3§ло,
рлодильнсгя
ТГе
НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЙ И ПРОИЗВОДСТВЕННЫЙ ЖУРНАЛ
МИНИСТЕРСТВА МЯСНОЙ И МОЛОЧНОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ СССР
ВСЕСОЮЗНЫЙ НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ ИНСТИТУТ
холодильной промышленности
ГОД ИЗДАНИЯ
СОРОК ВОСЬМОЙ
Навстречу XXIV съезду КПСС
Задание пятилетки выполнено
Л. А. СУДАРКИН
главный инженер московского завода «Компрессор»
Коллектив ордена Ленина и ордена
Трудового Красного Знамени московского завода
холодильного оборудования «Компрессор»
одним из первых в Москве включился в
социалистическое соревнование за досрочное
выполнение заданий пятилетнего плана и
достойную встречу XXIV съезда КПСС.
12 октября 1970 г. завод рапортовал о
выполнении пятилетнего плана по объему
производства и выпуску важнейших видов изделий.
За пятилетку по сравнению с
предшествующими пятью годами общий объем выпуска
продукции возрос на 41%, а выпуск
холодильных установок — на 80%; производительность
труда повысилась на 52%.
Увеличение выпуска продукции обеспечено
благодаря техническому перевооружению
завода, углублению его специализации,
внедрению комплексной механизации
производственных процессов, повышению культуры
производства, широкому развертыванию
социалистического соревнования.
В последние годы коллектив завода уделял
особое внимание разработке и изготовлению
опытных образцов, испытаниям и внедрению в
серийное производство холодильных машин,
соответствующих лучшим мировым
стандартам.
Основное направление при
конструировании холодильных машин — создание
автоматизированных комплексных установок с
высокой степенью заводской готовности. Это
позволит снизить стоимость и сократить сроки
проектных и монтажных работ, уменьшить
эксплуатационные расходы и повысить надежность
машин.
Уже в 1971 г. заводом будет поставлено
более 20% холодильного оборудования в виде
автоматизированных и агрегатных машин. Это
холодильные аммиачные автоматизированные
установки типа УА и УАН холодопроизводи-
тельностью 100000 и 200000 ст. ккал/ч,
холодильные установки на фреоне-22,
одноступенчатые автоматизированные компрессорные
агрегаты, двухступенчатые
автоматизированные агрегаты с ротационными
бустер-компрессорами.
Установки типа УА предназначены для хо-
лодоснабжения потребителей с системами
рассольного охлаждения, установки типа УАН —
для систем непосредственного охлаждения.
Общий вид установки УА-100 дан на рис. 1.

Рис. 1. Холодильная автоматизированная аммиачная
установка УА-100.
Установки УА и УАН состоят из
компрессорного и аппаратного автоматизированных
агрегатов и пульта управления.
В компрессорный агрегат входят
смонтированные на общей раме поршневой блок-картер-
ный одноступенчатый аммиачный компрессор,
электродвигатель и приборы автоматики.
Компрессор соединен с электродвигателем
эластичной муфтой.
Аппаратный агрегат, смонтированный на
отдельной раме, состоит из теплообменной и
вспомогательной аппаратуры, а также
приборов автоматики. В комплект агрегатов типа
УА входит также насос для рассола и
электронагреватель, об*еспечивающие оттаивание
испарителя в период удаления масла из него.
Система автоматики установки
осуществляет двухпозиционное регулирование холодопро-
изводительности, поддержание
технологических параметров в заданных пределах, полную
автоматическую защиту в аварийных случаях
и сигнализацию об условиях работы.
Особенность установок — возможность
непрерывной работы G00—800 ч) в
автоматическом режиме без дозаправки масла.
Экономическая эффективность от
внедрения одной установки превышает 4000 руб. в
год.
По желанию заказчика установки УА-100
могут поставляться с электродвигателем на
720 об/мин, при этом холодопроизводитель-
ность машины составит 75000 ккал/ч. В
остальном комплектность поставки и
характеристики не изменяются.
С 1969 г. завод приступил к серийному
производству установок на фреоне-22 с
компрессорами 22ФУ200 и 22ФУУ400. Новые установки
заменят ныне выпускаемые на фреоне-12 с
Рис. 2. Холодильная автоматизированная
двухступенчатая установка АДСРАБ200/А.
компрессорами ФУ-175 и ФУУ-350. В 1972 г.
завод полностью прекратит производство
машин на фреоне-12.
Машины полностью автоматизированы.
Система автоматики поддерживает заданную
температуру теплоносителя с точностью
±1,5°С.
Конструктивные решения испарительно-кон-
денсаторных агрегатов обеспечивают
существенное снижение их габаритных размеров и
веса, возможность повышения рабочих
давлений охлаждающей воды и теплоносителя в
межтрубном пространстве аппаратов,
снижение нормы заправки машины фреонохМ.
Экономическая эффективность от применения в
народном хозяйстве каждой машины превышает
3000 руб. в год.
В 1971 г. завод приступил к серийному
производству автоматизированных аммиачных
двухступенчатых агрегатов с ротационным
компрессором АДСРАБ200/А (рис.2),которые
имеют существенные преимущества по
сравнению с агрегатами типа АДСРАБ200:
— применение циркуляционной смазки
ротационного компрессора вместо лубрикаторной
дает возможность обеспечить автоматизацию
защиты машины в случае нарушения работы
масляной системы, а также снизить уровень
шума и уменьшить износ пластин
ротационного компрессора;
— расширение комплектности поставки за
счет включения в агрегат промежуточного
сосуда, оснащенного устройствами по
поддержанию уровня жидкого аммиака.
Наряду с освоением серийного
производства новых более совершенных машин на базе
компрессоров типа АУ-200 заводом совместно
с ВНИИхолодмашем в последнее время разра-
2

Рис. 3. Новый холодильный компрессор УУ-200 на
испытательной станции завода.
батываются и исследуются компрессоры нового
ряда, которые рассчитаны на более высокую
разность давлений конденсации и кипения
холодильных агентов (до 14 кгс/см2), что дает
возможность применять их в широком
диапазоне температур, а также с воздушными
конденсаторами. Кроме того, они могут работать
на аммиаке, фреонах-12 и 22.
Впервые в отечественной практике машины
холодопроизводительностью от 100000 до
200000 ккал/ч выполнены непрямоточными. В
них предусматривается автоматическое
регулирование холодопроизводительности методом
отжима всасывающих клапанов.
Конструктивные решения узлов и деталей и технология их
изготовления обеспечивают существенное
повышение долговечности и надежности
компрессоров. Новые компрессоры имеют меньшие
габаритные размеры и вес.
На рис. 3 представлен общий вид
компрессора УУ-200. Новый ряд компрессоров дает
большие возможности для более высокой степени
агрегатирования холодильных установок.
Коллектив завода принял социалистическое
обязательство — изготовить ко дню открытия
съезда КПСС пять таких компрессоров. Это
обязательство, так же как и другие, успешно
выполняется.
XXIV съезд КПСС будет ознаменован
новыми трудовыми успехами.
В канун XXIV съезда коллективом завода
разработана конкретная программа
технического перевооружения предприятия на
пятилетие, обеспечивающая рост объема
производства в 1,5 раза без увеличения численности
работающих на существующих производственных
площадях.
Принято также обязательство завершить
программу 1971 г. к 28 декабря, а план первого
квартала выполнить ко дню открытия съезда.
Основная задача промышленности в новом пятилетии заключается
в расширении и совершенствовании индустриальной базы развития
социалистической экономики, особенно сельского хозяйства и связанных
с ним отраслей, в повышении технического уровня и эффективности
производства, коренном улучшении качества продукции.
Необходимо направить развитие всех отраслей промышленности в
интересах наиболее полного удовлетворения жизненных потребностей
советского народа, для чего предусмотреть более быстрый рост и
повышение удельного веса промышленности, производящей товары
народного потребления, сырье, машины и оборудование для их выпуска.
Из проекта Директив XXIV съезда КПСС по
пятилетнему плану развития народного хозяйства СССР
на 1971—1975 годы.
3

Исследование танка-охладителя молока с непосредственным охлаждением
О. В. МУРАТОВ, Я. Н. ЛАСКЕР, Ю. С. ПЕТРОВ
Одесский завод холодильного машиностроения
637.13.1
Для охлаждения молока на фермах
колхозов и совхозов часто применяют
танки-охладители с промежуточным холодоносителем
(обычно водой) или с* непосредственным
охлаждением холодильным агентом.
В танках-охладителях с промежуточным
холодоносителем можно аккумулировать холод
при намораживании льда на поверхности
испарителя в период между очередными
доениями, а затем быстро расходовать его во
время охлаждения молока. Это позволяет
применить холодильную машину небольшой
производительности. Однако наличие
промежуточного холодоносителя приводит к усложнению
конструкции, а также ухудшению удельных
теплоэнергетических показателей из-за
увеличения разности температур охлаждаемого
молока и кипения холодильного агента.
Танки-охладители молока с
непосредственным охлаждением отличаются простотой
конструкции, меньшей металлоемкостью и
лучшими удельными теплоэнергетическими
показателями. Главный их недостаток — отсутствие
возможности аккумулировать холод. В таких
танках скорость охлаждения зависит от
производительности холодильной установки.
Применение холодильной машины большой
производительности обеспечит быстрое
охлаждение молока, но машина будет длительное
время простаивать в перерывах между
очередными доениями, к тому же будет громоздкой и
металлоемкой. В то же время маломощная
машина не обеспечит охлаждения молока с
необходимой скоростью.
Емкость танка-охладителя целесообразно
подобрать так, чтобы накопить объем
суточного поступления молока для обеспечения его
вывоза один раз в сутки. Холодильная машина
должна своевременно охлаждать молоко
каждого удоя, устраняя необходимость в
аккумуляции холода.
Танк-охладитель молока с
непосредственным охлаждением холодильным агентом
обычно представляет собой теплоизолированную
емкость из материала, допускаемого к
применению по санитарно-гигиеническим условиям.
Стенки танка одновременно выполняют роль
испарителя холодильной машины. Внутри
каналов стенок находится кипящий холодильный
агент. Для интенсификации теплоотдачи со
стороны молока в танках предусмотрена мешалка.
Главным вопросом при конструировании
танков-охладителей молока с
непосредственным охлаждением холодильного агента
является выбор мощности холодильной машины
с учетом того, что она работает в
нестационарном режиме.
На изменение режима влияют несколько
причин: постепенное включение в работу
поверхности испарителя при заполнении емкости
молоком, изменение температур молока,
окружающего воздуха, а при водяном
конденсаторе — охлаждающей воды.
Выбору мощности холодильной машины
была посвящена
экспериментально-исследовательская работа, проведенная СКВ ХМ
совместно с Одесским заводом холодильного
машиностроения. Была поставлена задача
разрешить следующие вопросы: каковы должны
быть холодопроизводительность компрессора
и поверхность испарителя для обеспечения
охлаждения молока в течение заданного
времени, какие стенки емкости следует
использовать в качестве испарителя, может ли
произойти вымерзание части молока на
поверхности стенок-испарителей при выбранных
компрессоре и поверхности испарителя, роль
мешалки в работе танка-охладителя.
Для проведения испытаний разработали и
изготовили специальный стенд, включавший в
себя теплоизолированную мипорой емкость
объемом 1000 л, четыре боковые стенки и
днище которой были выполнены в форме
односторонней испарительной панели. Схемой
предусматривалась возможность отключения
части испарительной поверхности — двух или
всех четырех боковых стенок.
Танк-охладитель был укомплектован ком-
прессорно-конденсаторным агрегатом на базе
компрессора ВФ-6 и воздушного конденсатора
КВ-75 с теплопередающей поверхностью
75 м2. Привод компрессора осуществлялся от
двигателя постоянного тока ПН-68
мощностью 9,5 кет. Опыты проводили на воде.
Во время испытаний вода в емкости
перемешивалась мешалкой, вращавшейся со
скоростью 30 об/мин. Скорость вращения вала
компрессора в различных сериях опытов
равнялась 1400, 960 и 750 об/мин.
В процессе испытаний определяли
длительность охлаждения от 36 до 4°С воды в количе-
$

стве 330, 660 и 1000 л. Время заполнения для
330 л составляло 1 ч, для 660 и 1000 л — 2 ч.
Кроме того, определяли длительность
охлаждения 1000 л воды, залитых в ванну тремя
порциями по 330 л после охлаждения каждой
порции до 4°С.
В испытаниях варьировалась скорость
вращения вала компрессора A400, 960 и
750 об/мин), а также включенная в работу
поверхность испарителя (дно — F=l,5 м2\ дно и
две боковые стенки — 7^ = 2,94 м2\ дно и
четыре боковые стенки — f = 3,94 м2). Результаты
испытаний даны в таблице.
Проведен был также ряд опытов при
неработающей мешалке для определения влияния
ее на возможность вымерзания воды на
охлаждающей поверхности испарителя.
В процессе испытаний температура
конденсации поддерживалась на уровне 35—37°С,
что соответствовало температуре
окружающего воздуха 25—27°С.
Из таблицы видно, что увеличение
поверхности испарителя незначительно сказывается
t,cc
30
25
20
Я
W
' 2
*>ч
Скорость
вращения вала
компрессора,
об/мин
1400
960
750
Включенная
в работу-
поверхность
испарителя,
3,94
2,94
1,5
Заполнение
водой, л
3,94
1,5
3,94
1,5
330
660
1000
ГЗЗО
660
1000
330
660
1000
330
660
1000
330
660
1000
330
660
1000
330
660
1000
Время
охлаждения от 36 до 4°С
с начала
заполнения
1 я 35 мин
2 . 41 .
3 . 24 .
1 . 44
3 . 12
3 , 48
1 . 37 ,
3 . 09 .
4 , 29 „
1 . 35 .
2 . 57 .
4J8,
1 . 47 ,
3 . 30 .
4 . 54 ,
1 . 46 ,
3 . 25 .
4 . 26 ,
1 . 51 .
3 . 53 .
5 „ 22 „
Рис. 1. Изменение температуры воды при заполнении
танка-охладителя порциями по 330 л (длительность
заполнения каждой порции 1 ч):
/ — 750 об (мин, F=\*> м2; 2 — 750 об/мин, F=
3,94 м2.
woo
U600
4 ZOO
Л 3800
3400
30001
2600
22001
\ ^>*
1 J'
\$\
^WQ
и^><
750
^
/
^2???-~
г1
.-2
\
N
^
t ;
SO
30 WS *,мин
Рис. 2. Изменение тепловой нагрузки испарителя при
заполнении танка-охладителя водой в количестве
330 л в течение 1 ч:
1 — F=\,5 м2; 2 — ^=2,94 м2; 3 — ^=3,94 м2.

t,°c
t0,°C\ 10
гу- в
-/4 b
-л?|
V- 4
3
/
,1
л
\
л
'|
fS
30
45
60
70
901. мин
Рис. 3. Изменение температуры воды A), дна
танка-охладителя B) и кипения E); число
оборотов компрессора 1400 в мин; заполнение 330 л
в течение 1 ч; F~\,5 м2.
на скорости охлаждения, поэтому можно
ограничиться охлаждением только дна
танка-охладителя- Холодопроизводительность
компрессора должна быть равна ~6500 ккал/ч,
если один удой соответствует трети емкости и
накапливание молока происходит в течение
суток.
Ни в одном из опытов во время работы
мешалки температура стенки испарителя не
снижалась ниже 1,5—2°С и намерзания льда на
поверхности испарителя не происходило.
Намораживание льда начиналось при температуре
кипения, равной —10ч—14°С. В то же время
при неработающей мешалке даже при
минимальных числах оборотов компрессора и
максимальной поверхности испарителя уже через
30—40 мин работы на дне танка-охладителя
образовывалась корка льда.
Таким образом, мешалка в
танке-охладителе необходима для улучшения теплоотдачи
и предохранения молока от замерзания.
В результате обработки экспериментальных
данных составлены графики,
характеризующие работу танка-охладителя в
различных условиях. Часть из них приведена на
рис. 1—3.
Полученные результаты испытаний
использованы при разработке танков-охладителей
молока типа О-1000.
Эксплуатационные характеристики рефрижераторных трюмов
с панельной системой охлаждения
Доктор техн. наук С. Г. ЧУКЛИН, канд. техн. наук Е. С. АВДЕЕВ, В. И. КАРЕВ
Одесский технологический институт холодильной промышленности
С 1969 г. рыбопромысловый флот начал
пополняться новыми серийными
рыбоморозильными траулерами типа «Алтай» отечественной
постройки [1]. На этих судах во всех
низкотемпературных рефрижераторных помещениях
смонтирована панельная система охлаждения
новой конструкции.
Схема экранирования рефрижераторных до-
мещений на судне изображена на рис. 1,а, a
общий вид одного из трюмов — на рис. 2. В
каждом охлаждаемом помещении панелями
экранированы подволок, борта и переборки.
Листотрубная сварная панель, элемент
которой изображен на рис. 1, б, состоит из
трубы, ребра и защитного угольника обрешетни-
629.123.44
ка, являющегося также дополнительной тепло-
передающей поверхностью. Особенность
данной конструкции прибора охлаждения
состоит в том, что ребра панели смещены
относительно оси трубы на 8 мм в сторону
воздушной прослойки. Это позволяет осуществить
более интенсивное домораживание
рыбопродуктов в рефрижераторных помещениях.
Освоение системы охлаждения потребовало
длительных ее испытаний в различных
условиях эксплуатации судна. Такие испытания
были проведены в течение 150 суток опытно-
промыслового рейса в районах Центральной и
Южной Атлантики. Температуры наружного
воздуха и забортной воды достигали 30—34°С.
8

Tzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzm
Рис. 1. Схема экранирования рефрижераторных
помещений на судне:
а — схема экранирования; б — элемент конструкции
панели; 1 — изоляционная конструкция; 2 —- воздушная
прослойка; 3 — труба; 4 — ребро; 5 — защитный
угольник обрешетника.
Особый интерес представляло получение
данных по температурно-влажностным
режимам в рефрижераторных трюмах при
различных режимах их работы — загрузке,
хранении и транспортировке мороженой рыбы.
Необходимо было установить, как
распределяются температуры воздуха в объеме трюма и
в воздушной прослойке, каковы перепады
температур между воздухом и рассолом,
относительная влажность воздуха в трюме,
изменения этих параметров в период
опытно-промыслового рейса и, наконец, влияние
осаждаемого инея на теплопередачу приборов
охлаждения в процессе длительной эксплуатации.
Чтобы получить эти данные, в трюме № 2 и
в верхнем твиндеке № 2 смонтировали
термопарную установку на 280 точек с
полуавтоматическим потенциометром Р2/1, которая
позволяла замерять температуры с точностью
±0,2°С. Для контрольных измерений
температур пользовались лабораторными
термометрами с ценой деления 0,ГС, для записи
температур — суточными и недельными
термографами. В каждом охлаждаемом помещении
температурное поле воздуха замеряли в 24
точках, равномерно распределенных по всему его
объему.
Относительную влажность воздуха в
трюмах определяли гигрометрическим и сублима-
ционно-весовым методами. В первом случае
замер и регистрацию величин проводили сорб-
ционными гигрографами типа М-32, оттариро-
ванными на 100%-ную относительную
влажность при отрицательных температурах в
диапазоне —20-=—30°С, во втором случае — ис-
Рис. 2. Общий вид трюма с панельной системой
охлаждения.
парительными гигрометрами (пластинами Рю-
това). Относительную влажность определяли в
центре, сверху и снизу штабеля груза в восьми
точках.
Систему испытывали в трех основных
режимах: с электрогрелками, имитирующими
внутреннюю тепловую нагрузку в трюмах; в
период загрузки трюмов; в период хранения и
транспортировки груза.
Режим с электрогрелками характеризовался
фиксированными внутренними тепловыми
нагрузками (осуществлялся в пустых трюмах
для получения теплотехнических данных
панельных приборов охлаждения), режим
загрузки трюмов — нестационарными
тепловыми нагрузками, вызываемыми различным
суточным поступлением в трюм мороженой рыбы
с неодинаковой степенью ее недоморозки,
режим хранения и транспортировки —
относительной стабильностью температурно-влаж-
ностных условий. Особенность режима
транспортировки — значительное изменение
температурных условий окружающей среды. В
перечисленных режимах было проведено 152
серии испытаний.
На рис. 3 изображено изменение
равновесной температуры воздуха в объеме
помещений t3, в воздушной прослойке t2 и средней
температуры рассола U в различных режимах
испытаний.
Средние температуры 4, U, U и разность
температур между воздухом и рассолом А^з-i
в различные периоды испытаний приведены в
табл. 1.
Испытания показали, что распределение
температур воздуха в объеме незагруженных
помещений отличалось большой
равномерностью. Перепад температур воздуха по высоте
2 Зак. 35
9

щ
-zz
-25
-28
-31
9
-37
<
Ретины с грел нами Режим загрузки Режим храме мая и транспортиродни
Э&
хуа
к
О г\
СГ*
о-о
*5
Ч
JJ
и
Z7Z9 30 31 1
Май
-* »-
<*
л..
г^
L
—t"
^
QJDP"
**
.хА
xJ
гт"~"
ятЛП
L—
0 о?
о*-*-
нн8
JjO-
А.
1ЛЛ
ч\
3
4 21 ZZ Z3 24 25 26 27 28 Z9 30 31 1 2 3 4 5 10 11 1Z 13 14 15 16 17 18 19\
j i г, су тми
Инж\ Август _|_ Сентябрь I
-г#
|*7Д7 JZ7 J/ 1 4 28 29 30 1 2 3 4 5 6 7 в Z5 26 Z7 28 ZS 30 31
Май _ | #р/ц J Июль
-ZU\
-73\
-26
-Z9
-31
Jj
J0
с
г
' с
^
1—«
>**<
г*
—с
***
К
._._
инк
/to*
—I
***с
&/У
)
ы
хран
^Рч
гнил
—С
"*•*<>
' tf
-А
f
тра
Ч
|N>
//Z77Z
ч
***
ipmu
***х
podh
>***
ш
>***
s>
*н
у***
ОМ К О ^j
0 -Ofr
>***с
>**^
-7
>***<
>***
NH
'/
[/ i 4 5 6 7 10 11 14 16 Z2 23 24 25 26 Z7 Z9 3JQ Z 10 11 11 16 \
а в т, cumHiA
I Август Сентябрь
Рис. 3. Изменение температуры воздуха в помещении tz> температуры воздуха в
воздушных прослойках U и средней температуры рассола t\ в различных режимах испытаний:
верхнего твиндека № 2 (а) и трюма № 2 (б).

Таблица 1
Режимы
Режим с грелками
малые внутренние
тепловые нагрузки
большие внутренние теп-
Режим загрузки
середина загрузки
Режим хранения и
транспортировки
и
-26,84— 27,0
-23,74—25,1
-24,9
-28,5
-29,7
-30,4
-31,2
-31,0
-30,8
-31,2
Трюм
и
-25,64—26,2
-24,54- 24,9
-25,0
-27,4
-27,3
-27,6
-27,9
-27,5
-27,3
-27,4
№ 2
и
1
-35,54—36,3
-35,14—35,2
-34,3
-35,5
-35,5
-35,6
-35,8
-35,5
-35,3
-35,2
д'3-1 J
8,74-9,3
10,44-11,3
9,6
7,0
5,8
5,2
4,6
4,5
4,5
4,0
и
-27,54—28,0
_ 23,04— 25,3
-25,1
-25,4
-26,6
-28,2
1 -29,6
| -30,6
Верхний твиндек № 2
U
-28,04—28,4
-25,84—27,4
-26,4
-26,4
-26,8
-28,7
-28,6
-29,1
и
_35,34—36,0
-34,14—35,2
-34,6
-35,0
-34,9
-35,7
-35,4
-35,2
д'3-1
7,8^-8,0
9,94-11,1
9,5
9,6
8,3
6,5
5,8
4,6 |
помещений составлял 0,1—0,8°С при
нормальных эксплуатационных внутритрюмных
тепловыделениях и увеличивался до 1,3—1,6°С при
больших внутренних тепловых нагрузках
(создаваемых электрогрелками), которые в 2,5—3
раза превышали реальные внутритрюмные
тепловыделения от недоморозки рыбы. По
этой же причине равновесная температура
воздуха в помещениях U и соответствующая
разность температур Д^з-i при больших
тепловых нагрузках были выше аналогичных
показателей при нормальных эксплуатационных
условиях (см. табл. 1).
Из табл. 1 видно, что в режиме хранения
температура воздуха в рефрижераторных
помещениях была значительно ниже специфика-
цйонной температуры —25°С и составляла в
среднем — 30°С. При этом разность
температур между воздухом и рассолом не
превышала 4—5°С. Лишь в начальный период
загрузки B—3 суток), при значительных
внутренних тепловыделениях, температура воздуха в
грузовых помещениях поддерживалась на
уровне спецификационной, а в воздушных
прослойках была приблизительно равна
температуре воздуха в этих же помещениях. Однако
по мере снижения внутренних теплопритоков
температура воздуха в прослойках превышала
температуру воздуха в рефрижераторных
помещениях на 1,5—3,5°С.
При хранении мороженой рыбопродукции в
трюме № 2 в течение 80 суток и в верхнем
твиндеке № 2 в течение 30 суток было
проведено соответственно семь и три серии
испытаний по определению средней декадной
относительной влажности воздуха. Результаты этих
испытаний изображены на рис. 4.
Из рис. 4 видно, что в течение всего
периода хранения относительная влажность
воздуха в рефрижераторных помещениях как
внутри штабеля груза, так и снаружи его была
высокой и практически постоянной. Величина
относительной влажности составляла в
среднем 98—99%. В период интенсивной домороз-
ки рыбы и повышенных эксплуатационных
теплопритоков в первую декаду после
окончания загрузки помещений относительная
влажность падала на 1—4%. Низкая температура
и высокая относительная влажность воздуха
способствовали снижению усушки хранящихся
грузов и уменьшению количества
осаждающегося на панелях инея.
В период загрузки и хранения мороженой
рыбопродукции, продолжавшийся 95 суток в
трюме № 2 и 35 суток в верхнем твиндеке
№ 2, были определены толщина и объемный
вес инея, осевшего на различных участках
панелей всех теплоограждающих поверхностей.
Результаты измерений приведены в табл. 2.
Испытания показали, что по мере осаждения
инея на панелях теплопередача панельной си-
7.УП 17.VU 27.VII B.Y/II Will 2BVUI 6./Х 1В. IX MIX
Я*
99
97
95
93
с
1
/
/
/
/
/
/
1
г-^\
Г^*
f^s
р>^
л
ш
— т
\ !
10
20
30
40
50
0
ВО
10
70 Трюм
20 ТЗинден
г, сутки
воздуха
Рис. 4. Изменение относительной влажности
в рефрижераторных помещениях:
О внутри штабеля трюма № 2; •
внутри штабеля верхнего твиндека № 2; О
снаружи штабеля трюма № 2; • снаружи
штабеля верхнего твиндека № 2.
2«
и

Таблица 2
Характеристики инея
Толщина, мм
Объемный вес, кг\мг
Вес инея на поверхности пане-
Трюм № 2
панели подволочные
труба | ребро
16,0 1 9,0
126,0
208
панели бортовые и
переборочные
труба | ребро
11,0 5,0
144,0
198
Верхний твиндек № 2
панели подволочные
труба 1 ребро
11,0 1 9,0
93,0
136
панели бортовые и
переборочные
труба | ребро
4,0 1 2,0
235,0
96
стемы практически не ухудшалась (см. рис. 3
и табл. 1). При постоянной температуре
рассола температура воздуха в охлаждаемых
помещениях в процессе длительной эксплуатации
не только не повышалась, но даже
продолжала понижаться.
Приборы охлаждения оттаивали только
один раз после завершения рейса. Эта
операция не вызывала затруднений. Время полного
оттаивания составляло 50—60 мин.
Панельная система охлаждения
характеризуется не только лучшими температурно-
влажностными, но и лучшими
технико-экономическими показателями по сравнению с глад-
котрубной системой, применяемой на
аналогичных рефрижераторных судах. Небольшая
разность температур между воздухом в
трюме и рассолом D—5°С) и повышенная
температура воздуха в прослойке привели к
сокращению расхода электроэнергии на 24—26%.
Кроме того, снижены эксплуатационные
издержки за счет уменьшения расходов,
пропорциональных строительной стоимости системы
(амортизационные отчисления, отчисления на
навигационный, текущий и средний ремонты
и др.), так как себестоимость панельной
системы охлаждения более чем на 30% ниже
себестоимости гладкотрубной системы.
Конструктивные особенности панельной
системы позволяют на 7—9% увеличить
полезную грузовместимость рефрижераторных
трюмов при тех же основных размерах судна. К
тому же существенно возрастают доходы за
счет перевозки дополнительного количества
груза (фрахтовая стоимость перевозки 1 т
груза 250 руб. [2]). По данным
завода-строителя, суммарный экономический эффект от
применения панельной системы охлаждения
только для судна типа «Алтай» превышает
115 тыс. руб.
Выводы
Длительные испытания трюмов с панельной
системой охлаждения показали, что в них в
течение длительного времени, даже в условиях
тропиков, обеспечивается поддержание
стабильных низких температур воздуха (до
—ЗГС) и высокой относительной влажности
(98—99%). Все это в сочетании с
равномерным распределением температур воздуха в
объеме трюмов создает хорошие условия при
хранении и транспортировке мороженой
рыбопродукции, увеличивает срок хранения и
снижает естественные весовые потери.
Высокие эксплуатационные и
технико-экономические показатели панельной системы
дали основание Министерству рыбного
хозяйства СССР и Министерству судостроительной
промышленности СССР принять решение о
широком применении панельных систем
охлаждения для строящихся в Советском
Союзе рефрижераторных судов с
низкотемпературными режимами в трюмах (ниже —18°С).
ЛИТЕРАТУРА
1. Чуклин С. Г., Авдеев Е. С, Карев В. И.,
Шахрай И. К. Испытания судовой холодильной
установки рефрижератора «Алтай». «Холодильная
техника», 1970, № 10.
2. Белкин С. И., Воронков Л. Д.,
Лебедев А. П. О рациональном использовании
грузовместимости рыбопромысловых судов. М., «Пищевая
промышленность», 1969.

