачи при перекрестной схеме движения
сопровождается повышенным гидравлическим
сопротивлением двухфазного потока. Начиная со
скорости 10 м/с, интенсивность уменьшения
энергетического коэффициента Е=авШ0
значительно снижается — приращение его при
изменении w на каждые 5 м/с составляет 10—15%,
в то время как приращение ав=20-ь30%. Это
позволяет рекомендовать для аппаратов
подобного типа скорость движения газовой фазы
w^ 10 м/с.
Для сравнения приводятся данные по
обсчету насадки из сотоблока (кривые 8 и 9).
Более низкие значения ав и Е объясняются
соответственно ухудшением условий конвекции
при уменьшении поперечного сечения канала
насадки и повышенными гидравлическими
сопротивлениями, связанными со сложной
геометрией канала.
Особенность данной работы — комплексное
исследование воздухоохладителя на основе
физического и математического моделирования.
Это было продиктовано возникшей в последние
годы необходимостью в изучении
нестационарных режимов при переходе из одного режима
эксплуатации в другой, пуске аппаратов,
выведении процессов на оптимальный режим [3].
Математическая модель воздухоохладителя
рассматривалась в совокупности трех аспектов:
смыслового, математического описания и
моделирующего алгоритма. При составлении
описания использовали уравнения материальных
балансов процессов тепло- и массоотдачи и
уравнения кинетики процессов при допущениях,
оговоренных в работе [4].
Полученная система уравнений
математического описания нестационарного режима работы
воздухоохладителя представлена в виде:
— blcBpBn-jpj- — GBcB -gjj- = aB2nl(tB — tw),
dtw ^ dtw I
2nlocwpw —^r + Gwcw -щ- = aB2nl (tB — tw) +
+ №n(d — d")r, f (i:
r dd r dd
-Ь1пРвто^-овШоШ- = №п1х
X(d — d") r, \
где fr, Я, /, n — ширина и высота канала, длина на
садки, число каналов;
св, GB, и cWi Gw — теплоемкость и расход газовой и
жидкостной фаз;
ав—коэффициент теплоотдачи;
Pd — коэффициент массоотдачи,
отнесенный к разности влагосодержаний
(d-d*);
г — скрытая теплота испарения;
6 — толщина пленки орошающей
жидкости.
Начальные условия: при т=0 Д/в=0, Atw =
=0, Ad=0.
Граничные условия: при #=0 AtB—TB(x),
Mw =TW (т), Ad=D (т).
Условия на бесконечность: при т -»- оо, #->
-> сю Д*в ->- 0, Atw -> 0, Ad -> 0.
Путем линеаризации уравнений A) и
использования метода преобразования Лапласа
получена математическая модель аппарата в виде
системы передаточных функций, вывод которых
представлен в работе [4]. Адекватность модели
реальному объекту проверяли путем сравнения
статических коэффициентов
v А*в(#,0) К ^в(Я,0)
Д1 ~ Мвя @) и Аз - ДСВ @) •
полученных экспериментально и рассчитанных
аналитически. Расхождение не превышало
соответственно 3,6 и 11%.
Анализ передаточных функций позволил
оценить влияние кинетических, гидродинамических
и конструктивных характеристик
воздухоохладителя на конечные параметры газовой фазы
при внесении возмущений по различным
каналам: расход воздуха — температура воздуха на
выходе из аппарата и т. д.
Количественная и качественная оценка
влияния параметров процессов и аппарата на
статические характеристики воздухоохладителя
послужили основой для прогнозирования наса-
дочных теплообменников с определенными
свойствами, обусловленными его целевым
назначением.
Основные этапы, предшествующие
прогнозированию, сводятся к следующему:
определение диапазона изменения
параметрических комплексов, входящих в систему
передаточных функций ai9 bt, ct\
разработка алгоритма расчета статических
коэффициентов;
построение номограмм, устанавливающих
зависимости между параметрами процессов,
аппарата и статическими коэффициентами:
к А/Б (Я, 0) Мв (Я, 0)
Al~ Л'вн@) ' A2~ AGB@) '
. Atw(H,Q) Ad (Я, 0)
3 ~ Atw* @) ' д* - Мн (о) -;
23

определение величины возмущающих
воздействий и оценка их влияния в пределах средне-
квадратического отклонения на изменение тер-
мовлажностных параметров воздуха камер
холодильного предприятия (сырохранилища);
обоснование значений статических
коэффициентов Kt в зависимости от целевого назначения
холодильной камеры и величины возмущающих
воздействий;
определение по номограммам в соответствии с
обусловленным значением /(г и принятой
скорости движения газовой фазы основных
показателей воздухоохладителя: ав, d8, Н. Тепло-
обменная поверхность воздухоохладителя
рассчитывается согласно общепринятым методам.
Граничные значения и характер изменения
величин аь Ьь ct> представляющих комплексы,
составленные из кинетических,
гидродинамических и конструктивных параметров,
представлены на рис. 2. Наличие граничных значений
изменения основных величин, входящих в
аналитические зависимости /С*, значительно
сокращает программу счета.
Коэффициенты тепло- и массообмена
определяли экспериментально на основании физического
моделирования и уточняли при испытаниях
опытно-промышленного образца воздухоохладителя.
Характеристика исследуемых насадок
представлена в табл. 2.
Таблица 2
Параметры
Шаг каналов МО3, м
Эквивалентный диаметр
аэ-ю3, м
Длина насадки, м
Удельная поверхность,
м2/м3
Относительное живое
сечение, м2/м2
Число каналов на 1 м
ширины
Обозначение насадки
1
41,25
82,0
0,67
48
0,997
24
2
27,25
54,0
0,67
74
0,994
37
3
14,5
28,5
0,67
142
0,989
69
4
7,75
15,0
0,67
266
0,98
130
5
7,75
15,0
1,0
266
0,98
130
и
1,0
0,8
0,б\
os
o,z
о
*-o,z
i
-0,tf
-0,8
-0}8
-1,0
-12
яК
-y^C
//
7&
//'
C~f
z
r/ ?,
P
/z
V/J
-/*
20 W 50
Рис. 2. Характер изменения коэффициентов ati bif Ci
при скоростях газовой фазы Ю и 30 м/с:
w « 10 м/с: 2 — Ьъ\ 2'.— Ь4; 4 — сг\ 5 — Ьг\ 6 — Ъх\ 7 — аг
и с,; 10' — bt; 12,— а3; 13 — bs; w = 30 м/с: / — b6; 3 — b.;
4 —64; 8 — cs; 9 — аг и сг\ 10 — Ьц 11 — а8; 14 — Ъ*.
Гидравлическая нагрузка (раствор этилен-
гликоля, хлористого натрия и кальция)
поддерживалась на уровне оптимального значения
линейной плотности орошения (^f—
=0,036 кг/(м-с). Нагрузка определялась
согласно разработанной методике, которая,
основываясь на математической статистике,
позволила почти вдвое сократить объем
необходимых экспериментальных исследований.
Скорость воздуха в опытах изменялась в пределах
4—40 м/с, температура 0—27°С, относительная
влажность 40—100%.
Результаты определения коэффициентов тепло-
и массообмена приведены в работе [5].
Полученные данные позволили проектировать
на базе прогнозирования конструкции
воздухоохладителя.
Рассмотрим это на примере использования
статического коэффициента Ki-
*i =
А*в(Я.0)
Д'вн@) '
1 _^-(««+*,) л (Ь3с3е-С*н + Ь3) '
B)
2nlaB
где а2 =
^в^в
Ь,=
2п1аъ
GivCw
; ь3
GwCw '
OwCw f
Pd2nn000
Ьь "" " GwCw •
pd2n/al000
C3= g:

Зависимость Ki=f (dQf H) представлена на
рис. 3. Как видно из рис. 3, изменение
поперечного сечения канала влияет на статический
коэффициент только при небольших значениях <2Э.
При йэ ^ 20 мм эта зависимость пропадает. От
высоты насадки Н зависит К\. Это позволяет
изменять статический коэффициент за счет
высоты насадки.
Аналитические расчеты показали, что
повышение скорости движения газовой фазы
незначительно сказывается на величине К и Так,
увеличение w на каждые 5 м/с приводит к
росту К\ (для всех исследуемых типоразмеров
насадки) в пределах 2—4,5%.
Определение основных характеристик
воздухоохладителя целевого назначения рассмотрим
на примере камеры созревания сыра. Здесь, по
данным эксплуатационных исследований,
определяются возмущающие воздействия от
изменения параметров наружного воздуха и
неравномерности загрузки камеры, которые
вызывают колебания температуры воздуха в
камере в пределах среднеквадратичного
отклонения —3°С и относительной влажности в
пределах, оговоренных технологическими нормами.
Следовательно, в этом случае рационально
проектировать аппарат с К\ ^0,6 (см. рис. 2,
зависимость AtB (Я, 0)->Д*вн@).
Учитывая, что экономически целесообразно
поддерживать скорость газовой фазы w^ 10 м/с,
по принятым значениям w и Ki находим da, H
и ав воздухоохладителя по номограмме (см.
рис. 3).
На основе экспериментальных и
аналитических исследований спроектирован и испытан
опытно-промышленный образец орошаемого
воздухоохладителя с тканевой
плоскопараллельной насадкой. Эксплуатационные
исследования показали высокие теплотехнические
характеристики аппарата, достаточную стойкость
насадочного материала в процессе работы,
сравнительную простоту обслуживания.
Критериальные зависимости, полученные для опытно-про-
50 йэкб,мм
Рис. 3. Номограмма определения основных
геометрических характеристик воздухоохладителя с тканевой
плоскопараллельной насадкой при нисходящем прямотоке.
мышленного образца, хорошо согласуются с
зависимостями, найденными лабораторным
путем.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Ж и в а й к и н Л. Я., Волгин Б. В.
Гидравлическое сопротивление при нисходящем двухфазном потоке
в пленочных аппаратах. — «Химическая*
промышленность», 1963, № 3, с. 445-449.
2. Исаев В. И., Чумак И. Г. Гидравлическое
сопротивление аппарата с плоскопараллельной насадкой
при перекрестном токе сред.—В сб.: «Холодильная
промышленность и транспорт». М., ЦНИИТЭИ, 1970,
№ 4, с. 25—29.
3. Кафаров В. В. Основы массопередачи. М.,
«Высшая школа», 1972.
4. Ч у м а к И. Г., Кох а не кий А. И.,
Роговая С. Н. Исследование динамики воздухоохладителя
с плоскопараллельной насадкой. — «Известия вузов
СССР. Энергетика», 1973, № 5, с. 195—199.
5. Воздухоохладитель с
плоскопараллельной насадкой. — «Холодильная техника», № 3, с. 24—-
26. Авт.: И. Г. Чумак, В. И. Исаев, С. Н. Роговая,
В. М. Новицкий.
УДК 621.56/.59
Приближенный унифицированный метод расчета и сопоставления
эффективности паровых и жидкостных термосвай
Канд. техн. наук Н. А. БУЧКО, канд. техн. наук
И. К. ЛЕБЕДКИНА, Н. Ю. ЗЕЛЕНОВА
Ленинградский технологический институт холодильной
промышленности
Жидкостные и паровые термосваи являются
разновидностями сезоннодействующих
охлаждающих устройств и предназначены для охлаждения
или промораживания грунта за счет
естественного холода в зимнее время.
25

Принцип действия такого рода устройств
подробно описан в работах [1—3]. В настоящее
время оба типа термосвай находят все более
широкое применение в практике строительства
различных объектов в районах с суровым
климатом.
До недавнего времени отсутствие четких
представлений о механизме гидродинамики и
теплообмена в системе «грунт — термосвая —
атмосфера» тормозило создание методик
теплотехнического расчета указанных устройств.
В последние годы благодаря работам,
проведенным в ЛТИХП [3—5], была создана
методика теплового расчета паровых термосвай.
В работе [4 ] дан также термодинамический
анализ циклов, осуществляемых рабочим
веществом в термосваях различных типов, и на этой
основе сопоставляется их эффективность.
Показано, что по интенсивности внутренних
процессов паровые термосваи в 5—10 раз более
эффективны, чем жидкостные. Однако во
многих случаях процесс передачи тепла от грунта
к воздуху через термосваю лимитируется не
внутренними, а внешними процессами:
теплоотдача в воздух или теплопроводность грунта.
В данной работе на основании уравнений
конвективного переноса в жидкостной термосвае
выведены приближенные зависимости,
связывающие скорость циркуляции w и
максимальный перепад температур А/ восходящего и
нисходящего потока жидкости с плотностью
теплового потока из грунта qTv. Основываясь на
полученных зависимостях и исследованиях по
теплообмену в замкнутых контурах [6], можно
получить сопряженное решение частных задач о
теплопроводности в грунте, окружающем
термосваю или систему термосвай, о конвективном
переносе тепла по термосваям и теплопередаче
в воздух (аналогично тому, как это было
сделано в работе [4] для одиночных термосвай).
Кроме того, анализ полученных зависимостей
показывает, что как для паровых, так и для
жидкостных термосвай с точностью, достаточной
для инженерных расчетов, влияние
внутреннего теплообмена можно оценить, не прибегая
к весьма трудоемкому сопряженному решению.
При этом проблема теплового расчета
термосваи сводится к решению задачи
теплопроводности в грунтовом массиве, охлаждаемом через
цилиндрическую полость или систему полостей
при граничных условиях третьего рода и
переменной во времени температуры среды (воздуха).
Тип термосваи, а точнее, особенности
внутренних процессов, так же как и конструкций,
влияют только на величину перепада между
температурой поверхности полости tT и
воздуха /в- Можно показать, что для любого типа
термосвай справедливо уравнение
Мт) = Мт)+^, A)
апр
где апр — приведенный коэффициент теплоотдачи;
1
<хпр= 1 ^ 1 ?гр 1 ^гр, B)
агр <7гР «в ^в ан Fu
где ссгр,ав,ан — коэффициенты теплоотдачи
соответственно от стенки грунтового
теплообменника к рабочему веществу, от
рабочего вещества к внутренней
поверхности воздушного теплообменника, от
наружной поверхности воздушного
теплообменника к воздуху;
^гр» ^в» ^н — соответственно площади поверхности
грунтового теплообменника и
внутренней и наружной поверхностей
воздушного теплообменника. (При отсутствии
оребрения FBp&FH)\
А ^ц — разность между средними
температурами теплоносителя в грунтовом и
воздушном теплообменниках,
необходимая для совершения
термодинамического цикла.
Сложность точного решения состоит в том,
что приведенный коэффициент теплоотдачи апр
переменен во времени, так как определяющие
его величины агР, А/ц, ав зависят от
переменной плотности теплового потока qvv.
Для паровых термосвай агр и ав являются
коэффициентами теплоотдачи при испарении
стекающей пленки и конденсации пара.
Зависимости этих величин от q приводятся в
работах [4, 7]. В работе [4] дана также зависимость
для определения Д/ц.
Чтобы установить связь между агр иав с qTP
в жидкостной термосвае, рассмотрим
происходящие в ней гидродинамические и тепловые
процессы.
На рис. 1 представлена простейшая схема
жидкостной термосваи коаксиального типа
(рассматривается коаксиальная конструкция, так как
она обладает рядом преимуществ по сравнению
с другими известными конструкциями
жидкостных термосвай). На рис. 1 (штриховыми
линиями) показано характерное распределение
температур жидкости по глубине грунтового и по
высоте воздушного теплообменников [8]. Как
будет показано в приведенных ниже расчетах,
изменение температуры по глубине
незначительно, поэтому без существенной погрешности
можно принять для него линейную зависимость
(сплошные линии). Положение точки а на оси t
определяется теплопроводностью стенок
внутреннего канала: для трубы из совершенно
нетеплопроводного материала точка а сместится в
положение а! (при движении жидкости по
внутреннему каналу температура ее неизменна).
Приводимые ниже выводы справедливы при любом
положении точки а. Задача о скорости цирку-
26

т&чъящ
Рис. 1. Схема движения жидкости и распределение
температур по высоте в жидкостной термосвае.
ляции и теплообмене внутри жидкостной
термосваи сводится к решению системы
уравнений конвективного переноса, результатом
которого являются взаимосвязанные поля
скоростей и температур.
Для упрощения задачи воспользуемся
обычно вводимыми допущениями:
считаем теплофизические параметры жидкости
постоянными, кроме плотности, в том члене
уравнения движения, который учитывает
подъемную силу;
рассматриваем средние по сечению каналов
скорости потоков, что дает возможность
считать уравнение движения одномерным и
имеющим следующий вид:
для нисходящего потока
Pi"
dw,
тр
dx
d/>
dV
тр
для восходящего потока
dwK d p2
dFT2
'dV„>
C)
(зо
где plt p2— соответственно плотность жидкости в
нисходящем и восходящем потоках; j
ДОтр» wK — соответственно скорости потока во
внутренней трубе и в кольцевом канале;
dFj
dV.
dF-
— равнодействующие сил трения во внутрен-
тр dVK
ней трубе и в кольцевом канале на
участке dx;
Pi» Рг — соответственно давление в нисходящем и
восходящем потоках;
dVTp — элементарный объем трубы;
dVK — элементарный объем кольцевого зазора;
g—ускорение силы тяжести.
Складываем почленно уравнение C) и C'),
полагая, что потоки стационарны, градиенты
давления по высоте приблизительно равны и
dFT
dV
*1
' dx '
&t = tT
где h — гидравлическое сопротивление канала,
получаем
g (P2 ~ Pi) dx = dhTp + dhK.
Выражая плотности через коэффициент
объемного расширения и интегрируя по х в
предположении линейного изменения температур,
находим
0,5^РрСрА/ЯРр = ЛТр + Лк, D)
где р — коэффициент объемного расширения;
\ — максимальный перепад температур
восходящего и нисходящего потоков.
Используя уравнения теплового баланса и
сплошное™ и представляя приближенно
гидравлическое сопротивление каналов в виде
и _ чА JL Рср w*
п~ Re'd3K' 2 ¦
где А = 64—для трубы, Л = 96—для кольцевого канала;
ф>1—коэффициент, учитывающий долю местных
сопротивлений,
после преобразования получаем искомую
зависимость
*>«= у.
где т) (k)
gPffrpD
8фсрсргг](&)
2 (!-*«)» 3A + *)
?4 "Т" 1 — k
<7гр,
R~ D
E)
ние наружного диаметра внутренней трубы к
внутреннему диаметру наружной трубы.
Зависимость для определения максимальной
разности температур будет иметь вид
м = 11,3
Г ф Г) (k)
*¦>¦ >cPrf'5r^^ F)
Выражения E), F) могут быть записаны и для
воздушного теплообменника. При этом
следует иметь в виду, что если для грунтового
теплообменника можно принять /к»//гр, то
воздушный теплообменник чаще всего выполняется
разветвленным и /к=?#гр. Полученные
зависимости дают возможность подойти к
определению значений агр и ав как функций от qrp. К
сожалению, вопрос об интенсивности теплообмена
27

в кольцевом зазоре при смешанной конвекции,
имеющей место в термосифонах, разновидностью
которых следует считать термосваи данного
типа, до сих пор изучен недостаточно, поэтому в
настоящее время указанную функциональную
связь можно найти приближенно. Наиболее
приемлемыми являются зависимости для
вязкостно-гравитационного течения в плоской
трубе [6].
В таблице в качестве примера показан
порядок расчета коэффициентов агр, ав и апр в
зависимости от qrV для жидкостной термосваи
конкретной конструкции
{=- = &- -0.5.
гр
гр
Величины агр и ав вычисляли методом
последовательного приближения. В качестве первого
приближения использовали зависимость для
изотермического ламинарного течения.
Практически для получения а с точностью ±5%
достаточно трех — четырех приближений.
Окончательный результат определяли как среднее из двух
последних приближений. В расчетах и таблице
принято а„=24 Вт/(м2.К) и ?=0,625, Ягр=
=25 м. Промежуточные результаты
последовательных приближений приведены только для
агр. Габариты конструкции воздушного
теплообменника: dB=0,l м, #В=2 м, я= 7 труб.
Аналогичные расчеты для жидкостных
термосвай различных конструкций показывают,
что в пределах возможных изменений плотности
теплового потока из грунта от 25 до 200 Вт/м2
величины агР изменяются в пределах от 15 до
50 Вт/(м2.К) и ав от 20 до 110 Bt/(m2-K).
Последняя величина существенно зависит также
от соотношения поверхностей воздушного и
грунтового теплообменников •—-.
На рис. 2 представлены графики
зависимости схПр=/ (qTV) для различных конструкций
жидкостных и паровых термосвай. Данные
показывают большую эффективность паровых
термосвай по сравнению с жидкостными: для
близких по конструктивным параметрам термосвай
(см. кривые 1 и /', 2 и 2\ 3 и 3\ 4 и 4') апр
для паровых термосвай в 1,5—2 раза больше,
чем для жидкостных. Равноценный эффект
охлаждения грунта термосваями разных типов
может быть получен в случае равенства
приведенных коэффициентов теплоотдачи, что
возможно, если поверхность наружного
теплообменника жидкостной термосваи будет примерно в
два раза больше, чем у паровой (см. кривые 3
и 4').
Из рис. 2 также следует, что величина апр
от <7гр зависит гораздо менее, чем агР и ав. При-
ахл
Ту
| 8д^
1 ф 1
я
83-
1 й
ft
-Я
л-
«"г
! и
-Я
^ •
Я
1
о
и
5: <-> О
1 Ф
Я
fts
Я
со
1
о
1 *-
о
<->
« "г
о. е -
Ь&Н8
1 II
1 "»» Я **
ft
1 <"
.^я
1 **
о ю а> —• со
ТГ Tf" tjh Ю Ю
ооосГо
СМ СО О CD CO
LO OS l>- Tf —'
t— СМ СО
oo ^r а>—< ^
-^ LO Ю CD CD
CD tF —i OO tF
-ч CM tF Ю CD~
»—• — О CM ^f
CO ^ 'ФЮ CD
lOCDCO'*-!
— CM ^CD 00~
LO O) CD rF OO
о oo" —• со ^
—• —' CM CM CM
CO t>- xf —< LO
CD OO —. CO xF I
—- —« CM CM CM
»-< — OOCO —•
—i OCO CD OO
—• —- CO TPLO
LO CD CD CO C5
~- CM <^CD~t^
CD—* OO OOCM
cd"o^'—COlO
— — CMCMCM
LO —' t^ CD OO
CO^CNOiO
r— CM xf CD t>-
OOCO OO CMCO
—Г сою 00*0
CDCO <M CM -*
COlON 00~ O)
l>- CM xf CO OO
CONNCNlO
CO Tf CD OO C75
O) CO OOCMCD
O ——' CM CM j
| Ю LO О —• —* |
1 CM CO Ю CD Г^.
OO OOO
ooooo"
о oo oo
ю о о о о
— CMCO "^
LO ОООО
CMLOOlO О
28

