ЕЖЕМЕСЯЧНЫЙ
НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЙ
И ПРОИЗВОДСТВЕННЫЙ
ЖУРНАЛ
МИНИСТЕРСТВА
мясной и молочной
ПРОМЫШЛЕННОСТИ СССР
ВСЕСОЮЗНЫЙ
НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ
И КОНСТРУКТОРСКО-
ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ
ИНСТИТУТ
ХОЛОДИЛЬНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ
МОСКВА ИЗДАТЕЛЬСТВО -ЛЕГКАЯ И ПИЩЕВАЯ ПРОМЫШЛЕННОСТЬ-
ИЗДАЕТСЯ С 1923 ГОДА
CONTENTS
DECISIONS OF XXVI CONGRESS OF CPSU INTO LIFE!
Realization of Food Program-Most Important Task of
Five-Year Plan!
Antonov S. F. Food Program, and Our Tasks
Kuzmin M. P. Methods of Reducing Losses of Agricultural
Produce by Utilizing Refrigeration
Bolshakov O. V., Senyagin U. Y. Increase of
Effectiveness of Refrigerating Economy of Enterprises of Meat
and Dairy Industry of RSFSR
Zhadan V. Z., Kuzmenko A. I. Influence of Air Pressure
on Losses of Food Products at Cooling and Freezing
Zeiikovsky I. M., Orlov Y. В., Okon Z. L. New Series
of Unified Cold Rooms for Trade and Public Catering
Establishments
Shock Labour to Jubilee of USSR!
Manko I. A. From Personal High Quality of Labour-To
High Effectiveness of Collective Labour
SCIENCE, ENGINEERING, TECHNOLOGY
Vorobyev U. M., Milovanov V. I. Determination of Capacity
of Hermetic Refrigerating Compressors
Erlikhman V. N.. lonov A. G., Bogolyubsky О. К.
Selection of Circulation Pumps for Refrigerating System
of Rotor Quick Freezers
Malyshev A. A., Danilova G. N.. Azarskov V. M.,
Zcmskov B. B. Influence of Refrigerant Rl2 Two-Phase
Flow Regime on Heat Transfer at Boiling in Horizontal
Pipes
Kurylcv E. S., Fathi Ismail Abdel Aal. Experimental
Investigation of Heat Exchange on Finned Cooling Surface
at Natural Air Circulation
Yalimova E. I., Shumelishsky M. G. Utilization of
Refined i, ? - Diagram of Lithium Bromide-Water Solution
in Engineering Calculations
Pcrshin I. V., Guigo E. I. Is It Expedient to Fin Cooling
Elements of Desublimators in Sublimating Plants?
Fedorov V. G., Dekusha L. V., Ilylnsky D. N., Skarbo-
vichuk A. M. Method of Determining Evaporating7Ability
of Food Products
PRACTICE EXCHANGE
Konovalov V. LM Smelkov N. A. Restoring Serviceability
of Seal in Screw Compressor Male-Rotor Shaft
Lanetsky V. S. Experience of Operating Evaporative Air-
Cooled Condenser KIV-600
ASSISTANCE TO PRACTICAL WORKER
Zhokina Z. L, Koreshkov V. NM Guslyannikov V. V. Norms
of Shrinkage of Meat and Offal in Blocks, Packed in
Polymer Film, at Freezing in Freezing Rooms at Cold
Stores
INVENTIONS
BOOK REVIEW
Tsirlin B. L. Useful Handbook
AT SCIENTIFIC-TECHNICAL SOCIETY OF FOOD
INDUSTRY
Tasks of Scientific-Technical Society of Food Industry
Following from Speech of Secretary-General of CC SPSU,
Chairman of Presidium of Supreme Soviet of USSR
Comrade L. I. Brezhnev at XVII Congress of Trade Unions of
USSR and Decisions of Congress
MISCELLANY
Scientific-Technical Conference in Kungure on Utilization
of Natural Cold in National Economy
FOREIGN TECHNICAL NEWS
Shavra V. M., Gopin S. R., Sobolev V. A. Utilization
of Air-Cooled Condensers in Central Refrigeration Supply
Systems of Stores of Supermarket Type
REFERENCE DATA
Ershov G. M., Matveyev V.
Isothermal Chamber "Iglim"
SUMMARIES
Karin A. V. Laboratory
СОДЕРЖАНИЕ
РЕШЕНИЯ XXVI СЪЕЗДА КПСС - В ЖИЗНЬ!
Реализация продовольственной программы — важнейшая
задача пятилетки!
2 Антонов С. Ф. Продовольственная программа и наши
задачи 2
8 Кузьмин М. П. Пути сокращения потерь
сельскохозяйственной продукции на основе использования холода 8
Большаков О. В., Сенягин Ю. Я. Повысить эффективность
Ю холодильного хозяйства предприятий мясной и молочной
промышленности РСФСР t0
14 Жадан В. 3., Кузьменко А. И. Влияние давления воздуха
на потери пищевых продуктов при охлаждении и
замораживании 14
16 Зеликовский И. М., Орлов Я. Б., Окон 3. J1. Новый ряд
унифицированных холодильных камер для предприятий
торговли и общественного питания 16
21 Юбилею СССР — ударный труд!
Манько И. А. От высокого качества работы каждого —
к высокой эффективности труда коллектива! 21
24 НАУКА, ТЕХНИКА, ТЕХНОЛОГИЯ
Воробьев Ю. М., Милованов В. И. Определение
производительности герметичных холодильных компрессоров 24
28 Эрлихман В. Н., Ионов А. Г., Боголюбский О. К. Выбор
циркуляционных насосов для системы охлаждения
роторных скороморозильных аппаратов 28
Малышев А. А., Данилова Г. Н., Азарсков В. М., Зем-
30 сков Б. Б. Влияние режимов течения двухфазного потока
хладагента R12 на теплоотдачу при кипении в
горизонтальных трубах 30
31 Курылев Е. С., Фатхи Исмаил А бдел ь Аал.
Экспериментальное исследование теплообмена охлаждающей
ребристой поверхности при естественной циркуляции воз-
38 духа 34
Ялимова Е. И., Шумелишский М. Г. Об использовании
41 в инженерных расчетах уточненной /, ?-диаграммы для
раствора бромистый литий — вода 38
Перщин И. В., Гуйго Э. И. Целесообразно ли оребрять
44 охлаждаемые элементы десублиматоров сублимационных
установок? 41
Федоров В. Г., Декуша Л.. В., Ильинский Д. Н., Скарбо-
48 вийчук А. М. Метод определения испарительной
способности пищевых продуктов 44
50 ОБМЕН ОПЫТОМ
Коновалов В. Л., Смелков Н. А. Восстановление
работоспособности уплотнения вала ведущего ротора винтового
компрессора 48
Ланецкнй В. С. Опыт эксплуатации испарительно-врздуш-
ного конденсатора КИВ-600 50
52 В ПОМОЩЬ ПРАКТИКУ
4' Жокина 3. И., Корешков В. Н., Гуслянннков В. В. Нормы
усушки мяса и субпродуктов в блоках, упакованных в
^ полимерные пленки, при замораживании в морозильных
камерах холодильников 52
ИЗОБРЕТЕНИЯ 47
КРИТИКА И БИБЛИОГРАФИЯ
Цирлин Б. Л. Полезное пособие 53
В НТО ПИЩЕВОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ
Задачи Научно-технического общества пищевой промыш-
° ленности, вытекающие из речи Генерального секретаря
ЦК КПСС, Председателя Президиума Верховного
Совета СССР товарища Л. И. Брежнева на XVII съезде
профессиональных союзов СССР и решений съезда 54
56 ХРОНИКА
Научно-техническая конференция в г. Кунгуре по
использованию природного холода в народном хозяйстве 56
НОВОСТИ ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
Шавра В. М., Гопин С. Р., Соболев В. А. Применение
воздушных конденсаторов в системах централизованного
хладоснабжения магазинов типа «Универсам» 57
СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
Ершов Г. М., Матвеев В. И., Катин А. В. Лабораторная
61 изотермическая камера «Иглим» 61
63 РЕФЕРАТЫ 63
© Издательство «Легкая и пищевая промышленность», «Холодильная техника», 1982 г.

нию ВЭР для получения горячей
воды на мойку молочных цистерн,
отопления компрессорных цехов и
подсобных помещений и подогрева
питательной воды для котлов.
Выполнение мероприятий по
техническому перевооружению предприятий
УДК 664.8/.9.004.162.001.24
ВЛИЯНИЕ ДАВЛЕНИЯ ВОЗДУХА
НА ПОТЕРИ ПИЩЕВЫХ
ПРОДУКТОВ ПРИ ОХЛАЖДЕНИИ
И ЗАМОРАЖИВАНИИ
Д-р техн. наук, проф. В. 3. ЖАДАН,
А. И. КУЗЬМЕНКО
Одесский технологический институт холодильной
промышленности
Замораживание пищевых продуктов
под избыточным давлением газа
(азота) сокращает продолжительность
процесса, уменьшает потери массы и
способствует сохранению исходных
натуральных свойств продуктов [4]. То же
наблюдается при охлаждении
продуктов в воздушной среде [5].
Снижение потерь массы продуктов
при охлаждении и замораживании при
повышенном давлении охлаждающего
воздуха подтверждается и нашими
опытами.
В настоящей статье на основании
ранее выполненной теоретической
разработки, полученных авторами
экспериментальных данных и обобщения
опубликованных материалов
рассматриваются закономерности влияния
давления охлаждающего воздуха на влаго-
обмен.
Установлено [1,2], что линия
процесса в охлаждаемом штабеле
приблизительно параллельна пограничной
кривой i, d-диаграммы (рис. 1). Эта общая
для процессов охлаждения,
замораживания и холодильного хранения любых
видов продуктов закономерность
позволяет предельно упростить расчет их
усушки.
Была рекомендована следующая
расчетная формула:
где W— общие потери влаги продуктом за
полный период обработки холодом или за
определенный период холодильного
хранения, кг;
Q — тепло, отводимое от продукта, кДж;
ч
и улучшению эксплуатации
холодильных установок позволит значительно
повысить эффективность работы
холодильного хозяйства, снизить
потребление электроэнергии и обеспечить
выработку продуктов без потери их
качества.
в; — тепловлажностная характеристика
процесса, кДж/кг,
et = M/Ad, B)
Д/ — приращение энтальпии охлаждающего
воздуха, кДж/кг, находится по любым
двум точкам на участке пограничной
кривой i, d-диаграммы, относящемся
к изотерме температуры в камере;
Ad — приращение влагосодержания воздуха,
кг/кг, находится по тем же точкам.
Подогрев воздуха А/ при обработке
продуктов холодом обычно не
превышает 3°С.
Процессы, протекающие по
параллельным направлениям, имеют
одинаковую тепловлажностную
характеристику, поэтому ее можно определять на
соответствующем участке пограничной
кривой i, d-диаграммы.
Известно, что при увеличении
давления влажного воздуха пограничная
кривая i, ^-диаграммы смещается влево
и идет круче.
Запишем уравнение энтальпии
влажного воздуха [3] для участка
пограничной кривой i, d-диаграммы:
/" = /+B501 + 1,93/W",
где i"— энтальпия воздуха, кДж/кг;
t — температура, °С;
d" — насыщающее влагосодержание
воздуха, кг/кг,
d"= 0,622 Р" „ ,
Рис. 1 Схема процесса в i, ^-диаграмме:
АВ — процесс изменения состояния охлаждающего воздуха
при обработке продуктов холодом

р"— насыщающая упругость водяного пара,
МПа;
р — абсолютное давление охлаждающего
воздуха, МПа.
Подставив значения /"и сГ'в
уравнение B), получим:
1,603(/2-/1)р+B501 + 1,93/2)р;/2
Рп2-Рп1
B501 + lt93f ,)/>;,
Prt-Pnl
C)
где /„ t2 — температура соответственно
охлаждающего воздуха, поступающего
в штабель, и воздуха на выходе
из штабеля, °С;
Рп1> Рп2 — насыщающая упругость водяного
пара при температурах tl и /2.
Переходный коэффициент,
показывающий, во сколько раз уменьшаются
потери влаги продуктом при повышении
давления с рх до р2, вычисляется по
следующей формуле:
D)
(/2-/,)(i,6p2-n.93p;2)
, (Р^-Р^) B501 +1,93/,)
+ (р^-р^) B501 +1,93/,) "
В целях проверки уравнения D)
были поставлены опыты по охлаждению
картофеля и замораживанию черешни
при свободном движении воздуха и
давлениях 0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,3 и
0,35 МПа.
Экспериментальный
на рис. 2.
Продукт помещали
сосуд, рассчитанный
давление 1,2 МПа. Давление воздуха
создавалось компрессором и
контролировалось образцовым манометром.
Стенд располагался в холодильной
камере КНТ-1. Температура в ней под-
стенд показан
в герметичный
на избыточное
Рис. 2. Схема экспериментального стенда:
/ — холодильная камера; 2 — образцовый манометр,
3 — продукт; 4 — сосуд; 5 — компрессор
держивалась в режиме охлаждения
от 0 до 2°С, в режиме замораживания
от —18 до —20°С.
Перед охлаждением продукт
выдерживали в термостате ТС-80М при
температуре 25°С. Конечную средне-
объемную температуру продукта и
температуру охлаждающего воздуха
определяли медь-константановыми
термопарами в комплекте с потенциометром
R-363 по методике [6]. Потери влаги
определяли с точностью до 0,05 г
на весах АДВ-1000, причем после
холодильной обработки продукт
взвешивали в холодильной камере во
избежание отпотевания.
Как видно из таблицы, расхождение
между расчетными и опытными
значениями переходного коэффициента не
превышает 7%.
Давление, МПа
Переходный
коэффициент Ер
расчетный

Расхождение,
%
Охлаждение картофеля
0,1013
0,1013
0,1013
1,1013
0,1013
0,1013
1 0,1013
0,1520
0,2026
0,2533
3,0400
3,5470
1,00
1,29
1,57
1,86
2,15
2,44
1,00 1
.1,30
1,67
1,92 1
2,28
2,51 |
+ 0,8
+ 6,4
+ 3,2
+ 6,0
+ 2,2
Замораживание черешни
0,1013
0,1013
0,1013
0,1013
0,1013
0,1013
0,1013
0,1520
0,2026
0,2533
0,3040
3,5470
1,00
1,43
1,85
2,28
2,71
3,13
1,00
1,50
1,92
2,14
2,91
3,26
—
+ 4,6
+ 3,6
—6,5
+ 6,8
+ 4,0
Зависимость ерот t2 и р2 при
постоянном исходном значении /?,=0,1 МПа
показана на рис. 3. Подогрев воздуха
был принят равным 2°С. Изменение
подогрева воздуха от 0,5 до 3°С
приводит к изменению ер менее чем на 1%.
По формуле D) выполнены расчеты,
результаты которых сопоставлены с
опытными данными [5] по охлаждению
говядины в потоке воздуха при
скорости 4 м/с и изменении давления
в пределах от 0,1 до 0,6 МПа.
Расхождение между расчетными и опытными
значениями переходного коэффициента
не превышало 13%.
Сопоставление расчетных и опытных
величин и анализ графика на рис. 3
позволяют сделать следующие выводы.
Эффективность повышения давления
как фактора, уменьшающего потери
15

I I I I 7
j \\A^. ^ 6
T \\ Г /
О -* -в -12 -!6 -20 -2*t-28t2?C
Рис. З. Зависимость переходного
коэффициента ер при исходном давлении рх—0,\ МПа от
температуры t2 и давления охлаждающего
воздуха р2:
/ — p2 = 0.l МПа; 2 - 0,2 МПа; 3 - 0,3 МПа;
4 — 0,4 МПа; 5 - 0,5 МПа; 6 - 0,6 МПа;
7 - 0,7 МПа
влаги при обработке продуктов
холодом, возрастает с понижением
температуры охлаждающего воздуха. Так,
например, повышение давления с 0,1
до 0,6 МПа уменьшает потери влаги
при температуре 0°С в 3,9 раза, а при
температуре — 20°С в 5,4 раза. При
температуре воздуха ниже —25°С
потери влаги продуктом обратно
пропорциональны абсолютному давлению
охлаждающего воздуха.
Достаточно хорошее совпадение
расчетных величин, полученных по
формуле D), с результатами
экспериментальных исследований является
подтверждением ранее установленной
обобщенной закономерности внутришта-
бельных тепловлажностных
процессов — приблизительной параллельности
линий процессов пограничной кривой
/, d-диаграммы влажного воздуха [1.2].
Список использованной литературы
1. Жадан В. 3. Термодинамическая теория
тепловлажностных процессов в камерах
холодильников. — Холодильная техника, 1979,
№ 6, с. 39—44.
2. Жадан В. 3. К теории тепловлажностных
процессов в камерах холодильников. —
Холодильная техника, 1981, № 7, с. 51—55.
3. Кириллиц В. А., Сычев В. В., Шейд-
лин А. Е. Техническая термодинамика. М.,
Энергия, 1974, 448 с.
4. Кузьмин М. П., Апаев Г. С,
Воскобой ни ков В. Н. Экспериментальное
исследование теплообмена при замораживании
продуктов под избыточным давлением газа
в условиях свободной конвекции. —
Холодильная техника, 1979, № 7, с. 45—48.
5. Теоретическое и экспериментальное
исследование процесса охлаждения мяса в
воздушной среде под давлением / П. Г. Красно-
мовец, И. Г. Чумак, А. П. Коцюбинский и др. —
В кн.: Холодильная техника и технология,
Киев, 1980, вып. 31, с. 86—88.
6. Чиж о в Г. Б. Телофизические процессы в
холодильной технологии пищевых продуктов.
М., Пищевая промышленность, 1979, 271 с.
УДК 621.565.92.012:621.57.041-213.3
НОВЫЙ РЯД
УНИФИЦИРОВАННЫХ
ХОЛОДИЛЬНЫХ КАМЕР ДЛЯ
ПРЕДПРИЯТИЙ ТОРГОВЛИ
И ОБЩЕСТВЕННОГО ПИТАНИЯ
И. М. ЗЕЛИКОВСКИЙ, Я. Б.
3. Л. ОКОН
Харьковское ОКБ холодильных машин
ОРЛОВ,
Одобренная майским Пленумом
ЦК КПСС Продовольственная
программа СССР на период до 1990 г.
является важнейшей составной частью
экономической стратегии партии на
ближайшее десятилетие. Цель программы,
содержащихся в ней мер состоит в том,
чтобы в возможно короткие сроки
надежно обеспечить население страны
продуктами питания. Указано,
например, на необходимость значительного
повышения уровня торгового
обслуживания населения, в связи с чем
предложено активно проводить работу по
реконструкции и техническому
перевооружению действующих торговых
предприятий, внедрению прогрессивных
форм продажи товаров, в частности
самообслуживания.
Применяемые в настоящее время на
предприятиях торговли и
общественного питания для хранения
охлажденных скоропортящихся продуктов сред-
нетемпературные холодильные камеры
емкостью 6 и 12 м3,
изготавливаемые ПО «Оренбургторгмаш» и Му-
качевским заводом торгового
машиностроения, а для замороженных про- {
дуктов — низкотемпературные
камеры емкостью 6 м3, выпускаемые ПО
«Марихолодмаш», по своему
техническому уровню не соответствуют
возросшим требованиям к оборудованию
такого типа: панели имеют деревянные
рамы с закладной теплоизоляцией, в
них применены малоэффективные
охлаждающие батареи с естественной
конвекцией воздуха, отсутствует
автоматическое оттаивание инея, ненадежна
дверная арматура, температура в
низкотемпературных камерах поддержива-
16

ется не ниже — 13°С, камеры не
соответствуют современным
требованиям технической эстетики и
эргономики.
В целях замены камер устаревших
конструкций Харьковским ОКБ ХМ в
1978—1980 гг. разработан новый ряд
унифицированных холодильных камер:
среднетемпературных @ч-8°С)
емкостью 6 и 12 м3 и низкотемпературной
(—18°С) емкостью 6 м3. Камеры
соответствуют ГОСТ 23833—79
«Оборудование холодильное торговое. Общие
технические условия» и отвечают
требованиям стандартов СЭВ.
Технические данные камер
приведены в табл. 1.
Во вновь разработанных камерах
использованы новые конструкторские
решения, позволившие повысить их
технический уровень.
В качестве теплоизоляции применен
самовспенивающийся пенополиуретан
ППУ-309М (ТУ 6—05—221—272—75).
Батареи с естественной конвекцией
воздуха заменены
высокоэффективными воздухоохладителями с ребристо-
трубными одношланговыми батареями.-
Оттаивание инея автоматизировано,
оно осуществляется от РВТ методом
остановки холодильного агрегата, с
регулированием количества циклов
оттаивания и продолжительности цикла
(КХС-2-6м и КХС-2-12м), или
горячими парами хладагента, с
регулированием количества циклов оттаивания
(КХН-2-6). Внешний вид камер
учитывает современные требования
эргономики и промышленной эстетики. В
них применена более совершенная
арматура для дверей —
самозакрывающиеся петли и запоры.
Камеры (рис. 1) представляют собой
сборно-разборную конструкцию,
состоящую из отдельных панелей,
соединенных между собой специальными
запорами.
Наружная облицовка панелей
стальная, внутренняя — алюминиевая.
Пенополиуретан, залитый непосредственно
в панели, после застывания
связывает облицовки в единую конструкцию,
обладающую высокой прочностью и
низкой теплопроводностью.
Вспомогательное оборудование камер
включает стеллажи для хранения
продуктов, крюки для подвешивания
мясных туш, напольные деревянные
решетки (настил).
Для охлаждения
среднетемпературных камер использованы герметичные
холодильные агрегаты с
экранированными компрессорами, а
низкотемпературной — бессальниковый холодильный
агрегат.
Холодильная схема
среднетемпературных камер показана на рис. 2.
Температура воздуха в камере
поддерживается автоматически с помощью
датчика — реле температуры 6 типа
ТР-ОМ5-02, имеющего диапазон
настройки от —20 до +10° С. Термо-
Табл и ца 1
Характеристики
Номинальный охлаждаемый объем, м3
Средняя температура воздуха в охлаждаемом
объеме, °С
Температура окружающего вохдуха, °С
Толщина слоя изоляции, мм
Коэффициент теплопередачи ограждения,
Вт/(м2 • К)
Поверхность испарителя, м2
Количество циклов оттаивания в сутки
Тип холодильного агрегата
Расход электроэнергии (включая оттаивание) при
температуре окружающего воздуха 32°С,
кВт • ч/сут
Коэффициент рабочего времени агрегата при
температуре окружающего воздуха 32°С
Занимаемая площадь (без холодильного
агрегата), м2
Габаритные размеры, мм
длина
ширина
высота
Масса (без холодильного агрегата), кг
KXC-2-бм
6
2
10—40
60
0,49
4,35
1—3
ВСЭ800B)
6,9
0,42
3,24
1800
1950
2165
453
Тип камеры
КХС-2-12м
12
2
10—32
60
0,49
6,7
1—3
ВСЭ1250B)
10,9
0,43
6,74
3745
1950
2165
735
КХН-2-6
6
— 18
10—32
85
0,37
6,25
1—3
ВНБ1250B)
19,2
0,42
3,42
1850
1990
2240
485
2 Холодильная техника № 8
17

Рис. 1.Разрез камеры:
/ — потолочная панель; 2 — воздухоохладитель; 3 — боковая
панель; 4 — щит управления; 5 — холодильный агрегат;
6 — полки для продуктов; 7 — настил; 8 — панель пола;
9 — передняя панель с дверью; 10 — щит сигнализации
чувствительный патрон датчика-реле
помещают в потоке воздуха на входе
в воздухоохладитель. При достижении
в камере установленной температуры
электродвигатель компрессора по
команде датчика-реле отключается, а при
повышении температуры выше
установленной — вновь включается. Таким
образом, при эксплуатации камеры
холодильный агрегат работает циклично.
Камера оборудована автоматическим
устройством 5 для оттаивания инея
с поверхности испарителя — реле
времени и температуры РВТ-8/12/24.
Реле обеспечивает автоматическое
отключение холодильного агрегата для
оттаивания испарителя с
периодичностью 8, 12 и 24 ч. Последующее
включение агрегата происходит
автоматически по команде реле,
термочувствительный патрон которого
контактирует с теплообменной поверхностью
воздухоохладителя и подает команду на
включение после достижения на
поверхности температуры 5°С.
Продолжительность оттаивания
регулируется в пределах 0—120 мин. После
истечения установленной
продолжительности оттаивания, даже при
отсутствии команды от реле, агрегат
автоматически включается в работу. При
оттаивании конденсат стекает в
поддон и по трубопроводу отводится за
пределы охлаждаемого объема. Для
наблюдения за температурой внутри ка-
Рис. 2. Холодильная схема среднетемпературных
камер КХС-2-6м и КХС-2-12м:
/ — холодильный агрегат ВСЭ800B); 2 — терморегулирующий
вентиль ТРВ-1м; 3 — воздухоохладитель; 4 —
манометрический дистанционный термометр ТКП-Сх; 5 — реле времени
и температуры РВТ—8/12/24; 6 — датчик — реле температуры
ТР-ОМ5-02
18

