ЕЖЕМЕСЯЧНЫЙ
НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЙ
И ПРОИЗВОДСТВЕННЫЙ
ЖУРНАЛ
МИНИСТЕРСТВА МЯСНОЙ
И МОЛОЧНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ СССР
ВСЕСОЮЗНЫЙ
НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ
ИНСТИТУТ
ХОЛОДИЛЬНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ
холодильная
* "в техника
МОСКВА
ИЗДАТЕЛЬСТВО «ПИЩЕВАЯ ПРОМЫШЛЕННОСТЬ»
ИЗДАЕТСЯ С 1923 ГОДА
СОДЕРЖАНИЕ
Социалистические обязательства и встречные планы
коллективов производственных объединений, предприятий и
организаций мясной и молочной промышленности
Оптимизация — важное средство повышения
эффективности холодильного хозяйства на научной основе
Калнинь И. М. Критерии эффективности холодильных
систем
Оносовский В. В., Крайнев А. А. Выбор оптимального
режима работы холодильных машин и установок с
использованием метода термоэкономического анализа
Долотов А. Г. Анализ расчета на ЭВМ циклов
углеводородной абсорбционной холодильной машины
Баев М. Г., Долгов В. П., Петрова Е. В.
Экономико-математическая модель оборачиваемости холодильной
емкости
Афанасьева И. А. Расчет всасывающих клапанов с
самопружинящей пластиной без ограничителя подъема
Патлайчук Н. И., Чегринцев Ф. А., Хомуленко А. П.,
Ткаченко Л. Г. Контактный воздухоохладитель для
скоростных речных пассажирских судов
Ионов А. Г., Боголюбский О. К. Использование
переохлажденного хладагента в охлаждающих системах
морозильных аппаратов
Волынец А. 3., Сафонов В. К., Федосеев В. Ф. Некоторые
вопросы теории процесса намораживания льда в
цилиндрических льдогенераторах
Резникович К. И. Критерии пересыщения парогазовой
смеси л л __
Гизунтерман С. Д., Захаров С. А. Пускозащитная
аппаратура однофазных электродвигателей холодильных
агрегатов
ОБМЕН ОПЫТОМ
Гисин Б. М., Марков А. В., Мельцер Л. С. Повышение
эксплуатационной надежности машины АМУР
Мостовой А. Ф. Замена герметичных компрессоров в
автономных кондиционерах
В ПОМОЩЬ ПРАКТИКУ
Новая межотраслевая инструкция по определению
емкости холодильников
ИЗОБРЕТЕНИЯ
ХРОНИКА
Республиканский семинар по производству мороженого
В НТО ПИЩЕВОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ
Всесоюзный общественный смотр «НТК-78»
ника, качество)
(наука, тех-
2
3
6
13
21
25
27
31
34
37
40
43
47
50
52
57
60
61
CONTENTS
Socialist Obligations and Counterplans of Collectives of
Production Associations of Enterprises and Organizations
of Meat and Dairy Industry for 1978.
Optimization -- Important Means for Increasing
Effectiveness of Refrigerating Economy on Scientific Basis
Kalnin I.VM. Criteria of Effectiveness of Refrigerating
Systems
Onosovsky V. V., Krainev A. A. Selection of Optimum
Operation Conditions for Refrigerating Machines and
Plants With Use of Methods of Thermal and Economic
Analysis
", Analysis of Computerized Calculation of
Hydrocarbon Absorption Refrigerating Ma-
Dolotov A. G.
Cycles of
chine # i
Bayev M. G.,
Dolgov V. P., Petrova E. V.
Economic-Mathematical Model of Refrigerating Capacity Turnover
Afanasyeva I. A.
Spring-Loaded
tlalchuk
Calculation of Suction Valves With ]
. _ Plate Without Lift Limiter
Patlalchuk N. I., Chegrintsev F. A., Khomulenko A. P.,
Tkachenko L. G. Contact Air Cooler for High-Speed
River Passenger Vessels
Ionov A. G., Bogolyubsky О. К. Utilization о Supercooled
Refrigerant in Cooling Systems of Freezers
Volynets'A. Z., Safonov V. K., Fedoseyev V. F. Some
Problems of Theory of Ice Build-Up Process in
Cylindrical Ice Makers
Reznlkovich K. I. Criteria of Supersaturation of Vapour-
Gas Mixture
Gizunterman S. D., Zakharov S. A. Starting-Safety
Apparatus of Single-Phase Electric Motors of Refrigerating
Units
PRACTICE EXCHANGE
Gisin B. M., Markov A. V., Meltser L. S. Increase of
Operation Reliability of Machine AMUR
Mostovoy A. F. Replacement of Hermetic Compressors
in Self-Contained Air Conditioners
ASSISTANCE TO PRACTICAL WORKER
New Interbranch Instruction on Determining Capacity
of Cold Storage Warehouses
INVENTIONS
MISCELLANY
Republican Seminar on Ice Cream Production
AT SCIENTIFIC TECHNICAL SOCIETY OF FOOD
INDUSTRY
All-Union Social Review «NTK-78» (science, engineering,
quality)
2
3
6
13
21
25
27
31
34
37
40
43
47
50
52
57
60
61
В МЕЖДУНАРОДНОМ ИНСТИТУТЕ ХОЛОДА
61
AT INTERNATIONAL INSTITUTE OF REFRIQE
RATION
61
НОВОСТИ ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
Фильчакова Н. Н., Семашко Е. В. Замороженные
молочные десерты
РЕФЕРАТЫ
62
63
FOREIGN TECHNICAL NEWS
Filchakova N. N..
serts
SUMMARIES
Semashko E. V. Frozen Dairy Des-
Издательство «Пищевая промышленность», «Холодильная техника», 1978 г.

УДК 621.56/.59.00S
Критерии эффективности холодильных систем
Канд. техн. наук И. М. КАЛНИНЬ
ВНИИхолодмаш
Эффективность холодильных систем (установок,
машин, агрегатов) оценивается на стадиях их
создания, производства и применения. Она
анализируется при технико-экономическом
обосновании создания и внедрения новой техники;
определении области предпочтительного
применения холодильных машин различных типов;
оценке технического .уровня машин; выборе
основного оборудования для конкретных проектных
решений; оптимизации параметров систем;
образовании цен на новое холодильное оборудование
и т. д.
Во всех указанных случаях преследуется одна
цель — создание или применение наиболее
экономичных машин для определенных условий хо-
лодоснабжения — и используются одни и те же
исходные данные. Для сопоставимости таких
анализов и расчетов, а также достижения их
корреляции необходимо иметь систему
критериев, отвечающую определенным требованиям,
применительно к холодильной технике.
В последние годы большое внимание
уделяется оптимизации холодильных систем на основе
математического моделирования. При этом
часто встречаются две противоположные
тенденции. Для одной из них характерно стремление
решить задачу аналитически, что достигается
лишь путем значительных упрощений.
Результат расчета носит оценочный характер. В
современных условиях при наличии широких
возможностей применения вычислительной техники
практическое значение этого направления
ограничено.
Для второго направления, использующего
ЭВМ, характерно столь сложное построение, что
об эффективности системы можно судить лишь
по конечному результату расчета.
Задача состоит в том, чтобы разработчик
машин (или проектировщик) в повседневной
практической работе мог сочетать поэлементный
анализ с интегральной оценкой эффективности
системы.
Интегральным обобщающим критерием
является стоимостное выражение всех видов затрат
на производство холода (затрат на оборудование,
энергетических и трудовых затрат), размер
которых зависит от качества машин. В этом
выражении не учитываются только такие
показатели качества, как эстетика и эргономика изделий.
6
Значительные затраты приходятся на сферу
производства машин. Эти затраты выражаются в
себестоимости оборудования и в соответствующей
цене на него.
Сравнительный анализ себестоимости
оборудования позволяет выявить его
материалоемкость (с учетом ценности материалов),
технологичность (и технологическую оснащенность
производства) и унификацию через трудоемкость,
насыщенность покупными изделиями и ее
влияние на общие затраты. Такой анализ необходимо
проводить по элементам конструкции или
группам элементов холодильных машин в целях
определения их технического уровня и проведения
целенаправленной политики цен на
оборудование в отрасли. Элементами (группами) могут
являться:
компрессор, конденсатор, испаритель
(воздухоохладитель) возможно с вентиляторным
агрегатом или насосом;
вспомогательное оборудование (интегрально
или раздельно): промежуточные сосуды и
холодильники, регенеративный теплообменник,
ресивер, маслоотделитель и т. п.;
система автоматики (приборы), арматура,
электрооборудование, кабели;
несущее оборудование и коммуникации: рамы,
кронштейны, трубопроводы.
Основной интерес представляет анализ затрат
в сфере эксплуатации холодильных машин.
Затраты в сфере производства входят в состав
затрат в сфере эксплуатации в виде доли
капитальных затрат и затрат на реновацию (затраты
на оборудование).
В эту группу, кроме того, включены так
называемые сопутствующие капитальные затраты:
монтаж, стоимость помещения и фундамента,
транспортировки, эксплуатационных материалов
(хладагент, масло и др.). Прямой расчет и
сравнительна анализ этих показателей позволяют
оценить влияние заводской готовности машин,
габаритных размеров, общей массы
оборудования.
Энергетические затраты включают затраты на
электроэнергию, потребляемую компрессором,
насосами (теплоносителя или воды) или
вентиляторным агрегатом воздухоохладителя
(конденсатора с воздушным охлаждением), на оплату
установленной мощности всех электродвигателей и
на охлаждающую воду.
Анализ этих затрат должен выявить величину
и влияние потерь термодинамического цикла и

собственно компрессора (через рабочие
коэффициенты), а в общем случае—компрессорной
системы. Под «компрессорной системой»
подразумевается система элементов (компрессоры или
ступени сжатия, вспомогательная аппаратура и
коммуникации, но без основных теплообменных
аппаратов), осуществляющая выбранный
термодинамический цикл с заданными температурами
кипения и конденсации. В этой группе частично
выявляется эффективность теплообменной
аппаратуры, дополнительные затраты, зависящие от
установленной мощности и ее величины по
отношению к потребляемой, затраты на воду и т. п.
В отдельную группу выделим затраты на
ремонт и обслуживание машин. Размер затрат на
ремонт определяется циклом планового ремонта
оборудования (количество ремонтов), его
трудоемкостью и сложностью (отсюда затраты на
оплату персонала, осуществляющего ремонт),
затратами на материалы, используемые при
ремонтах, запасные части и на устранение случайных
отказов. Все эти величины непосредственно и
количественно связаны с показателями надежности
и долговечности оборудования и их нельзя
определять в зависимости от стоимости оборудования.
Затраты на обслуживание машин зависят от
мощности и степени автоматизации, которые
определяют нормы обслуживания (человек на
одну машину). С уменьшением мощности и
повышением степени автоматизации норма
обслуживания снижается.
Затраты на пополнение эксплуатационных
материалов (хладагента, смазочного масла и др.)
также характеризуют качество машин с точки
зрения расхода этих материалов или сохранения
их качества с течением времени.
Все затраты и их сумму необходимотрассмат-
ривать приведенными к году. Принципиально
важно для сопоставимости при анализе и в
особенности для правильного решения
оптимизационных задач отнести годовые приведенные
затраты 3 к выработанному машиной за год
холоду, т. е. произведению холодопроизводительно-
сти Q0 на годовую наработку машины в часах
т [1].
Таким образом, при сравнении показателей
двух машин с помощью удельных приведенных
годовых затрат или стоимости выработки холода
3°в ~q~T Учитывается разница в «годовом
объеме продукции», определение которого
предусмотрено методикой [4]. В частности, годовой
экономический эффект Эг, руб/год, при
эксплуатации одной холодильной машины в
сопоставлении с выбранным аналогом выразится
^следующим простым уравнением: »
Эт = (а01 — 302) Q02^2,
где 302 и 301 — удельные приведенные годовые затраты
при эксплуатации рассматриваемой
машины и выбранной для сравнения.
Для широкого обобщения и сопоставления
показателей оборудования целесообразно
привести удельные годовые'приведенные затраты к
безразмерному виду z. Нами принят для этого
делитель ?э/е0 при выражении холодопроизводи-
тельности Q0 в кВт и ?Б/ес860—в ккал/ч
(?э — принятый тариф на электроэнергию,
руб/(кВт-ч); ес — холодильный коэффициент
обратимого цикла при соответствующих
температурах холодного и теплого источников
холодильной машины либо температурах кипения и
конденсации компрессорной системы).
С учетом изложенного выше общий делитель
для 3 и всех его составляющих н = . Он
выражает стоимость электроэнергии на
выработку годового объема холода при работе
холодильной машины по обратимому циклу. При
равной выработке холода этот делитель будет
расти с понижением температуры
теплоносителя, кипения (и возрастанием температуры
охлаждающей среды, конденсации), т. е.
масштабный делитель х учитывает «ценность» холода.
Затраты можно выразить через следующие
характеристики (или их группы):
абсолютную (например, мощность
компрессора);
удельную, отражающую техническое
совершенство машины или ее элемента (например,
удельную массу компрессора);
удельную стоимостную (например, стоимость
1 кВт-ч электроэнергии);
безразмерные экономические множители
(например, норму отчислений на реновацию).
Поэлементный анализ эффективности
практически можно вести только с помощью удельных
характеристик, раскрывающих основу
полученных соотношений.
В таблице приведены выражения для основных
составляющих годовых приведенных затрат 3
и безразмерных затрат z. Структура
безразмерных затрат соответствует трем рассмотренным
выше группам:
z = — = 2г1Л + 2г2/г + 2z8/l = zt + z2 + zs, A)
«ч
где zt — энергетические затраты;
z2—-затраты на оборудование;
z3 — затраты на обслуживание и ремонт,
Сумма безразмерных затрат является
обобщающим критерием эффективности системы. При
умножении ее на ?э/ес может быть получена
эквивалентная размерная величина этого
критерия — стоимость выработки холода 30.
Слагаемые безразмерных затрат состоят только из
7

Статы?затрат
Годовые приведенные затраты 3
Эквивалентный безразмерный комплекс z
1.1.
1.2.
1.3.
1.4.
1.5.
1.6.
Электроэнергия,
потребляемая
компрессором
насосом испарителя
(вентилятором
воздухоохладителя)
вентилятором
конденсатора
Суммарная
установленная мощность
электропривода
Вода на охлаждение
компрессора
конденсатора
Энергетические затраты (zt)
Л/э?эТ
Мн?эТ
#в?эТ
Л/эу?эу
cos фсрЛср
4
V^bUbT
1
ЛкЛ^мЛэ
8с/н
cskts
И7в
г\ктсвмв
^Эу Сэу
%ЛПэТ1мТС08 фермер ?э
/вк Св
ЛкЛг'ПмЛэ Ц
М> t Св
Т|КТ1^ВД^В ?э
2.1.
2.2.
2.3.
2.4.
2.5.
2.6.
2.7.
2.8.
2.9.
2.10.
Компрессор
Конденсатор
Испаритель
Вспомогательный теп-
лообменный аппарат
Вспомогательный
емкостный аппарат
Несущее г
оборудование и коммуникации
Приборы,
электрооборудование и арматура
Монтаж и
транспортировка
Помещение
Эксплуатационные
материалы
(холодильный агент, масло)
Затраты на оборудование (z2)
(Р,-4~ ?н) Yкмъкм
(Pt+EB)YKtK
(Pt + ?„) У„Ъ
(* 1 Г ?н)*ВТЬВТ
(Pi + ?н) ^веСве
("i 4" ^н) ^НК?НК
(Pj + Ен) 2пр
2.6
(Р2 + Еа) 2j Y (Смонт 4" Стране)
2.1
(^1 + ^н)ФАпСп
(P2 + En)Yxtx
(Pi 4~ ^н) Sc/км Скм
(Pt+?H)WK Ск
(Р, + Ен)вс/и Си
(Pt + Ен) Ьвс^вт/вт С*1
1 tfo^ ^э
(Р, + Ен) 6всШве/ве Све.
(Р, + Ян)вс/н Снк
•
(Р, + Ен) ее Спр
(Р2 + Ен) 2Fec (Смонт 4- Стране) _
(Р2 + ?н) ?с/км (Смонт + Стране) ,
+ • • •*
(Р2 + Ен) Scfen/n Сп
(Р24-Ен)ес/Х Сх
8

Продолжение
Шифр
Статьи затрат
Годовые приведенные затраты 3
Эквивалентный безразмерный комплекс г
Затраты на обслуживание и ремонт (zs)
3.1.
3.2.
3.3.
3.4.
3.5.
3.6.
Обслуживающий
персонал
Персонал, занятый
ремонтом
Ремонтные материалы
Устранение отказов
*
Поп олнение эксплу-
атац ионных
материалов
Обслуживание
помещения
л?0?о
??р?р
^рм
Л.7
^хЫх
ФЫоП
ес/о^о Ьо
ec/pfep ?р
8с ?рм
8с ?отк
8с/х ?х
ес^п/п Соп
* nepffloe слагаемое по структуре соответствует г2 ,. Далее следуют слагаемые, соответствующие г% %+z2 e-
удельных характеристик, которые в отдельности
и в комплексах составляют основу системы
критериев.
Ниже приведены характеристики, образующие
комплексы таблицы. Следует иметь в виду, что
поскольку основным методом оценки является
сравнительный анализ машин или вариантов
одной машины, необходимо соблюдать
идентичность температурного режима работы:
температуры охлаждающей среды на входе tBl и
теплоносителя на выходе /s, (для компрессорных
систем температуры кипения t0 и конденсации tK
хладагента).
Абсолютные характеристики
N9* NBt NB — электрическая мощность
компрессора, насоса
теплоносителя, вентилятора
конденсатора, кВт;
^ад» Nt, Ne — составляющие мощности
Nb: адиабатическая,
индикаторная, эффективная,
кВт;
#эу — суммарная установленная
мощность
электродвигателей, кВт;
V8> VBt Vm — расходы теплоносителя,
воды или воздуха,
охлаждающих конденсатор, воды,
охлаждающей компрессор,
м*/с;
Д^э Д*в — разность температур по
теплоносителю и
охлаждающей среде, °С;
c8t cu — удельные теплоемкости
охлаждаемой и охлаждающей
сред, кДжДкг-К);
ре» Рв — плотности охлаждаемой и
охлаждающей сред, кг/м8;
wa = VspsCs* и>в = УвРв^в — водяные эквиваленты
охлаждаемой и охлаждающей
сред, кДж/(с-К);
F** Fn* Fbt — теплообменные поверхности
конденсатора, испарителя,
[ вспомогательных аппаратов
! со стороны воды или
воздуха (в регенеративном
теплообменнике — [ЖИДКОГО
хладагента), м2;Я
две —- емкость бесповерхностных
вспомогательных аппаратов,
м3;
Y — масса (с соответствующим
индексом) компрессора,
конденсатора, испарителя,
вспомогательных
аппаратов, несущего оборудования
и коммуникаций, а также
заправляемого хладагента и
масла, кг; #
-отк — соответственно стоимости:
суммарная приборов,
электрооборудования,
арматуры; годового объема
ремонтных материалов и за-
^ пасных частей; устранения
одного отказа, руб.;
L — среднегодовая трудоемкость
ремонтных работ, нормо-ч;
W — наработка на отказ, ч
п — норма численности
обслуживающего персонала на
одну машину, чел/1;
ф —площадь, занимаемая
оборудованием, м2;
VT — теоретическая объемная
производительность
компрессора, м3/ч.
^пр» ZpM» Z0
2 Холодильная техника № 5
9