Система кондиционирования воздуха на судне типа
«Академик Курчатов»
Л. Г. ИОНОВ, Л. М. ЗУБКОВ
Калининградский технологический институт рыбной промышленности и хозяйства
628.84:629.12
В СССР эксплуатируется несколько научно- Устройство системы кондиционирования воз-
исследовательских судов типа «Академик духа. Термовлажностяая обработка воздуха
Курчатов», построенных в ГДР. Суда предна- осуществляется в шести климатических стан*
значены для проведения широкого комплекса ци|ях, обслуживаемых автономными холодиль-
научных исследований Мирового океана. Во- ными установками,
доизмещение судов 7600 т, наибольшая длина Система кондиционирования воздуха преду-
124 м, ширина по миделю 17 м. Общее число сматривает обработку только наружного воз-
бытовых и служебных помещений 260, в том духа при следующих параметрах:
числе 120 кают, 64 служебных помещения, _ _ 2™°?;
_л , о Темпера- тельная
30 лаборатории, а также столовые, санитар- тура, °с влажность,
ные помещения и др. Максимальная числен- зимний режим %
ность экипажа 180 человек. наружный воздух —25 ^ 80
Судно оборудовано центральной высокона- ^\1Г^Г^^ 202 5°~™
порной системой кондиционирования воздуха наружный воздух 40 50
круглогодичного действия. Общий объем кон- воздух помещения 30—32 30—50
ДИЦИОНИруемых помещений 3660 М3. Температура забортной воды принята 30°С.
Распределительное даб-
ление доздуха
Рабочее дабление
боздуха
Злектропробод
Рис. 1. Схема автоматизации системы кондиционирования воздуха:
/ — редукционная станция сжатого воздуха; 2 — электропневматическое реле; 3—
электрощит; 4 — электротермостат; 5 — пневморегулятор увлажнения; 6 — пневмо-
регулятор температуры; 7 — выключатель увлажнения; 8 — выключатель
калорифера; 9, 11 — датчики температуры; 10 — датчик влажности; 12 — центробежный
вентилятор; 13 — воздушный фильтр; 14 — калорифер; 15 — воздухоохладитель; 16 —
сепаратор; 17 — холодильный агрегат; 18 — распределительная шумопоглотительная
камера; 19 — воздуховоды; 20 — статический датчик давления воздуха; 21 —
пневматический регулятор давления; 22 — пневмоклапан; 23 — пневматическая
клапанная комбинация, состоящая из проходного клапана и пневмомотора; 24 — каютный
доводчик; 25 — эжекционные сопла; 26 — электронагревательные элементы; 27 —
шумопоглотители.

В установку кондиционирования воздуха
для одной группы помещений входят (рис. 1):
— Центральный агрегат для прямоточной
термовлажностной обработки наружного
воздуха. Каждый кондиционер включает
центробежный высоконапорный вентилятор,
многосетчатый панельный фильтр с масляной
пропиткой, калорифер (поверхность 30 м2),
форсунки для увлажнения воздуха,
воздухоохладитель (поверхность 160 м2),
распределительную шумопоглотительную камеру.
— Воздухораспределительная система из
пластмассовых труб малого сечения, по
которым воздух со скоростью до 30 м/сек
подается к обслуживаемым помещениям. Давление
воздуха в сети воздухопроводов 435 кгс/м2.
Производительность 4500 мг/ч при напоре
500 кгс/м2.
— Каютные доводчики, работающие по
принципу эжекционного просасывания
воздуха помещения. Отношение первичного воздуха
к рециркуляционному в доводчике 1:1,
индивидуальная регулировка первичного воздуха
и подогрев в зимнее время эжектируемого
воздуха в трехступенчатом электронагревателе
осуществляются в широких пределах, при
дросселировании давление воздуха снижается
до 15—30 кгс/м2 и его подача в помещение
производится практически бесшумно.
Каждую установку кондиционирования
воздуха обслуживает компрессорно-конденсатор-
ный агрегат типа VS32DT холодопроизводи-
тельностью 86500 ккал/ч при ^0 = 5°С, ^К=40°С.
Холодильный агент — фреон-12.
Производительность шестицилиндрового
компрессора регулируется отжимом пластин
всасывающих клапанов двух или четырех
цилиндров электромагнитным устройством,
управляемым двумя прессостатами. При
понижении давления кипения фреона до 2,2 кгс/см2
первый прессостат отключает два цилиндра
компрессора, после понижения давления
до 1,9 кгс/см2 второй прессостат
останавливает два других цилиндра. При
увеличении тепловой нагрузки давление
кипения фреона повышается и цилиндры
включаются в обратном порядке. В
соответствии с изменением
производительности компрессора автоматически меняется и
подача фреона в воздухоохладитель
кондиционера, что достигается включением или
выключением (от вышеуказанных прессостатов)
соленоидных вентилей, установленных перед
терморегулирующими вентилями.
Для обслуживания отдельных лабораторий
на судне имеются автономные кондиционеры
типов KTS1 и KTS2. Ниже приведена
техническая характеристика этих кондиционеров.
KTSl KTS2
Производительность по воздуху,
м*\я 300 600
Холодопроизводительность при t0=
=5°С, *К=40°С, ккал/ч 1900 4900
Расход охлаждающей воды при tB=
=20°С, *•/* 0,13 0,6
Количество фреона в системе, кг . 3,5 6,5
Общая потребляемая мощность, кет 3,5 7
в том числе на отопление, кет . 2,4 4,8
Вес, кг 200 240
Работа кондиционеров полностью
автоматизирована и обеспечивает заданную
температуру воздуха в лабораториях.
Автоматизация системы кондиционирования
воздуха. Пневматическая система
автоматизации типа FAR-1 (см. рис. 1), разработанная
фирмой «Хониуэлл» (США), управляет
работой центрального кондиционера, регулирует
температуру, влажность воздуха и давление
воздуха в магистральных воздуховодах. Этой
системой оснащены пять климатических
станций судна. Особенность системы
автоматизации состоит в том, что датчик температуры и
влажности отделен от собственно регулятора.
Благодаря этому можно регулировать
параметры воздуха независимо от места измерения
и устанавливать заданный режим работы
системы по шкалам регуляторов.
Система регулирования состоит из
редукционной станции сжатого воздуха,
электропневматического реле, пневмодатчиков,
регуляторов увлажнения и температуры, статического
датчика давления воздуха, пневмоклапанов.
Перевод системы регулирования на
необходимый режим термовлажностной обработки
воздуха производится двухступенчатым
переключающим электротермостатом 4 (диапазон
регулирования 13—29°С, дифференциал
1,1°С), установленным после вентилятора на
пути наружного воздуха. Электротермостат 4
через распределительный электрощит 3 связан
с электропневматическим реле 2 и холодильным
агрегатом 17. При работе по летнему режиму
автоматически поддерживается температура
кипения фреона, а следовательно, и
температура воздуха, подаваемого к обслуживаемым
помещениям.
При зимнем режиме включается пневмоси-
стема FAR. При этом сжатый воздух от
судовой системы при давлении 5 кгс/см2 подается
на редукционную станцию, где давление
воздуха снижается до 1,25 кгс/см2. Через
электропневматическое реле 2 воздух поступает на
пневморегуляторы увлажнения 5, температуры
6 и их выключатели 7, 8, а также на пневмо-
клапан 23.
Влажность воздуха, выходящего из
распределительной камеры центрального кондицио-
14

нера, регулируется датчиком 10,
чувствительным элементом которого является нейлоновая
нить (при увеличении влажности нить
удлиняется, при уменьшении — сокращается).При
отклонении влажности воздуха от заданного
значения датчик 10 подает импульс на пнев-
морегулятор 5, который посылает команду на
исполнительный орган — пневмоклапан 22.
Пневмоклапан под воздействием сжатого
воздуха открывается и пар при избыточном
давлении 0,5 кгс/см2 поступает в кондиционер.
Температура воздуха регулируется
датчиками 9 и, 11, связанными с пневморегулятором 6.
Последний управляет работой пневмоклапана,
установленного на линии горячего пара для
калорифера 14. Контроль температуры
воздуха до вентилятора и после калорифера
обеспечивает плавную работу системы и
поддерживает стабильную температуру воздуха на
выходе из кондиционера.
Стабильное давление нагнетаемого воздуха
обеспечивается статическим датчиком 20,
установленным в канале воздухопровода. При
колебаниях давления воздуха датчик 20 воз-
tt°C
25
20
/S
Чд
tp.n
5 10 15 20 25 ¦ д0 tH> °C
Рис. 2. Зависимость /р.п и ?в.д от tH.
действует на пневмоклапан 22, который
открывает или закрывает спускной клапан для
отвода избыточного давления.
Для обслуживания больших помещений
(кают-компаний, столовой, красного уголка)
предназначена климатическая станция,
оборудованная системой автоматики типа FAR-2. Ее
работа аналогична системе FAR-1. Основное
отличие в том, что датчики температуры и
влажности установлены непосредственно в
обслуживаемых помещениях. Обе системы
автоматики работают устойчиво и обеспечивают
заданные параметры воздуха.
Испытания системы кондиционирования
воздуха. В период рейса судна «Академик
Курчатов» из Калининграда в Монровию в марте —
июне 1970 г. были проведены испытания
системы кондиционирования воздуха для
определения ее эксплуатационных и
технико-экономических характеристик. Испытания
проводились при различных метеорологических
условиях: температура наружного воздуха
колебалась в пределах 4—29°С, температура
забортной воды 3—29°С, относительная
влажность воздуха 70—87%. При температуре
наружного воздуха 12—16°С установка
работала в режиме вентиляции.
В помещениях поддерживалась
температура 22—23°С и относительная влажность 60%
при температуре воздуха, выходящего из
центрального кондиционера, 12°С.
Установлено, что воздух в вентиляторе
нагревался на 8°С и в воздухопроводах на
4—5°С.
Изменение равновесной температуры поме-
Рис. 3. Изображение на d,
(-диаграмме процессов термовлажностной
обработки воздуха в кондиционере:
НН1 — подогрев наружного воздуха
в вентиляторе; НхО — охлаждение
и осушение в воздухоохладителе;
00х — нагрев в воздуховодах; БО1—
смешение первичного и
рециркуляционного воздуха в доводчике; ПВ —
изменение состояния воздуха в
помещениях.
8.33.8 1П
19,8 d г/иг
15

Результаты испытаний экспериментальной фреоновой зжекторной холодильной
машины в режиме кондиционирования воздуха
Канд. техн. наук Ю. В. ЗАХАРОВ, Л. М. АНДРЕЕВ, А. А. ЛЕХМУС, И. А. РАШЕВСКИЙ
Николаевский кораблестроительный институт
Показатели
Обмен воздуха, объем/ч . . .
Расход холода, ккал/ч . . .
Расход электроэнергии, кет 1ч
переходный „
зимний „
Расход греющего пара в
режиме отопления, кг/ч . . .
Расход тепла, ккал/ч ....
Удельные показатели
работы системы
на 1 лс3
помещения
7,4
141,6
0,077
0,028
0,0644
0,32
127
на 1
человека
2880
1,565
0,578 !
1,3
0,51
2580
питки котлов и других нужд. Однако отвод
воды на судне запроектирован за борт.
Проведенные испытания позволили
установить технико-эксплуатационные
характеристики системы кондиционирования воздуха (см.
таблицу).
В зимнем режиме расход пара для
увлажнения составил 297,5 кг/ч, расход сжатого
воздуха на пневмоавтоматику 1,9 нм3/ч.
Опыт эксплуатации системы
кондиционирования воздуха в течение 1966—1970 гг.
показал, что в помещениях на судне создавались
благоприятные условия при плавании в
различных широтах.
щения /р.п и температуры вдуваемого воздуха
/в.д в зависимости от температуры наружного
воздуха tn приведено на рис. 2. При tH=2b°C
и выше устанавливается температурная
разность At = tK—?p.n = 5-f-6,5°C, что соответствует
расчетным данным и комфортным условиям
обитаемости. Разница между температурой
отдельных помещений не превышала 1—3°С.
Колебания температуры воздуха внутри кают
составляли в среднем 1°С. Рабочие процессы
летнего режима обработки воздуха в
диаграмме i, d, построенные по результатам
испытаний, приведены на рис. 3. По диаграмме были
определены расход холода и количество
сконденсированной воды в кондиционере при
наиболее жарких условиях:
Q = LH(in—/0) =66400 ккал/ч.
Следовательно, производительность
холодильной машины превышала потребность
примерно на 25%, в связи с чем два цилиндра
были постоянно отключены.
Количество сконденсированной воды в
одной установке составило:
G = Ln(dH—d0)' 10-3=61 кг/ч.
Следовательно, в шести установках за
сутки возможно собрать более 8 т пресной воды,
что подтвердилось многократными
измерениями. Эту воду можно использовать для под-
В отраслевой научно-исследовательской
лаборатории кондиционирования воздуха
Николаевского кораблестроительного
института совместно с проектной организацией
судостроительной промышленности создана и
испытана экспериментальная фреоновая эжек-
торная холодильная машина ФЭХМ [1].
Принципиальная схема экспериментальной
ФЭХМ, использующей в качестве греющей
среды водяной пар давлением 5—7 кгс/см2
(применительно к судовым утилизационным
котлам), показана на рис. 1.
Водяной пар вырабатывается в
электрокотле/и подается во фреоновые
пароперегреватель 2 и парогенератор 3. Перегретый
фреоновый (фреон-12) рабочий пар, расширяясь в
621.572:628.83
сопле эжектора 4, обеспечивает отсос
холодных паров фреона из испарителя 5.
Утилизация холода в испарителе осуществляется с
помощью воды, подогреваемой в
электронагревателе 6.
Смесь рабочего и холодного пара из
эжектора поступает в конденсатор 7 через
регенератор 5 или минуя его. Теоретически
эффективность теплообменника, в котором тепло
сжатых в эжекторе паров передается жидкому
фреону перед поступлением его в
парогенератор, для некоторых фреонов, в частности для
фреона-12, показана в работе [2]. Ниже
приводится экспериментальное подтверждение
целесообразности такого решения ФЭХМ.
к

где QK
В /7 * tO /
Рис. 1. Принципиальная схема экспериментальной ФЭХМ:
водяной пар; • фреон; —.—.—. теплая вода;
— X — масло.
Часть жидкого фреона из конденсатора
через фильтр 9 и дроссельный (ручной
регулирующий) вентиль 10 поступает в испаритель.
Другая его часть, равная расходу рабочего
пара на эжектор, с помощью насоса 11
подается (через регенератор 8 или минуя его) в
парогенератор. Для перекачивания жидкого
фреона применен шестеренчатый топливный насос
с самоустанавливающимся двусторонним гра-
фитометаллическим сальником. Для этого
сальника предусмотрена масляная система,
состоящая из насоса 12 и водяного
маслоохладителя 13.
Регулирование производительности насоса
обеспечивается путем дросселирования
жидкого фреона на всасывании насоса вентилем 14.
Для предотвращения вскипания фреона
(явления кавитации) последний переохлаждался
водой в переохладителе 15.
Расходы жидкого рабочего (на
парогенератор) и холодного (на испаритель) фреона
измеряли с помощью расходомеров 16 типа
РЭД3101 и РЭД3103 с вторичными
приборами типа ЭПИД-04, ДСР1-04 и ЭИВ2-01 [3].
При этом для повышения точности измерения
расхода холодного фреона применяли два
подключенных параллельно расходомера: при
малых расходах использовали один РЭД 3103, а
при больших — два.
Кроме того, расходы фреона
контролировали по балансу переохладителя, испарителя и
конденсатора.
Расходы воды на испаритель, конденсатор и
переохладитель измеряли стеклянными
ротаметрами 17 типа РС-7 и РС-5.
Температуру фреона и воды измеряли
лабораторными термометрами с ценой деления
0Д°С. Для измерения давления фреона
использовали образцовые манометры.
Номинальному режиму работы
машины соответствуют следующие
параметры: давление рабочего пара
фреона (перед соплом эжектора)
/?р = 40 кгс/см2, его температура tv =
= 140°С, температура кипения/0 =
= 7°С и конденсации 4 = 37°С.
Кроме того, проведены испытания
машины при отклонении рабочих
параметров от номинальных. При этом
степень перегрева рабочего пара в
разных опытах составляла: Д^р =
= 5-=-40°С, а холодного пара А/Вс =
= 5-=-10°С, что позволяло
относительно точно определять энтальпию
пара фреона.
Холодопроизводительность
машины определяли тю тепловой нагрузке
испарителя, вычисленной как по воде, так и
по фреону.
Суммарная тепловая нагрузка Qrw
парогенератора и пароперегревателя
экспериментальной ФЭХМ для нормальных условий
эксплуатации без переохладителя (совместно с
подогревом фреона в насосе) составит
Ч:гю — Укад Уow Упогу ККйЛ/Ч,
A)
и Quow — количества тепла,
отнимаемые водой от фреона в
конденсаторе и
переохладителе, ккал/ч;
Qow — холодопроизводительность по
воде, ккал/ч.
Q*
ocw\tnow2 *iiowl) ККйЛ/Ч.
Тогда тепловой коэффициент ФЭХМ
Qow Qow
L>xe> — '
B)
где
Qrw Qkw — Qow — Qnow
Коэффициент эжекции по расходам фреона
uQ=2*% C)
Сфр
бфи — расход фреона через испаритель,
расход
кг/ч;
бфР — расход рабочего фреона через
эжектор, кг/ч,
следует считать наиболее надежным опытным
показателем по сравнению с коэффициентами
эжекции, определенными через энтальпии
фреона по балансу энергии эжектора или из
баланса (по воде и фреону) генератора и
испарителя.
Расчетная среднеквадратичная погрешность
определения теплового коэффициента %w и ко-
3 Зак. 35
17

эффициента эжекции UG по формулам B) и
C) составила 4,5%, а общий дебаланс ФЭХМ,
подсчитанный по балансу всех аппаратов со
стороны фреона, в опытах не превышал
3-4%.
Предварительно в эксперименте для
критического диаметра рабочего сопла эжектора
dpx = 3,8 мм (при номинальном расходе
рабочего пара фреона) были определены
оптимальные . геометрические соотношения эжектора
при номинальных параметрах pv, tv, рю р0>
т. е. диаметр d% цилиндрической камеры
смешения и расстояние /с между устьем сопла и
входным сечением камеры смешения.
Оптимальным оказался d3=l0 мм и /з//р* = 6,9, что
практически соответствует расчетному [4]
отношению /з//рх = 6,74> где площади сечений /3 =
= 0,785 d\ и ]рх = 0,785 d2x. Оптимальное опыт-
ное расстояние /с = 23 мм существенно
отличается от расчетного [4] /с=18 мм, что для
фреоновых эжекторов позволяет
рекомендовать в первом приближении принимать
опытную константу а = 0,05-г-0,06 в формуле [4]
0,37 + и
4,4а
DI
против обычно рекомендуемых для упругих
сред значений а = 0,07^-0,09 (в формуле
d\ — диаметр выходного сечения рабочего
сопла).
Приводим результаты испытаний ФЭХМ без
регенерации и с регенерацией в номинальном
режиме: \
Без'реге- С реген е-
нерации рацией
Давление, кгс/см*
рабочего пара 39,0
кипения 3,9
конденсации 9,04
за эжектором 9,1
Температура, °С
рабочего пара . 140,5
всасываемого пара 12,7
фреона на выходе из
конденсатора 33,9
фреона за переохладителем . . 17,1
фреона за насосом 28,6
жидкого фреона перед
генератором (за регенератором) . . 28,6
паров за эжектором 77,4
паров за регенератором .... 77,4
Холодопроизводительность по воде,
ккал/ч 8170
Действительная тепловая нагрузка,
I на генератор (с учетом
переохладителя), ккал\я 27500
Тепло, подведенное в генераторе и
насосе, для машины без
переохлаждения, ккал\я 23770
Тепловая нагрузка, ккал\я
конденсатора по воде 34600
39,4
3,9
9,0
9,23
139,7
11,5
35,5
18,1
31,6
63,9
79,5
40,7
7740
22180
18190
28800
регенератора по жидкому фре-
переохладителя по воде .... 2660 2880
насоса по жидкому фреону . . 1580 1770
Общий тепловой дебаланс машины,
% 5,0 ^6,5
Действительный коэффициент
эжекции по расходам фреона .... 0,565 0,51о
Действительный тепловой
коэффициент машины по воде 0,345 0,426
Как видно из приведенных данных,
регенерация на стороне нагнетания эжектора
приводит к относительному увеличению теплового
коэффициента машины на 25,6%, несмотря на
то, что коэффициент эжекции из-за
дополнительного гидравлического сопротивления
регенеративного теплообменника ('—'0,15 кгс/см2)
при одинаковом давлении в конденсаторе
снизился на 8,3%.
На рис. 2 представлена зависимость
теплового коэффициента и коэффициента эжекции
от температуры перегрева рабочего пара при
/?р~40 кгс/см2, /0~7°С (р0~3,9 кгс/см2) и /к~
^37°С (/?к~9 кгс/см2). Увеличение перегрева
рабочего пара на каждые 10°С (в диапазоне
115—150°С при температуре насыщения для
/?р=40 кгс/см2 равной 111°С) приводит к
относительному росту коэффициента эжекции UG
приблизительно на 10%, а теплового
коэффициента на 6—7%.
Значит, в реальных условиях работы ФЭХМ
необходимо стремиться к повышению
температуры рабочего пара до предельной в
зависимости от располагаемой температуры греющей
среды для фреонового парогенератора и
пароперегревателя.
На рис- 3 приведена зависимость теплового
коэффициента, коэффициента эжекции и холо-
0,43
0,41
0,39
0,37\
0,35
у
ь-Щ'/Ьр)
)
А
\±_
/
г
/
^S».
/
О
А
/
Ur
0,60
055
050
ОМ
0,40
110
1ZO
130
по
150tp,°0
Рис. 2. Зависимость теплового
коэффициента и коэффициента эжекции от
температуры перегрева рабочего пара.
18

0,5
DM
0,3
0,Z\
0,1
6-m
i
о-%•/, fa)
tw
V*
0,3
0,2
0,1
-1 0 1
Рис. З. Зависимость теплового коэффициента,
коэффициента эжекции и холодопроизводительности
от температуры (давления) конденсации при
рр«40 кгс/см2, fp~140°C, /0~7°С (р0~9 кгс/см2).
допроизводительности от температуры
(давления) конденсации для ФЭХМ с регенерацией
и без регенерации при /?р~40 кгс/см2, tv^
~140°С, t0~7°C (р«3,9 кгс/см2).
Как видно из рис. 3, экспериментально
подобранные геометрические параметры
эжектора соответствуют оптимальному эжектору,
работающему на предельном режиме (при
увеличении рк резко падают UG и %w). При
значительном снижении рк против номинального
значения коэффициент эжекции практически
остается неизменным, а холодопроизводитель-
ность машины возрастает за счет увеличения
удельной весовой холодопроизводительности.
Зависимость теплового коэффициента,
коэффициента эжекции и
холодопроизводительности ФЭХМ с регенерацией от температуры
(давления) кипения при рр~40 кгс/см2, tv^
«140°С, /к~37°С (/?к~9 кгс/см2) представлена
на рис. 4. Как видно, величина давления
(температуры) кипения значительно влияет на
показатели работы машины, причем это влияние
больше проявляется при t0, меньших
расчетного номинального t0 = 7°Cy и меньше при ^0>7°С.
При одной и той же
холодопроизводительности машины тепловая нагрузка на генератор в
цикле с регенерацией значительно меньше, чем
Z 3
_J L
5 6 7
3,15
336
3,58
381
4,06 %31ри,нгс/смг
Рис. 4. Зависимость теплового коэффициента,
коэффициента эжекции и холодопроизводительности от
температуры (давления) кипения при рр~40 кгс/см2, гр«
«140°С, г„~37°С (рк~9 кгс/см2).
в цикле без регенерации. Тепло, подводимое в
регенераторе, по отношению к тепловой
нагрузке генератора, зависит от температуры
рабочего пара и в пределах изменения tp от
115 до 151°С составляет соответственно 9,6—
28,0% (в номинальном режиме 22,5% при /р =
= 140°С).
Тепло, подведенное к жидкому фреону в
насосе, в номинальном режиме работы машины
без регенерации составляет приблизительно
5—6% тепловой нагрузки генератора, а с
регенерацией 10%.
При испытаниях получены значения
действительных UG и %w, отличающиеся от
расчетных на 10—15%, что является
удовлетворительным.
ЛИТЕРАТУРА
1. Захаров Ю. В., Андреева Л. М., Ш о-
стак В. П. О рациональном типе судовой
холодильной машины для кондиционирования воздуха.
«Холодильная техника», 1969, № 8.
2. Захаров Ю. В., Андреев Л. М., Шо-
с т а к В. П. Выбор фреона для судовой
утилизационной пароэжекторной холодильной машины. Труды
Всесоюзной конференции по термодинамике. Сб.
докладов секции «Новые теплоэнергетические и
холодильные схемы и циклы». Л., 1969.
3. Оносовский В. В., Налимова М. Ю.
Применение ротаметров для измерения расхода жидкого
холодильного агента. «Холодильная техника», 1967,
№ 1.
4. С о к о л о в Е. Я., Зингер Н. М. Струйные
аппараты. М., Госэнергоиздат, 1960.
3*

Влияние характера процесса в генераторе на эффективность
абсорбционной бромистолитневой машины с низкотемпературным
источником обогрева
Доктор техн. наук Л. М. РОЗЕНФЕЛЬД
Институт теплофизики СО АН СССР
В. И. ДОГОЛЯЦКИЙ
Большой концертный зал «Октябрьский», г. Ленинград
Использование источников
низкотемпературного тепла для получения искусственного
холода находит все большее распространение
для систем кондиционирования воздуха и
охлаждения технологической воды в различных
промышленных предприятиях [1].
Исследование бромистолитневой
холодильной машины АБХМ-2,5 на стенде
Черниговского завода синтетического волокна [2—4]
показало, что при обогреве затопленного
генератора горячей водой потери в нем
значительно выше, чем при применении пара. Это
в основном связано с влиянием
гидростатического давления столба раствора, которое
имеет место в затопленном генераторе.
621.5.043:621.575.9
В целях исследования эффективности
работы абсорбционной бромистолитневой
холодильной машины с пленочным и затопленным
генераторами был сооружен специальный
стенд.
Принципиальная схема холодильной
машины и стенда для ее испытаний представлена на
рис. 1.
В межтрубном пространстве испарителя 1
кипит холодильный агент (вода), стекающий
по наружной поверхности трубок и
охлаждающий технологическую воду, проходящую через
трубки. Насос 2 осуществляет рециркуляцию
хладагента для создания необходимой
плотности орошения трубчатки и интенсификации
К потребителям
6 канализацию
Из артезианской
скважины
• Нрепиии раствор Дистиллированная вода
Слабый раствор —*—*- Охлаждаемая вода
\ I— Измерительная диафрагма
* * t Греющая вода
• • ¦ Охлаждающая вода
20
Рис. 1. Принципиальная схема холодильной машины и стенда для ее испытаний.