I
меры предусмотрен манометрический
дистанционный термометр 4 ТКП-Сх
В холодильной схеме
низкотемпературной камеры (рис. 3), в отличие
от среднетемпературных, применен
датчик — реле температуры типа
ТР-ОМ5-01, имеющий диапазон
настройки —35-; 5°С.
Камера оборудована автоматическим
устройством для оттаивания инея с
поверхности испарителя — реле
времени и температуры.
При переключении с режима
охлаждения на режим оттаивания
электродвигатель вентилятора
воздухоохладителя отключается. После переключения
с режима оттаивания на режим
охлаждения электродвигатель
вентилятора включается после достижения на
ребре испарителя температуры —15°С
(для этой цели реле РВТ имеет
второй датчик)
Оттаивание осуществляется
горячими парами хладагента. Для этой цели
в холодильной схеме предусмотрена
паровая линия от нагнетательного
вентиля компрессора к воздухоохладителю
На паровой линии установлен
соленоидный вентиль 8. По команде {зеле
времени и температуры открывается
Рис. 3. Холодильная схема низкотемпературной
камеры КХН-2-6:
/ — манометрический дистанционный термометр ТКП-Сх,
2 — реле времени и температуры РВТ-8/12/24-3; 3
датчик — реле температуры ТР-ОМ5-01, 4 воздухо
охладитель, 5 — терморегулирующий вентиль 22ТРВ-1.6В;
6 — змеевик обогрева поддона, 7 — фильтр осушитель
ФО-80; 8 — соленоидный вентиль КСФ-6; 9 холодильный
агрегат ВНБ1,1~3B), 10 отделитель жидкости
соленоидный вентиль и горячие пары
хладагента из компрессора поступают
в паровую линию, так как линия
через конденсатор, ресивер и ТРВ
имеет значительно большее гидравлическое
сопротивление. Пары сначала проходят
через змеевик 6 обогрева поддона и
затем поступают в воздухоохладитель.
Из последнего они отсасываются
компрессором.
На линии всасывания установлен
отделитель жидкости 10, служащий для
предотвращения попадания жидкого
хладагента в компрессор.
Из поддона жидкость по трубке
отводится за пределы охлаждаемого
объема и через гидравлический затвор
стекает в специальную емкость.
Эксплуатационные и приемочные
испытания средне- и
низкотемпературных камер КХС-2-6м и КХС-2-12м
показали следующее.
В среднетемпературных камерах
устойчиво поддерживается температура
О—2°С при температуре окружающего
воздуха 32 и 40°С, коэффициенты
рабочего времени холодильной
установки камеры КХС-2-6м при этих
температурах составили соответственно 0,42
и 0,61, для камеры КХС-2-12м при
32°С этот коэффициент был равен
0,43.
Камеры, загруженные имитаторами
продуктов общей массой 600 кг
(КХС-2-6м) и 1200 кг (КХС-2-12м),
прошли испытание с периодическим
открыванием дверей без нарушения
температурных режимов.
Коэффициент теплопередачи
ограждения 0,49 Вт/(м2 • К), что
свидетельствует о высоких теплотехнических
свойствах изоляции.
Общее потребление электроэнергии
при температуре окружающего воздуха
32°С 6,9 (КХС-2-6м) и 10,9 кВт • ч в
сутки (КХС-2-12м).
Автоматическая система оттаивания
методом остановки холодильного
агрегата обеспечивает полное удаление
инея с поверхности воздухоохладителя.
При температуре окружающего
воздуха 32°С продолжительность
оттаивания 39—54 мин, а при 10°С —
55—60 мин.
Испытания камеры КХН-2-6
показали, что при температуре окружающего
воздуха 32°С температура воздуха в
камере не выше —18°С, коэффициент
рабочего времени равен 0,42.
Камеру, загруженную имитаторами
продуктов общей массой 600 кг, ис-
19

пытывали с периодическим
открыванием дверей. При этом температурный
режим в камере не нарушался.
Коэффициент теплопередачи ограждения
0,37 Вт/(м2'• К), общее потребление
электроэнергии (при температуре
окружающего воздуха 32°С) 19,2 кВт • ч
в сутки. Автоматическая система
оттаивания горячими парами хладагента
обеспечила полное освобождение
поверхности воздухоохладителя от инея.
Продолжительность оттаивания 5—
8 мин при температуре окружающего
воздуха 32°С и 30—45 мин при 10°С.
Изменения средней температуры
контрольных пакетов в камере КХС-2-12м
при температуре окружающего
воздуха 32°С показаны на рис. 4.
Сравнение параметров новых камер
с серийно выпускаемыми
отечественными и зарубежными аналогами
приведено в табл. 2 [3, 4].
Применение прогрессивных
конструкторских решений позволило
разработать холодильные камеры на высоком
уровне, они по своим техникоэконо-
мическим показателям соответствуют
современным требованиям.
Использование в панелях камер
заливной пенополиуретановой изоляции
дало возможность почти вдвое
уменьшить толщину и массу панелей,
значительно сократить тепловые потери,
занимаемую площадь, а также приме^
нить агрегаты меньшей холрдопроизво-
дительности.
В результате проведения
специальных опытно-конструкторских работ и
испытаний были найдены оптимальные
варианты конструкций
воздухоохладителей, для которых получен
коэффициент теплопередачи 23—25 Вт/(м2Х
X К), значительно превосходящий этот'
показатель для прежних теплообменных
аппаратов.
Применение высокоэффективных
воздухоохладителей позволило сократить в
2 раза теплопередающую поверхность
батарей [1, 2], в 3—5 раз
занимаемый ими объем и тем самым
более полно использовать пблезный
объем камеры, уменьшить массу
батарей, обеспечить одинаковую
температуру в объеме камеры (разность
температур в серийных камерах
составляет 5—7°С, а в новых — 0,5°G).
Автоматизация процесса оттаивания
воздухоохладителей привела к
экономии электроэнергии, обеспечила
поддержание оптимального режима работы
Зарубежные
образцы
— . _—— __
Серийные образцы
1 (ииимну
1 чёэхэоф») (l)oe21S
(KHHOUg ЧИЭМ
-нин») 9'9Sd
1 (ии!Гнв1гниф '«add
-MX») 18I8ISH
(«mBWiroifoxHdBW>
OU) 2W9-2-HXM
1 («mBwfoifoxHdBW»
OU) Э9-2-НХМ
(«mBwiroiroxHdBw»
OU) WI-dMH
(WX 9MOX)
9-2-НХМ
Зарубежные
образцы
Серийные
образцы
(киимну '«dai
-эоф») (HH0nS .
(ии!Гнк1гниф («add
-^X») N9e8ISH '
(KHHOUft
[«оинвэ») @2)9099DS
(«mBWjdoudX9Hado»
OU) 21-2-ЭХМ
(«mBWjdoxjdAgHado»
OU) «ZI-ZOXM
(WX 9>ЮХ)
0> 1
За [
3« 1
азны
ные обр
Серий
i :—1
(ии1гнк1гниф '«add
-MX») N818ISH
(кинои^ '«во
-bm3hbw») 909-9DS
(виимну '«dэxэoф»)
(WH6HS
(«me'wffoiroxHdBW»
OU) Э9-3-ЭХМ
(«mBWjdoxjdXpHado»
OU) oig-s-oXM
(«mBWJdoijdXgHado»
OU) 9-2-ЭХМ
(WX 9МОХ)
'w9-2-DXM
Показатели
¦
22 i — о Юьл iii
<°. i **.К »§ in
OJ 1 МЙ S.S Ml
5,28
-13
1,7
570
2,45
100
2020
1946
.2155
6,0
— 13
1,2
750
2,84 "
100
2060
1970
2290
5,9
-12 -^ —15
' 1,5
620
2,24
100
2200
2185
2290
6,0
He выше —18
1,38
470
1,53
85
1850
1990
2240
11,44
1,0
730
2,28
75
12,09
0,9
690
2,33
65
11,08
1,15
650
2,16.
50
12,0
0—2
1,0
1220
3,27
100
3500
2000
2205
12,0
0—2
1,25
1220
2,61
100
3500
2000
2245
120
0-2
0,98
735
60
3745
1950
2165
|11| | s | , ,
5,37
0,75
325
50
5,47
0,56
420
75
6,0
0-2
1,3
700
3,76
100
1970
2060
2290
6,0
0-2
0,82
950
4,06
100
2000
2000
2245
6,0
0-2
0,66
750
3,7 .
100
2000
2000
2205
6,0
0—2.
0,57
453
1,93
60
1800
1950
2165
Охлаждаемый объем, м3
Температура внутри камеры, °С
Потребляемая мощность, кВт
Масса, кг
Удельная материалоемкость,
кг/(м3 ..К)
Толщина панели, мм
Габаритные размеры, мм
длина
ширина
высота
20

ty°C I Без открывания дбери Л
№
Ш С открыванием дбери
КО
- 1
- H.OJ
S
1
1
ь^—<
М\
\
-Ж.
\
\
JiJ
А
\п
Ш
/
но!
1
V
\
\
;
ч ,
1
1 1
10
12
16
20
Z2
Г,ч
Рис. 4. Изменение средней температуры
контрольных пакетов в камере КХС-2-12м:
Н.О, К.0 — начало и конец процесса оттаивания; / — первое
оттаивание в течение 41 мин; // — второе — в течение
47 мин; /// — третье — в течение 43 мин
холодильной машины и уменьшила
трудовые затраты на санитарное
обслуживание камеры. Использование эко-
центриковых замков для соединения
панелей облегчило их сборку,
сократило время монтажа камеры и
улучшило санитарные условия.
В конструкции камер применена
новая дверная арматура — с
захлопывающимся запором, встроенным замком
и самозакрывающимися петлями.
Конструкция петель позволяет
регулировать положение двери и
обеспечивать ее плотное закрывание.
Самозакрывание двери уменьшает
продолжительность ее открытия, что экономит
электроэнергию при эксплуатации
камер. В новых камерах
предусмотрена защита от радиопомех.
В процессе создания новых типов
сборных холодильных камер их
опытные образцы прошли лабораторные
испытания и доводку, а опытные
партии камер — заводские и
эксплуатационные испытания на предприятиях
торговли и общественного питания
Москвы, Харькова и Ташкента.
Эксплуатация подтвердила
надежную работу холодильных систем,
дверной арматуры, удобство обслуживания
и ремонта всех камер.
Список использованной литературы
1 Зеликовский И. X., Каплан Л. Г.
Малые холодильные машины и установки. Малые
холодильные установки. 2-е издание, М.,
Пищевая промышленность, 1979, 361 с.
2. Зеликовский И. X. Справочник по тепло-
обменным аппаратам малых холодильных
машин. М., Пищевая промышленность, 1973,
56 с.
3. Орлова В. Н., Балицкая О. В., Ще-
голькова T Н. Основные направления
развития автоматизированных холодильных
шкафов и камер.— Обзор ЦНИИЭТИлегпище-
маш, М., 1980, с. 62—69.
4. Проспекты фирм «Фостер» (Англия),
«Майекава», «Санио» (Япония), «Хуурре»
(Финляндия), «Детройт» (США)
Юбилею СССР — ударный труд!
УДК 658.2/:3
ОТ ВЫСОКОГО КАЧЕСТВА
РАБОТЫ КАЖДОГО —
К ВЫСОКОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ
ТРУДА КОЛЛЕКТИВА!
И. А. МАНЬКО
Стахановский хладокомбинат (бывший
Кадиевский холодильник) — одно из
крупнейших холодильных предприятий
на Украине.
Строительство холодильника в Кадиев-
ке, переименованной в 1978 г. в город
Стаханов, было начато в годы первой
пятилетки. Первая очередь
холодильника емкостью 900 т была сдана в экс
плуатацию в 1933 г. На холодильнике
хранили мясные, молочные и рыбные
скоропортящиеся продукты.
Годом позже при холодильнике был
построен льдозавод мощностью
20 т/сут, снабжавший искусственным
льдом пищевые базы, молокозаводы,
магазины.
В годы Великой Отечественной войны,
когда территория Украины была
захвачена фашистами, предприятие не
работало, оборудование работники
холодильника демонтировали. Сразу же
21

после освобождения города началась
расчистка обрушившихся стен камер,
подъездного железнодорожного пути,
а затем полное восстановление всех
корпусов и служб холодильника.
Восстановительные работы были
закончены в 1944 г. Все камеры трех
этажей технологического корпуса
заработали на полную мощность.
До конца войны на холодильнике
трудились в основном женщины. Им
приходилось работать даже грузчиками.
В первые годы после
восстановления на холодильнике функционировал
цех по изготовлению пищевых сиропов
для реализации населению и
снабжения госпиталей.
В начале 1948 г. было организовано
производство мороженого на базе льдо-
соляного охлаждения. Первоначальная
производительность цеха мороженого
была 1,5 т/сут.
В начале 50-х годов вступила в строй
вторая очередь холодильника. Общая
емкость его возросла до 3300 т.
При строительстве второй очереди был
расширен компрессорный цех и в нем
установлено новое оборудование. В
морозильных камерах смонтированы
батареи непосредственного охлаждения, в
камерах хранения — рассольные. В
первых поддерживался температурный
режим — 18°С, во вторых —12°С.
С вводом в эксплуатацию второй
очереди и переходом в систему
Министерства торговли холодильник
превратился в крупную оптовую торговую
организацию.
Своими силами был значительно
расширен цех мороженого, мощность
которого доведена до 6 т/сут, а затем
построен цех горячего копчения
рыботоваров мощностью 101 тв год.
В 60-х годах в связи с бурным
развитием промышленности области,
ростом городов и их населения возросла
потребность в холодильных емкостях.
Если в 1955 г. план оптового
товарооборота по холодильнику составлял
12,6 млн. руб., то уже в 1962 г. он
достиг 68,4 млн. руб. С ростом
товарооборота вновь встал вопрос о
расширении.
В десятой пятилетке была введена в
эксплуатацию третья очередь
холодильника — большой холодильный
технологический корпус в отдельном здании.
Общая емкость холодильных камер
достигла 9325 т, т. е. более чем в 10
раз превысила первоначальную емкость
22
холодильника. Три камеры общей
емкостью 1255 т размещены в подвале
нового здания. Мощность морозильных
камер третьей очереди 450 т/сут.
Кроме технологического корпуса,
построены новые компрессорный цех и
котельная, административный корпус.
После завершения строительства
третьей очереди холодильник стал
крупнейшим в области.
В последние годы значительно
повысилась техническая оснащенность
предприятия.
В компрессорном цехе устаревшие
компрессоры заменены винтовыми.
Сейчас холодильная установка цеха
включает 18 новейших холодильных
компрессоров с автоматическим управлением
с помощью машины АМУР. Общая хо-
лодопроизводительность
компрессорного цеха около 4,8 МВт. Система
водоснабжения холодильной установки —
оборотная, с вентиляторной градирней
типа ГПВ.
Рассольная система охлаждения камер
хранения заменена насосно-циркуля-
ционной системой непосредственного
охлаждения.
Проведена реконструкция
конденсаторного отделения, в котором вместо
вертикальных кожухотрубных
конденсаторов смонтированы испарительные типа
ЭВАКО-200, а также дополнительные
линейные ресиверы.
В цехе мороженого установлено новое
современное оборудование:
автоматические линии ОЛВ, ОЛБ и ОЛС, фризер
производительностью 500 кг/ч,
пастеризаторы смеси мороженого,
автоматическая линия по выпуску мороженого
в брикетах, две газовые
автоматические печи большой производительности
по выработке плоских вафель и
вафельных стаканчиков.
Реконструирована линия по выпуску мороженого в
стаканчиках. Производительность цеха
мороженого возросла до 1 1 т/сут.
В 1979 г. при цехе мороженого было
создано отделение расфасовки
сливочного масла.
Внедряются подъемно - транспортные
средства для механизации погрузочно-
разгрузочных работ:
электропогрузчики, электрокары, электротранспортеры.
Имеются комплексы по обслуживанию
и хранению электрического напольного
транспорта.
Новая техника создала
благоприятные условия для
высокопроизводительного труда.

Постоянно растет производительность
труда. Уровень производительности
труда, запланированный к концу
десятой пятилетки, был достигнут
значительно раньше намеченного срока.
Больших успехов достиг коллектив цеха
мороженого, который трудится с
существенным опережением
производственной программы, вырабатывая при
дневном задании И т ежедневно сверх
плана 2—3 т продукции. Цех
неоднократно выходил победителем среди
цехов по итогам работы и
награждался переходящим Красным Знаменем и
денежными премиями. Лучшими во
внутрицеховом соревновании были
бригады руководимые Р. А. Чумаченко,
Л. Н. Кривошеенко, Р. Д. Оболенских.
В первом году одиннадцатой пятилетки
цех мороженого выполнил план выпуска
товарной продукции на 121,4%, сверх
плана выработано продукции на
545 тыс. руб. Годовой план был
завершен к годовщине Октября.
Себестоимость мороженого снижена на 1,4%.
Прибыль общая составила 101 %,
сверхплановая прибыль — 8,5 тыс. руб.
Работники отделения фасовки масла
этого цеха в 1981 г. расфасовали
766 т продукции, что на 31 т больше
плана. И в текущем году при месячном
задании 60 т труженики отделения
ежемесячно перевыполняют план на 2—3 т.
С перевыполнением сменных заданий
работают также коллективы
технологического, механического,
компрессорного, строительного и других цехов и
служб.
Вот уже в течение ряда лет
организованно проводятся разгрузка и
погрузка железнодорожных вагонов,
ликвидированы простои вагонов.
На предприятии внедряются научная
организация труда, новая бригадная
форма организации и стимулирования
труда.
Слаженная работа всех подразделений
позволяет Стахановскому
хладокомбинату добиваться высоких
производственных показателей. Так, в 1981 г.
план товарооборота был выполнен на
103%. Сверх плана реализовано
продукции на 3 млн. 789 тыс. руб.
В целях улучшения снабжения
населения продовольственными товарами
хладокомбинат с 1981 г. заготавливает и
хранит в камерах фрукты и зелень,
реализуемые через торговую сеть в
зимне-весеннее время.
Коллектив постоянно борется за
улучшение использования основных
производственных фондов. Увеличение
фондовой отдачи на 1% дает экономию
по хладокомбинату около 100 тыс. руб.
в год.
Много внимания уделяется
осуществлению мероприятий, направленных на
экономию электроэнергии, воды,
природного газа, строительных материалов,
сырья. В результате в 1981 г.
сэкономлено 92 200 кВт • ч электроэнергии,
38 000 м3 природного газа, 5400 м3
питьевой воды, много строительных
материалов и сырья.
Участвуя в социалистическом
соревновании, коллектив Стахановского
хладокомбината неизменно занимает среди
родственных предприятий первое или
второе место.
На хладокомбинате много передовиков
производства. Это, маляр-штукатур
М. А. Кладькова, рабочая цеха
мороженого Н. И. Логвинова, кузнец
В. К. Давиденко, намотчица В. М. За-
тонская, бригадир грузчиков А. В.
Мехов, старший инженер пищевой
лаборатории Т. Н. Бурдейная, оператор
газовых печей в цехе - мороженого
В. И. Петрушова, бухгалтеры
В. А. Плавнева, Л. Н. Неткачева.
Победителями социалистического
соревнования в десятой пятилетке стали
газоэлектросварщики Л. Н. Кудинов,
тестомес Н. А. Хомякова, слесарь В. В.
Баландин, бригадир маляров-штукатуров
А. И. Богдан, старший машинист
аммиачных холодильных установок
А. М. Тарасевич, старший товаровед
К- Г. Русакевич, чьи портреты
помещены на доску Почета.
Знаменосцами одиннадцатой пятилетки
являются изготовитель вафель цеха
мороженого В: К. Кобзарь,
систематически .выполняющая норму на 115—
120%, бригадир грузчиков
технологического цеха М. Ф. Фролов,
выполняющий норму на 125%, и многие
другие труженики хладокомбината. Их
портреты также украшают доску
Почета.
На хладокомбинате трудятся,
показывая пример в дисциплине и работе,
целые рабочие династии: Пономаревы.
Криушичевы, Кибецы, Маглены, Черкав-
ские, Зайцевы, Давыденко и др.
Ветеранами труда являются К. С. Анцу-
пова, А. С. Константинов, А. И. Леп-
шеева, Н. Д. Криушичев, 3. И. Касау-
рова, П. Г. Левон, Л. М. Кудинов,
А. Р. Кухтина, К. Б. Маметов и др.
23

Большую роль в воспитании у
тружеников хладокомбината боевитости,
коммунистического отношения к труду,
бережливости, экономической
грамотности, играет пропаганда экономических
знаний. Несколько лет назад были
созданы кабинет экономических знаний и
совет экономического образования.
Важным фактором повышения
трудовой активности рабочих является
забота об улучшении условий их труда
и быта. На предприятии имеются
благоустроенные отапливаемые бытовые
помещения. Построены столовая на 100
человек, клуб. Многие семьи кадровых
рабочих переехали в новые квартиры.
Новоселье отпраздновали семьи
машиниста компрессорного цеха М. П.
Зайцева, лудильщика В. С. Маглены,
бухгалтера К. С. Анцуповой, механика цеха
мороженого В. Н. Криушичева,
работницы технологического цеха П. Е.
Левой и др.
Успехи предприятия во многом
обусловлены вовлечением всех работников в
социалистическое соревнование, кото-
НАУКА,
ТЕХНИКИ^
ТЕХНОЛОГИЯ
УДК 621.57.041-213.3.011:681.5.08
ОПРЕДЕЛЕНИЕ
ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ
ГЕРМЕТИЧНЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ
КОМПРЕССОРОВ
Ю. М. ВОРОБЬЕВ
ВНИИхолодмаш
канд. техн. наук В. И. МИЛОВАНОВ
Одесский технологический институт
холодильной промышленности
В большинстве случаев холодопроиз-
водительность определяют через
массовую производительность компрессо-
ра [4]
При исследовании герметичных
холодильных компрессоров для этой цели
применяют, как правило, метод калори-
метрирования, дающий хорошие
результаты. Однако он трудоемок, требует
комплекса дорогостоящего
специального оборудования и измерительных
приборов и поэтому практически неприго-
рое проходит под девизом «От высокого
качества работы каждого — к высокой
эффективности труда коллектива».
Сейчас, когда на предприятии широко
развернулось социалистическое
соревнование в честь 60-летия образования
СССР, партийная, профсоюзная и
комсомольская организации вместе с
администрацией нацеливают коллектив
на новые трудовые подвиги,
выполнение и перевыполнение планов 1982 г.
и взятых повышенных
социалистических обязательств, досрочное
выполнение планов всех
технико-экономических показателей второго года
одиннадцатой пятилетки. Изыскиваются
резервы повышения эффективности
работы, намечены и осуществляются
мероприятия по увеличению товарооборота,
расширению ассортимента хранящихся
продуктов, изучается и
распространяется опыт передовиков.
Коллектив Стахановского
хладокомбината делает все, чтобы встретить
юбилей образования СССР новыми
трудовыми подарками.
ден для определения
производительности герметичных холодильных
компрессоров в процессе эксплуатации, что
бывает остро необходимо в ряде случаев
для диагностики их состояния.
В условиях эксплуатации
производительность герметичного компрессора
можно определять по расходу
хладагента, измеряемому с помощью
ротаметров, тахометрических расходомеров и
других измерительных приборов,
включаемых в систему холодильной
установки. Необходимость периодических
поверок измерителя расхода [1]
вынуждает разгерметизировать холодильную
систему для демонтажа прибора. Это в
значительной степени снижает
надежность холодильной установки в целом, ;
а в ряде случаев является технически
неосуществимым в условиях ее
эксплуатации.
Для того чтобы иметь возможность
в условиях эксплуатации герметичного
компрессора измерять его
производительность, необходимо в системе
холодильной установки предусмотреть
датчик расхода. Он должен иметь
стабильные во времени метрологические
характеристики, допускать продолжительную
эксплуатацию без поверки,
подключаться к вторичным приборам без
разгерметизации холодильной системы. Из-
24