Последняя величина используется здесь при
выводе удельных показателей как стабильная (не
зависящая от режима работы),
классифицирующая характеристика оборудования.
Удельные характеристики, связанные с температурным
режимом работы машины
Характеристики термодинамического цикла и
компрессора:
Лк =
ет
¦ коэффициент, оценивающий
совершенство термодинамического цикла,
здесь е с = ¦
Гв,
1
8Т — холодильный коэффициент
теоретического цикла (работа сжатия
адиабатическая), учитывающий депрессии
на всех уровнях давлений;
Коэффициент rjK может быть представлен в следующем
виде:
Пк1
8ct
Чк — г1к1г]к2т]кз»
• коэффициент, учитывающий внешнюю
необратимость цикла, здесь
Тк
ЛК2:
8Ci
Лк
т
_ ?т
3 ~" 8ti
^ад_ е
Nf \ 8т
- коэффициент, оценивающий
совершенство теоретического цикла без
депрессий (eTl);
- коэффициент, учитывающий влияние
депрессий;
индикаторный КПД компрессора, здесь
s — холодильный коэффициент
действительного цикла;
{л == 1 -f 8 — коэффициент преобразования;
<7о> Qv — массовая, кВт/кг, и объемная, кВт/м3,
холодопроизводительность цикла;
Ь — -q— — отношение массовых расходов хлада-
01 гента на любом уровне давления к
расходу первой ступени [2];
X — коэффициент подачи;
Л ль *]э — механический и электрический КПД
компрессора.
Прочие характеристики, связанные с режимом:
е.
0к
-температурные напоры, СС;
- коэффициенты теплопередачи
в испарителе и конденсаторе,
кВт/(м2-К);
<Оэг
>'эу
- относительная
МОЩНОСТЬ;
установленная
Fbt
Gn
¦ удельные характеристики
вспомогательной аппаратуры,
отнесенные к массовому
расходу хладагента.
Удельные характеристики, не связанные с температур»
ным режимом работы машины
/н =
10
Vs
1В — ТГ~—удельные расходы энергии на пе-
'В
рекачку 1 м3 среды;
/км
1ш'
1 ве :
Vr
у*. .
2_ве_.
»
ВТ
Ук
= ¦
~ F* '
*вт .
*вт
Ys
^в« ' U~Vr
— удельные массы компрессора,
конденсатора, испарителя, поверх
ностного и емкостного вспомога^
тельных аппаратов, эксплуатаци-
. онных материалов;
Ф
/п = -
V?
-удельная занимаемая площадь;
/р=7Г~— удельная трудоемкость ремонта;
/о =
cos фср,
V,
п
Лср
-удельная норма обслуживания;
- средневзвешенные коэффициенты
мощности и КПД всех двигателей;
-коэффициент ежегодного
пополнения хладагента (масла);
- коэффициент превышения
используемой площади помещения над
площадью ф.
Стоимостные характеристики
Сэ» ?эу,у?в»
tx> ?п»^?оп — стоимость электроэнергии,
руб/(кВт-ч); плата за 1 кВ» А
трансформаторной мощности, руб/(кВ-А);
стоимость 1 м3 охлаждающей
воды, руб/м3; 1 кг хладагента
(смазочного масла), руб/кг; 1 м2
площади помещения, руб/м2; годовая
стоимость обслуживания
помещения, руб/м2;
©пр :
^пр_
t,OTK — у
отк
?piv
т
?рм
Ьмонт» ьтранс
?о~
- удельная стоимость приборов,
электрооборудования и арматуры;
устранения отказа; ремонтных
материалов и запасных частей;
• стоимость монтажа и
транспортировки единицы массы
оборудования, руб/кг;
- годовая заработная плата
обслуживающего персонала, руб/чел;
- часовая тарифная ставка
ремонтника, руб/ч;
&о> &р — коэффициенты дополнительных
начислений к заработной плате
обслуживающего персонала и
ремонтников;
?км» ?к> ?и> Ъвт> ?ве»
?нк — стоимость единицы массы
компрессора, конденсатора, испарителя,
вспомогательного теплообменного
аппарата, вспомогательного
емкостного аппарата, несущих
конструкций и коммуникаций, руб/кг.

Стоимостные характеристики последней
группы установить наиболее трудно, так как для
этого необходимо знать поэлементную себестоимость
оборудования. Эти характеристики получают
сбором и обобщением статистических данных по
однотипному оборудованию. При этом стоимость
единицы массы, в свою очередь, может быть
представлена в виде суммы стоимости материалов,
трудовых затрат (пропорциональных
трудоемкости) и сопутствующих производственных
расходов.
Экономические множители
Р1У Р2— нормы отчислений от стоимости оборудования
на реновацию;
Еп — нормативный коэффициент экономической
эффективности.
Во ВНИИхолодмаше обобщаются
статистические данные и разрабатываются
соответствующие нормативы, позволяющие получить
удельные характеристики для анализа эффективности
машин с помощью уравнения A).
Рассмотрим свойства уравнения A) и
возможности его использования. Величина г меняется
с изменением температурного режима. _
Анализ удельных весов видов затрат zin=zin/z
указывает на характеристики, изменение которых
может дать наибольший эффект. Удельный вес
соответствующей суммы zin позволяет
установить коэффициент весомости отдельных
показателей качества при комплексной оценке
технического уровня холодильных машин, например,
сумма z3.2+z3.3+z3.4 характеризует весомость
показателей надежности, долговечности и
ремонтопригодности, г3.1 — весомость степени
автоматизации и т. п.
Практический интерес представляет
исследование влияния изменения отдельных удельных
характеристик на величину г, т. е. его
чувствительность к изменению той или иной
характеристики:
6/ ~ "~ z dj '
dz
где -щ- — частная производная;
/ — условное обозначение любой удельной харак
теристики;
B)
6z = ±
*н-
Az
: Ч
— 2
6/=±:
/н —/
/
Индекс «н» означает измененное значение z
или / (без индекса — начальное значение). Знак
минус показывает на обратную
пропорциональность изменения z и /, а знак плюс — прямую.
Если не ставится задача получить или
сохранить оптимальные параметры системы, то
влияние на z изменения всех удельных
характеристик /', не связанных с температурным режимом
работы машины, можно определить по прямым
зависимостям, так как эти характеристики
можно изменять произвольно. Обычно связь z с /'
следующая:
г = А+ Bj' или г = А + В -у ,
сумма Ziny в которые / не входит;
входит, соответствен-
где А
В — сумма zin, в которые /
но поделенная или умноженная на /'.
В обоих случаях, согласно B),
dz
Зная бг/б/ для различных характеристик
/ (например, т, ?э и т. п.), можно
анализировать 2, рассчитанный на основе какого-то одного
(базового) сочетания значений этих
характеристик и отказаться от расчета и построения
соответствующих семейств зависимостей г.
Удельные характеристики, зависящие от тем-ч
пературного режима, произвольно изменять
нельзя, так как они связаны между собой
системой уравнений математической модели
холодильной машины.
Основная связь величин в разработанной нами
модели в обобщенном виде определяется
следующей системой:
0>В
F*
о>«
fm
In
In
22Мо<'к
wB(tK — tBt)
1 +
ДВац#'к
0»s (ts% — t0)
+ kR = о L
— ka = 0
D)
Здесь Z2ay#/ = Q0/ {t0, tK), S26t/#? = Qj X
x(*0, /K)—математическая аппроксимация внешних
характеристик компрессорной системы.
Чувствительность z к'изменению удельных
характеристик, зависящих от температурного
режима, определяется по конечным значениям z,
соответствующим изменению /, по уравнениям
A) и D) с использованием ЭВМ.
Может представлять также интерес
зависимость изменения частного слагаемого от
изменения какой-либо удельной характеристики (или
другого частного слагаемого): 8zin/8j. При
изменении любой группы характеристик
6z= 2
A**7l
2 Zinfoin •
Слагаемые энергетических затрат (кроме z1<4)
и г3# 4 не зависят от годовой наработки т, а
удельный вес zin остальных слагаемых возрастает
с уменьшением т. Существенно также то, что
принятая форма записи z позволяет
анализировать влияние стоимостных характеристик не по
абсолютной величине, а по их соотношениям.
2*
и

Наиболее эффективным средством
оптимизации холодильных систем является улучшение
удельных характеристик их основных
элементов. При этом важнейший этап —
энергетическая оптимизация компрессорной системы,
которая должна обеспечить наиболее высокие
достижимые значения e(riKT|f) в заданном
диапазоне t0 и /к: выбор хладагента,
термодинамического цикла и соответствующей принципиальной
схемы, расчетная оптимизация наилучшего
сочетания характеристик компрессора (ступеней),
вспомогательной аппаратуры, параметров
термодинамического цикла [3]. Оптимизация машины
при заданных удельных характеристиках
сводится к отысканию zmln путем варьирования
ряда переменных величин, входящих в систему
D). Оптимум в этом случае в основном
определяется сочетанием энергетических затрат и
стоимости основной теплообменной аппаратуры (z2,2»
z2tZ). Соответствующие слагаемые г не зависят
от холодопроизводительности, которая
изменяется в процессе оптимизации. Однако удельный
вес остальных слагаемых (так называемых
постоянных или балластных, включая z2#1) зависит
от Q0. Таким образом, они участвуют в процессе
оптимизации и тем сильнее влияют, чем больше
их исходный удельный вес zin. Практикуемая
оптимизация по так называемым переменным
составляющим затрат приводит к искаженным
результатам.
Весьма большое практическое значение имеет
определение 6zmln/8/' (/' — характеристики, не
зависящие от температурного режима), а также
влияние отклонений от оптимальных значений
характеристик, зависящих от температурного
режима, на отклонение г от zmln.
Выборка отдельных слагаемых безразмерных
затрат может дать достаточно полную
характеристику эффективности элементов систем. Так,
для конденсатора ими могут быть г1Л, ггл и
соответствующее конденсатору слагаемое из г2<8:
^ Г ?в , (^ + ?н)/к?к ,
I (^2 + ?н) /к (Smoht + Стране) 1
Первичное представление о численных
значениях безразмерных затрат могут дать данные по
водоохлаждающей машине МКТ220-2-0
(компрессор П220) с параметрами: Qo=430 кВт, /в1=
=25°С, г82=6°С, ес=14,3, т=4000ч, и=1,21.
Для этой машины:|2==14,01_ z1=7,3, z2=3,3,
z3=3,4, Zi=0,52, z2=0,235, z3=0,243.
Доля суммы балластных составляющих,
меняющих свое значение при применении Q0 в
процессе оптимизации: 1—(z1+z2.2+z2.3)=0,66.
Доля суммы|членов,|не зависящих от т:г1Л+
+Zi.e=0,28. Согласно уравнению C)
57= — [1-B1.1+71.в)]=-о,72./
\
Достаточно равномерное распределение затрат
по категориям указывает на необходимость
внимания ко всем группам характеристик и
недопустимость анализа систем по какой-то их части.
При современном уровне развития техники
дальнейшее повышение эффективности
оборудования может быть достигнуто только в
результате тщательного анализа и совершенствования
его характеристик на всех стадиях
существования от разработки до эксплуатации.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Быков А. В. Технико-экономические
показатели низкотемпературных холодильных машин. —
Холодильная техника, 1975, № 9.
2. К а л н и н ь И. М. Характеристики холодильных
центробежных компрессоров. — Труды ВНИИхолод-
маша, 1969, вып. 1.
3. Калнинь И. М., Плющева Т. Г. О
расчете характеристик холодильных машин с помощью
электронно-вычислительных машин. — Труды ВНИИ-
холодмаша, 1971, вып. 2.
4. Методика (основные положения) определения
экономической эффективности использования в
народном хозяйстве новой техники, изобретений и
рационализаторских предложений. — Вопросы
изобретательства, 1977, № 7.
12

УДК 821.56/.59.00 3
Выбор оптимального режима работы холодильных машин и установок
с использованием метода термоэкономического анализа
Канд. техн. наук В. В. ОНОСОВСКИЙ, Л. А. КРАЙНЕВ
Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
При современных масштабах применения
холодильной техники даже относительно небольшое
сокращение капитальных затрат или
повышение энергетической эффективности холодильных
систем может дать существенный по абсолютной
величине экономический эффект.
Эффективность холодильной машины или
установки может быть повышена как путем
совершенствования процессов, протекающих в ее
отдельных элементах, так и выбором наиболее
рациональных режимных параметров. Первый
из этих путей изучен в большей степени, второй
исследован меньше, хотя именно он весьма
перспективен и может привести к существенному
экономическому эффекту.
Оптимизация режима работы холодильной
установки основывается на конкурирующих
свойствах системы. Увеличение температурных
напоров в теплообменных аппаратах приводит к
сокращению капитальных затрат и
одновременному увеличению расхода энергии, т. е. к
возрастанию переменной части эксплуатационных
затрат, и наоборот. Такой характер
закономерностей позволяет найти наиболее
целесообразное сочетание капитальных и эксплуатационных
затрат^ При этом общий экономический эффект
от оптимизации режима работы холодильного
оборудования, учитывающий интересы не
только завода-изготовителя, но и организаций,
эксплуатирующих холодильные установки,
должен оцениваться величиной, учитывающей как
капитальные, так и эксплуатационные затраты.
Выбору рациональных температурных
напоров, определяющих при заданных температурах
охлаждаемой и окружающей сред типоразмеры
холодильного оборудования и режим работы
установки, посвящены работы многих авторов,
в частности И. С. Бадылькеса [1] и А. Г.
Ткачева [4]. Общим для всех работ этого
направления является анализ режима и оптимизация
отдельных, рассматриваемых изолированно друг
от друга, элементов холодильной установки или
их групп с последующей экстраполяцией
полученных результатов на всю холодильную
установку. Обстоятельное исследование режима
работы одноступенчатой установки выполнено,
А. А. Гоголиным [3].
Параметры работы отдельных элементов
холодильной установки взаимосвязаны, поэтому при
решении задачи оптимизации необходимо
комплексно рассматривать всю систему в целом.
В связи с широким диапазоном возможного
изменения температур охлаждаемого объекта и
окружающей среды оптимальный^режим может
быть найден с использованием метода
математического моделирования процессов холодильной
установки.
Для оптимизации таких сложных тепловых
систем, как холодильные установки, можно
успешно использовать термоэкономический метод
[7, 8], основная идея которого состоит в
построении термоэкономической модели,
позволяющей представить замкнутую схему холодильной
установки с обратными связями в виде цепочки
или разветвляющихся цепочек, что значительно
упрощает расчет.
При таком представлении неизбежно должны
быть нарушены некоторые связи, существующие
в замкнутой схеме. Для этого чтобы это не
искажало физических закономерностей, в
термоэкономической модели надо использовать такие
параметры, которые инвариантны к
производимым преобразованиям. При этом следует также
учитывать, что энергия в холодильной установке
может передаваться как в форме тепла, так и
в форме механической работы.
Эти особенности могут быть учтены, если в
качестве единого носителя информации о
преобразовании энергии в холодильной установке
использовать поток эксергии [5].
Термоэкономическая модель холодильной
установки отражает изменения и преобразования
основного потока эксергии, обеспечивающего
получение конечного эффекта (в данном случае
охлаждение объекта). Она представляет любую
холодильную установку в виде последовательно
соединенных зон, в которых происходит
диссипация энергии.
Предлагаемая методика комплексной
оптимизации с применением термоэкономического
метода может быть пояснена на примере
одноступенчатой холодильной установки (рис. 1). Для
упрощения получаемых зависимостей при
построении термоэкономической модели были
сделаны некоторые допущения:
13

л
WV\?
21
12
ЛМЛЛЛ
ЧЁ-
iJ
J2 J/
(D-22
ZZ&ZZZZZ2A
a
\v»X
^u
и
I i ! !
5*« |
*«
^t,
Щ
ЪА>
^--f
Г
i
i_JL l
y>o?&A-oEo
I i i
! i
22
5
I
I ! I
1lT~~t"Tl"~TT~t"
|z//|^|% Y21 Yn ?4 \Zji \Zj2
Рис. 1. Одноступенчатая холодильная установка,
работающая на одну температуру кипения:
а — технологическая схема; б — термоэкономическая модель;
11 — компрессор; 12 — конденсатор; 13 — насос охлаждающей
среды; 21 — испаритель; 22 — насос промежуточного хладо-
носителя; 31 — воздухоохладитель; 32 — вентилятор
воздухоохладителя.
не учитывали потери давления в
трубопроводах и теплопритоки к ним;
не учитывали теплопотери в окружающую
среду, происходящие через корпус компрессора и
кожух теплообменных аппаратов;
предполагали, что изменение теплопередающей
поверхности аппаратов и описываемого объема
компрессора, вызванное оптимизацией режима
работы установки, не повлечет за собой
изменения стоимости здания машинного отделения, а
также численности и фонда заработной платы
обслуживающего персонала;
перегрев всасываемого в компрессор пара А/
и охлаждение жидкого рабочего тела перед
регулирующим вентилем Д/и не подвергали
оптимизации, а принимали по литературным данным;
стоимость запорной арматуры и трубопроводов
считали постоянной, не зависящей от режима
работы установки.
Следует подчеркнуть, что предлагаемая мето-
14
дика позволяет в случае необходимости учесть
и все перечисленные факторы.
Термоэкономическая модель холодильной
установки, с учетом сделанных допущений, может
быть представлена, в соответствии с
имеющимися рекомендациями [2], в виде последовательно
соединенных трех зон. Зона 1 включает
компрессор с электродвигателем, конденсатор, насос
охлаждающей воды (или вентилятор, в случае
применения конденсатора с воздушным
охлаждением) с электродвигателем и регулирующий
вентиль; зона 2 — испаритель для охлаждения
промежуточного хладоносителя и насос с
электродвигателем, обеспечивающий его
циркуляцию; зона 3 — охлаждающие приборы со
свободным или вынужденным движением воздуха
и вентилятор с электродвигателем (при
использовании воздухоохладителя).
В каждой зоне учитываются удельные
амортизационные отчисления и расходы на текущий
ремонт zt соответствующих элементов
оборудования, определяемые по выражению у
*i =
Dм+4емЬ
A)
к1
где &дМ — нормативный коэффициент амортизационных
отчислений для t-ro элемента;
VpeM • процент отчислений на текущий ремонт;
ct — стоимость 1-го элемента установки, руб;
тр — число часов работы оборудования в год, ч/год.
Для удельных амортизационных отчислений
и расходов на текущий ремонт отдельных
элементов приняты следующие обозначения: г1Х—
для компрессора с электродвигателем, z12
—конденсатора, z13 — насоса (вентилятора) с
электродвигателем, z21 — испарителя, z22 — насоса с
электродвигателем для промежуточного
хладоносителя, z31 — приборов охлаждения, z32—
вентилятора с электродвигателем для
воздухоохладителя.
От внешнего источника к системе подводится
энергия (эксергия) с ценой цэл, руб/(кВт-ч), для
привода электродвигателя компрессора е11э
электродвигателя насоса (вентилятора)
охлаждающей среды 813, электродвигателя насоса
промежуточного хладоносителя е22,
электродвигателя вентилятора воздухоохладителя е32. От
внешнего источника подводится также
охлаждающаяся среда в количестве и12,м3/чу ценой
цш,руб/м3. При использовании конденсаторов с
воздушным охлаждением цю=0. Внутри системы
передается эксергия из зоны 1 в зону 2—е2, из
зоны 2 в зону 3 — е3. В результате работы
системы должна быть получена приведенная холодо-
производительность е0.
В качестве оптимизируемых переменных
рассмотрены температурные напоры, °С, в
теплообменных аппаратах: 0К — между рабочим телом