Оу.ВтДмЧО
20
16
12
25 50
F*^
1
а^гЧВтКнЧ)
A
I
J
J
———
j?_
7 If 1
75
100
125 150 175угр,6т/мг
Рис. 2. Зависимость сспр—/ (qTp) для различных
конструкций паровых и жидкостных термосвай:
F F
1 и 1' при Яр = 25м,-~- _0 5; 2 и 2' при Я р=25 м,-~-=
ГР гр
= 1; 3 и 3' при Ягр«= 5 м, «=о,5; 4 и 4' ПРИ ^гР = 5 м*
^гр
ггр
• — паровые; жидкостные,
веденный коэффициент теплоотдачи можно
представить в виде
апр - 6 Fpp <*н ,
G)
где ?< 1 — коэффициент, учитывающий термическое
сопротивление внутренних процессов
теплообмена.
Величина ? зависит от типа и конструкции
термосваи. Зависимость g от qTV представлена
на рис. 3, данные которого наглядно
подтверждают преимущества паровых термосвай.
Кроме того, из рис. 3 следует, что с точностью до
±8% для паровой термосваи и ±20% для
жидкостной, величину I можно считать постоянной.
Это, как указывалось выше, приводит к
существенному упрощению задачи о тепловом
взаимодействии термосваи с грунтом.
Если учесть недостаточную надежность
имеющихся в настоящее время зависимостей для
определения коэффициентов внутреннего
теплообмена (особенно для жидкостных термосвай),
а также возможные колебания величины ан
при изменении наружных условий (скорость
ветра, солнечная радиация и т. п.), то для
приближенных расчетов можно считать точность
такого определения I удовлетворительной. В то
0,8
Ot6
ол\^
0,2
\3
—¦—
г
———- •
3'
1 />'
25 50 75 100 125 150 175угр,Вт№
Рис. 3. Зависимость коэффициента g, учитывающего
термические сопротивления внутренних процессов, от ^гр.
же время такой подход позволяет унифицировать
метод теплового расчета термосвай, сделать
его пригодным для термосвай любого типа.
При этом становится возможным получение
обобщенного решения в критериальной форме,
поддающегося номографированию, что
чрезвычайно удобно для анализа и сравнения большого
числа вариантов на начальной стадии
проектирования сооружений с применением термосвай.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. ErwinL. Long. Means for maintaining perma —
frost foundations. 1964, № 386, 341. United States
patent office, nov. 16, 1965, 3, № 217, 991, USA.
2. Г а п е е в СИ. Укрепление мерзлых оснований
охлаждением. Л., Изд-во литературы по строительству,
1969.
3. Исследование термосвай, заполненных легко-
кипящей жидкостью. — «Холодильная техника», 1971,
№ 12, с. 21—26. Авт.: В. В. Оносовский, В. С.
Соколов, Н. А. Бучко, Ю. Н. Образцов.
4. К у р ы л е в Е. С, О н о с о в с к и й В. В., С о -
колов В. С. Сравнительный анализ внутренних
процессов в термосваях. — «Холодильная техника»,
1974, № 6, с. 37—41.
5. Б у ч к о Н. А., Кузнецов А. Л. Исследование
тепловых режимов одиночных паровых термосвай —
«Труды Гидропроекта», М., 1974, № 40, с. 190—199.
6. П е т у х о в Б. С. Теплообмен и сопротивление при
ламинарном течении жидкости в трубах. М.,
«Энергия», 1967.
7. Воронцов Е. Г., Тананайко Ю. М. Тепло»
обмен в жидких пленках. Киев, «Техшка», 1972.
8. Д о л г о в О. А. Методика расчета замораживания
горных пород на большую глубину. В кн.:
«Замораживание горных пород при проходке стволов шахт»,
М., Изд-во АН СССР, 1961, с. 9—63.

Охлаждение насыщенного воздуха
УДК 661.92:637.513.8
Доктор техн. наук, проф. А. А. ГОГОЛИН
Всесоюзный научно-исследовательский институт
холодильной промышленности
При охлаждении насыщенного воздуха
образуется туман, так как для промышленных
технических газов возможность переохлаждения
паров практически равна нулю из-за наличия
в них многочисленных взвешенных частиц —
центров конденсации [1]. Поэтому для вывода
уравнений изменения влагосодержаний и
температур в пограничном слое можно применить
уравнение линии насыщения для постоянного
барометрического давления. Вывод делается для
ламинарного пограничного слоя, в котором
передача тепла и влаги происходит в результате
молекулярных процессов (теплопроводность и
диффузия). Схематически этот слой показан на
рис. 1.
Исходные уравнения
d" = f (t) — уравнение линии насыщения; A)
dd
gw = Dp-f-—уравнение диффузионного потока; B)
УF = X ~гг— уравнение теплопроводности; C)
rdgu
dy
dy
где d-
d"¦
dy
-уравнение теплового баланса,
D)
¦ влагосодержание воздуха;
- влагосодержание насыщенного воздуха;
Рис. 1. Схематичное изображение изменения температур
t B, влагосодержаний dB и энтальпий|воздуха /в в
ламинарном подслое при охлаждении насыщенного воздуха.
30
t — температура воздуха;
gw — плотность потока влаги через^пограничный слой;
р — плотность воздуха;
D — коэффициент диффузии;
qF— плотность теплового потока;
X — теплопроводность воздуха;
г — скрытая теплота парообразования.
Из уравнений B), C) и D)
„ d4
dH
Kdf*'
E)
Интегрируя в пределах от у = б до у и
учитывая, что при у = б g^ = gwi9 a qF = qFl(«cyxow>
составляющей теплового потока), получаем
~ dd dt
ИЛИ
dy'
dd dt
dy1
F)
rD9 fy + bfy =rgwl + qF1 = qF6t G)
где gwl — плотность потока влаги при входе в
ламинарный пограничный слой;
qF1 — плотность потока сухого тепла на входе в
пограничный слой;
q°F —плотность потока общего тепла.
После некоторых преобразований находим
dd Я°/
rD(> + b-d
dd
уравнения видно, что -г-
(8)
может
Из этого
быть равно нулю при q°F6=?0 лишь в случае
равенства бесконечности знаменателя
уравнения (8). Однако этот знаменатель состоит из
конечных величин, не превращающихся в
бесконечность в обычных условиях. Поэтому jy^O ,
а, следовательно, водяные пары конденсируются
в пограничном слое в виде тумана лишь
частично. Значительная часть их конденсируется на
охлаждающей поверхности, так же как и при
охлаждении ненасыщенного воздуха. (В этом
отношении предыдущая статья [2] нуждается
в коррективах).
Отношение количества влаги,
конденсирующейся на поверхности gw2i к общему количеству
влаги, поступающей из ядра в пограничный слой
g^, можно записать в виде уравнения

?W2
(9)
Величины
<tt
,, для линии насыщения могут
быть определены графическим путем из диаграмм
/—d. Значения их даны ниже:
3700
2650
1785
1093
636
356
подсчитанные
г.°с
о
5
10
20
30
40
Величины отношения —,
8wi
по уравнению (9), приведены на рис. 2.
В реальном аппарате часть влаги, выпавшая
в виде тумана в пограничном слое и в ядре
потока, может попасть на поверхность чисто
механическим путем. Этот процесс, не являясь
тепловым, зависит от аэродинамических условий
протекания воздуха в данном аппарате и
может быть исследован лишь опытным путем.
Выведенные уравнения позволяют также
проследить изменение отношения Льюиса при
охлаждении насыщенного воздуха.
Поскольку отношение между количествами
тепла и влаги, отведенными в пограничном слое
и на поверхности охлаждения, определяется
соответствующими градиентами температуры и
влагосодержания, можно написать следующее:
Dp
A0)
0,8
OJ
0,6
0,5
О*
JrrfOl
^S
10
10
30 t6-tn,*C
Рис. 2. Отношение количества влаги, сконденсированной
на охлаждающей поверхностиgW2, к общему ее
количеству, поступившему в ламинарный подслой gwv
где а — коэффициент теплоотдачи;
а — коэффициент массообмена.
Отношение этих величин будет равно
a_==_AL dl — dnfdt
<т Dp tB — tn \dd
A1)
Если считать, что влага, сконденсированная
в пограничном слое, не попадет на поверхность,
dt
то отношение т? надо принимать при
температуре поверхности tn(y = 0). Если же считать,
что вся влага, поступившая в пограничный
ламинарный подслой, под действием диффузии или
чисто механических сил (адгезия) осядет на
поверхности, то упомянутое выше отношение
должно соответствовать температуре воздуха tBl
на наружной границе ламинарного подслоя (у =
= б), так как соотношение сухого тепла и
влаги на входе в этот слой будет соответствовать
такому же соотношению на охлаждающей
поверхности.
Подсчеты по уравнению A1) для у = б при
принятой условной схеме пограничного слоя
дают величины отношения Льюиса —— около
<*свл
0,40—0,50. Такое чрезмерно низкое значение
этого отношения объясняется тем, что в
действительности при турбулентном потоке ламинарный
подслой составляет лишь часть общего
пограничного слоя (рис. 3).
Отношение перепадов влагосодержаний в
ламинарном подслое и во всем пограничном слое
д =
d0 — d„
A2)
По данным Рейхардта [3], отношение A2),
применительно к температурному полю, для
Рг = 1 составляет 0,5—0,55. Примерно такая
же величина получается для соотношения
скоростей воздуха вдоль пластины (по данным Юр-
геса, Паннеля и Ван дер Хегге Цинена [4]).
Опытное определение поля температур и
влагосодержаний в пограничном слое воздуха,
движущегося над поверхностью воды со
скоростью 2 м/с, дает величину А = 0,56,
одинаковую как для соотношения температур, так и
влагосодержаний, по данным проф. А. В. Нес-
теренко [5].
На основании вышесказанного необходимо
в уравнение A1) подставить градиент
влагосодержаний для температуры, определяемой из
уравнения A3),
'в1-'п + ('в-'п)Л, A3)
где Д^0,55.
Подсчеты по уравнениям A1) и A3) для у =
= о и у = бл приведены в таблице.
31

i
1
//
//
1/
8n
*6>й'б
t6i'>d'it
tnidn
1 ]
i
У
Рис. З. Схема пограничного слоя при охлаждении
насыщенного воздуха:
бп — толщина пограничного слоя воздуха; бд — толщина
ламинарного подслоя воздуха.
Е
о
я
X
повер
ература
с
S
<0О
Но
0
5
СО
X
efo
m
о -
« Я
•**
ература
потока
с 0
s a
а> г=с
Нк
30
20
10
30
20
10
о
со Ч
Я О
СО О
X t~
возду
инарно
ература
ице лам
5я
2й '_,
о о. и
Н иж.
16,5
11
5,5
18,7
13,2
7,8

Величина
dt
dd
при
<В1
1270
1700
2550
1160
1500
2100
Отноше -
ние
Льюиса
а
приг/ = бл
0,86
0,805
0,872
0,88
0,81
0,815

Величина
dt
dd
при tn
3700
3700
3700
2650
2650
2650
Отношение
Льюиса
а
при у = 0
2,5
1,75
1,26
2,0
1,43
1,03
Из таблицы видно, что при у = 0 расчетное
отношение :гт— существенно превышает
значил
чение опытов
асг
-*^1 и, кроме того, резко
зависит от температуры воздуха.
С другой стороны, для у = 8л значение
—- = 0,84±4% (меньше единицы на 16%).
По данным Жуковского и Резниковича [6],
отношение Льюиса в опытах, проведенных без
образования тумана, в среднем равнялось 0,9,
а с туманом — 0,72 (меньше на 20%).
В. Н. Кефер [7 ] на основании свыше 400
опытов, проведенных в МАКНИИ с мокрым шахтным
воздухоохладителем в области тумана, получил
отношение Льюиса, изменяющееся от 0,65 до
0,95, в среднем около 0,8 (на 16% меньше
максимальной величины).
В опытах Е. Е. Карписа и Л. М. Зусмано-
вича с форсуночным кондиционером при
больших коэффициентах влаговыпадения (? = 2,5-f-
4-3), связанных с образованием тумана,
наблюдалось снижение отношения Льюиса до 0,86.
То же явление можно проследить и по
опытам А. Г. Амелина [1 ], получившего для ох-
а
лаждения ненасыщенного воздуха
а св
= 0,965,
а для насыщенного —0,89, т. е. меньше на 8%.
В этих опытах образование тумана
затруднялось тщательной фильтрацией воздуха. Поэтому
в них снижение отношения Льюиса меньше, чем
у других исследователей.
Совпадение расчетных данных при у = 6Л
с опытными значениями отношения Льюиса
показывает справедливость предположения о
«налипании» подавляющей части капелек тумана
на поверхность. Поэтому процесс охлаждения
32
насыщенного воздуха в iy d-диаграмме (рис. 4),
очевидно, правильнее ориентировать на точку 2,
лежащую на линии <р= 1, а не на точку 2',
соответствующую неприменимому в данном
случае «Закону прямой линии», и не на точку 2",
соответствующую уравнению (9).
Таким образом, полученные уравнения
характеризуют изменение температуры и влаго-
содержания в ламинарном подслое при
конденсации влаги из насыщенного воздуха. Анализ
этих уравнений подтверждает выводы автора о
нелинейном характере протекания в нем
температур и влагосодержаний при конденсации
влаги из насыщенного воздуха [2]. В этом
случае часть водяных паров конденсируется в виде
тумана в пограничном слое, а часть —на
охлаждающей поверхности. Большая часть тумана
в дальнейшем «налипает» на охлаждающую
поверхность в результате механических сил и
адгезии.
Рис. 4. Изображение в it ^-диаграмме процесса
охлаждения насыщенного воздуха.

Отношение при охлаждении насыщен-
ного воздуха по полученным уравнениям
меньше, чем для ненасыщенного воздуха на 15—20%.
Этот вывод подтверждается опытными данными
В. С. Жуковского и К. И. Резниковича, В. Н.
Кефера, Е. Е. Карписа и Л. М. Зусманови-
ча, а также А. Г. Амелина.
«Закон прямой линии» для охлаждения
насыщенного воздуха не может быть применен,
так как не выполняется положенное в его основу
соотношение Льюиса (—— =и ],
\°Свл )
Состояние выходящего из
воздухоохладителя воздуха в этом случае лежит левее, чем это
следует по закону прямой линии, практически
совпадая с точкой 2 на линии насыщения (см.
рис. 4).
Канд. техн. наук М. А. БАРСКИЙ, Н. И. КУПЛЕНОВ
Абсорбционные установки кондиционирования
воздуха (АУКВ) в последние годы привлекают
все большее внимание исследователей.
Достоинства и технико-экономические
показатели АУКВ в значительной мере зависят от
типов контактных аппаратов, выбранных в
качестве воздухоохладителя (абсорбера) и
регенератора (десорбера). Анализ
термодинамических и *тепло- и массообменных процессов, а
также результаты ряда исследований [1, 2]
приводят к выводу, что особенностям АУКВ
в наибольшей степени отвечают малогабаритные
контактные аппараты с внутренним отводом
тепла, имеющие вертикальную компоновку и
характеризующиеся интенсивностью процессов
тепло- и массообмена. Выполнение этих
требований позволяет уменьшить емкость системы
по дорогостоящему раствору сорбента и полнее
использовать температурный потенциал тепло-
хлад он осителя.
Один из наиболее перспективных для
использования в АУКВ — интенсифицированный
пенный аппарат с встроенным теплообменником [3].
Пенный способ диспергирования жидкости
исключает необходимость в форсунках, что спо-
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Амелин А. Г. Теоретические основы образования
тумана в химических производствах. М., Госхимиздат,
1951.
2. Г о г о л и н А. А. Охлаждение и осушение
пересыщенного воздуха.—«Холодильная техника», 1963, № 1,
с. 29—32.
3. Гербер Г., Эрк С, Григу л ль У. Основы
учения о теплообмене, М., 1958,
4. Мак-Адаме. Теплопередача, М., Металлургиздат,
1962.
5. Нестеренко А. В. Тепло- и массообмен при
испарении жидкости со свободной поверхности. — Труды
Строительного института Мосгорисполкома
'«Санитарная техника», сб. 4, М., 1953.
6. Жуковский В. С, Резникович] К. И.
Тепло- и массообмен в «сухих» воздухоохладителях
со спиральноребристыми трубками, изготовленными
методом накатки. — Труды, сб. 42, 1960.
7. Кефер В. Н., Черниченко В. К. Об
отношении Льюиса для мокрых шахтных
воздухоохладителей. — «Холодильная техника», 1961, № 2, с. 63—
64.
УДК 536.24:621.575:628.84
собствует повышению надежности работы в
условиях возможной частичной кристаллизации
раствора. Материалы трубок теплообменников
и покрытий внутренних поверхностей позволяют
использовать в качестве рабочей среды раствор
хлористого лития.
Рассматриваемый аппарат относится к типу
«тройных» теплообменников. Механизм
передачи тепла включает три основных этапа:
теплоотдачи от теплохладоносителя к трубке
теплообменника, теплоотдачи от наружной
поверхности теплообменника к жидкости, омывающей
теплообменник, и, наконец, тепло-и
массообмена между жидкостью и воздухом. Для расчета
аппарата необходимо располагать
зависимостями по каждому из этапов. Теплоотдача при
течении теплохладоносителя в спиральной трубке
теплообменника в большинстве случаев
использования аппарата может быть оценена с
достаточной надежностью по литературным данным.
По вопросам теплоотдачи в пенном слое, а
также тепло- и массообмена между газом и
жидкостью в пенных аппаратах имеется
значительное число публикаций. Однако из-за очень
сильного влияния конструктивных особенностей
пенных аппаратов на условия тепло- и массообмена
и ряда других причин, подробно рассматривае-
Тепло- и массообмен в абсорбционной установке
кондиционирования воздуха
33

Рис. 1. Схема экспериментальной установки:
/ — исследуемый аппарат; 2 — мерное устройство; 3 — жид»
костные манометры с мерными диафрагмами; 4 — вентиляторы;
5 — аппарат подготовки воздуха; 6 — камера смешения; 7 —
электрокалорифер; 8 — рассольные емкости; 9 — напорный
бачок подачи раствора; 10 — приемный бачок; // — ротаметры;
12 — насосы; 13 — емкость измерения расхода воды на
увлажнение; 14 — перфорированная труба для подачи раствора;
15 — краны отбора проб раствора.
мых в специальной литературе [4, 5], для новой
конструкции не удается получить
удовлетворительную точность расчета по имеющимся
зависимостям. Поэтому изучение теплоотдачи к тепло-
обменной поверхности и тепло- и массообмена
между воздухом и жидкостью составило задачу
исследования, экспериментальная часть которого
была выполнена на установке
полупромышленного типа (рис. 1).
Максимальная производительность
исследуемого аппарата 1000 м3/ч. В качестве рабочей
жидкости использовали воду и раствор
хлористого лития различной концентрации. В
трубки теплообменника подавали охлажденную или
горячую воду соответственно для исследования
процессов осушки с охлаждением и нагрева с
увлажнением. Расход воздуха измеряли
мерными диафрагмами, равномерность подачи раствора
обеспечивали регулированием его расхода по
ротаметрам на входе и выходе из аппарата.
Количество поглощенной влаги определяли
объемным способом, а концентрацию раствора—
по его плотности. В остальном схема измерений
экспериментальной установки не отличалась от
обычно применяемых схем при исследовании
водовоздушных контактных аппаратов.
Вследствие недостаточной теоретической
обоснованности применения чисел подобия для
сильно турбулизованных двухфазных систем, а
также сравнительно небольшого диапазона
изменения физических свойств воздуха в условиях
кондиционирования результаты эксперимента
обобщались зависимостями в размерном виде.
Анализ предыдущих исследований [3—5], а
также тепловых и гидродинамических
процессов, протекающих в аппарате, позволил выявить
основные факторы, определяющие интенсивность
тепло- и массообмена в пенном слое. К ним
относятся: скорость воздуха в свободном сечении
аппарата доа, глубина барботажа Я,
характеризующая затраты энергии при прохождении газа
через слой жидкости, и плотность жидкости
(воды или раствора) рж, которая отражает
концентрацию раствора и его физические свойства.
Глубина барботажа Н (мм) определяется по
формуле
н
?Рж'
где А р — аэродинамическое сопротивление пенного слоя,
Па;
g—ускорение свободного падения, м/с2;
рж — плотность жидкости, кг/дм3.
Диапазон изменения определяющих факторов!
в опытах составил &уа=2-т-4,5 м/с, #=50-т-
4-240 мм, рж= 1,0-=-1,25 кг/дм3.
Результаты исследования теплоотдачи от
поверхности теплообменника к жидкости в пенном
слое обобщены зависимостью
815/Я \0,64-^0,08ц>а
Рж V50 I
B)
где ан-
- средний коэффициент теплоотдачи от пенного
слоя к теплообменной поверхности, Вт/(м2-К).
Из формулы B) и рис. 2, а следует, что
основное влияние на величину среднего коэффициен-
34