мерительный комплект в целом должен
обеспечивать погрешность измерения
расхода жидкого фреона не более
1-1,5%.
В последнее время широкое
распространение нашли измерительные
комплекты с сужающим устройством,
принцип действия которых основан на
измерении перепада давлений [ 3 ]. Они
обладают рядом достоинств:
универсальностью — пригодны для измерения
расхода любых однофазных сред в
широком диапазоне значений измеряемой
величины и практически работоспособны
при любых давлениях и температурах;
высокой степенью унификации — бто-
ричные преобразователи (дифманомет-
ры) стандартизированы, а
индивидуально изготавливается только сужающее
устройство. В силу конструктивных
особенностей сужающее устройство, в
отличие от других измерительных
устройств, практически не нуждается в
периодической поверке, что позволяет
избежать разгерметизации
холодильной системы.
Для трубопроводов с диаметром
условного прохода более 50 мм
выпускаются стандартные сужающие
устройства — диафрагмы и сопла,
коэффициент расхода которых сохраняет
постоянство в широком диапазоне значений
числа Рейнольдса B2 000—270 000 для
диафрагм и 60 000—200 000 для сопел).
Существенное изменение
коэффициента расхода наступает лишь при
значительном снижении числа Рейнольдса.
Применение стандартных сужающих
устройств в установках с холодильными
герметичными компрессорами типа ПГ,
в которых диаметр жидкостного
трубопровода не превышает 25 мм,
практически исключается. Это потребовало
выбрать для установок с компрессорами
типа ПГ иные типы сужающих
устройств, которые обеспечивали бы
постоянство коэффициента расхода
хладагента (фреона) во всем рабочем
диапазоне изменения массовой
производительности этих компрессоров.
Предельные значения числа
Рейнольдса для каждого типоразмера
компрессора определены по формуле:
Re = 0,036 \GJ^DT (l)
где Ga — массовый расход фреона —
максимальный и минимальный в режимах работы
с наименьшим и наибольшим
перепадами давлений конденсации и кипения;
И — динамическая вязкость фреона;
D — диаметр условного прохода
трубопровода.
Рассчитанные диапазоны изменения
числа Рейнольдса для компрессоров
типа ПГ приведены в таблице.
Характерной особенностью
измерительного комплекта с сужающим
устройством является квадратичная
зависимость между расходом и перепадом
давлений в сужающем устройстве.
Поэтому конкретное сужающее устройство
применимо для измерения массовой
производительности компрессора лишь
при соотношении ее максимального и
минимального значений Gamax/Gamin>3.
Как показали расчеты (см. таблицу),
колебания производительности
компрессоров типа ПГ не выходят за
указанный предел.
В настоящее время разработано
несколько типов сужающих устройств,
обеспечивающих постоянный
коэффициент расхода в области малых
значений числа Рейнольдса [2]: двойная
диафрагма, диафрагма с входным конусом,
диафрагма с двойным конусом, сопло в
четверть круга, сопло в половину круга,
цилиндрическое сопло и
комбинированное сопло. Области постоянства
коэффициента расхода для этих сужающих
устройств приведены на рис. 1.
Как видно из рис. 1, для измерения
производительности компрессора типа
ПГ подходят диафрагмы с входным
конусом, двойная диафрагма и
диафрагма с двойным конусом. Ввиду того что
диафрагма с входным конусом
отличается большей конструктивной простотой
и включена в проект рекомендаций ИСО
для измерения расхода при малых
числах Рейнольдса, ее следует считать
наиболее приемлемой в данном случае.
Показатели
Расход фреона, кг/с
максимальный
минимальный
Число Рейнольдса
максимальное
минимальное
ПГ-5 (Ду = 15
R12
0,085
0,03
R22
0,095
0,03
49000
15000
мм)
R502
0,125
0,04
ПГ-7 (Dy = 18
R12
0,125
0,04
R22
0,145
0,05
55000
20000
мм)
R502
0,185
0,06
ПГ-10 (Dy = 25
R12
0,165
0,10
R22
0,190
; 0,07
55000
20000
мм)
R502
0,235
0,09
25

с
и}У
0,8
П7
Ч'
0,6
/—
У"-^
/
г
1
J
^ ^
"V
^
{ 6
< -±d—
/
4
О^
9
1
1
8
-л
1
2
^s
у
S
5
...^
10
ю2
10J
10*
ю5
106
W Re
Рис. 1. Зависимость коэффициента истечения С от
числа Рейнольдса Re для различных типов
сужающих устройств:
/ — стандартная диафрагма (т=0,2); 2 — двойная
диафрагма (т = 0,2); .3 — диафрагма с двойным конусом
(т = 0,2, ф = 40°); 4 — диафрагма с входным конусом
(т = 0,2); 5 — сопло в четверть круга (т=0,2); 6 — сопло
в половину круга (т=0,1); 7 — цилиндрическое сопло
(т = 0,2); 8 — диафрагма с двойным конусом (т = 0,2,
ф=15°); 9 — комбинированное сопло (т=0,5)
В результате исследований [2]
диафрагма с входным конусом
рекомендована к применению при следующих
геометрических параметрах (рис. 2):
d/Dy = 0,l ^0,5; d/b = 12,04-9,2; q> =
= 45^-31,5°. При таких
геометрических параметрах она сохраняет
постоянным коэффициент расхода в области
чисел Re<40 0004-50 000.
Для расчета диафрагмы по формуле
A) определяют число Re для потока
жидкого фреона в трубопроводе при
наибольшей массовой
производительности компрессора Gamax. Находят
произведение модуля диафрагмы m и ее
коэффициента расхода а:
:а\
; VQ
B)
*0,01252D* VAp
где q — плотность жидкого фреона в рабочих
условиях, кг/м3;
Др — перепад давлений в сужающем
устройстве при максимальном расходе
фреона, Па (в данном случае Ар =6300 Па —
наименьший стандартный для
выпускаемых дифманометров перепад
давлений).
По произведению та и указанным
выше соотношениям геометрических
параметров диафрагмы [2] определяют
значения а и т, а затем рассчитывают
диаметр отверстия диафрагмы по
формуле
d = DyJ7n. C)
Далее в соответствии с
рекомендациями [2] получают остальные
геометрические размеры диафрагмы
(см. рис. 2).
Во ВНИИхолодмаше была
рассчитана и изготовлена диафрагма с входным
конусом для определения
производительности компрессора ПГ-5. Расчетные
коэффициент расхода а = 0,7868, модуль
диафрагмы т =0,1820; геометрические
параметры: d = 6,39±0,01 мм, е = 0,13±
±0,02 мм, Ь =0,65±0,02 мм, ? = 1 мм,
/(=13 мм, ф = 37,5±0,5°, d/D=0,43,
d/b =9,8.
Полученные геометрические
параметры полностью соответствуют
рекомендациям ИСО для данного типа
сужающего устройства.
Из рис. 2 видно, что диафрагма с
входным конусом конструктивно
отличается от соответствующей
стандартной диафрагмы лишь геометрией
проточной части, поэтому при изготовлении
устройства для отбора давления можно
использовать чертежи узлов согласно
ГОСТ 14321 — 73.
Три одинаковых образца диафрагмы
были испытаны на хладагенте R22 на
стенде «жидкостное кольцо». В
качестве образцового расходомера был
применен тахометрический расходомер,
установленный в трубопроводе
последовательно с испытывавшейся
диафрагмой. Результаты испытаний показаны
на рис. 3.
+
Рис. 2. Диафрагма с входным конусом:
/ — кольцевая камера для измерения перепада давлений;
2 — отдельные отверстия для измерения перепада давлений
2а

&р, кПа
R
4 1
7 A
r
o\
>
•
/
• ]
/
/
qoj
0,06
0,09 6а;мг/с
Рис. З. Характеристика диафрагмы с входным
конусом (т = 0,1820) для трубопровода с
D = 15 мм:
расчетная характеристика представлена прямой линией;
экспериментальные точки получены при испытаниях трех
диафрагм
Расход жидкого фреона определяли
по формуле:
Ga = 0,01252arf2 У^РсГ D)
Расхождение показаний тахометриче-
ского расходомера и расчетных данных
по формуле D) не превысило 0,1%, что*
указывает на постоянство
коэффициента расхода для данного типа
диафрагмы.
Измерительный комплект для
диафрагмы с входным конусом выполнен на
базе преобразователя разности
давлений «Сапфир-22ДД» i:
миллиамперметра Ф 218.
Техническая характеристика
преобразователя «Сапфир-22ДД»
Предел допустимой
основной погрешности
измерений, % ±0J; ±0,25; ±0,5
Выходной сигнал, мА 0—5; 0—20; 4—20
Питание от внешнего
источника постоянного тока
напряжением, В 36 ±1
Потребляемая мощность,
В • А 0,5
Общее сопротивление
нагрузки и линии
дистанционной передачи, кОм, не
более 0,5
Температура окружающей
среды, °С —50 ~ +80
Относительная влажность,
%, не более 98
Верхние пределы
измерения давления, кПа 1,6; 10; 40; 250
Габаритные размеры, мм 111x133x205
Масса, кг 5,1
Цена. руС. 300
Измерительный комплект может быть
выполнен как щитовым или настольным,
так и переносным.
Диафрагма с устройством для отбора
давления монтируется в жидкостном
трубопроводе холодильной установки,
а преобразователь давления и
миллиамперметр с блоком питания — в
отдельном корпусе. Устройство для
отбора давления снабжается запорными
вентилями, обеспечивающими
подключение измерителя расхода (дифмано-
метра) к сужающему устройству без
разгерметизации холодильной
установки.
Применение в схеме холодильной
установки сужающего устройства с
запорными органами практически не
увеличивает затрат на установку, а
относительно высокая стоимость
измерительного комплекта в этих затратах не
учитывается. Переносной или
стационарный измерительный комплект
целесообразно использовать на пунктах
технического обслуживания, где проводят
диагностику технического состояния
компрессоров.
Проведенные испытания показали,
что описанная диафрагма с
измерительным комплектом в значительной степени
облегчает контроль технического
состояния компрессоров в период их
эксплуатации, позволяя определять как их
действительную массовую
производительность, так и оставшийся ресурс.
Относительная простота
изготовления и монтажа сужающего устройства,
низкая стоимость, надежность и
долговечность в работе, высокая точность
измерений позволяют считать описанные
расходомеры перспективными для
определения холодопроизводительности
малых холодильных машин как при их
исследованиях, так и в условиях
эксплуатации.
Список использованной литературы
1. ГОСТ 8.002—71 ГСИ. Организация и
порядок проведения поверки, ревизии и экспертизы
средств измерения.
2. Кремлевский П. П. Измерение расхода
и количества жидкости, газа и пара. М., Изд-во
стандартов, 1980, 192 с.
3. Правила 28—64 измерения расхода
жидкостей, газов и паров стандартными
диафрагмами и соплами. М., Изд-во стандартов, 1965,
146 с.
4. Якобсон В. Б. Малые холодильные машины.
М., Пищевая промышленность, 1977, 368 с.
27

УДК 621.65:621.565.912
ВЫБОР ЦИРКУЛЯЦИОННЫХ
НАСОСОВ ДЛЯ СИСТЕМЫ
ОХЛАЖДЕНИЯ РОТОРНЫХ
СКОРОМОРОЗИЛЬНЫХ
АППАРАТОВ
Канд. техн. наук В. Н. ЭРЛИХМАН,
канд. техн. наук А. Г. ИОНОВ,
канд. техн. наук О. К. БОГОЛЮБСКИЙ
Калининградский технический институт рыбной
промышленности и хозяйства
Применение насосного способа
подачи хладагента в скороморозильные
аппараты позволяет обеспечить более
равномерное распределение рабочего
вещества по охлаждающим приборам
при колебаниях тепловой нагрузки,
уменьшить накапливание масла в них и
соответственно интенсифицировать
процесс передачи тепла от продукта к
хладагенту.
Производительность насоса VHJ м3/с,
для насосно-циркуляционных систем
определяют исходя из принимаемой
оптимальной кратности циркуляции попт
по выражению:
^-»опт?в. О)
где Q0 — расчетная тепловая нагрузка
скороморозильного аппарата, кВт;
q — плотность хладагента, кг/м3;
г — удельная теплота парообразования
хладагента, кДж/кг.
Значение попт может быть
установлено на основе технико-экономического
анализа с учетом гидравлических
характеристик морозильного аппарата и
насосно-циркуляционной системы [2].
Поэтому каждой системе соответствует
определенное значение попт.
В зависимости от характеристики
выбранного насоса, величины тепловой
нагрузки, а также общего
гидравлического сопротивления системы хладагент в
охлаждающих приборах может менять
(кипеть) или не менять фазового
состояния.
Особое значение режим циркуляции
хладагента через охлаждающие
приборы приобретает для роторных и
горизонтально-плиточных скороморозильных
аппаратов, в которых необходимо
равномерно распределить хладагент по
многим морозильным плитам, имеющим
переменную, при замораживании
продуктов, тепловую нагрузку. В этих
аппаратах при кипении хладагента в
каналах плит возникает расслоенный режим
течения, вследствие чего теплопередача
28
от одной поверхности блока продукта
осуществляется к жидкой, а от
другой — к паровой фазе хладагента, что
приводит к увеличению
продолжительности замораживания. Поэтому для
указанных морозильных аппаратов
целесообразно, чтобы по затопленным
каналам плит циркулировал только
жидкий хладагент без его фазового
превращения, которое должно быть за
морозильным аппаратом.
Только по построенным
характеристикам совместной работы системы и
предполагаемого к установке насоса
еще нельзя определить место вскипания
хладагента. Чтобы установить
возможность прохождения хладагента через
аппарат в переохлажденном состоянии,
при полученной производительности
насоса необходимо определить давление
хладагента на выходе из аппарата ра
и сравнить его с давлением насыщения
рн при температуре
где t0 — температура кипения в циркуляционном
ресивере, °С;
с — удельная теплоемкость хладагента,
кДж/(кг • К)
При ра<рн хладагент будет вскипать
в аппарате, и режим с циркуляцией
переохлажденного хладагента в этом
случае можно обеспечить подбором насоса
большей производительности или
уменьшением гидравлического сопротивления
системы, например, увеличением
диаметров подающих трубопроводов.
Ниже приведена методика выбора
насоса, позволяющая определить
возможность его использования в системе
для обеспечения циркуляции
хладагента без вскипания в скороморозильном
аппарате.
Напор Я, создаваемый насосом,
должен преодолеть сопротивления
напорной линии, аппарата и сливной линии:
Я = Дра + Дртр + Др + Дрст, C)
где Дра — гидравлическое сопротивление
морозильного аппарата, Па;
Лртр — гидравлическое сопротивление
трубопровода до места вскипания
хладагента, Па,
Др — гидравлическое сопротивление
сливного трубопровода от места вскипания
до циркуляционного ресивера, Па;
Дрст— гидравлическое сопротивление
системы, соответствующее влиянию
гидравлического столба жидкости, Па.
Если обозначить давление в
циркуляционном ресивере р0, то гидравлическое

сопротивление сливного трубопровода
Ар будет равно:
ДР =Рн— Ро- D)
Для узкого интервала температур
(~10°С) зависимость давления
насыщения от температуры можно
аппроксимировать уравнением прямой линии:
pH=kt + e, E)
где k и е — коэффициенты, постоянные для
каждого хладагента.
Тогда, подставляя выражение E) в
D) и используя зависимость B),
получим
Если учесть, что хладагент должен
вскипать за скороморозильным
аппаратом, то в уравнении C) величины Я,
Лра, Дртр могут быть выражены через
скорость жидкого хладагента или
производительность насоса следующими
зависимостями:
H = aV2H + b; G)
ДРа^2^^щ (8)
= ^eS -, -г-, (9)
где а и b — коэффициенты, постоянные для
каждого типа насоса;
g — приведенный интегральный
коэффициент гидравлического
сопротивления скороморозильного аппарата;
шк — скорость жидкого хладагента в
каналах морозильных плит, м/с;
т и 2 — количество соответственно
морозильных плит и каналов в каждой
плите;
/г- — длина отдельных участков
трубопровода до скороморозильного
аппарата, м;
/ — длина участка трубопровода от
скороморозильного аппарата до Места
вскипания хладагента, м;
/экв — эквивалентная длина трубопровода,
где потери на трение равны
потерям в связи с местным
сопротивлением, м;
di — диаметр отдельного участка
трубопровода, м;
wi — скорость жидкого хладагента на
отдельном участке трубопровода,
м/с;
А, — коэффициент гидравлического
трения [4];
dK — эквивалентный диаметр канала, м.
Эквивалентная длина определяется
по выражению:
l3KB = Adit A0)
где А —. коэффициент, учитывающий вид
местного сопротивления [4].
Учитывая, что
ApCT = Qg/i, (И)
где g — ускорение' свободного падения, < м/с2;
h — высота установки морозильного
аппарата над уровнем жидкого хладагента
в циркуляционном ресивере, м,
а также выражения G), (8) и (9), из
зависимости C) получим уравнение,
связывающее производительность
насоса с выше указанными величинами,
в том числе с длиной /,
обеспечивающей гарантированную
циркуляцию жидкого хладагента через аппарат:
у..[в-Л.(«4±^-+-ЛЭг)] +
+ VH(b-Qgh)-k^^0. A2)
Поскольку тепловая нагрузка
скороморозильного аппарата переменна, для
того чтобы гарантировать
вскипание хладагента за аппаратом даже в
момент загрузки его теплым продуктом,
расчетную тепловую нагрузку
необходимо принимать с учетом
неравномерности при работе аппарата, т. е.
где Qcp — средняя тепловая нагрузка за цикл
замораживания, кВт;
1/тн — коэффициент неравномерности
тепловой нагрузки^
Коэффициент \/тн зависит от
соотношения емкости аппарата и. массы
продукта, замораживаемой за один цикл,
а также технологических условий
процесса замораживания и может быть
определен по выражению,
приведенному в работе [3].
Выражение A2) представляет собой
уравнение третьей степени, которое
может быть приведено к виду
Vl+3fVH + 2q=0. A3)
Для данной задачи, как показывает
анализ, величина /<0,_?>0,
дискриминант уравнения D = q2 + /3<0, при этом
один из трех корней отрицательный.
Для практических условий из двух
оставшихся корней / и q данному
уравнению удовлетворяет решение [1]
V* =2 s cos ( 60°+ -|) , A4)
ГДе 5= V |/|, СОБф=4-.
Ниже приведен пример подбора насоса
для системы охлаждения роторного
скороморозильного аппарата.
Пример. Исходные данные: количество
морозильных плит и каналов в каждой плите состав-
29

ляет соответственно т =45 и z = 6; эквивалентный
диаметр канала dK=l,48 • 10-2 м; длина канала
в плите /к = 4,8 м; расстояние /z- от насоса до
аппарата принято 29 м и от аппарата до зоны
вскипания /=1 м (/, + /=30 м); внутренний
диаметр трубопровода с^=5 • 10~2 м; высота
установки аппарата над уровнем жидкости в
циркуляционном ресивере h =3 м. Местные сопротивления
D
в трубопроводе: пять отводов — =1 (А = 18,5)
и пять запорных вентилей (Л =340). Средняя
тепловая нагрузка аппарата Qcp = 65 кВт;
коэффициент неравномерности тепловой нагрузки
1/тн=1,16 [3]; температура кипения аммиака
tQ = —40°С, плотность аммиака q = 690 кг/м3,
удельная теплоемкость с = 4,446 кДж/(кг»К)
Для аппаратов роторного типа при
циркуляции переохлажденного хладагента ограничители
расхода, имеющие значительные гидравлические
сопротивления, не требуются, поэтому
дроссельные шайбы не устанавливают.
Величину приведенного интегрального
коэффициента гидравлического сопротивления
скороморозильного аппарата роторного типа g
определяют по выражению [2]
g = 0,037m2z2 + 66,6А,/К + 9,6т + 9,6. A5)
В интервале температур —41-4- —30°С
значение коэффициента fe = 4,67 • К)—3.
Значения коэффициентов а и b составляют.
2ХГ-5(К, Е)-4,5-2 ЗХГ-6(К, Е)-14,2
а = — 1500 а = —613
6=0,542 6=0,664
После подстановки численных значений в
вышеприведенные уравнения для предполагаемого
к установке насоса 2ХГ-5К-4,5-2 получим:
/=—23,5 • Ю-6; ? = 7,62 • 10~8;
s = 4,85 • Ю-3; cos ф = 0,668,
Ф = 48° и Ун=2,35 • Ю-3 м3/с.
УДК 536.24.001.5
ВЛИЯНИЕ РЕЖИМОВ ТЕЧЕНИЯ
ДВУХФАЗНОГО ПОТОКА
ХЛАДАГЕНТА R12
НА ТЕПЛООТДАЧУ ПРИ КИПЕНИИ
В ГОРИЗОНТАЛЬНЫХ ТРУБАХ
А. А. МАЛЫШЕВ,
д-р техн. наук, проф. Г. Н. ДАНИЛОВА,
канд. техн. наук В. М. АЗАРСКОВ,
канд. техн. наук Б. Б. ЗЕМСКОВ
Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
В воздухоохладителях, а также в
некоторых типах испарителей хладагент
кипит в горизонтальных трубах
большой длины, в которых одновременно
могут существовать различные режимы
течения. Для правильного расчета
таких аппаратов необходимы данные об
условиях теплообмена при этих
режимах.
Полученное значение VH соответствует
производительности выбранного насоса 2ХГ-5К-4,5-2
Следовательно, его применение обеспечит
циркуляцию через аппарат переохлажденного аммиака.
Таким образом, при принятых
характеристиках системы и типе насосов
расчет сводится к определению требуемой
производительности насоса VH по
выражению A4) и сравнению ее с
производительностью, определяемой
характеристикой выбранного насоса. Если
полученное по выражению A4) значение
К* окажется больше возможной при
рассматриваемой характеристике
системы производительности насоса, то
расчеты следует повторить, выбрав насос
с большей производительностью.
Список использованной литературы
1 Бронштейн И Н., Семендяев К. А
Справочник по математике 10-е изд.,
стереотип М., Наука, 1964, 608 с.
2 Ионов А. Г, Мекеницкий С. Я.,
Боголюбский О. К Насосно-циркуляцион-
ные системы морозильных установок. М.,
Пищевая промышленность, 1976, 137 с.
3 Ионов А. Г, Эрлихман В Н., Бо
голюбский О. К Определение температуры
хладагента при проектировании морозильных
аппаратов. — Холодильная техника, 1979,
№ 8, с. 18—21
4 Курыл ев Е С, Герасимов Н. А.
Холодильные установки. 2-е изд., доп. и пере-
раб Л Машиностроение, 1970, 672 с.
В результате комплексного
экспериментального исследования авторами
получены сведения об истинных
объемных паросодержаниях ф, режимах
течения и теплоотдаче при кипении
хладагента R12 в трубах с внутренним
диаметром dBH=6 и 10 мм, в диапазонах
температуры насыщения tQ = —20-г-
~ 4- 20°С, плотности тепловых потоков
q =2-^20 кВт/м2, массовой скорости
^Q = 40-i-550 кг/(с • м2), массовых
расходных паросодержаний #=0,005-^0,9.
Истинное объемное паросодержание
определяли методом отсечек в
адиабатных условиях на специально
разработанном стенде.
В результате обработки опытных
данных получены следующие уравнения
для расчета ф(C<0,97)-
при шсм>0,8 м/с
= q'xw0 ".°4
ф l,48Q-[l+x(e7Q//-l)]0'e3(p/PKp),oe5
30

при а)см<0,8 м/с
<р=
Q'xwa/
;.B)
1 ,б0" [ 1 +х (е'/е"-1) ]м (Р/Ркр) -0085'
где шсм — скорость смеси,
wc„ = w0[1+x(q'/q"-1)];
w0 — скорость циркуляции,
ш0 = шо/д';
q', q" — плотность жидкого и парообразного
хладагента;
р, ркр — давление кипения и критическое.
Визуальные наблюдения за
характером течения, анализ распределения
температур стенки по периметру
поперечного сечения трубы, а также графиков
зависимости коэффициентов
теплоотдачи от величин х, q, wq позволили
выявить (в условиях экспериментов)
пять основных режимов течения и
установить границы их существования при
изменении х от 0,005 до 0,9.
/. Снарядный режим. Он
характеризуется наличием паровых снарядов в
объеме жидкости вблизи верхней
образующей трубы. Диаметр снарядов 2—4,
длина 30—40 мм. Верхней границей
существования снарядного режима
было значение ф = 0,38.
//. Волновой режим. Этот режим
следовал непосредственно за снарядным.
Основной показатель, перехода к
волновому режиму — непосредственный
контакт пара со стенкой трубы в верхней
ее части, о чем узнавали как по
визуальным наблюдениям, так и по показаниям
термопары у верхней образующей
трубы. В начальной стадии режим
представлял собой сочетание жидкостных
пробок, захватывающих все сечение
трубы, и участков расслоенного
течения. С ростом паросодержания х
жидкостные пробки сменялись гребнями
волн, которые периодически омывали
верхнюю образующую трубы. Волновой
режим возникал в диапазоне ф =
= 0,4-4-0,65.
///. Расслоенный режим. При малых
скоростях циркуляции (ш0<0,07 м/с) и
значениях х>0,2^-0,5 (в зависимости
от величины w0) волновой режим
переходил в расслоенный, который
представлял собой раздельное течение фаз
с гладкой поверхностью раздела.
IV. Волновой-кольцевой режим. При
значениях а/0>0,07 м/с и х =0,1 -^0,4
осуществлялся переход от волнового
режима к волновому-кольцевому. При
этом характер течения имел признаки
обеих форм. При меньших значениях х
на поверхности раздела сохранялись
волны, а при больших значениях х волн
на поверхности раздела практически не
было и кольцо жидкости периодически
смыкалось у верхней образующей.
V. Кольцевой режим. Переход к
кольцевому режиму происходил при
до0>0,07 м/с и ф = 0,81. Эта форма
течения характеризуется наличием
парового потока в центре трубы и кольца
жидкости по периметру. Основной
признак наступления кольцевого режима —
постоянное омывание жидкостью всей
поверхности трубы, что определяли по
показаниям термопар стенки.
При расчете теплоотдачи отдельно
по режимам важно установить границы
режимов течения. Как показали
проведенные исследования, они зависят от
величины массового расхода, диаметра
трубы и температуры насыщения.
На рис. 1 в координатах w0, x
показаны границы режимов для /0 = 20°С
и dBH=6 и 10 мм.
Из анализа представленных данных
следует, что значения х,
соответствующие переходу от снарядного режима к
волновому, практически не зависят от
величины wQ. Границы между волновым
и волновым-кольцевым, волновым и
расслоенным, а также между волновым-
кольцевым и кольцевым режимами с
увеличением w0 смещаются в сторону
меньших значений х.
Граница между снарядным и
волновым режимами практически одинакова
для труб обоих диаметров. Переход от
волнового к волновому-кольцевому и
щ,м/с\
0,3
0,2
III \ '
1
IV
г г г*
I
У
fr
hi
ч
\
/Л
К
^2
\
\
\
ч
\
\Г
\
V \
\
\
т
\
4
0,1
ш\
д,08{
0,07\
Q06]
0,05
0,04
0,03
О 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 х
Рис. I. Влияние wQ на границы режимов
течения хладагента R12 при /0 = 20°С:
/ — снарядный; // — волновой; /// — расслоенный;
IV — волновой-кольцевой; V — кольцевой; границы режимов:
/ — снарядного — волнового; 2 — волнового — волнового-
кольцевого; 3 — волнового-кольцевого — кольцевого;
dBH=6 мм; ^вн=Юмм
31