и охлаждающей средой (водой или воздухом)
в конденсаторе; 0И— между промежуточным
хладоносителем и рабочим телом в испарителе;
60 — между воздухом и хладоносителем в
приборах охлаждения, а также изменения
температуры, °С, охлаждающей и охлаждаемой сред:
Atw — охлаждающей воды и AtL воздуха в
конденсаторе, Ats — промежуточного хладоносите-
ля в испарителе, Д/в — воздуха в
воздухоохладителе.
Критерием оптимизации (целевой функцией)
выбраны приведенные затраты Я, которые для
рассматриваемого случая могут быть описаны
выражением
П = [ЦэЛ (8И + 818 + 822 + 832) + HwVi2 + ZM + Z12 +
+ 213 + Z21 + 222 + Z31 + 232] Tp. B)
Величины, входящие в правую часть
выражения B), могут быть представлены в виде
функциональной зависимости от выбранных
переменных и конечного эффекта. Поэтому приведенные
затраты представляют собой функцию многих
переменных, экстремальные значения которой
находятся при выполнении условия:
дП дП дП дП _ дП дП
двк -dMw
dAtB
= 0.
C)
Зависимость C) позволяет найти экстремум
(минимум) функции при условии, что
переменные независимы, т. е. они не оказывают влияния
друг на друга. В холодильной установке это
условие не соблюдается, так как температурные
напоры в отдельных теплообменных аппаратах
и изменение температуры охлаждающей и
охлаждаемой сред связаны между собой.
Для минимизации целевой функции при
наличии связи между переменными должен быть
найден условный минимум этой величины.
Условный минимум функции многих
переменных при ограничениях типа равенств находится
с помощью метода неопределенных множителей
Лагранжа.
Для рассматриваемой термоэкономической
модели удельные амортизационные отчисления и
затраты на текущий ремонт оборудования, так же
как и подводимую извне эксергию и
охлаждающую среду, в каждой зоне целесообразно
представить в виде функции потока эксергии,
выходящей из данной зоны, и оптимизируемых
переменных. В этом случае
: Zu (8a, eK, Д^); z2l = Z2t (et, Эи, At8);
z12 = Zl2(82, "к» Д^и>)>
21! = 21з(82» 0к> Д*и>);
z22 = Z22 (8j, Ats);
822 == ^22 (gl» Д*«)»
8ц = ?ц (82» 0к» &twy, z31 = z31 (e0, э0, д*в);
«is = ?13 (82» 0к. Д^); *t2 = 282 (80, д*в);
012 = Vi2 (82, GK, Atw)\ 8I2 = ?J2 (80, AtB).
D)
Величина потоков эксергии, связывающих
отдельные зоны, также может быть представлена
аналогично
?2=^2(83» ви> Ats); )
е3 = Е3 (е0, 60, Д/в); E)
80 = Е0 (Qo» *ох> *ос)> J
где tox — температура охлаждаемого объекта, °С;
t0. с —- температура окружающей среды, °С.
В уравнениях D) и E) е; и Е3 характеризуют
по существу одно и то же, только г} количество
эксергии, a Ej ее функциональную зависимость.
То же замечание относится к zi uZj и*о12и У12.
С помощью системы уравнений D) и E)
можно заменить выражение B) уравнением
Лагранжа, которое для рассматриваемого случая с
учетом преобразований записывается в виде:*
?= {Цэл[?ц(82, ек, Atw) + En(s2, е„, Дгш) +
+ ?22(s3, Ats)+E,2(?0, MB)]+4wVi2(B2, 9K, Д^)+
+ ^и (е2, ек, Atw) + z12 (е2, ек, а^) + z13 (е2, ек, \
АУ+221(83) 9П, A/s) + Z22(83, Ats) + Z3i(e0t 00, F) \
AtB) + Z32 (80, Д*в) + К [Et (83, 6И, A*s) - 82] + /
+К [?з (80, 00, ДУ—S3]+^0 [E0(Qo> 'ox, t0. с)—80]} Тр,
где L-
^2' ^3» ^0 "
- лагранжиан;
-множители Лагранжа.
Условный минимум будет определяться из
условия, что частные производные от лагранжиана
по всем переменным, как оптимизируемым, так
и введенным уравнениями E), которые
рассматриваются в этом случае как независимые, равны
нулю
dL
dL
аек
дМи
dL
dL
dL
dL
dAtg
dL_ d_L_ dL_
: d82= de3
aen
dAU
dsft
= 0.
Из значений производных лагранжиана по в/
определяются множители Лагранжа
^ = W ^эл?1* + **элЯ13 + 4wVi2 +Zlt+ )
~Г ^12 + ^1з)»
^3 = ё~ (^ЭЛ^22 "Г" ^21 + ^22 + ^2^2);
^0 = ^" DЭЛ?32 + Z3i + 232 + ^З^з)'
V \ G)
Так как ?ц, Е13,1/12,Z11,Z12,Z13 являются
линейной функцией е2; ?2, Z21, Z22, E2— линейной
функцией 88и ?32> 23i,Z32, E3—линейной
функцией 80, то множители Лагранжа в
рассматриваемом случае определяют стоимость единицы по.
15

тока эксергии, подводимой к каждой
последующей зоне, с учетом диссипации энергии и
амортизационных затрат в предыдущей зоне.
Значения производных лагранжиана по
независимым переменным 6^ и Д/у образуют систему
уравнений
-(Чэл?„ + HinEu+HwVtt+Zu+Zu+Zu) = 0;
^^l49nEti+43aElM+4wVl%+Zit+Zit+Zi9y^0\
д
д
дМ8
B21+Я2?2) = 0;
(ЦълЕгг + Z2i + Z22 + Х2Е2) = 0;
gjJ?(Z,.+*A> = 0;
дМъ
(ЧэдЯ„ +Zsl + Zz2+ Х.Е.) = 0.
(8)
Решение системы уравнений (8) с учетом
выражений G) позволяет определить значения
переменных 6К, ktwi 9И, А^в, Э0, А/в,
соответствующих оптимальному режиму работы
холодильной установки, который обеспечивает
минимум приведенных затрат. По определенным
таким способом значениям температурных
напоров и изменениям температуры охлаждающей
и охлаждаемой сред можно рассчитать величину
теплопередающей поверхности теплообменных
аппаратов и описанного объема компрессора,
обеспечивающих оптимальный режим работы
холодильной установки.
Изложенная методика может быть применена
для оптимизации режима работы многоцелевых
холодильных установок.
Рассмотрим схему одноступенчатой
холодильной установки непосредственного охлаждения с
общим конденсатором, работающей на
несколько температур кипения. Технологическая схема
такой установки с двумя температурами кипения
приведена на рис. 2.
Стоимости холода, вырабатываемого в такой
установке при различных температурах кипения,
нельзя правильно определить с помощью
обычных технико-экономических методов расчета.
Термоэкономическая модель позволяет
рассматривать одноступенчатую установку,
работающую на две температуры кипения, как две
параллельно работающие одноступенчатые
установки, каждая из которых обеспечивает
получение холода при одной температуре кипения,
при условии, что оптимизируемые переменные
первой зоны для обеих установок одинаковы.
Пользуясь описанной выше методикой, для
рассматриваемой схемы можно написать уравнение
f
12
Tzzzzzzzzzza
щ
5ZZZZZZZZZ2T31'
3—*т—\
32*
v////////zz
Vffff/fsss/A
31"
а
9к Mw
I \\
I
*//! i L. ,
[ЗРЯТ]**-
HW
«м
k i i
в'п
3'
Л"е'п
L.
W
Л0е0
3"
I 1 I
J "км/;
Рис. 2. Одноступенчатая холодильная установка,J"
работающая на две температуры кипения:
а — технологическая схема; б — термоэкономическая модель;
//\ И" — компрессоры; 12 — конденсатор; 13 — насос ох»
лаждающей среды; 81', 31" — приборы охлаждения; 32" й —
вентилятор воздухоохладителя.
Лагранжа, имеющее вид:
I = {цЭл [Е\! (е^. вк, Д/ш) + Еп (е^, вк. Mw ) Г
+ Еп D. 6к' *'•) + *13 [Ч* ек» Mw) +
+ Я32 D Д'в)] + 4W [V\2 ("вз. екГД^ш) +
+ /12[(е; ек, Atw)} +zn [%, ек, д^) +
+ Z\2 (8з> eKi^) + 2'i3 (ез> 9к> btw] + Z3XX (9)
x(8OLeo}±ZiiD вк, Mw)+Zl2& eK, Atw) +
+/i3 Ы 9к> Д'«) +4i (ео> 9о> А0 +
'+ Z32 (С АО +Хз [*з (ео> ео) - *з] + хз [e'zX
х(ео- ОоГлО-"?з]+Ч[^о(Со' 4> 'о.:с)-ео] +
V+Xo[fo(Qo''ox»'o. с)-?о]} ТР«
Нетрудно заметить, что выражение (9)
представляет собой сумму двух уравнений
Лагранжа, написанных раздельно для каждой из
установок ^индексами соответственно «'» и «"».
Таким образом, уравнение Лагранжа для
одноступенчатой установки на i температур кипения
можно представить как сумму лагранжианов для
i установок на одну температуру кипения

i = 1
Беря производные от каждого из лагранжианов
по значениям потоков эксергии для
соответствующей установки и приравнивая их нулю, можно
определить стоимость каждого потока эксергии
dll
—7-= 0' 0°)
ог)
т. е. получить выражения, аналогичные
уравнениям G).
Кроме того, должны быть взяты производные
от выражений для лагранжианов по
оптимизируемым переменным в соответствии с правилами:
о; 2
3L1
¦ = о;
6L1
о;
дД'
¦ = о.
A1)
В результате будет получена система
уравнений, аналогичных (8), решение которой
позволяет найти оптимальные значения температурных
напоров и изменений температуры охлаждающей
и охлаждаемой сред для рассматриваемой схемы.
Очевидно, что в этом случае полная теплопере-
дающая поверхность конденсатора FK, так же как
и общая производительность насоса для
охлаждающей воды 1/12, должны находиться из
условий
Fl{
f=l
— V у l
при этом Z[2 и ZlJ3 определяют долю удельных
амортизационных отчислений и затрат на
текущий ремонт соответственно от стоимости
конденсатора и насоса охлаждающей воды с
электродвигателем, a UfWV\2 — долю стоимости
охлаждающей воды, приходящихся на каждую
температуру кипения.
Нетрудно убедиться, что уравнения,
описывающие оптимальный режим одноступенчатой
холодильной установки, работающей на
несколько температур кипения, могут быть
скомпонованы из типовых выражений, описывающих
отдельные зоны одноступенчатой установки с
одной температурой кипения.
Таким образом, используя набор типовых
уравнений, можно описать схему любой
одноступенчатой холодильной установки с
произвольным числом температур кипения, что
значительно упрощает постановку и решение
оптимизационной задачи.
Аналогично можно описать режим работы
холодильной установки, объединяющей
одноступенчатую и двухступенчатую схемы с общим
конденсатором (рис. 3). При использовании
L__j i i_ Li_!_
5
t
Рис. 3. Комбинированная двухступенчатая холодильная
установка:
а — технологическая схема; 6 — термоэкономическая модель;
//', 11", 11*" — компрессоры; 12 — конденсатор; 12*" —
промежуточный сосуд; 13 — насос охлаждающей среды; 31', 31" —
приборы охлаждения; 32' — вентилятор воздухоохладителя.
обычных технико-экономических методов расчета
правильно определить стоимость холода,
вырабатываемого одноступенчатой и двухступенчатой
установками, невозможно. Термоэкономическая
модель позволяет представить рассматриваемую
систему как две независимые, параллельно
работающие холодильные установки, одна из
которых одноступенчатая, а вторая
двухступенчатая, при условии, что оптимизируемые
переменные для первой зоны обеих установок одинаковы.
Модель двухступенчатой установки включает
три зоны: 1", У*" 3". В зону 1" входят
компрессор ступени высокого давления,
конденсатор и регулирующий вентиль высокого
давления; поэтому уравнения, описывающие эту
зону, аналогичны выражениям для такой же зоны
одноступенчатой схемы. Единственное отличие
будет заключаться в том, что потери при
дросселировании вычисляют не для всего потока
рабочего тела, а только для той его части, которая
дросселируется в промежуточный сосуд.
3 Холодильная техника № 5
17

Точно так же математическое описание зоны
3", включающей охлаждающие приборы
(батареи), не будет иметь никаких отличий от
описания такой же зоны одноступенчатой установки
(например, зоны 3\ см. рис. 2, б). При анализе
и оптимизации двухступенчатых холодильных
установок появляется дополнительная зона
диссипации энергии У*", включающая компрессор
ступени низкого давления, промежуточный сосуд
и регулирующий вентиль низкого давления.
В этом случае приняты обозначения: е*"—
поток эксергии, поступающей из зоны 7" в зону
/*", е^ — поток эксергии, поступающей из зоны
/*" в зону 3"\ К*" и Х'3— множители Лагранжа,
определяющие соответственно стоимость этих
потоков эксергии; г*и'—эксергия, подводимая
к электродвигателю компрессора ступени
низкого давления; z*u' — удельные
амортизационные отчисления и расходы на текущий ремонт
компрессора ступени низкого давления с
электродвигателем, z*2' — то же, для промежуточного
сосуда. В качестве оптимизируемых переменных
выбраны температура кипения в
промежуточном сосуде t0m и охлаждения рабочего тела в
змеевике промежуточного сосуда А?п.с.
Используя рассматриваемую методику,
оптимальный режим работы такой системы находят
следующим образом: составляют уравнение
Лагранжа для двухступенчатой установки и
выбирают типовой лагранжиан (такой же, какой был
составлен для ветви, отмеченной индексом «"»
на рис. 2, б) для одноступенчатой установки.
Находят производные от лагранжианов по
потоку эксергии и определяют стоимость потока
эксергии в различных точках системы из ус-
Ы1
ловия г = 0.
дг)
Таким образом, в частности, решается вопрос
о стоимости эксергии холода в одноступенчатой
и двухступенчатой установках.
Составляют систему уравнений, определяющих
значения переменных, соответствующих
оптимальному режиму работы установки из условия
^ dLl ^ dLl dU л
В этом случае полная теплопередающая
поверхность конденсатора и производительность насоса
охлаждающей воды находятся также из условий
i I
i—\ t=l
18
Величины Z\2w Zj3 будут характеризовать долю
амортизационных отчислений и отчислений на
текущий ремонт от стоимости конденсатора и
насоса охлаждающей воды с электродвигателем
соответственно, a t^wV\0—долю стоимости
охлаждающей воды, приходящейся на
одноступенчатую и двухступенчатую установки.
Аналогично определяют оптимальный режим
работы, если на один конденсатор работает
несколько одноступенчатых и несколько
двухступенчатых холодильных установок.
Приведенные выше положения относились к
обычной схеме одноступенчатой и
двухступенчатой холодильных установок, имеющих общий
конденсатор. Если повторить их, но не считать
t0m оптимизируемой переменной, а принять ее
значение равной температуре кипения рабочего-
тела в одноступенчатой схеме, то рассмотренное
выше решение будет полностью справедливо для
компаундной схемы одноступенчатой и
двухступенчатой холодильных установок с учетом
того, что полный объем компрессора ступени
высокого давления будет определяться из
условия
i
1=1
aZ[l и цэлЕ[{ будут оценивать долю
амортизационных отчислений и отчислении на текущий
ремонт и стоимость потребляемой энергии,
приходящейся соответственно на одноступенчатую
и двухступенчатую холодильные установки.
Таким образом, для описания
термоэкономической модели двухступенчатой установки могут
быть использованы уравнения, описывающие
аналогичные зоны одноступенчатых установок
и ограниченное число выражений, специфичных
для двухступенчатой схемы.
Приведенные примеры показывают, что
разработанная методика позволяет составить
математическое описание большого числа схем
холодильных установок одно- и двухступенчатого
сжатия, используя ограниченное число типовых
модульных выражений. Это дает возможность
начинать решение задачи оптимизации
непосредственно с составления системы уравнений,
позволяющих определить оптимальные значения
температурных напоров в теплообменных
аппаратах и изменение температуры охлаждающей
и охлаждаемой сред.
Описанная методика может быть также
использована при оптимизации режима работы
воздушных (газовых) и теплоиспользующих
(пароструйных и абсорбционных) холодильных
установок.
Ниже приведены примеры использования
рассмотренной методики. Поскольку параметры, оп-

ределяющие оптимальный режим холодильной
установки, весьма индивидуальны, приводимые
примеры служат только иллюстрациями и
получаемые показатели нельзя рассматривать как
рекомендации.
На рис. 4 приведены значения оптимальных
температурных напоров в конденсаторе 0К и
батарее Э0 и подогрева воды в конденсаторе Atw
для одноступенчатой холодильной установки хо-
лодопроизводительностью Q0=581,5 кВт при
различных температурах охлаждаемого
помещения tQX и температуре окружающей среды /0.с=
=20°С. Установка укомплектована
компрессорами типа АВ100 и АУ200, конденсатором типа
КТГ, охлаждающими батареями из труб
диаметром 38x2,5 с витыми ребрами 1x45 мм.
Система водоснабжения — оборотная, с
охлаждением в градирне; цена воды 0,005 и 0,01 руб/м8,
электроэнергии 0,02 руб/(кВт-ч). Обращает на
себя внимание малое значение температурного
напора в конденсаторе (~50% от рекомендуемого
[6]), но корреспондирующее с результатами
А. А. Гоголина, а также явно выраженная
зависимость температурного напора в батареях
от температуры охлаждаемого объекта.
Подогрев воды в конденсаторе, даже при низкой
стоимости воды, выше, а температурный напор в
батареях ниже рекомендуемого.
Переменная часть эксплуатационных расходов
для данной установки при tox=—5°С и
стоимости воды 0,01 руб/м3 составляет ~72%.
9,0
8,0
w\
6,0\
щ
Ю
W
\
(
ц
i
!
1
/,
Г
\
Ц
<
V
.—
"""" ""
<;
*'
"~"
^
J
—1
¦—?
^
//-*
~>—•
?—
>-—
2
•7
/
i
"Т
/
Y-T
2
/
т
?—
R
——<
-—<
=i
ь
)
н
|
-15
-5
5 t0X,°C
Рис. 4. Зависимость оптимальных температурных
напоров в конденсаторе 6К и батареях 00 и изменения
температуры воды в одноступенчатой холодильной установке
Atw от температуры охлаждаемого помещения^ /ох при
цене воды:
1 — 0,01 руб/м3; 2 — 0,005 руб/м3; 0 •
ео; л/:.
При этом в себестоимости холода затраты, %,
распределяются следующим образом:
Стоимость
энергии, расходуемой
компрессором
водяным насосом
охлаждающей воды
Амортизационные отчисления от
охлаждающих батарей
конденсатора
компрессора
водяного насоса
44,6
6,2
21,1
стоимости
25,2
1,8
1,1
Менее 0
На рис. 5, а приведены оптимальные
значения температурных напоров при различных
температурах охлаждаемого объекта и различных
температурах окружающей среды t0.c для
одноступенчатой холодильной установки холодо-
производительностью Q0=581,5 кВт. Установка
укомплектована теми же компрессорами,
конденсатором воздушного охлаждения типа АВЗ и
воздухоохладителями типа ВОП-150. Цена
электроэнергии 0,02 руб/(кВт-ч). Несмотря на приме-
АЛ,%\
26
24
21
20
18
16
/*
' \\
¦
J.
—-*¦•
4-
~ь
А
^
jL
-15
-5
5
5 tQXX
Рис. 5. Зависимость оптимальных температурных напоров
в конденсаторе 6К и воздухоохладителе 90, изменения
температур воздуха в конденсаторе Д^и воздухоохладителе
Д/в (а) и относительной экономии переменной части
приведенных затрат Ml (б) от температуры охлаждаемого
помещения /ох для одноступенчатой холодильной установки
с конденсатором воздушного охлаждения:
; - 'о.с=30°с' 2 - 'о.с = 20°с'' 3 ~ *о.с=H°с>'
60; AtL\ —х А/в.
- е„
л*
19