щ
щ
2,0
1,5
3
Cx,
d
I I II I
рм =1кг/дм5\
I I I I I I
80 WO 120 m ISO 180 WO Н,мм
*f,Ov/a,M/c
Ы
to
U0,9
lm
[r°##
о
о
D
o-
-vL-75nlr
•- 3,5
D- %5
О
•
8
u^^
1,0 1,05
1,10 1,15
6
1,20рюкг/дм1
Рис. 2. Зависимость среднего коэффициента теплоотдачи
в пенном слое от глубины барботажа (а), скорости воздуха
(б) и плотности раствора (в).
несенных потоком воздуха за пределы пенного
слоя, где вследствие малой массы капель
происходит изоэнтальпийное изменение состояния
воздуха.
Существование различного рода поверхностей
фазового контакта отмечено ранее для
форсуночных камер [7, 8]. Для учета влияния
поверхности «второго рода» на процессы тепло- и
массообмена используются симплексы,
характеризующие температурную обстановку на входе
взаимодействующих сред в аппарат.
Особенность пенного аппарата состоит в том,
что процесс изоэнтальпийного изменения
состояния воздуха начинается не у входного
сечения, а лишь после выхода воздуха из пенного
слоя. В соответствии с этой моделью
представляется целесообразным получение основной
расчетной зависимости по полному теплообмену,
происходящему в пенном слое, и
корректирующей зависимости, позволяющей учесть
изоэнтальпийное изменение состояния воздуха в
зоне капель.
Принимая обычную для пенных аппаратов
схему полного перемешивания по жидкой фазе
и полного вытеснения по газу, число единиц
переноса энтальпии Nt может быть выражено
формулой
Nt — In -
C)
та теплоотдачи в пенном слое оказывает глубина
барботажа Я, определяющая активную часть
поверхности теплообменника. Меньшее влияние
на ап оказывают скорость воздуха и плотность
раствора (рис. 2, б и 2, в), причем с возрастанием
плотности коэффициент теплоотдачи
уменьшается, что объясняется, по-видимому,
увеличением газосодержания пенного слоя. Такой же
характер влияния концентрации раствора на
теплоотдачу отмечен в исследованиях,
выполненных на моделях пенных аппаратов с
сетчатыми тарелками [4, 6], однако полученные при
этом величины ан несколько выше. Это
объясняется главным образом тем, что значения ссн,
найденные в настоящей работе, являются
средними, т. е. относятся ко всей поверхности
теплообменника, высота которого в опытной установке
и промышленных образцах превышает высоту
пенного слоя.
Наибольшую трудность для получения
обобщающих зависимостей представляют собой
процессы тепло- ц массообмена между воздухом и
жидкостью в пенном слое.
Визуальные наблюдения и анализ результатов
измерений позволяют предположить, что
существуют две зоны фазового контакта: зона
пенного слоя, в котором происходит основное
изменение состояния воздуха, и зона капель, вы-
где
ix и i2 — энтальпии воздуха на входе и выходе из
аппарата;
i —энтальпия воздуха, равновесного с жидкостью
при температуре пенного слоя.
Зависимость Nt от определяющих параметров,
тех же, что и для среднего коэффициента
теплоотдачи ан, представлена на рис. 3 и обобщена
формулой D) со средней квадратичной
ошибкой ±0,1
#; = 0,075.#0'7JW
-0,5n0,15
D)
Характер зависимости D) подтверждается
данными для пенных аппаратов с ситчатыми
тарелками [5].
Пользуясь формулами C) и D), можно
рассчитать значение энтальпии воздуха на выходе
из аппарата. На i, d-диаграмме (рис. 4)
пересечение луча процесса, соединяющего точку 1
и точку S, с изоэнтальпой i2 в точке 2*
позволяет определить параметры воздуха, выходящего
из пенного слоя. Изменение состояния воздуха
за счет изоэнтальпийного увлажнения или
осушки в зоне капель может быть описано
выражением
l2 c2s
E)
35

где t*2 — t2 = dt — «сдвиг» процесса по температуре;
t\, t2 — температуры воздуха на выходе из
пенного слоя и на выходе из аппарата;
t'2s—температура адиабатического насыщения
воздуха жидкостью на выходе из
пенного слоя.
NL
1,6
Ifi
и
г- }
Wa ЪО",ь
Рж =
у^о
/ по/им
1
•^
'—1—1
О^
J
—
//7/7
120
а
160 180Н,мм
гл
2,0
1,8
1,6
и
у^гя
^JW_
/9
щ
JW^
ъ#^
^^ч
1
' 10 15
io
3,5 4,0 4,5щ,м/с
5
i о uin= /, Ом/с
• if
о 4.5
-**^<э
9—
о
о __
•
^Щ
10 1,05 1,10 1,15 1Л0рж>™/дмЗ
Рис. 3. Зависимость числа единиц переноса энтальпии
со стороны воздуха от глубины барботажа (я), скорости
воздуха (б) и плотности раствора (в).
к
Ь
*''
I SP
^У уу\
/ у/
. / у/
«- / У^ ^
гОУ / tfw_J3—
/iV<* У
—*¦»
Рис. 4. Процесс изменения состояния воздуха при
взаимодействии с раствором в пенном слое:
/, 2*, 2 — состояние воздуха на входе в аппарат, выходе из пен.
ного слоя, выходе из аппарата; 2S — состояние воздуха
адиабатического насыщения раствором на выходе из пенного слоя;
S — состояние воздуха, равновесного с жидкостью пенного
слоя.
6t,°C
2,0
1,6
1Л
0,8
ол
(
?У^°
9*
о о
о
о У
• •
>
*^
S*
9
•
*
•
• ^^
•
1,о 19ч 1,8 ц 2,6 з,о з,4 m'2S-t*z;c
Рис. 5. Изменение температуры воздуха в зоне капель
от величины движущей силы:
О — вода; # — раствор.
Коэффициент Е характеризует процесс
теплообмена в зоне капель и зависит от величины
их поверхности и относительной скорости. В
пределах изменений гидродинамических режимов
работы аппарата зависимость изменения
коэффициента выявить не удалось и его значение
по результатам опытов было принято в среднем
равным 0,5 для всех гидродинамических
режимов.
Разброс точек на рис. 5 объясняется малой
абсолютной величиной разности температур
* — t2sKtl — t.2 (or 1 до З'С), сопоставимой
с погрешностью измерений. Таким образом,
величина температурного «сдвига» 8t может быть
определена по формуле F) со среднеквадратичной
ошибкой ±0,4°С
6* = 0.5(*;-4)-
F)
Полученные зависимости B) — D) и F)
справедливы для процессов осушки, охлаждения,
нагрева и увлажнения воздуха водой или
раствором хлористого лития. Эти зависимости,
подтвержденные результатами испытаний
промышленных образцов аппаратов при обработке
воздуха водой, в сочетании с данными по
теплообмену внутри трубок позволяют рассчитывать
любые процессы обработки воздуха в пенных
аппаратах.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Б а р с к и й М. А., К у п л е н о в Н. И. Осушка
воздуха жидкими сорбентами в интенсифицированном
контактном аппарате с внутренним отводом тепла.
Материалы секции кондиционирования воздуха
юбилейной республиканской научной конференции. Л.,
ЛТИХП, 1971, 1972.
2. Судовые осушительно-испарительные
кондиционеры.— «Холодильная техника», 1973, № 12, с. 11—
36

16. Авт.: Ю. В. Захаров, Л. И. Логвинов, Л. И.
Блинов, В. П. Бобров.
3. Р ы м к е в и ч А. А., Барский М. А.
Интенсивный теплообменный аппарат для холодильных
установок и кондиционирования воздуха. — «Холодильная
техника», 1972, № 7, с. 35—38.
4. К о н с е т о в В. В., Яновский Э. А.
Теплообмен к твердой поверхности при барботаже газа через
неньютоновские жидкости. — «Тепло- и массоперенос»,
т. 3. Минск, 1968.
5. Пенный способ обработки газов и жидкостей.
И. Э. БАБАЕВ, канд. техн. наук В. И. ЦЮПАГ канд. техн.
наук Э. Ф. ЯУШЕВА
Московский технологический институт мясной и
молочной промышленности
В настоящее время усилия исследователей
направлены на изучение процесса и создание
установок для непрерывной сублимационной сушки.
Значительное место в этих работах занимают
вопросы, связанные с промышленным
использованием сублимации в условиях
искусственного наложения вибрационного движения в
процессе сушки гранулированного продукта.
Основное достоинство такого метода —
интенсификация тепло- и массообмена и, как
следствие, сокращение продолжительности
производственного процесса и повышение качества
готового продукта.
Учитывая сложность и многофакторность
исследований вакуумной сублимационной сушки
в потоке при наложении искусственно
вызываемых колебаний для упрощения эксперимента
процесс моделировали на установке без
перемещения продукта по транспортирующему
органу. В данном варианте использовалась
сублимационная установка (рис. 1), созданная в
проблемной лаборатории МТИММП для сушки
гранулированных продуктов растительного и
животного происхождения в виброслое.
В вакуумной сублимационной камере 1
установлен противень 2, дно которого выполнено в
виде прямоугольника. Кронштейны 3 нижним
М., Госхимиздат, 1955, Авт.: М. Е. Позин, И. П. Мух-
ленов, Е. С. Тумаркина, Э. Я. Тарат.
6. Тарат Э. Я., X о з е А. Н., Ш а р о в Ю. И.
Исследование теплоотдачи от пучка труб в слое пены. —
«Тепло- и массоперенос», т. 4. Минск, 1968.
7. Г о г о л и н А. А. Причины несоблюдения отношения
Льюиса для мокрых кондиционеров. — «Холодильная
техника», 1960, № 1, с. 20—24.
8. С т е ф а н о в Е. В. Об одной особенности процессов
тепло- и массообмена в форсуночных камерах. — В кн.:
«Кондиционирование воздуха в промышленных,
общественных в жилых зданиях». М., Стройиздат. 1965.
УДК 536.24.047.25
концом шарнирно закреплены на боковых
стенках противня, а верхним — на валу 4. Для
вибрации противня у входного конца
сублимационной камеры установлен вал 5 с укрепленным на
нем эксцентриком-шатуном 6. Вал приводится
во вращение специальным приспособлением,
включающим уплотняющее устройство и
привод с вариатором (на схеме не показано).
Необходимая интенсивность теплового потока
создается с помощью электрических нагревателей 7.
расположенных сверху и снизу от противня.
Для визуального наблюдения за процессом
предусмотрено смотровое окно 8.
При непрерывном перемешивании
гранулированного продукта за счет вибрации возможны два
основных состояния слоя — виброожижение и
виброкипение.
Для виброожиженного слоя характерна
периодическая смена точек контакта между
гранулами и греющей поверхностью. Это
обеспечивает более равномерный прогрев частиц по
сравнению с сушкой в неподвижном слое.
Создание виброкипящего слоя сопровождается
интенсивным перемешиванием частиц продукта,
в результате чего продолжительность
пребывания каждой гранулы на поверхности теплообмена
невелика. Получив тепло от поверхности
нагрева, гранула уходит внутрь слоя и охлаждается
им. Таким образом, каждой грануле в момент
соприкосновения с поверхностью нагрева
свойственна температура, характерная для центра
слоя. Градиент температуры по всему слою не-
Влияние режимов вибрации на механизм теплообмена
в процессе непрерывной сублимационной сушки
гранулированных пищевых продуктов
it
37

Рис. 1. Установка для непрерывной
сублимационной сушки гранулированных пи»
щевых продуктов:
/ — сублимационная камера; 2 — противень;
3 — кронштейн; 4, 5 — валы; 6 — эксцентрик-
шатун; 7 — электрические нагреватели; 8 —
смотровое окно; 9 — змеевик холодильной
установки; 10 — высушиваемый
гранулированный продукт.
И баку ум
-насосу
Слиб
г конденсата
велик E—10°С), что способствует существенной
интенсификации процесса.
Нами проведены исследования сушки мясных
гранул при теплоподводе от вибрирующей
поверхности в условиях виброкипения (частота
/ = 35 -=- 50 Гц, амплитуда А = 2 ~ 3 мм) и
виброожижения (/ = 12 ~~- 20 Гц, А = 1 ~ 1,5 мм)
при толщинах высушиваемого слоя 5—20 мм.
Степень влияния различных режимов
вибрации на процесс сублимационной сушки можно
характеризовать экспериментальной
зависимостью продолжительности сушки мясных гранул
диаметром 5 мм от толщины слоя (рис. 2). Для
сравнения на этом же графике дана зависимость
г = f (h) для сушки без вибрации (кривая 3).
Как видно, наиболее существенное сокращение
продолжительности процесса получено при
сушке в виброкипящем слое продукта (особенно для
толщины более 10 мм). Это объясняется
благоприятными условиями тепло- и массообмена в
слое гранул и, в частности, уменьшением
градиента температуры по высоте слоя.
При виброожижении заметное сокращение
продолжительности процесса по сравнению с
сушкой без вибрации отмечается только для слоев
незначительной высоты (до 10 мм). В вибро-
ожиженном слое при h = 20 мм интенсивность
сушки по сравнению с виброкипящим слоем
снижается на 45%. Это можно объяснить
следующим.
При виброожижении гранулы находятся в
подвижном состоянии без перемешивания, и
тепло от греющей поверхности передается к
верхним их рядам в основном за счет
теплопроводности нижележащих слоев. Температурный напор
между первым и вторым рядами намного меньше,
чем между поверхностью нагрева и первым рядом.
Особенно четко характер теплообмена в вибро-
ожиженном и неподвижном слоях выявляется
при сравнении кривых 2 и 3 (см. рис. 2). Сушка
мясных гранул в виброожиженном слое при
толщине в один и два их диаметра идет значительно
быстрее по сравнению с сушкой в стационарных
условиях. При больших толщинах слоя после
с, мин
360
2Ь0
/20
^^х
^^s*
э^-*"""^
3 ^хГ
S \z
)
у
Ь 1
10 /5
Толщина слоя h, мм
20
38
25
Рис. 2. Зависимость продолжительности
сублимационной сушки мясных гранул
размером 5±0,5 мм от толщины слоя:
1 — виброкипящий слой; 2 — виброожи-
женный слой; 3 — неподвижный слой.

Угол
сектами колеба-
[ния 90-120'
\ НИМИ
j нити
nnttt ¦
I
Рис. 3. Схема рабочего участка сушилки:
а — в состоянии покоя; б — в состоянии виброожижения при
теплоподводе от греющей поверхности; в — в состоянии
виброожижения при комбинированном теплоподводе; / —
неподвижный слой; // — виброожиженный слой; /// — виброожиженный
монослой; 1 — транспортирующий орган; 2 — мясные гранулы;
3 — электрический нагреватель.
высыхания первого ряда гранул режимы
энергоподвода в виброожиженном и неподвижном слоях
почти одинаковы, в результате чего кривые 2
и 3 совпадают.
При оценке практической целесообразности
использования различных режимов вибрации
следует иметь в виду, что, обеспечивая
значительную интенсификацию тепло- и массообмена,
режим виброкипения при сублимационной сушке
гранулированных пищевых продуктов имеет и
существенные недостатки. В результате
интенсивного перемешивания высохший слой гранулы
подвергается истиранию. Образовавшаяся
раздробленная пылеобразная масса (размер частиц
менее 1 мм), составляющая до 25 %, ч астично
уносится из зоны сушки. Значительный разброс
конечной влажности в зависимости от общей массы
продукта, размера частиц высушенного
продукта, а также явление подгорания дисперсной пыли
в процессе сушки снижают качество готового
продукта.
Указанные недостатки уменьшаются при
переходе от виброкипящего к виброожиженному
состоянию (содержание пылеобразной массы не
превышает 1%).
Расчет установки * при виброожиженном
состоянии показал, что максимум
производительности достигается при сушке гранул в монослое.
Поэтому в качестве наиболее перспективного
режима сушки гранулированного продукта
следует использовать процесс обезвоживания
гранул в монослое при перемещении в
виброожиженном состоянии.
Исследование процессов теплообмена и
характера движения гранулированного продукта
в монослое в условиях виброожижения
позволили выявить некоторые особенности. Так как
гранулы в наших экспериментах имели форму
цилиндра, то при воздействии вибрации они
наряду с поступательным движением вдоль
противня установки совершали колебания вокруг
оси^ цилиндра с углом сектора колебания 90—
120°. В результате прямой контакт с
поверхностью нагрева был не по образующей (как в
стационарных условиях, рис.3, а), а во множестве
точек, хаотически расположенных на нижней
части цилиндрической поверхности (рис. 3, б).
Это способствовало выравниванию
температурного поля, благодаря чему к нижнему
полуцилиндру каждой гранулы можно было подвести
значительно больший тепловой поток, чем в
условиях неподвижности. Наши эксперименты
показали, что при переходе от стационарных
условий к состоянию виброожижения значение
теплового потока увеличивалось на 20—25%.
Дальнейшие исследования показали, что для
%мин
ПО
120
100
80
60
20
s*f>
^ъ
*/
к
V
V
2 !
2 4 6 8 10 12 ft
Диаметр гранул, мм
* Камовников Б. П. Определение максимальной произ- Рис- 4. Зависимость продолжительности сублимационной
водительности сублимационных
установок.—«Консервная и овощесушильная промышленность», 1971, №1,
с. 15-16.
сушки в монослое от размера гранул:
/ — в виброожиженном состоянии при теплоподводе от
греющей поверхности; 2 — в виброожиженном состоянии при
комбинированном теплоподводе.
39

интенсификации процесса сушки гранул
целесообразно подводить тепло к монослою с двух
сторон: снизу от греющей поверхности и сверху
от лучистых нагревателей (рис. 3, в). Так, при
сушке гранул диаметром 3 мм увеличение
общего теплового потока за счет излучения от
верхних нагревателей позволило сократить
процесс сушки на 35—40% по сравнению с
продолжительностью процесса при теплоподводе только
от греющей поверхности.
На рис. 4 представлены зависимости т = / (d)
сублимационной сушки в монослое при тепло-
А. М. ЛЕВИН, А. К. РОДИН, В. А. ИВАНОВ
Саратовский политехнический институт
Г. М. СЛЕПЫХ
Московский технологический институт мясной и
молочной промышленности
В целях рационального использования систем
кондиционирования в процессах сушки
сырокопченых колбас было исследовано изменение
параметров воздуха при его движении от
приточных к вытяжным воздуховодам.
Изменения параметров воздуха в сушильной
камере зависят от влаговыделений из колбасных
батонов, часового расхода воздуха, теплопотерь
или теплопоступлений. В качестве примера
рассмотрен случай, когда теплопотери и теплопоступ-
ления в камере отсутствуют. При постоянном
расходе воздуха в процессе сушки изменения его
параметров зависят от влаговыделений из
колбас.
Влаговыделения из колбасных батонов можно
определить по уравнению кинетики сушки для
изотермического процесса [1], так как при
отсутствии теплопотерь и теплопоступлений
влияние изменений температуры на сушку
незначительно, особенно по сравнению с влиянием
изменения относительной влажности воздуха.
Уравнение кинетики сушки имеет следующий
вид:
где w± — w% — изменение влажности колбасного фарша
за время т, %/сух. ост.;
wlt w2y дор — влагосодержание колбасного фарша, от-
подводе от греющей поверхности и при
совместном воздействии с верхними излучателями.
Ориентировочный расчет производительности
установки при таком- комбинированном
энергоподводе с единицы рабочей поверхности
транспортирующего органа составляет 5,5—
6 кг/(м2-ч). Таким образом, приведенные
результаты исследования позволяют отдать
предпочтение сушке гранулированных пищевых
продуктов в виброожиженном монослое с
комбинированным энергоподводом.
УДК 628.84: [637.523.38:637.524 сырокопченые
колбасы]
несенное к массе его сухого остатка,
соответственно начальное, конечное и
равновесное, %/сух. ост;
RH) R — радиус колбасных батонов в начальный
период сушки и в момент т, м;
Ф —относительная влажность воздуха, %;
N0 — интенсивность сушки при ф = 0, %/ч.
После ряда преобразований, пренебрегая
величиной усадки батона по поперечному сечению,
уравнение A) можно записать
Количество влаги, выделяемое из колбасных
батонов,
GBn = G(w1-w2)t C)
где G — масса колбасных батонов без влаги (масса
сухого остатка), кг.
Разделив левую и правую части выражения
C) на произведение GB dHSLCx (GB — расход
воздуха, кг/ч; dHac — абсолютное влагосодержание
воздуха при ф=100%, кг/кг сух. возд.; т —
время сушки, ч) получим отношение увеличения
влагосодержания воздух* к его абсолютному
значению.
При этом, если относительную влажность
воздуха определить через отношение абсолютных
влагосодержаний
d
то левая часть полученного отношения будет
соответствовать изменению относительной
влажности воздуха. Погрешность в определении
относительной влажности при принятом допуще-
Изменение параметров воздуха в сушильной камере
сырокопченых колбас
40