от волнового-кольцевого к кольцевому
режиму на трубах большего диаметра
происходит при больших значениях х.
Расслоенное течение не зависит от
диаметра труб и ограничивается условием
w0<0y07 м/с.
Выявлено, что с понижением
температуры t0 границы режимов смещаются
в сторону меньших значений х.
Сравнение экспериментальных данных с
диаграммами режимов, опубликованными
ранее для горизонтальных труб [2,3],
показало приближенное соответствие
границ режимов на этих диаграммах
с полученными в данном исследовании.
Авторами статьи предложена
диаграмма режимов (рис. 2), построенная в
ф, Рг0-координатах (Fr0 — число Фру-
да, Fr0 = w20/gdBH; g — ускорение
свободного падения). Выбор этих
координат обусловлен тем, что наличие того
или иного режима определяется как
объемным соотношением фаз, так и их
распределением по сечению. Истинное
паросодержание является объемной
характеристикой, а распределение фаз
зависит от соотношения сил инерции и
сил тяжести, которые выражаются
значением Fr0.
Кроме опытных данных авторов, на
диаграмму нанесены данные Хавлы
Рис. 2. Диаграмма режимов течения хладагентов
[6] для хладагента R11 [dBH = 6-f- 14 мм,
/0=+5°С и kz;q = 150ч-130 кг/(с • м2)]
и Варма [7] для хладагента R22
[dBH = S мм, /р=+б°С и wq=\54^t
-^620 кг/ (с • м ) ]. При этом величину ф
рассчитывали по формулам A) и B).
Как следует из рис. 2, опытные
данные авторов вполне удовлетворительно
согласуются с данными работ [6, 7].
Одновременно с наблюдением за
режимами течения определяли
коэффициенты теплоотдачи.
На основании анализа результатов
получены графики зависимости а =
= f(x) для разных значений q, coq с
указанием на них границ режимов
(рис. 3).
Опытные данные для снарядного
режима обрабатывали по
интерполяционному методу С. С. Кутателадзе [5].
При вычислении величины
конвективной составляющей, входящей в
исходное уравнение Кутателадзе,
рекомендуется использовать скорость
циркуляции. Однако авторами было
установлено, что более точный результат
получается при применении истинной
скорости жидкости. Тогда в качестве
определяющего размера следует применять
эквивалентный диаметр сечения,
занятого жидкой фазой.
В результате экспериментальные
данные для снарядного режима
обрабатывали по уравнению:
awq = a"V\ + (a6^'~j\ C)
32

где awq — коэффициент теплоотдачи
движущейся по трубе кипящей жидкости;
o'-0j023(V/d,„) (ш'^квЛ')°'8(Рг')м;
V — коэффициент теплопроводности
жидкости;
d3KB — эквивалентный диаметр сечения,
занятого жидкостью,
<*экв = УA-ф)/се^/0,785
/сеч — площадь сечения трубы;
w' — истинная скорость жидкости,
ш' = ш0A—*)/A—ф);
v' — кинематический коэффициент вязкости
жидкости;
Рг' — критерий Прандтля для жидкости;
аб 0 — коэффициент теплоотдачи при кипении
в большом объеме.
Коэффициент теплоотдачи аб 0
рассчитывали по уравнению Г. Н.
Даниловой [4]:
або = 5,5<70-75 @,14 +2,2л), D)
где л=р/ркр.
О 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 х
а
ОС,кВт/(мг-Ю
2
О 0,1 0,2 0,5 44 0,5 0,6 0,7 X
РйС. 3. Зависимость локальных коэффициентов
теплоотдачи а от массового паросодержания х при
/0 = — 186C,<4H40 мм:
а — tt>Q = 244 кг/(см2); б — wq = 50 кг/(с • м2)
Результаты испытаний при волновом
и расслоенном режимах обрабатывали
также по методу Кутателадзе, но при
этом учитывали снижение
коэффициентов теплоотдачи с увеличением
паросодержания х, обусловленное
увеличением участка, соприкасающегося с
паром. Расчетное уравнение имеет вид:
а =0,58а' Vl + (аб о/а^х~0Л94. E)
Теплообмен при кольцевом режиме
рассчитывали по методу В. М. Бори-
шанского и А. А. Андреевского [1].
При использовании общей структуры
формулы [1] в исходном уравнении
были применены не расходные, а истинные
скорости фаз и изменено численное
значение эмпирического коэффициента.
С учетом этого расчетное уравнение
для кольцевого режима имеет вид:
« = *wqVl + 36,5 • \Cr'(w"rQ'l q) l*(a6. Jau
F)
где w — истинная скорость пара,
w" = wqx/q"($>;
r — скрытая теплота парообразования.
На рис. 4 сопоставлены опытные
и рассчитанные по уравнению [6]
значения коэффициентов теплоотдачи.
Максимальные отклонения опытных
данных от расчетных не превышают
±:22%. Теплоотдача при волновом-
кольцевом режиме с точностью до
±30% описывается уравнением C).
На основании проделанной работы
можно сделать следующие выводы.
— Диаграмму режимов протекания
двухфазных потоков в горизонтальной
аоп,Вт/(м2-К)
/0*\
9 I
8
7
6
5
103
I #
/ /
+ паоу jfo jLl
У /
[/т/-22%
**
РЖ*
/
/
/
ft
.
/
/ •
ту
.
/
f
Ут*
t
/
V
/
/
ар, Вт/(м2-К)
Рис. 4. Сопоставление опытных аоп и расчетных
ар значений коэффициентов теплоотдачи:
rf.=6 мм: # — /0=+20°С; ¦ -
CJ — <0=-Ь20°С; Л — /0=+5°С;
-18°С; d
, = -18°cfH
33

трубе можно построить без применения
сложных критериев, предложенных Ван
дер Ягтом, Бекером, в простых
координатах: истинное объемное паросодер-
жание — число Фруда, что значительно
упрощает расчеты.
— При снарядном, волновом и
расслоенном режимах механизм
теплообмена качественно одинаков и
определяется процессами конвекции и
кипения. Степень их влияния переменна и
зависит от величин q и wq.
— Теплоотдача при волновом и
расслоенном режимах уменьшается с
ростом паросодержания х, что
обусловливается увеличением части поверхности
трубы, омываемой потоком пара.
— Теплообмен при кольцевом режиме
происходит преимущественно при
испарении с поверхности пленки жидкости,
движущейся по стенкам канала, в
паровой поток. В этом случае
интенсивность теплоотдачи определяется
термическим сопротивлением пленки
жидкости, величина которого в основном
зависит от скорости пара. В пленке
жидкости существует также пузырьковое
кипение, которое при д>10 кВт/м2
интенсифицирует теплоотдачу.
— Результаты исследования
позволяют уточнить методику расчета испа-
УДК 536.24.001.5
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ
ИССЛЕДОВАНИЕ ТЕПЛООБМЕНА
ОХЛАЖДАЮЩЕЙ РЕБРИСТОЙ
ПОВЕРХНОСТИ ПРИ
ЕСТЕСТВЕННОЙ ЦИРКУЛЯЦИИ
ВОЗДУХА
Д-р техн. наук, проф. Е. С. КУРЫ Л ЕВ
Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
Канд. техн. наук ФАТХИ ИСМАИЛ
АБДЕЛЬ ААЛ.
Московский технологический институт
мясной и молочной промышленности
До введения ГОСТ 17645—72
батареи из ребристых труб выпускали
разнообразных конструкций. Стандартом
ограничено число типов секций,
которые могут быть использованы для
изготовления различных охлаждающих
батарей. Взамен трубы 57x3,5 принята
труба 38x2,5 со стальными ребрами
45x1 (или 0,8) и шагом ребер 30 и
20 мм.
рителей с внутритрубным кипением и
оптимизации режимов их эксплуатации,
что, в свою очередь, приведет к
снижению металлоемкости систем
искусственного охлаждения и их
энергопотребления.
Список использованной литературы
1. Анализ закономерностей для расчета
коэффициентов теплообмена при течении в паро-
генерирующих каналах жидкости, нагретой до
температуры насыщения / А. А. Андреевский,
В. М. Боришанский, В. Н. Фромзель и др. —
Инженерно-физический журнал, 1974, т. 26,
№ 1, с. 142—164.
2. Баттерворс Д., Хьютт Г.
Теплопередача в двухфазном потоке. М., Энергия, 1980,
328 с.
3. Ван дер Яг т. Двухфазный поток в
испарителе. — Холодильная техника, 1976, № 7,
с. 42—44.
4. Данилова Г Н. Обобщение опытных
данных по теплообмену при кипении фреонов.—
В кн.: Холодильная техника и технология.
Киев, 1969, № 8, с. 79—85.
5. Кутателадзе С. С. Основы теории
теплообмена. М., Наука, J970, 658 с.
6. Chaw la J. — Kaltemiteln-VDJ-Forchungs-
heft, 1967, S. 523.
7 VarmaH. К., Merotra R. К. — Proceedings
of the II National Simposium on Refrigeration
and Air Conditioning. Mechanical Eng. Dep.
University of Roorkee, March 15 and 16, 1973,
pp. 81—87.
Несмотря на высокое значение
коэффициента оребрения, основным
термическим сопротивлением в ребристых
батареях является внешнее, определяемое
коэффициентом теплоотдачи от воздуха
к ребристой поверхности. Результаты
исследования теплообмена
горизонтальных ребристых труб в условиях
естественной конвекции воздуха [2,3
и 4] описываются единой
критериальной зависимостью:
Nu=c(GrPr) A)
где Nu, Gr, Pr —критерии Нуссельта, Грасгофа
и Прандтля;
с — постоянная.
Различные значения постоянной с и
показателя степени п объясняются
неодинаковыми конструктивными
размерами ребристой поверхности и
различными условиями опытов. Имеет
значение и методика расчета площади
ребристой поверхности. Например, Иоффе
[3] коэффициент теплообмена относил
34

к плоской винтовой поверхности,
пренебрегая площадью поверхности гофр.
Такая методика расчета ребристой
поверхности была принята в инструкциях
и рекомендациях по проектированию
холодильных установок. Для
охлаждающих секций, предусмотренных
указанным выше стандартом, площадь
ребристой поверхности рассчитана с учетом
поверхности гофр, занимающих 2/3
высоты ребра. Разница результатов
вычислений ребристой поверхности
составляет 17%. Однако в работе [1]
рекомендуются коэффициенты для
ребристых поверхностей, вычисленные по
результатам ранее проведенных
экспериментов, при обработке которых
площадь поверхности рассчитывали по
длине гладкой ленты. Для ребристых
поверхностей, предусмотренных
указанным стандартом,
экспериментальных данных по величине
коэффициента теплоотдачи нет. Это предопределило
необходимость проведения настоящей
работы.
Одиночную оцинкованную трубу
длиной 1 м, изготовленную в соответствии с
требованиями ГОСТа, помещали в
специальную изолированную камеру
размерами 250x390x1120 мм. Тепловую
нагрузку создавали
электронагревателем, равномерно распределенным под
поддоном для сбора талой воды.
Теплоносителем служил водный раствор
спирта, теплоемкость которого была
определена экспериментально. Опыты
проводили с трубами диаметром 38x2,5 мм:
гладкой и двумя ребристыми —
труба № 1 с шагом ребер 30 мм и труба
№ 2 с шагом ребер 20 мм. Тепловой
баланс составляли по хладоносителю
и нагрузке на камеру, в которую
входили суммарная величина теплоприто-
ков через ограждения и нагрузка
электронагревателя. Влажность воздуха в
камере поддерживалась в результате
испарения дробленого льда.
Температуру теплоносителя на входе и выходе
экспериментальной трубы, а также
температуру и относительную влажность
воздуха определяли восьмикратными
дифференциальными термопарами.
Эксперименты проводили в
установившемся режиме работы установки при
сухом и влажном режимах в камере.
Осушку камеры цеолитом проводили до
тех пор, пока температура точки росы
воздуха на становилась ниже
температуры ребристой поверхности. Этим
предотвращалось выпадение влаги при про-
5 *t 5 6 7 8 9 10 11 12 15 ftAt,"C
Рис. 1. Изменение коэффициентов теплоотдачи
а в зависимости от перепада температур Д^:
труба № 1; труба № 2
ведении опытов в сухом режиме. Во
всех случаях коэффициент теплоотдачи
относили к полной поверхности трубы.
На рис. 1 приведены результаты
экспериментов для трубы № 1. Получены
значения коэффициентов
теплоотдачи — полного ап, найденного с учетом
теплообмена вследствие конденсации
паров и излучения; конвективного ак,
определенного по общепринятой
методике [3] на основании
экспериментальных данных за вычетом лучистой
составляющей; сухого ас, являющегося
суммой конвективного и лучистого
коэффициентов. Из рис.. 1 видно также
изменение коэффициента <хп для трубы
№ 2. На теплообмен существенное
влияние оказывает влаговыпадение,
причем это влияние возрастает с
увеличением перепада температур. Разница в
величине коэффициента теплоотдачи
для труб № 1 и № 2 объясняется
ухудшением циркуляции воздуха и
уменьшением влияния радиационного
теплообмена при уменьшении шага ребер
с 30 до 20 мм.
По результатам экспериментов для
трубы № 1 получено критериальное
уравнение:
Nu=0,5(GrPrH-25 B)
При расчетах эквивалентный диаметр
определяли по формуле:
Э 4 dp '
где dp, drp — диаметр соответственно ребра и
трубы.
В целях определения изменения
коэффициента теплоотдачи в зависимости
от толщины слоя инея были проведены
два опыта: один — с трубой № 1 в
течение 21 дня, второй — с трубой № 2 в
течение 10 дней.
Установлено (рис. 2), что
коэффициент теплоотдачи для трубы с шагом
ребер 20 мм значительно меньше, чем
коэффициент теплоотдачи для трубы
35

I'
ti«] \~\ Г
I I Г" 1 *т*^ I f
0 2 4 6 8 10 12 ft 16 18 20
Время, сут
Г ""' I * I • I • I a i
0 1 2 3 *t 5 6 7 8 9
Время, сут
д
Рис. 2. Изменение по мере нарастания инея коэф-
I
фициента теплоотдачи аэ
1 К
ап К
(*нн
шипа инея; Хин — теплопроводность инея) от
воздуха к поверхности трубы, рассчитанного по
среднесуточным экспериментальным данным:
температуре воздуха /в, относительной влажности
Фв и температуре оребренной поверхности
'ор=0,5(/р-Итр):
труба № 1, t = 13,3±2°С, Ф=85-95%, /0р=-21,3±
- труба № 2, гв = 13,3±2°С, Фв = 85~95%,
±2°С;
с шагом ребер 30 мм. Слой инея
интенсивно нарастает на вершинах ребер
(особенно эта неравномерность
характерна для трубы № 2) и полностью
забивает пространство между ребрами
через 13 и 5 дней соответственно для
труб с шагом ребер 30 и 20 мм.
Указанные сроки определяют
эксплуатационную периодичность оттаивания инея с
охлаждающей поверхности.
Влияние слоя инея на интенсивность
теплообмена гладкой трубы
исследовано Стоккером [5]. Установлено, что
коэффициент теплоотдачи для гладкой
трубы возрастает в течение 20 дней,
затем остается стабильным 10 дней,
после чего начинает снижаться. Поэтому
для гладких труб промежутки между
циклами оттаивания инея значительно
больше, чем для оребренных, и этим
определяется их эксплуатационное
удобство.
Таким образом, в условиях
длительной эксплуатации ребристой
поверхности критериальные уравнения типа A),
B) теряют практический смысл. Они
не пригодны ни для оптимизации такой
поверхности, ни для расчета
коэффициента теплоотдачи. Введение в
уравнение A) множителя, учитывающего
изменение величины ак при инееобра-
зовании,— очень трудная
аналитическая задача, так как каждая ребристая
поверхность будет иметь
самостоятельную специфику нарастания инея.
Например, на ребристой поверхности № 2
с шагом ребер 20 мм иней нарастает
на вершинах ребер и тем самым
тормозит свободное движение воздуха.
Оптимизация ребристой поверхности со сво-
Рис. 3. Распределение температуры воздуха в
пространстве между ребрами:
а — труба № 1, б — труба № 2; S — шаг ребер; /гр— высота
ребер; размещение термопар: / — верхнее, // — нижнее,
/// — боковое
Размещение
термопар
II Среднее
По
I
бы со те рео~ер
III II
1«^
бег J
L »,1
\р—о~~°^
1. fr.l
L ».
EZZZZ2ZZZZZZZZZ3
\s / с 2 sZL
Между ребрами п По Высоте рео~ер
t,°C\. I Ж переднее рв=-23,5тС I III II
-24
1 йр \ hp \ ьр
L
///
36

бодным движением воздуха может быть
проведена только на основе
результатов длительных опытов в условиях
инееобразования.
О недостаточной эффективности
использования металла ребер
свидетельствует и тот фактор, что температура
воздуха в межреберном пространстве
значительно ниже средней температуры
воздуха охлаждаемой камеры (см.
рис. 3). Особенно это ярко выражено
для ребристой поверхности с шагом
ребер 20 мм. Коэффициент
эффективности ребер ?р вычисляли по
уравнению:
где /g — средняя температура воздуха в
кольцевом объеме между ребрами;
/р — средняя температура ребристой
поверхности в зоне рассматриваемого объема;
/в — средняя температура воздуха в
охлаждаемой камере;
/тр — температура поверхности трубы
В таблице приведены значения
коэффициентов эффективности ребер для
опытных труб.
Часть
Верхняя
Средняя
Нижняя
>ебра
Коэффициент эффективности
ребер при их шаге
30 мм
0,89
0,71
0,48
20 мм
0,87
0,29
0,19
Из представленных данных видно,
что наименее эффективна нижняя часть
ребер, особенно при шаге ребер 20 мм.
Наши расчеты расхода металла на
единицу переданного тепла по методике
Иоффе [3] показали, что наиболее
металлоемка труба № 2. Если принять
среднюю величину коэффициента
теплоотдачи за 5 сут одинаковой для обеих
труб, то расход металла при
изготовлении батарей из ребристых труб с шагом
ребер 20 мм на 42% больше, чем при
изготовлении батарей из труб с шагом
ребер 30 мм, а расход труб
(следовательно, и емкость системы) больше на
19%.
Это соответствует данным Т. Гачило-
ва [2], который установил, что
коэффициент теплоотдачи значительно
уменьшается при сокращении
расстояния между ребрами менее чем 12—
14 мм. У труб с навитыми ребрами
при их шаге 20 мм из-за наличия гофр
на большей части высоты ребер
действительная ширина зазора между
ними оказывается еще меньше.
Сравнение ребристых поверхностей
с гладкотрубными показало, что расход
металла на трубы с шагом ребер 30 мм
и ленты толщиной 1 мм сокращается
всего на 5%, расход труб в 5,7 раза.
При изготовлении труб с шагом ребер
20 мм расход металла возрастает на
30%, расход труб и емкость системы
снижаются в 4,5 раза.
Таким образом, предусмотренное
ГОСТом 17645—72 оребрение труб
стальной лентой с шагом ребер 20 мм
для условий теплообмена с влаговыпа-
дением при естественной конвекции
воздуха нерентабельно, так как приводит
к перерасходу металла. Для батарей,
изготовленных в соответствии с
ГОСТ 17645—72, нельзя использовать
существующие рекомендации для
расчетов коэффициентов теплопередачи.
Для одиночной трубы за коэффициент
теплоотдачи можно принять его
среднюю величину между периодами снятия
инея.
Очевидно, что высота ребер,
предусмотренная стандартом, велика,
стремление увеличить коэффициент оребре-
ния путем уменьшения шага ребер не
оправдывается.
Список использованной литературы
1 Гальперин Д. М. Стандартные секции
охлаждающих оребренных батарей. —
Холодильная техника, 1973, № 11, с. 48—49.
2. Гачилов Т. С. Наружный теплообмен в
малых испарителях с естественной конвекцией
воздуха. — Холодильная техника, 1970, № 10,
с. 37—43.
3. Иоффе Д. М. Камерные охлаждающие
батареи из ребристых труб. — Холодильная
техника, 1955, № 2, с. 23—31
4. Эль-Риди Медхат Копеб, Чу
мак И. Г. Исследование тепло- и массообмена
ребристых труб при естественной конвекции
воздуха.— Холодильная техника, 1975, № 5,
с. 30—32.
5. CtoeckerW F— Inform. Bull. Refrig
Research.-Foundation. 1959, № 59-4, p. 4.
37

УДК 621.564@84.21)
ОБ ИСПОЛЬЗОВАНИИ
В ИНЖЕНЕРНЫХ РАСЧЕТАХ
УТОЧНЕННОЙ *, ^-ДИАГРАММЫ
ДЛЯ РАСТВОРА БРОМИСТЫЙ
ЛИТИЙ - ВОДА
Е. И. ЯЛИМОВА,
канд. техн. наук М. Г. ШУМЕЛИШСКИЙ
Московский завод холодильного
машиностроения «Компрессор»
В последние два десятилетия
проведено много исследований по уточнению
теплофизических свойств водного
раствора бромистого лития в целях
получения надежных данных, обобщенных в
диаграммах, которые необходимы при
тепловых расчетах и конструировании
абсорбционных бромистолитиевых
холодильных машин. Подробно этот
вопрос рассмотрен в работах [1,4].
Требование максимальной
достоверности диаграммы состояния водного
раствора бромистого лития вытекает из
того, что.даже незначительная ошибка
в определении такого параметра, как
равновесная температура раствора при
данных давлении и концентрации, мо-
ного раствора бромистого лития,
сделан вывод о том, что наиболее точной
является диаграмма, рекомендованная
в [5]. Кроме того, расширена область
применения /, ^-диаграммы в сторону
более высоких температур, что
необходимо для расчета многоступенчатых
машин. Эта диаграмма была
рекомендована как наиболее достоверная.
При построении s, /-диаграммы
водного раствора бромистого лития в
работе [1] использованы данные [5],
т. е. те же, на которых основаны
рекомендации [4], и тем самым также
подтверждена их большая достоверность
по сравнению с другими источниками.
Вместе с тем /, ^-диаграмма,
рекомендованная в справочнике [3, рис. 16],
выполнена без учета анализа и выводов
работы [4] и повторяет диаграмму,
приведенную в [2].
При проектировании и расчетах
бромистолитиевых холодильных машин
нового ряда по /, ^-диаграммам работ
[4, 5] и [3] были определены расчетные
параметры, в частности равновесные
температуры при концентрациях и
давлениях, характерных для рабочего
диапазона их изменений в абсорбере
(табл. 1).
Таблица I
Показатели
Давление водяных
паров над раствором, Па
Равновесная
температура, °С, по данным
[3]
[4, 5]
Увеличение
равновесной температуры, °С
533
23,9
26,5
2,6
Массовая концентрация бромистого лития в р
55
667
27,0
30,0
3,0
800
30,4
32,4
2,0
933
32,0
36,5
4,5
533
27,0
31,0
4,0
57,5
667
31,0
35,0
4,0
800
33,5
39,0
5,5
933
37,5
41,5
4,0
астворе,
533
31,5
35,0
3,5
%
60
667
35,5
40,0
4,5
800
38,0
42,5
4,5
933
41,0
45,5
4,5
жет оказать существенное влияние на
конструктивные размеры бромистоли-
тиевой холодильной машины и
исказить потери действительного цикла.
Особенно это сказывается на
наиболее крупном аппарате машины —
абсорбере. Например, ошибка в
определении равновесного значения
температуры на 1°С в сторону снижения против
действительной, для заданных давления
и концентрации раствора, приводит к
увеличению теплообменной
поверхности на 8—10%.
В работе [4] на основании анализа
сравнительных данных различных
исследований, по результатам которых
построены диаграммы состояния вод-
38
Как видно из табл. 1, равновесные
значения температуры по /,
^-диаграмме, приведенной в [4,5], в среднем на
3—4°С выше этой же температуры,
определенной по /, ^-диаграмме работы
[3]. При обычно принимаемой разности
температур между охлаждающей водой
и раствором 8— 12°С такое расхождение
имеет чрезмерно большое значение для
определения теплообменной
поверхности абсорбера.
С использованием указанных
диаграмм были проведены сравнительные
расчеты теплообменных поверхностей
аппаратов холодильной машины
производительностью 1160 кВт при
следующих исходных условиях:

Остаточное давление в
абсорбере, Па
Концентрация раствора, %
слабого
крепкого
Температура, °С
греющего источника
охлаждающей воды на входе
в абсорбер
охлажденной воды на выходе
из испарителя
конденсации
Размер теплообменной трубы, мм
800
58 и 61
63 и 66
120
от 26 до
7
39—45
20X2,5
Охлаждающая бода >
32
Результаты расчета теплообменной
поверхности абсорбера приведены в
табл. 2, из которой видно, что при
использовании i, ^-диаграммы работы [3]
теплообменная поверхность абсорбера
на 36—65% больше, чем определенная
с использованием данных [4, 5].
Такая существенная разница
вызвала необходимость тщательно
проанализировать опубликованные и
рекомендованные /, ^-диаграммы и выбрать
наиболее достоверную, которую и следует
принять при инженерных расчетах бро-
мистолитиевых холодильных машин.
С этой целью были использованы
результаты экспериментального
исследования эжекторов для воздухоотсасы-
вающего устройства бромистолитиевой
холодильной машины, выполненного на
заводе «Компрессор». В этих
исследованиях фиксировали давления
всасывания в эжекторах, близкие к значениям
равновесного давления водяных паров
над раствором.
В качестве рабочей жидкости в
эжекторе использовали водный раствор
бромистого лития с концентрацией от 54
до 60,7% при температурах от 20 до
36°С
Опыты проводили на специальном
стенде (рис. 1). Схема стенда,
измерительные приборы и методика измерения
параметров позволяют использовать
полученные данные для сопоставления
с данными диаграмм состояния водного
раствора бромистого лития.
>~2 ^ V
От воздушной^-1
емкости
L4> оо--
Рис. I. Схема испытательного стенда:
1 — эжектор; 2 — всасывающий клапан эжектора;
3. 12 — манометры для точных измерений; 4 — клапан для
регулирования давления раствора на входе в эжектор;
5, 11 — лабораторные термометры ТЛ-4 с ценой деления
0,1 °С; 6 — ртутный дифференциальный манометр; 7 — мерная
диафрагма для замера количества раствора, циркулирующего
в системе; 8 — клапан отбора проб раствора для замера его
плотности лабораторным денсиметром с ценой деления
0,001 г/см3; 9 — емкость раствора с охладителем; 10 — насос;
13 — клапан для регулирования давления за эжектором;
14 — манометрический преобразователь ПМТ-2М; 15 —
термопарный вакуумметр типа BT-2A; 16— вакуумная емкость;
17 — вакуум-насос типа ВН-4Г; 18 — масляный
дифференциальный манометр для замера остаточного давления во
всасывающей камере эжектора
Экспериментально были определены
характеристики эжекторов с соплами
разных диаметров d и с переменным
расстоянием L между выходным
сечением сопла и камерой смешения.
В процессе исследований изменяли
давление рабочей жидкости на входе в
эжектор рр, смеси за эжектором рн,
количество отсасываемого воздуха GB и
фиксировали давление всасывания на
входе воздуха в эжектор рвс. Общее
количество опытов, на основании которых
были составлены экспериментальные
характеристики различных вариантов
эжекторов, — около 1700.
Для сравнения характеристик и
выбора оптимального варианта размеров
Таблица 2
Концентрация слабого раствора, %
Теплообменная поверхность абсорбера, м2, по
данным
13]
[4, 5]
Увеличение теплообменной поверхности, %
Перерасход металла, кг
Температура
26
58
225
152
48
1240
охлаждающей воды на входе в абсорбер, °С
61
150
ПО
36
685
28
61
176,5
124
42
895
30
61
216
142
52
1265
32
61
273
166
65
1830
39

для каждой модели эжектора
определяли области предельных режимов. С этой
целью строили срывные
характеристики, т. е. зависимости рвс—p0=f (e)[p0 —
равновесное давление паров над
раствором, соответствующее данной
концентрации и температуре и определяемое
по диаграмме; е — отношение
перепадов давлений в эжекторе, 8= (рр—рвс)/
/(Рп— Рве)]-
Так как воздухоотсасывающее
устройство бромистолитиевой холодильной
машины должно работать при расходах
воздуха, близких к нулю, то большое
количество опытов было проведено при
работе эжекторов на холостом ходу,
т. е. при отсутствии подачи воздуха в
эжектор извне. В этих опытах на
предельных режимах измеряемое давление
всасывания рвс приближается к
значению равновесного давления водяных
паров над раствором при данной
концентрации и температуре.
Это позволяет использовать
полученные результаты многочисленных
опытов (более 180) для подтверждения
Рис. 2. Сравнение опытных данных pBC = f(t)
с данными р0 = /(/), из [4,5] и [3] при различных
концентрациях раствора ?:
а - 6 = 55,2%; б - 6 = 55,8%; в - 6 = 56,4%; г - 6 = 59,4%;
д — 6 = 60,0%; е — 6 = 60,7%; / — по данным работы [3];
2 — по данным работ J4, 5], #, 6, ¦, Q-L = 75, 100, ПО,
\\Ъ мм, d=\2 мм;А , x,V , Л — Г=55 75, 100, 115 мм,
d=ll мм; V — L=115 mm, d=15 мм.
достоверности диаграмм состояния
водного раствора бромистого лития по
зависимости р=/(|, /).
На рис. 2 нанесены опытные точки
рвс =/(/), полученные при разных
значениях ? = const, а также кривые
зависимости p0=f (/) из диаграмм
состояния, приведенных в [3] и [4, 5].
Опытные точки соответствуют предельным
режимам работы разных эжекторов и
получены из срывных характеристик.
На рис. 3 приведены срывные
характеристики, полученные при испытании
одного из эжекторов.
Как видно из рис. 2, опытные
значения рвс хорошо совпадают со
значениями р0 из диаграммы состояния,
представленной в [4, 5], во всем
проверенном диапазоне температур раствора при
значениях концентрации раствора от
55,2 до 59,4%. При концентрациях 60
и 60,7% совпадение этих значений
несколько хуже.
Полученные экспериментальные
значения параметров раствора находятся в
области i, ^-диаграммы, используемой
для расчета абсорбера
бромистолитиевой холодильной машины. Именно в
этой области требуется наибольшее
соответствие расчетной и действительной
характеристик раствора.
В области, используемой для расчета
генератора, для диаграмм работ [4, 5]
600
700
600
500
400
J00
Ро,РбсЩ
600
500
400
500
19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 23 50 51 52 33 34t;C 25 24 25 26 27 28 23 50 51 52 55 5И$
а б
Ро,РвсЦ
600
500
400
300
200
а\
|-"~
о
*Л
_^.-
i
¦
/
**
2
*л
*»
J
24 25 26 27 28 23 30 31 52 33t;C
б
ЛАсЩ
600
500
400
т
о
\
2
^
.-'
-""'
^
> j
*»•**
22 23 24 25 26 27 28 29 30 51 52 55 54t,'C
-~
-""
/
/--1
о
2
^-
-"
^,*~
А
-
L.
29 30 51 32 53 54 55 Щ 'С
д
1
J-
<&ч
2
%
^
? о°
3
33 34 35 56 37t;C
е
40

Рис 3. Характеристики эжектора рвс—р0 = /(е)
при использовании в качестве рабочей жидкости
воды и водного раствора бромистого лития:
а — по данным работы C]; б — по данным работ [4, 5];
/ — вода; // — LiBr
и [3] получено меньшее расхождение
этих характеристик, чем в области,
используемой для расчета абсорбера. Это
расхождение не вызывает большой
ошибки в определении размера теплооб-
менной поверхности генератора.
Приведенные данные позволяют
сделать окончательный вывод о
правильности использования в конструкторских
расчетах абсорбционных бромистоли-
тиевых холодильных машин /, ?-диа-
граммы, рекомендованной в [4,5] и о
недостаточной достоверности
диаграммы, рекомендованной в [3].
Список использованной литературы
1.РозенфельдЛ. М., Кузьмицкий Ю. В.,
Паниев Г А. Энтропийная диаграмма
равновесных фаз водного раствора бромистого
лития. — Холодильная техника, 1971, № 4,
с. 23—26.
2. Розенфельд Л., Карнаух М.
Диаграмма концентрация — энтальпия раствора
бромистый литий — вода для расчета
абсорбционных холодильных машин. — Холодильная
техника, 1958, № 1, с. 37—42.
3 Теплофизические основы получения
искусственного холода. Справочник. М.,
Пищевая промышленность, 1980, 232 с.
4 Усюкин И. П. Термодинамические
диаграммы раствора бромистый литий — вода. —
Холодильная техника, 1969, № 1, с. 25—29.
5. Lower H. — Kaltetechnik, 1961, № 5,
pp. 178—183.
УДК 66.047.25-2:536.2.001.5.001 24
ЦЕЛЕСООБРАЗНО ЛИ ОРЕБРЯТЬ
ОХЛАЖДАЕМЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ
ДЕСУБЛИМАТОРОВ
СУБЛИМАЦИОННЫХ УСТАНОВОК?
И. В. ПЕРШИН,
д-р техн. наук, проф. Э. И. ГУЙГО
Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
Вопрос о том, перспективно ли ореб-
рять охлаждаемые элементы
десублиматоров, периодически обсуждается в
специальной литературе, особенно в
свете современной тенденции создания
сублимационных установок с большой
плотностью теплового потока, для
которых требуются десублиматоры высокой
удельной производительности.
Предложен ряд конструкций оребренных
трубчатых десублиматоров [1, 2, 6]. В них
предполагается двустороннее
намораживание на ребре дополнительного
количества льда.
Точных аналитических решений
задачи теплопроводности тонких ребер с
отводом тепла в весьма специфичном
процессе десублимации в литературе
нет.
В настоящей статье также
представлено приближенное решение этой
задачи. Принята модель процесса десуб-
41

л имации «чистого», медленно
движущегося водяного пара, которая
правомерна для ребер, расположенных во
фронтальной (лобовой) зоне охлаждаемых
элементов и допускает применение
известных закономерностей тепломассо-
переноса.
Рассматривается тепломассообмен
элемента ребристой поверхности
(одиночное кольцевое ребро
прямоугольного профиля). Для вывода
дифференциального уравнения тепломассообмена
сделан ряд допущений:
температурное поле ребра одномерно,
т. е. температура изменяется только
по его высоте;
распределение температуры в ребре
постоянно во времени, т. е. процесс
стационарен;
тепловой поток через торцовую
поверхность ребра (на ней десублимация
пара не происходит) пренебрежимо мал
по сравнению с тепловым потоком,
отводимым боковыми поверхностями
ребра;
направление тепловых потоков в
образующемся слое десублимата
нормально к теплоотводящей поверхности
ребра.
Для элемента ребра высотой dR на
расстоянии R от геометрической оси
ребра (см. рисунок) можно записать
уравнение теплового баланса:
где q^ + ciR — количество тепла, переданного
элементу ребра в единицу времени
через сечение, находящееся на
расстоянии R + dR от геометрической
оси;
qR — количество тепла, переданного от
элемента ребра в единицу времени
через сечение, находящееся на
расстоянии R от геометрической оси;
dq — количество тепла, получаемого за
единицу времени наружной
поверхностью элемента ребра от слоя
десублимата.
Схема к расчету переноса тепла через круглое
ребро постоянной толщины
42
На основании закона Фурье
d /л d&
dci = qR—qR+dR = \
р dR
(«
+ г»да)'-
, dS . , . d2S jn
* dR1
dR2
B)
где к — теплопроводность ребра;
в = Гф—TwR — избыточная температура
ребра;
Тф — температура фазового перехода на
поверхности десублимата;
TWR — текущая температура ребра;
f = 2nR6 — площадь поперечного сечения
ребра;
б — толщина ребра.
Количество тепла dq может быть
определено также из уравнения Герца-
Кнудсена [3]:
2а(р-Рф)г ^
^2лЛ^ф
C)
где
- коэффициент десублимации
(конденсации) пара на поверхности ребра;
согласно экспериментальным данным
[4,5]
a = 0,03-h0,058;
р — давление парогазовой смеси в десуб-
лиматоре;
Рф — равновесное давление пара,
соответствующее температуре фазового
перехода на поверхности десублимата;
г — теплота десублимации пара;
Rn — газовая постоянная пара.
Приравнивая B) и C), получаем
дифференциальное уравнение,
описывающее изменение избыточной
температуры ребра:
d2& 2«(р-Рф)г
dR Хр6рл/2^>д
D)
Для упрощения математических
вычислений введем обозначение
2а (р—рф)г в
тогда уравнение D) примет вид:
d2e
dW
-В.
E)
F)
Это — дифференциальное уравнение
второго порядка, допускающее
понижение порядка. Проводя
последовательно первое и второе
интегрирование, получим:
de
dR
= BR + C\
e(R) = -^R2+CR + Cv
G)
(8)
Константы Си С, находятся из
граничных условий (см. рисунок):
при R=R0 (у основания ребра)
В(/?)=в0= 2r*+cr0+Cu
(9)

при R = Rh (на высоте намерзшего
слоя)
C = —BRh, 0 (/?*) = О, A0а)
откуда
с,-|«
(Юб)
Подставляя значения констант С и
С, из условий A0а), A06) в условие
(9), находим протяженность зоны
намораживания десублимата (зоны
адгезионного контакта) на поверхности реб-
©о- | Rl-BRhRQ+ jRl =
-y(/?S-2/?A*0+*J>-
У
или
-Я0-
2В0
(П)
В уравнение A1) подставляем
значение В из E):
"а* V а(р-рф)г l '
После подстановки численных
значений nRn зависимость A2) примет вид:
Расчет протяженности зоны
адгезионного контакта на боковых
поверхностях ребра по зависимости A3)
выполнен для ребер толщиной 0,3 мм из меди
марки М2 (ГОСТ 20707—75),
алюминия марки АД1 (ГОСТ 13726—78),
углеродистой стали 20 (ГОСТ 2284—78)
и нержавеющей стали 12Х18Н10Т
(ГОСТ 4986—79), теплопроводность Хр
которых соответственно равна 380, 210,
45 и 15 Вт/(м • К). Заданные
режимные параметры процесса десублимации
пара: а =0,04; г = 2914,9 кДж/кг;
рф = 22,3 Па; Гф = 238 К; р= 133,3 Па;
температура насыщения Ts = 256 К.
В целях проверки адекватности
принятой модели реальному процессу было
проведено экспериментальное
исследование десублимации водяного пара на
ребрах из указанных материалов на
экспериментальном лабораторном стен-
Де 17].
В вакуумной камере был установлен
охлаждаемый элемент десублиматора,
к которому поочередно припаивали
исследуемые ребра. На них
предварительно наносили через определенные
промежутки по высоте мерные риски для
визуального наблюдения за
протяженностью зоны образования десублимата.
Температуру ребер измеряли в пяти
сечениях по высоте ребра, начиная от его
основания, медь-константановыми
термопарами диаметром 0,1 мм,
подключенными к электронному цифровому
вольтамперметру ВК2-20. Постоянное
давление водяного пара в вакуумной
камере создавалось путем сублимации
блоков водного льда, размещенных в
специальном парогенераторе с
регулируемой мощностью электронагревателя.
Его измеряли вакуумметрами ВСБ-1,
ВЭМБ-1Н, ВТ-3, малогабаритным
компрессионным поворотным манометром
Мак-Леода, а также определяли
методом ледяного термометра. Давление в
камере изменяли в пределах 65—200 Па,
а температуру в основании ребер —
в пределах 233—238 К.
Эксперименты показали, что зона
адгезионного контакта на поверхности
ребер устанавливается практически
сразу же после включения
парогенератора (в течение 3—5 с после начала
процесса десублимации), имеет четко
выраженную границу и постоянна в
течение всего процесса (/гад = const).
Длину этой зоны определяли визуально по
мерным рискам.
Расхождения между
экспериментальными данными и вычисленными по
формуле A3) в сопоставимых условиях не
превышают погрешности эксперимента
@,17—1,26%).
Установлено, что лед нарастает слоем
вдоль ребра, не касаясь его
поверхности за пределами зоны адгезионного
контакта. Между намораживаемым
льдом и ребром визуально можно было
наблюдать микрощель (около 0,2 мм),
размер которой после опытов был
проконтролирован щупом.
Поскольку в ходе процесса лед с не
меньшей интенсивностью, чем вдоль
ребра, нарастает и на межреберных
участках, на поверхности
десублиматора либо образуется сплошной ледяной
монолит, закрывающий ребра при
малой их высоте (/ip </1ад), либо при
большей высоте ребра (/1р>/1ад) монолит,
разъединенный ребрами,, с зазорами
вдоль их поверхностей. В последнем
43

случае суммарная льдоемкость десубли-
матора окажется меньшей, нежели при
отсутствии оребрения, а металл
ребер — затраченным впустую.
Следовательно, применение
оребрения десублиматоров в целях
увеличения их льдоемкости следует признать
бесперспективным.
Список использованной литературы
1 А. с. № 115882 (СССР).
2. Гуйго Э. И., Журавская Н. К., Каух
чешвили Э. И. Сублимационная сушка в
пищевой промышленности. М., Пищевая
промышленность, 1972, с. 175.
3. Кнаке О., Странский И. Н. Механизм
УДК 641.1:536.423.1 -032.2:536.62
МЕТОД ОПРЕДЕЛЕНИЯ
ИСПАРИТЕЛЬНОЙ СПОСОБНОСТИ
ПИЩЕВЫХ ПРОДУКТОВ
Канд. техн. наук В. Г. ФЕДОРОВ, Л. В. ДЕКУША
Киевский технологический институт пищевой
промышленности
Канд. техн. наук Д. Н. ИЛЬИНСКИЙ,
А. М. СКАРБОВИЙЧУК
Укрниимясомолпром
При расчете процессов холодильной
обработки и хранения пищевых
продуктов необходима информация об
интенсивности испарения, т. е. о
плотности потока массы влаги / с
поверхности продукта [1, 4, 6]. Принято
расчеты процесса тепломассопереноса
проводить при граничных условиях
третьего рода [2]. В используемые при
этом зависимости для коэффициентов
массоотдачи р или испарения Ь
входят очень сложные характеристики
системы «продукт — охлаждающая
среда», и поэтому эти коэффициенты
не поддаются табулированию. Для
упрощения расчетов предложено
величины \, р и Ъ сравнивать с эталонными,
чаще всего — полученными для
испарения воды со свободной поверхности
при тех же условиях, что и условия
обработки продукта [1, 4, 6]
Г. Б. Чижов, следуя Ф Леви,
ввел в практику расчетов процессов
холодильной обработки и хранения
продуктов коэффициент сопротивления
испарению \*> = bw/b(bw —
коэффициент испарения воды со свободной
поверхности) [6] и описал метод
определения средней величины \i путем из-
испарения. — Успехи физических наук, 19.59,
т. 68, вып. 2, с. 261—305.
4. Лебедев Д. П., Андреев Е. Ф.
Определение коэффициента конденсации водяного
пара в лед в вакууме при помощи датчика
теплового потока. — Журнал физической
химии, 1976, т. 50, вып. 4, с. 1036—1038.
5. Новиков П. А., С не ж ко Э. К.
Исследование кинетики конденсации водяного пара на
плоской поверхности в условиях вакуума.
Инженерно-физический журнал, 1971, т. 21,
№ 5, с. 842—850.
6. Патент №3905420 (США)
7 Першин И. В., Малков Л. С,
Гуйго Э. И. Исследование процесса тепловой
регенерации элемента десублиматора в
вакууме. — В кн.. Машины и аппараты
холодильной, криогенной техники и кондиционирования
воздуха. Л., 1980, с. 127—133.
- мерения в закрытом сосуде
количества испаренной влаги с поверхности
чистой воды, продукта и двух
растворов глюкозы. Как и следовало
ожидать, величина \х получилась больше
единицы.
В. 3. Жадан предложил отношение
Э/Р» = 1/и = еи (Pw — коэффициент
массоотдачи при испарении воды со
свободной поверхности), названное им
«коэффициент испарительной
способности» [1], трактовать как долю
смоченной поверхности продукта
(поверхность активного испарения Fa):
e„ = Fa/F,
где F — полная поверхность продукта.
Авторы считают, что предложенную
В. 3. Жаданом величину удобнее
называть «испарительная способность» и
определять как еи = р/Рш = b/bw, а при
равенстве потенциалов переноса как
jl jw. Таким образом, эту величину
следует понимать как отношение
интенсивности испарения влаги из его
поверхностного слоя к интенсивности ис- |
парения с открытой поверхности воды
или обильно смоченного эталона,
находящихся в тех же условиях, что и
обрабатываемый продукт
В соответствии с этим разработан
метод измерения еи средствами тепло-
массометрии [5]. Для его реализации
необходимо иметь два тепломассомера,
на один из которых помещают
образец — испытываемый поверхностный
слой материала, а на второй —
эталон — слой капиллярно-пористого
материала, с которого непрерывно
испаряется чистая вода. Поскольку
44

габаритные размеры измерительных
элементов невелики (например,
20x30x2 мм), а их инерционность
менее 10 с, можно измерять
локальные значения испарительной
способности 8„, что важно для
расчетов процессов холодильной
технологии, так как большинство из них
является нестационарными, а
поверхностные свойства продуктов
неравномерными.
Каждый тепломассомер (рис. 1)
имеет две измерительные секции, одна
из них, «массообменная», фиксирует
весь тепловой поток плотностью:
дп= Yi+qicl,
A)
вторая, «сухая»,— составляющую
теплового потока:
<7/2-?ic2. B)
где /=1,2 — номер тепломассомера;
г — теплота испарения;
qic — плотность теплового потока,
включающая конвективный и лучистый
компоненты.
В лабораторных условиях лучистый
теплообмен сведен к минимуму.
Поверхность испытываемого образца или
эталона, приходящуюся против «сухой»
секции, покрывают
влагонепроницаемой пленкой. Таким образом, тепло,
которое выделяется от плоского
электронагревателя, проходит через пластинку
тепломассомера, образец (или эталон),
а затем — через пленку или
непосредственно передается воздуху. В
связи с тем что qn=?qi2, температуры
поверхности образца или эталона над
секциями 4 и 5 будут несколько
отличаться друг от друга. Если это
отличие не компенсировать, например
электронагревом, то необходимо учи-
1
\
ч
^
^
<*э
\
2
!
з *
/ /
1 l /
1
V7=^\
1 *ч 1
1 1
rvt
1 \
1 d Г
h-л-Ь
"¦-J-i
UU
/
у
/
\
\
\
\ \ \ Y
5
/
/
V
\
ГТ Пг
* П>-
r?t„*\ tn
» . I
ГТ 421 i
z7 l
; LLp2
7 5 6 4 5
Рис. 1. Схема расположения тепломассомеров:
/ — плоское основание установки с выемками; 2 — образец;
3 — водонепроницаемая пленка; 4, 5 — «сухая» и
«массообменная» секции тепломассомеров; 6 — спай термопары;
7 — эталон
тывать, что величина сухой
составляющей qicl также будет отличаться
от величины qic2. В работе [5]
разность этих величин определяют по
номограмме поправок, для
пользования которой необходимо знать
термическое сопротивление R слоя образца
над секциями.
Чтобы не измерять термическое
сопротивление каждого образца,
лабораторную установку оснастили гибкими
термопарами с толщиной электродов
0,1 мм так, что их спаи
располагались на поверхности против центра
каждой секции. Этими термопарами
измеряли также перепад температур
поверхностей массообменных секций
обоих тепломассомеров. С помощью
электронагревателя, расположенного
под эталонным тепломассомером, этот
перепад можно свести к нулю, тогда
система уравнений A) — B)
пригодна для определения еи.
Используя уравнения Ньютона qicl =
tB — температура поверхности
продукта, эталона и воздуха) и выводы
из работы [5] о том, что
коэффициенты теплоотдачи от сухих
секций к воздуху одинаковы, т. е.
<хп=а/2, получаем расчетное уравнение
для массообменных составляющих
теплового потока:
/rt-fn-feO+e.), C)
где в,- — температурная поправка,
е,«(*„-/в)/(*в-*в).
Теплота испарения гх при
термической обработке продуктов весьма
незначительно отличается от г2, но для
общности рассуждений можно учесть
это отличие в формуле для
определения величины еи и трактовать
последнюю как отношение массообменных
составляющих теплового потока с
поверхности образца qM и эталона
Чихю'
8и = ?м/?мш = /Л//а/ш>
тогда
Яи — <7i20+®i)
<721 — ^22(! +@2>"
D)
Для поддержания равенства
температур tn=t2l использовано
инерционное звено — электронагреватель. Чтобы
иметь возможность непрерывно
определять величину еи в процессе
обработки образца без регулирования
температур, можно сохранить неболь-
45