процесса теплообмена в испарителе. Водяной
пар поступает в межтрубное пространство
оросительного абсорбера 3, где абсорбируется
раствором бромистого лития, распыляемым
над трубчаткой аппарата. Теплота абсорбции
отводится охлаждающей водой, подаваемой
погружным насосом 4 из артезианской
скважины.
Слабый раствор забирается из абсорбера
насосом 5. Часть раствора подается через
теплообменник 6 в генератор, а оставшееся
количество — снова в абсорбер для создания
необходимой плотности орошения трубчатки
абсорбера. В генераторе 7 слабый раствор
распыляется форсунками и, стекая по наружной
поверхности трубчатки, выпаривается за счет
тепла горячей воды, подаваемой насосом 8 из
теплоцентра.
Крепкий раствор из генератора забирается
насосом 9. Часть раствора подается через
теплообменник в абсорбер, а оставшееся
количество — снова в генератор для создания
необходимой плотности орошения трубчатки
генератора. Образующийся при выпаривании
раствора практически чистый водяной пар
конденсируется в конденсаторе 10. Теплота
конденсации отводится охлаждающей водой,
поступающей в трубное пространство конденсатора
из абсорбера. Образующийся конденсат
стекает через гидрозатвор в испаритель.
Тепловая нагрузка на испаритель
создавалась горячей водой, подаваемой в отсек 11
аккумуляторного бака из тепловой сети. В
отсеке 11 горячая вода смешивалась с
охлажденной водой, переливающейся из отсека 12
аккумуляторного бака. Регулирование
количества горячей воды и, следовательно, величины
тепловой нагрузки на испаритель
осуществлялось вентилем 13. Для поддержания
постоянства холодопроизводительности температуру
воды, поступающей в испаритель,
контролировали по термометру с ценой деления О,ГС,
установленному непосредственно после насоса
14. Избыток воды из отсека 11 сливался в
отсек 15 (перегородка между отсеками 11 и 15
установлена ниже перегородки между
отсеками 12 и 11). Из отсека 15 вода удалялась в
канализацию насосом 16. Количество
охлаждаемой воды регулировалось задвижкой 17.
Абсорбер и конденсатор охлаждались
артезианской водой с постоянной температурой.
Количество охлаждающей воды регулировалось
задвижкой 18. Задвижка 19 была закрыта.
Обогрев генератора осуществлялся из
городской теплосети. В летнее время, когда
работает только одна магистраль для горячего
водоснабжения (прямая или обратная),
температура горячей воды устанавливается службой
теплоснабжения Ленэнерго в пределах 60—
80°С. В зимний и переходный периоды времени
необходимая температура горячей воды
достигалась следующим образом: открывали
задвижки 20 и 21 на обратном трубопроводе
районной магистрали теплосети. Температуру
горячей воды регулировали и поддерживали
подмешиванием воды из прямого трубопровода
районной магистрали задвижкой 22.
Температуру горячей воды, подаваемой в
генератор, измеряли лабораторным термометром
с ценой деления 0,ГС, установленным
непосредственно после насоса 8 в теплоцентре.
Количество воды регулировали задвижкой 23.
Генератор исследовали при установившемся
режиме работы машины, характеризуемом
постоянством внешних и внутренних параметров.
Испытания проводили по внешнему и
внутреннему тепловым балансам аппаратов. Снятию
замеров предшествовала работа машины в
течение 1,5—2 ч, необходимых для достижения
установившегося режима. По каждому
испытанию проводили 6—8 замеров с интервалом
15 мин-
Разность концентраций между крепким и
слабым растворами (зона дегазации)
поддерживали во время испытаний в пределах 3,5—
4,5%. Циркуляцию раствора,
соответствующую этой зоне дегазации, устанавливали
вентилями 24 и 25. Плотность орошения трубок
аппаратов регулировали вентилями 26, 27п28.
Температуру воды и раствора измеряли
лабораторными термометрами ТЛ-4 с ценой
деления 0,ГС. Расходы охлаждающей,
охлаждаемой и горячей воды определяли по
дифференциальным расходомерам типа ДП-410 с
точностью 3%, расход холодильного агента
(конденсата, стекающего из конденсатора в
испаритель) — ротаметром 29 типа РЭД-3101
с точностью 2%, расходы слабого и крепкого
растворов—камерными диафрагмами и
ртутными дифференциальными манометрами.
Концентрацию раствора устанавливали по
диаграмме удельный вес—концентрация для
водного раствора бромистого лития. Удельный вес
раствора измеряли денсиметрами с ценой
деления 0,001 г/см3.
Упругость паров в аппаратах определяли
дифференциальными манометрами,
заполненными вакуумным маслом ВМ-4 или ртутью и
соединенными одним концом с аппаратом а
другим — с сосудом эталонного вакуума.
Эталонный вакуум создавался ротационным
вакуум-насосом РВН-20 и измерялся
термопарным вакуумметром типа ВТ-2АП. В сосуде
создавалось давление 0,1—0,2 мм рт. ст.
Испытываемый генератор по горячей воде
представляет собой шестиходовой аппарат.
21

Схема расположения ходов аппарата
представлена на рис. 2. Каждый ход состоит из 51
трубки диаметром 25X1,5 мм из мельхиора
марки МНЖМц-30-1-1. Орошение трубок
происходит из 72 форсунок с диаметром сопел
3,5 мм. Визуальные наблюдения показали, что
орошение верхних рядов трубок равномерное.
При испытаниях холодильной машины с
затоплением трубчатки генератора высота
столба раствора над нижним рядом трубок
составляла 400 мм.
Результаты измерений по одному из
режимов приведены в таблице-
На рис. 3 представлены действительные
процессы абсорбционной бромистолитиевой
холодильной машины с оросительным (а) и
затопленным (б) генераторами в диаграмме
концентрации — энтальпия для водного
раствора бромистого лития.
Крепкий раствор, выходящий из генератора
(состояние в точке 4), охлаждается в
теплообменнике (точка 8) и поступает в абсорбер.
Здесь крепкий раствор смешивается с частью
слабого раствора, поступающего из абсорбера
(точка смеси 9), и распыляется над
трубчаткой абсорбера. Процесс абсорбции 9-10-2. По-
Рис. 2. Схема расположения ходов
аппарата:
а — генератор; б — конденсатор;
/—VI — ходы генератора по воде.
тери действительного процесса в абсорбере,
вызванные наличием неабсорбируемых паров
и газов и гидравлическим сопротивлением
трубчатки абсорбера, выражаются разностью
между теоретической концентрацией слабого
раствора (точка 2*) и действительной
концентрацией раствора, выходящего из абсорбера
(точка 2), и составляют 0,6—1,1%.
Слабый раствор (точка 2) нагревается в
теплообменнике (точка 7) и поступает в
генератор. В случае работы пленочного генератора
слабый раствор, выходящий из
теплообменника, смешивается с крепким раствором,
уходящим из генератора (точка 4), для создания
необходимой плотности орошения трубок
генератора (точка смеси 5). Смешанный раствор
распыляется над трубчаткой генератора и
выпаривается (процесс 5-6-4). В случае работы
затопленного генератора слабый раствор
после теплообменника подается непосредственно
в генератор. Процесс в генераторе затопленно-
Показатели
Температура, °С
воды
на входе в генератор .
на входе в испаритель .
на входе в абсорбер . .
рециркулирующей в ис-
раствора в генераторе
Расход воды, м3/ч
Упругость паров, мм рт. ст.
Холодопроизводительность,
Тепловая нагрузка на генера-
Действительный тепловой ко-
Концентрация раствора, %
крепкого
действительная ....
недовыпаривание . . .
слабого
| действительная ....
недонасыщение ....
Удельный тепловой поток в
генераторе, ккал[(м2-ч) . .
Тип генератора 1
)сительный
иркуляцией
5, а
О о
62,5
10,2
12,0
5,9
54,0
57,8
100
43
100
7,0
35,5
340
470
0,72
51,0
52,0
1,0
47,2
1 46,3
0,9
3270
Затопленный
&в
О К
63,3
10,2
12,0
6,3
52,4
56,0
100
43
100
7,2
33,5
300
430
0,70
49,4
51,6
2,2
46,3
| 45,4
0,9
3040
рецир-
ЯЦИИ
о и
63,2
10,2
12,0
6,3
47,5
55,6
100
43
100
7,2
32,5
300
415
0,72
49,2
51,8
2,6
46,1
45,2
0,9
2910
22

Паробая (раза
% кнап\ч
Концентрация ?,%• '
а $
Рис. 3. Действительные процессы абсорбционной бромистолитиевой
холодильной машины с оросительным (а) и затопленным (б) генераторами
в диаграмме концентрация-энтальпия для водного раствора бромистого
лития.
го типа без рециркуляции крепкого раствора
7-6-4. Действительная концентрация крепкого
раствора 1Г ниже теоретического значения ?*
на величину недовыпаривания.
Рассмотрение результатов испытаний
показало, что недовыпаривание раствора в
пленочном генераторе меньше, чем в затопленном:
AL<aL. Величина недовыпаривания раст-
0 а л о
вора в пленочном генераторе составляет и,о—
1,1%, в затопленном — 2,2—2,6%. Увеличение
недовыпаривания раствора объясняется
влиянием гидростатического давления столба
раствора.
Казалось бы, что введение рециркуляции
крепкого раствора в затопленном генераторе,
выравнивая температуру раствора по высоте,
позволит уменьшить величину
недовыпаривания раствора в генераторе. Однако опыты
показали, что это не дает заметного результата,
так как превалирует влияние
гидростатического давления столба кипящего раствора.
Из приведенных на рис. 4 опытных данных
видно, что при одинаковых температурах
кипения воды холодопроизводительность
повышается с ростом концентрации крепкого
раствора. В опытах при одинаковых внешних
условиях концентрация крепкого раствора в
пленочном генераторе на 1,0—1,6% выше, чем в
50 52 54 iri%
Рис. 4. Изменение холодопро-
изводительности машины в
зависимости от концентрации
крепкого раствора при
различных температурах кипения
воды (°С) в испарителе:
/ — 8,3—8,6; 2 — 7,2—7,4; 3 —
6,2—6,4; 4 — 5,8—5,9;. 5 —
4,1—4,3; 6 — 2,7—3,0.
затопленном, что дает увеличение холодопро-
изводительности на 10—15%.
Проведенные испытания показали, что при
работе бромистолитиевой холодильной
машины, использующей тепло низкого потенциала,
целесообразно применение пленочного
генератора.
ЛИТЕРАТУРА
1. Розенфельд Л. М., Карнаух М. С, Тимо-
феевский Л. С. и др. Кондиционирование
воздуха в ленинградском Большом концертном зале
«Октябрьский». «Холодильная техника», 1968, № 10.
2. Розенфельд Л. М., К а р н а у х М. С, Тимо-
феевский Л. Си др. Испытание абсорбционной
бромистолитиевой холодильной машины.
«Холодильная техника», 1965, № 5.
3. Розенфельд Л. М., Карнаух М. С,
Тимофее в с к и й Л. С. и др. Характеристики крупного
бромистолитиевого холодильного агрегата.
«Холодильная техника», 1966, № 3.
4. Ш м у й л о в Н. Г. Особенности действительных
процессов промышленной абсорбционной
бромистолитиевой холодильной машины. «Холодильная техника»,
1966, № 7.

Исследование пускового режима герметичного поршневого компрессора
Канд. техн. наук Б. Д. РЕДКОЗУБ, В. С. ДОРОШ
621.57.041-213.3
Одной из основных задач проектирования
герметичных компрессоров является
рациональный выбор начального пускового
вращающего момента встроенного
электродвигателя, обеспечивающего пуск под
нагрузкой [1].
Повышенные требования к величине
пускового момента приводят к неоправданному
увеличению размеров, усложнению конструкции
и, следовательно, удорожанию
электродвигателя. Повышенный пусковой момент
электродвигателя — одна из причин вибраций при
пуске герметичного компрессора [2].
В то же время при выборе электродвигателя
с недостаточным пусковым моментом время
разгона увеличивается, что может вызвать
перегрев электродвигателя (пусковой ток в 5—8
раз превышает номинальный) и отрицательно
сказаться на потребителях энергии,
питающихся от той же сети, из-за падения напряжения.
Не допускается длительное прохождение
пускового тока через конденсаторы пусковой и
рабочей емкостей однофазных
электродвигателей [3]. По указанным соображениям время
разгона компрессоров ограничивают. Для
малых компрессоров оно составляет 3—5 сек
[3, 4].
Время разгона можно найти аналитически
из уравнения движения машины [5]
dw
Мд-Л1с = /пр—, A)
где Мд — момент, развиваемый движущими
силами (в данном случае
вращающий момент электродвигателя);
Мс — момент, затрачиваемый на
преодоление полезных и вредных
сопротивлений в системе
(противодействующий момент компрессора);
/пр — приведенный момент инерции
вращающихся масс;
w —угловая скорость;
t — время.
Из уравнения A)
dw
Отсюда время разгона
С dw
<>=1»>)ж=к> C)
о
где wv — угловая скорость двигателя,
достигнутая за время tv.
При пуске без нагрузки УИс = 0. В этом
случае, как видно из уравнения A), момент,
развиваемый двигателем, затрачивается только на
разгон инерционных масс.
При пуске под нагрузкой электродвигатель
должен развивать момент, достаточный не
только для разгона инерционных масс, но и
для преодоления момента сопротивления
разгоняемой машины [6]. Поэтому время разгона
и потери в электродвигателе при пуске под
нагрузкой больше, чем при пуске вхолостую.
В поршневых компрессорах момент
сопротивления является сложной функцией угла
поворота. На величину времени разгона при
пуске под нагрузкой существенно влияют
характер изменения противодействующего момента
и положение поршня в момент пуска.
Для пуска компрессора под нагрузкой
рекомендуется [7] выбирать пусковой момент
электродвигателя равным наибольшему
противодействующему моменту компрессора,
который выражен пиком (несглаженным
маховиком) на тангенциальной диаграмме. Это
основано на допущении, что все положения
поршня при остановке равновероятны, а закон
изменения давления в цилиндре в период
пуска такой же, как и в установившемся режиме.
Следовало проверить достоверность этих
допущений для малых герметичных поршневых
компрессоров, отличающихся от открытых
машин меньшими маховыми массами и
отсутствием поршневых колец.
Основным объектом исследования был
выбран одноцилиндровый компрессор типа ФГП:
условия его пуска тяжелее, чем компрессора с
большим числом цилиндров. Диаметр
цилиндра компрессора 42 мм, ход поршня 26 мм,
холодопроизводительность 2200 ккал/ч при
/0 = 5°С и/к = 40°С.
Для этого компрессора по методике [7] с
учетом допустимого падения напряжения и
режима работы было найдено требуемое
отношение начального пускового вращающего
момента Мнач к номинальному Л1Ном пРи *о = 5°С,
fK = 40°C. Это отношение было равно 9,2.
Затем было выполнено экспериментальное
определение начального момента,
необходимого для нормального пуска компрессора. Для
этого в компрессор встроили однофазный
конденсаторный электродвигатель ДГ-0,55,
имеющий пусковую и рабочую емкости.
Предварительно на открытом стенде для
электродвигателя определяли зависимость на-
24

чального пускового вращающего момента от
величины пусковой емкости. При испытаниях
компрессора за счет изменения пусковой
емкости можно было в широких пределах
изменять величину пускового момента
электродвигателя, не нарушая рабочую часть его
механической характеристики.
Компрессор испытывали на
калориметрическом стенде. Пуски проводили при /0=10°С,
/К = 50°С и напряжении сети, составляющем
85% номинального.
Время разгона определяли по
осциллограммам тока. Одна из них приведена на рис. 1.
Период разгона (до отключения пусковой
емкости) легко отличить от начала
установившегося периода по амплитудным значениям тока:
величина амплитуды тока во время разгона
значительно больше этой величины в
установившемся режиме. Время разгона находится
как произведение числа периодов тока на
время одного периода (для тока частотой 50 гц
время одного периода 0,02 сек).
Зависимость времени разгона от отношения
Мнач/Мном приведена на рис. 2. При
изменении отношения Мнач/Ммон от 2 до 4,6 время
разгона линейно уменьшается. Даже незначи-
ip~0,32cex Л
тельное уменьшение этого отношения ниже 1,5
приводит к резкому увеличению времени
разгона.
В целом проведенные испытания позволяют
сделать вывод: для данного компрессора
требуемое отношение Мяа,ч/Мтш составляет 1,5—
1,7, что значительно меньше величины,
полученной расчетным путем по существующей
методике.
Для определения причин различия
результатов эксперимента и расчета, а также
характера изменения времени разгона в зависимости
от указанного отношения были проведены
испытания на воздухе при снятой-верхней
крышке кожуха герметичного компрессора.
Вначале определяли положение поршня при
остановке. Было установлено, что если при
остановке без нагрузки все положения
равновероятны, то при остановке под нагрузкой (при
разности давлений за нагнетательным
патрубком и на всасывании более 3 кгс/см2) картина
выглядит иначе.
На рис. 3 совместно с изменением
противодействующего момента одноцилиндрового
компрессора от угла поворота нанесены
результаты 100 остановок этого компрессора при
разности давлений нагнетания и всасывания
8 кгс/см2.
Наиболее вероятное положение поршня
после остановки под нагрузкой лежит в районе
180—220°, где противодействующий момент
компрессора практически равен нулю.
Компрессор под нагрузкой останавливается за
доли секунды в любом положении, а затем
силы давления перемещают поршень в район
н.м.т.
Рис. 1. Осциллограмма тока при
пуске.
U се к
12
1,0
0,8
ОЛ
0,9
0,2
~т
! \
j>
ОХ.
— ! I"
i
j
I i
"*"**Q^^
to
1,5
2,0
15
3,0
3,5
W
M
^HOM
6
5.
4
h г- я
N
0,4
0,2
0
2
- 1
0
L/
1
¦
Jii
I
L
1
/
/
/
/
A
/ \
1
\
Ufj nHCL4
nHOM
Рис. 2. Зависимость времени разгона от отношения
Мнач/Мном.
W .80 120 160 200 240 280 320 4>,грид
Рис. 3. Изменение противодействующего момента
одноцилиндрового компрессора (N — общее число пусков,
п — число остановок в данной точке).
4 Зак. 35
25

%=
5м.т.
6. М. /77.
Рис. 4. Изменение давления в цилиндре при пуске герметичного одноцилиндрового компрессора:
а — первый случай; б — второй случай.
Описанное явление можно объяснить
особенностями быстроходных машин с малыми
маховыми массами. В то время как
торможение вращающихся масс под действием силы
трения исчисляется сотыми долями секунды,
время выравнивания давлений в системе
измеряется секундами. Поэтому окончательное
перемещение поршня определяется силами
давления газа на поршень-
В результате решения уравнения B) при
допущении, что характер изменения
противодействующего момента при пуске такой же, как
и в установившемся режиме, было
установлено, что нормальный пуск одноцилиндрового
компрессора при положении поршня в н.м.т.
возможен, когда Ми&ч/Миош равно 3,5. Это в
2,6 раза меньше отношения, полученного без
учета действительного положения поршня при
пуске.
Однако и уточненное значение Мнач/Мном
значительно выше полученного опытным
путем A,5—1,7).
В связи с этим было решено
экспериментально проверить для герметичного компрессора
без поршневых колец справедливость
допущения об идентичном характере изменения
давления в период пуска и в установившемся
режиме.
С этой целью проведено осциллографирова-
ние изменения давления в период пуска
компрессора на воздухе при избыточном давлении
нагнетания 8 кгс/см2.
На осциллограмму (рис. 4) записывались
показания отметчика равных давлений в
цилиндре и полости нагнетания (линия У),
изменение давления в цилиндре (линия 2),
показания отметчика в.м.т. (линия 3).
Первый случай (рис. 4, а) соответствует
участку линейной зависимости времени
разгона от отношения Мнач/Мном (см. рис. 2). При
этом кинетическая энергия, полученная
инерционными массами при пуске из н.м.т. (в
период, когда пусковой момент больше
противодействующего), достаточна для преодоления
пика нагрузки. Благодаря отсутствию
поршневых колец в начальный период разгона, когда
скорость вращения мала, газ успевает из
пространства над поршнем перейти через зазор
поршень—цилиндр на сторону всасывания и
сжатие газа начинается позже, чем при уста-
26

новившемся режиме. Разгон компрессора
практически заканчивается в течение первой
половины оборота.
Во втором случае (рис. 4, б) кинетическая
энергия инерционных масс уже недостаточна
для преодоления пика нагрузки. В положении,
соответствующем давлению в цилиндре puv,
скорость вращения падает практически до
нуля. После того, как газ из пространства над
поршнем перейдет на сторону всасывания,
компрессор вновь разгоняется и достигает в.м.т.
Двигаясь от в.м.т. к н-м.т. без нагрузки,
компрессор приобретает скорость, достаточную
для преодоления пика нагрузки. Период
разгона во втором случае составляет 1—1,5
оборота, а время разгона значительно больше,
чем в первом случае.
Анализ полученных результатов
показывает, что для герметичных компрессоров
исследованного типа тангенциальная диаграмма при
пуске под нагрузкой существенно отличается
от тангенциальной диаграммы
установившегося режима, а потому методы расчета пуска
должны иметь существенные особенности.
Исследования позволили объяснить
физическую сущность процессов, происходящих при
пуске герметичных поршневых компрессоров, а
К группе «ведущих показателей» качества
холодильного оборудования относятся
показатели надежности*. В отличие от других
показателей качества, например технических и
экономических, показатели надежности, за
исключением технического ресурса, до
настоящего времени не включаются в карты
технического уровня и технические условия на
поставку холодильного оборудования. Это
препятствует повышению уровня качества
холодильного оборудования.
Во ВНИИхолодмаше разработана система
показателей надежности. При разработке
исходили из того, что показатели должны
характеризовать каждое свойство надежности в
достаточном объеме и иметь минимальную
номенклатуру, отражать специфику холодильно-
* Бежанишвили Э. М., Смыслов В. И.
Вопросы оценки качества холодильных компрессоров.
«Химическое и нефтяное машиностроение», 1970, № 1.
также определить экспериментально
требуемое значение начального пускового
вращающегося момента встроенных электродвигателей,
которые были разработаны для таких
компрессоров [8].
Для создания методики расчета пускового
режима, приемлемой для герметичных
компрессоров, требуется определить влияние на
пуск зазора между поршнем и цилиндром, а
также характер изменения давления в
цилиндре компрессора при пуске.
ЛИТЕРАТУРА
1. ГОСТ 9666—61, ГОСТ 10612—63, ГОСТ 10613—63.
Компрессоры поршневые герметичные фреоновые
малой холодопроизводительности. Основные
параметры. Технические требования. Методы испытаний.
2. В е й н б е р г Б. С. Поршневые компрессоры
холодильных машин. М, «Машиностроение», 1965.
3. Komedera M., «Mod. Refrig.», 1965, June.
4. Холодильная техника. Энциклопедический справочник.
Т. I. M., Госторгиздат, 1960.
5. А н д р е е в В. П., Сабинин Ю. А. Основы
электропривода. М., Госэнергоиздат, 1963.
6. Г е й л е р Л. Б. Электропривод в тяжелом
машиностроении. М., Машгиз, 1968.
7. Ф р е н к е л ь М. И. Поршневые компрессоры. М.,
Машгиз, 1969.
8. Редкозуб Б. Д. Новые герметичные компрессоры
для кондиционеров. «Холодильная техника», 1967,
№ 12.
621.5б/.59:62-19
го оборудования, их легко можно было бы
рассчитать на стадии проектирования и
определить по результатам испытаний и
эксплуатации, они должны быть удобными для
использования в расчетах надежности сложных
систем. Кроме того, показатели должны
характеризовать надежность изделия на любом
этапе его применения (в начальный период
эксплуатации, за межремонтный период, ко
времени списания изделия и т. д.).
Группам, в которые объединяется
холодильное оборудование в зависимости от его
структуры и сложности, условий эксплуатации и
других признаков, соответствуют различные
показатели надежности. Деление холодильного
оборудования на группы показано на схеме.
В основу деления на ремонтируемое и нере-
монтируемое холодильное оборудование
положен критерий возможности и
целесообразности проведения ремонта на месте эксплуата-
Показатели надежности холодильного оборудования
Э. М. БЕЖАНИШВИЛИ, В. И. СМЫСЛОВ
ВНИИхолодмаш
4*
27

Холодильные
{компрессоры
^Комплексные,
в том числе агре\
штиробанные хо-\
шдильные мжины J
Абсорбционные i
и пароже к
торные холодиль -
ные машины
Теплообменная
и емкостная
аппаратура
Схема деления холодильного оборудования по
признакам надежности.
ции. Это деление несколько условно, так как
герметичные компрессоры и холодильные
машины на их базе, относимые к группе неремон-
тируемого оборудования, ремонтируются на
специальных комбинатах. Однако после
ремонта, проводимого обычно обезличенным
методом, потребителю возвращается практически
другое изделие, не имеющее никакой
преемственности по надежности с тем изделием,
которое направлялось в ремонт. Поэтому данное
оборудование и относят к неремонтируемому,
работающему до первого отказа, требующего
вскрытия кожуха компрессора.
По виду основного процесса, приводящего к
старению; ремонтируемое холодильное
оборудование, в свою очередь, делится на две
группы: изнашиваемое и коррозирующее. К первой
относятся компрессоры, за исключением
герметичных, в которых изнашивание полностью
определяет их долговечность и большую часть
безотказности (первая подгруппа), а также
компрессионные комплексные, в том числе и
агрегатированные, холодильные машины,
технический ресурс которых устанавливается по
компрессору как главному элементу
холодильной машины (вторая подгруппа). Ко
второй группе относятся холодильные машины —
абсорбционные и пароэжекторные, — в
которых основными являются коррозионно
стареющие узлы (третья подгруппа), и
теплообменная и емкостная аппаратура, долговечность
которой определяется коррозией (четвертая
подгруппа).
В соответствии с ГОСТ 13377—67
«Надежность в технике. Термины» составлена
таблица, из которой видно, какими показателями
надежности (знак +) характеризуется
каждая подгруппа холодильного оборудования.
Показатели надежности
Ремонтируемое
оборудование
юд-
уппа
'- <л,
—< U
под-
уппа
о.
О* U