нение воздушного охлаждения, значение
температурного напора в конденсаторе и
воздухоохладителе невелико (9K=4,5-f-5,8°C, 60=4,5-ь
6,7°С), причем последний имеет явную тенден-
ек,взМбМ1,°с
цию к снижению при уменьшении t0
На
рис, 5, б показана экономия приведенных
затрат, включающая изменение амортизационных
отчислений, отчислений на ремонт и
энергетических затрат. Сопоставление проводили с
установкой той же производительности, таким же
оборудованием, работающей при рекомендуемых
температурных напорах в конденсаторе
воздушного охлаждения 0р=1О°С, воздухоохладителе
6р=10°С, при подогреве воздуха в
конденсаторе Д/р=5°С, охлаждении воздуха в
воздухоохладителе Л/р=5°С и прочих равных условиях.
Как видно на рис. 5, б, экономия
приведенных затрат слабо зависит от температуры
окружающей среды, увеличивается с понижением
температуры охлаждаемого объекта и достигает при
/ох=—15°С Д/7^27%, что для установки
указанной холодопроизводительности составляет
~30 000 руб/год. Для этой же установки при
/ох=—15°С, /о.с=20°С на рис. 6 показано
изменение оптимальных температурных напоров,
температуры охлаждающей и охлаждаемой сред
и экономии приведенных затрат в зависимости
от* числа часов ее работы. Отметим, что при
уменьшении числа часов работы оптимальные
значения температурных напоров приближаются
к обычно рекомендуемым. Этим, а также и
сокращением продолжительности работы, объясняется
снижение экономии приведенных затрат при
уменьшении числа часов работы установки.
Приведенные примеры иллюстрируют
целесообразность оптимизации режима работы
холодильных установок, так как это обеспечит
получение существенного народнохозяйственного
эффекта.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Б адылькес И. С. О выборе температурного
перепада между аммиаком и воздухом в камерах
холодильников. — Холодильная техника, 1957, № 2.
2. Бродянский ,^В. М. Эксергетический метод
термодинамического^анализа. М., Энергия, 1973.
26
2<t
22
20
/8
/6
/4
1?
2190
то
6570
8760хр,ч/год
Рис. 6. Зависимость оптимальных температурных
напоров в конденсаторе Эк и воздухоохладителе 60, изменения
температуры воздуха в конденсаторе AtL и
воздухоохладителе А?в (а) и относительной экономии переменной части
приведенных затрат АП (б) от продолжительности работы
одноступенчатой холодильной установки тр с
конденсатором воздушного охлаждения:
в0;
- А/,; -х-
А/„
3. Г о г о л и н А. А. Оптимальные перепады
температур в испарителях и конденсаторах
холодильных машин. — Холодильная техника, 1972, № 3.
4. Т к а ч е в А. Г. Выбор перепадов температур в
теплообменных аппаратах холодильных установок. —
Труды ЛТИХПа, 1956, т. XI.
5. Шар гут Я., Петела Р. Эксергия. М.,
Энергия, 1968.
6. Эксплуатация холодильников.
Справочник. М., Пищевая промышленность, 1977.
7. Е 1 - S а у е d J. M., Aplenc А. I. — ASME J.,
1970, № 1.
8. El-Say ed J. M., Evans R. B. — ASME J.,
1970, № 1.
20

УДК 621.575.001.24:681.3
Анализ расчета на ЭВМ циклов углеводородной
абсорбционной холодильной машины
Канд. техн. наук А. Г. ДОЛОТОВ
Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
Непрерывный рост потребления энергии в мире
привлекает внимание к теплоиспользующим, в
частности абсорбционным, холодильным
машинам. В настоящее время наибольшее
распространение получили абсорбционные холодильные
машины (АХМ), работающие на водоаммиачном и
бромистолитиевом растворах [2, 9, 11].
Известно также использование в АХМ других пар
рабочих веществ, например, раствора фреона-22
в диметилэтертетраэтиленгликоле, метиламина и
этиламина в воде [14], аммиака в триацетате
соды [13].
Изучается возможность применения других
фреонов [10], метанола [8] и смесей
углеводородов [1—4]. Последние могут быть
использованы для обеспечения искусственным холодом
ряда технологических процессов химической,
нефтехимической и нефтеперерабатывающей,
газовой и других отраслей промышленности.
Автором проанализированы результаты
расчетов циклов некоторых углеводородных систем
и сопоставлены с результатами расчетов циклов
других рабочих веществ, имеющих
практическое применение.
Метод расчета термодинамических свойств
углеводородов и их смесей описан в работе [4].
Он основан на использовании
модифицированного уравнения состояния, предложенного Рид-
лихом- Квонгом [12]:
RT а
Р BS v — b v (v + Ь) »
где р — давление;
R — универсальная газовая постоянная;
Т — температура;
v — объем;
а> b — постоянные коэффициенты.
Для смесей углеводородов коэффициенты а и
Ь рекомендуется определять по формулам:
«=(^-аРJ;
Ь^2хфг,
где Xf — мольная концентрация /-го компонента смеси;
а*=0,42747Я2а,—^-;
Ра
а,=[1+т,A-^6)]2;
пг1 — 0,480+ 1,5740);—0,17бсо?;
coj — фактор ацентричности /-го компонента смеси;
Tri — приведенное значение температуры;
bt = 0,08664/? — ;
Pci
i—номер компонента смеси;
TCi> Pd — критические значения температуры и
давления /-го компонента смеси.
Фазовое равновесие и изотермическое
изменение энтальпии определяли по зависимостям:
-4-Н + 4):
ap bp
где A = j^2f2 '¦> В = pj> \
R2T2ci •
aci =0,42747-——'
Pci
fi — летучесть /-го компонента;
z—коэффициент сжимаемости;
/, /0 — соответственно энтальпия смеси при рабочих
параметрах и условиях идеального газа.
На основании приведенных выражений
разработана программа расчета циклов АХМ на
смесях углеводородов применительно к ЭЦВМ
«Минск-32». Алгоритм головной программы,
выполненный в виде блок-схемы, показан на рис. 1.
В табл. 1, по данным расчета фазового
равновесия, приведен состав паровой фазы
хладагента в зависимости от давления и температуры для
некоторых смесей углеводородов.
Как видно из табл. 1, содержание
тяжелолетучего компонента в паровой фазе колеблется
в пределах 2,1—3,0%, в то время как в паровой
фазе водоаммиачного раствора при этих же
условиях доля водяного пара составляет 0,2—0,4%
(по массе).
В процессе работы установки абсорбент будет
накапливаться в испарителе, повышая
температуру кипения. На практике постоянный
температурный режим работы испарителя
поддерживается непрерывным или периодическим
дренированием части хладагента, обогащенного
абсорбентом, в абсорбер. Это, в свою очередь,
увеличивает тепловую нагрузку абсорбера и нарушает
режим его работы.
21

I /1 Начало работы
I z \Вбод исходных данных
=Е
*\ Вывод на печать исходных
' данных
Расчет параметров растбора\
по заданным величинам сое- '
таба жидкой (разы и темпе -
ратуры
X
Выбод на печать параметров
хладагента на выходе из
конденсатора
Расчет параметров хлад-
агенгпа перед регулирующим]
вентилем
Расчет параметров растдора
по заданным величинам с оста]
да жидкой тазы и давления Н
Вывод на печать параметров]
раствора на входе в гене
ратор
Вывод на печать параметров
хладагента после регулирую
щего вентиля
Вывод на печать параметров
растдора на выходе из гене-
ратора
\Расчет и вывод на печать
параметров раствора на
входе б аосорйер
А9
I
\Расчет параметров раствора
по заданным значениям ^дав- .
ления и состава паровой тазы]
Ш
X
Расчет и выоой на печать
параметров процесса кипения]
в испарителе '
Расчет и вывод на печать
параметров паровой фазы на
выходе из парового теплооб-
менника
Вы5од на печать параметров
\раствора на выходе из оет-
легматора
ч//
Л
X
Расчет и бы вод на печать
параметооб жидкой тазы на
выходе из жидкостного
теплообменника
Вывод на печать параметров
паровой тазы на выходе из .
ректификатора
Т
Расчет и вывод на печать
удельных тепловых
нагрузок и основных показате-\
лей холодильного цикла
i
| 22\ Окончание работы
Таблица 1
Компоненты смеси
Пропан — н-гексан
Пропан — бензол
Пропан — бензол
Пропилен — бензол
Изобутан — бензол

Давление,
кПа
883
883
1370
1370
589
Темпе -
рату-
ра, °С
34,85
37,45
51,85
47,65
50,15
Состав
паровой фазы (по
массе), %
Хлада-1 Абсор-
гент 1 бент
97,0
97.3
97,3
97,2
97,9
3,0
2,7
2,7
2,8
2,1
В связи с тем что доля тяжелолетучего
компонента в хладагенте в АХМ на смесях
углеводородов значительна, этот недостаток будет
оказывать существенное влияние на
эффективность работы как испарителя, так и абсорбера.
Для его устранения использована схема
одноступенчатой АХМ (рис. 2), предусматривающая
непрерывный частичный отбор жидкого
хладагента из испарителя в целях последующего
его использования для ректификации паров
хладагента, выходящих из дефлегматора [6].
Эта схема была использована для разработки
алгоритма и программы расчета циклов АХМ
на смесях углеводородов. Особенностью схемы
является наличие специальной линии
частичной подачи жидкого хладагента из испарителя
12 в дефлегматор 5 для получения хладагента
Рис. 1. Блок-схема расчета циклов АХМ на ЭЦВМ.
2
У
S
Рис. 2. Принципиальная схема углеводородной АХМ:
/ — абсорбер; 2 — насос крепкого раствора; 3 —
теплообменник растворов; 4 — генератор; 5 — дефлегматор; 6 —
конденсатор; 7 — линейный ресивер; 8 — переохладитель; 9 —
регенеративный теплообменник; 10 — регулирующие вентили; 11 —
сепаратор; 12 — испаритель; 13 — насос для подачи
хладагента.
It:
ю
Ь-
п
У
7л
}—*-
10
.11
KJ
15
р
от
11
-1

высокой чистоты. Для этого устанавливают
насос 13, подающий хладагент из испарителя
через регенеративный теплообменник 9 (где он
нагревается за счет тепла жидкого хладагента,
поступающего противотоком из линейного
ресивера 7) в верхнюю часть дефлегматора. Здесь
он вступает в контакт с паровой фазой
направляемой из генератора 4.
Недостатком схемы является необходимость
установки дополнительного насоса 13 и
жидкостного регенеративного теплообменника 9.
Для получения разности между конечной и
начальной температурами кипения хладагента
около 1°С достаточно отвести из испарителя
10—15% количества подаваемой в него
жидкости. При этом расход электроэнергии на
привод насоса, как показывают расчеты,
незначителен.
В табл. 2 дано сопоставление результатов
расчетов обычного (А) и видоизмененного (Б)
циклов АХМ, использующей смесь пропилена
с бензолом.
Как видно из табл. 2, при отборе 14,8%
(по массе) хладагента из испарителя конечная
температура кипения возрастает на 0,8°С. При
этом, несмотря на некоторое увеличение
тепловой нагрузки генератора, тепловой
коэффициент практически не изменяется за счет
увеличения холодопроизводительности испарителя.
Исходными данными для ввода в ЭЦВМ
являются: критические значения давления и
температуры, фактор ацентричности, постоянные
коэффициенты для расчета энтальпии
идеального газа, молекулярная масса компонентов
смеси; температура крепкого раствора на
выходе из абсорбера; давление конденсации и
абсорбции; зона дегазации.
Из углеводородов были рассмотрены
следующие смеси: пропана (С3Н8), пропилена (С3Нв)
и изобутана (изо-С4Ню) с бензолом (С6Нв)
и толуолом (С7Н8).
Некоторые результаты расчетов циклов АХМ
в координатах.: тепловой коэффициент ? —
температура смеси в конце процесса кипения в
генераторе t2 при различных температурах
кипения t0 и конденсации tK представлены на
рис. 3—5. Здесь же нанесены данные для АХМ,
работающих на различных парах рабочих
веществ, заимствованные из работ других авторов.
Рис.3. Зависимость ^—f(t2)'-
;-[14], H20-LiBr, *0 = 4°C; /к = 30°С; 2—[14J, CH3NH2 —
Н20 (расчет); ,5 —[2], NH3-H20; 4—[7], NH3 —H20; 5—[14],
фреон-22—ДМЕТЕй; 6— [14], CH3NH2-H20; для 2 — 6 /„ =
= 0°С. /к- 30СС; V— [И], NH3—Н20, 70=17,0°С, *К = 33,9°С;
-г — L9], МНз —Н20, /0=1.8°С, гк = 34,7°С; А— [З], нзо-С4Н10 —
бензин, ^0-=5,Зч-10°С, /К==44,5°С; Q —[автор], С3Нв —С7Н8,
/0=—2°С, /К = 33°С; И-[автор], С3Нв—СвНв, ;0=-0,6СС,
/К = 33°С; л —[автор], изо-С4Н10—С7Н8
зо-С4Н10—С7Н8, /0=15,5С(
тор], С3Н6-СвНв, /0 = 5,8°С, * =33°С.
Таблица 2
Показатели
Температура, °С
крепкого раствора после
абсорбера
в конце кипения в генераторе
паровой фазы на выходе из
ректификатора
жидкого хладагента на выходе
из конденсатора
жидкого хладагента после
жидкостного теплообменника
хладагента в начале кипения в
испарителе
хладагента в конце кипения в
испарителе
Давление, кПа
кипения
конденсации
Количество флегмы, отбираемой
из испарителя (по массе), %
Удельные тепловые нагрузки,
кДж/кг
генератора
абсорбера
дефлегматора
конденсатора
испарителя
Тепловой коэффициент
Расхождение теплового баланса,
%
А
29,85
183,55
38,55
33,75
6,25
—26,45
—17,35
230
1370
—
1075
511
517
344,2
334
0,310
4,3
Б
29,85
183,55
38,45
33,25
—4,75
—29,75
—28,95
206
1370
14,8 ._
1250
517,5
664
384
370
0,308
3,3
На рис. 3 приведены расчетные данные
l—fih) Для машин, работающих при
температуре кипения t0 хладагентов в диапазоне
—2-4-15,5°С и температуре конденсации в диа-
*
0,8
W
0,6
0,5
ол
0,5
П7
>
Г
\
\f
Ч /
\ ' 5
«——
л
г
4
^3
7& ,-ч
+
ш
О
6
==*^а^
jr*-——**¦
* 1
60 80 WO 120 W 160 L, Г
23

0,6
0,5
О,*
0,3
0,2
0,1
У • / I
* ' i
60
wo
/20
m
160 t2,°0
Рис. 4. Зависимость g= f(t2):
;—[2], NH8 —H20; 2—ПХ NH3—H20; 3—[14], фреон-22-
ДМЕТЕО; 4— [14], CH3NH2—H20; для / — 4 *«>=-- — ЮСС.
/к = 30°С; О—[13], NHS—NaSCN; t0 = —10 -*- — 11,5°С. /R =
= 24-*-27°С; #-[13], NH3-NaSCN, t0 = — 5,5 -*- —9,0°С, /R =
= 21,5 —33,5°С; ^ —[автор]
= 33°С; И—[автор], С3Нв —С6Н
[автор], изо-С4Н10-С7Н8, /0 = -9,5°С; *К = 34,5ЪС.
С3Н6-С7Н8, *о=-Ю,ЗсС, tK =
/0 = — 8,6°С, /К = 33СС; ? —
0,5
0,2
0,1
/
I /
J
^
1
1
• >
А°
^
Л
О
90
110
130
150
170 wt2;c
Рис. 5. Зависимость %=f(t2Y-
1— [2]. NHS—Н20; 2—[7], NH3—И20; 3— [14], фреон-22 —
AMETEG; для /—3 ^0 = -20°С; *к =30°С; Д-С3Нв—СвН14>
/0 = —35°С; *К = 33°С;
С«Н я
/0=_26°С, /К=41°С;
О —с3нб—с?н8, toz=
= — 28,9°С; /1=33°С;
О —С3Н6 — С6Н6. /0==:22С,
^о=-19°С, / =33°С; А-С3Н6-
—G3H в — ^ в Н б
>,2°С; *К=--33°С
-СзНе —С6Нб,
Ш —с3н6—с6н6> /о—
t0=— 37,4°С, ^Н = 33СС
?К = 33°С; X — С3Нв-СвН6,
С6Н6, ^о = -2б°С, / =33°С.
пазоне 30—44,5°С. Величины ? в расчетах для
смесей углеводородов изменялись в пределах
0,485—0,58. При положительных температурах
кипения (?0=6-М5,5°С) большие значения ?
характерны для смеси изобутана с толуолом
( ?=0,5Сн-0,58). Для смеси пропилена с
бензолом при t0=5,8°C величина ? меньше
примерно на 6%, что обусловливается увеличением
тепловой нагрузки дефлегматора. Из рис. 3
видно, что с понижением температуры кипения
этой смеси до t0=—0,6°С тепловой
коэффициент уменьшается. Использование толуола в
качестве абсорбента в смеси с пропиленом в
этом диапазоне кипения приводит к снижению
эффективности работы АХМ.
При сравнении экспериментальных данных
с данными для водоаммиачного раствора при
t0=—1,7-;—1,8°С видно, что расчетное значение
для смеси пропилена и бензина ( 5=0,52 при
t0=—0,6°С) располагается между данными,
опубликованными в работах [9, 11].
Сопоставление расчетных значений ? этих рабочих
веществ указывает на более существенное
снижение эффективности АХМ, работающей на
смеси углеводородов. Так, для
водоаммиачного раствора (кривые 3 и 4) тепловой
коэффициент выше, чем для смеси
пропилена и бензола, примерно на 20%.
Расхождение данных для смеси фреона-22
с диметилэтертетраэтиленгликолем (кривая 5)
и для смесей углеводородов несколько меньше-
около 12%. Кривые 2 и 6 на рис. 3
соответствуют расчетным и экспериментальным значениям
Е для смеси метиламина с водой [14]. Как
видно из рис. 3, величины ? для смесей
углеводородов выше (примерно на 30%)
экспериментальных значений (кривая 6 ) и ниже
(примерно на 20%) расчетных величин (кривая 2).
Для бромистолитиевого раствора (кривая 1)
тепловой коэффициент выше, чем у смеси
изобутана с толуолом, примерно на 34%.
Анализ данных, приведенных на рис. 3,
показывает целесообразность использования
смеси изобутана с толуолом для температур
кипения выше 0°С.
На рис. 4 приведена зависимость ?=/ (t2) в
интервале значений t0=—11,5ч—5,5°С. Для
смесей углеводородов тепловой коэффициент в
диапазоне температур кипения t0=—10,3ч 8,6°С
колеблется в пределах 0,44—0,47.
Предпочтительнее до t0=—10°С из рассмотренных
углеводородных пар использовать смесь
пропилена с толуолом. При сопоставлении смесей
углеводородов с водоаммиачным раствором
(кривые 1 и 2) со смесью фреона-22 и диметилэтер-
тетраэтиленгликоля (кривая 3), а также с
раствором триацетата соды в аммиаке [13] заметно
снижение эффективности работы
углеводородной АХМ на 10—20% при одних и тех же
температурах греющего источника. При t0=—10°С,
как это наблюдалось и при ?0=0°С, для смеси
метиламина в воде (кривая 4) также характер-
24