нии будет незначительна и ею можно пренебречь.
Тогда
D)
Влаговыделения из колбасных батонов и
изменение относительной влажности воздуха на
участке камеры А/ представлены зависимостью
E)
щ -
где
-w2 =
т =
= -дГтт.
^в"нас ,
G
1
I — длина камеры, м.
Загрузка камеры по ее длине принимается
равномерной.
Приравняв правые части выражении E) и B)
при А/ -> 0, разделив переменные и
проинтегрировав полученное уравнение, после ряда
преобразований получаем
1 —Фк
F)
(Фк - Фн) #о* - (Щ ~ Юр) 1П (l J^j :
где фн, фк — относительная влажность воздуха в
начале и конце участка длиной 1г.
Анализ выражения F) показал, что
распределение относительной влажности по линии
движения воздуха соответствует равномерному.
Получающаяся при этом погрешность в
определении Аф не превышает 10%.
Результаты проведенных исследований
позволяют сделать выводы, что изменение
параметров воздуха при его движении от приточных к
вытяжным воздуховодам имеет примерно
равномерный характер. При равномерной загрузке
сушильной камеры батонами параметры
воздуха в ее середине с достаточной степенью
точности соответствуют параметрам центра луча
изменения состояния воздуха в сушилке на /, d-
диаграмме влажного воздуха.
При периодическом изменении движения
воздуха отклонения паргметров от рекомендуемых
будут иметь одинаковые по абсолютному
значению, но разные по знаку отклонения. Средние
же значения параметров будут соответствовать
рекомендуемым величинам.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Соколов А. А., Каргальцев И. И.,
Слепых Г. М. Кинетика сушки колбасных изделий.—
«Мясная индустрия СССР», 1967, № 10, с. 39—41.
2. Кондиционирование воздуха в процессах
сушки колбас. — «Холодильная техника», 1975, № 4,
с. 46—47. Авт.: А. М. Левин, А. К. Родин, Г. М.
Слепых, В. А. Иванов.
УДК 637.25.004.4
Исследование качественных изменений сливочного масла
в процессе хранения при различных отрицательных
температурах
Э. П. ПЕТРУХИНА, канд. техн. наук А. И. ПИСКАРЕВ
Всесоюзный научно-исследовательский институт
холодильной промышленности
Применяемая в настоящее время на
холодильниках температура —18°С не обеспечивает в
течение длительных сроков сохранение высокого
качества сливочного масла, особенно зимней
выработки [1].
Во многих зарубежных странах [2 ]
длительное хранение масла (до 8 месяцев) осуществляется
при температурах —25-.—30°С.
Согласно рекомендациям Международного
института холода, хранить сливочное масло в
течение 12—15 месяцев следует при температурах
—25ч—30°С [3].
Использование низких температур хранения
масла от —18 до —26°С с быстрым
предварительным его охлаждением в камерах туннельного
типа при —30ч—35°C с интенсивной циркуляцией
воздуха практикуется в США [4].
Существует мнение, что несколько лучшая
стойкость масла при —20ч—30°С по сравнению
с —12ч—15°С не оправдывает связанных с этим
больших расходов в случае хранения продукта
в течение 6 месяцев [2, 5].
Однако при поддержании в камерах хранения
температуры —30°С по сравнению с
температурой —20°С расходы на хранение и грузовые
работы увеличиваются всего на 3,7% [6].
В целях увеличения сроков хранения масла
во ВНИХИ исследованы качественные его из-
41

менения в процессе хранения при —30°С. Для
оценки технологической эффективности
снижения температуры хранения масло из одной и той
же партии (сбойки) одновременно хранили и
при —18°С.
Эта работа является частью проведенных во
ВНИХИ исследований по изучению
качественных изменений сливочного масла при
холодильном хранении.
При изучении влияния сезонных условий
выработки масла на его стойкость [7]
параллельно исследовали влияние температуры —30°С
на сохранение качества масла (на одних и тех
же партиях) летней и зимней выработки.
На хранение закладывали партии сладко-
сливочного несоленого масла с содержанием
влаги 16%, выработанного в летний период, и с
содержанием влаги 16 и 25%, выработанного
в зимний период способом непрерывного
сбивания.
Качество масла в процессе хранения
исследовали по показателям: содержание свободных
жирных кислот (СЖК) и летучих карбонильных
соединений (ЛСК) методами, приведенными в
работе [7].
При сравнении температурных режимов
хранения —18°С и —30°С в масле определяли также
содержание свободных летучих жирных кислот
(СЛЖК). СЛЖК выделяли из масла отгонкой
с паром и анализировали их в виде метиловых
эфиров методом газожидкостной хроматографии
[8].
Органолептическая оценка качества масла
проводилась постоянной группой специалистов
с участием госмо л инспектор а в соответствии с
ГОСТ 37—55 «Масло коровье».
Все опыты проводили в четырехкратной
повторное™.
Как показали результаты исследований,
через 6 месяцев хранения при —30°С значительно
уменьшилось содержание свободных жирных
кислот в масле зимней выработки, что
свидетельствует о том, что окислительные процессы в жире
преобладали над гидролитическими. При этом
содержание СЖК в сладкосливочном масле
A6% влаги) через 6 месяцев хранения при —30°С
снизилось со 184,5 до 100мг/100г жира (табл. 1).
Такая же тенденция к снижению содержания
СЖК установлена нами в исследованиях по
хранению масла зимней выработки при —18°С
[7], причем снижение содержания СЖК в масле
было более значительным, чем при —30°С (от
184,5 до 81,2 мг/100 г жира).
Преимущество режима хранения —30°С по
сравнению с —18°С заметно проявилось
относительно содержания ненасыщенных жирных
кислот в масле зимней выработки через 6 месяцев
хранения (табл. 2).
Таблица 1
Код
кислоты
Qo
^12
См
Сн:1
с»
с16
Cl6:l
С17
^18
Cl8:l
Cl8:2
Cl8:3
Cl8:4
Итого
Содержание свободных жирных кислот в масле
зимней выработки в процессе его хранения при
—30°С, мг/100 г жира
Масло, содержащее 16%
влаги
Перед
закладкой
на
хранение
7,0
11,5
27,3
3,0
3,2
61,3
7,4
0,7
10,9
41,7
9,0
1,5
184,5
Через 6
месяцев хранения
6,7
11,3
16,9
2,2
1,9
30,8
4,0
0,3
5,1
16,0
1,9
0,6
2,5
100,2
Масло, содержащее
25% влаги
Перед
закладкой на
хранение
6,1
11,1
23,8
2,6
3,0
56,0
7,5
0,6
9,3
31,3
4,3
1,3
—
158,2
Через 6
месяцев
хранения
4,9
10,0
15,2
1,9
1,2
21,6
2,7
0,1
3,2
10,0
0,8
0,3
3,0
75,0
Таблица 2


жительность
хранения,
месяцы
0
6
6

Температура
хранения,
°С
— 18
-30
Соотношение ненасыщенных и
насыщенных свободных жирных кислот
в масле зимней выработки при
хранении, %
Масло,
содержащее 16% влаги


сыщенные
33
22
27

Насыщенные
67
78
73
Масло, содержащее
25% влаги

Ненасыщенные
30
21
25

Насыщенные
70
79
75
В масле, хранившемся при —30°С,
относительное содержание ненасыщенных жирных
кислот было больше, чем в масле, хранившемся при
—18°С. Это относится к маслу с содержанием
влаги как 16, так и 25%.
Полученные данные свидетельствуют о том,
что при температуре —30°С процесс окисления
протекает медленнее, чем при —18°С.
Данные по изменению содержания
карбонильных соединений в масле зимней выработки
(табл. 3) согласуются с результатами
исследований СЖК в продукте при хранении. Как видно
из табл. 3, при —30°С накопление летучих
карбонильных соединений в масле замедляется по
сравнению с температурой хранения —18°С.
42

Т а б л и ц а 3
Сезон

выработки
Летний
Зимний
Время анализов
при хранении
Перед закладкой на
хранение
Через 6 месяцев
Через 12 месяцев
Перед закладкой на
хранение
Через 6 месяцев
Суммарное
содержание летучих
карбонильных
соединений в сладкосли-
вочном несоленом
масле летней и
зимней выработки при
хранении, в
пересчете на ацеталь-
дегид, мг/кг
— 18°С
17,6
17,8
34,4
20,7
72,0
— зо°с
17,6
17,7
22,0
20,7
64,0
Однако и при —30°С окислительные процессы
продолжаются, содержание карбонильных
соединений в масле за 6 месяцев хранения при —30°С
увеличилось в 3 раза.
Результаты органолептической оценки
качества масла зимней выработки также показали,
что через 6 месяцев хранения при —30°С оценка
вкуса и запаха маслабыла на 1,5 балла выше
оценки вкуса и запаха масла, хранившегося при—18°С.
Вместе с тем и при —30°С происходило заметное
снижение качества масла: через 6 месяцев
хранения оценка масла по вкусу и запаху
снизилась с 41 до 39,5 балла.
Результаты исследований качественных
изменений масла летней выработки в процессе
хранения при —18 и —30°С показали, что при
температуре —30°С преимущество сохранения его
качества в течение 6 месяцев не выявилось так
заметно, как при хранении масла зимней
выработки. Через 6 месяцев образцы масла летней
Таблица 4
Время'анализов при
хранении
Перед закладкой на
хранение
Через 6 месяцев
Через 8 месяцев
Через 10 месяцев
Через 12 месяцев
' Органолептическая оценка вкуса ,
и запаха масла при хранении,
баллы
Масло летней
выработки
— 18°С
42
41,5
41,5
40,0
39,8
— 30°С
42
41,5
41,5
41,0
41,0
Масло зимней
выработки
— 18°С
41
38
Снято с хр
— зо°с
41
39,5
анения
выработки, хранившиеся при —18 и —30°С,
получили одинаковые балловые оценки по
вкусу и запаху (табл. 4).
При этом в течение 6 месяцев хранения
снижение качества масла летней выработки было
незначительным. Оценка вкуса и запаха масла
была всего на 0,5 балла ниже оценки свежего
масла.
Не изменялась и сумма летучих
карбонильных соединений в масле через 6 месяцев
хранения как при —18°С, так и при —30°С (см. табл. 3).
В свежем масле и в масле через 6 месяцев
хранения содержание ЛКС не превышало 17,6—
17,8 мг/кг (в пересчете на ацетальдегид).
Полученные данные свидетельствуют о
значительной устойчивости масла летней
выработки к окислению — в течение 6 месяцев качество
его одинаково хорошо сохранилось как при
—30°С, так и при —18°С.
Заметное преимущество применения
температуры —30°С для хранения масла летней
выработки было выявлено через 10 месяцев
хранения (см. табл. 4). Все образцы масла,
хранившиеся 10 месяцев при —18°С, были переведены
из высшего в первый сорт с оценкой по вкусу
и запаху 40 баллов, в то время, как образцы,
хранившиеся при —30°С, оставались в высшем
сорте до 12 месяцев с оценкой 41 балл по вкусу
и запаху.
Разница в оценках качества масла,
хранившегося при —18 и —30°С, достигала 1—1,2 балла.
Дегустаторы отмечали, что масло,
хранившееся при —30°С, по сравнению с —18°С, имело
более полно выраженный вкус и аромат и менее
выраженный порок «недостаточно чистый вкус».
Результаты органолептической оценки вкуса
и запаха масла при хранении согласуются с
результатами химических исследований.
В масле летнего периода выработки,
хранившемся 12 месяцев при —30°С, сумма летучих
карбонильных соединений увеличилась с 17,6
до 22,0 мг/кг, в масле, хранившемся при —18°С,
с 17,6 до 34,4 мг/кг, т. е. содержание ЛКС в нем
было в 1,5 раза больше, чем при —30°С. Эти
данные также свидетельствуют о том, что при —30°С
окислительные процессы в продукте происходят
значительно медленнее, чем при —18°С.
В табл. 5 и 6 представлены результаты
исследований по определению содержания
свободных летучих жирных кислот в масле.
СЛЖК оказывают, как известно, большое
влияние на формирование вкуса и аромата
сливочного масла даже в малых концентрациях.
Высокая концентрация их нежелательна, так
как при этом у продукта появляется прогорклый
вкус [9].
Известно, что в процессе хранения масла в
течение 12 месяцев при —11, —18°С содержание
43

Таблица 5
Кислота
Муравьиная
Уксусная
Пропионовая
Масляная
Сумма
Изменение свободных
летучих жирных кислот
масла зимней выработки
через 6 месяцев хранения,
м г/100 г масла
Масло,
содержащее 16%
влаги
— 18°С
0,04
1,4
Следы
0,2
1,64
— 30°С
0,065
1,6
Следы
0,6
2,265
Масло,
содержащее 25%
влаги
— 18°С
0,04
1,16
Следы
0,04
1,24
— зо°с
0,064
1,55
Следы
0,2
1,814
Таблица 6
Кислота
Муравьиная
Уксусная
Пропионовая
Масляная
Сумма
Изменение свободных летучих жирных
кислот масла летней выработки при
хранении, мг/100 г масла
Перед
закладкой на
хранение
0,548
4,982
Следы
0,98
6,510
Через 12 месяцев хранения
при —18°С
0,315
3,618
Следы
0,623
4,556
при —30°С
0,452
4,492
Следы
0,88
5,824
СЛЖК в масле уменьшается, особенно уксусной
кислоты [10, 11].
Как показали результаты наших
исследований, содержание СЛЖК в масле зимней
выработки, хранившемся 6 месяцев при —30°С,
было в 1,4—1,5 раза выше, чем при —18°С.
Более заметно преимущество температуры —30°С
сказалось на изменении СЛЖК масла с
содержанием влаги 25%.
В масле летней выработки через 12 месяцев
хранения при —30°С СЛЖК также было больше,
чем в масле, хранившемся при —18°С.
Результаты исследований консистенции
масла в процессе хранения показали, что снижение
температуры хранения до —30°С не оказало
заметного влияния на изменение этого показателя.
Перед закладкой на хранение и через 6 и
12 месяцев хранения при —18 и —30°С
консистенция масла была признана удовлетворительной
и оценена 23 баллами согласно ГОСТ 37—55.
Следовательно, более полное сохранение
ароматических веществ в масле летней и зимней
выработки, меньшее накопление вторичных
продуктов окисления при температуре —30°С
способствовали лучшему сохранению его качества
в процессе длительйого хранения.
Таким образом, применение температуры
—30°С необходимо для длительного
резервирования масла. Понижение температуры
хранения до —30°С позволит увеличить сроки
хранения масла зимней выработки, которые при —18°С
не превышают 3—5 месяцев.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. П е т р у х и н а Э. П., М о и с е е в а Е. Л., Ми-
шучкова Л. А. О сроках хранения сливочного
масла зимней выработки. — «Холодильная техника»,
1969, № 5, с. 9—12.
2. Verner N. Н. What best storage temperature?—
«American Dairy Rewiew». Awatt publication, 1969, p. 40.
3. Recommendations the processintg and
handling of frozen foods. International Instiute of
Refrigeration, 2 nd Edition, 1972, Paris.
4. Хомутов Б. И., Ловачев Л. Н. Хранение
пищевых жиров. М., Экономика, 1972.
5. Р о n t E. G., Gunnis L. F. The effect of
temperature on the keeping quality of butter in cold
storage. — «Aust. J. Dairy Technol.», 1958, vol. 13, p. 68—71.
6. Пер-Оскар Перссон. Влияние проектного
решения и эксплуатации холодильника на весовые
потери продуктов. Материалы симпозиума МИХ по
весовым потерям пищевых продуктов при охлаждении,
замораживании, хранении и транспортировке.
Ленинград, 1970.
7. Петрухина Э. П., Пискарев А. И.
Влияние сезонных условий выработки сливочного масла на
изменение его качества при холодильном хранении. —
«Холодильная техника», 1975, № 5, с. 34—37.
8. Пояркова Г. С, Белов А. Н.,
Воеводина Л. Н. Определение свободных летучих жирных
кислот в сливочном масле методом газожидкостной
хроматографии. — Труды ВНИИМС, вып. IX,
Ярославль, 1972, с. 230—241.
9. А я з б е к о в а М. А., Репина Л. Г. Газохро-
мато графическое исследование свободных жирных
кислот сырной массы из овечьего молока. — «Известия
вузов. Пищевая технология», 1969, № 5, с. 165—167.
10. Г р и н е н е Е. К., М и ц к я в и ч е н е Д. А.
Динамика изменения ароматических веществ сливочного
масла в процессе хранения. Первая науч.- техн.
конф. «Современные достижения в технологии
производства молока и молочных продуктов». Каунас,
1971, с. 65—66.
11. Качество и стойкость кислосливочного масла,
выработанного на поточной линии с применением разных
заквасок и способов подготовки высокожирных сливок. —
Труды ВНИИМС, вып. VII. М., ЦНИИТЭИмясомол-
пром, 1968, с. 57—79. Авт.: Г. С. Пояркова, 3. П. Чу-
жова, Е. А. Сидорова, В. П. Аристова, Н. В. Ма-
карьина.
¦

XIV МЕЖДУ НАРОДНЫЙ КОНГРЕСС ПО ХОЛОДУ
Проблемы кондиционирования воздуха
(Обзор докладов на заседании комиссии Е1 МИХ)
Комиссии Е1 были представлены 54 доклада
специалистов из 17 стран, в том числе от Бельгии, Дании, ПНР,
СССР и США по шесть докладов, от Франции — четыре,
НРБ, ФРГ и ЧССР — по три, Австралии, Италии и
Японии — по два, ГДР, Канады, Кубы, Нидерландов и
Швеции — по одному докладу.
Доклады посвящены следующим вопросам:
экономия энергии, утилизация природного холода
и тепла удаляемого из зданий воздуха;
использование энергии топлива и солнца для
кондиционирования воздуха, тепловой комфорт и воздухорас-
пределение ъ зданиях;
кондиционирование воздуха в фитотронах,
производственных зданиях, в кабинах транспортных средств,
уборочных сельскохозяйственных машин и подъемных
кранов;
надежность автономных кондиционеров, теплообмен-
ные аппараты систем кондиционирования воздуха (СКВ).
Состоялись семь рабочих и одно организационное
заседания.
Ниже приведено краткое содержание некоторых
докладов.
У. Фокс (ФРГ) сообщил данные о росте населения
земного шара и потреблении различных видов топлива и
энергии с 1920 по 2000 гг., описал способы и средства
утилизации тепла вытяжного воздуха. По мнению автора,
предстоящее увеличение производства электроэнергии
атомными электростанциями будет способствовать
применению тепловых насосов.
Д. Ковальчевски и Д. Пескод (Австралия) в докладе
о мерах снижения расхода энергии СКВ подчеркнули
необходимость более тщательного выбора расчетных
параметров наружного и внутреннего воздуха,
проектирования зданий с улучшенными теплотехническими
характеристиками, использования прямого и косвенного
испарительного охлаждения воздуха (чему способствует
сухой и жаркий климат Австралии), пластмассовых
пластинчатых орошаемых воздуховоздушных утилизаторов
тепла удаляемого воздуха, вращающихся
регенеративных теплообменников с пластмассовыми насадками,
регенеративных теплообменников с щебеночными
переключаемыми насадками, децентрализованных СКВ с
возможно меньшими радиусами действия. Кондиционеры
косвенного или испарительного охлаждения
целесообразно применять при температурах наружного воздуха по
мокрому термометру до 24°С.
У. Ф. Раш и С. А. Вейл (США) доложили о
результатах расчета усовершенствованного ими водоаммиачного
абсорбционного теплового насоса, работающего в режиме
утилизации тепла наружного воздуха. При температуре
воздуха —154- +7°С, температуре кипения —32ч—10°С,
содержании аммиака в генераторе 10, 20 и 30% (по
массе), содержании воды в хладагенте 2,4 — 3%,
температуре конденсации 52 — 74°С расчетные коэффициенты
преобразования колеблются от 1,4 до 1,6.
О. Д. Нуссбаум (США) привел модифицированную
схему компрессионного теплового насоса с наружным
теплообменником, снабженным постоянно действующим
электроподогревателем.
Т. Нагано и Д. Уемацу (Япония) предложили в
тепловом насосе с винтовым компрессором по схеме
«воздух — вода» оттаивать испаритель путем
автоматического перепуска горячего газа через обводной клапан.
Г. И. Воронин, А.-Д. Суслов и Ю. В. Чижиков (СССР)
сообщили о теоретических и экспериментальных
исследованиях, в результате которых получены геометрические
и газодинамические соотношения для расчета адиабатных
противоточных вихревых трубок.
П. О. Фангер (Дания) рассмотрел локальное
радиационное и конвективное охлаждение рабочих мест в
производственных зданиях. Построены номограммы для
расчета средней радиационной температуры при
радиационном охлаждении и движении воздуха у тела легко
одетого человека при воздушном душировании в
зависимости от окружающей температуры и интенсивности
работы. Интенсивность работы, или активность, выражена
в метах, т. е. в единицах затраты мощности на 1 м2 тела
человека A мет = 58 Вт/м2).
О. А. Арнас (США) привел уравнения П. О. Фангера
для определения комфортной температуры и оценки воз-
духораспределения, а также материалы
экспериментальной оценки микроклимата в кондиционируемом классе
школы при температуре наружного воздуха 31°С,
температуре приточного воздуха 13°С, подаче его со стороны
стены, противоположной окнам, на высоте 3,1 м двумя
струями и вытяжке у пола через два отверстия в той же
стене. Ожидаемое расчетное относительное количество
недовольных микроклиматом оказалось равным 6%
(допускаемый предел 5%). Однако при повышении
температуры приточного воздуха до 14,5СС комфортность
возрастает и одновременно достигается некоторая экономия
энергии на охлаждение воздуха.
П. В. Нильсен (Дания) в первом докладе изложил
метод расчета температур, градиента температур и
скоростей воздушных потоков в помещениях, основанный
на численном решении системы из пяти
дифференциальных нелинейных уравнений в частных производных в
предположении, что потоки установившиеся и
двухмерные. Во втором докладе показано применение этого
метода для расчета скорости изотермических потоков в
помещениях при выпуске воздуха из устройств, создающих
струи, настилающиеся на потолок, стены и пол.
Предпочтительно выбирать воздухораспределители с малыми
геометрическими размерами, поскольку у них выше
коэффициенты эжекции, что обеспечивает большую
равномерность распределения температур в помещениях.
Т. Л. Мадсен (Дания) привел данные исследований
комфортных условий для спящего человека. Измерения
проводили в госпитале и в термостатированной камере.
Опыты ставили с манекеном (анатомически правильная
45