шую разность температур t}] и tf2l,
возникающую из-за неравенства qu =/=
фц2\- Уравнения массоотдачи при
этих условиях учитывают
неодинаковые движущие силы:
}Ю*кг/(см*)
У = еиЭ1 (Pll—Рв> * /ш = МР21— Рв),
E)
где р,
p2i» Рв — парциальное давление
водяного пара
соответственно при температурах
/,,, /21 и в набегающем
потоке воздуха.
Коэффициенты массоотдачи при
испарении чистой воды с открытой
поверхности |3j и р2, как
показывает анализ известных зависимостей
[3], очень близки друг к другу,
поскольку свойства воздуха в
диапазоне температур от tu до t2l
практически не меняются. Поэтому при
выводе расчетного уравнения для еи
отношение Pj/Рг принимали равным
единице:
• <7п— 9i2(l+®i)
E=W
?21 — <722A+в2)'
F)
где Ч*" — поправка на неравенство
парциальных давлений водяного пара ри и
р2, при tu и f2Ii
^=(Рп-Рв)/(Р21-Рв)
Парциальное давление пара в
набегающем потоке воздуха рв
определяли из таблиц влажного воздуха по
параметрам, полученным с помощью
отсосного термопарного психрометра.
На рис. 2 приведены результаты
обработки на ЭВМ «Мир-2» двух
опытов по определению испарительной
способности мяса. В обоих опытах
использовали образцы молодой нежирной
говядины, толщина поверхностной
пленки которой составляла 2,4 и 2,8 мм,
длина (вдоль потока) 62 и ширина
64 мм.
Опыты проводили в режиме
изотермического испарения при комнатной
температуре, т. е. свели к минимуму
«сухую» составляющую теплового
потока. Скорость воздуха поддерживали
~4 м/с. В качестве эталона
использовали слой ткани (сукно, покрытое
батистом) той же толщины, что и
образец, но имеющий снизу непрерывную
подпитку водой.
Практически одинаковая
чувствительность всех четырех секций обоих
тепломассомеров, их тщательная
градуировка по потокам тепла и массы,
идентичность гидродинамических и
тепловых характеристик набегающего на
46
20 W 60 вО 100 Г, мин
Рис. 2. Изменение по времени испарительной
способности еи и интенсивности испарения /
говяжьего мяса:
1,2 — фактическое значение интенсивности испарения у;
3, 4 — фактическое значение интенсивности испарения у* ,
5,6 — испарительная способность мяса, рассчитанная по
формуле E), т е. приведенная к условиям испарения воды
с поверхности эталона; — — опыт № 1; —
опыт № 2
образец и эталон потока воздуха,
а также принятые меры по
устранению боковых утечек тепла позволяют
оценить максимальную погрешность
измерения: q - 2%, /ш - 4%, 8И 7%.
Анализ рис. 2 показывает, что в
процессе опыта интенсивность
испарения с поверхности эталона
поддерживалась на уровне B,0ч-2,1) • 10 ч
кг/(с»м2), а с поверхности мяса
упала от A,6-^-1,9) • 10 *J до 0,6 • 10 
кг/(с • м2) За первые 40—60 мин
испарительная способность мяса
снизилась резко с 0,8 до 0,35, а затем
плавно до 0,2. На этом, однако,
падение еи не оканчивается. Так, в одном
из опытов, продолжавшихся в течение
6 ч, к концу его величина еи
составила 0,09.
По-видимому, в начальном периоде
снижение еи происходит в результате
испарения поверхностной влаги, а в
дальнейшем — вследствие углубления
зоны испарения. Зона испарения не
достигает нижней границы образца и
после 8 ч обдува воздухом, что
подтверждается органолептически: нижняя
поверхность образца остается такой же
влажной, как и вначале.
Закономерность изменения в
процессе обработки испарительной
способности образцов, взятых от разных
полутуш одинакового возраста и
упитанности, примерно одинакова. Это
свидетельствует о стабильности этой
характеристики. Поскольку это изменение

очень велико — за два часа еи
уменьшилась от 0,8 до 0,2, т. е. в 4 раза,
использование средних значений еи при
расчетах процессов обработки и
хранения может привести к недопустимо
большим погрешностям.
Зная локальные значения еи для
различных продуктов можно уточнить
эти расчеты и выявить резервы
экономии энергии на холодильную
обработку.
Список использованной литературы
1. Ж а дан В. 3. Теплофизические основы
хранения сочного растительного сырья на пище-
WIOiPETEHI
A1) 892146 B1) 2912209/23-06 B2) 19.04.80
3 E1) F 25 В 9/02 E3) 621.574 G2) А. И.
Азаров, С. О. Муратов, А. К. Постоев, В. X. Торба
G1) Одесский технологический институт
холодильной промышленности E4) E7) 1.
ВИХРЕВАЯ ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА, содержа
щая подключенную к источнику сжатого газа
центральную вихревую трубу с оребренным
горячим концом и расположенные от нее на
равных расстояниях периферийные вихревые
трубы, подключенные к ее холодному концу,
причем горячие концы периферийных вихревых труб
имеют выпускные отверстия для охлаждения
выходящим потоком оребрения центральной трубы,
отличающаяся тем, что, с целью повышения
термодинамической эффективности,
периферийные трубы встроены с зазором в оребрение
центральной трубы.
2. Установка по п. 1, отличающаяся тем,
что каждая периферийная труба снабжена
цилиндрическим дросселем с трубчатым хвостовиком,
охватывающим ее горячий конец.
3. Установка по п. 1, отличающаяся тем, что
оребрение выполнено в виде многоугольника,
число углов которого равно числу периферийных
труб, расположенных на линиях, соединяющих
углы многоугольника с его центром.
A1) 901760 B1) 2903749/23-06 B2) 04.04.80
3 E1) F 25 В 1/00 E3) 621.574 G2) А. М. Шат-
равка, А. М. Басен ко, С. Ф. Варзар E4) E7)
ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА, содержащая
установленные в циркуляционном контуре
компрессор с электродвигателем, конденсатор
преимущественно воздушного охлаждения, ресивер
жидкого хладагента, дроссельный вентиль и
испаритель, отличающаяся тем, что, с целью
повышения экономичности, она снабжена
переохладителем жидкого хладагента преимущественно
воздушного охлаждения, включенным в контур
между ресивером и дроссельным вентилем, а
компрессор с электродвигателем размещены в
жидкостном объеме ресивера.
A1) 901764 B1) 2902311/23-06 B2) 03.04.80
3 E1) F 25 В 11/00 E3) 621.574 G2) П. М. Сте-
фаненко, В. И. Шаталов, В. П. Стефаненко,
С. И. Стефаненко E4) E7) ХОЛОДИЛЬНАЯ
УСТАНОВКА, содержащая установленные в
замкнутом циркуляционном контуре турбокомпрессор,
вых предприятиях. М., Пищевая
промышленность, 1976, 240 с.
2. Лыков А. В. Теория сушки. М., Энергия,
1968, 474 с.
3. Нестеренко А. В. Основы
термодинамических расчетов вентиляции и
кондиционирования воздуха. М., Высшая школа,
1971, 460 с.
4. Роговая С. Н., Мнацаканов Г. К.,
Чумак Н. И. К расчету усушки мяса при
его холодильной обработке.— Холодильная
техника, 1979, № 1, с. 40—43.
5. Федоров В. Г. Применение методов тепло-
массометрии при холодильной обработке
пищевых продуктов.— Холодильная техника, 1979,
№ 3, с. 33—38.
6. Чижов Г. Б. Теплофизические процессы в
холодильной технологии. М., Пищевая
промышленность, 1979, 272 с.
конденсатор, дроссельный вентиль и испаритель-
отличающаяся тем, что, с целью повышения
экономичности путем использования в холодное
время года турбокомпрессора для производства
сжатого воздуха, она снабжена подключенными
к контуру после конденсатора магистралью
сжатого воздуха, после турбокомпрессора —
магистралью сброса сжатого воздуха, после
испарителя — воздушным фильтром, и противопомпаж-
ным устройством, включенным между
магистралями сжатого воздуха и его сброса.
A1) 900077 B1) 2547892/29-06 B2) 01.12.77
3 E1) F 24 F 3/16 E3) 697.94 G2) О. Н. Аверков,
В. И. Малов, Н. С. Харечко, Г. С. Куликов,
Ю. П. Хлебников, А. С. Арутюнянц, Н. И. Загри-
вый, О. П. Шмигуль G1) Всесоюзный научно-
исследовательский и проектно-конструкторский
институт по оборудованию для
кондиционирования воздуха и вентиляции E4) E7)
УСТРОЙСТВО ДЛЯ ОЧИСТКИ ВОЗДУХА В
СИСТЕМАХ ВЕНТИЛЯЦИИ И
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ, содержащее корпус с ванной,
заполненной слоем замасливателя и снабженной
шнеком и шламовым колодцем со сливным
патрубком, размещенную в корпусе бесконечную
ленту, натянутую на вращающиеся барабаны,
один из которых опущен в слой замасливателя,
отличающееся тем, что, с целью повышения
эффективности очистки воздуха и
эксплуатационной надежности, оно дополнительно содержит
бак-отстойник, разделенный фильтрующей
перегородкой на чистый и загрязненный отсеки,
последний из которых соединен посредством
трубопровода со сливным патрубком, снабженным
инжектором, сопло которого соединено через
насос, имеющий обводную линию, с чистым
отсеком бака-отстойника и с трубой, введенной
в слой замасливателя между ветвями
бесконечной ленты.
A1) 883622 F1) 819529 B1) 2389988/06 B2)
26.07.76 3 E1) F 25 В 31/00 E3) 621.57.041
G2) А. В. Быков, В. С. Щербаков E4) E7)
СПОСОБ ИСПАРИТЕЛЬНОГО
ОХЛАЖДЕНИЯ ГЕРМЕТИЧНОГО КОМПРЕССОРА
ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ по авт. св.
№ 819529, отличающийся тем, что, с целью
повышения эффективности охлаждения, отбирают
часть жидкого хладагента повышенного давления
и охлаждают им масло в картере
компрессора, а образующиеся при этом пары
хладагента возвращают в нагнетательный тракт
компрессора.
47

обмен опытам
УДК 621.514.54-251.004.67
ВОССТАНОВЛЕНИЕ
РАБОТОСПОСОБНОСТИ
УПЛОТНЕНИЯ ВАЛА ВЕДУЩЕГО
РОТОРА ВИНТОВОГО
КОМПРЕССОРА
Канд. техн. наук В. Л. КОНОВАЛОВ
Всесоюзный институт повышения квалификации
руководящих работников и специалистов
рыбной промышленности
Н. А. СМЕЛКОВ
Калининградская база тралового флота
Все новые крупнотоннажные
траулеры и транспортные рефрижераторы,
строящиеся по заказу Министерства
рыбного хозяйства СССР на
судостроительных заводах нашей страны,
ГДР и ПНР, оснащены холодильными
установками с винтовыми
компрессорами, преимущественно S3-900 и S3-1800
производства народного предприятия
«Кюльаутомат» (ГДР).
К концу 1981 г. многие компрессоры
наработали от 25 до 30 тыс. ч., что
подтвердило в целом их высокую
надежность и долговечность. Тем не менее
были случаи замены узлов
компрессора, имеющих повышенный износ,
например уплотнения вала ведущего
ротора винтового компрессора
(сальника).
Конструкция сальника компрессора
S3-900 показана на рис. 1.
Уплотнение вала одностороннее,
торцового типа. Неподвижное чугунное
контркольцо трения 3 уплотнено
относительно крышки корпуса резиновым
кольцом 2 круглого сечения.
Скользящее по нему подвижное графитовое
кольцо трения 5 уплотнено
относительно вала ведущего ротора
клиновидным радиальным уплотнительным
кольцом 6 из политетрафторэтилена.
Необходимое усилие прижатия
подвижного кольца трения торцового
уплотнения к неподвижному обеспечивается
комплектом пружин 7. Весь пакет
сальника устанавливается на защитной
втулке 10, напрессованной на вал
ведущего ротора. Крутящий момент от
вала ведущего ротора передается
пакету сальника посредством поводкового
кольца 9 через цилиндрические
штифты 12. Сальник компрессора S3-1800
48
имеет идентичную конструкцию и
отличается только размерами.
Уплотняющая способность сальника
при длительной эксплуатации
компрессора ухудшается из-за накопления
между поверхностями уплотнительных
элементов продуктов разложения масла
ХА-30 и механического износа
деталей, а также износа радиально-упор-
ных подшипников, сопровождаемого
осевым смещением вала ведущего
ротора. В результате этого возрастает
нагрузка на пружину сальника и
ускоряется износ колец трения.
По данным предприятия
«Кюльаутомат», если через уплотнения за
рабочий час протекает более 2,4 см3 масла
F капель в 1 мин), и продолжается
это более суток, то необходимо
разобрать сальник и заменить изношенные
детали уплотнения. К деталям с
повышенным износом относятся
графитовое кольцо 5, чугунное контркольцо
3 и уплотнительное кольцо 6.
Чугунное контркольцо 3 при повреждении
его рабочей поверхности достаточно
развернуть на 180°. Притирка колец
трения возможна на притирочной плите,
но так как при ручной обработке
трудно достижима параллельность
поверхностей колец, предпочтительной
является их замена на новые.
Практика показывает,что кольцо
трения и радиальноеклиновидное
уплотнительное кольцо необходимо заменять
уже через 4—5 тыс. ч работы
компрессора. После того как компрессор
Рис. 1. Уплотнение вала ведущего ротора
винтового компрессора S3-900:
/ — крышка; 2 — резиновое уплотнительное кольцо;
3 — чугунное контркольцо трения; 4 — ограничитель;
5 — графитовое кольцо трения; 6 — уплотнительное
кольцо; 7 — пружина; 8 — сепаратор пружин; 9 — поводковое
кольцо; 10 — защитная втулка вала; 11 — вал ведущего
ротора; 12 — цилиндрический штифт

наработал 10—12 тыс. ч, происходит
повторное ухудшение уплотняющей
способности сальника. Замена деталей
с пониженным сроком службы уже не
дает должного эффекта. Основной
причиной ухудшения уплотняющей
способности в данном случае является
образование кольцевой выработки в месте
посадки клиновидного уплотняющего
кольца 6 на защитной втулке 10 вала
ведущего ротора. Защитная втулка
изнашивается из-за того, что
цилиндрические штифты 72, передающие
крутящий момент от вала ведущего
ротора к поводковому кольцу и от
поводкового кольца к пакету сальника,
устанавливаются с зазором, в
результате чего весь пакет сальника имеет
люфт относительно вала ведущего
ротора до 1 мм. Загрязнения и
продукты разложения смазочного масла,
повышенный зазор в радиально-упор-
ных подшипниках также ускоряют
износ защитной втулки. В ряде случаев
ширина выработки на ее поверхности
достигает 4—5 мм при глубине 0,5—
1 мм.
Для замены изношенной защитной
втулки демонтируют компрессор,
полностью разбирают его в заводских
условиях, выпрессовывают изношенную
втулку и устанавливают новую, ,
собирают компрессор и центруют его
с электродвигателем.
Однако такой способ восстановления
защитной втулки требует много
времени и приводит к существенным
материальным затратам.
Особенностью конструкции
компрессоров S3-1800 является то, что
защитная втулка вала ведущего ротора
имеет буртик высотой 3 мм (рис. 2).
Это позволило рационализаторам
Калининградской базы тралового флота
разработать способ замены втулки без
разборки компрессора. Для снятия
защитной втулки 3 применяют съемник
из двух полуколец /2, которые
заводятся во внутреннюю полость секции
всасывания компрессора и плотно
охватывают фланец защитной втулки 3,
обеспечивая тем самым равномерное
распределение нагрузки по периметру
ее торцовой части.
В связи с ограниченным расстоянием
между торцами валов компрессора и
электродвигателя (80 мм) применяют
стяжные шпильки // с регулируемой
длиной. Для напрессовки новой втулки
применяют набор стальных нажимных
Рис. 2. Замена втулки без разборки компрессора
S3-1800:
/ — уплотнительное кольцо; 2 — корпус компрессора;
3 — защитная втулка вала; 4 — вал ведущего ротора;
5 — специальные болты; 6 — конус; 7 — шайба; 8 — стяжной
болт; 9 — вал электродвигателя; 10 — нажимная планка;
// — стяжная шпилька; 12 — полукольцо съемника
колец, внутренний диаметр которых
несколько больше диаметра вала
ведущего ротора. Кольцам через планку
передается усилие нажимного болта.
В отличие от компрессоров S3-1800,
защитная втулка вала ведущего ротора
компрессора S3-900 (а они
преобладают на судах флота рыбной
промышленности) буртика не имеет. В
связи с этим применение съемника для
демонтажа втулки невозможно и
разборка компрессора при замене втулки
неизбежна.
На ряде судов ВРПО «Запрыба»
и «Азчеррыба» освоен метод
восстановления работоспособности
уплотнения вала ведущего ротора
компрессоров S3-900 и S3-1800 без демонтажа
защитной втулки во время рейса.
Сущность метода заключается в
смещении всего пакета сальника вдоль
оси вала в сторону нагнетания. При
этом клиновидное радиальное
уплотнительное кольцо занимает новое
положение относительно втулки, обеспечивая
тем самым необходимую степень
уплотнения.
Сместить пакет сальника вдоль оси
вала можно различными способами.
Заслуживает внимания способ,
применяемый на некоторых судах
Калининградской базы тралового флота.
Поверхность крышки / ведущего ротора
(см. рис. 1) протачивается на 2—5 мм
в зависимости от величины выработки
защитной втулки. На такую же
величину протачивается поводковое
кольцо 9, обеспечивая тем самым
неизменное усилие пружин 7. Во избежание
поломки графитового кольца трения 5
при смещении вдоль оси вала внутрен-
49

няя его' поверхность также
протачивается. Места расточки деталей на
рис. 1 зачернены.
При последующем нарушении
работоспособности уплотнения операция
по смещению сальника вдоль оси вала
может быть повторена. Число смещений
сальника ограничено, т. к. каждый
раз растачиваются крышка ведущего
ротора, поводковое и графитовое
кольца.
УДК 621.5.044.2.004.11 /Л5
ОПЫТ ЭКСПЛУАТАЦИИ
ИСПАРИТЕЛЬНО-ВОЗДУШНОГО
КОНДЕНСАТОРА КИВ-600
В. С. ЛАНЕЦКИЙ
Воронежское производственное
объединение мясной промышленности
В Воронежском производственном
объединении мясной
промышленности разработан и изготовлен ис-
парительно-воздушный конденсатор
КИВ-600 поверхностью охлаждения
600 м2.
Конденсатор (рис. 1) состоит из
форконденсатора поверхностью 74 м2,
батарей конденсатора поверхностью
528 м2, переохладителя поверхностью
5,9 м2, гидрозатвора, оросительного
устройства, водяного насоса ЗК-9, двух
осевых вентиляторов производитель-
/ — оросительное устройство; 2 — вентиляторы; 3 — фор-
конденсатор; 4 — батарея конденсатора; 5 — переохладитель;
6 — гидрозатвор; 7 — водяной насос; 8 — поддон
50
Во время капитального ремонта
компрессора, который проводится
через 30 тыс. ч его работы, заменяют
защитную втулку и все
быстроизнашивающиеся детали, устанавливают
поводковое кольцо 9 номинального
размера, а под крышку / подкладывают
прокладку, толщина которой равна
величине произведенной ранее расточки.
ностью по 20 тыс. м3/ч каждый и
поддона. Теплопередающая поверхность
конденсатора выполнена из оребренных
труб диаметром 57x3,5 мм, шаг ребер
20—30 мм. В настоящее время
разработан и находится в стадии
изготовления конденсатор из оребренных
труб диаметром 38x3 мм.
Конденсатор КИВ-600 предназначен
для работы в двух режимах —
испарительном и воздушном.
При температуре наружного воздуха
выше 10°С он работает в
испарительном режиме с орошением
поверхности охлаждающей водой. Оребренные
трубы образуют развитую поверхность,
на которой вода интенсивно испаряется
и охлаждается. Таким образом,
батарея выполняет роль пленочной
градирни, в результате температура воды
падает до более низкого значения,
чем в испарительном конденсаторе,
и температура конденсации значительно
снижается.
При температуре воздуха ниже 10°С
оросительное устройство отключают, но
вентиляторы остаются включенными.
При температуре воздуха 0°С и ниже
конденсатор работает в воздушном
режиме с частично или полностью
выключенными вентиляторами, т. е.
с естественной циркуляцией воздуха.
В существующих испарительных
конденсаторах хладагент конденсируется
в орошаемой части конденсатора,
представляющей собой набор змееви-
ковых батарей. Неконденсирующиеся
газы поступают в нижнюю часть змее-
виковых батарей, откуда их выпуск
крайне затруднен. В конденсаторе
КИВ-600 орошаемая часть
представляет собой набор коллекторных
батарей (рис. 2), причем с одной стороны
имеются три малых разобщенных
коллектора, а с другой — один общий.
Хладагент из форконденсатора направ-

и —
J-—-J.
*-^|
'\J
/III ¦* ~—
— IIIO
III
/T\ /i\ Лч /14 л\
III
III
1 III
1'
О
MIL
III
llll
(}
У
III
III"
III
;'"V
Хладагент из
у(омпрессороб
N
1 г4
i—~\~
У
?
К
bV
Г7
' ^
Г
\ffo3dyx б боз-
Хдухоотдели -
\тель
шидкий хлад-
щ агент б реси-
бер
Рис. 2. Схема секции испарительно-воздушного
конденсатора:
/ — переохладитель; 2 — общий коллектор батареи; 5 —
батарея конденсатора; 4 — форконденсатор; 5 — малые
коллекторы батареи; 6 — воздухоспускные вентили; 7 —
гидрозатвор
ляется в средний малый коллектор,
затем по оребренным трубам попадает
в общий коллектор и далее — в малые
крайние коллекторы. Таким образом,
конденсация происходит во всей
коллекторной батарее. Неконденсирующиеся
газы движутся вместе с хладагентом
и постепенно скапливаются в малых
крайних коллекторах. Оттуда через
один из вентилей 6 (в зависимости
от режима работы) паровоздушная
смесь подается в воздухоотделитель для
разделения и выпуска воздуха.
Из испарительных конденсаторов
жидкий хладагент поступает в
линейный ресивер, не переохлаждаясь,
с температурой, близкой к
температуре конденсации. Из конденсатора
КИВ-600 (см. рис. 2) жидкий
хладагент направляется в переохладитель,
расположенный в поддоне под водой.
Благодаря установке гидрозатвора
предотвращается прорыв газообразного
хладагента в переохладитель и все
его сечение заполняется только жидким
хладагентом. При испытаниях
конденсатора КИВ-600 на Воронежском
мясокомбинате установили его фактическую
производительность при различных
режимах работы.
Тепловую нагрузку определяли по
заводским графикам холодопроизво-
дительности и потребляемой мощности
установленных компрессоров.
Производительность конденсатора в
испарительном режиме работы при
температурах конденсации 35 и влажного
термометра 18°С составляла 506 кВт,
в воздушном режиме при
температуре окружающего воздуха 10° С —
384 кВт.
В испытываемом конденсаторе были
неплотности между батареями
конденсатора и обшивкой, поэтому
фактическая производительность его после
устранения недоделок будет выше.
Установлено, что применение только
одного конденсатора КИВ-600 на
Воронежском мясокомбинате дает
экономию в год электроэнергии
49 160 кВт • ч и воды 45 640 м3.
В денежном выражении годовой
экономический эффект от внедрения
одного конденсатора КИВ-600 составит
около 12 тыс. руб.
В настоящее время на
мясокомбинате эксплуатируется пять испари-
тельно-воздушных конденсаторов,
монтируется три, изготавливается два.
Общий экономический эффект от
внедрения конденсаторов КИВ-600 на
Воронежском мясокомбинате составит
120 тыс. руб/год. Фактически
экономический эффект будет выше, так как
при расчетах не учтены:
снижение температуры конденсации
по сравнению с ее значением при
работе с существующими кожухо-
трубными конденсаторами и
охлаждением воды в брызгальном бассейне;
снижение температуры охлаждаемой
воды вследствие ее испарения на
развитой оребренной поверхности труб,
а следовательно, и температуры
конденсации по сравнению с ее
значением при работе с испарительными
конденсаторами;
возможность работы конденсаторов
при температуре наружного воздуха
ниже 0°С с частично или полностью
выключенными вентиляторами, т. е.
с естественной циркуляцией воздуха.
Изложенные факторы позволят
дополнительно сэкономить
электроэнергию. Благодаря применению магнитной
обработки воды накипь на теплооб-
менной поверхности образуется очень
незначительная. За три года
эксплуатации конденсатора необходимость в
очистке не возникала.
Применение конденсаторов КИВ-600
наиболее эффективно для районов
с более низкой среднегодовой
температурой и относительной влажностью
наружного воздуха, чем в Воронеже,
а также для районов с острой
нехваткой воды.
51