ны существенно меньшие значения | по
сравнению со смесями углеводородов.
При одинаковых величинах ? углеводороды
требуют использования греющей среды более
высокого потенциала по сравнению с другими
рабочими парами.
С дальнейшим понижением температуры
кипения до —37°С тенденция уменьшения
эффективности работы АХМ с углеводородными
системами по сравнению с другими рабочими
веществами сохраняется. На рис. 5 показано
изменение величины I в зависимости от t2 для
диапазона t0=— 37,4-:—19°С. Для
температуры кипения до —20°С из рассмотренных
смесей углеводородов целесообразнее использовать
смесь пропилена с бензолом. В этом случае
расчетное значение ? составляет около 0,36.
При понижении t0 до —37,4°С значение I
уменьшается до 0,22.
Из сравнения смеси пропилена и бензола с
водоаммиачным раствором (кривые 1 и 2)
следует, что более низкие значения (примерно на
20%) получаются для углеводородной АХМ.
Экстраполяция данных для смеси фреона-22
с диметилэтертетраэтиленгликолем (кривая 3)
приводит к одинаковым данным для этой смеси
и углеводородной пары (пропилен — бензол)
при t0 около —20°С.
Предложенный метод расчета циклов АХМ
на смесях углеводородов, а также полученные
результаты позволяют оценить возможности
практического применения углеводородных
систем и могут быть использованы при создании
схем хладоснабжения в ряде технологических
производств химической, нефтехимической и
нефтеперерабатывающей, газовой и других
отраслей промышленности.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. А. с. 795404 (СССР).
2. БадылькесИ. С, Данилов Р. Л.
Абсорбционные холодильные машины. М., Пищепромиздат, 1966.
3. Данилов Р. Л., Фридштейн В. И.,
Попов С. А. Испытание углеводородной холодильной
машины. — Холодильная техника, 1974, № 10.
4. Д о л о т о в А. Г. Метод определения
термодинамических свойств углеводородов для расчета процессов в
цикле абсорбционной холодильной машины. — В кн.:
Холодильные машины и устройства. Л., 1976.
5. Д ь я ч е н к о Ю. И. Рабочие пары абсорбционных
углеводородных холодильных машин. — В кн.:
Экономичность оборудования энергосистем. М., 1968.
6. Розенфел ьд Л. М., Ткачев А. Г.
Холодильные машины и аппараты. М., Госторгиздат, 1960.
7. Сопоставление раздельной и комбинированной
схем производства электроэнергии, тепла и холода./
Ф. С. Абдуллаева, В. В. Алексеева, Е. С. Курылев и
др. — Холодильная техника, 1973, № 10.
8. A k e r J. Е., S q u i г e s R. G., A 1 b г i g t h L. F.—
ASHRAE, 1965, vol. 71.
9. J о n e s R. L., С h a m b e г 1 e i n J. R. — Refrig.
Engng., 1942, 50.
10. Hesselberth J. F., AlbrigthL. F.—
ASHRAE, 1965, vol. 71.
11. R escorla С L. — Refrig. Engng., 1953, 61.
12. S о a v e G. — Chem. Engng. Science, 1972. 27.
13. S w a r t m a n R. K-, H a V. H. — ASME, 1973, 72—
WA/SOL—3.
14. U s у к i n H. P., К о 1 о s к о v Yu. D. — Heat and
Mass Transfer in Refrigeration Systems and Air
Conditioning. Commissions B-l, B-2, E-l, 1972.
УДК 621.565.003.001.57
Экономико-математическая модель оборачиваемости
холодильной емкости
Канд. экон. наук М. Г. БАЕЗ
Северо-Кавказское отделение Всесоюзного
научно-исследовательского института
холодильной промышленности
Канд. экон. наук В. П. ДОЛГОВ
Краснодарский политехнический институт
Е. В. ПЕТРОВА
Всесоюзный научно-исследовательский институт
холодильной промышленности
В десятой пятилетке предусмотрено увеличение
холодильных емкостей в отраслях пищевой
промышленности в 1,3 раза, причем в мясной и
молочной промышленности рост холодильных
емкостей на 8—10% должен опережать рост
объемов производства продукции.
4 Холодильная техника № 5
Одним из путей повышения эффективности
работы холодильников является ускорение
оборачиваемости. В целях изыскания резервов роста
оборачиваемости емкости проведен анализ
технико-экономических показателей хозяйственной
деятельности холодильников пятидесяти
мясокомбинатов различной мощности. В среднем по
исследованной совокупности предприятий число
оборотов емкости холодильников поставляет
11,23 в год при степени ее использования
88,41% и фондовооруженности труда
12,77 тыс. руб/'чел.
Для выявления конкретных резервов
повышения эффективности использования
холодильников в первую очередь определили факторы,
25

оказывающие то или иное влияние на
оборачиваемость емкости. При этом установили не
только сам факт влияния факторов на ускорение
оборачиваемости, но и количественную степень
зависимости оборачиваемости от каждого
фактора, т. е. построили экономико-математическую
модель оборачиваемости холодильной емкости.
Задача решена путем
корреляционно-регрессионного анализа.
Экономико-математическим расчетам
предшествовал предварительный анализ
производственной деятельности холодильников, в результате
чего выявлена взаимосвязь таких показателей,
как стоимость основных производственных
фондов, механовооруженность труда,
фондовооруженность труда, емкость камер хранения и
степень ее использования в течение года.
Совместное влияние всех учтенных факторов
на степень оборачиваемости емкости
холодильников нашло отражение в уравнении
множественной регрессии:
Не= 16,556 +0,8541МВ — 0,6464ФВ —
— 0,001б? + 0,0238ЯГ + 0,0037Ф,
где #е — число оборотов емкости холодильника в
течение года;
Мв — механовооруженность труда, тыс. руб/чел;
Фв — фондовооруженность труда, тыс. руб/чел;
Е — емкость холодильника, тыс. т;
#г—использование емкости в течение года, %;
Ф — стоимость основных производственных фондов,
тыс. руб.
Достаточно высокое значение коэффициента
множественной корреляции (Р=0,867) говорит
о том, что вошедшие в уравнение показатели
более чем на 75% учитывают влияние факторов
на оборачиваемость холодильной емкости.
Иными словами, более 75% изменения
оборачиваемости характеризуется учтенными факторами.
При сопоставлении вычисленных по данному
уравнению значений с фактической
оборачиваемостью емкости на 50-ти производственных
холодильниках мясокомбинатов средняя величина
отклонений не превышала 12,6%. Это
свидетельствует о достаточно высокой практической
ценности разработанной экономико-математической
модели.
Уравнение множественной регрессии
показывает, как в среднем изменяется исследуемый
показатель Не при изменении факторов,
влияющих на его уровень. По величине коэффициентов
регрессии можно судить о том, на сколько
в среднем увеличится или уменьшится
оборачиваемость емкости, если уровень каждого t-ro
фактора возрастет или снизится на одну
единицу (при условии, что все остальные факторы
будут на постоянном уровне).
Разработанная экономико-математическая
модель позволяет оценить количественное влияние
исследуемых факторов на результир} ющий
показатель использования емкости по числу ее
оборотов. По модели можно выявить
эффективность тех или иных организационно-технических
мероприятий еще на стадии проектирования.
Так, например, увеличение основных
производственных фондов на 100 тыс. руб. влечет за
собой изменение оборачиваемости емкости на 0,37
оборота в год. Значительные резервы заложены
и в механовооруженности труда. Достаточно
отметить, что этот фактор имеет наибольшую
величину среднеквадратических отклонений.
Данная экономико-математическая модель
может найти практическое применение при
изыскании резервов повышения эффективности
холодильного хозяйства, в частности, при изыскании
резервов ускорения оборачиваемости емкости.
Она покажет, при каких условиях и в какой
мере улучшения этого показателя могут достигнуть
отстающие предприятия.
Для проведения такого анализа следует
факторы, влияющие на оборачиваемость емкости,
подразделить на две группы: регулируемые и
нерегулируемые. Очевидно, что к числу
нерегулируемых, т. е. не зависящих от производственно-
хозяйственной деятельности предприятий,
относятся емкость холодильников и стоимость
его основных производственных фондов.
Остальные, включенные в модель, факторы следует
считать регулируемыми, в определенной степени
зависящими от производственно-хозяйственной
деятельности предприятий.
Все исследованные предприятия были
разделены на две группы: первая — холодильники,
у которых число оборотов емкости превышает
среднеотраслевой уровень, и вторая —
холодильники, у которых этот показатель ниже
среднего отраслевого уровня.
Подсчитано, что если все холодильники
второй группы достигнут среднего уровня
включенных в модель показателей, то оборачиваемость
емкости увеличится на 1,715 оборота в год (см.
таблицу).
Полученные экономические показатели могут
быть использованы не только для анализа
экономического состояния и оценки
производственно-хозяйственной деятельности как отдельных,
так и всех холодильников отрасли, но и для
сравнительного анализа, вскрытия
внутрипроизводственных резервов, а также для
укрупненного планирования ряда показателей.
Предлагаемый метод анализа работы
производственных холодильников позволил дать
оценку деятельности предприятий, определив
место каждого из них в ряду аналогичных в
отрасли. Так, например, на холодильнике Горь-
ковского мясокомбината, несмотря на более
высокие показатели механовооруженности и
загрузки, чем в среднем по отрасли, показатель
26

Показатели
Емкость
холодильника, тыс. т
Стоимость основных
производственных
фондов, млн. руб.
Итого по
нерегулируемым факторам:
Механовооруженность
труда, тыс. руб/чел.
Фондовооруженность
труда, тыс. руб/чел.
Использование
емкости, о/о
Итого по
регулируемым факторам:
Оборот емкости, ед.
Средние значения показателей 1
по всем
предприятиям J
3,84
1,51
—
1,54
12,77
88,41
—
11,23
по первой
группе
5,51
2,12
—
3,46
13,84
138,72
—
13,87
по второй
группе
3,20
0,62
—
0,20
11,90
32,50
—
9,80
Разность между
средними отраслевыми
значениями показателей и
средними значениями
показателей по группам
первой
— 1,67
—0,61
—
—1,92
—1,07
—50,31
—
—
второй
0,64
0,89
—
1,34
0,87
55,91
—
—

Коэффициент
регрессии |
—0,0016
0,0037
—
0,8541
—0,6464
0,0238
—
—
Эффект влияния на
оборот емкости разницы
между
среднеотраслевыми значениями и
средними значениями по группам
первой второй
0,003
—0,002
0,001
—1,640
0,692
— 1,197
—2,145
—2,144
—0,001
0,003
0,002
1,144
-0,562
1,131
1,713
1,715
оборачиваемости на 0,5 оборота в год ниже
среднеотраслевого уровня. На Каунасском и Ор-
ском мясокомбинатах с учетом их
технико-экономических показателей уровень
оборачиваемости емкости, напротив, выше
среднеотраслевого уровня на 3,4 и 0,3 оборота в год
соответственно. Более глубокий анализ включенных в
модель факторов даст возможность определить
и конкретные пути ускорения оборачиваемости
емкости на холодильных предприятиях.
УДК 621.57.042
Расчет всасывающих клапанов с самопружинящей пластиной
без ограничителя подъема
И. Л. АФАНАСЬЕВА
ВНИИхолодмаш
В проектировании клапанных групп
холодильных одноступенчатых компрессоров
наибольшие трудности возникают при разработке
клапанов для режимов с низкими температурами
кипения до —50°С. Помимо обычных
требований, к этим клапанам предъявляются и
дополнительные: они должны обладать достаточной
механической прочностью, иметь малый мертвый
объем и небольшие гидравлические
сопротивления.
В наибольшей степени этим требованиям
удовлетворяют всасывающие клапаны,
открывающиеся непосредственно в цилиндр, без
фиксированного по линии прогиба ограничителя
подъема.
Конструкция одного из клапанов этого типа
показана на рис. 1. Кольцевая пластина (из
ленты У10А) с опорами расположена в пазах
гильзы, выполненных под углом 15° к плоскости,
перпендикулярной оси цилиндра. От
продольного перемещения пластина фиксируется
штифтами.
4*
27

2 J Ь 5
Рис. 1. Клапан:
1 — пластина всасывающего клапана; 2 — клапанная плита;
3 — пластина нагнетательного клапана; 4 — пружина
нагнетательного клапана; 5 — втулка; 6 — гайки; 7 — ограничитель
подъема нагнетательного клапана; 8 — болт; 9 — штифт; 10 —
гильза цилиндра.
Низкотемпературные одноступенчатые
компрессоры работают в большом диапазоне
температур кипения от —50 до 10°С, что соответствует
отношению давлений на патрубках
компрессора Я=2-ь24. При этом параметры газа перед
всасывающим клапаном изменяются также в
широких пределах: давление — @,63—6,85) X
X 104 Па; плотность 3—27 кг/м3; температура —
20—150°С. В связи с этим практически
невозможно создать пластину с оптимальной
геометрией, в частности толщиной, для всех режимов
работы. При малых перепадах давлений Ар
в клапане с жесткой пластиной возникают
автоколебания под действием собственной
жесткости. Из-за чрезмерной жесткости пластина
многократно соударяется с ограничивающими
поверхностями, что увеличивает цикличность
работы клапанов и соответственно уменьшает
их долговечность.
Максимальный прогиб пластин h при
отсутствии ограничителя подъема — величина
переменная, зависящая от режима работы (Ар).
Определить оптимальные параметры
всасывающего клапана с самопружинящей пластиной без
ограничителя подъема довольно сложно.
Существуют методики расчета клапанов с
ограничителем подъема пластины воздушных
компрессоров [2], а также холодильных
компрессоров, работающих при отношении
давлений Я<5. При этом параметры газа перед
клапаном практически постоянны. Клапаны
работают в автомодельной области по числам Re
при критическом числе ReKp>105. Работа
рассматриваемых клапанов в режимах при
температурах кипения от —50 до 0°С соответствует
работе в режимах по числам Re=2-103-^-3-104
и протекает в неавтомодельной области по
числам Re. Расчет таких клапанов по
существующим методикам может привести к существенным
погрешностям.
Автором разработана методика расчета
всасывающих клапанов с самопружинящей
пластиной без ограничителя подъема для
низкотемпературных холодильных компрессоров,
основанная на построении математической модели.
Сопоставление результатов расчета по
предлагаемой методике с экспериментальными
данными, полученными для компрессоров с ходом
поршня 50 мм, дало удовлетворительную
сходимость.
Определение потерь давлений и динамики
клапана
В основу математической модели положены
результаты диссертационной работы И. Б. Пи-
румова (ЛПИ).
Газодинамические характеристики клапанов,
коэффициент расхода [i и коэффициент
распределения давлений Н, являющиеся
эмпирическими величинами в этой модели, определены
при продувке стационарным потоком рабочего
газа. Коэффициент расхода представлен в виде
функциональной зависимости от числа Рей-
нольдса и величины прогиба пластины, т. е.
[i=f (Re, h) (рис. 2). Коэффициент
распределения давлений описывается формулой
2Ри2?
где Р — газовая сила, кг-Н/м2;
g— ускорение свободного падения, м/с2;
^лл — площадь пластины, м2;
р — плотность газа, кг/м3;
vr — скорость газа, м/с.
Коэффициент расхода \i является функцией
2|я2#
числа Re, однако —2~ = Л/?,а так как Д/?=
Рис. 2. Зависимость коэффициента расхода от числа Рей-
нольдса и величины прогиба пластины.
28

=/ (А), то коэффициент l=f (h) и не зависит
от числа Re. В этой модели не учитывается
влияние демпфирования среды.
Позднее Фотин и Мордвинцев (ЛПИ)
установили, что влияние демпфирования для клапанов
воздушных компрессоров может не
учитываться, так как оно проявляется только при
плотностях среды более 200 кг/м3 и скорости
пластины более 2 м/с.
Для рассматриваемых клапанов холодильных
компрессоров при скорости пластины 3—5 м/с
и более вязкой среде из-за наличия масла,
циркулирующего с хладагентом, возможно влияние
демпфирования на работу пластины клапана.
Влияние демпфирования в математической
модели учтено введением силы трения rj (dh/ch),
что позволило, как подтвердил эксперимент,
решить качественную картину колебательного
процесса клапана без ограничителя подъема
пластины.
Исходная система уравнений для клапанов без
ограничителя подъема пластины холодильных
компрессоров имеет вид:
%>=*«<1-
• *вс) h (ю?) — Bh\i (Re; h) f (xB0) /2 (ют),
d*h _ , dh
! ??ивс — v/i — T] T-,
d%
Ux
B)
C)
где хвс — относительная величина потерь
давления;
Рве — Р .
Рве
Рве» Р—давление всасывания и в
цилиндре, Па;
т — время цикла, с;
К — показатель процесса;
со — частота вращения, с-1;
/i (ют)» /г (ют) — функции хода и скорости поршня;
В, Е — постоянные коэффициенты для
процесса всасывания на данном
режиме, зависящие от давления и
температуры всасывания;
fi = Л Re" — коэффициент расхода;
A = f(h); n = f(h);
i (*вс) — напорная функция;
v — постоянный коэффициент для
данного типа клапана, определяемый
его геометрией;
Л = Лэ + яр (^пл) —коэффициент демпфирования;
гH, а, пг — коэффициенты, определяемые
экспериментально по методике,
предложенной Фотиным и
Мордвиновым;
упл— скорость пластины, м/с.
Вводимые в расчет экспериментальные
зависимости коэффициентов А и п представлены
в виде аналитических уравнений.
При решении уравнений B) и C) начальное
значение угла открытия ср0 определяется по
формуле
ф0 = arc cos [ 1 — 2С (П1 /т — 1) ],
где С—величина мертвого объема;
т — показатель политропы обратного расширения,
который на основании результатов исследований
ВНИИхолодмаша определяется как т = [(П).
Дифференциальные уравнения B) и C)
решены на ЭВМ «Мир-2». При составлении
программы были учтены реальные условия работы
клапана, найдены граничные и промежуточные
условия колебательного процесса.
На рис. 3 представлены результаты
эксперимента и расчета без учета и с учетом силы
трения. Введение силы трения в уравнение
динамики дает большее приближение к качественной
картине процесса (см. рис. 3, б).
Механическая прочность пластин
Работа всасывающих клапанов
рассматриваемого типа сопровождается прогибом пластин
внутрь цилиндра в процессе всасывания и
соударением при посадке с клапанной плитой.
Механическая прочность пластин может быть
оценена по напряжениям изгиба в процессе
работы и по контактным напряжениям при посад*
ке пластины. /
Напряжение изгиба определяется по
максимальному прогибу пластины, вычисленному с
помощью предлагаемой методики расчета
всасывающего клапана.
Ь,мм
3,0
2,0
1,0
hi
1 \ ^
\
M
<t5
90
Рис. 3. Диаграмма перемещений:
/ — расчет без учета (а) и с учетом (б) силы трения; 2 —
эксперимент, /0=—5°С, /К=40°С, фреон-22.
29