модель человека) из стекловолокнистого полистирола.
Внутри манекена, разделенного на 16 секций,
находились 16 электровоздушных агрегатов, состоящих из
нагревателей и осевых вентиляторов. На основании
измерений тепловых потерь отдельными секциями манекена
при различных его положениях и различной степени
укрытия одеялом построена диаграмма потерь явного
тепла. Предложен индекс комфорта, которым
воспользовались для оценки теплозащитных свойств одеял.
В. Корсгор (Дания) рассказал о способе
использования пористой теплоизоляции наружных стен и покрытия
для подогрева приточного воздуха теплом, выходящим
из помещений. Для этого пористая тепловая изоляция
помещается с зазорами в герметичную оболочку. Зимой
наружный воздух нагнетается во внешний зазор
навстречу потоку тепла из помещения, профильтровывается
через изоляцию, поглощает передаваемое ею тепло,
поступает во внутренний зазор и через жалюзийные решетки
и дополнительный воздухонагреватель — в помещение.
После ассимиляции избытка тепла в помещении
отработанный воздух удаляется в атмосферу вытяжной системой,
снабженной утилизатором тепла — воздухоохладителем.
Летом, когда температура наружного воздуха выше
температуры внутреннего воздуха, направление потоков
воздуха посредством реверсирования вентиляторов
изменяется на обратное: вытяжной воздух проходит через
пористую тепловую изоляцию из внутреннего в
наружный зазор и далее в атмосферу, навстречу потоку тепла,
а приточный воздух поступает в помещение через
воздухоохладитель и жалюзийные решетки.
X. О. Спаушус (США), докладывая о системах
кондиционирования воздуха для жилых домов с
абсорбционными тепловыми насосами, использующими солнечную
энергию, подчеркнул, что коэффициенты преобразования
таких установок зависят от конструкции солнечного
коллектора, физических свойств применяемого раствора,
температур кипения и конденсации и во много раз
меньше, чем у компрессионных тепловых насосов.
Абсорбционные тепловые насосы больше, тяжелее и дороже
компрессионных. Для совершенствования абсорбционных
тепловых насосов необходимы новые комбинации
хладагентов и сорбентов и улучшение некоторых
физико-химических характеристик существующих комбинаций.
Р. К- Джордан (США) рассмотрел проблемы
преобразования солнечной энергии в электрическую и
использования солнечной энергии для целей кондиционирования
воздуха как непосредственно, так и после
преобразования в электрическую энергию.
А. Гжегорчик и С. Пшидружны (ПНР) доложили
о результатах исследования увлажнительной камеры
с орошаемыми насадками из уложенных в направлении
воздушного потока трубок: гигроскопичных
керамических с наружным диаметром 4 мм, толщиной стенок 0,75 мм
и длиной 50, 100, 150, 200 и 250 мм и негигроскопичных
полипропиленовых с наружным диаметром 3,3 мм,
толщиной стенок 0,15 мм и длиной 100 и 150 мм. Трубки
орошали водой. Коэффициент орошения изменяли от 0,05
до 2 кг/кг воздуха, скорость воздуха в фасадном сечении
заполненной трубками кассеты размерами 0,3X0,3 м —
от 1,2 до 4,5 м/с. Эффективность адиабатического
увлажнения оказалась более высокой в камерах с насадками
из керамических трубок.
Во втором докладе изложены материалы сравнения
способности СКВ круглый год поддерживать заданные
комфортные параметры воздуха в помещениях при
адиабатическом и политропическом охлаждении воздуха.
Авторы пришли к выводу о выпадении системы с
адиабатическим увлажнением из регулирования при высоких
параметрах наружного воздуха.
С. Банась, С. Пшидружны и В. Томчак (ПНР)
представили упрощенную математическую модель процесса
тепло- и массообмена в горизонтальных форсуночных
камерах. Система дифференциальных уравнений при
определенных граничных условиях решена на ЭВМ методом
Рунге — Кутта, результаты представлены в графической
форме. Полученные диаграммы предназначены для
оценки влияния начальных термодинамических и
аэродинамических факторов на длину оросительного пространства
камер.
К- Хорак (ЧССР) доложил о кондиционировании
воздуха в кабинах транспортных сельскохозяйственных
уборочных машин и электровозов. Приведены
рекомендуемые параметры воздуха в кабинах, величины
расчетных теплопоступлений от различных источников во
время стоянки и при движении, сопоставлены методы
охлаждения. Предпочтение отдано кондиционерам с
компрессионными машинами на фреоне-12. Рассмотрены системы
кондиционирования воздуха, применяемые для
охлаждения кабин тракторов, грузовиков, электровозов и
комбайнов производства ЧССР.
Г. С. Антоненко, А. С. Бурлак и Л. М. Дулицкий
(СССР) предложили математическую модель для
оптимизации статических характеристик транспортных
кондиционеров. После численного решения с помощью ЭВМ
построена диаграмма — совмещенная статическая
характеристика кондиционера, с помощью которой можно
анализировать области применения кондиционеров,
выбирать градации их производительности, решать
вопросы регулирования, предотвращать возникновение
критических ситуаций в работе автономных кондиционеров.
Г. Хашизуме и К- Цукиока (Япония) рассмотрели
условия и системы кондиционирования воздуха двух
камер для испытания автомобилей, строительных
материалов и конструкций. Вторая камера управляется
ЭВМ. Приведены блок-схема программы этой машины и
график изменения температурно-влажностных условий
в камере в летнее время.
Д. Ковальчевски зачитал доклад X. Хогга
(Австралия) об опыте эксплуатации СКВ в фитотроне г. Канберра,
введенном в действие в 1962 г. Особое внимание уделено
надежности действия систем.
П. О. Даниг (Дания) доложил о методике
математического моделирования и осветил опыт применения ЭВМ
для расчета систем холодо- и теплоснабжения.
Предельная по акустическим требованиям скорость воды в
трубах принимается равной 2 м/с.
В. Ферро, А. Сакки и Г. Саджезе (Италия) в двух
докладах рассказали о СКВ и воздухораспределении
в термостатированной лаборатории для точных
измерений длин и массы Политехнического института в г.
Турине (Италия). Кондиционированный воздух в
лаборатории движется снизу вверх в направлении движения
естественных конвективных токов. Отработанный
рециркуляционный воздух удаляется: 10% — через
светильники, 60% — через пространство над подшивным
потолком непосредственно в кондиционер, 30% — по
каналам внутри стен и далее в кондиционер. Благодаря
перемещению воздуха внутри стен температура их
внутренней поверхности примерно равна температуре воздуха
в лаборатории. Допускается перепад 0,01—0,02°С. По
данным телеметрических измерений, заданная
температура в лаборатории поддерживается с точностью 0,06°С,
а скорость — с точностью 0,03 м/с (при выключенном
освещении, отсутствии людей и закрытых дверях).
К- Калчев и С. Ковачев (НРБ) посвятили доклад
надежности автономных кондиционеров. На основании
результатов ускоренных испытаний на надежность
одного из типов кондиционеров с помощью математического
моделирования можно предсказать характеристики^
надежности кондиционеров аналогичных конструкций.
Р. Бартоли и А. Гак (Франция) сообщили о
результатах исследований кондиционирования воздуха на
птицефермах. Для поддержания бактериологической чистоты,
состава воздуха и температуры его в допустимых преде-
46

лах требуется обмен воздуха до 5 м3/ч на голову птицы.
Это связано с большим расходом энергии на нагревание
поступающего воздуха. Воздух продолжает нагреваться
по мере его прохождения внутри помещения в результате
выделения энергии биологического происхождения (от
15 до 17 ккал/ч на голову птицы) и выбрасывается без
рекуперации тепла. Опыты показали, что биологического
источника энергии в условиях Франции достаточно для
поддержания без отопления приемлемой температуры
в зимний период. Достаточно с помощью теплообменника
воздух — воздух очень простой конструкции
рекуперировать биологическое тепло, чтобы обеспечить
необходимую температуру. Отвод водяного пара, С02 и запахов
обеспечивается при подаче наружного воздуха менее 1 м3/ч
на голову птицы.
Работа комиссии Е1 способствовала обмену
информацией между специалистами, что положительно отразится
на развитии науки и техники кондиционирования воздуха.
Обзор подготовил доктор техн. наук, проф. Е. Е. КАРПИС
УДК 662.997:628.84
Возможности теплового преобразования солнечной энергии
в электрическую для целей кондиционирования воздуха
Р. К. ДЖОРДАН
США
(По материалам доклада на Х1У
[Международном конгрессе по холоду)
Из двух возможных способов преобразования солнечной
энергии в электрическую—теплового и
фотоэлектрического — рассматривается только тепловой способ.
В конце девятнадцатого и в первой половине
двадцатого века в связи с ростом потребления энергии возникло
очень много различных решений солнечных теплосиловых
станций. В качестве примера приведем три
принципиальные схемы этих станций, различающиеся типом
примененных солнечных коллекторов, достигаемыми
параметрами теплоносителей, потребителями энергии и
характером контуров циркуляции теплоносителей.
На станции с плоским солнечным коллектором (рис. 1, а)
два контура циркуляции теплоносителей: / — воды,
температура которой может достигать 150°С; // — фре-
она-11, температура пара которого может повыситься
до 120°С. Пар питает агрегат «турбина —
электрогенератор».
На станции с параболическим солнечным коллектором
(рис. 1, б) один контур циркуляции. Водяной пар
образуется в тепловых трубках, заложенных в солнечный
коллектор, и поступает к агрегату «турбина —
электрогенератор». Температура пара достигает 315°С. По своим
характеристикам турбина аналогична применяемым на
атомных электростанциях.
На станции с так называемым гели ост этическим
коллектором (рис. 2), состоящим из двух частей —
солнечного коллектора и солнечной силовой башни, также два
контура циркуляции теплоносителей: / — газообразного
гелия с конечной температурой 570°С, питающего газовую
турбину, которая работает по циклу Брайтона и приводит
в действие компрессор и электрогенератор; // —
водяного пара с начальной температурой около 400°С,
питающего агрегат «турбина-электрогенератор», который
работает по циклу Ренкина.
В системах кондиционирования воздуха солнечную
энергию используют тремя путями:
после преобразования в электрическую энергию на
солнечных теплосиловых станциях, обслуживающих и
других потребителей;
непосредственно в абсорбционных холодильных
машинах;
в комбинированных каскадных системах
одновременного получения электрической и тепловой энергии.
//
-Н-
г^ЧЗСгС?--]
г-сЗЯ
Ur~r^
Гф-tz J
-~—^
Рис. 1. Принципиальные схемы солнечной теплосиловой
станции с плоским коллектором (а) и тепловыми трубками
в параболическом коллекторе (б):
J — элемент коллектора; 2 — автоматический регулирующий
вентиль; 3 — насосы; 4 — теплообменник; 5 — пароосушитель;
6 — турбина; 7 — электрогенератор; <S — конденсатор; 9 —
градирня; 10 — бойлер.
47

Рис. 2. Принципиальная схема гелиостатической
солнечной теплосиловой станции:
/ — солнечные коллекторы; 2 — башня; 3 — газовая турбина;
4 — компрессор; 5 — теплообменник; 6 — турбина; 7 — элект.
рогенератор; 8 — конденсатор; 9 — градирня; 10 — насосы"
Капитальные затраты на солнечные теплосиловые
станции весьма велики, поэтому целесообразность их
строительства во многом определяется наличными
топливными ресурсами и соотношением между ценами на
традиционные виды топлива и строительные материалы.
Каждой из систем, представленных на рис. 1, 2,
присущи недостатки.
Так, плоские коллекторы занимают большую
площадь, гелиостатический коллектор значительно меньшую.
Однако тепловоспринимающие элементы солнечной
силовой башни испытывают большие тепловые
напряжения, что вызывает повышенную пожарную опасность при
нарушении циркуляции гелия. Видимая радиация от
башни может вызвать неприятное воздействие на людей.
Сравнительно небольшая солнечная теплосиловая
станция с параболическими коллекторами мощностью 100 мВт
нуждается в участке площадью от 1,3 до 4,5 км2, а с
плоскими коллекторами — до 10 км2.
Однако плоские коллекторы наиболее дешевы и
поэтому пригодны для СКВ небольших жилых домов.
Солнечную энергию можно использовать в
абсорбционных холодильных машинах. Правда, поскольку
достигаемая температура невысока (от 65 до 120°С),
возрастают габаритные размеры холодильных машин.
Коэффициенты преобразования с падением температуры
теплоносителя изменяются не очень резко, например, при
температурах 116 и 82°С они соответственно равны 0,7
и 0,63.
В США предложен плоский коллектор, состоящий
из размещенных под стеклом многих желобов с
проложенными в них трубками змеевиков, по которым
циркулирует вода. В коллекторе удается получать более
высокую температуру теплоносителя.
В коллекторах комбинированных каскадных станций
может быть получена вода с температурой 175—230°С,
во вторичном контуре к турбине подводится пар с
температурой —175°С, выходит из нее с температурой 93°С
и далее направляется в абсорбционную холодильную
машину и в систему горячего водоснабжения для
получения "воды с температурой —54°С.
В США проходят испытания солнечные теплосиловые
станции, в том числе комбинированные каскадные, для
получения электрической энергии, тепла, холода и
горячей воды.
Статью подготовил доктор техн. наук, проф.
Е. Е.КАРПИС
УДК 621.57
Исследование холодильной машины автономного кондиционера с капиллярной
трубкой в цикличном режиме
Д. А. ИЛЧЕВА
Болгария
(По материалам доклада на XIV
Международном конгрессе по холоду).
Применение капиллярных трубок в качестве
дросселирующего органа в холодильных машинах небольшой
мощности перспективно. Они просты по конструкции и
дешевы в изготовлении. В отличие от ТРВ, капиллярная
трубка — пассивный регулятор. В цикличном режиме
работы машины при останове компрессора хладагент
перетекает из конденсатора в испаритель, что
задерживает начало рабочего цикла.
Критерием оптимального выбора характеристик
капиллярных трубок является максимальное значение
холодильного коэффициента в расчетных температурных
условиях.
Автор провел исследования, чтобы выявить, остаются
ли характеристики капиллярных трубок, рассчитанных
на работу в постоянном режиме, оптимальными при
работе в цикличном режиме.
Капиллярная трубка холодильной машины
автономного кондиционера холодопроизводительностыо 2000 ккал/ч
имеет следующие характеристики: диаметр—3/1,4 мм,
длина — 0,72 м (начальное количество хладагента, фре-
она-22, — 550 г).
Кондиционер поместили в двухсекционную
климатическую камеру с регулируемыми внутренними
параметрами в каждой секции. В одной из секций камеры
имитировали условия помещения, в другой — наружные
(рис. 1). Холодопроизводительность кондиционера
определяли при температурах воздуха по сухому и мокрому
термометрам «наружного» (^с.н = 35°С, tM,u = 24°С)
и «внутреннего» (tc.B = 27°С и ^м.в = 19°С).
Температура и относительная влажность воздуха
в обеих секциях камеры поддерживалась автоматически
соответственно с точностью ±0,5°С, и ±3%.
Испытания провели в двух режимах: с постоянной
тепловой нагрузкой и переменными температурами и с

ш
i ~ТГ®
г ,
Й
р§
1 II fSTRfe II I
^-I"l!f""Jij|| iiir-jd-
—©
tt-r=^
й
gjL_l___li^l_L
©--
HCilJ
MU
<нн
II
Si
. ...rr.-TV.-iii'
Рис. 1. Принципиальная схема экспериментальной установки:
7 — испытуемый кондиционер; 2 — климатическая камера.
1600
/ш\
/200
1000\
BOO
600
:==*
~^^к
.~ +
Lsdfc
r^Jt
1
—¦—u
•—" "*^-3
^?
0,65
si
гГ?»
^
!" ' """
ЛЯя**
Х^-Ш
._*__
—l_I
—•¦ —
¦ о
1
1
! 1
5
? Цикл/ч
Рис. 2. Зависимость холодопроизводительности от
[частоты циклов:
Ve — объем испарителя; К, — отношение времени работы
компрессора к времени останова.
постоянными температурами и переменной тепловой
нагрузкой.
Тепловой баланс климатической камеры сводили с
точностью 4%.
Энергетические характеристики и температура
изменялись в зависимости от частоты циклов холодильной
машины (л = 3; 3,75; 5; 7,5 цикл/ч) и продолжительности
ее работы. В начале цикла температура конденсации
низка, затем она быстро возрастает и снова снижается,
достигая своей квазистационарной величины. Таким же
образом изменяется величина потребляемой мощности.
Подобный характер изменения типичен для машин с
капиллярными трубками и зависит от количества хлада-
N,Bm
1280
1260
то
I
J -А—**
кB??-—
0,65
711икл/ч
Рис. 3. Зависимость потребляемой электрической
мощности от частоты циклов.
гента, попадающего в испаритель за период останова
компрессора. Максимальная температура хладагента в
испарителе в конце периода останова компрессора
снижается по мере увеличения частоты цикла, что вызывает
увеличение холодопроизводительности.
Опыты показали, что увеличение емкости испарителя
приводит к повышению холодопроизводительности (рис. 2).
Потребляемая электрическая мощность с
увеличением частоты циклов возрастает (рис. 3).
Статью подготовил А. В. КИТАЙЦЕВ
30

Пример применения теплового насоса «воздух
с холодным климатом
Т. НАГАНО, Д. УЕМАЦУ
Япония
(По материалам доклада на Х1У Меоюдуна*
родном конгрессе по холоду)
Крупные тепловые насосы с винтовыми компрессорами,
использующие наружный воздух в качестве источника
тепла, компактны и высокоэффективны. Однако
значительное затруднение представляет их применение при
низких температурах наружного воздуха вследствие вы-
Ыс
УДК 621.577
1ZX 8°С
Схема теплового насоса «воздух — вода» при работе в
режимах охлаждения (а), нагрева (б) и оттаивания
испарителя (в):
1 — винтовой компрессор; 2 — маслоотделитель; 3 — четырех-
ходовой вентиль; 4 — воздушный теплообменник; 5 — ресивер;
6 — регулирующий вентиль; 7 — водяной теплообменник; Si—
аккумулятор; 9 — дополнительный водяной теплообменник;
Ю — обратный вентиль; // — автоматический регулирующий
вентиль; 12 — запорный вентиль; 13 — обводной вентиль.
падения инея на поверхности испарителей и снижения
теплопроизводительности.
Этот недостаток устранен авторами благодаря
устройству обводного трубопровода (с вентилем), по которому
для оттаивания испарителя перепускается горячий газ
из конденсатора.
Работоспособность теплового насоса проверена на
опытной установке при температуре наружного
воздуха —2°С.
Теплопроизводительность теплового насоса 450 тыс.
ккал/ч, мощность электродвигателя 200 кВт,
компрессор винтовой, теплообменник «воздух — хладагент»
(испаритель) ребристо-трубчатый с увеличенной примерно
на 30% площадью поверхности, теплообменники
«хладагент — вода» (конденсаторы) кожухотрубные, сухого типа.
-вода» в районе
CsJo
cJo
9RT
фЛГ.
Схема теплового насоса «воздух — вода» при работе
в режимах охлаждения, нагрева и оттаивания
испарителя показана на рисунке. Знаком минус отмечены
закрытые вентили. При оттаивании испарителя обводной
вентиль на трубопроводе по команде датчика
температуры, установленного на выходе из испарителя,
автоматически открывается, а по окончании оттаивания
закрывается (соответственно закрывается, а затем открывается
запорный вентиль). Работа в цикле оттаивания не
отражается на температуре горячей воды. Удалось устойчиво
получать воду с температурой 45°С.
Статью подготовил доктор техн. наук,
проф. Е. Е. КАРПИС
50
20