подуши
о*
СО U
под-
уппа
о,
«* и
О
S
СУ <у
as
а о
эремо
>оруд
X, о
Безотказность
основные:
наработка на отказ, ч
то же, год
вероятность безотказной
работы в заданном
интервале времени
дополнительные:
интенсивность отказов,
Цч, 1/год
средняя наработка
нового изделия до
первого отказа, ч . . . .
то же, год
Долговечность
основные:
моторесурс (ресурс до
капитального
ремонта), ч
гамма-процентный
ресурс до списания, ч
то же, год
дополнительные:
срок службы до
списания, год
межремонтный ресурс,
ч
то же, год
Ремонтопригодность
основные:
среднее время
восстановления, ч
дополнительные:
средняя трудоемкость,
ремонта, чел.-ч . . .
среднее время
отыскания неисправности, ч
1 +
+
—
+
1 —
—
+
+
+
+
+
+
—
+
—
—
+
+
+
+
+
—
+
—
+
+
+
+
+
+
+
—
+
—
+
+
+
+
-f-
+
— — — +
+
При пользовании таблицей необходимо
учитывать следующее:
при экспоненциальном законе
распределения наработки на отказ для ремонтируемого
оборудования указывается только наработка
на отказ;
моторесурс оборудования второй подгруппы
определяется по компрессору холодильной
машины;
среднее время отыскания неисправности
оборудования первой подгруппы указывается
только для турбокомпрессоров;
для перемонтируемого оборудования
допускается исчислять величину интенсивности
отказов в 1/год.
Безотказность — свойство оборудования
сохранять работоспособность в течение
некоторой наработки без вынужденных перерывов.
Для ремонтируемого .оборудования она харак-
20

теризуется двумя показателями, так как дать
достаточно полную оценку безотказности
изделия одним показателем не представляется в
большинстве случаев возможным.
Как известно, вероятность безотказной
работы изделия зависит не только от средней
величины наработки на отказ и величины ее
рассеивания, но и от вида закона ее
распределения. Два одинаковых изделия, имеющих
одинаковую среднюю наработку на отказ и
равные величины рассеивания, обладают за один
и тот же интервал времени различной
вероятностью безотказной работы, если наработка
на отказ распределяется по различным законам.
Для большинства законов распределения
среднее значение и рассеивание наработки на
отказ определяются различными параметрами
и только в одном случае — для
экспоненциального закона распределения — среднее
значение наработки на отказ равно среднему ква-
дратическому отклонению. Наработка на отказ
удобна для характеристики безотказности
оборудования в течение всего срока службы,
а вероятность безотказной работы — для
межремонтного периода. При правильной
организации системы ремонтов и достаточно высоком
уровне их проведения последний показатель
практически постоянен для любого
межремонтного периода.
Для неремонтируемых изделий основным
показателем безотказности является вероятность
безотказной работы за заданные наработку
или календарный период времени.
Для всех изделий применяется по одному
основному показателю долговечности. Для
ремонтируемого оборудования, стареющего
вследствие изнашивания (первая и вторая
подгруппы), наиболее целесообразен моторесурс
(ресурс до капитального ремонта),
определяемый как наработка компрессора с начала
эксплуатации до предельного состояния основных
базовых деталей, например, для поршневых
компрессоров. — до замены гильз цилиндров
или до перешлифовки шеек коленчатого вала.
Долговечность коррозирующего оборудования
(третья и четвертая подгруппы)
характеризуется гамма-процентным ресурсом до
списания, т. е. ресурсом, который имеет не менее
Y% всех изделий.
Так как изделия корродируют практически
с одинаковой скоростью как при работе, так
и при стоянках, то все временные
показатели надежности коррозирующего оборудования
выражаются в календарных единицах, в то
время как у остального оборудования
(ремонтируемого и неремонтируемого) — в часах
наработки.
Основным показателем ремонтопригодности
является среднее время восстановления,
определяемое как средняя продолжительность
времени нахождения и устранения случайного
отказа в межремонтный период.
Расчет величин показателей безотказности
и долговечности, а также контроль этих
величин рассмотрены во многих работах. Расчету
ремонтопригодности уделено меньше
внимания, поэтому приводим основные расчетные
положения.
Для определения основного показателя
ремонтопригодности — среднего времени
восстановления — требуются данные по
безотказности элементов, из которых состоит изделие.
Необходимо также пронормировать
технологические процессы устранения отказов
элементов. Технологические процессы должны быть
составлены для ремонтного персонала
соответствующей квалификации и постоянного
состава ремонтной бригады. В общем случае
каждой /-ой детали оборудования соответствует
определенная номенклатура отказов (/
отказов), на устранение каждого из которых
затрачивается установленное количество времени.
Среднее время восстановления Тв изделия
рассчитывается по формуле
/=1 /=1SS о-ял
где N — число деталей оборудования;
п — число отказов i-ofi детали;
TBij — время устранения /-го отказа /-ой
детали, установленное нормативами
технологического процесса;
Pij — вероятность безотказной работы /-ой
детали по /-му отказу.
Если устранение любого отказа
производится путем замены детали, то формула
упрощается:
т ? 0-ЛO\>?
1=1 So-ft)
где TBi — время замены /-ой детали,
установленное нормативами
технологического процесса;
Pi — вероятность безотказной работы /-ой
детали до отказа.
Контроль величины среднего времени
восстановления производится опытным определением
TBij (или TBi) путем хронометрирования
времени устранения «условных отказов»
соответствующей номенклатуры. По полученным
результатам корректируются расчетные
значения Тв.
29

Показатели надежности комплектующих
изделий к холодильному оборудованию
назначаются также в соответствии с приведенной
таблицей. Для ремонтируемых комплектующих
изделий (приборы автоматического
регулирования, защиты и электрооборудование) они
принимаются аналогичными показателями
комплексных холодильных машин (вторая
подгруппа), для перемонтируемых —
аналогичными показателями неремонтируемого
оборудования.
Количественные значения показателей
надежности целесообразно назначать с учетом
следующих рекомендаций:
нижняя граница наработки на отказ,
моторесурса, средней наработки до первого отказа,
ресурса до списания и верхняя граница
интенсивности отказов назначаются с
доверительной вероятностью не ниже 0,8;
величина вероятности безотказной работы
при доверительной вероятности 0,8
принимается по нижней границе не ниже 0,8;
для ремонтируемого оборудования
вероятность безотказной работы задается на
наработку, не превышающую межремонтный
период;
величина у для определения
гамма-процентного ресурса до списания должна быть не
ниже 80%.
В таблице отсутствуют показатели
сохраняемости, так как для холодильного
оборудования (прежде всего общепромышленного
исполнения) они не являются определяющими.
Вместе с тем возможно, что для некоторых
холодильных установок специального назначения
ими не следует пренебрегать.
Показатели надежности подлежат
включению в технические задания на разработку
новых образцов холодильного оборудования и
комплектующих их изделий, а в дальнейшем и
в технические условия на поставку.
Установление номенклатуры показателей
надежности для холодильного оборудования—
весьма актуальная задача. Применение
единых показателей и включение их в карты
технического уровня позволят сравнивать
уровни надежности различных типов холодильного
оборудования и выявить узкие места,
доведение которых повысит надежность изделий
холодильного машиностроения.
Использование декоративных фонтанов
для охлаждения конденсаторов
холодильных установок
В. С. МЛЛОВ
Ташкентский политехнический институт
621.647:621.5.044.037.1
В отечественном и зарубежном
градостроительстве значительное распространение
получили фонтаны. Декоративные фонтаны
являются элементом объемно-пространственных
композиций, организуют микроклимат
открытых пространств города и создают
благоприятные условия для отдыха. В большинстве
случаев фонтаны располагаются около
монументальных зданий, требующих устройства в них
систем охлаждения. В этом случае, как
показывают исследования, оборотную воду
фонтанов можно успешно использовать для
охлаждения конденсаторов холодильных установок
или непосредственно для охлаждения воздуха
в поверхностных воздухоохладителях систем
кондиционирования.
Декоративные фонтаны, используемые для
охлаждения воды, могут быть выполнены по
трем схемам (рис. 1). Нетрудно заметить, что
схемы 1 и 2 получаются из схемы 3, поэтому
при рассмотрении задачи в общем виде она
будет расчетной.
Основной целью теплового расчета фонтана
является определение температуры воды в его
чаше, что можно сделать после анализа
следующих составляющих теплового баланса
фонтана: тепловой нагрузки от конденсаторов хо-
/ ^ v \
Ж
Схема 1 ¦
Схема. Z
Схема '3
Рис. 1. Применяемые схемы фонтанов:
/ — струи; 2 — фонтан; 3 — насос; 4 — конденсатор;
5 — рабочие струи; 6 — декоративные струи.
30

лодильных машин и от циркуляционных
насосов, теплопоступлении от солнечной радиации,
охлаждения воды за счет тепло- и массообме-
иа (в струях и с поверхности чаши).
Кроме того, нужно учитывать
аккумулирующую способность воды в чаше фонтана и ее
влияние на суточный ход температуры
охлажденной воды.
Охлаждение воды за счет тепло- и массооб-
мена в струях представляет собой наиболее
сложную задачу. Для решения ее удобно
использовать безразмерный коэффициент
эффективности теплообмена струй
—г» w
где tw\ — температура воды, подаваемой к
насадку, °С;
tw2 — температура охлажденной воды в
конце струи, °С;
tBJI— температура наружного воздуха по
влажному термометру, °С.
При проектировании фонтанов наибольшее
распространение получили струи, образуемые
цилиндрическими насадками.
В результате теоретических исследований по
определению коэффициента эффективности
теплообмена струй получена следующая
зависимость:
Ч>
1+Ctio
B)
где т]о — коэффициент эффективности
отдельной струи.
Решение дифференциального уравнения
тепло- и массообмена между воздухом и водой
струи позволило получить формулу для
определения коэффициента эффективности отдельной
цилиндрической струи
dm
%=1-* н , C)
где GH — расход воды через насадок, л/сек;
dH — диаметр насадка, м;
k, n, m — численные коэффициенты, величины
которых зависят от режима распада
струи.
Для определения величины С установлена
зависимость
С = 555 В • —, D)
1^0,36 + 0,212^
где
В — плотность орошения, mz/(m2• сек)\
w — расчетная скорость ветра, м/сек;
I — длина чаши фонтана в направлении
преобладающего ветра, м;
h — высота струйного объема фонтана, м.
Выражения A) — D) позволяют
аналитически определять коэффициент эффективности
теплообмена струй. При практических
расчетах величина С может быть определена из
графика (рис. 2), построенного по формуле
D), а величина коэффициента эффективности
теплообмена струй — из графика (рис. 3),
построенного по выражению B).
Если составить уравнение теплового
баланса фонтана, то из него можно получить
дифференциальное уравнение температуры воды
в его чаше t4:
dt4
dz
где т — время;
<Ит) =
?р i|p + La т/д ар
1 — ^р __р_
Чгкон + __ ХТ #рад +
+
Lp f\p -f ?д *1д
+
рс V
AF
рс V
E)
F)
G)
Уравнение E) является линейным
дифференциальным уравнением первого порядка,
общее решение его имеет вид:
гч=[Н*и*)^(т)*х+ф-^*\
(8)
!\
\
\
<
\/
1
А
1,5
у
I
—
L i
** 1
/\/
/у
кг
ч>/
<s/
V
V/j
\уА
US 0,5 ОН 0,3 0,2 0,1 0 0,25 0,5 0,75 W
С # В,м3/(мг-ч)
Рис. 2. График для определения величины С.
31

Пользоваться уравнением E) трудно из-за
сложности функций /(т) и г|)(т). Оно может
быть решено с применением
электронно-вычислительных машин или графическим методом
путем построения поля направлений на
графике. По оси х нами отложено время т, по оси у
температура воды в чаше t4. Для нахождения
координат точек-фокусов поля направлений
при определении температуры воды в чаше
при графическом решении найдены выражения
^ч напр^ А1Ч:кон +А2?рад + ^вл» (9)
Тнапр = Тг + 6, A0)
где Тг — время суток.
Сдвиг направляющей б находится по формуле
ocV
ь= Y- . (in
pciLptip + L^ + AF
В выражении (9) величина K\QKou может
рассматриваться как эквивалентное
температурное приращение за счет нагрузки от
конденсаторов, а величина #2<7рад — как
эквивалентное температурное приращение за счет
солнечной радиации.
Коэффициенты A'i и /С2, входящие в
выражение (9), находим из аналитических формул
1— Чр
/С, =
/С2 =
Р с (?р ?)р + ?д %) + AF
F Г-IF
? с (L9 f\p + L& 7]д) + AF 1 — t)p
A2)
Kx. A3)
В выражениях F), G), (9) — A2) приняты
следующие обозначения:
?вл — температура воздуха по влажному
термометру, °С;
р — плотность воды, кг/м3;
с —удельная теплоемкость воды,
ккал/(кг -град);
V — объем воды в чаше фонтана, м3;
Lv, LA — расход воды на рабочие и
декоративные струи, м3/ч;
F —горизонтальная поверхность чаши
фонтана, м2\
Qkoh — тепловая нагрузка от конденсаторов,
ккал/ч;
<7рад — солнечная радиация, поглощенная
водной поверхностью чаши фонтана,
ккал/ (ч • м2);
1]р, т)д — коэффициенты эффективности
теплообмена рабочих и декоративных
струй.
Величина А, характеризующая
эффективность охлаждения воды за счет тепло- и мас-
сообмена с водной поверхности чаши фонтана,
определяется по формуле
А = 20,4A +0,0621 w) ккал/(м2-ч-град), A4)
где w — расчетная скорость ветра, м/сек.
Для каждой точки с заданными t4nx
легко можно найти направление касательных к
искомой кривой температуры воды в чаше.
Линии, у которых направление касательных
всюду совпадает с направлением поля, и
представляют собой решение дифференциального
уравнения E).
Пример теплового расчета
фонтана. Тепловая нагрузка на фонтан от
конденсаторов и циркуляционных насосов с 6 до
10 ч равна 900000 ккал/ч, с 10 до 18—
1350000 ккал/ч. Производительность рабочих
струй 270 мъ/ч, декоративных 400 мъ/ч.
Рабочие струи действуют с 6 до 18 ч,
декоративные — с 10 до 24. Диаметр насадков рабочих
струй 5 мм, высота струй 8 м,
производительность одной струи 0,27 л/сек, декоративные
струи имеют диаметр 10 мм, высоту 10 м,
производительность 1,18 л/сек. Струи наклонные.
Размер фонтана в плане 40X40 м,
аккумулирующий объем 1600 м3. Скорость ветра
1,5 м/сек.
Определяем плотность орошения, которая
при работе рабочих струй равна 0,17, при
работе декоративных 0,23 и при их совместной
работе 0,40 мъ/(м2 • ч).
Отношение длины чаши фонтана к высоте
струйного объема его l/h при работе только
рабочих струй 40 : 8 = 5, при работе
декоративных 40 : 10 = 4.
Располагая данными по плотности орошения
и другими, по рис. 2 найдем величину С. При
работе рабочих струй она равна 0,145,
декоративных 0,157, при их совместной работе 0,302.
Зная производительность струй, диаметр
насадка и величину С, по рис. 3 найдем
коэффициенты эффективности теплообмена струй.
При работе рабочих струй т)р=0,28,
декоративных струй г)д = 0,32, совместной работе струй
rip = 0,27, т|д = 0,31.
По формулам A2), A3) определяем
коэффициенты К\ и К2- При работе только рабочих
струй
*i =
1 —ip
р с Z.p тг)р + AF
Г—0,28
К,
1000. 1 -270.0,28 + 22,2. 1600
F ... 1600
:0,64- Ю
-5
1— т)р
Г^
1—0,28
:0,64. 10
-5
:0,0144;
при работе декоративных струй
/d=0,66-10-5; iB = 0,0103;
при совместной работе струй
#1=0,33- Ю-5, К2 = 0,0072;
при неработающих струях
32

0,7 0,6 0,5 Ofi 0,3 0,2 0,1 0,010,0150,02 0,030,0*0,05 0,100,150,2 0,3 Oft 0,5 \ 1
*1
2 3 4 .5 6 78910
GH, /?/cen
Рис. З. График для определения коэффициента эффективности теплообмена фонтанных струй.
/Ci = 2,82 • 10-5, /С2 = 0,045.
Из выражения A4) при скорости ветра
1,5 м/сек определяем величину А, которая
будет равна 22,2 ккал/(м2 • ч • град).
Определяем величину сдвига при работе
рабочих струй
Р с Lp -rjp + AF
1000 • 1 • 1600
1000 . 1 . 270 • 0,28+22,2 . 1600
15,9*.
Соответственно при работе декоративных
струй она будет равна 10,2 ч, при совместной
работе 7,2 ч, при неработающих струях —
45 ч.
По формулам (9), A0) находим
координаты точек-фокусов направляющей линии.
Полученные данные, а также данные
суточного хода температуры воздуха по
влажному термометру и солнечной радиации сводим
в таблицу.
Интегральную линию суточного хода
температуры воды в чаше фонтана строим по на-
т/
1 °
2
4
555
б05
8
955
1005
12
14
16
1755
1805
20
22
24
^кон»
ккал 1ч
— .
900000
1350000
—
я,
2,82.10~5
0,64-10
0,33-10~5
0,66-10~5
Kl(?KOH'
град
0
5,75
4,45
0
ккал/{м7 • ч)
—
—
10
10
170
450
450
630
700
580
280
280
50
—
—
Я2
0,045
0,0144
0,0072
0,0103
К2 ^рад,
град
0
0
0
0,45
0,14
2,43
6,45
3,24
4,55
5,05
4,20
2,00
2,90
0,52
0
0
t °с
15,8
15,8
15,9
16,4
16,4
18,9
20,7
20,7
20,6
20,2
19,4
19,4
19,4
17,5
16,7
15,8
ь.ч
45
15,9
7,2
10,2
*ч напр
15,80
15,83
15,90
16,85
21,75
27,08
32,70
28,39
29,60
29,70
28,05
25,85
22,30
1 18,02
1 16,70
1 15,80
тнапр
45
47
49
51 J
21,9
23,9 1
25,9
17,2
19,2
21,2
23,2 1
25,2
28,2
30,2 |
32,2
34,2 1
33

W 15 20 25 30 35 40 45 50 Г, <
Рис. 4. Графический расчет суточного хода температуры воды в чаше фонтана.
правляющим линиям. Направляющие линии
наносим по точкам-фокусам, координаты
которых берем из таблицы. Построение
интегральных линий начинается от 0 ч с
последовательным вычерчиванием их путем
проектирования в точки-фокусы- В рассматриваемом
примере интегральные линии получаются из
отдельных черточек (отрезков),
соответствующих интервалу в 2 ч. Из трех интегральных
линий, показанных на рис. 4, расчетным
условиям удовлетворяет верхняя, для которой
ординаты в начале и в конце равны между
собой B2,5°). Максимальная температура в
чаше фонтана /тах = 26,5°С. Она наблюдается в
16 ч 30 мин.
Для выявления характера влияния времени
работы струй и объема чаши на температуру
охлажденной воды был выполнен ряд
тепловых расчетов фонтана. Расчеты проводили для
одного и того же фонтана с одинаковой
тепловой нагрузкой.
На рис. 5 показан суточный ход
температуры воды в чаше фонтана при работе рабочих
и декоративных струй в течение 12 ч (с 6 до
18) и 24 ч при емкости чаши фонтана 1000 и
2000 м3. При работе фонтана в течение 12 ч
среднесуточная температура воды равна 25,4°,
при работе в течение 24 ч — 22,2°.
При емкости чаши 1000 м3 максимальная
температура воды была равна при 12-часовой
работе 26,4° (линия /на рис. 5), при
круглосуточной работе 24,8° (линия 2), при емкости
2000 м3 соответственно 25° (линия 3) и 23,7°
(линия 4).
Анализируя интегральные линии,
убеждаемся, что на среднесуточную температуру воды
з чаше большое влияние оказывает
продолжительность работы струй.
Изложенная методика теплового расчета
фонтанов была проверена автором на двух
Рис. 5. Суточный ход температуры воды в чаше
фонтана при разном режиме работы струй и различной
емкости чаши:
/ — струи работают 12 4J сутки, емкость чаши
1000 л3; 2 — то же, емкость чаши 2000 мъ; 3 —
струи работают 24 ч/сутки, емкость чаши 1000 м3;
4 — то же, емкость чаши 2000 м3.
34

опытных фонтанах, подключенных к системам
кондиционирования воздуха. Коэффициент
эффективности теплообмена струй был проверен
на опытной установке. Испытанию
подвергались струи, образуемые цилиндрическими
насадками с dH=2, 3, 4, 5, 6, 8 мм. Проведенные
опыты дали удовлетворительную сходимость
с указанными теоретическими положениями.
Выводы
Оборотную воду существующих и вновь
проектируемых декоративных фонтанов
целесообразно использовать для охлаждения
конденсаторов холодильных машин или в некоторых
случаях для непосредственного охлаждения
воздуха в поверхностных воздухоохладителях
систем кондиционирования воздуха.
Предложенный метод теплового расчета
фонтана учитывает динамику тепловой
нагрузки от систем кондиционирования,
поглощенную водой солнечную радиацию, время
работы декоративных и рабочих струй,
аккумулирующую способность воды чаши фонтана и
изменение параметров наружного воздуха.
Метод позволяет определить суточный ход
температуры охлажденной воды, анализировать
тепловой режим фонтана и выбирать опти-
В настоящее время существует значительное
количество уравнений состояния, например
уравнения Ван-Лаара, Календара, Битти-
Бриджмена, проанализированные в работе
[1], которые хорошо оправдываются в широких
интервалах температур и давлений, но их
общими недостатками являются трудность
практического использования и значительная
погрешность (до 1% в отдельных областях), что
зачастую неприемлемо для расчета
калорических величин.
Совершенным является метод составления
уравнения состояния через элементарные
"функции [2], который позволяет достаточно
точно рассчитать термические и калорические
величины в широкой области состояния. Этот
метод требует надежного термодинамического
аналога, выбор которого не всегда возможен,
а также большого графического анализа-
Поэтому он не всегда приемлем для обработки
результатов эксперимента.
мальный вариант работы струй по часам
суток.
Среднесуточная температура воды в чаше
фонтана при одной и той же тепловой
нагрузке на него зависит от времени работы струй и
не зависит от аккумулирующей способности
воды чаши. Аккумулирующая способность
воды чаши фонтана позволяет при необходимости
сдвигать между собой время работы струй и
холодильной станции и снижать амплитуду
колебаний температуры охлажденной воды.
Для систем кондиционирования воздуха,
работающих только в дневное время, при
большом аккумулирующем объеме фонтана, за счет
круглосуточной работы струй можно довести
температуру охлажденной воды в его чаше до
температуры воды, получаемой в брызгальных
бассейнах и градирнях вентиляторного типа.
Основное охлаждение оборотной воды
фонтана происходит за счет тепло- и влагообмена
в струях. Интенсивность охлаждения их
характеризуется безразмерным коэффициентом
эффективности теплообмена B), величина
которого зависит от режима распыливания,
расхода воды, диаметра насадков, плотности
орошения, скорости ветра, высоты струйного объема
и длины фонтана по направлению ветра.
621.564.25
Совсем недавно предложено уравнение
состояния в виде вириального разложения
фактора сжимаемости по степеням плотности и
температуры, полученное аналитическим методом
обработки экспериментальных данных по
зависимости р—v—Т с применением ЭВМ [3].
Это уравнение достаточно хорошо описывает
экспериментальные термические данные для
фреона-21 [4, 5]. При описании паровой и
жидкой фазы оно содержит матрицу из 24
коэффициентов, что усложняет его и делает менее
гибким в применении. В данной работе
представлено уравнение состояния паров фреона-21
и фреона-114В2, полученное аналитически с
помощью ЭВМ, содержащее четыре
эмпирических коэффициента. Среднеквадратичная
погрешность равна для первого фреона 0,12%,
для второго — 0,20%.
При составлении уравнения состояния
использовано то обстоятельство, что изохоры в
координатах р—Т в области перегрева пред-
Уравнение состояния фреона-21 и фреона-114В2
Е. П. ШЕЛУДЯКОЗ, А. А. ШИЛЯКОВ
Институт теплофизики СО АН СССР
35

ставляют собой линии слабой кривизны,
которая увеличивается с приближением к кривой
упругости. Анализ экспериментальных квази-
изохор фреонов-21 и 114В2 показал, что
каждую изохору можно описать следующей
зависимостью:
С
Pv=^c
= вт-
A)
где В, С и А — константы изохоры.
Для экспериментальных квазиизохор,
протяженность которых по температуре невелика (в
нашем случае не превышает 200СК),
уравнение A) можно записать в виде
Л,- const = .. ¦ i ->„ (вТ-^-Х B)
[1+*(т-т0)Г
А)
где
т-
а ¦
То-
¦ масса вещества в пьезометре;
•коэффициент линейного расширения
материала пьезометра;
•температура, при которой квазиизо-
хора пересекается с изохорой.
В результате аналитической обработки по
уравнению B) экспериментальных
квазиизохор с применением ЭВМ и последующего
анализа параметров В, С и А оказалось
возможным принять для области перегретого пара
В = —, C)
[IV
с =
.-т/»
D)
Л = const,
где R
¦ универсальная газовая постоянная,
равная 8,31439 кдж/(моль-град);
\х — молекулярный вес;
а, п, у — эмпирические константы.
Для обоих фреонов коэффициент А
получился равным температуре плавления:
Л = ГПЛ. E)
Подставляя зависимости C), D) и E) в
уравнение A), для термодинамической
поверхности р—v—Г запишем окончательный вид
уравнения состояния:
— Г ——
{it/ V1
0-11*
Т-Та
F)
Эмпирические константы а, п и у уравнения
F) определяли для каждого фреона
аналитической обработкой экспериментальных данных
по зависимости р—v—Т [6] методом
наименьших квадратов. Решение проводили на
ЭВМ М220 и М20 вычислительного центра
СО АН СССР.
Для паров фреона-21, у которого |л= 102,933
и 7ПЛ = 138,16°К [7], константы представлены в
табл. 1.
36
' Холодильный
агент
Фреон-21 . . .
Фреон-114В2
а
0,21576250
0,05899945
п
2,С6300
2,С6664
Таблица 1
I
1
1,33672.10~3
0,86626-10~3
Область, описываемая данным уравнением
для фреона-21, показана на рис. 1.
Среднеквадратичная погрешность равна 0,12%.
Для паров фреона-114В2, у которого {1 = 262
и Tnjl=l62°K (определена нами
экспериментально с точностью ±2°К), константы
представлены также в табл. 1. Область,
описываемая уравнением F) для фреона-114В2,
показана на рис. 2. Среднеквадратичная
погрешность равна 0,2%.
Данные по зависимости р—v—T для
фреона-21 в интервале температур 253—470°К
[8] сравнивали с расчетными результатами
настоящей работы (при составлении уравнения
состояния использовали лишь
экспериментальные данные при температуре выше 309°К). В
интервале температур 253—370°К
максимальное отклонение составило 0,2%, а в интервале
370—470°К — 0,65%.
р,оар
233 273
353 333 ( 433 Т,°К
Рис. 1. Область, описываемая уравнением F), для
фреона-21:
ps — давление насыщения; Кр — критическая точка.