УДК 637.5.037.004.162@83.74) :637.514.9.037.
004.162@83.74)
НОРМЫ УСУШКИ МЯСА
И СУБПРОДУКТОВ В БЛОКАХ,
УПАКОВАННЫХ В ПОЛИМЕРНЫЕ
ПЛЕНКИ, ПРИ ЗАМОРАЖИВАНИИ
В МОРОЗИЛЬНЫХ КАМЕРАХ
холодильников
3. И. ЖОКИНА,
канд. техн. наук
В. Н. КОРЕШКОВ,
канд. техн. наук
В. В. ГУСЛЯННИКОВ
ВНИКТИхолодпром
С 1 октября 1981 г. введены в действие
разработанные для предприятий мясной
промышленности нормы усушки мяса и субпродуктов в
блоках, упакованных в полимерные пленки, при
замораживании в камерах холодильников.
До этого времени нормы усушки на эти
продукты при замораживании в полимерной пленке
отсутствовали, а литературных данных о
влиянии различных факторов на величину потерь
массы упакованных продуктов было недостаточно
для разработки норм без соответствующей
экспериментальной проверки.
Утвержденные нормы являются контрольными,
предельно допустимыми и применяются для
оценки фактически выявленных потерь.
Нормы разработаны ВНИКТИхолодпромом
и его Северо-Кавказским отделением на
основе экспериментальных исследований потерь
массы мяса и субпродуктов в зависимости от
вида продукции, термического состояния перед
замораживанием, вида пленки, способа упаковки
и условий замораживания.
Опыты проводили в морозильных камерах,
оборудованных стеллажными и пристенными
приборами охлаждения, на Ивано-Франковском и
Усть-Лабинском мясокомбинатах, в камерах со
стеллажными приборами охлаждения на
Кировоградском и Московском мясокомбинатах и в
морозильных камерах туннельного типа,
оборудованных воздухоохладителями, на Полоцком
мясокомбинате.
Мясо разных видов и субпродукты в блоках,
упакованные в различные полимерные пленки,
замораживали в металлических и полимерных
тазиках-формах при паспортной температуре
воздуха —23-^—35°С и его естественной и
принудительной циркуляции в соответствии с
требованиями действующих технологических
инструкций по охлаждению, замораживанию,
размораживанию и хранению на предприятиях
мясной промышленности и ОСТ 4966—74 «Блоки
из жилованного мяса и субпродуктов
замороженные».
В опытах замораживали жилованную
говядину, свинину, баранину всех сортов,
выработанные из остывшего и охлажденного мяса, а
также из мяса с температурой выше 12°С;
субпродукты мякотные и слизистые после
технологической обработки, промывания и стекания
воды, а также охлажденные до температуры
0—4°С.
Для упаковки использовали обертки из
пленки «повиден» (ТУ—6—01 —1086—76) и
полиэтиленовой (ГОСТ 10 354—73), пакеты из
пленки «повиден» (ТУ—6—01 —1067—76),
комбинированного материала (ГОСТ 19 350—74),
полиэтиленовой пленки и ламинированной бумаги.
Всего было проведено 426 опытов.
Заморожено около 80 т продукции.
В связи с тем, что при замораживании
мяса в различных полимерных пленках (оберУки
и пакеты из полиэтилена, «повидена» и
комбинированного материала) не было выявлено
существенных различий в потерях массы, нормы
усушки установлены едиными независимо от вида
пленки и способа упаковки.
Ниже приведены нормы усушки мяса в
блоках, упакованных в полимерные пленки, при
замораживании в камерах холодильника.
Величина потерь указана в процентах к массе нетто:
Говядина, баранина жилованные всех
сортов, выработанные из остывшего и
охлажденного мяса 0,30
Вырезка остывшая и охлажденная 0,30
Свинина жилованная всех сортов,
выработанная из остывшего и охлажденного
мяса 0,20
Говядина, баранина жилованные всех
сортов и вырезка, выработанные из мяса
с температурой выше 12°С 0,39
Свинина жилованная всех сортов,
выработанная из мяса с температурой выше
12°С 0,26
Учет потерь по массе нетто обусловлен тем,
что при замораживании под пленкой и на
поверхности продукта скапливается значительное
количество снега и льда (так называемые
«внутренние потери»), а потери продукта по массе
брутто (масса продукта вместе с индивидуальной
упаковкой) были крайне малы.
Нормы установлены едиными для
жилованного мяса, выработанного из остывшего и
охлажденного сырья, так как при замораживании не
выявлено различий в потерях его массы. Для
жилованного мяса, выработанного из сырья с
температурой выше 12°С, нормы усушки на
30% больше. В соответствии с
экспериментальными данными при замораживании жилованной
свинины всех сортов нормы усушки
предусмотрены на 34% меньше, чем при замораживании
говядины и баранины.
Нормы усушки субпродуктов, так же как и для
мяса, дифференцированы в зависимости от вида
продукта и его термического состояния
перед замораживанием и даны в процентах к
массе нетто:
Субпродукты мякотные, кроме сердца и
вымени, и слизистые
после технологической обработки 0,40
охлажденные 0,35
Сердце, вымя
после технологической обработки 0,55
охлажденные 0,45
Для сердца и вымени нормы выделены,
поскольку у них были обнаружены наибольшие
потери при замораживании и особенно после
технологической обработки.
Для субпродуктов, упакованных в обертки
и пакеты из полиэтиленовой пленки, пленки
«повиден» и комбинированного материала, нормы
едины.
При замораживании жилованного мяса и мя-
52

котных субпродуктов всех видов в блоках,
упакованных в ламинированную бумагу, нормы
усушки установлены в размере 0,60%.
Поскольку анализ потерь массы мяса и
субпродуктов в блоках, упакованных в полимерные
пленки, не выявил зависимости их от условий
замораживания, нормы усушки разработаны без
учета температурного фактора.
Нормы усушки при замораживании мяса и
КРИТИКА
1 БИБЛИОГРАФИЯ
УДК [621.57/.59:628.84] @75) @49.32)
ПОЛЕЗНОЕ ПОСОБИЕ
Лэнгли Б. К. Холодильная техника
и кондиционирование воздуха.
Пер. с англ. М. Б. Розенберга, под ред.
Л. Г. Каплана. М., Легкая и пищевая
промышленность, 1981, 10 000 экз.,
2 р. 60 к.
Рецензируемая книга «Холодильная техника
и кондиционирование воздуха» представляет
несколько сокращенный перевод изданного в США
в 1978 г. учебного пособия для колледжей,
готовящих механиков и техников по монтажу и
эксплуатации холодильного оборудования. В
книге в основном рассмотрены малые холодильные
установки, широко применяемые на предприятиях
торговли и общественного питания, на
транспорте, в сельском хозяйстве и быту, а также
описаны основные элементы холодильных машин
и их взаимосвязь в процессе работы, даны
рекомендации по монтажу, ремонту и эксплуатации.
В переводном издании имеется 14 глав (в
оригинале — 18).
В книге четко выражена практическая направ-'
ленность материала. Например, рассмотрение
замкнутого контура циркуляции хладагента в па-
рокомпрессионной холодильной машине
сопровождается наглядным пояснением физических
процессов, проходящих в компрессоре,
испарителе, конденсаторе, регулирующем вентиле. При
ознакомлении с конструкциями и принципом
действия холодильных компрессоров различных
типов основное внимание уделено узлам
(клапанам, системам смазки, уплотнениям валов),
требующим наиболее частого вмешательства
механиков, обслуживающих холодильные машины.
В главе, посвященной конденсаторам,
приведены их схема и описание
автоматизированных систем, не допускающих снижения давления
конденсации (при охлаждении воздухом) ниже
определенного уровня, что необходимо для
обеспечения работоспособности холодильной
установки в холодное время года. Среди них наиболее
распространены системы, основанные на
частичном подтоплении конденсаторов, ведущем к
уменьшению их активной теплообменной
поверхности. Полезны рекомендации по
температурным напорам для конденсаторов
различного типа, сведения о влиянии
неконденсирующихся газов в хладагенте и различных
загрязнений на ухудшение теплообмена.
субпродуктов в блоках, упакованных в
полимерные пленки, в 2—3 раза меньше, чем при
замораживании этих продуктов без упаковки.
Введение в действие разработанных норм для
продукции, упакованной в полимерные пленки,
будет способствовать уменьшению потерь ее
массы и позволит получить экономический эффект
на 1 т жилованного мяса в размере 8,4 руб.
и субпродуктов — 3,9 руб.
В главе об испарителях помещены
интересные данные о влиянии на теплопередачу
снеговой шубы и методах ее оттаивания.
Наряду с описанием различных схем
автоматического регулирования подачи жидкого
хладагента в испарители, из которых наиболее
подробно рассматриваются схемы с терморегулирую-
щими вентилями (ТРВ), приведен также
термодинамический цикл парокомпрессионной
холодильной машины. Это представляется удачным,
поскольку по ходу изложения читатель уже
знаком с основными элементами машины. Здесь же
приведены схемы и описание работы ТРВ
различных типов и конструкций, в том числе с
устройством для поддержания давления кипения в
испарителе не выше заданного уровня и
термоэлектрических ТРВ, управляемых термисторами,
помещенными в потоке всасываемого пара.
Полезны рекомендации по схемам установки термо-
регулирующих вентилей и их термобаллонов на
всасывающих трубопроводах и по схемам
прокладки трубопроводов для случаев параллельной
работы нескольких испарителей с общим
компрессором. Большую практическую ценность имеют
рекомендации и номограммы для подбора
диаметров и длин капиллярных трубок, используемых в
качестве регулирующего вентиля, для машин,
работающих на хладагентах R12, R22 и R502.
В конце главы помещена таблица возможных
неполадок в установках с ТРВ и рекомендуемых
способов их устранения. Подобные таблицы
имеются --и в других главах, например
посвященных торговому, и бытовому холодильному
оборудованию.
В главе, рассматривающей вспомогательную
аппаратуру, интересны отделители жидкости для
малых холодильных установок, гасители
вибраций, глушители. Она содержит необходимые для
механиков-холодильщиков сведения об
электрооборудовании для малых холодильных установок,
приборах регулирования и контроля, а также
приборах для обнаружения утечки фреона и
диагностики холодильных компрессоров и агрегатов.
Наибольший объем в книге занимают разделы,
относящиеся к бытовому и торговому
холодильному оборудованию, установкам
кондиционирования воздуха. В этих разделах большую
практическую ценность представляют рекомендации
по устройству трубопроводов, обеспечивающему
рециркуляцию масла в системе, номограммы для
определения диаметров вертикальных участков
линий нагнетания и всасывания для
хладагентов R12, R22 и R502. Даны также
рекомендации по выбору скоростей хладагента в
жидкостных и паровых горизонтальных трубопроводах.
Интересны схемы оттаивания испарителей,
регулирования производительности холодильных
установок (в том числе низкотемпературных
двухступенчатого сжатия), а также относящегося
к ним электрооборудования.
Значительный интерес представляют
описания, схемы и конструкции установок для
кондиционирования воздуха в автомобилях. Эти уста-
53

новки малогабаритны, имеют оригинальные
конструкции теплообменных аппаратов,
высокооборотных компрессоров и приборов
автоматического регулирования.
Книга имеет хорошо подобранный
терминологический словарь с четкими определениями,
а также предметный указатель.
В конце глав приведены рекомендации по
технике безопасности, даны основные
определения и выводы, задачи и вопросы для
самоконтроля. Последние особенно ценны для
самостоятельно изучающих.
Книга хорошо иллюстрирована, изложение ее
лаконично и легко усваивается. Перевод сделан
высококвалифицированно. Небольшой упрек
переводчику и редактору можно высказать лишь
в несколько излишней близости к языку
оригинала. В ряде случаев английские термины
оставлены без изменения, хотя у нас приняты другие
эквивалентные термины. Например
«интенсивность потока» вместо принятого у нас термина
«скорость», «скорость потока», оставлено
«давление масла нетто» вместо «избыточное давление
масла» и т. п. На с. 71 неудачно дано
определение «вращающийся» сальник, поскольку в
подобных сальниках имеются и вращающиеся и
неподвижные уплотнительные элементы. В ряде
случаев следовало бы при переводе в единицы
В НТО „
ПИЩЕВОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ
УДК 06.052
ЗАДАЧИ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОГО
ОБЩЕСТВА ПИЩЕВОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ,
ВЫТЕКАЮЩИЕ ИЗ РЕЧИ
ГЕНЕРАЛЬНОГО СЕКРЕТАРЯ
ЦК КПСС,
ПРЕДСЕДАТЕЛЯ ПРЕЗИДИУМА
ВЕРХОВНОГО СОВЕТА СССР
ТОВАРИЩА Л. И. БРЕЖНЕВА
НА XVII СЪЕЗДЕ
ПРОФЕССИОНАЛЬНЫХ СОЮЗОВ
СССР И РЕШЕНИЙ СЪЕЗДА
Этой теме было посвящено расширенное
заседание Президиума Центрального правления
НТО пищевой промышленности. Был заслушан
доклад делегата XVII съезда профсоюзов СССР,
председателя Центрального правления Научно-
технического общества пищевой промышленности
проф. Л. Я. Ауэрмана. Докладчик отметил, что
XVII съезд профессиональных союзов СССР,
состоявшийся в марте текущего года в Москве,
явился крупным политическим событием в жизни
страны.
Как боевую программу действий восприняли
делегаты съезда призыв Генерального секретаря
ЦК КПСС, Председателя Президиума
Верховного Совета СССР товарища Леонида Ильича
системы СИ, там, где даются рекомендации,
вводить округления, например до 0,5-f- 1°C.
При издании книги в нее были включены
не все главы. Сожаление вызывает отсутствие
первой главы оригинала, в которой были хорошо
изложены основные понятия физики, и особенно
последней главы, посвященной использованию
солнечной энергии в сочетании с тепловым
насосом, что является одним из интенсивно
развивающихся в последнее время технических
направлений.
Настоящее издание представляет
значительный интерес для широкого круга специалистов,
непосредственно работающих в данной области,
ведущих профессиональное обучение и подготовку
учебной литературы, а также проектировщиков
холодильных установок. Содержащийся в книге
в большом количестве справочный материал,
в том числе по вопросам, недостаточно
освещенным в нашей литературе, делает ее полезным
руководством.
Содержание книги значительно отличается от
имеющихся у нас учебников для механиков и
техников большим объемом сведений,
необходимых при монтаже, ремонте и техническом
обслуживании холодильного оборудования.
Канд. техн. наук Б. Л. ЦИРЛИН,
ВНИИхолодмаш
Брежнева быстрее, энергичнее перестраивать
работу профсоюзных организаций применительно к
требованиям сегодняшнего дня, смелее
заниматься экономическими и социальными проблемами,
шире опираться на данные науки, непрерывно
повышать квалификацию своего актива.
Председатель ВЦСПС товарищ С. А. Шалаев
в отчетном докладе подчеркнул, что профсоюзы,
объединяющие 130 млн. трудящихся страны,
направляют усилия прежде всего на подъем
социалистической экономики, дальнейший рост
благосостояния советских людей на основе
устойчивого поступательного развития народного
хозяйства, ускорения научно-технического
прогресса и перевода экономики на интенсивный путь
развития, более рационального использования
производственного потенциала страны, всемерной
экономии всех видов ресурсов и улучшения
качества работы.
В докладе была высказана критика, в том
числе и в адрес научно-технических обществ.
Отмечено, в частности, что за внушительными
цифрами членства НТО и сумм экономии
скрываются порой слабая целеустремленность в ра- •*
боте, плохая ее координация, мелкотемье. Ре- 1
зультаты деятельности многих организаций НТО
все еще измеряются в основном количеством
принятых рекомендаций, числом проведенных
смотров, конкурсов, конференций, а не конкретным
вкладом в выполнение планов новой техники,
в решение актуальных научно-технических
проблем. Не всегда также происходит активизация
работы советов первичных организаций НТО при
передаче им функций
производственно-технических советов предприятий.
XVII съезд профсоюзов СССР обязал научно-
технические общества активнее развивать научно-
техническое творчество трудящихся,
поддерживать инициативу научных,
инженерно-технических работников в решении проблем
совершенствования и интенсификации производства,
улучшения качества продукции; принимать актив-
54

электроэнергии и способствует более
экономичному применению машинного охлаждения.
Комбинированное хладоснабжение особенно
перспективно для подземных холодильников в
развивающихся северных и северо-восточных
районах СССР в целях круглогодичного
обеспечения населения скоропортящимися продуктами
(мясо, птица, рыба, масло, фрукты, овощи и др.).
В таких холодильниках, расположенных в склоне
рельефа местности (гора, сопка и т. п.),
с уровнем пола на отметке грузовой платформы,
можно поддерживать в относительно теплое
время года стабильные режимы хранения
продуктов при сохранении их качества и снижении
потерь.
Руководитель Кунгурского стационара УНЦ
АН СССР д-р техн. наук В. С. Лукин орга-
новости
иностмнной
ТЕХНИКИ
УДК 621.57.041-213.4.044.
ПРИМЕНЕНИЕ ВОЗДУШНЫХ
КОНДЕНСАТОРОВ В СИСТЕМАХ
ЦЕНТРАЛИЗОВАННОГО
ХЛАДОСНАБЖЕНИЯ МАГАЗИНОВ
ТИПА «УНИВЕРСАМ»
Канд. техн. наук В. М. ШАВРА, канд. техн. наук
С. Р. ГОПИН, В. А. СОБОЛЕВ, Ю. Б. ПРЖЕ-
ТИШЕВСКИЙ
В' последние 10—15 лет широкое
распространение получили в магазинах
самообслуживания тигёа «Универсам» централизованные
системы хладоснабжения торгового холодильного
оборудования. В таких системах обычно
используют бессальниковые или сальниковые
компрессоры холодопроизводительностью около 5 кВт.
В 60—70 гг. в этих системах применяли
водяные проточные конденсаторы. Позднее стали
использовать оборотное охлаждение воды в
открытых градирнях или поверхностных водоохла-
дителях, а в последнее время за рубежом [1]
в связи с острым дефицитом воды и термической
перегруженностью рек и водоемов наблюдается
тенденция перехода к воздушным конденсаторам.
Опыт эксплуатации [1] показывает, что такие
системы по сравнению с, системами с водяным
охлаждением конденсаторе имеют не только
более низкую начальную* Стоимость и меньшие
эксплуатационные расходы, но также более
просты в обслуживании. Все это способствовало
тому, что в настоящее время появились крупные
торговые холодильные установки с воздушными
конденсаторами, которые еще 10 лет назад
считались нереальными. Широкому применению
установок с воздушными конденсаторами
способствовал также их экспорт в страны с
ограниченными водными ресурсами.
Такие установки особенно удобда для
магазинов общей площадью более J000 м2. При
их холодопроизводительности 20—25 кВт
необходим такой расход воды, который в условиях су-
низовал экскурсию для участников конференции
в экспериментальную подземную холодильную
камеру объемом около 40 м3 для
круглогодичного хранения овощей, в которой
поддерживается пониженная температура благодаря
использованию зимнего холода, накопленного в
окружающей камеру горной породе.
К конференции были подготовлены и изданы
тезисы докладов. В настоящее время
подготавливается издание сборника докладов.
В принятых конференцией решениях
отмечена целесообразность разработки проектов и
строительства в северных районах страны
опытных холодильников на основе проектных
предложений ВНИКТИхолодпрома и проведения
в дальнейшем их испытаний.
шествующего водоснабжения городов приводит
к значительным затруднениям.
В настоящее время ряд крупных фирм,
производящих комплектное холодильное оборудование
для магазинов «Универсам»,— «Детройт»
(Италия), «Костан» (Италия), «Линде» (ФРГ)
и др.— используют только системы с воздушными
конденсаторами, установленными на общей с
компрессорами раме в машинном отделении
(рис. 1, 2), или выносными (рис. 3).
Несмотря на значительные преимущества
воздушных конденсаторов, их эксплуатация
выдвигает ряд проблем [1]. Прежде всего — это
зависимость от температуры окружающего воздуха,
приводящая к более высокой температуре
конденсации в жаркое летнее время и, следовательно,
к соответствующему более высокому
энергопотреблению. Кроме того, из-за сравнительно
больших габаритных размеров воздушного
конденсатора по сравнению с водяным нельзя
получить компактную холодильную машину.
При размещении воздушного конденсатора в
машинном отделении необходимо создавать
специальную приточно-вытяжную вентиляцию с
воздуховодами внутри здания, что связано с
дополнительными материальными и трудовыми
затратами. Это и обусловливает в большинстве
случаев применение выносных (крышных)
конденсаторов, которые полностью исключают
вышеуказанные затраты.
В .южных районах для снижения давления
конденсации иногда распыляют воду на
поверхности воздушного конденсатора либо используют
комбинированное (водяное и воздушное)
охлаждение.
Тем не менее ряд зарубежных фирм — «Тай-
сей» (Япония), «Контардо» (Италии), «Дельта
Р. А.» (Англия) и др.— значительно расширили
выпуск выносных воздушных конденсаторов с
поверхностью 15—900 м2 [2, 3]. Конденсаторы
обычно трубчато-ребристые, выполненные из
медных труб и алюминиевых ребер, с шагом не
менее 2—2,5 мм. Так как удельная
установленная мощность электродвигателей
вентиляторов для конденсаторов поверхностью 15—920 м2
составляет в среднем 0,002—0,008 кВт/м2, то
электродвигатель вентилятора обычно
располагают на выходе воздуха из конденсатора. Это
обеспечивает более равномерный обдув всей
поверхности конденсатора, и, кроме того, тепло,
выделяемое электродвигателем, не влияет на
процесс конденсации. В большинстве случаев
применяются осевые вентиляторы и только там, где
размещение воздушного конденсатора в машин-
57

.. 71
1
ll
J9**
Ш
J д
N
ГС
J"JZ7
W
294
P— 1
J
y\
1 1 1 1
J IS
*4
f
h ^
l t
h \
N
Рис. 1. Компоновка агрегатов
фирмы «Костан» (Италия):
/ — вентиляторный узел; 2 — щит
электроприборов; 3 — конденсатор; 4 —
бессальниковый компрессор; 5 — ресивер;
6 — рама
Рис. 2. Компоновка компрессор-конденсаторных
агрегатов фирмы «Детройт» (Италия):
/ — рама; 2 — фильтр; 3 — жидкостный запорный вентиль;
4 — ресивер; 5 — компрессор; 6 — вентилятор для охлаждения
компрессора; 7 — всасывающий коллектор; 8 — вентиляторы;
9 — всасывающая линия от испарительной системы; 10 —
конденсатор; // — жидкостная линия к испарительной системе;
12 — щит электроприборов; 13 — осушитель
Рис. 3. Расположение агрегатов фирмы «Детройт»
(Италия) с выносным (крышным) конденсатором:
/ — машинное отделение; 2 — воздушный выносной
конденсатор; 3 — щит электроприборов; 4 — холодильные
агрегаты
58

ном отделении неизбежно, устанавливают
центробежные вентиляторы, однако это увеличивает
стоимость установки и эксплуатационные
расходы.
Предпочтение отдают конденсаторам не с
несколькими осевыми вентиляторами,
отключаемыми и включаемыми в зависимости от
тепловой нагрузки, а с минимальным количеством
вентиляторов с регулируемым числом оборотов.
Отключение отдельных вентиляторов ведет к
ступенчатому снижению потребляемой мощности,
недостаточно эффективному использованию всей
поверхности теплообмена, на которую при
уменьшенной нагрузке лишь частично попадает
охлаждающий воздух, и незначительному снижению
уровня шума.
В конденсаторах с регулируемым числом
оборотов в результате переключения полюсов
потребляемая мощность при половинном числе
оборотов (с ограничением соответствующего КПД)
уменьшается согласно закону
пропорциональности в третьей степени, при этом
обеспечивается значительное снижение шума. Указанные
преимущества этого конденсатора расширяют
диапазон его применения, особенно на
предприятиях, находящихся вблизи жилых зданий.
Зарубежная практика [1] и накопленный опыт
эксплуатации показывают, что такой вид
регулирования работы конденсатора является
оптимальным при установке его на открытом
воздухе и использовании осевых вентиляторов с
электродвигателями, имеющими переключение числа
полюсов и передаточное отношение 2:1.
В табл. 1 приведены сравнительные данные
фирмы «Ханс Понтер» (ФРГ) [1] для
различных конденсаторов производительностью 150 кВт
при температуре конденсации 48°С,
предназначенных для установок кондиционирования
воздуха крупных магазинов.
Некоторые проблемы возникают при работе
холодильных установок с выносными воздушными
конденсаторами в зимнее время года, .когда
температура окружающего воздуха опускается ниже
0°С. Как известно, снижение температуры
конденсации положительно отражается на
энергетическом балансе холодильной машины. Однако
нижний предел давления в конденсаторе
ограничивается работоспособностью терморегулирую-
щего вентиля (ТРВ), так как при малой
разности давлений конденсации и кипения ТРВ не
может обеспечить достаточного заполнения
испарителя хладагентом. Это приводит к
недопустимому понижению давления кипения. Для
поддержания температуры конденсации в зимнее
время в диапазоне 35—40°С применяются
следующие способы.
— Регулирование скорости вращения
вентилятора. Плавное регулирование скорости враще-
Таблица 1
Показатели
Конструкция
вентилятора
Количество
вентиляторов, шт.
Электродвигатель
Регулирование
Расход воздуха, м3/с
Температура воздуха,
°С
Потребляемая
мощность, кВт
Уровень звуковой
мощности на
расстоянии 5 м, дБ(А)
Поверхность, м2
Масса, кг
Габаритные размеры,
мм
Относительная
стоимость
Типоразмер
А1
А2
A3
Осевой
2
С переключением
полюсов
Полное
число

оборотов
13,3
32
4
65

Половинное
число

оборотов
6,7
24
1
50
454
500
3400X1200X1200
1,06
Без
переключения полюсов
2
работающих

вентилятора
13,3
32
4
65
1
работающий

вентилятор
6,7
24
2
62
454
500
3400X1200X1200
1,0
3
-
Центробежный
1
С переключением полюсов
Полное
число