Контактные напряжения предлагается
определять на основе качественной оценки.
Клапаны без ограничителя подъема
пластины практически всегда работают в режиме
автоколебаний. Однако разрушение более вероятно
на режиме с многократными соударениями
пластины с седлом, следовательно, для обеспечения
большей долговечности клапана необходима
отстройка от такого режима [1].
Уравнение движения C) применим для расчета
относительного подъема пластины:
f
% =
Н
где Ятах ¦
И-
- условный максимальный подъем пластины,
мм;
-текущее значение в процессе всасывания,
мм.
В холодильных компрессорах с клапанами
исследуемого типа критерий скорости потока М
изменяется в среднем на величину порядка
0,05—0,24 при Пж 24-24. Задаваясь
значением М в соответствии с режимом работы и
принимая fx=l, определяем Яшах по формуле
^max —
где vn — скорость поршня, м/с;
Fn — площадь поршня, м2;
/с —'периметр седла, м;
R — газовая постоянная;
Гвс — температура всасывания, К.
Тогда уравнение движения будет иметь
следующий вид:
- Еквс — vx — Ц fa-
где
Е = -
iFnnP
ВС
'maxmnp
E)
F)
G)
mrip — приведенная масса пластины.
Из формулы E) видно, что, чем меньше
параметр ?", пропорциональный температурному
режиму (рвс), тем больше сказывается влияние
собственной частоты колебания пластины,
определяемой постоянным коэффициентом v. При
некоторых значениях v эти колебания
сопровождаются соударениями с ограничивающей
поверхностью.
Оптимальные соотношения этих параметров
Е/\=А могут быть критерием оценки
качественной картины контактных напряжений.
Предлагаемый критерий А характеризует не предел
разрушения, а возникновение режимов,
приводящих к разрушению. На величину А влияют
такие факторы, как критерий скорости потока,
объем цилиндра, величина мертвого объема,
А
12
10
I
3
ш
/
^кс'
///м
1
-W -35 -30 -25 -20 -15 -10 -5
Ot0,°C
Рис. 4. Параметр прочности пластины:
/ — толщиной 0,5 мм; 2 — толщиной 0,6 мм; 3 — область
нежелательных режимов работы (с соударениями).
| I I XJ L _J 1 х х
Q,95\
0,9l
2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 H 15 16 П
Рис. 5. Энергетические характеристики клапана.
геометрия пластины и частота вращения вала
компрессора, поэтому критерий А может быть
определен по этим параметрам только для
геометрически подобных систем.
На рис. 4 даны значения А в зависимости от
температуры кипения i0. Область ниже
штриховой линии соответствует нежелательным
режимам с соударениями, что подтверждено
экспериментом. Как видим, для клапана
компрессора с диаметром цилиндра 50 мм оптимальная
толщина самопружинящей пластины 0,5 мм.
Этот клапан, наряду с удовлетворительными
механическими характеристиками, имеет также
удовлетворительные энергетические
характеристики.
Потери в клапане определяются из
соотношения
Ркл =
Ра
Ра + КРвс
где ра— среднее индикаторное давление при адиабатном
протекании процесса, Па;
х — средиеинтегральное относительное давление.
Величина ркл представляет собой
энергетические потери по отношению к КПД г|а
компрессора и составляет 2—5%. причем меньшие
энергетические потери на основных
низкотемпературных режимах.
Расчетные данные хорошо согласуются с
экспериментальными (рис. 5).
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Афанасьева И. А. Экспериментальные
исследования напряжений в пластинчатых клапанах
холодильных компрессоров. — В кн.: Труды ВНИИ-
холодмаша, вып. 4. М., 1975.
2. Ф р е н к е л ь М. И. Поршневые компрессоры.
Л., Машиностроение, 1969.
so

УДК 621.565.945:628.84:629.122
Контактный воздухоохладитель для скоростных речных
пассажирских судов
Н. И. ПАТЛАЙЧУКГ Ф. А. ЧЕГРИНЦЕВ, А. П. ХОМУЛЕНКО,
Л. Г. ТКАЧЕНКО
Применение контактных воздухоохладителей в
установках кондиционирования воздуха (УКВ)
скоростных речных судов позволит при
неработающей холодильной машине подавать
охлажденный воздух в судовые помещения на
стоянках. При температуре забортной воды выше
12°С необходимое количество холода можно
аккумулировать в емкости с водой в течение
ходового времени, когда работает
холодильная машина. Если температура забортной воды
ниже 12°С, то воздух можно охлаждать
непосредственно забортной водой как на ходу,
так и на стоянке судов.
Большое аэродинамическое сопротивление
и неудобство вертикальной конструкции
препятствуют применению на скоростных судах
циклонно-пенных [1], вращающихся [3] и
радиальных 14] контактных воздухоохладителей.
С учетом огоаничений по массе и занимаемому
объему в УКВ целесообразно использовать
компактный контактный воздухоохладитель
горизонтального типа. Он может быть размещен
на горизонтальном участке судового
воздуховода и в этом случае не будет занимать на судне
дополнительный объем. Кроме горизонтального
исполнения, воздухоохладитель должен иметь
также малое аэродинамическое сопротивление,
что позволит применить электровентилятор с
небольшими мощностью и габаритными
размерами.
Этим условиям удовлетворяет
горизонтальный контактный воздухоохладитель с
дисковыми распылителями (рис. 1).
Воздухоохладитель состоит из корпуса 1, в
котором размещены направляющие лопатки 2,
ловушки для воды 3, электродвигатель 4, на
концах вала которого закреплены кассеты
дисков 5, а также из трубопроводов подвода 6 и
отвода 7 воды. Диски имеют коническую форму
и набраны на цилиндрической втулке.
Во втулке имеются отверстия, выполненные
таким образом, чтобы вода, подведенная по
трубопроводу 6 в ее внутреннюю полость, могла
поступать на диски. Для отделения капелек
воды от воздуха на выходе из аппарата установлен
каплеотделитель 8.
Под действием центробежной силы вода,
поступившая на диски, кольцевым потоком
перемещается к их верхней кромке, после чего
сплошной завесой движется навстречу воздуху.
Направляющие лопатки 2 предназначены для
закручивания потока воздуха. Поток воздуха
встречается с распыленной водой,
охлаждается и осушается.
Благодаря расширяющемуся по ходу воздуха
корпусу аппарата скорость потока снижается
и большая часть воды сбрасывается в ловушку <9,
из которой сливается по трубопроводу 7 в
емкость. Затем поток воздуха с капельками воды
направляется навстречу воде, распыленной
второй кассетой дисков. Воздух при этом также
охлаждается и осушается. В результате
снижения скорости по ходу воздуха вода попадает во
вторую ловушку 3 и по трубопроводу отводится
в емкость. Далее воздух попадает в
каплеотделитель S, где из него окончательно отделяется
капельная влага.
Для исследования основных характеристик,
определяющих пригодность аппарата для
скоростных судов, был изготовлен и испытан
макетный образец горизонтального контактного
воздухоохладителя с дисковыми
распылителями. Габаритные размеры исследованного
воздухоохладителя — длина 1200 мм, диаметр
500 мм; масса 80 кг.
Конструктивная схема макетного образца
воздухоохладителя соответствует схеме,
приведенной на рис. 1.
Рис. 1. Горизонтальный контактный воздуоохладитель с
дисковыми распылителями.
31

В процессе испытаний скорость воздушного
потока в сечении А—А воздухоохладителя
изменяли в пределах 0,73—8,8 м/с путем плавного
регулирования аэродинамического
сопротивления воздушного тракта стенда. Коэффициент
орошения составлял 0,1—3,0 кг/кг.
Температуру воздуха, поступающего в
воздухоохладитель, поддерживали в пределах 24,8—25,2°С,
относительную влажность — 48—50%,
температуру воды на входе в воздухоохладитель —
от 6,0 до 6,2°С.
Измерения проводили в установившихся
тепловых режимах в течение 2—3 ч с интервалом
15 мин.
Критериальное уравнение теплообмена
двухфазной среды при установившемся режиме имеет
вид [1, 2]:
KT = /(ReB, Re;),
0)
где лт = —— — критерии, характеризующий ин-
свРв?
тенсивность работы активного
пространства при различной
продолжительности пребывания
воздуха в аппарате;
kv — объемный коэффициент
теплопередачи, Вт/(м3-К);
wB — скорость воздуха в поперечном
сечении активного объема (сечение
А—Л), м/с;
св — средняя теплоемкость воздуха,
кДжДкг-К);
рв—плотность воздуха, кг/м3;
g — ускорение силы тяжести, м/с2;
, w3
Rer« = —;—— видоизмененные критерии Реи-
нольдса, соответственно, для
воздуха и воды;
^в> vw — коэффициент кинематической
вязкости, соответственно, воздуха и
воды, м2/с;
gw =« —=r — плотность орошения, м/с;
Gw — объемный расход воды в
воздухоохладителе, м3/с;
F — площадь поперечного сечения
активного объема воздухоохладителя
(сечение Л—Л), м2;
И — длина активного пространства
воздухоохладителя, м.
При математической обработке результатов
испытаний коэффициент теплопередачи kv
определяли по количеству явного тепла. За
величину активного объема принят объем Va, м3,
определяемый по формуле
Va = -
я (Do-<*o
Я,
B)
где D0 — минимальный диаметр корпуса в пределах
активного пространства, м;
d0—диаметр дисков, м.
Установлено, что уравнение A) можно
представить как зависимость между определяемым
и определяющими критериями в виде функции
*т
Ь ReJ Re„,
,а +Ь ReB
C)
где а', Ь'', а", Ь" — постоянные величины.
На основании уравнения C) при обработке
опытных данных получены следующие
выражения:
при 17-105^ReB<40-105
, w , N 0,684—0,746-10*~7ReR
/Ст = ( - 484 + 0,00036ReB ReJ
D)
при 7-105<ReB<1710°
tfT = (— 438+ 0,00075ReB) (Re
0,658—1,9- 10 ?ReR
в) \ v ш;
E)
при 2,5.105<ReB<7-105
,. , , ,0,261—0,32.10 ReB
/CT=Cl6 + 0,00l6lReB) (ReJ ; F)
npH0,4-105<ReB<2,5-105
/CT=E38—0,0021Re^) (Re
, .0,125+16,7-10 7Re'
G)
Подсчитанные по выражениям D)— G)
значения объемного коэффициента теплопередачи
kv хорошо согласуются с экспериментальными
данными. В среднем расхождение не превышает
8%.
Зависимость коэффициента теплопередачи
k0 от скорости воздуха wB показана на рис. 2.
Из него видно, что с увеличением скорости
воздуха wB коэффициент теплопередачи kv
возрастает. Следовательно, повышение скорости
воздуха дает возможность уменьшить
габаритные размеры воздухоохладителя.
При увеличении коэффициента орошения \л
от 0,1 до 0,7 наблюдается резкое повышение
коэффициента теплопередачи. Однако
дальнейшее увеличение \i практически не влияет на kv,
а также на разность температур воздуха и воды
At на выходе из воздухоохладителя (рис. 3).
Как показали исследования, при [х>0,7
относительная влажность воздуха на выходе из
воздухоохладителя не зависит от значения
коэффициента орошения и равна ф=96%. Однако
при снижении \i резко падает ф, так, уже при
[х=0,1 ф=67%. Относительная влажность
воздуха на выходе из воздухоохладителя при
fi=const не зависит от скорости воздуха w^
32

11
10
Жук Л
At,°C
2
0 ,
o^??
J%
-K^H
¦—v
^
*
r
0 2 if 6 8щм/с
Рис. З. Зависимость разности температур воздуха и воды
на выходе из воздухоохладителя At от скорости воздуха
wB при различных значениях коэффициента орошения \i:
О — ц = 0,U А — Ц = 0,3; о — м- = 0,7; !l — jli=1,0; % —
JLL= 1,5.
О 2 Ч 6 8 щ,м/с
Рис. 2. Зависимость объемного коэффициента
теплопередачи kv от скорости воздуха wB при различных значениях
коэффициента орошения \л:
О — Jbt = 0,1; Л — ц = 0,3; о — li = 0,7; п— М-=1,0; # —
|ы= 1,5; ¦ — ц = 3,0.
В результате обработки экспериментальных
данных получена также зависимость между
мощностью, потребляемой электродвигателем,
N, кВт, и массовым расходом воды Gw, кг/с:
Л'= 0,425 + 2,07^.
(8)
Расхождение между опытными и расчетными
значениями N не превышает 10%.
Зависимость аэродинамического
сопротивления воздухоохладителя АН от расхода
воздуха VB показана на рис. 4. Как видно из
рисунка, увеличение \i не оказывает
значительного влияния на сопротивление
воздухоохладителя. Максимальное значение АН
исследованного образца не превышало 420 Па.
Общее уравнение для определения
аэродинамического сопротивления контактного
воздухоохладителя имеет вид [2]:
350
J00
250
200
/50
100
50
0,5 0,6 0,9 1,2 1,5 /,вУд,м%
Рис. 4. Зависимость аэродинамического сопротивления
АН для разных значений \х от расхода воздуха VB:
ф _ jm = 0,1; Л — |ы = 0,7; ? — Ц=1,0; о — ц = 1,5.
Eu = a Re_
Re,
или
Eu = /(ReB;
Re„
?>[«"
(9)
(Ю)
Уравнение (9) можно представить как
зависимость между определяемым и определяющими
критериями в виде степенной функции:
При обработке опытных данных для
диапазона Re' =0,4- 105-ь40-105 получена зависимость
Eu=14,8(ReB)-°-147(Rew)<'.124. A1)
Расхождение между значениями критерия
Эйлера Ей, подсчитанными по уравнению (И),,
и опытными не превышает 12%.
При значениях коэффициента орошения |i=0,7
и расходе воздуха Ув=1,68 м3/с, приемлемых
для УКВ речных судов, холодопроизводитель-
ность макетного образца воздухоохладителя по
явному теплу составляла 21 кВт. Как видно
из рис. 4, аэродинамическое сопротивление при
этом равно 392 Па.
33

Благодаря малым габаритным размерам,
массе и аэродинамическому сопротивлению
исследованный контактный воздухоохладитель
может быть использован для УКВ скоростных
речных пассажирских судов.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Богатых С. А. Комплексная обработка
воздуха в пенных аппаратах. Л., Судостроение, 1964.
морозильных аппаратов
Канд. техн. наук А. Г. ИОНОВ, О. К. БОГОЛЮБСКИЙ
Калининградский технический институт рыбной
промышленности и хозяйства
Плиточные морозильные аппараты роторного
типа состоят из автономных секций, которые
можно рассматривать как аппараты
периодического действия с загрузкой и выгрузкой
замораживаемого продукта через равные
промежутки времени.
Конструктивные особенности роторных
морозильных аппаратов определяют характер
тепловой нагрузки на холодильную установку.
В процессе замораживания тепловая нагрузка
на автономную морозильную секцию и,
следовательно, режимные параметры хладагента в
ней значительно изменяются (так, плотность
теплового потока снижается с 4000 до 500 Вт/м2).
В то же время суммарная тепловая нагрузка
аппарата вследствие равномерной загрузки и
выгрузки продукта практически постоянна, что
обеспечивает плавность регулирования холо-
доп роизводител ьности установки.
Неодинаковыми тепловыми нагрузками на
морозильные секции (например, одна только
что загружена продуктом, а другая должна
разгружаться) и их положениями
относительно оси ротора объясняется различие параметров
хладагента в каналах плит, приводящее к
неравномерности его распределения и тем самым
снижению эффективности работы морозильного
аппарата.
Роторные морозильные аппараты
подключают к насосным системам непосредственного
охлаждения с повышенной кратностью
циркуляции хладагента. В настоящее время в
охлаждающих системах эксплуатируемых аппаратов
хладагент в основном кипит в каналах моро-
34
2. Вавилин О. А., Языков В. Н.
Исследование радиально-контактного воздухоохладителя
для судовых систем кондиционирования воздуха. —
Холодильная техника, 1974, № 3.
3. Д и е в Б. Ф. Контактные вращающиеся
теплообменники для судовых систем кондиционирования
воздуха. — В кн.: Кондиционирование воздуха на
судах. Л., 1962.
4. Языков В. Н., Вавилин О. А.
Радиальный контактный воздухоохладитель для судовых
систем кондиционирования воздуха. — В кн.:
Кондиционирование воздуха, Л., 1972.
УДК 621.564:621.565.912
зильных плит. Для уменьшения влияния
тепловой нагрузки при кипении хладагента на
входе в радиально расположенные плиты
устанавливают ограничители расхода (шайбы
диаметром 2,5—3,5 мм). Однако при этом
возрастает гидравлическое сопротивление, что
ухудшает теплотехнические и эксплуатационные
характеристики аппаратов.
С учетом предложения А. А. Гоголина [1]
охлаждающие системы морозильных аппаратов
роторного типа были нами переведены на
работу с переохлажденным хладагентом.
При однофазном движении в результате
исключения влияния тепловой нагрузки на
гидравлическое сопротивление морозильных плит
улучшается распределение хладагента по
каналам плит и повышается эффективность работы
аппарата [3]. Циркулирующий
переохлажденный хладагент полностью омывает поверхность
каналов плит, вследствие чего повышается
коэффициент теплоотдачи, при этом также
улучшаются эксплуатационные характеристики
морозильного аппарата (например, меньше масла
скапливается в каналах плит). Использование
аммиака в качестве хладоносителя позволяет
сократить продолжительность замораживания
пищевых продуктов и увеличить
производительность аппаратов, что было подтверждено
экспериментальными исследованиями и
испытаниями аппаратов в промышленных
условиях [4].
При работе плиточных морозильных
аппаратов роторного типа на переохлажденном
хладагенте требуется обеспечить необходимую
интенсивность теплообмена в каналах
морозильных плит и такую степень
переохлаждения жидкого хладагента на входе в аппарат,
чтобы исключить его вскипание в аппарате.
Использование переохлажденного хладагента в охлаждающих системах