fffap
273
313
353
393
433
U73 T,°K
Рис. 2. Область, описываемая уравнением F), для фре-
она-114В2:
ps — давление насыщения; Кр — критическая течка.
Таким образом, предлагаемое уравнение
можно надежно применять в интервале приве-
*= -г-=0,564-1,05 и
денных температур
v
объемов ? = —
;кр
-=250-т-1,05.
Необходимо отметить, что уравнение F)
достаточно точно описывает поведение паров
фреонов-21 и 114В2 в состояниях, близких к
линии насыщения (за исключением эффекта
занижения давления в непосредственной
близости к кривой насыщения {5]), а также
отвечает условиям правой пограничной кривой
фазового перехода.
Для расчета кривой упругости нами
получено графоаналитическим путем уравнение
кривой упругости фреона-21 и фреона-114В2.
Если представить в координатах In ps—
In (T—Гпл) экспериментальную кривую
упругости фреона-21 (рис. 3, штриховая линия), то
ее можно описать зависимостью
\nPs = Bt + nL In (хпл — i) + в, (i _ ткр)* , G)
где
'Спл =
ъкр •
т
т
7кр
5Ь В2,щ и л2 — константы уравнения
кривой упругости (п2
определяется графически, осталь-
lnps
3,6
2,7
Ь8
0,3
//
f p
\
4
KjA
V
W 5,0 5,2 5filn(Mn/t)
Рис. 3. Экспериментальная кривая
упругости фреона-21 в координатах
In p.-—In (Г—Гпл):
Кр — критическая точка.
ные — аналитической
обработкой экспериментальной
кривой упругости методом
наименьших квадратов с
помощью ЭВМ).
Графо-аналитическая обработка
экспериментальной кривой насыщения фреона-21 [6]
подтвердила уравнение G) со
среднеквадратичной погрешностью 0,16% при значениях
констант уравнения, указанных в табл. 2.
Холодильный
агент
Фреон-21 . .
| Фреон-114В2
Вх
0,1421869
0,2771166
в2
—10,93120
—13,33392
Таблица 2
«1
4,6460
4,6413

3,6250
4,1968 |
Критическое давление, рассчитанное по
этому уравнению при Гкр=451,66°К, равно /?KP =
= 51,89 бар, что на 0,39% выше, чем в
работе [8]. Для проверки уравнения G) в области
низких температур были использованы
данные этой работы. В интервале температур
253—293°К результаты совпали с точностью
0,02—0,54%. Таким образом, полученное
уравнение кривой насыщения фреона-21 может
быть надежно использовано в диапазоне
температур от 253 до 451,66°К-
Аналогичной графо-аналитическсй
обработкой экспериментальной кривой упругости фре-
она-114В2 [6] при ГПЛ = 162°К и Гкр=487,66°К
37

получены значения эмпирических констант
уравнения G), указанные в табл. 2, с
погрешностью 0,06—0,68%.
Среднеквадратичная погрешность
составляет 0,3%. Несколько большую погрешность для
фреона-114В2 по сравнению с фреоном-21
можно объяснить тем, что экспериментальные
значения давления насыщения при одинаковых
температурах возрастают с увеличением
количества вещества в пьезометре [5]. Этот эффект
проявлялся у фреона-114В2 значительно
сильнее, чем у фреона-21, что затрудняло
графическое осреднение кривой насыщения по
экспериментальным данным.
Совместное решение уравнений F) и G)
позволяет рассчитать значения удельных
объемов на правых пограничных кривых до 440°К
для фреона-21 и до 478°К для фреона-114В2 с
погрешностью, не превышающей 0,65%.
Таким образом, предлагаемое уравнение
состояния для фреонов-21 и 114В2, с высокой
точностью (до 0,2%) описывающее
экспериментальные данные по зависимости р—v—Т в
сравнительно широкой области параметров
состояния, во многих случаях достаточно для
практических расчетов и является весьма
простым и удобным при расчете на ЭВМ. Сам
способ получения коэффициентов уравнения по
экспериментальным термическим данным не
требует предварительной графической
обработки и заключается во введении первичных
экспериментальных данных по зависимости
р—v—Т непосредственно в машину.
ЛИТЕРАТУРА
1. Вукалович М. П., Новиков И. И. Уравнение
состояния реальных газов. М., Госэнергоиздат, 1948.
2. Вассерман А. А., К а з а в ч и н с к и й Я. 3..
Рабинович В. А. Теплофизчческие свойства
воздуха и его компонентов. М, «Наука», 1966.
3. В у к а л о в и ч М. П., А л т у н и н В. В., С п и р и-
донов Г. А. Методы построения уравнений
состояния веществ по экспериментальным
термодинамическим данным с применением
электронно-вычислительных цифровых машин. «Теплофизика высоких
температур», т. 5, вып. 2, 1967.
4. Кал а фа ти Д. Д., Рассказов Д. С,
Петров Е. К., К а е к и н В. С. Экспериментальное
исследование р—v—Т зависимости фреона-21.
«Теплоэнергетика», 1968, № 1.
5. Соловьев А. Н., Ш е л у д я к о в Е. П., Ш и л я-
к о в А. А. Экспериментальное исследование р—v—Т
зависимости паров фреона-21. ПМТФ, 1968, № 6.
6. Ш и л я к о в А. А., Шелудяков Е. П.,
Соловьев А. Н. Экспериментальное исследование
плотности фреона-21 и фреона-114В2 методом
пьезометра постоянного объема. В сб. «Теплофизические
свойства фреонов», Новосибирск, «Наука», 1969.
7. Б а д ы л ь к е с И. С. Рабочие вещества и
процессы холодильных машин. М., Госторгиздат, 1962.
8. Fundamentals and Equipment. New York, ASHRAF,
1965 and 1966.
Нагрев воздуха в вентиляторах
В. М. РУБАН
621.63:661.92:536.5
В тепловых расчетах вентиляции и особенно
кондиционирования воздуха часто приходится
учитывать теплоприток от
электровентиляторов. При этом затраты мощности на привод
вентиляторов достигают значительных
величин, например, в текстильной промышленности
25—30% всей потребляемой производством
мощности. В судовых системах вентиляции и
кондиционирования воздуха установленная
мощность электродвигателей вентиляторов
составляет около 20% от мощности судовой
электростанции.
Так как вся энергия, подводимая
непосредственно к вентилятору, переходит в тепло, то
правильный учет величины нагрева воздуха в
вентиляторе имеет существенное значение. В
системах кондиционирования воздуха с
высоконапорными вентиляторами она влияет на
выбор холодопроизводительности системы и
(в наибольшей мере) на эксплуатационные
затраты и выработку моторесурса из-за более
частого включения холодильной установки по
сравнению с низконапорной системой. Так, в
судовых системах кондиционирования при
нагреве воздуха в вентиляторе до 6°С холодопро-
изводительность системы должна быть
увеличена на 7—9% по сравнению с системой, в
которой нагрев не превышает 2°С [1]. На
пассажирских лайнерах типа «Иван Франко»
(напор вентиляторов принятой системы
кондиционирования составляет 500 мм вод. ст-)
холодильные установки часто приходится
включать уже при температуре наружного воздуха
около 11—13°С, в то время как в случае
применения низко- или средненапорных
вентиляторов включение средств охлаждения
понадобилось бы при температуре не ниже 20°С.
Поскольку в литературе отсутствуют
подробные методические указания для
определения величины нагрева воздуха в вентиляторах
(кроме работы [2]), была выведена формула
и разработаны номограммы к ней.
Температура воздуха в вентиляторе
повышается как из-за увеличения внутренней
энергии воздуха (пропорционально величине
перепада давлений между всасывающей и
нагнетательной сторонами вентилятора), так и из-за
работы трения вследствие аэродинамических
потерь. Приняв, что процесс сжатия воздуха
происходит по адиабате (теплообмен
отсутствует), получим, что практически вся энергия,
38

подводимая к валу вентилятора, расходуется
на нагрев воздуха. Тогда условие
энергетического баланса можно будет записать в виде
LcAtB = 86Q Ыпал ккал/ч, A)
где L — производительность вентилятора, мъ\ч\
с — объемная теплоемкость воздуха,
ккал/ (м3 - град);
Д/в — нагрев воздуха в вентиляторе, °С;
Л^вал — мощность, пздведенная к валу
вентилятора, кет.
Мощность на валу вентилятора меньше
мощности iVax, потребляемой из сети, на величину
потерь энергии в подшипниках передачи г]Мех
и в регулировочном устройстве т]рсг типа
гидромуфты или индукторной муфты скольжения
и на величину потерь в электродвигателе
Лдв, т. е.
^вал = 'ПрегГ1мехТ1двЛГэ.с:=Г1Л^э.с КвТ. B)
Механические потери в подшипниках при
наличии промежуточного вала составляют
обычно 1—2%, т. е. т]мех = 0,984-0,99. Для
вентиляторов, рабочее колесо которых
установлено непосредственно на валу электродвигателя,
Лмех=1. Для регуляторов типа гидромуфты
при передаточном числе 1 : 1 потери
составляют около 3%, т. е. г]Рег = 0,97.
Кроме того, мощность на валу вентилятора
может быть выражена через
аэродинамические характеристики вентилятора [3]:
LH
А^вал = 7TZ К8ТП
3600 • 102 т|в
(давление)
C)
вентилятора,
где Н — напор
кгс/м2\
у]в — аэродинамический к.п.д. вентилятора
(с учетом направляющего аппарата,
если таковой предусмотрен).
Решая совместно уравнения A) и C),
получим формулу
2'34'10//°- D)
А^в
°С.
Ст\в
Объемная теплоемкость влажного воздуха
может быть определена из следующего
выражения:
7c@,24 + 0,47rf)
l + d
354 @,24 +0,47 rf)
ккалI(м3 • град),
E)
B73 + ОО-М)
где ус — объемный (удельный) вес сухого
воздуха, кг/м3\
d — влагосодержание, значения которого
в расчетах обычно не превышают
0,025 кг влаги//са сух. возд.;
t — температура воздуха на входе в
вентилятор, °С.
Подставив в уравнение D) значение с из
уравнения E) и приняв среднее значение
d = 0,015 кг влаги/кг сух. возд. (это
соответствует, например, температуре воздуха 32°С и
относительной влажности 50%), в итоге
получим
А<в=2,72.10-*ЯB73 + О.с
В формуле F) изменение влагосодержания
в диапазоне 0—0,025 кг влаги//сг сух. возд.
приводит к ошибке соответственно не более
—1,1-— +1,5%, что вполне допустимо.
На основании формулы F) была построена
номограмма (рис. 1), охватывающая
практически все возможные случаи тепловых расчетов
систем вентиляции и кондиционирования
воздуха. Поскольку в холодильной технике напор
вентилятора редко превышает 100 мм вод. ст.,
была построена отдельная номограмма
(рис. 2) для напора до 100 мм вод. ст.
В формуле F) значения цв принимаются по
паспортным данным вентилятора или по
техническим условиям (ТУ или МРТУ).
В случае, если электродвигатель
вентилятора или регулировочное устройство
расположены в потоке воздуха, то вместо к.п.д.
вентилятора г|в следует принимать к.п.д. агрегата
г|агр = Лг1в> который указан в ТУ.
Величина Н может быть задана или
определена при испытаниях вентиляторов. Если
напор вентилятора известен только для
стандартных* условий, как это часто приводится в
ТУ, то его следует определять с учетом
действительных параметров воздуха, т. е.
H = Hr-
273 + t
293
В
760
кгс/м2,
V)
где Яст — напор вентилятора при
стандартных условиях, кгс/м2\
В — барометрическое давление,
мм рт. ст.
При изменении барометрического давления в
пределах 760±40 мм рт. ст. погрешность
определения AtB по номограмме не превышает
±5%, для более точных вычислений
(например, для определения к.п.д. вентилятора)
поправку следует учитывать отдельно.
Так как в практике проектирования может
понадобиться учет нагрева воздуха при
различных значениях напора и к.п.д. вентилятора,
а также при различной температуре воздуха
* Температура воздуха 20°С, относительная
влажность 50%, барометрическое давление 760 мм рт. ст.
39

И, мм б од. ст.
1000 900 800 700 600 500 400 300 200 100 О
Рис. 1. Номограмма для определения нагрева воздуха в вентиляторах с напором
до 1000 мм вод. ст.
Пример: #=335 мм вод. ст.; т]в=0,6; /=30°С, тогда Д/В=4,6°С.
И, мм бод. ст.
100 90 80 70 60 50 40 30 20 10 О
Рис. 2. Номограмма для определения нагрева воздуха в вентиляторах с напором
до 100 мм вод. ст.
Пример: Я=75 мм вод. ст.; г)в=0,5; * = 20°C, тогда Д/В = 1,2°С.

на входе в вентилятор, то применение
номограмм может упростить и ускорить расчеты.
Приведенные формулы и номограммы
можно использовать также для приближенного
определения аэродинамического к.п.д.
вентиляторов при испытаниях. Для этого
необходимо измерить полный напор и нагрев воздуха в
вентиляторе [4].
ЛИТЕРАТУРА
1. 3 у б а р о в Д. Л., Рубан В. М. Вентиляция и
кондиционирование воздуха на атомных судах. Л.,
«Судостроение», 1968.
2. Пеккер Я. Л. Нагрев воздуха и дымовых газов
в тяго-дутьевых машинах. «Теплоэнергетика», 1967,
№ 1.
3. Р ы с и н С. А. Справочник по вентиляторам. М.,
Госстройиздат, 1954.
4. Eck В. Ventilatoren. Berlin, Springer-Verlag, 1962.
Применение тезиграфии для определения качественных изменений мяса кур
при холодильной обработке и хранении
Доктор техн. наук, проф. Н. А. ГОЛОВКИН
Ленинградский технологический институт холодильной промышленности
А. В. ГАЛКИН
Всесоюзный научно-исследовательский институт птицеперерабатывающей промышленности
В ранее опубликованной статье [1] была
показана возможность применения метода
тезиграфии для определения качественных
изменений в растительной ткани (яблоках) в
свежем, замороженном и испорченном
состояниях.
Этот метод основан на способности
некоторых веществ (например, хлорида меди СиСЬ)
изменять при кристаллизации форму
образующихся кристаллов в зависимости от изменения
среды, в которой происходит их образование.
В данной работе метод тезиграфии
использован для характеристики качества мяса кур
при холодильной обработке и последующем
хранении при температурах 0 и —2°С.
Для исследования брали кур I категории
голландской породы. Пробу для анализа
приготовляли следующим образом. В 5 г
измельченной белой мышцы добавляли 5 мл
дистиллированной воды и полученную суспензию
пропускали через бумажный фильтр. К 5 мл
2%-ного спиртового раствора СиС12-2Н20
добавляли 0,5 мл полученного экстракта,
тщательно перемешивали и для отделения осадка
центрифугировали. После этого по 1 мл от-
центрифугированной жидкости переносили на
часовые стекла. Кристаллизацию проводили
при испарении жидкости под вакуумом при
температуре 50—55°С и остаточном давлении
0,2 кгс/см2 в течение 1,5 ч. Полученные
кристаллы фотографировали через микроскоп с
помощью фотонасадки. Опыты проводили на
четырех параллельных пробах. Наблюдения
показали закономерность в характере получаемых
рисунков кристаллов (тезиграмм).
637.547 1.037.1
При исследовании мяса кур, хранившегося
при температуре 0°С, за первые двое суток
были получены тезиграммы одинаковой
структуры и плотности окраски кристаллов по всему
полю (рис. 1, а). На третьи сутки
обнаруживается утолщение и небольшое потемнение
кристаллов у края кристаллизационного
поля (рис. 1, б).
В течение последующих трех дней хранения
птицы наблюдалось значительное укрупнение
кристаллов в направлении к центру, появление
мелких осколков, резкое потемнение их и
уменьшение числа центров кристаллизации
(рис. 1, в).
На восьмые сутки появились отдельные
кристаллы формы цветка, указывающие на
первые признаки порчи (рис. 1, г).
Хранение птицы при температуре —2°С
производилось после предварительного
подмораживания ее до средней конечной температуры
по объему — 2°С.
Тезиграфический анализ показал, что
подмораживание до указанной температуры не
внесло каких-либо изменений в структуру
кристаллов и полученные тезиграммы были
такими же, как на рис. 1. Эти данные согласуются
с результатами исследований подмораживания
птицы по биохимическим показателям [2].
При последующем хранении можно
наблюдать изменение кристаллизационного поля от
края к центру: появление утолщенных
кристаллов, потемнение их, уменьшение числа
центров кристаллизации, т. е. картину,
аналогичную полученной во время хранения при 0°С,
но со значительно меньшей скоростью изме-
41

;€lS^
Рис.
нений. Кристаллы формы цветка появились на
тезиграммах только на 31 сутки (рис. 2).
Различие в рисунках кристаллизации
свидетельствует об изменениях, происшедших в
исследуемых продуктах, и в совокупности с
другими показателями может характеризовать
сдвиги в качестве, происходящие под
влиянием холодильной обработки и хранения-
Так, уменьшение числа центров
кристаллизации, утолщение, потемнение и изменение
формы кристаллов — все эти отдельные
явления, находящиеся во взаимосвязи, позволяют
судить о тончайших изменениях, протекающих
в продукте.
Ввиду сложного строения СиС12 • 2Н20 [3], а
также из-за многокомпонентности экстракта
мяса определить морфологию образующихся
кристаллов методом спектрофотометрии и
рентгеноструктурного анализа пока не
удалось.
1. Тезиграммы птицы, хранившейся при температуре 0°С:
а — 2 суток; б — 3 суток; в — 6 суток; г — 8 суток.
42
Рис. 2. Тезиграмма птицы, хранившейся при
температуре —2°С в течение 31 суток.

Исследования показали, что при применении
тезиграфического метода для других пищевых
продуктов следует подбирать оптимальные
условия кристаллизации, а также учитывать
концентрацию раствора СиС12-2Н20 и
количество добавленного экстракта.
Выводы
Тезиграфический метод исследования
позволяет характеризовать изменения,
протекающие в мышцах птицы под влиянием
холодильного хранения.
В белых мышцах кур, хранившихся при
—2°С, тезигр-афические изменения наблюдают-
Расчет собственных
статических характеристик
ТРВ
Э. А. УРБАНИК
Тартуский приборостроительный завод
621.57.042.001.2
При проектировании новых ТРВ необходимые
характеристики определяют обычно опытным путем [1, 2],
что всегда вызывает большие затраты.
На Тартуском приборостроительном заводе
разработана графическая методика для определения
собственных статических характеристик ТРВ, выражающих
зависимость весового расхода холодильного агента G
либо холодопроизводительности Q от перегрева д на
выходе из испарителя для различных значений
давления конденсации рк, температуры жидкого
холодильного агента /ж перед ТРВ и температуры кипения to.
Методика может быть применена для расчета силь-
фонных и мембранных ТРВ, а отдельные ее разделы,
такие как определение хода мембраны в условиях
значительных и меняющихся концентрированных нагрузок,
для расчета и других приборов, например мембранных
реле.
Невысокая точность и трудность механизации
вычислительных работ компенсируются наглядностью и
сравнительной простотой изображения сложных нелинейных
зависимостей, определяемых чаще всего в результате
эксперимента и представляемых в виде графиков.
Графики описывают передаточные коэффициенты отдельных
звеньев ТРВ и дают возможность учесть все основные
факторы, от которых зависит его холодопроизводитель-
ность.
При расчете ТРВ по предлагаемой методике вначале
определяют величину разности давлений, действующую
на упругий чувствительный элемент (сильфон или
мембрану).
Как известно, под мембрану ТРВ подается
давление, соответствующее температуре кипения t0, а в
термосистеме, заполненной чаще всего тем же холодиль-
ся на 31 сутки, а при температуре хранения
0°С аналогичные изменения наступают уже на
8 сутки.
Обнаружено, что подмораживание птицы не
вносит каких-либо существенных изменений в
тезиграммы экстракта из мышечной ткани.
ЛИТЕРАТУРА
1. Кузьмин М. П., Галкин А. В. Известия
ВУЗов СССР. Пищевая технология, 1969, № 3.
2. Новикова М. И. Автореферат диссертации на
соискание ученой степени кандидата технических
наук. Л., 1969.
3. KcnigR. «Lebensmittel-Industrie», 1961, Bd. 8,
Nr. 5, S. 150.
ным агентом, возникает давление, соответствующее
действительной температуре его паров tn на выходе из
испарителя. Следовательно, разность давлений Ар на
упругом чувствительном элементе (УЧЭ) зависит как от
перегрева 0=?п—'/о, так и в силу нелинейности кривой
давления насыщенных паров от температуры
кипения tQ.
Для графического изображения разности давлений в
виде зависимости
Др=Ы*о;0) (П
целесообразно пользоваться характеристиками
термосистемы. Характеристики термосистемы строятся в
координатах t0 и Ар (рис. 1,а). Величину Ар определяют
для некоторых выбранных значений О и U с помощью
таблиц или любым другим способом. Соединяют точки
с одинаковой величиной О плавными или ломаными
линиями и получают графическое изображение
зависимости A) в виде семейства кривых
bP**h(U) при О=const. B)
При этом предполагается, что давление в
термосистеме не зависит от перемещений УЧЭ, т. е. от изменения
объема термосистемы. Этому требованию в полной
мере отвечают термосистемы с паровым наполнителем. Для
адсорбционных термосистем предлагаемую методику
следует применять с известной осторожностью.
Следующим этапом при расчете собственных
статических характеристик ТРВ является определение хода
клапана.
Перемещение УЧЭ, а значит и ход клапана А, ТРВ,
зависит не только от разности давлений Ар, но и от
сосредоточенной нагрузки Р, которая меняется в широких
пределах как вследствие перемещения клапана, так и в
результате изменения настройки ТРВ.
Расчет хода клапана ТРВ с сильфонным УЧЭ не
представляет трудности, поскольку характерные
коэффициенты сильфона — жесткость по давлению кр,
жесткость по усилию kq и эффективная площадь FB$ —
практически постоянны.
При расчете хода клапана ТРВ с мембранным УЧЭ
принятие указанных коэффициентов постоянными
приводит к большим погрешностям. Ход мембраны в виде
функции
ИЗ ДИССЕРТАЦИОННЫХ РАБОТ
43

Х=/3(Ар; Р)
C)
аналитически выразить достаточно сложно, а получить
эту зависимость расчетным путем в настоящее время не
представляется возможным. В связи с этим можно
пользоваться графическим изображением зависимости
C) в виде семейства кривых
Я=/4(Ар) при Р=const,
D)
называемых собственными характеристиками мембраны.
Собственные, или просто характеристики мембраны,
показанные на рис. 1, б, являются характеристиками
самого УЧЭ и должны быть определены опытным
путем для каждого его типа, например, созданием
нагрузки Р гирями. Такое представление упругих свойств
УЧЭ особенно целесообразно при значительных
нагрузках, действующих на мембрану ТРВ.
Непосредственно по характеристикам УЧЭ
рассчитать ход клапана ТРВ нельзя. Усилие, с которым
механизм ТРВ действует на мембрану, не остается
постоянным, а увеличивается по мере перемещения клапана и
сжатия рабочей пружины.
Зависимость
Я=/5(Ар, />о),
E)
которая описывает совместную работу УЧЭ и пружины,
можно изобразить в виде семейства кривых
А,=/б(Лр) при P0=const
F)
и назвать рабочими характеристиками УЧЭ,
где Р0— предварительное натяжение рабочей пружины
в положении клапана Х=0.
Характеристика пружины (рис. 1, в), показывающая
зависимость между развиваемым ею усилием Р и
перемещением Я ее конца, связанного с мембраной, может
быть и нелинейной.
Рабочую характеристику мембраны для
предварительного натяжения Ро=4 кгс, соответствующего
настройке /, следует строить следующим образом.
Задаваясь величиной усилия, при котором
определены собственные характеристики мембраны [см.
зависимость D)], например, Р= б кгс, по диаграмме 1, в
узнают соответствующую деформацию пружины. Для
этого проводят вертикальную прямую Р = 6 кгс,
пересечение которой с характеристикой пружины дает искомую
величину деформации Я=1,0 мм.
Пересечение горизонтали Я= 1,0 мм кривой Р=6 кгс
на характеристике мембраны определит одну из
искомых точек рабочей характеристики. Аналогично будут
найдены и остальные точки, соединяя которые плавной
линией, получают искомую кривую F).
Изменением начального сжатия пружины на Ро—
= 17 кгс получают новую кривую II совместной работы
пружины и мембраны (см. рис. 1, б и 1, в).
На графике характеристик пружины оказывается
возможным учесть и влияние трения в механизме
прибора. При известной величине трения для восходящей
ветви ее прибавляют к усилию пружины, а для
нисходящей — вычитают. Получается петля гистерезиса,
показанная на рис. 1, в пунктиром. В этом случае и рабочие
характеристики УЧЭ будут представлять петлю
гистерезиса. Так же можно учесть и гистерезис мембраны.
Однако в дальнейшем для простоты изложения гистерезис
будем принимать равным нулю.
Аналогично можно построить рабочую
характеристику сильфона, но более целесообразно определить
тангенс угла подъема рабочей характеристики
tg« =
АХ
д(Д/0
Xga =
"эф
kQ + #пр
"Q
или
1 ^эф
G)
(8)
где &пр — жесткость пружины.
Рабочие характеристики УЧЭ отличаются от
собственных большим наклоном за счет жесткости
пружины и увеличенным гистерезисом из-за трения в
механизме. Рабочие, как и собственные характеристики
мембраны, имеют больший наклон при повышенных
нагрузках, т. е. чувствительность мембраны с увеличением
сжатия пружины, что на ТРВ соответствует повышению
перегрева начала открытия клапана, уменьшается в то
время, как чувствительность сильфона от нагрузки не
зависит.
Рабочие характеристики УЧЭ и характеристики
термосистемы позволяют определить перемещение клапана
ТРВ в зависимости от температуры кипения t^
перегрева О и предварительного натяжения Р0 рабочей
пружины. При этом предполагается, что перепад давлений на
клапане не оказывает существенного влияния на его
положение. Это предположение тем справедливее, чем
больше соотношение ~z— (где FKJl — эффективная
*кл
поверхность клапана).
Для определения собственных статических
характеристик ТРВ необходимо учитывать зависимость между
ходом клапана X и весовым расходом холодильного
агента G. Эту зависимость можно выразить также
графически в виде семейства кривых
G=f7(K) при /?к = const, б = const, (9)
(где б = ^к—tm — величина переохлаждения),
называемых характеристиками клапана (рис. 1,г). Давление
после ТРВ, а следовательно, и температура кипения
практически не влияют на весовой расход холодильного
агента [3].
Рассчитывать собственные статические
характеристики, очевидно, целесообразно при одной величине
переохлаждения б, а влияние последнего учитывать с
помощью поправочных коэффициентов.
Характеристики клапана вместе с ранее
описанными графиками дают возможность определить
собственные статические характеристики ТРВ в координатах О и
G (рис. 1, д).
Для перевода весового расхода холодильного агента
G в холодопроизводительность можно пользоваться
графическим изображением зависимости
Q = fs (G; t0; tm) (Ю)
в виде семейства прямых (рис. 1, е)
Q = qG, A1)
где q — удельная холодопроизводительность
холодильного агента, описываемая, в свою очередь,
зависимостью
A2)
<7 = /э (U\ in
по одной из формул
приблизительную величину которой можно легко
рассчитать с помощью термодинамических таблиц по
формуле
q = i"—i\ A3)
где i" — энтальпия сухого насыщенного пара
холодильного агента при температуре кипения;
if— энтальпия насыщенного жидкого холодильного
агента при температуре на входе ТРВ.
44

1,5
1,0
0,5
П
2 4 6 1 10 12 1U 16 18 IFfac
Ь=8аС
IVV
\
v
\\4
\
\
к
\\\
4\
i
\
\4
\\
20 18 16 lit 12 10 8 6 4Р,кгс
8
Рис. 1. Расчет собственных статических характеристик терморегулирующего вентиля 12ТРВ-40:
а — характеристики термосистемы; б — собственные и рабочие характеристики УЧЭ; в — характеристики пружины; г — характеристики
клапана; д — собственные статические характеристики ТРВ в координатах О и G, полученные расчетным путем; е — график для перевода весового
расхода в холодопроизводительность; ж — график для определения холодопроизводительности в зависимости от условий дросселирования при
G=2000 кг/ч; з — собственные статические характеристики ТРВ в координатах О и Q, полученные расчетным путем; и — график для
определения зависимости неравномерности от настройки ТРВ.