оборотов
12,2
32
3
58

Половинное
число

оборотов
6,1
24
1
45
687
800
5100X1200X1200
1,61
Полное
число

оборотов
11,1
32
5
74

Половинное
число

оборотов
5,05
19
1
59
525
1000
2200X1900X1800
1,72
59

ния вентилятора с помощью тиристориых
двигателей применют очень редко и только при
небольшой установленной мощности (до 1 кВт),
Чаще используют ступенчатое регулирование с
переключением числа полюсов двигателей, например
1500/750 мин, 1000/500 мин Л или включением
отдельных двигателей вентиляторов в
зависимости от давления в конденсаторе или от
температуры воздуха.
— Дросселирование потока воздуха на входе
в конденсатор. Встроенная на пути движения
потока воздуха жалюзийная заслонка
дросселирует поток воздуха в -зависимости от
давления или температуры конденсации. Это довольно
распространенный способ. Заслонка, однако,
создает дополнительное гидравлическое
сопротивление, преодоление которого трудно для
низконапорного осевого вентилятора с пологой
характеристикой, что приводит к снижению
его КПД.
— Изменение активной теплопередающей
поверхности конденсатора за счет его
подтапливания. При максимальной тепловой нагрузке, в
конденсаторе почти нет жидкости и вся его тепло-
обменная поверхность служит для конденсации.
При пониженной тепловой нагрузке или низкой
температуре воздуха встроенный в жидкостный
трубопровод регулирующий клапан перекрывает
поток жидкого хладагента, и происходит
подтапливание такой части внутренней
поверхности теплообмена, которая необходима для
поддержания заданного давления конденсации. При
этом способе необходим ресивер большего объема,
а также увеличенная заправка системы
хладагентом во избежание опустошения ресивера.
Обычно, при необходимости эксплуатировать
холодильную машину в течение всего года,
регулирование давления конденсации с помощью
вентиляторов сочетают с одним из описанных
выше способов. Большинство фирм отдает
предпочтение регулированию изменением числа
оборотов вентилятора, так как по сравнению с
другими способами он наиболее экономичен и
обеспечивает относительно невысокий уровень шума.
Трудности при эксплуатации таких систем
возникают в зимнее время при цикличной работе
компрессоров, а также при первоначальном пуске
их из «холодного» состояния.
При остановке одного или нескольких
компрессоров и температуре наружного воздуха
ниже температуры в испарителе хладагент
перемещается к конденсатору — как к самому
холодному аппарату в установке. При последующем
пуске давление в конденсаторе становится ниже
давления в испарителе, при этом через термо-
регулирующий вентиль хладагент в испаритель
не попадает и происходит падение давления на
всасывании в компрессор.
Чтобы решить эту проблему [1], применяют
специальное устройство пуска из «холодного»
состояния (рис. 4). В устройстве предусмотрен
изолированный вспомогательный ресивер 11 с
электрообогрсвом, обеспечивающим поддержание
температуры хладагента около 30°С.
При пуске машины соленоидный клапан 10
открывается. Накопленный во вспомогательном
ресивере теплый хладагент попадает, минуя ТРВ,
в испаритель, давление в котором повышается,
благодаря чему создаются нормальные условия
'•для работы компрессора. При этом становится
возможным повысить давление в конденсаторе
до заданной величины, при которой начинает
эффективно работать клапан регулирования
давления 2.
Когда давление конденсации стабилизируется,
60;
~Д-г*
Рис. 4. Схема холодильной машины с устройством
пуска машины из «холодного» состояния:
/ — основной ресивер; 2 — клапан регулирования давления
(подпора); 3 — конденсатор; 4 — компрессор; 5, 8, 10 —
соленоидные клапаны; 6 — испаритель; 7 — терморегулирую-
щий вентиль; 9 — обратный клапан; // — вспомогательный
ресивер
вспомогательный ресивер // опустошается,
соленоидные клапаны 8 и 10 закрываются,
соленоидный клапан 5 открывается, и жидкий хладагент
из основного ресивера / поступает к термо-
регулирующему вентилю 7, работающему в
нормальном режиме.
Перед остановкой компрессора соленоидные
клапаны 5 и 10 закрываются, а соленоидный
клапан 8 открывается, жидкий хладагент из
основного ресивера / поступает во
вспомогательный ресивер 11 до тех пор, пока он не
заполнится. Обратный клапан 9 препятствует
обратному перетеканию жидкости. Основной
ресивер / должен иметь достаточный объем для
обеспечения требуемого количества хладагента для
регулирования подтопления конденсатора 3 и
пуска машины из «холодного» состояния.
Трудности наблюдаются и при пуске машины
в жаркое летнее время из «отепленного»
состояния либо при высокой тепловой нагрузке
на испаритель. При этом повышается тепловая
нагрузка на конденсатор, которая может
привести к перегрузке электродвигателя компрессора
и превышению допустимого давления
конденсации.
Для предотвращения этого явления во
всасывающий трубопровод встраивается регулятор
давления всасывания, ограничивающий путем
дросселирования повышение давления перед
компрессором и тем самым препятствующий также
росту давления конденсации.
Если в компрессоре имеется система
регулирования производительности, например
электромагнитный отжим всасывающих клапанов, то
она тоже может быть использована при по->
вышении давления в конденсаторе до предельно
допустимого значения.
Другой возможностью является применение
специальных терморегулирующих вентилей,
которые остаются закрытыми до тех пор, пока дав-,
ление в испарителе не станет ниже значения
максимально допустимого.
При установке выносных воздушных кондсн-'
саторон в магазинах типа «Универсам»,
расположенных поблизости от жилых массивов,
выдвигают на первое место требования к шумовым,
характеристикам. 1
В табл. 2 приведены сравнительные данные
по шумовым характеристикам выносных
воздушных конденсаторов поверхностью 15—920 м2
фирмы «Финкойл» (Финляндия).
По направлению выхода воздуха уровень зву-

Таблица 2
Тип

конденсатора
F01
F02
F03
F04
F05
F06
02М
ОЗМ
04М
05М
07М
FL1
FL2
FL3
FL4
FL5
FL6
FL7
FL8
FL9
1М
2М
ЗМ
4М
5М
6М
7М
8М
9М

Поверхность,
м2
14,9
22,3
29,6
42,5
59,0
75,7
22,3
29,6
42,5
59,0
75,7
85
118
151
225
302
455
610
730
920
85
118
151
225
302
455
610
730
920

Количество и
диаметр

вентиляторов,
мм
1X305
1X405
1X405
2X405
2X405
3X405
1X405
1X405
2X405
2X405
3X405
2X508
2X610
2X610
3X610
2X914
2X914
3X914
4X914
4X914
2X508
2X610
2X610
3X610
2X914
2X914
3X914
4X914
4X914
Частота
вращения

вентилятора,
с-'
23,3
23,3
23,3
23,3
23,3
23,3
15
15
15
15
15
23,3
15
15
15
11,6
11,6
11,6
11,6
11,6
15
11,6
11,6
11,6
7,5
7,5
7,5
7,5
7,5

Корректированный
уровень
звуковой
мощности,
дБ(А)*
59
66
70
68
72
74
58
58
61
61
63
65
66
69
71
71
73
72
76
76
55
64
64
65
62
62
66
67
67
* На расстоянии 1 м от конденсатора.
спмвочный
ОТДЕЛ
УДК 620.1.05:681.53
ЛАБОРАТОРНАЯ
ИЗОТЕРМИЧЕСКАЯ КАМЕРА
[«ИГЛИМ»
Г. М. ЕРШОВ, В. И. МАТВЕЕВ, А. В. КАТИН
Научный центр биологических исследований
АН АзССР
В процессе работы с биологически
активными веществами часто возникает
необходимость их замораживать, хранить при
стабильной температуре (которая может быть как выше,
так и ниже температуры окружающей среды)
или подвергать термообработке (тепловому
удару, термоциклированию и т. п.)
Для проведения длительных климатических
испытаний и исследований объектов в широком
интервале температур от —40 до 70°С периодами
по 600 ч и кратковременных — по 8 ч от
—40 до —50°С в Специальном конструкторском
ковой мощности повышается в среднем на 3 дБ (А)
по сравнению с данными табл. 2.
При увеличении расстояния от конденсатора
свыше 1 м уровень шума снижается:
Расстояние, м 5 10 20 30 40 50
Уменьшение шума на,
дБ (А) 14 20 26 30 32 34
Анализ данных табл. 2, а также проспектных
данных фирмы «Финкойл» показывает, что
уменьшение частоты вращения вентилятора с 23,3 до
15 с-1 (при неизменной поверхности, диаметре
и числе вентиляторов) снижает уровень шума
в среднем на 8 дБ (А), аналогично с 15 до
11,6 с-1 — на 5 дБ(А) и с 11,6 до 7,5 с-1 —
на 9 дБ (А). Однако это приводит к падению
производительности конденсатора в среднем на
15—30%. Для снижения шума при неизменной
производительности конденсатора можно перейти
на следующую в ряду поверхность конденсатора,
при этом масса и занимаемый объем
увеличиваются примерно на 20—40%.
Список использованной литературы
1. Braun A.— Die Kalte und Kaltetechnik,
1979, № 10, S. 494—498.
2. Hattori K.— Reito Refrigeration, 1980,
Vol. 55, № 630, pp. 359—360.
3. Refrigeration and Air Conditionig Year
Book, 1980, pp. 173, 188, 267.
бюро биологического приборостроения Научного
центра биологических исследований АН АзССР
создана изотермическая камера «Иглим».
Камера состоит из двух узлов (рис. 1).
Узел / включает в себя камеру с
холодильной установкой, нагревателем и блоком питания,
узел 2 — автоматический электронный
потенциометр КСП-4, контролирующий и
управляющий режимами изотермической камеры.
Холодильная установка изотермической
камеры представляет собой каскадную машину,
где верхним каскадом является компрессионная
холодильная машина, а нижним —
термоэлектрическая (рис. 2).
Рис. 1. Общий вид лабораторной изотермической
камеры «Иглим»:
/ — камера; 2 — потенциометр КСП-4
61

Испарители компрессионной холодильной
машины находятся в тепловом сопряжении с
термобатареями (ТБ), а они, в свою очередь,—
непосредственно со стенкой изотермической
камеры. Теплоизоляция 10 стенок выполнена из
пенополистирола марки ПСБ-С.
В основу работы изотермической камеры
заложен принцип отвода низкопотенциального
тепла от воздуха рабочего объема через стенки
камеры:
а) в режиме охлаждения выше —40°С —
на «холодные» спаи двух термобатарей (ТБ),
в которых реализуется эффект Пельтье и
повышается потенциал тепла. С «горячих» спаев
тепло отводится компрессионной
одноступенчатой фреоновой машиной в окружающую среду;
б) в режиме охлаждения от —40 до
—50°С — на змеевиковый теплообменник 8
азотной системы, связанный герметичным
разъемом с питателем, установленным в
стационарном сосуде Дьюара 9.
Жидкий азот подается в змеевиковый
теплообменник автоматически в результате
повышения давления в сосуде Дьюара при помощи
нагревателя, расположенного на погружаемом
в жидкую фазу конце питателя.
В систему подачи азота входит также
электромагнитный клапан. Он открывается при
достижении заданной температуры в камере
одновременно с обесточиванием нагревателя,
и жидкий азот из змеевикового
теплообменника стекает в сосуд Дьюара. Кипение, а
следовательно, и понижение температуры в камере,
прекращается.
Система автоматического регулирования
температуры (САРТ) представляет собой двух-
контурную систему несвязанного регулирования.
В качестве регуляторов использованы I и
II каналы трехканального самопишущего
потенциометра КСП-4 с регулирующей приставкой
БР-101.
Датчики САРТ — стандартные хромель-
копелевые термоэлектрические термометры
ТХК-0515 — установлены в термостатируемом
\ х/
А—X
Рис. 2. Принципиальная схема холодильной
установки:
У — рабочая камера; 2 — термоэлектрическая батарея;
3 — испаритель; 4 — компрессор ФГ-0,125; 5 — конденсатор;
6 — вентилятор конденсатора; 7 — регулирующее устройство;
8 — змеевиковый теплообменник; 9 — сосуд Дьюара;
10 — теплоизоляция
62
t, °с
20
-20
40
20 40 60 80 /00 /20Г,мин
Рис. 3. Изменение температуры воздуха / по
времени т в изотермической камере при охлаждении:
/ — азотом; 2 — компрессионно-термоэлектрической
холодильной машиной
объеме (I канал) и на испарителе
компрессионной машины (II канал).
На рис. 3 приведено изменение
температуры воздуха / по времени т в
изотермической камере при охлаждении азотом (/)
и компрессионно-термоэлектрической
холодильной машиной B).
В режиме нагрева температура
регулируется не реверсированием тока питания ТБ, а
включением плоского электронагревателя,
находящегося в тепловом контакте со стенкой
рабочей камеры. Возможность использования ТБ в
качестве нагревателя в конструкции данной
камеры осталась неиспользованной. Такое
решение обусловлено стремлением исключить
реверсирование теплового потока через ТБ,
которое могло бы привести к сильным, вплоть
до ее разрушения, термическим напряжениям.
Для повышения надежности и увеличения
ресурса камеры компрессоры, ТБ и нагреватели
включаются не через контакты реле
регулирующего устройства, а через тиристорные
пускатели, установленные в блоке питания.
Регулятор КСП-4 соединен с исполнительным
устройством — тиристорными пускателями —
через разъем, установленный на стенке камеры.
Конструктивное разделение этих
функциональных частей дает возможность использовать в
качестве регулятора программное регулирующее
устройство, ЭВМ и т. д.
В схеме изотермической камеры
предусмотрено устройство защиты, блокирующее
электропитание камеры в случае аварийного перегрева
«горячих» спаев ТБ.
Техническая характеристика камеры «Иглим»
Рабочий объем, дм3 14
Интервал рабочих температур,
°С —50-^ + 70
Точность термостатирования, К ±0,5
Потребляемая мощность, Вт,
не более 700
Напряжение, В 220±10%
Частота, Гц 50
Продолжительность
непрерывной работы, ч, не менее 600
Размеры рабочего объема, мм 205x245x215
Габаритные размеры, мм 800x600x600
Масса, кг, не более 120
Изотермическая камера «Иглим» по
сравнению с известными каскадными термокамерами
«Синтез» и «Союг» отличается более низкими
затратами энергии на единицу вырабатываемого
холода и меньшими габаритными размерами
при сохранении оабочего объема.

РЕФЕРАТЫ
УДК 664.8/.9.004.162.001.24
Влияние давления воздуха на потери пищевых
продуктов при охлаждении и замораживании.
ЖАДАН В. 3., КУЗЬМЕНКО А. И.
«Холодильная техника», 1982, № 8.
Приводятся экспериментальные данные о влиянии
давления охлаждающего воздуха на потери
влаги продуктами при обработке их холодом.
Сделано обобщение полученных результатов.
Таблица 1. Иллюстраций 3. Список
литературы — 6 названий.
УДК 621.565.92.012:621.57.041-213.3
Новый ряд унифицированных холодильных камер
для предприятий торговли и общественного
питания. ЗЕЛИКОВСКИЙ И. М., ОРЛОВ Я. Б.,
ОКОН 3. Л. «Холодильная техника», 1982, № 8.
Описан ряд новых холодильных камер: средне-
температурные КХС-2-6м и КХС-2-12м емкостью
6 и 12 м3 и низкотемпературная камера
КХН-2-6 — 6 м3. Опытные образцы камер
приняты междуведомственной комиссией по
высшей категории качества и рекомендованы к
серийному производству в ПО «Оренбургторгмаш».
Новые камеры обладают высокими
эксплуатационными качествами. Они имеют заливную
изоляцию из пенополиуретана, оснащены
эффективными воздухоохладителями, процесс
оттаивания инея автоматизирован. Удельная
материалоемкость и потребляемая мощность новых
камер меньше серийно выпускаемых.
Таблиц 2. Иллюстраций 4. Список литературы —
4 названия.
УДК 621.57.041-213.3.011:681.5.08
Определение производительности герметичных
холодильных компрессоров. ВОРОБЬЕВ Ю. М.,
МИ ЛОБАНОВ В. И. «Холодильная техника»,
1982, № 8.
Показана возможность применения специального
сужающего устройства, монтируемого в
трубопроводе холодильной установки, для
определения холодопроизводительности герметичных
компрессоров путем измерения расхода жидкого
хладагента. Приведены результаты испытаний
наиболее приемлемого для компрессоров типа
ПГ сужающего устройства — диафрагмы с
входным конусом, коэффициент расхода которой
и геометрические размеры были определены
расчетом.
I Таблица 1. Иллюстраций 3. Список литературы —
4 названия.
УДК 621.65:621.565.912
Выбор циркуляционных насосов для системы
охлаждения роторных скороморозильных
аппаратов. ЭРЛИХМАН В. Н., ИОНОВ А. Г., БО-
ГОЛЮБСКИЙ О. К. «Холодильная техника»,
1982, № 8.
Приведена методика подбора насосов для систем
охлаждения роторных скороморозильных
аппаратов при циркуляции хладагента в
переохлажденном состоянии.
Список литературы — 4 названия.
УДК 536.24.001.5
Влияние режимов течения двухфазного потока
хладагента R12 на теплоотдачу при кипении
в горизонтальных трубах. МАЛЫШЕВ А. А.,
ДАНИЛОВА Г. Н., АЗАРСКОВ В. М., ЗЕМ-
СКОВ Б. Б. «Холодильная техника», 1982, № 8.
Исследован процесс теплообмена при различных
режимах течения двухфазного потока хладагента
R12 в горизонтальных трубах: снарядном,
волновом, расслоенном, кольцевом и волновом-
кольцевом. Установлено значение истинного па-
росодержания ср. Результаты экспериментов
обобщены в виде зависимости истинного паросо-
держания от скорости циркуляции, массового
расходного паросодержания и приведенного
давления. Показано, что режимы течения
могут быть успешно описаны с помощью
диаграммы ф—Fr0. Опытные данные по теплоотдаче
обобщены с учетом различных механизмов
переноса тепла при разных режимах течения.
Иллюстраций 4. Список литературы — 7
названий.
УДК 536.24.001.5
Экспериментальное исследование теплообмена
охлаждающей ребристой поверхности при
естественной циркуляции воздуха. КУРЫЛЕВ Е. С,
ФАТХИ ИСМАИЛ АБДЕЛЬ ААЛ «Холодильная
техника», 1982, № 8.
Представлены результаты экспериментальных
исследований одиночной ребристой трубы с
геометрическими параметрами, предусмотренными
ГОСТ 17645—72 на стальные секции
охлаждающих батарей. Экспериментально определены
значения коэффициента теплоотдачи для ребристых
труб с шагом ребер 30 и 20 мм. На
основании длительных опытов установлено изменение
коэффициента теплоотдачи при нарастании
слоя инея на ребристой поверхности.
Приведены сравнительные расчетные данные о расходе
металла и труб при изготовлении
охлаждающих батарей из ребристых и гладких труб.
Таблица 1. Иллюстраций 3. Список
литературы — 5 названий.
УДК 621.564@84.21)
Об использовании в инженерных расчетах
уточненной i, ?-диаграммы для раствора бромистый
литий — вода. ЯЛИМОВА Е. И., ШУМЕ-
ЛИШСКИЙ М. Г. «Холодильная техника», 1982,
№ 8.
Рассмотрены /, ^-диаграммы раствора бромистый
литий — вода, предложенные в различных
работах для тепловых расчетов абсорбционных
бромистолитиевых холодильных машин. Даны
результаты расчета теплообмен ной поверхности
абсорбера бромистолитиевой холодильной
машины, из которых видно, что недостоверность
диаграммы состояния может привести к
значительному завышению теплообменной
поверхности и перерасходу металла. Приведены
результаты экспериментального исследования,
подтверждающие рекомендации об использовании
в инженерных расчетах при проектировании
бромистолитиевых холодильных машин одной из
рассмотренных диаграмм.
Таблиц 2. Иллюстраций 3. Список литературы —
5 названий.
УДК 66.047.25-2:536.2.001.5.001.24
Целесообразно ли оребрять охлаждаемые
элементы десублиматоров сублимационных
установок? ПЕРШ И Н И. В., ГУЙГО Э. И.
«Холодильная техника», 1982, № 8.
Дано приближенное теоретическое решение
процесса тепломассообмена при десублимации
«чистого», медленно движущегося водяного пара
на элементе ребристой поверхности (одиночное
кольцевое ребро прямоугольного профиля). В
целях проверки адекватности принятой модели
63

реальному процессу проведено
экспериментальное исследование десублимации водяного пара
на кольцевых ребрах прямоугольного профиля
из различных металлических сплавов.
Расхождения экспериментальных и расчетных данных не
превышают погрешности эксперимента. Сделан
вывод о бесперспективности применения
оребренных десублиматоров.
Иллюстрация 1. Список литературы — 7
названий.
УДК 641.1 .-536.423.1 -032.2:536.62
Метод определения испарительной способности
пищевых продуктов. ФЕДОРОВ В. Г., ДЕКУ-
ША Л. В., ИЛЬИНСКИЙ Д. Н., СКАРБО-
ВИЙЧУК А. М. € Холодильная техника», 1982,
№ 8.
Применен термин «испарительная способность»
как характеристика поверхностного слоя
пищевых продуктов, необходимая для расчетов
процессов холодильной обработки и хранения.
Для определения испарительной способности
объектов использован сдвоенный тепломассомер.
Приведены результаты определения
испарительной способности говяжьего мяса.
Иллюстраций 2. Список литературы — 6
названий.
УДК 621.514.54-251.004.67
Восстановление работоспособности уплотнения
вала ведущего ротора винтового компрессора.
КОНОВАЛОВ В. Л., СМЕЛКОВ Н. А.
«Холодильная техника», 1982, Nk 8.
Проанализированы причины нарушения
работоспособности уплотнения вала ведущего ротора
винтовых компрессоров S3-900 и S3-1800.
Описан способ замены изношенной защитной втулки
вала ведущего ротора с помощью
специального съемника без разборки компрессора S3-1800.
Предлагается использовать опыт
восстановления работоспособности уплотнения вала
ведущего ротора компрессоров S3-900 и S3-1800
методом смещения всего пакета сальника вдоль
оси вала в сторону нагнетания.
Иллюстраций 2.
УДК 637.5.037.004.162@83.74) :637.514.9.037.004.
162@83.74)
Нормы усушки мяса и субпродуктов в блоках,
упакованных в полимерные пленки, при
замораживании в морозильных камерах
холодильников. ЖОКИНА 3. И., КОРЕШКОВ В. Н.,
ГУСЛЯННИКОВ В. В. «Холодильная техника»,
1982, № 8.
На основе экспериментальных исследований
разработаны и введены в действие нормы усушки
мяса и субпродуктов в блоках,
упакованных в полимерные пленки, при
замораживании в камерах холодильников. Они
являются контрольными, предельно допустимыми
и применяются для оценки фактически
выявленных потерь. Нормы усушки упакованной
продукции установлены в процентах к массе нетто,
при этом они не зависят от вида пленки и
способа упаковки.
УДК 621.5.044.2.004.11/.15
Опыт эксплуатации испарительно-воздушного
конденсатора КИВ-600. ЛАНЕЦКИЙ В. С.
«Холодильная техника», 1982, № 8.
Описана конструкция воздушно-испарительного
конденсатора^ изготовленного из оребренных труб
диаметром 57x3,5 мм и с шагом между
ребрами 20—30 мм. Опыт эксплуатации
конденсатора на Воронежском мясокомбинате показал
его преимущества перед существующими.
Годовой экономический эффект в расчете на один
конденсатор составил 12 тыс. руб.
Иллюстраций 2.
РЕДАКЦИОННАЯ КОЛЛЕГИЯ: М. П. Кузьмин (главный редактор), Л. Д. Акимова (зам. главного редактора),
Н. Д. Абрамов, Е. М. Агарев, Л. Ф. Бондаренко, д-р техн. наук, проф. В. М. Бродянский, д-р техн. наук
А. В. Быков, И. М. Гиндлии, д-р техн. наук, проф. А. А. Гоголин, А. П. Еркин, И. М. Калнинь, д-р техн. наук, проф.
Э. И. Каухчешвили, В. Д. Леонов, А. П. Леонтьев, Г. А. Новиков, В. В. Оносовский, д-р ! техн. наук, проф. Я
И. И. Орехов, И. С. Остасевич, М. М. Позин, H. К. Плотников, Ю. Я. Сенягин, A. H. Сергиенко, В. М. Шавра
Технические редакторы Н. Н. Зиновьева, Т. П. Астахова
Рукописи не возвращаются
Сдано в набор 17.06.82. Подписано в печать 26:06.82. Т-12855. Формат 70x108 1/16. Высокая печать. Объем 4,0 печ. л.
Усл.-печ. л. 5,6. Усл.'л. кр.-отт. 6,13. Уч^-изд. л. 7,38. Тираж 11000 экз. Заказ 1472
Адрес редакции: 125422, Москва, А-422, ул. Костикова, 12. Телефон 216-77-00
Ордена Трудового Красного Знамени
Чеховский полиграфический комбинат ВО «Союзполиграфпром»
Государственного комитета СССР по делам издательств,
поли графин и книжной торговли ...;;
142300, г. Чехов Московской области
64