Необходимая интенсивность теплообмена в
каналах морозильных плит создается
оптимальной скоростью циркуляции переохлажденной
жидкости в каналах плит. Оптимальную
скорость циркуляции определяют по методике [2]
из условия
d C/П)
dw
d2 C/П)
0 ПРИ ~dw2~~>0'
(О
где 3—сумма приведенных годовых затрат, тыс. руб.;
П — производительность морозильного аппарата, кг/ч;
w — скорость жидкого хладагента в каналах плит, м/с.
С использованием ЭВМ типа ЕС 1020 были
рассчитаны обобщенные показатели C/П)
аммиачных охлаждающих систем для роторных
морозильных аппаратов (рис. 1).
Оптимальная скорость жидкого аммиака в каналах плит
0,1—0,12 м/с, что примерно соответствует
расходу циркулирующей жидкости G,10^-8,5) X
Х10~3 м3/с.
Был проведен анализ составляющих суммы
приведенных годовых затрат (результаты
анализа частично приведены в таблице).
Из таблицы и рис. 1 видно, что с
возрастанием скорости аммиака в каналах плит до
оптимального значения отношение суммы
приведенных затрат к производительности уменьшается
за счет малой производительности аппарата
при существенной продолжительности
замораживания продукта. С увеличением скорости
i
W
20
1500\
/000\
SffiA-
30
20
3/П
J
п
// !
1
0J
ол
0,3
0Л щм/с
Рис. 1. Зависимость суммы приведенных затрат 3,
производительности Я морозильного аппарата АРСА-3-15 и их
отношения 3/П от скорости аммиака w в каналах плит.
сз
%
к_о
SS
Л m
ь ч
У я
Си ~
* Х
U os
Расчетная
продолжительность
замораживания
мин
i к
о л
к ^
к- О»
О Н
Мощность,
затрачиваемая
компрессорами
кВт
к
s ?
о Л
= ч
Н V
о н
Мощность,
затрачиваемая
циркуляционными
насосами
кВт
S гс
и X
о л
ас ^
н <и
с н
0.050
0,075
0,100
0,125
0,150
0,200
139,21
121,23
113,62
109.61
107,24
104,55
1,00
0,87
0,82
0,79
0,77
0,75
29,58
33,97
36,24
37.57
38,40
39,39
1,00
1,15
1,23
1,27
1,30
1,33
0,50
1,32
2,66
5,92
9,42
23,6
1,00
2,64
5,32
11,85
18,85
47,20
аммиака больше оптимальной отношение 3/П
возрастает в основном вследствие увеличения
мощности, затрачиваемой на привод
циркуляционных насосов.
При проектировании и эксплуатации
охлаждающих систем необходимо обеспечить на входе
хладагента в морозильный аппарат требуемый
подпор, который гарантировал бы нужное
переохлаждение и предотвращал вскипание
хладагента в каналах плит.
При определенных геометрических
характеристиках системы переохлаждение
хладагента на входе в аппарат зависит от расхода
циркулирующей жидкости. В процессе движения
по каналам плит жидкий хладагент
нагревается за счет тепловой нагрузки от
замораживаемого продукта, а температура переохлаждения,
по отношению к первоначальной, падает.
С учетом изменения значений плотности
теплового потока при замораживании продуктов в
блоках, полученных при экспериментальных
исследованиях кинетики теплоотвода,
вычислен нагрев хладагента в каналах плит
роторного морозильного аппарата в зависимости от
скорости его циркуляции в диапазоне 0,05—
0,3 м/с. Результаты расчета при средней
температуре хладагента —40°С приведены на рис. 2.
Максимальный нагрев хладагента отмечен в
начальный период процесса замораживания. На
него существенно влияет скорость циркуляции.
Зависимость подпора хладагента Ар на входе
в морозильный аппарат (^_40°С) от скорости
в каналах плит показана на рис. 3. Из графика
ВИА^?Т0,/Например' ПРИ скорости аммиака
ш-0,075 м/с минимальный подпор на входе
в аппарат должен быть не меНее 25 кПа. При
эксплуатации морозильных аппаратов
рекомендуется подпор аммиака поддерживать
равным oU кПа.
Для создания необходимого подпора
хладагента на входе в аппарат (переохлаждения
жидкости) предложено на выходе из аппарата уста-
35

At,r
8
6
Ч
2
,1
20
2
J
4
I
5
/
6 7
/ /
40 60 80 V,muh
a
йр,кПа
WO
JO
0
'
к 1
I
At,°C
16
12
8
4
к
\
^¦^
4V
<1
2
3
4
/~
5
Tj
6
\ l
i :
7
1
i
!
005
0,10
015
0,20
0,25 щм/с
20
40
60
80 Т,мин
Рис. 2. Нагрев аммиака (а) и фреона-22 (б) в каналах
морозильных плит в процессе замораживания при
различных скоростях циркуляции (м/с):
/ — 0,05; 2 — 0,075; 3 — 0,1; 4 — 0,15; 5 — 0,2; 6 — 0,25;
7 - 0,3 м/с.
навливать регулирующий вентиль, что упрощает
схему распределения хладагента, улучшает
эксплуатационные и экономические показатели
насосной системы в целом в результате
сокращения числа ограничителей расхода,
интенсификации процесса оттаивания и др. При установке
вентиля у циркуляционного ресивера по
возвратному трубопроводу аппарата, имеющему
часто значительную длину, будет циркулировать
жидкий хладагент. Это позволит при одинаковом
гидравлическом сопротивлении уменьшить
диаметр трубопровода, так как сопротивление
двухфазного потока больше сопротивления
однофазного потока жидкости.
В настоящее время на работу с
переохлажденным аммиаком без дроссельных шайб переведены
охлаждающие системы роторных морозильных
аппаратов на Полесском комбинате,
Армавирском молочном комбинате и др.
При испытании охлаждающей системы
роторного морозильного аппарата АРСА-3-15 на
Полесском комбинате хладагент в аппарат
подавался автономным циркуляционным насосом
марки ЗЦ-4А-2Г. Перед испытаниями
дроссельные шайбы были демонтированы; для
измерения расхода аммиака на прямом участке
нагнетательного трубопровода насоса
установлена стандартная камерная диафрагма в
комплекте с дифманометром ДТ-150; для
наблюдения за состоянием хладагента — на возврат-
6,8
15,6
УЮУ/с
Рис. 3. Зависимость подпора аммиака 1 и фреона-22 2'
от скорости жидкости w (расхода V) в каналах плит..
ном трубопроводе аппарата смотровое стекло;
для регулирования переохлаждения аммиака —
на возвратном трубопроводе регулирующий
вентиль.
Аппарат испытывали на холостом ходу, а
затем при замораживании продуктов. В ходе
испытания измеряли давление аммиака на входе
и выходе аппарата и расход аммиака.
Контролировали состояние выходящего хладагента по
смотровому стеклу. Равномерность
распределения аммиака по морозильным плитам аппарата
визуально определяли по нарастанию на их
поверхностях слоя инея.
Были определены зависимости расхода
хладагента, давления аммиака на входе и выходе
морозильного аппарата от величины открытия
вентиля на возвратном трубопроводе, которая
существенно влияла на параметры насосной
системы.
Перед загрузкой морозильного аппарата
продуктом вентиль на возвратном трубопроводе
был открыт так, чтобы давление хладагента на
входе в аппарат равнялось 40 кПа, при этом
давление на выходе составляло ~35 кПа, что
соответствовало переохлаждению аммиака на
выходе — 12°С. В дальнейшем величину
открытия вентиля не изменяли. При замораживании
рыбы температуру жидкого аммиака на входе
поддерживали равной —40°С. Средний расход
хладагента составлял 5-10 м3/с.
Контроль фазового состояния аммиака через,
смотровое стекло показал, что жидкий
хладагент занимал весь объем трубопровода,
пузырьков пара не было. Аммиак распределялся
равномерно, все шланги и морозильные плиты
были покрыты ровным слоем инея.
При продолжительности замораживания.
120 мин, что соответствует паспортной
характеристике морозильного аппарата, температу-
36

pa в центральном слое замороженных блоков С
рыбы доходила в среднем до —25°С. *
На оттаивание морозильного аппарата было
затрачено вдвое меньше времени, чем обычно 2
{при установке дроссельных шайб).
Испытания подтвердили, что при работе на
переохлажденном хладагенте по предложенной 3
схеме обеспечивается равномерное
распределение хладагента по всем плитам, уменьшение
замасливания плит при длительной работе аппа- 4
рата, регулирование переохлаждения
хладагента, значительное сокращение
продолжительности оттаивания.
в цилиндрических льдогенераторах
Канд. техн. наук Л. 3. ВОЛЫНЕЦ,
канд. техн. наук В. К. САФОНОВ, В. Ф. ФЕДОСЕЕВ
Московский ордена Трудового Красного Знамени
институт химического машиностроения
Расчетные зависимости для определения
продолжительности намораживания льда на
внутренней цилиндрической поверхности
льдогенераторов [1, 3] широко известны из работ
Р. Планка [4] и Л. С. Лейбензона [2]. Однако
эти зависимости недостаточно точны, поскольку
в них не учитывается термическое
сопротивление теплопередающей поверхности и, кроме
того, температура жидкости принята равной
температуре фазового превращения.
Авторами выведена более точная формула, в
которой эти допущения учтены.
При выводе формулы использовали
следующую физическую модель. Пусть имеется цилиндр
наружным радиусом RK (рис. 1) и внутренним
RQ, на внутренней поверхности которого
намораживается лед. Температура поступающей
воды /0, коэффициент теплоотдачи от воды к
слою льда а0. Наружная поверхность цилиндра
охлаждается хладагентом с температурой /х,
коэффициент теплоотдачи от стенки к
хладагенту ах. Теплофизические свойства льда и
температура поступающей воды вдоль оси трубы
приняты постоянными.
В общем случае модель математически
описывается дифференциальными уравнениями
теплопроводности, характеризующими
нестационарное температурное поле стенки и льда
со следующими граничными условиями:
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Г о г о л и н А. А. Непосредственное охлаждение
с использованием холодильного агента в качестве
хладоносителя. — Холодильная техника, 1964, № 2.
2. Ионов А. Г., Мекеницкий С. Я., Б о -
г о л ю б с к и й О. К. Насосно-циркуляционные
системы морозильных установок. М., Пищевая
промышленность, 1976.
3. Ионов А. Г., Боголюбский О. К., М е -
кеницкий С. Я. Распределение хладагента в
системах охлаждения морозильных аппаратов. —
Холодильная техника, 1977, № 4.
4. Насосно-циркуляционные системы
с роторными скороморозильными агрегатами/
А. Г. Ионов, С. Я. Мекеницкий, О. К.
Боголюбский и др. — Мясная индустрия СССР, 1974, № 4,
№ 5.
УДК 536.421.4:621.58
т = 0; т] = т]0; (l)
л = l; ^cT^-5fp = ax(^i — *x); B)
л = Ло; 'i Оно) = МЛо); C)
л = 'По; ^ст -0jf = К ~дц ; D)
л = тц; МЛ1) = 'к. E)
где т — продолжительность намораживания, с;
г] = — — безразмерный текущий радиус заморожен-
ной зоны;
R — текущий радиус замороженной зоны, м;
#о
т]0 = -jj- — безразмерный внутренний радиус трубы;
А,ст — коэффициент теплопроводности материала
стенки, Вт/(м-К);
Рис. 1. Граничные условия.
Некоторые вопросы теории процесса намораживания льда

^(л)> ^2 (rl) — соответственно текущее значение
температуры в стенке и слое льда, С;
ti — температура на наружной поверхности
трубы, С;
t.>—температура в слое льда, °С;
А,л — коэффициент теплопроводности льда,
ВтДм-К);
t
гь = тг~— безразмерный радиус границы фазового
превращения;
I — радиус границы фазового превращениям;
tK — температура фазового превращения воды
в лед, °С.
Условие на подвижной границе фазового
превращения можно записать в виде:
у,Вт/м2
Л 1 dL
Л = Ль К /^ ^ = a0 (tQ — /к) +
5600
то
2800
то
\ /
\
1
1
-4-^
1
1
1
I
1
1
I
1
1
1
i i
г
/
_г^?
t0-Ю°С
5
0
¦¦"—
i(
\
X
у
\
\
F)
oj о,г оуз о,н о,5 o,s ojn0~n
где рл — плотность льда, Kr/Md;
г — удельная теплота фазового превращения воды
в лед, Дж/кг.
Точное решение такой задачи не найдено, но
можно получить приближенное решение с
достаточной для инженерного расчета точностью,
если принять изменение температуры в стенке
цилиндра и в слое льда по закону
стационарного распределения. В слое льда оно имеет вид:
(*к — ЫахЯн^стЛ 1п
Л1
^(Л) *к +' ^ст + ах#н (хлт] In т]0 — %СТу) In Т10 — " •
— A,CTlnTh)
G)
Для определения скорости намораживания
льда нужно подставить в уравнение F)
уравнение G). После несложных преобразований
получим:
Рл' "*" н d% ~ рл/- 1 + (*i — къ In т|х) Л1 '
где q0 = а0 (t0 — tK) — плотность теплового потока от
воды к слою льда, Вт/м2;
qx = ах (tK— tx)— плотность теплового потока от
поверхности трубы к хладагенту,
Вт/м2;
(8)
*i= ахЯн1пт)оК
J_
^л
k, = -
ау#„
^л
Полученное выражение позволяет установить
ряд интересных и важных особенностей
процесса. Нетрудно видеть, что скорость
намораживания со временем стремится к нулю. При
определенных условиях рост льда прекращается,
а предельная толщина намороженного слоя
может быть определена из уравнения (8), в котором
необходимо d%1ldx приравнять нулю.
Графическое решение уравнения (8) при dx1/dT~0
представлено на рис. 2 при параметрах
процесса, приведенных ниже (только для tx=
38
Рис. 2. Изменение безразмерной толщины слоя льда в.
зависимости от температуры воды при температуре,
хладагента tx=—20°C:
1 - q°'' 2 ~ l+Ofej-A.lnThVnr
—20°С). Пользуясь приведенными графиками,>
можно, не рассматривая всего процесса
намораживания, определить степень промерзания
живого сечения цилиндра: полное или частич-
ное. Так, при Яо< l + (kl\lnni)r]l сечение
цилиндра будет полностью промерзать. Если
gn> , , ,.—Цг-i г— то произойдет частич-
ное промерзание. Например, при q0 =
=4200 Вт/м2 безразмерная толщина
намороженного льда равна г]0—т]=0,14.
Намораживания совсем не происходит, если q0=qx B
начальный момент времени (в нашем примере q0=
= qx& 5600 Вт/м2).
Разделяя переменные и интегрируя (8) в
пределах от 0 до т и от ц0 до т], можно получить
продолжительность промораживания
цилиндра любого радиуса
Rndr\j
1 Яо
Т1
=1
(9)
Ло РЛ' 1 + (*1 — k2 1П Л1> Л1 Рл'
Интегрировать можно численным методом.
На рис. 3 в качестве примера приведены
графики продолжительности промораживания
цилиндров с разными R0, вычисленной при
следующих данных:
*0=0, 5 и 10°С; осх=
= 1000 Вт/(м2-К); Хст=50 Вт/(м-К); а0=
=200 Bt/(m2-K); /х=—10, —20 и —30°С; R0=
=0-^0,03 м при толщине стенки трубы 0,003 м.

7200
5400
J600
1600
*oT
7
V i
10 15 20 25R0,mm
Рис. З. Продолжительность промораживания цилиндра
радиусом R0 при различной температуре воды и при
температуре хладагента tx=—10СС.
Из рис. 3 видно, что температура воды
значительно влияет на продолжительность
промораживания.
При t0=tK(q0=0) формула (8) запишется
после интегрирования в виде:
ЯнРл''
(Ло —Л) + 2 *i+-2"
-^" ("По 1п Ло — Л2 In л)
(Ю)
Продолжительность полного промораживания
цилиндра составит (г|=0):
ЯнРл''
1?
^2 2 1
— " Ло1пЛо
(И)
Результаты сравнения расчетов по
выведенной формуле A1) с данными расчетов по
формуле Р. Планка и Л. С. Лейбензона при тех же
параметрах представлены на рис. 4.
Как видно, даже при столь малом термическом
сопротивлении стенки цилиндра толщиной бст=
=3 мм расхождение данных по выведенной
формуле и по формуле Р. Планка значительно.
Важным показателем работы льдогенераторов
является его производительность т, т. е. съем
льда данной толщины с погонного метра длины
трубы^в единицу времени:
%с
то
3600
2400
1200
о
>г у
/^.
г /
/
/у
/^
х>7
/ У
/
^S-
/
2
^"Г^-
5 10 15 20 25 Я0,мм
Рис. 4. Продолжительность промораживания цилиндра
радиусом R0y вычисленная при:
/ — tx = — 10°С; 2 — tx = —30°C; по формуле A1);
по формуле Р. Планка [4]; по формуле
Л. С. Лейбензона [2].
м
ч
A2)
где М — масса льда, получаемая с единицы длины
трубы за время т;
т + т0 — суммарная продолжительность цикла,
включающая продолжительность собственно процесса
намораживания т и продолжительность
оттаивания и дробления льда т0.
Массу льда определяют по формуле
М^РлЯнЫ-1!2).
A3)
Толщину слоя льда, при которой
производительность аппарата будет наибольшей при
данном т0, определим из следующего условия:
"т = 0, A4)
dx
откуда
dM
di ''
М
т + т0*
A5>
Подставив М из уравнения A3), т из
уравнения (9) и произведя дифференцирование в.
левой части уравнения A5), получим
окончательное уравнение для определения
оптимальной толщины слоя льда
— 2ц
Рпг 1 +(*! — /г21пт])т)'
*нA2о-Л2)
Рл']
т0 ~Г
ЯяРлг
A6)
<b\i
По 1 +(^1— ?2lnTll)%
<7о
Частным случаем уравнения A6) при t^t^
будет следующее:
39

•2л
<7х
1 + (k± — k2 In ц) г) рлг
/о +
<7х
(Ло — Ц)
2
^0"
*i + ~o-
-"(Ло1пт1о — Л2 in л) рлг
A7)
Решение уравнения A6) представлено на рис. 5
для цилиндра с /?0=25 мм. Пользуясь этим
графиком, можно выбрать такие условия
намораживания, при которых производительность
аппарата будет наибольшей. Например, при
уменьшении т0 в три раза производительность
аппарата возрастет почти вдвое. При повышении
разности температур между хладагентом и
температурой фазового превращения с 10 до 20°С,
т. е. вдвое, производительность возрастает в
1,5 раза.
Таким образом, зависимости A6) и A7) могут
быть использованы при проектировании новых
и расчете оптимальной производительности
существующих льдогенераторов.
m:WU}/(MC)
д
6
J
г 1 ^
1
^_ I-J
1
1
1
1
I
1
1
V
1\
i \
1 \
1 i
ч L^^
—T~"^s
—|—Ь
i
i i
i i
i i
i i
^2^>
\5>
/воо\
j/ TN
\ tdOOc\
0,16
0,32
0Л8
1о-Ц
Рис. 5. Оптимальная толщина безразмерного слоя льда
при заданных условиях намораживания:
1 — *= —ю°С; 2 — / =— 20°с.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Б о б к о в В. А. Производство и применение льда.
М., Пищевая промышленность, 1977.
2. Лейбензон Л. С. Руководство по
нефтепромысловой механике. М.-Л., ГНТИ, 1931.
3. Т к а ч е в Н. Ф. Цилиндрический льдогенератор
для производства пищевого прозрачного льда. —
Холодильная техника, 1951, N° 2.
4. Plank R. Zeitschrift fur die gesammte Kalte-
Industrie. 1913, № 6. j
УДК 621.564:536.24
Критерии пересыщения парогазовой смеси
Канд. техн. наук К. И. РЕЗНИКОВИЧ
При интенсивном охлаждении парогазовая смесь
может конденсироваться не только на теплоот-
водящей поверхности, но и в объеме. Так как
образующийся при этом туман осаждается очень
плохо, эффективность аппаратов,
предназначенных для выделения влаги, снижается.
Объемная конденсация возникает, когда
степень насыщения ср, равная отношению давления
паров в потоке р к давлению насыщения р"
при той же температуре, достигает некоторой
критической величины. Последняя для водяных
паров в воздухе, содержащем пылинки,
капельки масла и другие взвеси, что характерно для
промышленных условий, лишь немного
превосходит единицу.
Обширное исследование процессов
пересыщения выполнено А. Г. Амелиным [1]. Цель на-
40
стоящего исследования — получить простые
зависимости, на основании которых, без
подробного расчета воздухоохладителя, можно было
бы предсказать большую или меньшую
вероятность наступления объемной конденсации.
Предполагая полную аналогию процессов
тепло- и массоотдачи, будем считать, что отношения
количества сконденсировавшегося пара к
передаваемому теплу вдоль и поперек потока
одинаковы:
Рр (р — Рст)
a(t — tCT)
wfCpdt
A)
где |3р — коэффициент массоотдачи;
рирст—парциальное давление пара в смеси и у стенки;
а—коэффициент теплоотдачи;
t и /ст — температура соответственно парогазовой смеси
и стенки;
gu — плотность потока пара;
w—скорость потока парогазовой смеси;
р — плотность парогазовой смеси;
сР — удельная теплоемкость парогазовой смеси.