Большое количество возможных комбинаций i' и i"
потребовало бы для изображения зависимости A1)
такого же количества прямых на графике 1, е, поэтому
более рационально вычерчивать лишь те из них,
которые непосредственно будут использованы в конкретном
расчете. С этой целью используется график 1, ж, на
котором показана зависимость холодопроизводительно-
сти Q от t0 и tm при расходе G = 2000 кг/ч.
Собственные статические характеристики ТРВ в
координатах О и Q изображены на рис. 1, з.
Предлагаемые графики, в частности характеристики
термосистемы, позволяют легко и четко определить
некоторые существенные свойства ТРВ.
Зависимость перегрева начала открытия клапана от
температуры кипения для любой настройки может быть
определена следующим образом. Предполагаем, что ТРВ
настроен соответственно кривой I на рис. 1, е. В этом
случае клапан будет открываться, когда величина
разности давлений на УЧЭ достигнет 0,13 кгс/см2.
Величина перегрева, необходимая для начала открытия
клапана, для любой температуры кипения определяется по
расположению вертикальной прямой Ар=0,13 кгс/см2
относительно кривых B).
С поджатием или ослаблением регулировочной
пружины величина разности давлений, а следовательно, и
величина перегрева, необходимая для начала открытия
клапана, увеличивается или соответственно
уменьшается.
Как было сказано, весовой расход холодильного
агента не зависит от давления после ТРВ, а значит, и
от температуры кипения. Поэтому неравномерность ТРВ
целесообразно определить как необходимое увеличение
перегрева для изменения весовой пропускной способности
ТРВ от нуля до номинальной величины при
«стандартных» параметрах жидкого холодильного агента на
входе ТРВ.
Действительно, номинальная пропускная способность
Ghom независимо от температуры кипения будет
достигнута при одном, называемом номинальным, ходе
клапана Яном. Это очень важно, так как ход клапана
легко определить с помощью характеристик термосистемы
и рабочих характеристик УЧЭ, а изменение холодопро-
изводительности с изменением температуры кипения
легко определяется графиком 1, е.
Величину перегрева О, необходимую для достижения
номинального хода в зависимости от изменения темпера-
О частных коэффициентах
тепло- и массоотдачи
в градирнях с регулярными
насадками
Доктор техн. наук В. П. АЛЕКСЕЕВ, А. В. ДОРОШЕНКО
Одесский технологический институт
холодильной промышленности
532.24:621.175.3
Градирни с регулярными насадками—оросителями из
пластмассовых сотовых пакетов либо
профилированных акриловых, алюминиевых и других листовых
материалов — широко распространены. Однако
опубликованных данных [1—3] для расчета и проектирования
таких градирен пока недостаточно.
туры кипения t0, можно найти аналогично перегреву
начала открытия клапана по расположению вертикали
Др=0,42 кгс/см2 относительно кривых B).
Разность давлений на УЧЭ, соответствующая
номинальному ходу клапана, а также неравномерность для
сильфонных ТРВ не зависят от настройки, а для
мембранных ТРВ увеличиваются при настройке на
повышенный перегрев начала открытия клапана. Эту
зависимость можно проиллюстрировать графиком рис. 1, и.
Для этого из точки на рис. 1, а или 1, б,
соответствующей началу открывания клапана для данной
настройки, опускают вертикально вниз прямую до
пересечения с левой наклонной прямой. Далее из
полученной точки проводят горизонтальную линию до
пересечения с правой наклонной прямой. Длина
горизонтального отрезка определит необходимое возрастание
разности давлений на УЧЭ для перемещения клапана на
номинальную величину. Продолжая прямую
вертикально вверх до пересечения с характеристиками
термосистемы, можно по ее расположению относительно
кривых B) узнать искомую величину перегрева,
необходимую для открытия клапана на номинальную величину.
Неравномерность в градусах соответствует разнице
между найденной величиной перегрева, необходимого
для открытия клапана на номинальную величину, и
величиной перегрева начала открытия клапана.
Кроме проверочного расчета в виде построения
собственных статических характеристик ТРВ и
определения различных зависимостей, описанных выше,
предлагаемые графики допускают проектировочный расчет, т. е.
с их помощью можно установить необходимые
размеры седла и хода клапана, жесткость рабочей пружины
и эффективную поверхность УЧЭ.
ЛИТЕРАТУРА
1. Ш а в р а В. М., Якобсон В. Б.
Характеристики терморегулирующих вентилей. «Холодильная
техника», 1961, № 6.
2. Ужанский В. СО собственных и рабочих
характеристиках терморегулирующих вентилей.
«Холодильная техника», 1968, № 4.
3. С у т ы р и н а Т. М. Исследование процесса
расширения жидкого фреона-12 в сопле. «Холодильная
техника», 1964, № 4.
Авторами статьи была проведена большая серия
опытов по испарительному охлаждению воды в
лабораторных градирнях с насадкой из плоских и
профилированных по синусоиде алюминиевых листов [4].
Экспериментами установлено, что коэффициенты массоотдачи в
функции от гидравлической нагрузки аппаратов имеют
максимум при плотностях орошения порядка
10 м?/(м2'Ч). Ниже излагаются результаты опытов для
нагрузок по воде и воздуху, представляющих интерес
для эксплуатации аппаратов такого типа.
Опытные данные обрабатывались следующим
образом. Для элементарного участка высоты dh градирни
балансовые уравнения для переноса тепла и массы в
единицу времени имеют вид:
dQ = dQa + dQ$ = Wcw (~\ dh=aw (tw-tg) dF, A)
dQa = Gc (^ dh = ar (tg -1) dF, B)
dQ9=rdW=Gr (j^\ dh = r$x{x<r — x\dF, C)
46

где dQ — полное количество тепла, отдаваемого водой
конвективным путем (dQa ) и массоотдачей
(^Qp ), на элементе поверхности dF, ккал/ч;
W, G — массовый расход соответственно воды и
воздуха, кг/ч;
cw, с — теплоемкость соответственно воды и
влажного воздуха, ккал/(кг*град);
tw, tj tg — температуры основных потоков воды,
воздуха (по сухому термометру) и границы
раздела пленок «вода—воздуха», СС;
aw — коэффициент теплоотдачи пограничной
водяной пленки, икал/(м2-ч-град) \
(Хг — коэффициент теплоотдачи пограничной
газовой пленки, ккал/(м2 • ч • град);
г — скрытая теплота испарения воды, ккал/кг;
х, xg — влагосодержания основного потока воздуха
и пограничной газовой пленки, кг/кг;
Р* — коэффициент массоотдачи в газовой пленке,
отнесенный к разности влагосодержаний,
кг/(м2-ч).
Учитывая, что приращение энтальпии воздуха
можно получить:
di=cdt+rdx,
dQ=Gdi**Wcwdtw.
С другой стороны, по Меркелю,
dQ = h [i*g-i)dF=Gdl,
где ig — энтальпия воздуха при tg и ф = 1,0.
Из уравнений A), B) и F) следует:
wdF
dtw
*w "~~т
dt
tg-t
di
h
Wcu
ardF
Gc
PxdF
D)
E)
F)
G)
(8)
(9)
Уравнения G), (8) и (9) дают приближенную
зависимость переменных tWi t и / от высоты градирни и
удобно интерпретируются на t, /-диаграмме (рис. 1).
Соотношению
/"~jg _ — ga
-te
Pjt
(Ю)
выведенному из уравнений A) и F), на t,
/-диаграмме отвечает прямая EF («коннода»), соединяющая
состояния основных масс воды tWy воздуха / и
междуфазного двухпленочного слоя tg и /* в произвольном
горизонтальном сечении градирни.
С помощью уравнений G), (8) и (9) можно по
опытным данным рассчитать значения коэффициентов
aw, аг и Р*. Кроме того, совместное решение уравнений
B) и F) позволяет установить величину соотношения
Льюиса:
dt
аГ
Г di
(И)
Рис. 1. t, /-диаграмма противоточной пленочной градирни:
АВ — рабочая линия, CED — кривая насыщения; /L2—
кривая изменения состояния воздуха по сухому
термометру; EF — «коннода».
которое целесообразно использовать для корреляции
расчетных и опытных данных по тепло- и массоотдаче.
Порядок расчета по t, /-диаграмме следующий. По
опытным данным проводится рабочая линия АВ и
фиксируется положение точек 1 п 2 для каждого из
режимов работы градирни. Затем методом
последовательных приближений строится кривая изменения
состояния воздуха по сухому термометру 1L2, для чего
задаются несколькими значениями угла наклона «конно-
ды» EF к оси абсцисс диаграммы и строят семейство
таких «коннод» [5]. Построение считается законченным,
если полученная кривая \L\L2...Ln строго проходит через
точку 2.
Значения коэффициентов aw, аг и рх находят
графическим интегрированием уравнений G), (8) и (9). Для
этого ординату Bi\ разбивают на несколько участков, на
каждом из которых, например на линии LNF,
определяют локальные разности температур tw—tg, tg—t и
энтальпий lg — / и строят вспомогательные графики в
координатах
=Л<*«),
*w *g
tg-t
=Л@.
=/•@.
'*-'
Экспериментальные данные, представленные в
таблице, получены для пакета насадки из плоских и
профилированных алюминиевых листов. Геометрическая
характеристика насадки: высота Н=250 мм, толщина
листов 6=0,15 мм, эквивалентный диаметр неорошаемых
каналов <2Э=3,2 мм, рабочая поверхность насадки
^0=0,965 м\
47

Температур*
на входе
'id
35,4
35,4
35,4 J
35,6
35,3
1 35,1
35,2
35,3
35,2
35,2
35,0
34,8
35,4
35,5
35,0
35,4
i воды, °С 1
на выходе
fw2
23,8
21,6
21,0
19,0
27,8
26,2
24,9
25,0
29,2
27,9
26,5
25,3
30,8
30,5
29,2
29,4
Температура
на входе
по сухому-
термометру
'1с 1
26,1
26,4
26,7
27,2
25,7
25,4
25,4
25,9
25,8
26,4
26,7
26,9
24,6
25,4
25,6
26,4
по влажному
термометру
'1вл
17,2
17,4
17,5
16,3
20,0
19,7
19,7
20,2
21,2
21,3
21,3
21,1
21,6
22,1
22,2
23,0
воздуха, °С
на выходе
по сухому
термометру
'2с 1
31,0
29,5
29,3
27,3
33,1
31,8
31,0
30,5
32,7
31,5
30,6
29,8
32,3
1 31,6
30,7
30,6
по влажному
термометру
'2вл
30,6
29,2
29,0
27,1
32,8
31,6
30,7
30,3
32,6
31,3
30,5
29,7
32,2
31,6
30,5
30,4
Плотность
орошения
д ,мЧ№-ч)
5,0
10,0
15,0
20,0
G, м?\ч
14,7
20,8
25,0
31,7
15,6
20,9
25,0
29,8
14,6
i 22,3
25,6
31,1
16,5
20,7
27,0
31,8
АР,
мм вод. стл
13,0
16,0
18,9
21,9
10,4
13,8
16,8
22,4
12,4
16,5
23,3
33,8
13,8
18,0
30,0
43,5
/
S
70
60
50
40
VA-
\-zL-
\\
>
\У
***
"
-¦—
—
^
^
ч
^
30
20
15
10
. 6 П ПТ 1
На рис. 2 показаны зависимости awF и fixF и
гидравлических сопротивлений Ар от плотности орошения aw
для различных скоростей движения воздуха,
рассчитанных на сечение неорошаемой насадки.
Если пренебречь изменением фактической
поверхности тепло- и массообмена в зависимости от
плотности орошения, то получим следующие диапазоны
изменения коэффициентов: 0^=250-^-600 ккал/(м2 • ч • град),
px = 35-f-90 кг/(м2-ч).
Расчетные значения аГ составляют при этом 10—
15 ккал/(м2 • ч • град).
Проверка опытных данных показала, что для Rer =
=350-М400 величина соотношения Льюиса находится в
пределах 0,8—1,0.
Гидравлические сопротивления аппарата Ар имеют
минимум при плотностях орошения 8—12 м3/(м2>ч),
который при высоких скоростях движения воздуха
C м/сек) не превышает 25 мм вод. ст.
Существование минимума на кривых Ap=q)(qw) для
двухфазных потоков при фиксированных скоростях
движения воздуха отмечается в литературе [6—8]. Для
очень узких каналов, рассматриваемых нами (d^ —
=3,2 мм), минимумы на кривых отвечают критерию Рей-
нольдса для жидкой фазы
Re =
{*?
:4-ь25,
5 6 7 8 9 10
15 20 30
<lw, м3/(м2-ч)
Рис. 2. Зависимости awF, pxF и гидравлических
сопротивлений Ар от плотности орошения qw для различных
скоростей движения воздуха:
О — 1»8 м/сек; А — 2,0 м/сек; ? — 2,5 м/сек; ф —
3,0 м/сек.
где fx— коэффициент динамической вязкости, кгХ
X сек/м2;
g — ускорение силы тяжести, м/сек2.
Нами установлено, что для орошаемых каналов
U*(d*9)
*\2'
где К — постоянная, зависящая от геометрических
характеристик насадок и физических свойств
газа;
оз — объемный расход газа, мг\ч;
U*t dB — периметр и эквивалентный диаметр
орошаемого канала, м.

Установлено также, что U* = (pi(qw) представляет
собой убывающую функцию от qw. Зависимость dB =
=q>2(qw) для узких рифленых каналов имеет экстремум
(максимум), величина которого на 15—20% превышает
d3. По достижении максимума значение d3
снижается затем до нуля при очень высоких плотностях
орошения. Такая зависимость U* и d3 от плотности
орошения и предопределяет характер кривых &p=(p(qw) на
рис. 2. Следует, однако, отметить, что выражением A2) не
учитывается влияние труднооцениваемых концевых
эффектов в каналах рифленой насадки, роль которых
может быть существенной в аппаратах малой высоты.
ЛИТЕРАТУРА
1. Труды координационных совещаний по гидротехнике,
вып. XVI. М.—Л., «Энергия», 1954.
2. Гладков В. А., Арефьев Ю. И., Бармен-
ков Р. А. Вентиляторные градирни (расчет и
проектирование). М., Стройиздат, 1964.
3. Tezuka S., Tanaka Y. Proceedings of the Xllth
International Congress of Refrigeration, Sect. 2.
No. 223. Madrid, 1967.
4. Алексеев В. П., Пономарева Э. Д.,
Дорошенко А. В. Исследование рабочих
характеристик пленочных градирен с регулярной насадкой.
«Холодильная техника», 1968, № 8.
5. Mickley lH. «Chem. Eng. Progr.», 1949, No. 12.
6. Thomas W. I., P orta 1 ski S. «Ind. Eng. Chem.»,
Vol. 50, 1958, No. 7.
7. Кафаров В. В. Основы массопередачи. М.,
«Высшая школа», 1962.
8. Семенов П. А. и др. Определение толщины слоя
жидкости в аппаратах пленочного типа.
«Химическая промышленность», 1966, № 3.
Критериальное уравнение
для расчета процесса
кипения сред
при непосредственном
контакте с водой
Канд. техн. наук В. Н. ФИЛАТКИН
Ленинградский технологический институт '*"
холодильной промышленности
В водоопреснительных установках и в
абсорбционных холодильных машинах применяются аппараты с
непосредственным контактом кипящего вещества с холодо-
носителем. В этих аппаратах могут использоваться
фреоны, углеводороды и их смеси.
В результате обобщенной обработки
экспериментальных данных по кипению фреона-12 и смесей
углеводородов в воде [1, 2] по методике, изложенной в работе [3],
получено следующее критериальное уравнение:
0,366
Re" = -
'•"-*- ,и
Кт
. 10
d
-1
где
Re"
4v*
(p'-p")p''rN '
Я
10"
.1,14—3,33
3,33—14,7
11,1—106
3,65 • 1(Г
н
10
-1
+ 1,03
11,1—106
1,15
0,30
14,7—22,8
14,4—55,5
55,2—79,1
1,15 [,81 — 0,123 f— • Ю-1
+
+
2,81 —
41,3
Н
10
-1
A,28—4,96- КГ3 • К)
+
2,81 —
,15 [2,81 — 0,123 (— • ИГ1 Y1 +
A,05 — 7,06- Ю~А • К)
v-2
И
^-1
4,36 • Ю-'(— • КГ1 1 —
41,3
7н , 1 N
| — • Ю-1
)
-7,94 (у. 10
-1
иг*-
— 0,169
22,8—31,5
14,4—55,2
1,28 — 4,96. Ю-3 К
55,2—79,1
-4
1,05-7,06- 10 К
49

qv — удельный тепловой поток, вт/м3\
о — коэффициент поверхностного натяжения
кипящей среды, н/м;
р' — плотность насыщенной жидкости, кг/м3;
р" — плотность сухого насыщенного пара, кг/м3;
г — теплота парообразования, Дж/кг;
v — коэффициент кинематической вязкости
кипящей жидкости, м2/с,
WB=MBcB;
Мв — масса воды, кг/с;
св — теплоемкость воды, Дж/(кг • К);
WK=MKcK;
Мк — масса кипящей среды, кг/с;
ск — теплоемкость кипящей среды, Дж/(кг»К);
К — критерий Кутателадзе;
К =
Скв '
G — перепад между температурами поступающей
воды и кипящей среды, °С;
Н — высота зоны контакта сред, мм;
d — диаметр распределительной решетки, мм.
Значения показателей степени шип приведены в
таблице.
Уравнение справедливо при следующих значениях
критериев:
2,93<Re" • 10»<1,52; 7,55 < -=г < Ю7;
¦**
l,42<Re''.-^<13,6;
wK
l,02<Re"
К"
?•¦»-
< 14,2.
При аппроксимации экспериментальных данных
критериальным уравнением у 92% точек отклонение от
расчетных значений составляет от 0 до 20%.
ЛИТЕРАТУРА
1. Филаткин В. Н., До лотов А. Г.
Теплообмен при непосредственном контакте смеси кипящих
углеводородов с водой. «Холодильная техника», 1970,
№ 7.
2. Ф и л а т к и н В. Н., П и л и п И. И. Теплообмен
при кипении фреона-12, находящегося в
непосредственном контакте с водой. «Холодильная техника»,
1970, № 9.
3. Ф и л а т к и н В. Н. Холодильная техника. Труды
научной конференции Ленинградского
технологического института холодильной промышленности. Л.,
1970.
К 60-летию Н. А. БУШЕ
4 января 1971 г. исполнилось 60 лет заместителю
начальника управления Министерства химического и
нефтяного машиностроения Наталье Александровне
Буше.
Свою трудовую деятельность Наталья
Александровна начала в 1927 г. Работая токарем на Московском
заводе им. Владимира Ильича, она окончила в 1936 г. без
отрыва от производства вечерний машиностроительный
институт.
С 1938 по 1953 г. Н. А. Буше работала на
московском заводе «Красный Факел», где прошла путь от
технолога до главного инженера завода, непосредственно
участвовала в создании и внедрении в серийное
производство первых отечественных фреоновых
автоматизированных холодильных машин ВФЗ и АК ФВ 4/8.
С 1953 г. Н. А. Буше занимает руководящие
должности в системе Министерства машиностроения СССР,
затем Мосгорсовнархоза, Комитета химического и
нефтяного машиностроения, а с 1965 г. работает
заместителем начальника управления смежных производств
Министерства химического и нефтяного
машиностроения.
Наталья Александровна является одним из
организаторов первого крупносерийного производства блок-кар-
терных аммиачных и фреоновых холодильных
унифицированных компрессоров производительностью от 75 до
400 тыс. ккал/ч на московском заводе «Компрессор».
Она принимала также участие в создании в Литовской
ССР специализированного завода самодействующих
клапанов «Венибе» для холодильных, газовых и воздушных
компрессоров.
Крупный специалист, хороший организатор,
скромный и отзывчивый человек, Наталья Александровна
пользуется заслуженным авторитетом в широких кругах
холодильной общественности.
Редакционная коллегия и редакция журнала
«Холодильная техника» поздравляют Наталью Александровну
Буше со славным юбилеем, желают ей здоровья и
многих лет плодотворной деятельности.

ОБМЕН ОПЫТОМ
Стенд для заправки
холодильных агрегатов
фреоном и маслом
621.57.004.5
Стенд для заправки холодильных агрегатов
домашних холодильников «Мир» фреоном и
маслом состоит из собственно стенда заправки
и насосной станции. Стенд работает как на
ручном, так и на автоматическом режиме- На
ручном режиме дозы масла и фреона
выдаются при нажатии кнопки на пульте, на
автоматическом — стенд включается контактами
заправочной головки в результате перепада
давлений в холодильном агрегате и шланге.
Техническая характеристика
Производительность стенда, циклов в час, не
менее и 120
Давление масла в гидросистеме, кгс/см2 " ." 30—35
Давление фреона, кгс[см? ш до
Доза фреона регулируется в пределах, г [ .' ПО—160
Доза масла регулируется в пределах, г . . . 270—330
Точность дозировки, г:
для фреона . -j_3
для масла ±5
Напряжение, питающее стенд, в ...... 380
Собственно стенд заправки (рис. 1) внешне
представляет собой шкаф сварной каркасной
конструкции. На передней панели размещены
манометры давления масла и фреона,
манометр давления в коллекторе, кнопка выдачи
фреона и масла, сигнальные лампы. На правой
стенке находятся пакетный выключатель,
кнопочная станция пуска и отключения стенда и
штуцерная планка, на левой — штуцерная
колодка, к которой подсоединен гибкий шланг с
заправочной головкой, снабженной быстро-
съемной полумуфтой ИП-24. Внутри шкафа
расположены гидро- и электропанели.
Стенд заправки работает следующим
образом (рис. 2).
В нерабочем состоянии вентили В1—В4
закрыты, электромагниты золотников ЭМ31 и
ЭМ32 обесточены, поршни дозаторов фреона
ДФ и масла ДМ находятся в верхнем
положении.
При открытии вентилей В1—В4 масло от
штуцера «подвод масла» через вентиль В2,
фильтр Ф2 и штуцер 3 клапана ГК1 подходит
под поршень, сжимает пружину и открывает
клапан, при этом штуцера / и 2 этого клапана
Рис. 1. Стенд для заправки холодильных
агрегатов.
сообщаются. Одновременно масло через
штуцер 4 клапана ГК2 поступает в полость над
поршнем и дополнительно усилию пружины
закрывает клапан ГК2. Полости под
поршнями клапанов ГК2 и ГКЗ через вентиль ВЗ
соединяются со сливным баком. Одновременно
масло через обратный клапан ОК поступает
в верхнюю полость дозатора масла ДМ и через
штуцер 4 в полость под поршнем клапана
ГКЗ, держа его закрытым. Поршень дозатора
масла под давлением перемещается вниз,
масло из нижней части дозатора направляется в
сливной бак. В то время, когда поршень
доходит до упора, замыкается электрический
контакт (на схеме не показан) — доза масла
готова.
Фреон через вентиль В1, фильтр Ф1 и
открытый клапан ГК1 (штуцера 1 и 2 сообщены)
поступает в верхнюю полость дозатора
фреона ДФ, поршень которого в результате
перемещается вниз. Масло из нижней полости этого
дозатора идет в сливной бак. Когда поршень
дозатора ДФ доходит до упора, замыкается
электрический контакт (на схеме не
показан) — доза фреона готова-
Заправляемый холодильный агрегат
подсоединяют шлангом с полумуфтой ИП-24 к стенду
и пускают стенд. Тотчас же включается элек
тромагнит золотника ЭМ31, золотник
переключается и масло, закрывая клапан ГК1 (че-
51

Подбод,
qjpeoHat
X &>—L.
Ml MZ
0
ГН1
ftx <[>
Подбод
масла
82
Слиб
масла
Ф2
вз
ЗМ31
Слиб г-Ж
щщт
ПодбооХ
Слиб
утечек1
ЭМ32
1
илиЩ_г
XI
R!
№
/ж?
/74
фчх-
^7^
юта
Подбор,
боШ/
Слиб*
боды
Рис. 2. Гидравлическая схема стенда заправки.
рез штуцер 4) и открывая клапан ГК2 (через
штуцер <?), поступает в нижнюю полость
дозатора фреона ДФ, перемещая поршень вверх и
выдавливая из верхней (дозирующей) полости
фреон, а также в шланг, через который идет
заправка -холодильного агрегата. При этом в
первый момент в холодильный агрегат
поступает масло, оставшееся в трубопроводе и
шланге после заправки предыдущего
холодильного агрегата. После выдачи дозы фреона
электромагнит золотника ЭМ31
обесточивается, а электромагнит золотника ЭМ32
включается. Вновь дозатор ДФ заполняется
фреоном и выдается доза масла. Масло идет под
поршень дозатора ДМ и через штуцер 3
открывает клапан ГКЗ. Из верхней полости дозатора
ДМ масло направляется в холодильный
агрегат, по пути выталкивая оставшийся в
трубопроводе и шланге фреон. После прихода
поршня дозатора ДМ в верхнее положение и выдачи
дозы масла электромагнит золотника ЭМ32
обесточивается и схема приходит в
первоначальное положение.
Дозатор фреона охлаждается водой.
Манометр Ml показывает давление фреона,
а манометр М2 — давление масла,
подведенных к стенду; манометр МЗ — давление
фреона и масла при заправке и остаточное
давление в трубопроводе (контроль утечек).
Насосная станция также внешне
представляет собой шкаф сварной каркасной
конструкции. На лицевой панели расположены два мае-
лоуказателя, манометр давления масла и
кнопочная станция включения и выключения
насосов. С правой стороны находится панель, на
которой имеются резьбовые отверстия для
подвода и отвода воды в маслоохладитель, для
ГКЗ
mjA
-<н
МЗ
1
дм
\Полумутта
слива утечек и масла от
стендов, а также штуцер для
подвода масла к стендам. С левой
стороны расположен пакетный
выключатель.
Работает насосная станция по следующей
схеме (рис. 3).
В первоначальном положении бак емкостью
120 л заполнен маслом до верхнего
предельного уровня, а краны К1 и К2 открыты. При
включении кнопки «пуск» масло насосом HI
подается по трубопроводу через челночный
клапан КЧ и фильтр Ф1 к стендам. При
повышении давления (при неработающих стендах
заправки) масло сбрасывается через
предохранительный клапан КПр в бак, предвари*
Подбод боды
Ф—{XI—
ф , Слиб боды
Слиб маслаг доб
К стендам
Рис. 3. Гидравлическая схема насосной станции.
тельно охлаждаясь в маслоохладителе МО.
Утечки от насосов сливаются в бак. При
какой-либо неисправности в насосе HI
включается (от кнопки) резервный насос Н2.
Внедрение в производство стенда для
заправки холодильных агрегатов домашних
холодильников «Мир» позволило значительно
сократить расход фреона и масла и повысить
производительность труда.
К. Е. ДОРОНИН
52