УДК 628.84:621.874
Кондиционирование воздуха в кабинах мостовых кранов
Т. БРЛТЕК
Польша
(По материалам доклада на Х1У
Международном конгрессе по холоду)
Теплотехническим институтом (г. Лодзь) исследован
температурно-влажностный режим в кабинах 20
мостовых кранов на шести металлургических заводах.
Оказалось, что температура воздуха, омывающего
кабину крана, колеблется от 40 до 80°С при работе крана
непосредственно над открытой печью, максимальная
температура окружающего воздуха может достигать
170°С. Средняя температура воздуха внутри некондицио-
нируемой кабины колеблется в пределах 48—90°С
Запыленность воздуха достигает 1750—2800 частиц/см3
в зависимости от местоположения кабины, содержание
С02— 1,3—1,6 мг/л, СО — 0,001—0,0014 мг/л и S02 —
0,0015—0,0016 мг/л. Интенсивность облучения
изменяется в пределах от 2,1 до 4,9 кал/(см2-мин).
Рекомендуется применять в конструкции кабин
теплозащитные стекла, отражающие экраны и вентилируемые
воздушные прослойки. Целесообразно уменьшение
поверхности остекления до 3 м2 и менее (вместо 7,5 м2 в
существующих кабинах).
^Необходимо использовать хладагенты с
максимальной температурой и минимальным давлением
конденсации. Система автоматики должна обеспечивать широкий
-\L*WJt
Рис. 1. Схема первой экспериментальной установки
кондиционирования воздуха в кабине крана:
/ — конденсатор; 2 — осевой вентилятор; 3 — клапан высокого
давления; 4 — клапан низкого давления; 5 — компрессор;
6 — угольный фильтр; 7 — вентилятор; 8 — воздушный фильтр;
9 — дроссель-клапан; 10 — испаритель; а — обдув
межстекольного пространства; б—обдув оператора крана; р.
е.—рециркуляционный воздух; н. е. — наружный воздух.
Рис. 2. Схема второй экспериментальной установки
кондиционирования воздуха в кабине крана:
/ — электродвигатель; 2 — ресивер; 3 — конденсатор; 4
вентилятор конденсатора; 5 — компрессор; 6 — клапаны
высокого и низкого давления; 7 — вентиль; 8 — испаритель; 9 —
вентилятор; 10 — воздушный противопыльный фильтр; // —
фильтр-поглотитель; Т — датчик температуры; Р — реле;
трубопроводы парообразного хладагента; —•—
воздушные каналы; н. в. — наружный воздух; р. в. —
рециркуляционный воздух.
диапазон регулирования и обладать повышенными
противоударными свойствами.
В ПНР выпускаются несколько типов крановых
кондиционеров. В этих кондиционерах компрессор и
конденсатор холодильной машины сблокированы и вынесены
из кабины. На входе воздуха в кабину последовательно
установлены угольный фильтр- поглотитель и матерчатый
противопыльный фильтр. Часть обработанного воздуха
поступает в кабину через воздухораздающее устройство
с регулируемыми лопатками, а другая часть, минуя
испаритель, — в межстекольное пространство (рис. 1).
Крановый кондиционер KS-5A выполнен в виде
единого агрегата. Он устанавливается рядом с кабиной
крана и связан с ней приточным и рециркуляционным
воздуховодами (рис. 2).
Оба кондиционера испытаны в натурных условиях.
Во время работы крана непосредственно над открытой
печью в кондиционируемой кабине средняя температура
воздуха не превышала 35,7°С.
Техническая характеристика кондиционера KS-5A
представлена ниже.
Техническая характеристика кондиционера К5-5А
Холодопроизводительность при
температуре кипения 5°С и температуре
конденсации 75°С, ккал/ч
Давление, кгс/см2
кипения
конденсации
Хладагент
Производительность по воздуху, м3/ч
Максимальная окружающая
температура, °С
Установленная мощность, кВт
Габаритные размеры, мм
кондиционера 1600 X1450 х 800
конденсатора 1200 X 1200x800
Статью подготовил Л. В. КИТАЙЦЕВ
9000
3,7
21,1
Фреон-12
1500
60
7
51

ОБМЕН ОПЫТОМ
УДК 621.355
Охлаждение тяговых
аккумуляторных батарей
при зарядке
Е. И. СУРИН, канд. техн. наук М. А. ЧЕРТКОВ,
П. ф. НЕВАЖАЙ, В. Ф. БЕЛЕЙ
Калининградский технический институт рыбной
промышленности и хозяйства
Система естественного воздушного охлаждения
тяговых аккумуляторных батарей не
обеспечивает требуемого температурного режима
аккумуляторов !при их ежесуточной работе.
В последние годы применяются аккумуляторы
в полиэтиленовых корпусах, для которых может
быть использована наиболее эффективная
система водяного охлаждения. Один из вариантов
водяного охлаждения — применение водяной
рубашки.
Если в качестве водяной рубашки
использовать свободный объем между аккумуляторами
тяговых батарей при их обычном расположении,
то теплоемкость рубашки составит 15—25%
v7 м/с
Зависимость нагрева аккумуляторов батареи 22ТНЖК-
400П-У2 в конце зарядки ( /=90А) при различных
скоростях циркуляции воды в каналах между аккумуляторами:
1—3 — аккумуляторы; — опытные кривые; —
расчетная кривая; точками обозначены опытные точки нагрева
аккумуляторов.
теплоемкости аккумуляторов. Применение
такой водяной рубашки не приведет к
существенному улучшению условий охлаждения по
сравнению с воздушным охлаждением, поэтому для
увеличения эффективности этой системы
необходимо значительно увеличивать размеры
батарейного ящика.
Проточная система водяного охлаждения
может быть применена только при зарядке тяговых
аккумуляторных батарей. Однако ее высокая
эффективность позволяет значительно снизить
температуру аккумуляторов в конце зарядки.
В этом случае суточный тепловой режим батарей
будет соответствовать требованиям инструкции
по их эксплуатации.
Анализ расчетов, а также результаты
испытаний батарей 22ТНЖК-400П-У2 (см. рисунок)
показали, что увеличение скорости воды в
каналах между аккумуляторами более 2* 10~~3 м/с
не улучшает условий охлаждения, так как при
больших скоростях воды теплоотдача в основном
определяется тепловым сопротивлением
полиэтиленового корпуса. При оптимальной скорости
воды в каналах @,3-т-0,5) •10~3 в конце зарядки
температура аккумуляторов превышает
температуру воды на выходе не более чем на 6—4°С.
На основании результатов исследования
систем охлаждения тяговых аккумуляторных
батарей можно сделать следующие выводы.
Система естественного воздушного
охлаждения не обеспечивает необходимого суточного
теплового режима тяговых аккумуляторных
батарей.
Применение водяной рубашки без увеличения
размеров батарейного ящика не улучшает
существенно эффекта охлаждения по сравнению
с естественным охлаждением.
Применение проточной системы водяного
охлаждения гарантирует необходимый тепловой
режим батарей, причем вполне достаточно
использовать эту систему во время паузы между
разрядкой и началом зарядки, а также во время
зарядки.
52

УДК 621.56/:57
Непрерывный автоматический
контроль расхода жидкого
фреона при испытаниях
малых холодильных машин
Давление в камере передается сильфону, на
который снизу действует только статическое
давление. Ударное давление /?уд связано с
объемным расходом Q зависимостью
Руд — W2 i
где р — плотность жидкости;
ад — площадь поперечного сечения напорного сопла.
А. Л. ЧЕРНЯК, канд. техн. наук О. И. БОГДАНОВ
Харьковское опытно-конструкторское бюро
холодильных машин
Канд. техн. наук В. М. ЛЕВИН
Харьковский политехнический институт
Одним из основных параметров, определяемых
при испытании холодильных машин, является
расход хладагента.
В малых машинах расход обычно измеряют
электрокалориметрическим методом [1],
предусматривающим включение в измерительную
схему электрического калориметра, который
выполняет роль тепловой нагрузки. Пользуясь
уравнениями теплового баланса, составленными
для калориметра и конденсатора, определяют
расход хладагента, циркулирующего в системе.
Калориметрический метод безусловно
достоверный.
Вместе с тем желательно создать аппаратуру
для непрерывного непосредственного
автоматического контроля расхода, его регистрации и,
ори необходимости, интегрирования. Это
позволит резко сократить длительность опыта и
высвободить часть персонала, занятого испытаниями.
Для практических работ были выбраны
серийный ротаметр типа РЭ, относящийся к
расходомерам обтекания [2], и расходомер,
основанный на новом струйном методе измерения
расхода (см. рисунок).
В ротаметре РЭ перемещение поплавка
преобразуется в сигнал переменного напряжения,
которое поступает к серийному вторичному
прибору типа КСД, снабженному шкалой и
регистрирующим устройством. Ротаметр РЭ предельно
прост, допускает измерение малых расходов в
нужном диапазоне. Его недостатки — большая
погрешность при колебаниях вязкости и
нелинейность шкалы.
Принцип действия струйного расходомера
основан на том, что в качестве величины,
пропорциональной расходу, используется ударное
давление струи [3]. Фреон поступает в
приемный штуцер (см. рис. б) с калиброванным
соплом, выходящая из него струя ударяет в приемное
сопло и входит во внутреннюю камеру, давление
в которой больше давления жидкости на
величину ударного давления струи.
Принципиальная схема ротаметра РЭ (а) и струйного
расходомера (б).
Усилие, развиваемое сильфоном,
уравновешивается измерительной пружиной, а
перемещение передается плунжеру выходного
преобразователя. Как и в схеме ротаметра РЭ,
струйный расходомер работает с серийным
показывающим и регистрирующим прибором типа ВФС.
В Харьковском опытно-конструкторском
бюро холодильных машин в целях сравнения
работы этих приборов на жидком фреоне их
предварительно тарировали на жидкости —
заменителе и согласовывали с показаниями
соответствующих вторичных приборов.
Приборы исследовали на калориметрическом
стенде для испытания компрессора холодопроиз-
водительностью до 2000 ккал/ч. Присутствие
жидкой фазы определяли визуально, через
смотровое стекло.
Оба расходомера на протяжении трех
месяцев находились в опытной эксплуатации.
Эксплуатация расходомера РЭ в диапазоне
расходов от 9 до 50 кг/ч свидетельствует о том,
что зависимость его показаний от расхода фреона
по данным калориметрического метода
отклоняется от линейной в пределах ±10%.
53

Струйный расходомер, работающий в
комплекте со вторичным прибором ВФС, дал
гораздо более точные результаты. Погрешность
составила примерно 1 % от текущего значения
расхода E0—100 кг/ч).
Результаты выполненного эксперимента
подтвердили удобстве автоматического
непрерывного контроля расхода жидкого фреона с
помощью струйного расходомера при
лабораторных исследованиях и испытаниях макетных и
опытных образцов. При сдаточных испытаниях
НОВЫЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ
(HL82600B1)l652478/24-6B2J9.04.7lE1)F25bl5/06;F25b
49/00E3N21.575G2) И. Я- КОЛЕСНИКОВ, В. Н.
КОЧЕТКОВ, В. Д. РАДЧЕНКО, Л. В. СИРИКОВ, А. В.
СОКОЛОВ, Е. И. ЯЛИМОВА
E4) 1. СПОСОБ РЕГУЛИРОВАНИЯ
ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ АБСОРБЦИОННОЙ ХОЛОДИЛЬНОЙ
УСТАНОВКИ, преимущественно бромистолитиевой, с испарителем
для охлаждения теплоносителя, абсорбером для
поглощения паров хладагента крепким раствором, генератором
для выпаривания хладагента из слабого раствора и
теплообменником — регенератором тепла между растворами,
отличающийся тем, что, с целью упрощения
эксплуатации, часть слабого раствора после теплообменника —
регенератора отбирают, смешивают ее с крепким
раствором, направляемым через теплообменник — регенератор
в абсорбер, для изменения на входе в последний
концентрации абсорбционной способности раствора.
2. Способ по п. 1, отличающийся тем, что количество
отбираемой части слабого раствора регулируют по
импульсу температуры теплоносителя, поступающего в
испаритель.
A1 L82601 B1I967478/24-6B2) 19.10.73E1) F25bl 9/ 02; F25d
7/00E3N21.565.58G2) И. Т. ЭЛЬПЕРИН, С. Г.
РОМАНОВСКИЙ, Т. И- ЭЛЬПЕРИН G1) Ордена трудового
Красного Знамени институт тепло- и массообмена АН
Белорусской ССР
E4) 1. СПОСОБ КОНТАКТНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ,
путем изменения агрегатного состояния рабочего вещества,
например, воды, жидкого водорода, при его
соприкосновении с охлаждаемой поверхностью, отличающийся тем,
что, с целью интенсификации процесса теплообмена,
рабочее вещество диспергируют с помощью инертной
среды, например воздуха, гелия, и контакт
образующейся дисперсной системы с поверхностью осуществляют при
ее струйной подаче со сверх- или дозвуковой скоростью.
2. Способ по п. 1, отличающийся тем, что, с целью
повышения экономичности, образующиеся в процессе
охлаждения поверхности пары рабочего вещества
конденсируют и полученную жидкость возвращают на
диспергирование.
3. Способ по пп.1 и 2, отличающийся тем, что теплоту
конденсации паров рабочего вещества используют для
производства механической (электрической) энергии.
используется обычный калориметрический
метод.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Якобсон В. Б. Методы испытания малых
фреоновых холодильных компрессоров. — «Холодильная
техника», 1964, № 5, с. 60—65; 1965, № 1, с. 49—53.
2. Захаров В. С. Применение ротаметра для
измерения малых расходов фреона. — «Холодильная техника»»
1973, № 12, с. 25—28.
3. Л е в и н В. М. Расходомеры малых расходов для
схем промышленной автоматики. М., «Энергия», 1972.
A1L84100B1I955405/27-11B2H1.08.73
E1)B60h3/04E3N29.113.06:628.8
G2) В. А. МИХАЙЛОВ
E4) 1. ОХЛАДИТЕЛЬ ВОЗДУХА преимущественно для
кабины трактора, содержащий устройство для создания
потока очищенного от пыли воздуха, щелевую
испарительную насадку с'воздушными и водяными каналами,
отделенными друг от друга стенками из микропористых
пластин, одна сторона которых гладкая, а другая
снабжена жесткими ребрами, и систему подачи воды к насадке
с поддоном под ней, отличающийся тем, что, с целью
повышения эффективности охлаждения, упрощения
конструкции и улучшения компоновки, водяные каналы
выполнены в виде капиллярных!щелей, образуемых
попарно сложенными гладкими сторонами] микропористых
пластин.
2. Охладитель по п. 1, отличающийся тем, что нижняя
часть насадки погружена в поддон.
A1L84369B1I959134/24-6B2J8.08.73
E1)F25bll/00E3N2l.5l5:621.57.012.4
G2) Б. А. АНТИПЕНКОВ, А. Б. ДАВЫДОВ, Е. П.
КРЫЛОВ, Э. П. НАГАЙЦЕВА и Г. А. ПЕРЕСТОРОНИН
E4). 1. ТУРБОДЕТАНДЕР для охлаждения влажного
газа, содержащий установленные в корпусе сопловой
аппарат и центростремительное турбинное колесо
диагонального типа, отличающийся тем, что, с целью
повышения эффективности влагоотделения, в зазоре между
корпусом и лопатками турбинного колеса расположены
кольцевые влагозаборные элементы, образующие
покрывную щеку лопаток с каналами для отвода влаги.
2. Турбодетандер по п. 1, отличающийся тем, что
влагозаборные элементы имеют козырьки, отогнутые
навстречу потоку газа с образованием зазора между
покрывной щекой и лопатками, уменьшающегося в
направлении от периферии козырька к его основанию.
3. Турбодетандер по п. 1, отличающийся тем, что
влагозаборные элементы выполнены из пористого материала
и разделены кольцевыми газонепроницаемыми
перегородками.
4. Турбодетандер по п. 1, отличающийся тем, что
влагозаборные элементы выполнены в виде колец L-образ-
ного сечения из листового материала.
54

КОНСУЛЬТАЦИЯ
Новые противопожарные
требования к холодильникам
М. И. БОБРОВНИКОВ
Главное управление пожарной охраны МВД СССР
Постановлением Госстроя СССР были введены
взамен ранее действовавших главы СНиП, в
которых содержатся противопожарные
требования к холодильникам. Так, глава СНиП II-M.
2—72 «Производственные здания промышленных
предприятий. Нормы проектирования» (взамен
СНиП II-M.2—62) определяет характеристику
производств и категорию их по взрывной,
взрывоопасной и пожарной опасности в зависимости
от обращающихся в производствах веществ.
Категории производств (по взрывной, взрыво-
пожарной и пожарной опасности следует
принимать по нормам технологического
проектирования холодильников или по сцепиальным
перечням, устанавливающим категории взрывной,
взрывопожарной и пожарной опасности,
утвержденным министерствами или ведомствами, в
ведении которых находятся проектируемые
холодильники.
Взамен главы СНиП П-П.2—62 введена
новая глава СНиП 11-105—74 «Нормы
проектирования. Холодильники». В новой редакции
СНиП степень огнестойкости зданий
холодильников (в зависимости от их емкости)
квалифицируется по-прежнему. Однако
предусматривается, что основные конструкции зданий
холодильников II степени огнестойкости должны
быть выполнены несгораемыми, перекрытия над
подвалами зданий холодильников IV и V
степени огнестойкости — несгораемыми с пределом
огнестойкости 0,75 ч.
К размещению помещений машинных и
аппаратных отделений аммиачных холодильных
установок предъявляются следующие
требования:
указанные помещения должны располагаться
в одноэтажных пристройках II степени
огнестойкости, сблокированных с холодильником и
отделенных от него противопожарными стенами;
допустимо расположение их на первом этаже
зданий холодильников и производственных
зданий I и 11 степени огнестойкости и отделение от
других помещений несгораемыми стенами с
пределом огнестойкости 0,75 ч;
площадь оконных проемов следует принимать
не менее 0,03 м2 на 1 м3 объема помещения, что
обеспечивает выполнение требования о наличии
в помещениях взрывоопасных производств легко-
сбрасываемых конструкций.
Более жесткие требования предъявляются как
к аварийной, так и к рабочей вытяжной
вентиляции, электродвигатели и вентиляторы которых
необходимо предусматривать во взрывоопасном
исполнении.
Производственные и вспомогательные здания
и помещения должны отделяться от зданий
холодильников III—V степени огнестойкости
противопожарными стенами, а от зданий и помещений
холодильников I и II степени огнестойкости —
несгораемыми стенами и перегородками с
пределом огнестойкости 0,75 ч.
Наружные стены зданий холодильников I и
II степени огнестойкости должны быть из
кирпича, железобетонных панелей или естественных
камней.
Требования к устройству противопожарных
поясов в теплоизоляции остались прежними.
При использовании теплоизоляции из
сгораемых материалов она должна защищаться со
стороны помещений штукатуркой по стальной
сетке или асбестоцементными прессованными
листами толщиной не менее 8 мм.
Площадь незащищенной в процессе
производства работ теплоизоляции не должна превышать
700 м2.
Пароизоляционные слои в противопожарных
поясах должны выполняться из несгораемых
материалов.
Внутренний противопожарный водопровод в
зданиях холодильников не предусматривается.
Расчетный расход воды на наружное
пожаротушение следует принимать как для
пожароопасных производств категорий В. В зданиях
холодильников обязательно устройство
сигнализации — пожарной, охранной и безопасности
в холодильных камерах.
55

НОВЫЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1L84370B1I968073/24-6B2J2.10.73
E1)F25b41/00;F25dl7/02;Fl7c3/02
E3N21.574-224.7G2) Ф. И. ДАВЫДОВ и А. С. БУРЛАК
E4) РЕСИВЕР ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ
с промежуточным хладоносителем, содержащий корпус
с патрубками в нижней его части для ввода теплого и
вывода охлажденного хладоносителя, отличающийся тем,
что, с целью повышения экономичности, к патрубку ввода
теплого хладоносителя подсоединен трубопровод,
подключенный к верхней части корпуса и имеющий сечение,
в несколько раз превышающее сечение патрубка ввода
теплого хладоносителя.
A1L85287B1I992593/24-6B2H1.02.74E1) F25b9/02E3)
621.565.3G2) Г. И. ВОРОНИН, А. Д. СУСЛОВ, Ю. В.
ЧИЖИКОВ и А. В. МУРАШКИН G1) Ордена Ленина и
ордена Трудового Красного Знамени высшее техническое
училище им. Н. Э. Баумана
E4) 1. СПОСОБ ОХЛАЖДЕНИЯ ГАЗА В ВИХРЕВОЙ
ТРУБЕ путем разделения сжатого газа на горячий и
холодный потоки, охлаждения горячего потока и
последующего его разделения вдополнительной вихревой
трубе, установленной на одной оси с основной трубой,
отличающийся тем, что, с целью повышения
термодинамической эффективности, разделение охлажденного потока
ведут в реверсивном режиме с получением холодного
потока, который отводят потребителю совместно с
холодным потоком основной трубы по ее оси.
2. Способ по п. 1, отличающийся тем, что в
зависимости от климатических условий перед охлаждением от
горячего потока основной трубы отбирают его часть и
сбрасывают ее в окружающую среду.
3. Способ по п. 1, отличающийся тем, что
осуществляют регулирование холодопроизводительности и
температуры суммарного холодного потока обеих труб
изменением гидравлического сопротивления дополнительной
трубы.
A1L85289B1I975658/24-6B2I1.12.73E1) F25bl5/16;
F25M7/08E3N21.57.013G2) Р. Г. АМАМЧЯН, Е. В.
ВАГИН, И. И. ГИЛЬМАН и Б. А. ЧЕРНЫШЕВ
E4) СПОСОБ ПОЛУЧЕНИЯ НИЗКОТЕМПЕРАТУРНОГО
ХОЛОДА путем насыщения адсорбента газом, например
неоном, и последующей его десорбции, отличающийся
тем, что, с целью повышения экономичности, десорбцию
газа ведут замещением его другим газом с меньшим
удельным весом и более низкой температурой кипения,
например гелием.
A1L86190B1) 1740967/24-6B2J6.01.72E l)F25b9/02E3)
621.565.3G2) Р. X. МУХУТДИНОВ и О. И. ПРОКОПОВ
G1) Уфимский нефтяной институт
E4) 1. ВИХРЕВАЯ ТРУБА, содержащая корпус с
сопловым вводом и размещенный в нем с кольцевым зазором
цилиндрический насадок с центральным отверстием для
вывода холодного потока, отличающаяся тем, что, с целью
повышения термодинамической эффективности, в насадке
выполнен спиральный канал, подключенный к сопловому
вводу и имеющий тангенциальный вывод в кольцевой
зазор.
2. Труба по п. 1, отличающаяся тем, что насадок
снабжен обтекателем.
(HL852?6B1)US24l7/24-6B2H2.0l.74E1)F28dl5/00;
F25bl9/02;F25d7/00E3N2l.565.58G2) Ю. Ф.
ГЕРАСИМОВ, Ю. Ф. МАЙДАНИК, Г. Т. ЩЕГОЛЕВ, В. М.
КИСЕЛЕВ, Г. А. ФИЛИППОВ и Л. Г. СТАРИКОВ
E4) ТЕПЛОВАЯ ТРУБА, содержащая конденсационную
и испарительную камеры с капиллярно-пористой
насадкой, соединенные паропроводом и конденсатопроводом,
отличающаяся тем, что, с целью увеличения тепловой
мощности, конденсационная камера выполнена в виде
соосно установленных один в другом цилиндров,
заглушённых с торцов, а капиллярно-пористая насадка
испарительной камеры — в виде двух симметрично
размещенных относительно паропровода элементов,
образующих при стыковке полость, в зоне которой насадка
снабжена радиальными каналами, а конденсатопровод имеет
разветвление для подвода теплоносителя с торцов
испарительной камеры к каждому элементу насадки.
A1L86191B1I966235/24-6B2J6.10.73El)F25b9/02;
F24f3/08E3N28.84G2) В. Г. ВОРОНИН, В. Е. КАЛЬ,
Б. А. КОНОНОВ, Л. П. ЛЕВИН, А. Т. СМОЛЬСКИЙ
и Ю. В. ЧИЖИКОВ
E4) 1. КОНДИЦИОНЕР, содержащий герметичный
сосуд с водой, к паровому пространству которого
подключен всасывающий патрубок вихревого эжектора, и
помещенный в водяное пространство сосуда змеевик,
соединенный одним концом с магистралью сжатого воздуха,
а другим — с рабочим соплом эжектора, отличающийся
тем, что, с целью снижения температурного уровня
воздуха, в водяном пространстве сосуда размещена
вихревая труба, включенная в линию связи змеевика с
рабочим соплом эжектора.
2. Кондиционер по п. 1, отличающийся тем, что, к
рабочему соплу эжектора подключен холодный конец
трубы.
3. Кондиционер по п. 1, отличающийся тем, что к
рабочему соплу эжектора подключен горячий конец трубы,
и на линии их соединения установлен дополнительный
змеевик, размещенный в водяном пространстве сосуда.
56

<11) 486193 B1) 1946478/24-6 B2) 17.07.73 E1) F 25b
11/00; F 24f 1/02 E3) 621.56/.59 G2). В..И. ПРОХОРОВ
G1) Центральный научно-исследовательский и проектно-
экспериментальный институт промышленных зданий и
сооружений
E4) УСТАНОВКА ДЛЯ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ
ВОЗДУХА, содержащая последовательно соединенные
трубопроводом компрессор, рекуперативный теплообменник,
установленный в воздуховоде регенеративного воздуха,
снабженном вентилятором, детандер и систему воздухо-
распределения, отличающаяся тем, что, с целью
уменьшения расхода электроэнергии при одновременном
повышении степени взрывобезопасности, на валу вентилятора
установлена воздушная турбина, входной патрубок
которой присоединен к трубопроводу между рекуперативным
теплообменником и детандером, а выходной — подключен
к трубопроводу между детандером и системой воздухо-
распределения и к воздуховоду — перед рекуперативным
теплообменником, а также присоединен к
дополнительному воздухораспределителю.
<11) 486735 B1) 1853739/28-13 B2) 06.12.72 E1) A 23b-
1/06; F 25d 13/06 E3) 637.513.8:621.565.3G2)
В. Д. ТРОПП, В. А. ГАЛУЩЕНКО, Д. Н.
ИЛЬИНСКИЙ, А. И. ТАУБЕР, Г. К. БАБАНОВ, И. П. ТКА-
ЧЕНКО, В. В. КУЛИК и В. Н. КАБАН G1)
Украинский научно-исследовательский институт мясной и
молочной промышленности и Украинский
научно-исследовательский и конструкторский институт продовольственного
машиностроения.
E4) 1. УСТАНОВКА ДЛЯ ОХЛАЖДЕНИЯ ПИЩЕВЫХ
ПРОДУКТОВ,
например колбасных изделий, включающая устройство
предварительного охлаждения жидкостью, камеру
окончательного воздушного охлаждения с расположенным
внутри нее транспортирующим конвейером и системой
воздуховодов, отличающаяся тем, что, с целью
интенсификации процесса охлаждения, регулируемого подвода
и отвода воздуха по всем ветвям конвейера и обеспечения
непрерывности процесса охлаждения, устройство
предварительного охлаждения жидкостью расположено вне
камеры и включает в себя горизонтальный роликовый
транспортер, расположенное над ним приспособление для
тонкодисперсного распыления охлаждающей жидкости,
механизм для принудительного снятия капель жидкости
с поверхности изделий и вертикальный цепной транспортер
с шарнирно подвешенными люльками для самоиспарения
влаги с поверхности изделий, а камера окончательного
воздушного охлаждения снабжена диффузором на входе
воздуха в камеру и конфузором на его выходе, а также
соплами, установленными между ветвями конвейера и
связанными с системой воздуховодов, при этом диффузор
и конфузор снабжены направляющими перегородками и
поворотными заслонками, образующими отдельные
каналы для подачи воздуха вдоль каждой ветви конвейера.
2. Установка по п. 1, отличающаяся тем, что
приспособление для тонкодисперсного распыления жидкости
выполнено в виде нескольких параллельно расположенных
коллекторов с распылителями, причем каждый коллектор
отделен от предыдущего перегородками.
3. Установка по пп. 1 и 2, отличающаяся тем, что
камера окончательного воздушного охлаждения снабжена
на входе и выходе изделий шлюзовыми затворами
барабанного типа, каждый из которых снабжен
ограничительной огибающей пластиной.
A1) 486736 B1) 1982459/28-13 B2) 03.01.74 E1) A 23b
3/06 E3) 664.95.2.05 G2) В. В. ЕГОРШИН, И. Г. ВА-
ЛЯВИН и В. Т. ПОДПОРИН G1) Центральное проектно-
конструкторское и технологическое бюро
E4) 1. УСТРОЙСТВО ДЛЯ ДЕФРОСТАЦИИ БЛОКОВ
РЫБЫ И ПОСОЛА,
содержащее ванну, патрубок для подачи тузлука,
расположенные в верхней части ванны приспособления для
перемещения и кантования рыбы и сетчатый тузлукоотде-
литель, отличающееся тем, что, с целью интенсификации
процесса, в ванне имеется решетка для направленного
перемещения блоков рыбы, а каждое приспособление для
перемещения и кантования рыбы состоит из укрепленных
на горизонтальном валу рамки с толкателями и
размещенной в ней призмы.
2. Устройство по п. 1, отличающееся тем, что
толкатели смонтированы по длине рамки и представляют собой
эластичные пластины.
3. Устройство по п. 1, отличающееся тем, что рамка и
призма укреплены на валу с возможностью вращения с
различными скоростями и реверсирования.

ХРОНИКА
Заседание секции Научного совета ГКНТ
в Харькове
С 20 по 23 октября 1975 г. в Харькове
состоялось заседание секции
«Разработка методов сублимационного и
криогенного консервирования
пищевых продуктов и биологических
материалов» Научного совета по
проблеме «Производство и применение
искусственного холода в отраслях
пищевой промышленности, торговле и на
транспорте» Государственного комитета
Совета Министров СССР по науке и
технике.
Заседание открыл председатель
секции проф. Э. И. Каухчешвили.
На секции был заслушан доклад
директора Физико-технического
института низких температур АН УССР
(ФТИНТ) акад. Б. И. Веркина по
вопросу производства глубокого
холода на основе энергии природного
газа и возможности применения этого
эффекта в пищевых отраслях
промышленности и торговле.
Докладчик ознакомил членов
секции с предварительными данными
по замораживанию в жидком азоте
мясопродуктов, которое
осуществлялось на экспериментальной
установке ФТИНТа и в опытной азотной
морозильной камере Богодуховского
мясокомбината (Харьковская область).
С сообщениями о биохимических
и биологических исследованиях
продуктов, замороженных в жидком
азоте, выступил директор Института
проблем криобиологии и криомедицины
АН УССР проф. Н. С. Пушкарь.
Сообщения акад. Б. И. Веркина
и Н. С. Пушкаря вызвали большой
интерес и оживленную дискуссию, в
которой приняли участие профессора
Э. И. Гуйго, А. А. Гухман, А. М.
Бражников, доц. А. Ф. Еникеев и др.
Секция одобрила работы по
интенсивному з амораживанию мясной
продукции (свиные и говяжьи
полутуши) в жидком азоте, проведенные
группой украинских
научно-исследовательских организаций.
Предложения по использованию
энергии природного газа для
получения глубокого холода и его
применения в различных отраслях народного
хозяйства доведены до сведения
Госкомитета Совета Министров СССР
по науке и технике. Образована
Временная научно-техническая комиссия
для подготовки соответствующих
предложений.
Секция заслушала сообщения
специалистов о работах в области
энергоподвода при сублимационном
консервировании, методах хранения и
восстановления пищевых продуктов
и биологических материалов после
сублимационной сушки и криогенного
консервирования и ход выполнения
заданий координационного плана.
В решении секции указывается, что
в настоящее время выяснены основные
вопросы техники и технологии
сублимационной сушки, намечены
конкретные пути внедрения в практику
криогенного консервирования пишевых
продуктов и биологических материалов.
Вместе с тем отмечается отсутствие
машиностроительной базы для
выпуска сублимационного оборудования,
а также недостаточное внимание
отраслевых институтов к вопросам
технико-экономической оценки
различных методов холодильного
консервирования.
Основная задача на ближайшее
время в области развития
сублимационной техники — промышленное
внедрение трехблочной сублимационной
установки на Детчинском
экспериментальном заводе овощных концентратов и
создание отечественной установки
непрерывного действия.
Секция рассмотрела и
представила в ГКНТ план развития и
внедрения исследований и
опытно-конструкторских работ в области
использования криогенной техники в
отраслях пищевой промышленности.
Принято решение просить Министерство
высшего и среднего специального
образования СССР рассмотреть вопрос
об организации выпуска инженеров-
криобиологов.
Николай Константинович Покровский
10 ноября 1975 г. на 80-м году жизни скончался один из
старейших советских холодильщиков Николай
Константинович Покровский.
После окончания Московского института народного
хозяйства им. Г. В. Плеханова Николай
Константинович работал главным инженером Московского
холодильника № 1, а затем длительное время возглавлял
технический отдел Главхладопрома и впоследствии Главхоло-
да. На этом посту он много сделал для повышения уровня
технической эксплуатации холодильников. Его труд был
о тмечен правительственными наградами — орденом «Знак
Почета» и медалями.
Широкую известность Н. К. Покровскому принесли
его книги: «Руководство для машинистов холодильных
установок» (три издания) и «Холодильные машины и
установки» (два издания). По этим книгам учились тысячи
специалистов-холодильщиков.
Светлую память о Николае Константиновиче
Покровском навсегда сохранят его друзья и ученики.
S8

новости
ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
УДК 637.5'6/'64.037
Новые данные к выбору
условий охлаждения мяса
Доктор техн. наук, проф. Г. Б. ЧИЖОВ
Ленинградский технологический институт холодильной
промышленности
Выбор рациональных условий охлаждения мяса
продолжает привлекать внимание исследователей в Советском
Союзе и в зарубежных странах. Это подчеркивает
актуальность задачи, тем более, что достигнутая полнота ее
решения не признается достаточной, а достоверность
имеющихся решений — безупречной.
После примерно сорокалетнего перерыва В. Тамм
[1,2] вернулся к задаче о рациональных условиях
охлаждения мяса. Первые работы его были отмечены в свое
время в книге М. В. Тухшнайда [3].
В новом исследовании осуществлены теплофизические
расчеты, согласованные с экспериментальным материалом
и выполненные с помощью широко известного метода
конечных разностей при одномерном распространении
тепла, разработанного Е. Шмидтом еще в 1924 г. и
описанного позже во многих руководствах и учебниках [4].
Особенность использования В. Таммом метода Шмидта
состоит в том, что направляющая точка постепенно
сдвигается при охлаждении мяса вследствие сокращения мас-
сопереноса по мере уменьшения разности температур
поверхности мяса и охлаждающего воздуха. При этом
снижается общий коэффициент теплоотдачи, включающий
теплоперенос за счет испарения влаги.
В изложении решений, примеры которых приводятся в
работе [1], представлены интересные вспомогательные
данные.
В отличие от обычной записи формулы Юргеса,
коэффициент теплоотдачи а, ккал/(ч-м2«°С), конвекцией при
охлаждении мяса оказался равным
ос = 2,0+ 1,2 v,
где v — скорость воздуха, м/с.
Полученное соотношение между толщиной бедра D (см)
и массой G (кг) для свиных туш было:
?)= G°.e0e.
При этом отмечено, что для туш других убойных
животных приводимое соотношение также приблизительно
справедливо.
\ В переносе тепла и массы разные части поверхности
туш участвуют не одинаково активно. Площадь
поверхности туш Fq, участвующая в теплопереносе, всегда
больше, чем площадь поверхности Fv, участвующая в массо-
переносе. Данные о величине Fq в работе [1], к
сожалению, отсутствуют, но для F, (м2) дается выражение,
применимое к тушам различных убойных животных:
Fv 0,23
G - D '
В. Тамм считает, что для общего представления о теп-
лофизических эффектах охлаждения решающее значение
имеет достаточно точное знание процессов в первый
период после загрузки мяса в камеру охлаждения. В этот
период происходит наиболее интенсивная теплоотдача и
массоперенос с наибольшими изменениями эффективного
коэффициента теплоотдачи, зависящими от изменений мас-
сопереноса. Нельзя, по мнению В. Тамма, добиться
точного решения задачи об усушке мяса и продолжительности
его охлаждения, избрав средние величины коэффициентов
переноса тепла и массы, характерные для всего процесса.
Расчеты охлаждения свиных туш массой 100 кг от 37°С
до различных конечных температур, проделанные В.
Таммом, подтвердили известную ранее общую картину
сокращения продолжительности процесса со снижением
температуры воздуха и увеличением скорости его движения.
Так, время охлаждения при температуре 0°С до 6°С в
центре бедра сокращается от 19,5 ч в неподвижном
воздухе до 11,6 ч при скорости его движения 2 м/с и до 10,3 ч
при 4 м/с.
Усушка мяса почти не зависит от скорости движения
охлаждающего воздуха, меняясь в том же примере от
1,4% при скорости 2,5 м/с, когда величина усушки
минимальна, до 1,5% при охлаждении мяса в неподвижном
воздухе.
Снижение температуры охлаждающего воздуха
сокращает усушку мяса почти по линейному закону, а угловой
коэффициент тем больше, чем ниже конечная температура
в центре бедра. Например, снижение температуры
воздуха от +3 до —3°С при его скорости движения 1 м/с
сокращает усушку от 1,45 до 1,31% при достижении в центре
бедра температуры 6°С и только от 0,92 до 0,87% при
достижении 18°С.
Изменение относительной влажности воздуха от 1
до 0,7 при конечной температуре в центре бедра 6°С
должно, по расчетам В. Тамма, вызывать увеличение
усушки от 1,34 до 1,46% при незначительном сокращении
времени охлаждения.
Ниже приводятся результаты расчета, полученные при
сравнении охлаждения такого же объекта, как в
приведенном выше примере, до 6°С в центре бедра при
температуре воздуха 0°С и скорости его движения 2 м/с с
вариантом, когда та же туша сначала 3 ч охлаждалась при —8°С
и такой же скорости движения воздуха, а затем при 0°С
и скорости 0,1 м/с.
при 0°С при—8°С и 0°С
Время охлаждениям 11,6 15,2
Усушка (при этом), % 1,42 1,30
Средняя температура поверхнос-
ти°С 9,8 9,3
Охлаждение в воздухе при отрицательных температурах
В. Тамм называет шоковым охлаждением (Schockkuhlung)
в отличие от менее оправданного названия этого способа —
сверхбыстрое охлаждение, часто применяемого в
специальной литературе.
В. Тамм считает, что снижение температуры воздуха
в первой стадии двухстадийного охлаждения и увеличение
длительности этой стадии могло бы дать более
значительное сокращение усушки. Однако, чтобы не произошло
подмерзания поверхностных слоев мяса, должна быть
уменьшена скорость движения воздуха, а это увеличит
общую продолжительность охлаждения еще более, чем в
приведенном примере, сравнительно с охлаждением
при 0°С.
Далее В. Тамм сравнивает охлаждение в одних и тех
же условиях при температуре 0°С и скорости движения
воздуха 0,5 м/с до конечной температуры 6°С в центре
бедра свиных туш массой 100 кг трех видов: I — тощей,
II — жирной с равномерным распределением жира, III —
жирной с односторонним распределением жира (слой)
и приходит к таким результатам:
59

I II III
Время охлаждения, ч 16,7 15,4 18,0
Усушка (при этом), % 1,54 1,27 1,27
Оказывается, что равномерное или одностороннее
распределение жира не влияет на усушку, которая при
охлаждении тощей свинины все же больше, чем при
охлаждении жирной.
В. Тамм высказывает мнение, что увеличение скорости
движения воздуха при охлаждении не следует считать
подходящим способом для снижения усушки мяса, хотя
при этом уменьшается продолжительность процесса.
Усушка мяса сокращается успешнее при снижении
температуры охлаждающего воздуха. Все же охлаждение
мяса при отрицательных температурах воздуха, возможно,
не даст оптимальных результатов, так как нарушается
НОВЫЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1) 489477 B1) 1972333/30-15 B2) 29.11.73 E1) А ОН
25/00 E3) 631.563 G2) С. Н. БРУЕВ G1) Московский
институт народного хозяйства им. Г. В. Плеханова
E4) СПОСОБ ХРАНЕНИЯ КОЧАНОВ СВЕЖЕЙ]
КАПУСТЫ при пониженных температурах, включающий
замораживание ее при температуре от 0 до —5°С с
последующим отеплением перед реализацией, отличающийся
тем, что, с целью продления срока хранения и
сохранения высоких качеств ее, кочаны капусты перед хранением
дренажируют до верхушечной почки.
A1) 489495 B1) 2011925/28-13 B2) 04.04.74 E1) А 23Ь
3/06 E3) 664.8.037.59 G2) А. А. СУББОТИН и А. М.
ЕРШОВ G1) Опытное производственно-техническое
объединение «Техрыбпром»
E4) 1. СПОСОБ ДЕФРОСТАЦИИ МОРОЖЕНЫХ
ПИЩЕВЫХ ПРОДУКТОВ, например рыбы, путем
воздействия на продукт воздушно-водяной смесью,
отличающийся тем, что, с целью интенсификации процесса,
воздушно-водяную смесь подают в виде пульсирующей
струи.
2. Способ по п. 1, отличающийся тем, что
пульсирующую воздушно-водяную струю подают с частотой
2-ИО Гц.
3. Способ по пп. 1 и 2, отличающийся тем, что
воздушно-водяную струю подают при соотношении воды к
воздуху от 1 : 140 до 1 : 170.
(И) 489916 B1) 1983453/24-6 B2) 28.12.73 E1) F 25Ь
1/10 E3) 621.574 C1) ПВ 9052/72 C2) 29.12.72 C3) ЧССР
G2) ЛУДЕК КЛАЗАР и ЯН ШПЛИХАЛ (ЧССР) G1)
ЧКДПрага, Оборовы подник (ЧССР)
E4) 1. ОХЛАДИТЕЛЬНОЕ УСТРОЙСТВО
двухступенчатой компрессионной холодильной установки,
содержащее размещенные в одном корпусе поверхностный и
смесительный теплообменники для регенерации тепла
между жидким хладагентом высокого давления и парами
хладагента промежуточного давления с одной стороны
и кипящим жидким хладагентом промежуточного
давления — с другой, отличающееся тем, что, с целью
повышения эксплуатационной надежности при переменных
холодильных нагрузках, корпус разделен перегородками
благоприятное соотношение между продолжительностью
его охлаждения и усушкой. Увлажнение воздуха в
камерах охлаждения мяса признается нецелесообразным.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Tamm W. «Der Kalte-KHma-Praktiker», 1972,
N 12, S. 380—386; 1973, N 1, S. 2—8.
2. f a m m W. Current trends in refrigerated storage and
transport of perishable foodstuffs, Annexe 1973—6 au
Bulletin de Г I IF. Barcelona, 1973, pp. 91—101.
3. T у x ш н а й д М. В. Холодильная технология,
M., Пищепромиздат, 1935.
4. S с h m i d t E. Beitrag zur technischen Mechanik
und technischen Physik. August Foppel zum 70 Geburt-
stag. Berlin, Springer, 1924.
на три последовательно расположенные полости, одна
из которых служит смесительным теплообменником, во
второй — размещен поверхностный теплообменник, а
третья полость подключена к всасывающей стороне
компрессора второй ступени. — ¦-
2. Устройство по п. 1, отличающееся тем, что к
полости корпуса, служащей смесительным
теплообменником, подключен трубопровод от нагнетательной стороны
компрессора первой ступени, соединенный с линией
жидкого хладагента промежуточного давления.
3. Устройство по п. 1, отличающееся тем, что на
линии жидкого хладагента промежуточного давления
установлен регулирующий вентиль, срабатывающий по
импульсу датчика температуры паров хладагента,
установленного на входе в компрессор второй ступени.
(И) 489917 B1) 1965202/24-6 B2) 24.10.73 E1) F 25Ь
29/00; F 25Ь 9/02 E3) 621.576 G2) Ю. А. ИВАНОВ и
Ю. Я.ДОМНИЧ
E4) УСТАНОВКА ДЛЯ ПРОИЗВОДСТВА ТЕПЛА И
ХОЛОДА, содержащая вихревую трубу и смеситель,
отличающаяся тем, что, с целью улучшения
эксплуатационных характеристик, к смесителю с помощью двух
штуцеров подключен распределительный кран с
поворотным золотником, а остальные четыре штуцера крана
соединены с горячим и холодным концами вихревой трубы
и с атмосферой.
A1) 489926 B1) 1768884/24-6 B2) 07.04.72 E1) F 28d
17/02; F 25b 9/00 E3) 621.565.945 G2) Р. Г. АМАМЧЯН,
Е. В. ВАГИН, И. И. ГИЛЬМАН, А. А. ЖУХОВИЦКИЙ
и Б. А. ЧЕРНЫШЕВ
E4) НАСАДКА НИЗКОТЕМПЕРАТУРНОГО
РЕГЕНЕРАТОРА, например, холодильно-газовой
машины, выполненная в виде пористых элементов, например
гранул, поры которых заполнены инертным газом,
отличающаяся тем, что, с целью повышения теплоаккуму-
лирующей способности, гранулы выполнены из металла,
например свинца, и имеют характерный размер порядка
100 : 250 мкм, а диаметр пор, заполненных инертным
газом, находящимся в твердой фазе, составляет 1 : 10 мкм.
60

СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
Марка исполнительного
механизма
ИМ-25
ИМ-50
ИМ-65
Dy, мм
25
50
65
L, мм
170
230
290
В, мм
100
140
180
Н, мм
150
190
230
Масса,
кг
7
17
45
УДК 621.318
Дроссельные регуляторы
давления и температуры
B. М. ВАВРЕНЮК
Тартуское объединение «Промприбор»
А. С. ГРИГОРЬЕВ
Орловское СКБприбор
C. Н. САПРЫКИНА
ВНИИхолодмаш
Регуляторы давления «до себя» — АДД-1-25, АДД-1-50,
«после себя» — АДЦ-2-25 и АДД-2-50, «до и после себя» —
АДД-25 и АДД-50 предназначены для поддержания
заданного давления кипения в испарителе («до себя»),
ограничения давления всасывания в компрессор при пуске
холодильной установки («после себя»), а также совместного
выполнения указанных функций («до и после себя») путем
дросселирования хладагента на всасывании в компрес-^
сор (рис. 1).
Регуляторы температуры предназначены для
поддержания заданной температуры теплоносителя (воды,
воздуха, рассола и т. п.), охлаждаемого в холодильной
установке, путем дросселирования хладагента на всасывании
в компрессор.
Дроссельные регуляторы давления и температуры —
это статические регуляторы непрямого действия без
подвода вспомогательной энергии извне. Они состоят из
управляющего (пилотного) устройства и исполнительного
механизма, выполненных в разных корпусах.
Исполнительные механизмы с диаметром условного
прохода Dy 25 мм и 50 мм для регуляторов давления и Dy
65 мм для регуляторов температуры АДТ-65 (рис. 2).
Численные значения величин, указанных на рис. 2,
приведены в таблице.
==t_D===n
v I
Рис. 1. Схема внешних соединений дроссельных
регуляторов давления и температуры:
а — регулятор давления «до себя»; б — регулятор давления
«после себя»; в — регулятор давления «до и после себя»; г —
регулятор температуры; / — исполнительный механизм; 2 —
управляющее устройство «до себя»; 3 — управляющее
устройство «после себя»; 4 — дроссельная шайба; 5 — управляющее
устройство «по температуре».
Управляющие устройства будут выпускаться
следующих модификаций: УАД-1 — «до себя», УАД-2 — спосле
себя» и УАТ — по температуре (рис. 3, а, б). Масса
управляющих устройств «до себя» и «после себя» 1,8 кг; масса
управляющего устройства по температуре 3 кг.
Исполнительный механизм монтируется на
всасывающей линии компрессора, подсоединение к трубопроводу
фланцевое. Управляющее устройство монтируется на
специальной импульсной трубке диаметром условного
прохода 10 мм. Подсоединение к трубопроводу фланцевое.
На входе в УАД-1 и УАТ встроен фильтр.
В случае применения регулятора давления «после
себя» на импульсной линии должен быть установлен
специальный дроссель (рис. 4), входящий в комплект
поставки. Масса дросселя 0,3 кг.
Регуляторы настраиваются на требуемые параметры
винтом задатчика управляющего устройства. Для
экстренного открытия клапана исполнительного механизма на
его корпусе предусмотрен винт ручного отжима.
Рабочая среда регуляторов давления и температуры —
фреон-12 с маслами ХФ-12-16 и ХФ-22-24, фреон-22 с
маслами ХФ-22-24, ХФ-22с-16, ХА-30, ХС-40, аммиак с
маслами ХА-23 и ХА-30. Для регулятора температуры
контролируемая среда — вода, воздух и рассолы.
Диапазон настройки регуляторов давления от 0,2 до
5 кгс/см2, регулятора температуры от —10 до +20°С
Зона пропорциональности (неравномерность)
регуляторов давления не более 0,3 кгс/см2, регуляторов
температуры 3°С. Коэффициент гидравлического сопротивления
исполнительного механизма при полностью открытом
клапане у регуляторов давления от 8 до 11, у регулятора
температуры от 8 до 14. Диапазон температур рабочей среды
регуляторов от —40 до +50°С, максимальное допустимое
давление рабочей среды 21 кгс/см2. Дистанционность
(длина капилляра) регулятора температуры 4±0,1 м.
В соответствии с ГОСТ 15150—69 регуляторы имеют
исполнения У2 и ОМ5, работоспособны при температуре
окружающей среды —20~+50°С, относительной
влажности до 100% при температуре 35°С с конденсацией
влаги и выпадением инея на корпусе и атмосферном
давлении от 0,12 до 1,09 кгс/см2, а регуляторы исполнения
ОМ5 — также в атмосфере морского тумана.
P1Z
Рис. 2. Исполнительный механизм дроссельных
регуляторов (ИМ-25, ИМ-50, ИМ-65).
6i

т
№№
Ш
70
щ-в
?60min
Рис. 3. Управляющие устройства дроссельных регуляторов УАД-1, УАД-2 по давлению (а) и дроссельных
регуляторов УАТ по температуре (б).
«1
л 1^
Е
^к
-]
»I
1 4ч^
53
67
4
bpw
1 1
1 м
i
—^-l
Рис. 4. Дроссель регулятора давления «после себя».
Регуляторы предназначены для стационарных,
передвижных и судовых холодильных установок, отвечают
требованиям Регистра СССР и требованиям к приборам,
применяемым на железнодорожном и автомобильном
транспорте.
Регуляторы работоспособны при следующих условиях:
длительных наклонах в любую сторону до 45° от
вертикали и качке с периодом от 7 до 19 с;
вибрации с частотой от 3 до 10 Гц и ускорением
синусоидальных колебаний, выраженным в м/с2, численно
равным частоте в герцах; с частотой от 10 до 50 Гц и
ускорением 10 м/с2; с частотой от 50 до 150 Гц и ускорением 15 м/с2;
ударных нагрузках с частотой 40—80 ударов в минуту
при ускорении 50 м/с2.
Регуляторы работоспособны после воздействия:
вибрации с частотой до 50 Гц при ускорении до 50 м/с2,
ударных нагрузок с частотой 40—80 ударов в минуту при
ускорении до 70 м/с2 и отдельных ударов до 80 м/с2.
Серийное производство регуляторов начнется в 1976 г.
РЕФЕРАТЫ
УДК 621.56/.59
Себестоимость производства холода. ГО ГОЛ ИН А Т. В.,
РОМАНОВА Т. А., ГОНЧУКОВ В. Б. сХолодильная
техника», 1976, № 3.
В статье приводятся методика и результаты расчета
себестоимости производства холода для крупных фреоновых,
аммиачных, пропановых и этановых холодильных
установок с поршневыми и центробежными компрессорами.
Полученные величины себестоимости могут быть
использованы для предварительной оценки стоимости
производства холода в технологических расчетах.
Таблиц 4. Иллюстраций 6.
УДК 621.565
К вопросу сравнения холодильных машин. КАЛ-
НИНЬИ. М. СУХОМЛИНОВ И. Я., ЦИРЛИН Б. Л.,
ЧИСТЯКОВ Ф.М., «Холодильная техника», 1976, № 3.
Дан критический анализ статьи Мельцера Л. 3. и др.
«Сравнение холодильных машин, предназначенных для
охлаждения наружного воздуха», опубликованной в
журнале «Холодильная техника», Ш 11 за 1975 г.
Приведены результаты сравнения эффективности
действительных циклов воздушных и парокомпрессионных машин в
диапазоне изменения температур охлаждения tH от +20
до —80°С. Показано, что выравнивание эффективности
машин типа ТХМ и парокомпрессионных возможно при
tH ниже —80°С.
Иллюстраций 2. Список литературы — 3 названия.
62

УДК 621.57.041-213.3
Исследование влияния зазоров в сопряжениях
герметичного ротационного компрессора на его характеристики.
ЗАХАРОВ С. А., МИЛОВАНОВ В. И. «Холодильная
техника», 1976, № 3.
Приведены результаты теоретического и
экспериментального исследования влияния зазоров в сопряжениях
эксцентрикового вала на зазор ротор — цилиндр
герметичного ротационного компрессора. Изложена методика
расчетного и экспериментального определения динамического
зазора ротор — цилиндр в работающем компрессоре.
Исследования показали незначительное влияние роста
зазоров в сопряжениях эксцентрикового вала на зазор
ротор — цилиндр и теплоэнергетические показатели
компрессора. Выявлена принципиальная возможность
увеличения начальных предельно допустимых зазоров в
сопряжениях эксцентрикового вала ротационных
компрессоров.
Таблиц 1. Иллюстраций 4. Список литературы — 5
названий.
УДК 628.84
Косвенно-испарительный воздухоохладитель нового типа.
ЦИМЕРМАН А. Б., МАЙСОЦЕНКО В. С, ПЕЧЕР-
СКАЯ И. М. «Холодильная техника», 1976, № 3.
Проанализирована работа установок
косвенно-испарительного охлаждения воздуха, определена их оптимальная
схема. Представлены результаты испытаний нового
воздухоохладителя косвенно-испарительного типа.
Сопоставлены РКВ, кондиционеры с парокомпрессионными
холодильными машинами и существующие установки
косвенно-испарительного охлаждения.
Таблиц 1. Иллюстраций 4. Список литературы — 3
названия.
УДК 621.565.945.001.5
Экспериментальное и аналитическое исследование
воздухоохладителя с регулярной насадкой. РОГОВАЯ С. Н.,
ЧУМАК И. Г., КОХАНСКИЙ А. И., «Холодильная тех-
ника», 1976, № 3.
Исследован орошаемый воздухоохладитель с тканевой
плоскопараллельной насадкой на основе математического
и физического моделирования. Полученные результаты
позволяют прогнозировать аппарат в процессе
премирования с определенными статическими характеристиками.
В качестве примера приведена методика расчета
воздухоохладителя для камер созревания сыров.
Таблиц 2. Иллюстраций 3. Список литературы — 5
названий.
УДК 621.567.59
Приближенный унифицированный метод расчета и сопо-
ставления эффективности паровых и жидкостных
термосвай. БУЧКО Н. А., ЛЕБЕДКИНА И. К., ЗЕЛЕНО-
ВА Н. Ю. «Холодильная техника», 1976, № 3.
Предложен вывод зависимостей, связывающих скорость
циркуляции и максимальную разность температур
потоков в жидкостной термосвае с плотностью теплового
потока из грунта, и на этой основе предложен приближенный
метод расчета и сопоставления термосвай различных типов.
Таблиц 1. Иллюстраций 3. Список литературы — 8
названий.
УДК 661.92:637.513.8
Охлаждение насыщенного воздуха. ГОГОЛИН А. А.
«Холодильная техника», 1976, № 3.
Получены уравнения, указывающие на непрямолинейное
распределение температур и влагосодержания в
ламинарном пограничном подслое при конденсации влаги из
насыщенного воздуха. Закон прямой линии для охлаждения
насыщенного воздуха не годится, так как не выполняется
положенное в его основу отношение Льюиса. Даются
рекомендации о направлении процесса в i, d-диаграмме для
данного случая.
Таблиц 1. Иллюстраций 4. Список литературы — 7
названий.
УДК 536.24:621.575:628.84
Тепло- и массообмен в абсорбционной установке
кондиционирования воздуха. БАРСКИЙ М. А., КУПЛЕ-
НОВ Н. И. «Холодильная техника», 1976, № 3.
Исследованы процессы тепло- и массообмена при
кондиционировании воздуха раствором хлористого лития в
пенном аппарате со встроенным теплообменником.
Приводятся схема экспериментальной установки и результаты
исследования каждого из этапов передачи тепла. Для
описания процессов тепло- и массообмена между жидкостью
и газом предложены основная зависимость по полному
теплообмену в пенном слое и корректирующая
зависимость, учитывающая изоэнтальпийное изменение
состояния воздуха в зоне капель. Полученные расчетные
зависимости могут использоваться при проектировании
установок для охлаждения и осушки или нагрева и увлажнения
воздуха в промышленных аппаратах.
Иллюстраций 5. Список литературы — 8 названий.
УДК 536.24.047.25
Влияние режимов вибрации на механизм теплообмена
в процессе непрерывной сублимационной сушки
гранулированных пищевых продуктов^ БАБАЕВ И. Э., ЦЮ-
ПА В. И., ЯУШЕВА Э. Ф. «Холодильная техника»,
1976, № 3.
По результатам выполненных экспериментальных
исследований, а также обобщения работ других авторов
сформулированы некоторые положения, характеризующие
процесс тепло- и массообмена^при сублимационной сушке
гранулированных термолабильных материалов в вибро-
кипящем и виброожиженном слоях при различных
условиях энергоподвода.
Иллюстраций 4.
УДК 628.84:[637.523.38:637.524 сырокопченые колбасы]
Изменение параметров воздуха в сушильной камере
сырокопченых колбас. ЛЕВИН A.M., РОДИН А. К.,
ИВАНОВ В. А., СЛЕПЫХ Г. М. «Холодильная техника»,
1976, № 3.
На основании уравнения кинетики сушки выведено
уравнение изменения параметров воздуха^по линии.его
движения от приточных к вытяжным воздуховодам.
Установлено, что изменение параметров воздуха в этом случае
имеет равномерный характер.
Список литературы — 2 названия.
УДК 637.25.004.4
Исследование качественных изменений сливочного масла
в процессе хранения при различных отрицательных
температурах. ПЕТРУ ХИНА Э. П., ПИСКАРЕВ А. И.
«Холодильная техника», 1976, № 3.
Исследованиями установлено, что более полное
сохранение ароматических веществ в масле, меньшее накопление
вторичных продуктов окисления при температуре —30°С
способствовали лучшему сохранению качества масла летней
и зимней выработки в процессе длительного хранения по
сравнению с температурой —18°С. Применение
температуры —30°С необходимо для длительного резервирования
масла.
Таблиц 6. Список литературы — 11 названий.
63

УДК 662.997:628.84
Возможности теплового преобразования солнечной
энергии в электрическую для целей кондиционирования
воздуха. ДЖОРДАН Р. К. «Холодильная техника», 1976,
№ 3.
Описаны принципиальные схемы солнечных теплосиловых
станций, их преимущества и недостатки. Станции можно
использовать для получения электрической энергии,
тепла, холода и горячей воды.
Иллюстраций 2.
УДК 621.57
Исследование холодильной машины автономного
кондиционера с капиллярной трубкой в цикличном режиме.
ИЛЧЕВА Д. А. «Холодильная техника», 1976, № 3.
Рассмотрены результаты исследований автономного
кондиционера с капиллярной трубкой в специальной
двухсекционной климатической камере. Установлено
изменение холодопроизводительности и потребления энергии в
зависимости от частоты циклов включения и выключения
холодильной машины.
Иллюстраций 3.
УДК 621.577
Пример применения теплового насоса «воздух — вода»
в районе с холодным климатом. НАГАНО Т., УЕМА-
ЦУ Д. «Холодильная техника», 1976, № 3.
Рассмотрены результаты исследования теплового насоса
«воздух — вода» с винтовым компрессором и
периодическим оттаиванием испарителя посредством перепуска
горячего газа через обводной трубопровод с вентилем.
Теплопроизводительность теплового насоса 450 тыс. ккал/ч.
Иллюстраций 1.
УДК 628.84:621.874
Кондиционирование воздуха в кабинах мостовых кранов.
БРАТЕК Т. «Холодильная техника», 1976, № 3.
Приведены материалы натурных исследований состояния
Адрес редакции: Москва, А-422. ул. Костякова, 12.
Телефон 216-86-73
Заказ 145
Чеховский полиграфический комбинат Союзполиграфпрома
при Государственном комитете Совета Министров СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли,
г. Чехов Московской области
воздушной среды в зоне расположения мостовых кранов
на металлургических заводах, а также технические
характеристики изготовленных в ПНР крановых кондиционеров.
Иллюстраций 2.
УДК 621.355
Охлаждение тяговых аккумуляторных батарей при
зарядке. СУРИН Е. И., ЧЕРТКОВ М. А., НЕВАЖАЙ П. Ф.,
БЕЛЕЙ В. Ф. «Холодильная техника», 1976, № 3.
Рассмотрены системы охлаждения тяговых
аккумуляторных батарей. Применение проточной системы водяного
охлаждения гарантирует необходимый тепловой режим
тяговых аккумуляторных батарей, причем вполне
достаточно использовать эту систему во время паузы между
разрядкой и началом зарядки, а также во время зарядки.
Иллюстраций 1.
УДК 621.56/.57
Непрерывный автоматический контроль расхода жидкого
фреона при испытаниях малых холодильных машин.
ЧЕРНЯК А. Л., БОГДАНОВ О. И., ЛЕВИН В. М.
«Холодильная техника», 1976, № 3.
Даны результаты испытания приборов для определения
расхода жидкого фреона при установлении
холодопроизводительности малых фреоновых машин. Способ дает
возможность автоматизировать процессы записи расходов
фреона.
Иллюстраций 1. Список литературы — 3 названия.
УДК 637.5'6/'64.037
Новые данные к выбору условий охлаждения мяса. ЧИ-
ЖОВ Г. Б. «Холодильная техника», 1976, № 3.
Дано краткое изложение проведенных В. Таммом новых
исследований явлений переноса тепла и массы при
охлаждении мяса с оценкой достигнутых результатов. Расчеты
переноса тепла и массы выполнены методом конечных
разностей, сопоставленных с опытным материалом.
Список литературы — 4 названия.
На первой странице обложки: Компрессорный холодильный агрегат А110-7-0.
РЕДАКЦИОННАЯ КОЛЛЕГИЯ: доктор техн. наук В. Ф. Лебедев (главный редактор) Д. Г. Рютов (зам. главного
редактора), Л. Д. Акимова (зам. главного редактора), Н. Д. Абрамов, Е. М. Агарев, А. В. Быков, П. В. Васильев,
И. М. Гиндлин, доктор техн. наук, проф. А. А. Гоголин, И. М. Калнинь,А. В. Кан, доктор техн. наук,
проф. Э. И. Каухчешвйли, Н. П. Коновалов, М. М. Позин, А. Н. Сергиенко, доктор техн. наук, проф. Г. Б. Чижов,
М. М. Шаповаленко, доктор техн. наук, проф. А. П. Шеффер, доктор техн. наук В. Б. Якобсон.
Технический редактор Н. Н. Зиновьева
Рукописи не возвращаются
Т-05520 Сдано в набор 3/11 1976 г. Подписано в печать 2/11 1976 г.
Объем 4 печ. л. Усл.-печ. л. 6,72 Уч.-изд. л. 7,57
Формат 84X108Vi6. Тираж 16545 экз.