Замораживание томат-пасты
и томат-пюре в блоках
635.64:664.8.037.1
ВНИХИ совместно с экспериментальной
лабораторией Крымсовхозконсервтреста
разработали технологию замораживания томат-
пасты и томат-пюре в блоках и брикетах.
В 1968 г. экспериментальные работы
проводились на консервном заводе имени С. М.
Кирова в г. Симферополе, а в 1969 г. на Джан-
койском консервном заводе и на фабрике
мороженого Симферопольского хладокомбината.
Общеизвестный способ теплового
консервирования томат-пасты и томат-пюре с
расфасовкой в стеклянную или жестяную тару имеет
ряд существенных недостатков: значительная
продолжительность и сложность
технологического процесса изготовления, расфасовки,
охлаждения и хранения продукта; снижение
качества готового продукта, так как при
стерилизации в нем значительно уменьшается
содержание витамина С (до 30%) и каротина
(до 15%), происходят карамелизация сахара и
мелоидиновые реакции с образованием темно-
окрашенных соединений; возможные потери
продукта из-за боя стеклянной и бомбажа
жестяной тары.
Технология консервирования томат-пасты и
томат-пюре замораживанием заключается в
следующем. После уваривания при
температуре 45—50°С продукт расфасовывают
непосредственно под вакуум-аппаратом в
полиэтиленовые пакеты, уложенные в противни,
запаивают их электроутюгом, а затем продукт
замораживают при температуре —25ч—35°С.
При достижении в толще продукта
температуры — 18°С блоки помещают в деревянные
контейнеры или короба из гофрокартона и хранят
при этой температуре в камерах хранения.
Пакеты изготовляют из полиэтилена марки
А (ГОСТ 10354—63), толщиной 90 мкм,
выпускаемого Броварским заводом пластмасс.
Противни используют заводские для обжарки
овощей.
Замороженный продукт имеет форму
блоков весом 10—12 кг и размерами 570Х370Х
ХЮО мм.
Продукт в мелкой расфасовке-брикетах
весом 140 г приготовляют по технологии
изготовления брикетов мороженого. Уваренную
томат-пасту при температуре 45—50°С
расфасовывают в формы с 24 ячейками каждая и
погружают в рассольную ванну эскимогенерато-
ра (температура рассола —35°С).
Продолжительность замораживания составляет 12—
15 мин. Далее замороженные брикеты
извлекают из форм, упаковывают в пергаментную
бумагу, укладывают в полиэтиленовые пакеты
по 30 шт., пакеты запаивают электроутюгом,
помещают в короба из картона и хранят в
камерах с температурой —18°С.
При консервировании томат-пасты и томат-
пюре замораживанием лучше сохраняются
витамины, естественный цвет и аромат продукта.
К тому же производство полностью
освобождается от применения стеклянной и жестяной
тары для расфасовки продукции, устраняется
необходимость иметь складские помещения
для хранения тары, повышается выход
продукции (нет потерь из-за боя стеклянной тары).
Томат-пюре и томат-паста, замороженные в
блоках, могут использоваться для
собственных нужд предприятий, изготовляющих
консервы, а также поставляться крупным
потребителям, например предприятиям
общественного питания, рыбоконсервной
промышленности (при наличии у них холодильных камер с
низкими температурами для хранения этих
продуктов).
Томат-пюре и томат-паста, замороженные в
брикетах (типа брикетов мороженого), найдут
большой спрос в розничной торговле.
Приготовленный из замороженной томат-
пасты томатный соус для овощных
закусочных консервов при дегустации на
Симферопольском консервном заводе получил более
высокую оценку, чем томатный соус,
приготовленный из обычного сырья.
Переход на консервирование томат-пасты и
томат-пюре замораживанием дает
значительный экономический эффект. В условиях
Симферопольского и Джанкойского консервных
заводов при использовании замороженных
томат-пасты и томат-пюре для
внутрипроизводственных нужд экономия составит по
предварительному расчету 16,2 руб. на 1 гтоматопро-
дуктов.
3. П. МАТОРИНА — ВНИХИ
¦

К 85-летию профессора Р. Планка
6 марта 1971 г. исполнилось 85 лет одному из
старейших ученых в области холодильной техники,
выдающемуся немецкому специалисту, профессору доктору
Рудольфу Планку.
Получив высшее образование в Киевском и
Петербургском университетах, а затем в Дрезденской
Высшей технической школе, Р. Планк еще до первой
мировой войны начал свою плодотворную научную
деятельность в области холодильной техники.
Уже первые работы Р. Планка свидетельствуют о
разносторонности его научных интересов. Его
докторская диссертация, защищенная в 1910 г., посвящена
термодинамическим свойствам бинарных смесей,
применяемых в абсорбционных холодильных машинах. В
1913 г. Р. Планк разрабатывает теорию тепловых
процессов при замораживании льда и выводит свою
известную формулу продолжительности замораживания,
которой пользуются и в настоящее время. В 1916 г. он
совместно со своими сотрудниками и учениками
выполняет основополагающие работы по технологии и технике
быстрого замораживания мяса и рыбы. Большое
внимание в те годы Р. Планк уделяет также исследованию
холодильных машин.
На протяжении своей долголетней научной
деятельности проф. Р. Планк успешно разрабатывает все эти
направления холодильной техники — и термодинамику
холодильных циклов и хладагентов, и развитие
конструктивных форм холодильных машин, и теорию
замораживания пищевых продуктов. Всего им
опубликовано более 200 научных работ.
Проф. Р. Планк активно участвует в работе
Международного института холода, неоднократно избираете*
на международных конгрессах в руководящие органы
этого института. Он является главным редактором
журнала «Kaltetechnik und Klimatisierung» и 12-томной
энциклопедии по холодильной технике.
Во время своих приездов в СССР проф. Р. Планк
выступал перед советскими специалистами и учеными с
интересными лекциями и докладами, которые
пользовались неизменным успехом.
Проф. Р. Планк сотрудничает в нашем журнале
«Холодильная техника» с момента его основания. В 1923—
1927 гг., будучи профессором Высшей технической
школы в Данциге, он входил в редакционный комитет
журнала. В № 5—7 журнала за 1923 г. была помещена его
статья «Измерение относительной влажности воздуха в
холодильных камерах». За последующие годы в нашем
журнале опубликовано около 20 научных работ проф.
Р. Планка.
Редакционная коллегия журнала «Холодильная
техника» поздравляет профессора Р. Планка с его
85-летним юбилеем и желает ему здоровья и дальнейших
успехов в его научной и общественной деятельности.
НОВЫЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ
Класс 17 а, 16 МПК F 04 b 39/02
№ 274136A182328/24-6 от 2 сентября 1967 г.)
Б. Н. Маркевич и Н. А. Кубышкин
Способ контроля системы смазки поршневого
компрессора
Способ контроля системы смазки поршневого
компрессора, размещенного в герметически закрытом
кожухе, например, для домашнего холодильника, путем
выявления исправности системы смазки по степени
нагрева кожуха при работающем компрессоре,
отличающийся тем, что, с целью повышения эффективности
контроля, устанавливают зоны наибольшего нагрева кожуха
при наличии и отсутствий циркуляции масла и
определяют с помощью приборов, например
дифференциальной батареи термопар и гальванометра, знак разности
температур между зонами, по которому судят об
исправности системы смазки.
Класс 17 а, 18/01; 17 f, 12/01
МПК F 25 d 13/00; F 28 ! 13/00
№ 274137 A313561/24-6 от 3 марта 1969 г.)
Авторы изобретения А. М. Цикерман
и Ф. И. Давыдов
Заявитель Одесское специальное конструкторское
бюро холодильного машиностроения
Способ определения теплопроходимости холодильной
камеры
Способ определения теплопроходимости холодильной
камеры путем измерения количества вводимого в нее
тепла, отличающийся тем, что, с целью повышения
точности определения с минимальным количеством замеров,
тепло в камеру вводят при работающей холодильной
машине, замеряют установившуюся температуру
воздуха, затем повышают температуру снаружи камеры
преимущественно на 3—4°С и изменяют количество
вводимого тепла, сохраняя температуру воздуха в камере
постоянной, после чего по полученной разности вводимых в
обоих случаях количеств тепла и соответствующей
разности температур снаружи камеры определяют ее тепло-
проходимость.
Класс 17 а, 1/01 МПК F 25 b 1/02
№ 276078 A227580/24-6 от 25 марта 1968 г.)
Авторы изобретения Л. Л. Г е н и н
и Л. Е. Медовар
Заявитель Всесоюзный научно-исследовательский
институт холодильной промышленности
Способ работы компрессионной холодильной
установки
Способ работы компрессионной холодильной
установки путем смешения пара, нагнетаемого компрессором,
54

с паром, отсасываемым из его мертвого пространства,
последующей конденсации смеси, дросселирования и
испарения жидкого хладагента для производства холода,
отличающийся тем, что, с целью повышения холодопро-
изводительности установки, пар из мертвого
пространства до его смешения охлаждают и дожимают,
например при помощи вспомогательного компрессора, до
давления нагнетания основного компрессора, равного
давлению конденсации.
Класс 17 f, 4/01 МП К F 28 d 7/04
№ 276086 A314507/24-6 от 17 марта 1969 г.)
Авторы изобретения И. X. Зеликовский,
М. П. С л а в у ц к и й, М. М. Абрамов,
А. Л. Кунянский, В. 3. Хейфец,
И. И. Сухорукое и И. Н. Шварц
Заявитель Харьковский завод холодильных машин
Водоохладитель
Водоохладитель с трубчатым спиральным змеевиком
для циркуляции хладагента, размещенным в корпусе
между крышками, отличающийся тем, что с целью
предотвращения разрушения при замерзании воды, между
змеевиком и одной из крышек установлена упругая
прокладка, а полость между прокладкой и крышкой
заполнена микропористой резиной.
Класс 17 f, 12/10 МП К F 28 d
№ 276095 A216732/24-6 от 8 февраля 1968 г.)
В. К. Вельский
Оребренная теплообменная труба
Оребренная теплообменная труба для испарителей
холодильных машин, отличающаяся тем, что, с целью
интенсификации процесса теплопередачи, ребра
размещены с шагом, максимальная величина которого равна
удвоенному отрывному диаметру пузырьков пара,
зависящему от физических свойств и параметров среды, и
имеют высоту не больше трех отрывных диаметров
указанных пузырьков.
Класс 17 а, 14; 27 Ь, 8 МПК F 25 b 49/00; F 04 b 49/02
№ 282350 A347200/24-6 от 9 июля 1969 г.)
Авторы изобретения В. В. Оносовский
и И. Е. Артамонова
Заявитель Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
Устройство для управления клапаном
Устройство для управления клапаном
преимущественно в поршневом компрессоре, содержащее кинематически
связанный с коленчатым валом компрессора золотник,
сообщающий масляную систему компрессора с
сервомотором, перемещающим клапан, отличающееся тем, что,
с целью повышения экономичности при переменных
степенях сжатия, на золотник надета втулка с пазами,
имеющая возможность автоматического поворота для
синхронизации подачи масла к сервомотору с началом
процесса всасывания (нагнетания), а на внутренней
поверхности золотникового цилиндра выполнены упоры
для отсечки подачи масла к сервомотору при крайних
положениях поршня.
Класс 17 а, 20 МПК F 25 b 21/02
№ 282351 A341858/24-6 от 9 июня 1969 г.)
Авторы изобретения В. С. Мартыновский,
А. И. Азаров и В. А. С е м е н ю к
Заявители Рижский вагоностроительный завод и
Одесский технологический институт пищевой
и холодильной промышленности
Способ получения холода
1. Способ получения холода с помощью
термоэлектрического охлаждения при циркуляции хладоносителя
по замкнутому контуру с отводом тепла на холодных
спаях, подводом тепла к хладоносителю на горячих спаях
и охлаждением хладоносителя окружающим воздухом,
отличающийся тем, что, с целью интенсификации
теплообмена, в качестве хладоносителя используют смесь
жидкости, преимущественно масла и газа, например, в
объемном соотношении в пределах от 1 : 1 до 1 :9,
получаемую эжектированием жидкости газом под избыточным
давлением.
2. Способ по п. 1, отличающийся тем, что
охлаждение смеси осуществляют путем эжекции окружающего
воздуха отработанным газом при его выделении из
смеси.
Класс 17 с, 3/10 МПК F 25 d 17/08
№ 282353 A337237/28-13 от 10 июня 1969 г.)
С. Г. Чуклин и Е. С. Авдеев
Холодильная камера для хранения пищевых продуктов
1. Холодильная камера для хранения пищевых
продуктов с расположенными внутри нее охлаждающими
панелями, закрепленными с образованием воздушного
зазора между ними и стенками камеры, снабженная
решеткой для размещения продуктов, вентилятором с
нагнетательным и всасывающим каналами для
циркуляции охлаждающего воздуха, отличающаяся тем, что, с
целью интенсификации процесса охлаждения, улучшения
условий хранения и обеспечения компактности камеры,,
каждая панель состоит из двух параллельно
расположенных листов, между которыми закреплены трубы для
хладагента, а решетка для размещения продуктов
разделена диагональными перегородками на несколько
секций, при этом нагнетательный канал соединен с
межтрубным пространством каждой панели для подачи
воздуха вдоль труб под соответственно прилегающую
секцию решетки.
2. Камера по п. 1, отличающаяся тем, что в нижней
части камеры между панелями и стенкадои камеры
установлена перегородка.
Класс 17 а, 4/01 МПК F 25 а, 1/00)
G 05 d 23/20
№ 283244 A343064/24-6 от 24 июня 1969 г.)
В. С. Хорьков
Способ регулирования режима работы холодильной
машины
Способ регулирования режима работы холодильной
машины преимущественно компрессионной путем
изменения количества хладагента, подаваемого в
испарительные батареи термокамеры, отличающийся тем, что, с
целью повышения точности регулирования температуры,
в термокамере, количество подаваемого хладагента
изменяют по импульсам температур воздуха в
термокамере и паров хладагента, выходящих из испарительных:
батарей.

В СОЦИАЛИСТИЧЕСКИХ СТРАНАХ
Оптимизация холодильных
компрессоров с помощью
современной измерительной
техники
Доктор, инж. X. НАЙОРК
Институт воздушной и холодильной техники,
Дрезден, ГДР
В настоящее время для создания
оптимальной конструкции компрессора проводятся
большие исследования с применением
современной вычислительной техники [1, 2], но все
же значительную роль в этой области играют
экспериментальные исследования, которые
должны проводиться по трем основным
направлениям: оптимизация работы клапанов,
соответствие моментов двигателя и
компрессора, оптимизация подогрева всасываемого
газа. С этой целью исследуют движение
клапанных пластин, измеряют переменное давление
в цилиндре и в полостях перед и за цилиндром
(в направлении потока газа), крутящий
момент компрессора и температуру в различных
местах в потоке газа в компрессоре.
Так как все показатели в компрессоре
являются быстропеременньши величинами, то
для их определения применяются
электрические методы измерения, обеспечивающие с
помощью осциллографа возможность их
наблюдения и регистрации.
Оптимизация работы клапанов. Клапаны,
применяющиеся в поршневых компрессорах,
должны обеспечить работу без значительных
потерь. Для этого, согласно исследованиям
Кристиана [3], клапан должен обладать
небольшим гидравлическим сопротивлением,
своевременно открываться и закрываться, в
закрытом состоянии быть практически
герметичным, иметь небольшой мертвый объем.
Кроме того, клапан должен обладать высокой
надежностью в эксплуатации и иметь невысокую
стоимость.
В связи с этим для оптимизации работы
клапана необходимо решить две задачи:
снизить потери напора за счет увеличения
проходных сечений и уменьшения объема
мертвого пространства;
обеспечить оптимальную динамику клапана,
которая характеризуется полным открытием
(в короткое время после выравнивания давле-
56
ний на обе стороны пластины клапана)
проходного сечения с небольшой скоростью удара
об ограничитель подъема и плавным
закрытием в непосредственной близости к мертвой
точке с небольшой скоростью удара о седло
клапана.
Первая задача решается путем расчета и
разработки оптимальной конструкции
клапана. Для решения второй требуются данные
о разности давлений на клапан и характере
движения пластины клапана в зависимости от
времени, как показано на рис. 1.
Из рис. 1 следует, что преждевременное
закрытие клапана, сопровождающееся
колебаниями пластины, создает дополнительную
разность давлений, снижающую коэффициент
полезного действия и объемный коэффициент
подачи. Позднее закрытие в результате
возвращения газа в цилиндр также снижает
объемный коэффициент подачи. На рис. 2
приведены величины ухудшения объемного
коэффициента подачи, полученные расчетным путем.
Как видно из рис. 2, небольшое
запаздывание закрытия нагнетательного и
всасывающего клапанов до угла поворота коленчатого
вала а = 3—5° практически не оказывает
влияния на объемный коэффициент подачи из-за
небольшой скорости движения поршня возле
мертвой точки, а преждевременное закрытие
и возникающая в связи с этим разность
давлений в мертвой точке значительно ухудшают
работу клапанов, особенно всасывающих.
/
к
r~~v
N
!¦
1
к!
!
N
т-
\)
ч
1
1
1
1
1
It
N
|? Н.Т
\
^=
ОС
а 5 О
Рис. 1. Типичные динамические характеристики
(подъем пластинки h и потеря напора Ар) нагнетательных
клапанов:
а — оптимальный клапан; б — преждевременное
закрытие клапана; в — запаздывания закрытия; а — угол
поворота вала; м. т. — мертвая точка.

L^
/
J^
г
/?? Z^ #? /?<? Др,кгс/смг
a
1 —
* /
1
/
О Ч 8 12 16 ос,'
6
Рис. 2. Ухудшение объемного
коэффициента подачи ЫКс
а — преждевременное закрытие
клапанов, вызывающее разность
давлений Ар в мертвой точке;
б — запаздывание закрытия
клапанов на угол а после мертвой
точки; 1 — всасывающий клапан;
2 — нагнетательный клапан.
Для оценки этих внутренних процессов
необходимо знать давление в цилиндре и
характер движения пластины в клапанах.
Разность давлений на клапан можно
определить измерением переменного давления в
цилиндре и в полости клапана датчиком
давления. Сравнительная оценка достоинств и
недостатков емкостных, индуктивных, тензометри-
ческих и пьезоэлектрических датчиков
давления показала, что пьезоэлектрические датчики
благодаря малым габаритам, линейной граду-
ировочной характеристике и температурной
стабильности наиболее пригодны для
измерений в холодильных компрессорах. Из
испытанных в последние годы Институтом воздушной
и холодильной техники датчиков давления
самым эффективным оказался датчик давления
(рис. 3, а), сконструированный фирмой «Д-р
Нир» (г. Дрезден) специально для
исследования холодильных компрессоров.
Чувствительность датчиков 30-КН2 а^сек/кгфм2;
максимальное давление 25 кгс/см2, охлаждение
водяное, мембрана сменная, монтаж; — резьба
М10Х1 или штифт диаметром 8 мм.
Для количественной обработки
индикаторной диаграммы необходимо нанести на нееод-
Рис. 3. Датчики (а) и отметчик (б) давления.
ну точку с известным давлением — реперную
точку. Оптимальным отметчиком давления для
нанесения таких точек признан отметчик с
металлической мембраной, сконструированный
в Институте воздушной и холодильной
техники (рис. 3, б). Запаздывание его включения
вследствие инерции движущихся деталей
ничтожно даже при числе оборотов 3000 в
минуту. Предельные значения отметчика:
давления — 25 кгс/см2, допустимого тока — 0,1 ма,
напряжения — бе, средней температуры
корпуса — 120°С. Контакты замыкаются или
размыкаются при разности давлений не более
0,2 кгс/см2. Корпус прибора выполнен из
нержавеющей стали.
Регистрация движения пластин клапана
осуществляется специальным датчиком
перемещения. Из емкостных, индуктивных и
фотоэлектрических датчиков емкостные наиболее
целесообразно применять для этой цели.
В процессе исследований, проведенных в
Институте воздушной и холодильной техники,
в которых использовались емкостные датчики
с изменением площади электродов
цилиндрического конденсатора, а также датчики с
изменением расстояния между плоскими
электродами конденсатора (роль одного из
электродов выполняла клапанная пластина),
установлено, что нецелесообразно конструировать
универсальные датчики. Чтобы не исказить
проходные сечения клапана, лучше всего для
каждого клапана изготовлять специальный
датчик.
57

Рис. 4. Установка датчиков на клапанной доске
компрессора.
На рис. 4 показан способ установки
пьезоэлектрического датчика, отметчика давления,
разработанного в институте, а также датчика
хода пластины клапана бессальникового
компрессора, выпускаемого
машиностроительным заводом в Шкойдитце (ГДР).
шштлш
К
\
\
1
-^
—ь
L
ч
aKJ
f
и
\
1
/
"""и
\
\
1
г
Рис. 5. Типичная индикаторная диаграмма с ре-
перной точкой (/) и кривой движения пластин
всасывающего клапана B).
На рис. 5 изображена индикаторная
диаграмма с реперной точкой и кривой хода
пластины всасывающего клапана.
В Институте воздушной и холодильной
техники были разработаны для предприятий,
выпускающих компрессоры, инструкции по
монтажу и эксплуатации пьезоэлектрических
датчиков, отметчиков давления и датчиков хода
клапанных пластин.
Кроме того, институтом разработана
методика расчетов клапанов, позволяющая
оптимизировать процесс закрытия клапана без
предварительных исследований [1].
58
Оптимизация соответствия моментов
компрессора и двигателя. В холодильных
компрессорах применяются обычно однофазные
и трехфазные двигатели. Вращающий момент
двигателя незначительно изменяется при
вращении вала, в то время как момент
компрессора изменяется в соответствии с диаграммой
тангенциальных усилий. Подбором
вращающихся масс степень неравномерности угловой
скорости коленчатого вала поддерживается
в определенных пределах. При
установившемся режиме работы изменение скорости
вращения коленчатого вала можно изобразить с
помощью характеристики двигателя и
диаграммы тангенциальных усилий.
Определить соответствие моментов при
пуске компрессора трудно, так как для каждого
последующего поворота коленчатого вала
в зависимости от типа холодильной установки
и работы приборов регулирования,
разгружающих компрессор при пуске, существует своя
диаграмма тангенциальных усилий и свой ход
изменения момента на валу компрессора.
Кроме того, при пуске вращающиеся массы еще
не действуют в качестве аккумулятора
энергии и двигатель должен не только преодолеть
максимальный момент компрессора, но и разо-
Рис. 6. Сопоставление диаграммы
тангенциальных усилий и
характеристики двигателя:
а — при установившемся режиме;
б — при разгоне после пуска;
М — вращающий момент; п —
скорость вращения; а — угол
поворота вала.

-АЛДЛЛЛАЛЛЛАЛ^^-
Рис. 7. Изменение момента на валу компрессора после пуска.
гнать движущиеся части. В соответствии со
своей характеристикой двигатель в момент
пуска развивает обычно наименьший момент
(рис. 6). Критическое состояние, имеющее
решающее значение для его нагрузки, наступает
как раз в период пуска. Для обеспечения
надежного пуска с учетом всех факторов и для
уменьшения резервов в двигателе требуется
точное знание этих критических пусковых
моментов.
В связи с тем что существующие методы
расчетов недостаточны для создания
оптимальной конструкции, необходимо проводить
экспериментальные исследования.
Для регистрации момента компрессора
применяется динамометр. Момент двигателя
определяется по его реактивному моменту или
с помощью тормоза.
В то время как для исследования момента
бессальниковых и открытых компрессоров
можно использовать датчики крутящего
момента, выпускаемые различными фирмами,
например фирмой «Виброметр», для
исследования герметичных компрессоров в Институте
воздушной и холодильной техники
потребовалось создать новые малогабаритные
измерительные устройства — тензометрические
датчики, наклеенные на специальный
промежуточный элемент. С их помощью были сняты
безупречные диаграммы изменения момента на
валу герметичных компрессоров (рис. 7), что
позволило в значительной мере
оптимизировать систему двигатель — компрессор.
Подогрев всасываемого газа в герметичном
компрессоре. Весь путь прохождения пара
холодильного агента через компрессор можно
разделить по условиям теплообмена на пять
участков:
сторона низкого давления от всасываемого
патрубка до полости перед всасывающими
клапанами — течение пара, близкое к
стационарному, и его подогрев;
вход в рабочий цилиндр — нестационарное
течение пара и его подогрев;
Рис. 8. Термометр сопротивления для
измерения быстроменяющихся
температур.
сжатие — нестационарное течение пара в
цилиндре; подогрев в первой фазе сжатия и
охлаждение во второй;
выход пара из цилиндра — нестационарное
течение пара и охлаждение;
сторона высокого давления от
нагнетательного клапана до нагнетательного штуцера —
почти стационарное течение пара и его
охлаждение.
Подогрев пара на первых трех участках
ведет к увеличению удельного объема, при этом
весовое количество всасываемого в цилиндр
пара и холодопроизводительность компрессора
снижаются. Тепло, подводимое к
холодильному агенту, создается частью за счет потерь
в двигателе и частью за счет отвода тепла от
пара на последних трех участках.
Интенсивное охлаждение двигателя всасываемым
паром позволяет достигнуть экономии меди. В то
же время нагревание всасываемого
холодильного агента (при заданной холодопроизводи-
тельности компрессора) требует увеличения
часового объема и размеров компрессора. Для
конструктора возникает в этом случае новая
проблема оптимизации, которую можно
решить одновременно с оптимизацией моментов.
Конструкция компрессора должна
обеспечивать возможно меньший нагрев пара
холодильного агента за счет теплоты сжатия.
Путем измерения температуры с помощью
термоэлементов можно исследовать тепловые
потоки в компрессоре и принять соответствующие
меры.
59

Рис. 9. Изменение температуры в цилиндре компрессора.
Более сложные проблемы теплообмена в
цилиндре можно исследовать только измерением
быстроменяющейся температуры. Влияние
охлаждения цилиндра снаружи всасываемым
паром холодильного агента и влияние масла,
попадающего в цилиндр, на коэффициент
подачи можно проанализировать также путем
измерения быстроменяющейся температуры.
Для этой цели могут быть использованы
также термометры сопротивления. При
измерении термометром сопротивления, в котором
применена тончайшая платиновая проволока,
можно получить постоянную времени меньшей
величины, чем при измерении
термоэлементами, для которых снижение размеров
представляет трудности.
В Институте воздушной и холодильной
техники сконструирован термометр
сопротивления малых габаритов, показанный на рис. 8.
Диаметр платиновой проволоки около 2 мкм,
платина покрыта серебром (провод типа Вол-
ластон); подводящие провода и опоры
измерительной проволоки изготовлены из констан-
тана диаметром 0,9 мм; стержень термометра
стальной; пределы измерения 0—250°С,
причем средняя температура опор не должна быть
выше 120°С; сопротивление в зависимости от
длины 50—150 ом; постоянная времени при
скорости воздуха 5 м/сек равна 2-10~4 сек;
нагрев от тока измерения, не превышающего
0,5 ма, не более 0,5°С. Срок службы такого
датчика при проведении измерений в бессаль-
никовых компрессорах составляет от 10 до
20 сек. Датчик включается только на время
измерения, поэтому его срок службы вполне
достаточен для выполнения измерения.
На рис. 9 показана температура в цилиндре
компрессора, измеренная с помощью такого
датчика.
Выводы
Применяющиеся в настоящее время в
машиностроении измерительные приборы не всегда
пригодны для исследования холодильных
компрессоров, поэтому необходимо создавать
специальную измерительную аппаратуру,
несмотря на то, что это связано с дополнительными
затратами и вызывает удлинение сроков
разработки компрессоров. Время, затраченное на
обработку результатов измерения, полученных
в виде кривых, можно сократить путем
использования аналоговой и цифровой
вычислительной техники.
Наряду с экспериментальными
исследованиями необходимо постоянно работать над
усовершенствованием методики теоретических
расчетов, проводимых с помощью аналоговой
и цифровой вычислительной техники,
добиваясь совпадения их результатов с
экспериментальными данными.
Чтобы при построении теории в
максимальной степени использовать экспериментальные
результаты, получаемые с большими
затратами в различных исследовательских
организациях, рекомендуется при публикации работ
приводить все необходимые данные о машинах
и условиях их испытаний. Только в этом
случае можно с необходимой точностью и
полнотой проверить применимость новых
теоретических методов расчетов.
ЛИТЕРАТУРА
1. N a j or k H. Untersuchung des SchlieBverhaltens selb-
sttatiger Ventile im schnellaufenden R-12-Kolbenver*
dicMer. Diss. TU Dresden, 1967.
2. W a m b s g a n s s j г. М. W. Dynamics of a
Reciprocating Compressor with automatic Reed Valves. XII Kal-
tekongrefi. Madrid, 1967, Paper 3.06.
3. Christian W. Probleme und Erkenntnisse an selb-
sttatigen Plattenventilen fur Kolbenverdichter. Abhand-
lung der Deutschen Akademie der Wissenschaften
zu Berlin. Berlin, Akademieverlag, 1962.
¦

СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
Отечественные домашние холодильники
621.565.!
Приводим основные технические характеристики 40
моделей компрессионных однокамерных холодильников
различных марок, выпускавшихся отечественной
промышленностью с 1950 г., а также выпускаемых в
настоящее время (см. таблицу).
У напольных холодильников типа «столик» (модели
КС) на верхней плоскости шкафа имеется сервировочная
плита. Холодильник «Минск» (КХС-125) совмещен с
кухонным шкафчиком, холодильник «Снайге-4» — с
сервантом. Холодильники «Лига» и «Сарма» — настенные
или совмещены с кухонным столом (расположены над
ним).
Холодильники одних и тех же моделей: «Арагац»,
«Ока-Ш», модели КШ-200; «Днепр», «Донбасс», «ЗИЛ-
Москва», модели ДХ2М; «Бирюса», «Днепр-2», «Океан»,
«Памир», «Полюс» модели КШ-160; «Мир», «Ока»,
«Тамбов» модели ДХ-125; «Нистру», «Смоленск», «Яр-
на» модели КС-120, выпускаемые разными заводами,
одинаковы по конструкции, но различны по внешнему
оформлению. Лишь в отдельных случаях у них
несколько изменены некоторые узлы.
Холодильники «ЗИЛ» модели 62 и «Наст» модели
КШ-200 отличаются от всех остальных более низким
температурным режимом в морозильном отделении,
позволяющим хранить замороженные продукты в
течение трех недель, при этом в холодильной камере
устанавливаются требуемые плюсовые температуры для
хранения охлажденных продуктов.
У всех холодильников шкафы в основном
цельнометаллические, сварные. У «Минска» (КХС-125), «Снай-
ге-1М» и «Снайге-4» шкафы деревянные, а у
холодильников модели КС-120 — «Нистру», «Смоленск», «Яр-
на» — из легкого металлического каркаса,
заполненного теплоизоляцией из пенополистирола и закрытого
металлическими панелями.
Холодильные камеры большинства холодильников
цельнометаллические, сварные, покрытые силикатной
эмалью. У холодильников «Бирюса», «Лига», «Сарма»,
«Ярна» и некоторых других камеры пластмассовые, из
полистирола.
Во всех холодильниках (за исключением «Бакы»),
выпущенных до 1967 г., применены конструктивно
одинаковые герметичные компрессоры с наружной
подвеской на двух, трех («Саратов-П») и четырех
пружинах. В моделях более поздних выпусков («Бирюса»,
«Минск-3», «Минск-4», «Минск-5», «Океан» и некоторых
других) установлены герметичные компрессоры с
внутренней подвеской.
В современных холодильниках, таких как «ЗИЛ»
модели 62, «Минск-5», «Юрюзань» модели ДХ-180 и др.,
применены магнитные затворы двери, а также
механические затворы с секторным запорным рычагом, не
связанные с дверной ручкой. В старых моделях дверные
затворы куркового и ригельного («ЗИЛ-Москва» модели
ДХ2) типов взаимодействуют с ручкой. У
холодильников «ЗИЛ-Москва» моделей ДХ2М, ДХЗ, ДХЗМ и
КХ-240 дверь шкафа запирается на ключ.
Габаритные
размеры холодильников.

гм 'BMHHqifHtroirox ээд
о ^
Ч О
си >>
ЪЖ 'HOI/
-ou qtfBtnoim BBtngo
hoitoii оахээьшгон
cuS o,o
л со 57я
о 2 s >~>
и, а я
Си
О» О.
S
ез S «J»
Я S Ьб
н я о
я л в
ю ч
rt О
I-* 5
ЮЮЮЮЮЮЮЮЮЮ Ю ЮЮОООЮиоООЮЮЮОЮОО'-'ОООЮОЮЮОЮОООЮ
t~-oo^)CTH505aH^a50i о соо^г^с©^аэаэсос>.о^^г^г>-с^о^^с^сх>союсо^~ст>^о.ососо
МММ Ii22 I I SIIIIIIIMIIIII9I ISS3 I I I I I8S I I I
OOONOMMtOlOlN CM WW | | «ЮЮШ | |ЮООООЮООЮО| I I { Ю К
ОЮМЮ^ЮЮОнЮ Ю i-ii-i I I CO GO »-< О I I «-H О <М ГО i-H CO CO CM CTJ CM I I I Iht
I I
©ООЮОЮЮСОЮЮ Ю ООЮЮООО*ООЮООООООООО)ОООООООООЮО
COCNOCOi-tCOeOr-«'-*CO CO ^^050^1^СО"^ЮСО(>З^СЮЮ10СОЮС^Оа5С^ЮЮЮ10тГгг-*'т^СОСО
* * ******* *
OOLO.-iO^t-HOOi-» н ЮЮЮЮ0010ЮООЮОООООЮОГ--ЮООООЮООЮОЮ
aiCNait-^i-ir-t-^i-ir-ir- t*- »^^^^00»^1^С0Ю'--«С^СЛ10С0С0СТзСЛО'--1СО101О1010г^1-н1^С0ОС^.
ОООЮОО(ОЮСО© «О ОЮООООЮ ЮОЮЮОЮОООООООООООЮОЮООО
ТГСО»-1СОС$СОСО»-1Г-СО СО t^COC^CNI^COCO^CNC^OO^CNCOCO^aiCOt^cqcNC^CO^COCSlCOOlrrCO
-H.-..-.COr-iCO:OCN»-<CO
*ч©000©©*ч^О
СМ СМ СМ Ю CM ©CO CM ©ОООСМЮ
-—- — O©t^COGOCO00COLOt^ I
~0©©©i^©©©0©^©0©©00©©
OWCOMOONOOIN
t^.cococoo>cocnt~-r*»
ooo^ooooo
СО^тР^Ю^-^ЮСОЮ^СОЮЮ^тМОЮ^ lO-^rfTflOCOlOCOTf
M M M M M M M II M w^ M M M M M
^f ^ CO CO *Ф ^* '4* ^* CO CO 4* 4* 4* tf 'vf ^* ^* *3* CO CO CO ^3* *3" ^З" Tf CO CO
^f^^^ijotl'^ij'r
СО^тГ'^"^'*"ГтГ'^ГгГ^^г1»гГ'^^"*|^'*С
ООЮОЮООООО
1000СМ©СМООЮ©0
rji^rflO'^lOlO'tlOlO
О ОООООООЮЮ OOOOOOCO Ю OCO ОЮЮ COCO О ОООЮ CM
Ю OO^J"^^ M^ "f^ftf* ^•¦^f^ rr'*'^ тр rf f^ CC*. rfLOlOrf ГГ Tf ^frr ^
«5
вфвнт вийоф и imj.
S2§oS
??Г0 'ВИНЭЬ'ЭЯЮ
OJOHqimeodow JM3q,go
'iqd3i\BH Honquw
-oirox шгдо иитпдо
юооюоююоою
СМООСО©СОСООСОСО
OOOOOOOCOCOCN»-HCO
ОЮОООЮЮЮООЮЮЮОО^ОЮ^ОООСОСОЮОЮЮОО
.„ ,„,л.~,~ _ ,-. . _ ^, >л „., ^ _.^ ^ ,_ ^ ^ -J CM CM Tp TflO r-lCNCM CM CT>
©ююоюо©юю©
Г-ОСТэЮОЮЮСМСОЮ
CO?OlON(Ot^N(ONt^
о оююооиооооюооююооюю
Ю l^NMNH^OHfNtNNOi-iHrfHOJO |. ¦ • ~ -
t~» 1|-«Ю10ЮСОГ-СОСОСОС--СОСОСОСО^СОЮСО I Ю СО СО <-«
ооююююююоо
t^-^HGOl^tMrpTrrf^-iCO
------ -~ to со со сою
OLOOOOOOOOO
(NO)OOCOOOtWO
CM»-l.-lCN»-iCNCNC»CNCN
эооюоооооооюо
5@(NHONO)OOWOH00
оооооюоюою
I OCMt-fOOC^OCNCNCN
©ЮЮОСОО©ОСМ©
!ONONCONt^<NCOt^
юсоююююю r-~r-~co
ooootoooooo
СП^СО^СО^Г^гг,,^^
ЮСОЮСОЮСОСОЮСОСО
ОЮОЮОЮЮОЮЮ
©COCOCMCOCNCslr-it^-CN
CM О гн CO-и CC W-Ф CO CO
ООСМОЮОЮСОООООООООЮСМООООЮОООООЮ
Ю04Н^МО'-"СОСООО@0000«ЭЮ'НЮ@01Ю'1,ОЮОССЛСОО)
COaCn-HOClfNOlOfNCirHCO-HCNTHMCTJOOOJOlCOOtNONWOlCft
OOOOOOOOO О OOOO _. - .
WW^I'^^WW'* "*r xf Ю rf rf ССЭ ЮСОСОСОЮШЮЮЮЮЮ гГЮ'Ч'Ч'ЮЮтечЧОЬ
О ЮООО О OOOOOOOOOOO OOOOOCOOOO
r-i HCNHH CJ СОнСЧннНг^ннисО -нСОг-1 i-< ^i fh « ГО СО СО
I II ! I II I II
©ЮОООООООО
со io"to см ю см см со ел см см сТаТсм см еосоюсо со со схГсо со со со ю'.со со h- сГсо со со со со" со о со cd :o
OOOWOOWOOW
O'ftOCOCDt—СОЮ^СО
О СО СО О O^OOrJ-cXJLOoOcsiloOCOCOCOOCOCO^OCslOO LCIO^OOW
CM i—i ^ т—• |«^ ^ «?• «^CO^c^C^i^r^CslCMc^»^CMCMT-i^HMi-i^-ir--i'CM'-HC-IC>J CM'-'r^COCM»-!
эЗэйэ Й^хййййкхб3аэ>,эиэ^ээээ2эай5э3б «SaSSS'a
5 c->
о о
-•со rj« io
<^ев я я я я oSSS
< IQ tQ tz[ClClttrO CO CO
сьи« <—I я «
. о * Я Я t
Л л-
. в-
• см
S S «З S S S S ев S ев « И й ftaftd OcertSSSBSd Son ЛЛ
? ш я# Э
rt 3cl2c
5 Я &,е* с
о я я в 5
tr<o я о
Я к «J Сц«2
сяос2
^2:
«> В Я а>
SB Я Си
я * 0 л в
««ВЗа
a> н а* ч о
Я ч х |
Си I ^-» *
нГ> . - .
С—.см со-^
62

В холодильниках установлены терморегуляторы трех
типов: «ДХВ», «АРТ-2» и «ТРХ-КО» — различных
модификаций, отличающихся лишь температурной
характеристикой, а также пускозащитные реле трех типов:
ДХР, РТП-1 и РТК-Х. Приборы типов ДХВ и ДХР в
настоящее время не выпускаются.
РЕФЕРАТЫ
637.13.1
Исследование танка-охладителя молока с
непосредственным охлаждением. МУРАТОВ О. В., ЛАСКЕР Я. Н,
ПЕТРОВ Ю. С. «Холодильная техника», 1971, № 3, 6—
8.
Освещена методика и результаты испытаний танка-
охладителя молока с непосредственным охлаждением.
Результаты испытания имеют практическое значение при
разработке оборудования для охлаждения молока или
других жидкостей. Таблиц 1. Иллюстраций 3.
629.123.44
Эксплуатационные характеристики рефрижераторных
трюмов с панельной системой охлаждения. ЧУК-
ЛИН С. Г., АВДЕЕВ Е. С, КАРЕВ В. И.
«Холодильная техника», 1971, № 3, 8—12.
Приведены результаты испытания панельной
системы охлаждения трюмов новых серийных
рыбоморозильных траулеров типа «Алтай». При температуре
наружного воздуха 30—34°С в трюмах поддерживалась
температура —30°С и относительная влажность 98—99%.
Перепад температур воздуха по высоте помещений
составлял 0,8—ГС. Разность температур воздуха трюма и
охлаждающего рассола в режиме хранения 4—5СС.
Таблиц. 2. Библиографий 2. Иллюстраций 4.
628.84:629.12
Система кондиционирования воздуха на судне типа
«Академик Курчатов». ИОНОВ А. Г., ЗУБКОВ А. М.
«Холодильная техника», 1971, № 3, 13—16.
Описаны устройство системы кондиционирования воз-
духа и ее автоматизация. В результате испытания
системы установлены эксплуатационные и
технико-экономические характеристики. Таблиц 1. Иллюстраций 3.
621.572 : 628.83
Результаты испытаний экспериментальной фреоновой
эжекторной холодильной машины в режиме
кондиционирования воздуха, ЗАХАРОВ Ю. В., АНДРЕЕВ Л. М.,
ЛЕХМУС А. А., РАШЕВСКИИ И. А. «Холодильная
техника», 1971, № 3, 16—19
Описана экспериментальная установка и приведены
результаты испытаний эжекторной холодильной машины,
работающей в режиме кондиционирования воздуха на
фреоне-12. Даются опытные значения коэффициента
эжекции и теплового коэффициента в номинальном
режиме работы и их зависимости от давления
(температуры) кипения и конденсации и от степени перегрева
рабочего пара. Экспериментально показана существенная
эффективность применения регенеративного
теплообменника на стороне нагнетания эжектора. Библиографий 4.
Иллюстраций 4.
Во всех холодильниках, кроме «Саратов-И»,
«Сарма», «Ярна» и «Нистру», имеется освещение.
Холодильники включаются в осветительную сеть
напряжением 220 е. Многие модели имеют модификации
для напряжения 127 в.
И. Н. КРУГЛЯК
621.5.043:621.575.9
Влияние характера процесса в генераторе на
эффективность абсорбционной бромистолитиевой машины с
низкотемпературным источником обогрева. РОЗЕН-
ФЕЛЬД Л. М., ДОГОЛЯЦКИЙ В. И. «Холодильная
техника», 1971, № 3, 20—23.
Приведены результаты испытания затопленного и
пленочного генераторов бромистолитиевой
абсорбционной холодильной машины. Испытания показали, что
более эффективным генератором является пленочный, с
помощью которого можно при одних и тех же внешних
условиях повысить холодопроизводительность установки
на 10—15%. Таблиц 1. Библиографий 4. Иллюстраций 4.
621.57.041-213.3
Исследование пускового режима герметичного
поршневого компрессора. РЕДКОЗУБ Б. Д., ДОРОШ В. С.
«Холодильная техника», 1971, № 3, 24—-27.
Описаны результаты исследований пускового режима
малого герметичного поршневого компрессора,
отличающегося от открытых машин меньшими маховыми
массами и отсутствием поршневых колец. Объяснена
физическая сущность процессов, происходящих при пуске
таких компрессоров. Экспериментально определено
требуемое значение начального пускового вращающего
момента встроенных электродвигателей. Библиографий 8.
Иллюстраций 4.
621.56/.59: 62-19
Показатели надежности холодильного оборудования.
БЕЖАНИШВИЛИ Э. М., СМЫСЛОВ В. И.
«Холодильная техника», 1971, № 3, 27—30.
Приведены система показателей надежности
холодильного оборудования, разработанная во ВНИИхолод-
маше, и расчет некоторых показателей. Таблиц 1.
Иллюстраций 1.
621.647:621.5.044.037.1
Использование декоративных фонтанов для
охлаждения конденсаторов холодильных установок. МА-
ЛОВ В. С. «Холодильная техника», 1971, № 3, 30—35.
В работе дан метод теплового расчета
декоративного фонтана. Метод учитывает динамику тепловой
нагрузки от систем кондиционирования воздуха,
поглощенную водой солнечную радиацию, время работы
декоративных и рабочих струй, аккумулирующую способность
воды чаши фонтана и изменение параметров
наружного воздуха. Рассмотрены вопросы тепло- и массообмена
между воздухом и водой фонтанных струй. Показана
зависимость безразмерного коэффициента
эффективности теплообмена фонтанных струй от режима
распиливания, расхода воды, диаметра и угла наклона насадок
к горизонту, коэффициента орошения, скорости ветра,
высоты струйного объема и длины фонтана по
направлению ветра. Таблиц 1. Иллюстраций 5.
63

621.564.25
Уравнение состояния фреона-21 и фреона-114В2.
ШЕЛУДЯКОВ Е. П., ШИЛЯКОВ А. А. «Холодильная
техника», 1971, № 3, 35—38.
На основе анализа опытных данных р, v, T для фре-
онов-21 и 114В2 по изохорам получено эмпирическое
уравнение состояния, описывающее экспериментальные
данные со среднеквадратичной погрешностью 0,2% в ин-
Т
тервале температур т= -гг =0,56-^1,05 и объемов <р=
*кр
v
= — =250ч-1,05. Предлагается эмпирическое урав-
нение кривой упругости пара для этих же фреонов,
которое описывает опытные данные также со
среднеквадратичной погрешностью 0,2%. Таблиц 2.
Библиографий 8. Иллюстраций 3.
62.1.63:661.92:536.5
Нагрев воздуха в вентиляторах. РУБАН В. М.
«Холодильная техника», 1971, № 3, 38—41.
Приведены расчетные зависимости и номограммы для
определения величины нагрева воздуха в вентиляторе,
а также к.п.д. вентилятора по результатам замера
напора и нагрева воздуха в нем при испытаниях.
Библиографий 4. Иллюстраций 2.
637.547.1.037.1
Применение тезиграфии для определения
качественных изменений мяса кур при холодильной обработке и
хранении. ГОЛОВКИН Н. А., ГАЛКИН А. В.
«Холодильная техника», 1971, № 3, 41—43.
Изложены результаты тезиграфического
исследования качества кур при холодильной обработке и
последующем хранении при температурах 0 и —2°С. В белых
мышцах кур, хранившихся при —2°С, тезиграфические
изменения наблюдаются на 31 сутки, а при температуре
хранения 0°С уже на 8 сутки. Обнаружено, что
подмораживание птицы не вносит каких-либо существенных
изменений в тезиграммы экстракта из мышечной ткани.
Библиографий 3. Иллюстраций 2.
621.57.042.001.2
Расчет собственных статических характеристик ТРВ.
УРБАНИК Э. А. «Холодильная техника», 1971, № 3,
43—46.
Предлагается графическая методика расчета
собственных статических характеристик сильфонных и
мембранных ТРВ в координатах # и G или О и Q, а также
выбора конструктивных элементоз ТРВ. Иллюстраций 1.
532.24:621.175.3
О частных коэффициентах тепло- и массоотдачи в
градирнях с регулярными насадками. АЛЕКСЕЕВ В- П.,
ДОРОШЕНКО А. В. «Холодильная техника», 1971, № 3,
46—49.
Изложены результаты исследования процессов
тепло- и массоотдачи в градирнях с насадкой из плоских и
гофрированных алюминиевых листов. Приведена
методика расчета частных коэффициентов тепло- и
массоотдачи. Таблиц 1. Библиографий 8. Иллюстраций 2.
536.24:536.423.4:621.564.25
Теплообмен при конденсации фреонов-12 и 22 на
гладких и оребренных трубках. ХИЖНЯКОВ С. В.
«Холодильная техника», 1971, № 1, 31—34.
Приведены результаты опытов с фреонами-12 и 22
при их конденсации на одиночных горизонтальных
трубках. Таблиц 1. Библиографий 9. Иллюстраций 4.
621.57
Адиабатический коэффициент полезного действия
и весовая производительность винтовой расширительной
машины. КОРЕНЕВ А. М., АРДАШЕВ В. И.
«Холодильная техника», 1971, № 1, 34—37.
Приводится метод аналитического определения
адиабатического к.п.д. и весовой производительности
винтового детандера. Сравнение показало хорошее
совпадение результатов расчета с экспериментальными
данными. Библиографий 5. Иллюстраций 4.
621.57.041-213.3 :534.83
Влияние формы и размеров кожухов герметичных
компрессоров на их звукоизолирующую способность.
ТИХОМИРОВ В. А., ПРОНЬКА В. И. «Холодильная
техника», 1971, № 2, 34—39.
Приведены результаты исследования эффективности
звукоизоляции и звукоизолирующей способности
стальных сферических и цилиндрических кожухов круглого и
эллипсного поперечного сечения и определено влияние
их размеров. Даны эмпирические расчетные зависимости
в сравнении с теоретическими. Таблиц 5.
Библиографий 2. Иллюстраций 3.
621.564.22:66.015.23
Массообмен при абсорбции аммиака водоаммиачным
раствором. ОСИПОВ Ю. В., ТРЕТЬЯКОВ Н. П.
«Холодильная техника», 1971, № 2, 40—42.
Описана схема опытной установки для исследования
процесса абсорбции аммиака водоаммиачным раствором.
Приведены графики изменения по длине трубы
температуры раствора, пара аммиака, стенки трубы и
концентрации раствора. Опытные данные обработаны в
критериальном виде. Библиографий 7. Иллюстраций 3.
Редакционная коллегия: В. М. Шавра (главный редактор), Д. Г. Рютов (зам. главного редактора), Л. Д.
Акимова (зам. главного редактора), Б. С. Вейнберг, А. А. Гоголин, В. А. Дедух, М. Г. Дик, А. В. Кан, В. Я.
Кокорев, М. С. Мартынов, проф. В. С. Мартыновский,М. Н. Мертешов, проф. Г. Б. Чижов, А. П. Шеффер
Адрес редакции: Москва, И-434, ул. Костякова, 12. Телефон 250-00-34, доб. 49
Технический редактор А. М. Сатарова
Т—01086
Формат 84Xl087i6
Тираж 17610 экз.
Сдано в набор 5/1—1971 г.
Уч.-изд. л. 8,22.
Заказ 35
Подп. в печ. 23/11—1971 г.
Объем 4 п. л. =6,72 усл. п. л.
Цена 50 коп.
Типография изд-ва «Московская правда», Потаповский пер., 3.

CONTENTS
СОДЕРЖАНИЕ
Toward XXIV Congress of CPSU
L A. Sudarkin. Task of Five-Year Plan is Fulfilled . . 1
M. S. Dedyukhin. From Congress to Congress ... 4
0. У. Muratov, Y. N. Lasker, U. S. Petrov. Investigation
of Milk Cooling Tank with Direct Expansion
Refrigeration 6
S. G. Chuklin, E. S. Avdeyev, Y. I. Karev. Operation
Characteristics of Refrigerated Holds with Panel
Refrigerating System 8
A. G. lonov, A. M. Zubkov. Air Conditioning System on
Board Vessel Type "Academician Kurchatov" . . 13
U. Y. Zakharov, L. M. Andreyev, A. A. Lekhmus,
I. A. Rashevsky. Tests of Experimental Freon Jet
Refrigerating Machine Under Air Conditioning
Operation Conditions 16
L. M. Rosenfeld, Y. I. Dogolyatsky. Influence of
Character of Process in Generator Upon Efficiency of
Lithium Bromide Absorption Machine With Low
Temperature Heating Source 20
B. D. Redkozub, Y. S. Dorosh. Investigation of
Hermetic Reciprocating Compressor Starting Conditions 24
E. M. Bezhanishvili, Y. I. Smyslov. Indices of
Refrigerating Equipment Reliability . 27
Y. S. Malov. Utilization of Decorative Fountains for
Cooling Condensers of Refrigerating Plants ... 30
E. P. Sheludyakov, A. A. Shilyakov. Equation of State
of Freon-21 and Freon-114B2 35
Y. M. Ruban. Heating of Air in Fans 38
N. A. Golovkin, A. Y. Galkin. Utilization of Tesigraphy
for Determining Qualitative Alterations in Chicken
Meat at Refrigerated Treatment and Storage . . 41
From dissertations
E. A. Urbanik. Calculation of Proper Static
Characteristics of Thermostatic Expansion Valves 43
V. P. Alekseyev, A. V. Doroshenko. Particular
Coefficients of Heat and Mass Transfer in Cooling
Towers with Adjustable Packing 46
Y. N. Filatkin. Criterional Equation for Calculating
Boiling Process of Mediums at Direct Contact with
Water 49
60th Brithday of N. A. Bushe . 50
Practice exchange
К. Е. Doronin. Stand for Charging Refrigerating Units
with Freon and Oil 51
Z. P. Matorina. Freezing of Tomato Paste and Tomato
Puree in Blocks , . 53
85th Birthday of Prof. R. Plank 54
New Inventions 54
In socialist countries
H. Najork. Optimization of Refrigerating Compressors
by Means of Modern Measuring Instruments . . 56
Reference data
1. N. Kruglyak. Soviet Domestic Refrigerators .... 61
Summaries 63
Навстречу XXIY съезду КПСС
Л. А. Сударкин. Задание пятилетки выполнено. . i
М. С. Дедюхин. От съезда к съезду 4
О. В. Муратов, Я. Н. Ласкер, Ю. С. Петров.
Исследование танка-охладителя молока с
непосредственным охлаждением 6
С. Г. Чуклин, Е. С. Авдеев, В. К Карев.
Эксплуатационные характеристики рефрижераторных
трюмов с панельной системой охлаждения. 8
A. Г. Ионов, А. М. Зубков. Система
кондиционирования воздуха на судне типа «Академик
Курчатов» 13
Ю. В. Захаров, Л. М. Андреев, А. А. Лехмус,
И. А. Рашевский. Результаты испытаний
экспериментальной фреоновой эжекторной
холодильной машины в режиме
кондиционирования воздуха 16
Л. М. Розенфельд, В. И. Доголяцкий. Влияние
характера процесса в генераторе на
эффективность абсорбционной бромистолитиевой
машины с низкотемпературным источником
обогрева 20
Б. Д. Редкозуб, В. С. Дорош. Исследование
пускового режима герметичного поршневого
компрессора 24
Э. М. Бежанишвили, В. И. Смыслов. Показатели
надежности холодильного оборудования . . 27
B. С. Малов. Использование декоративных
фонтанов для охлаждения конденсаторов
холодильных установок 30
Е. П. Шелудяков, А. А. Шиляков. Уравнение
состояния фреона-21 и фреона-114В2 .... 35
В. М. Рубан. Нагрев воздуха в вентиляторах. . . 38
Н. А. Головкин, А. В. Галкин. Применение тези-
графии для определения качественных
изменении мяса кур при холодильной обработке
и хранении 41
Из диссертационных работ
Э. А. Урбаник. Расчет собственных статических
характеристик ТРВ 43
В. П. Алексеев, А. В. Дорошенко. О частных
коэффициентах тепло- и массоотдачи в
градирнях с регулярными насадками 46
В. Н. Филаткин. Критериальное уравнение для
расчета процесса кипения сред при
непосредственном контакте с водой 49
К 60-летию Н. А. Буше 50
Обмен опытом
К. Е. Доронин. Стенд для заправки холодильных
агрегатов фреоном и маслом 51
3. П. Маторина. Замораживание томат-пасты и
томат-пюре в блоках 53
К 85-летию профессора Р. Планка 54
Новые изобретения 54
В социалистических странах
X. Найорк. Оптимизация холодильных
компрессоров с помощью современной
измерительной техники 56
Справочный отдел
И. Н. Кругляк. Отечественные домашние
холодильники 61
рефераты f $3