При малых концентрациях, которые только
и будут рассматриваться, изменение плотности
массового расхода пара gu можно приближенно
представить в следующем виде:
где \i и [хп — молекулярная масса соответственно
парогазовой смеси и пара;
Р—полное давление парогазовой смеси.
Тогда предыдущую зависимость перепишем
так:
dp
~dt
— cp
= ^Ст)^Р
¦ Рст
!^n
t-tn
B)
Из равенства диффузионного и теплового
чисел Нуссельта вытекает соотношение Льюиса:
Рр
¦р — Р
Р Цгг
D \1 — п
а
где D — коэффициент диффузии;
а — коэффициент температуропроводности;
я, т — постоянные,
в котором, при близких значениях
коэффициентов диффузии и температуропроводности
постоянная т часто принимается равной единице.
Если для определения давления пара в
зависимости от температуры насыщения
воспользоваться формулой
- - Г г I 1 1
р =р0ехр ^ [Т0--Т
где р0, 70 — давление и температура пара, относящиеся
к произвольному состоянию насыщения,
выбранному за начало отсчета;
?г — теплота парообразования;
Ru— газовая постоянная;
Т — температура,
и ввести обозначения
~7р~ = 6,
1 О
Дп^О
то в окончательном виде уравнение B)
предстанет как
dDez)
d<d
= m-
сре*
е ст
6 —<
C)
Максимальная степень насыщения легко
находится дифференцированием левой части этого
равенства. При dy/dQ=0 получим
Фта>
de max
Фтахе max
, е ст
в*
Ост
D)
или, имея в виду, что
dez
е2
z ~z
e ст max
Фтах
Я
m
el,
Приняв для краткости
/ 1
последнее уравнение можно записать так:
Фта х
0СТ
E>
m 9П
С другой стороны, из сопоставления уравнений
C) и D) следует, что
Фтах
б((фег )
dez''
dQ "
F)>
т. е. максимальная степень насыщения в
координатах р—Т выразится как отношение
тангенсов углов наклона касательных к линии
процесса и линии насыщения при температуре
потока 9тах.
Уравнение E) дает два значения Этах> в
пределах которых Фшах изменяется от единицы до
бесконечности. Первое из них ^тах^^ст ПРИ
8max=0 (линии процесса и насыщения при этой
температуре имеют общую касательную), второе
определяется из равенства
?тах "ст .
m
Оточили
вщах "сп
"тах"ст
которому соответствует, согласно F),
<*(<pez )та>
dti
= 00
(линия процесса в координатах р—Т имеет
вертикальную касательную).
Таким образом,
етях = Д_
;тах —
2т
-]Л
4тВг
Учитывая, что —<\, разложением,
радикала в ряд получим
пгО<
Отсюда вытекает, что максимальная степень
насыщения возникает всякий раз в очень узком
интервале температур потока, мало
отличающихся от температуры стенки:
41

о^е
max
¦во
m9
Этот вывод не связан с какими-нибудь
предположениями о характере изменения
температуры стенки. Из сказанного следует также, что
вдоль потока образование тумана наиболее
вероятно вблизи выхода из теплообменника, а
в направлении поперек потока максимум
насыщения должен находиться в пределах погра-
личного слоя.
т6п
Условий, когда етах>-
вс
и максимум
пересыщения не существует и когда етаХ<0 или
Этах<9СТ и жидкость испаряется в поток, а не
конденсируется, рассматривать не будем.
В практических расчетах охладителей
влажного газа температура стенки нередко считается
постоянной вдоль всей поверхности. В таком
¦случае при т=\ постоянным будет и отношение
d (ере2) _ ере2
dQ О
Z
¦ е ст
ен-е
= с.
G)
Процесс охлаждения парогазовой смеси
теперь графически изобразится прямой.
Предыдущие уравнения в данных условиях принимают
вид (индекс «н» обозначает начальное состояние):
Фтах = '
се2
max
э2 .
max
<?(9
max
т)'
е max •
?е
[срне2н-
Ф = е— [фне н-С(9н-0)].
Как отмечалось раньше, если
z"
с =
__ я*
dQ Уст е2
С'х
то ФШах=1 при втах=вст; если
с>
я*
е2
ТО Фтах-^ °° При 6тах-ест:
жутке между этими значениями
Эст
в проме-
Оп
е ст
еЛст
Такова графическая интерпретация
полученных результатов в предположении о том, что
все процессы происходят при одной и той же
температуре поверхности, но при разных
начальных состояниях газа. Если же
фиксированным является начальное состояние, то по мере
снижения температуры поверхности
уменьшается и тангенс угла наклона линии процесса, од-
42
нако существенно медленнее, чем производная
по линии насыщения в точке максимума, в
связи с этим степень насыщения ФшаХ непрерывно
растет.
При не очень больших интервалах температур
6 на основании уравнения G)
_Ф =
Фн
Здесь
z -
:е н
1
сене
фн?е н
-te-0
е" A —Ьи).
сене
С6;
/6СТ
Фн?е н цнде
постоянная величина, в которой с известной
погрешностью принято
6 ж "|/ 6Н6СТ.
Отсюда вытекают весьма простые зависимости:
\—Ь
"max = с~ , Фтах = Фн^е max .
(8)
Изменение отношения ф/срн в функции от и
при разных значениях параметров Ъ показано
на рисунке. При конденсации степень
насыщения в потоке увеличивается по сравнению с
начальной, если й<1, только в этом случае
значение итах положительно. С уменьшением Ъ
максимум отношения ф/срн возрастает и все
дальше отодвигается по направлению
охлаждения от начальной точки. По существу сказанное
является повторением ранее сделанного
заключения об отношении производных dpIdT по
линии процесса и кривой насыщения, поскольку
с некоторым приближением параметр Ь является
именно таким отношением для начальной точки.
ХсР
\
Изменение степени насыщения охлаждаемой^паровоздуш-
ной смеси ф/фн в функции от и при постоянной температуре
поверхности и разных значениях параметра Ь.

го
tep опь
о
X
2
3
4
5
15
17
18
19
22
23
25
/ , °с
41,2
40,5
41,5
39,0
54,3
54,0
45,3
64,4
47,9
56,3
60,7
Эксперимен!
Фн, %
84,7
52,0
76,2
83,9
59,3
67,0
24,0
39,2
95,0
32,0
65,1
V °с
23,7
16,7
24,0
21,5
29,0
19,2
8,5
13,8
14,4
16,2
29,5
Ф„. %
98,2
100
100
95,5
98,0
92,5
92,5
100
100
89,7
90,2
'ст- °с
18,6
12,7
19,0
16,3
24,6
12,8
4,5
9,6
11,5
10,3
19,9
Clq
18,2
7,8
15,9
16,2
18,2
19,1
3,5
14,2
23,7
8,2
24,7
ZH
е |
"н 1
38,4
37,7
39,3
34,8
68,2
67,6
47,8
105,3
53,9
75,2
93,7
2СТ
е
°ст
11,8
9,5
12,4
10,4
16,4
8,8
5,2
7,4
8,2
7,6
12,9
Расчет
Ъ
0,537
0,377
0,509
0,534
0,428
0,393
0,282
0,314
0,435
0,316
0,397
"max
0,86
1,65
0.97
0,87
1,34
1,54
2,54
2,18
1,30
2,16
1,52
Фщах» %
108,0
102,7
101,5
107,0
97,0
122,5
86,0
108,5
151,0
87,5
118,0
"к
1,00
1,46
1,03
1,04
1,36
1,90
2,22
2,76
1,94
2,24
1,62
фк, %
107,0
100,0
101,5
105,8
96,7
113,2
82,5
82,5
103,0
80,7
117,5
Примечание. Данйые таблицы приведены для условия р0= 133,322 Па, t0= — 20 °С, q — 2l.
Из изложенного следует, что возможность
наступления объемной конденсации определяется
условием
z
е ст
ист
с
Z
е н
(9)
Если это условие выполняется, то нужно
сопоставить итах, вычисляемое по формуле (8),
<с желаемым наибольшим значением этой
величины, а затем установить по Фтах вероятную
степень насыщения в конце процесса.
Для иллюстрации в таблице приведены
некоторые результаты экспериментального
исследования ребристого воздухоохладителя [2]. За
.исключением опыта 19, где конечное значение
ик самое большое, расчетные и
экспериментальные значения срк более или менее
удовлетворительно совпадают. В опытах 3 и 18, как и
следует из условия (9), туман не образовывался,
то же относится и к опытам 15 и 23, для которых
отношение Clq очень близко к отношению
eZcT/9cT. В остальных случаях,
сопровождавшихся пересыщением, незначительным в
опытах 2, 4, 5, 19 и весьма существенным в опытах
17, 22 и 25, удовлетворяются неравенства (9)
и, кроме того, и„>итаХ, а <ртах>1-
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Амелин А. Г. Теоретические основы
образования тумана. М., Химия, 1972.
2. Жуковский B.C., Резникович К. И.
Тепло- и массообмен в «сухих» воздухоохладителях
со спирально-ребристыми трубками,
изготовленными методом накатки. — Труды ВВМИУ им.
Ф. Э. Дзержинского, 1960, вып. 42.
УДК 621.57-52
Пускозащитная аппаратура однофазных электродвигателей
холодильных агрегатов
С. Д. ГИЗУНТЕРМАН, С. А. ЗАХАРОВ
Рижский завод «Компрессор»
Надежность и долговечность герметичных
агрегатов малой холодопроизводительности в
значительной степени зависит от безотказной
работы электропривода, в частности пускозащит-
ной аппаратуры. В связи с увеличением
выпуска герметичных холодильных агрегатов с
электродвигателями однофазного исполнения
безотказность их пускозащитной аппаратуры
становится особенно актуальной. В настоящей
статье рассматриваются методы и средства
проверки пускозащитной аппаратуры,
обеспечивающие надежное функционирование компрессор-
но-конденсаторных агрегатов с герметичными
ротационными компрессорами производства
рижского завода «Компрессор».
Аппаратура однофазных электродвигателей
холодильных агрегатов типов ВСр и ВВр (ГОСТ
22502—77) представлена пускозащитными реле
43

серий РТК-1-00 и РТК-2-00. Реле
предназначены для пуска встроенных электродвигателей
и защиты их обмоток от сверхдопустимого
нагрева при работе агрегата в аварийных режимах.
Принципиальные электрические схемы реле
различных исполнений приведены на рис. 1.
Пусковая часть реле — соленоидного типа, с
двойным разрывом контактов, включенных в
пусковую фазу электродвигателя. Катушка
соленоида соединена последовательно с рабочей
фазой. Реле срабатывает под действием
электромагнитных сил при протекании пускового тока
в катушке. После достижения ротором
электродвигателя не менее 75% установленной
синхронной частоты вращения и одновременного
снижения тока через катушку под действием
гравитационной силы сердечника контакты реле
отключают пусковую обмотку. Защитная часть
реле представляет собой биметаллическую
пластину с нихромовой спиралью.
Спираль, включенная в цепь пусковой фазы,
подогревает пластину во время работы
электродвигателя на двух обмотках. Биметаллическая
пластина воздействует на размыкающий
контакт защитного реле.
В соответствии с ГОСТ 22502—77
автоматическая защита от превышения температуры
обмоток встроенных электродвигателей сверх
допустимого значения должна срабатывать в
следующих аварийных ситуациях: остановке
вентилятора; прекращении всасывания
хладагента; повышении температуры окружающего
воздуха до 60°С; пробое электрических
конденсаторов; разрыве пусковой фазы; повреждении
пусковых приборов.
Опыт эксплуатации холодильных агрегатов
показывает, что аварийные режимы возникают
при выходе из строя электродвигателя привода
вентилятора или заклинивании его крыльчатки,
значительной утечке хладагента или
прекращении его циркуляции в связи с замерзанием или
засорением дросселирующего органа,
заклинивании соленоида или сваривании контактов
пускового реле, неисправностях в подводящей
сети и т. д.
Надежная работа пускозащитных реле
обеспечивается правильным подбором их основных
параметров: токов срабатывания и отпускания
пускового реле; временем срабатывания и
возврата защитного реле при протекании через него
контрольного тока.
Пусковые параметры устанавливают на
основе анализа характеристик встраиваемого
электродвигателя, а защитные — путем подбора
диапазонов времени срабатывания и возврата для
каждого типа холодильного агрегата. При этом
минимальное время срабатывания выбирают
исходя из условия обеспечения длительной
непрерывной работы агрегата в наиболее напряжен-
г~-
/ыКл1 /^Кл2
\ Щ~}
t
L.
±гь
._]
Ш
Ш1 Ш2 U/J
гт
Рис. 1. Принципиальные электрические схемы
пускозащитных реле:
а — РТК-1-00; б — РТК-2-00 для электродвигателей с пусковой
обмоткой сопротивления; в — РТК-2-00 для электродвигателей-
с конденсаторным пуском; Ш1 — Ш3 — штепсельные соединения
реле с выводами обмоток электродвигателя; Кл I—Кл5 —
выводы для подключения реле к элементам электросхемы.
ном температурном режиме, а максимальное —
из условия отключения встроенного
электродвигателя при достижении его обмоткой
допустимой температуры для данного класса изоляции;
минимальное время возврата устанавливают с
учетом, что раствор контактов реле должен
быть не менее 0,6 мм, а максимальное — с
учетом самовозврата контактов реле в течение не
более 10 мин при температуре окружающего
воздуха 45°С.
Контроль параметров пускозащитных реле
на предприятиях-изготовителях холодильных
агрегатов для торгового оборудования имеет
важное значение для безотказной работы
агрегатов. Методы контроля определяют
соответствующими техническими условиями на пуско-
защитные реле. При проверке пускового реле
через катушку пропускают ток срабатывания,
а затем ток отпускания фиксированной
величины. Точность уставок тока не менее 1%. Реле
располагают в рабочем положении
(вертикально, согласно указателю на крышке) с
допустимым наклоном до 5° в любую сторону от рабочего
положения. Включенное и отключенное
состояния пускового реле контролируют по положе-
44

Т1 Т2
С таб.-210
Gar
К контактам
проверяемого
реле
Рис. 2. Схемы стендов для контроля параметров пускозгщитных реле с электромеханическими счетчиками
«цифровыми индикаторными лампами (б).

нию его контактов, которые включают в цепь
сигнальных ламп или показывающих приборов.
Время срабатывания и возврата защитного
реле проверяют в рабочем положении с закрытой
крышкой. Реле подключают к источнику тока,
который протекает через термоэлемент. Предель-^
ное отклонение контрольного тока от заданного*
значения ±2%. Обычно время срабатывания и
возврата в технической документации указано
при температуре окружающего воздуха 20±2°С,
однако на практике параметры реле проверяют
в помещениях с нерегулируемой температурой,
поэтому следует учитывать зависимость
параметров защитного реле от температуры
окружающего воздуха.
Техническими условиями предполагается
время срабатывания и возврата измерять с
помощью секундомера. При массовом контроле
параметров пускозащитных реле
целесообразно использовать стендовое оборудование,
позволяющее автоматизировать процесс
испытаний и получить наглядные результаты.
Стенд для контроля параметров
пускозащитных реле включает регулятор тока,
понижающий трансформатор, балластный резистор,
измерительные и индикаторные приборы.
Рекомендуется схема с электромеханическими
счетчиками, регистрирующими время срабатывания
и возврата защитного реле (рис. 2, а).
Схема работает следующим образом.
Включением автоматического тумблера на схему
подается напряжение. Включается
стабилизатор напряжения, к зажимам которого
подсоединена обмотка автотрансформатора 77. Выход
автотрансформатора соединен с первичной
обмоткой понижающего трансформатора Т2. Во
вторичную обмотку понижающего
трансформатора Т2 включены токоограничивающий
резистор R1, трансформатор тока ТЗ с
амперметром РА на стороне вторичного напряжения,
токовое реле К1 и клеммы для подключения
проверяемого реле. При включении тумблера
S1 напряжение со вторичной обмотки
/трансформатора Т4 выпрямляется мостом V4. Пульсации
выпрямленного напряжения сглаживаются
конденсатором С2. Стабилитрон V8 стабилизирует
напряжение питания генератора импульсов,
собранного на однопереходном транзисторе V9,
резисторах R2 и R3, конденсаторе С1. В
выходную цепь транзистора включена катушка
реле К2, шунтированная обратным диодом V10r
для гашения ЭДС самоиндукций, реле. Частота
генератора определяется параметрами время-
задающей RC-пепи. Резистор R4 ограничивает
ток, проходящий через стабилитрон V8.
Одновременно при включении тумблера S1 подается
питание на цепи электромеханических
счетчиков. При замыкании вторичной цепи
трансформатора ТЗ срабатывает реле К1 и подключает
к источнику напряжения электросчетчик Y1
и сигнальную лампу HI «Время
срабатывания». Цепь счетчика коммутируется контактом
1К2 с частотой 10 импульсов в секунду. При
размыкании цепи питания токового реле К1
обесточивается цепь счетчика Y1 и
замыкается цепь счетчика Y2 и сигнальной лампы Н2
«Время возврата». Необходимую величину тока
устанавливают по амперметру РА вращением
рукоятки автотрансформатора 77, при этом
тумблер S2 переводят в замкнутое положение-
Временные параметры реле фиксируются
электромеханическими счетчиками со сбросом,
(с точностью до 0,1 с).
Более совершенным является стенд для
проверки параметров пускозащитных реле,
выполненный на цифровых индикаторных лампах.
Упрощенная схема стенда представлена на
рис. 2, б. Силовая часть схемы аналогична
вышеописанной. В качестве счетно-логических и
индикаторных устройств использованы
пересчетные декады (например, типа ДС-1) с выходом
на цифровые электронные лампы, фиксирующие
время срабатывания и возврата в виде
светящихся цифр газоразрядных ламп. При нажатии
на кнопку тумблера S2 отрицательный
потенциал прикладывается к сеткам тиратронов и
происходит сброс на «0» показаний
индикаторных ламп. Стенд удобен в работе и
высокопроизводителен.
Методы проверки параметров пускозащитных.
реле, внедренные на рижском заводе
«Компрессор», могут быть рекомендованы для
использования не только на предприятиях-изготовителях,
холодильных агрегатов, но и на ремонтно-мон-
тажных комбинатах холодильного
оборудования.

ОБМЕН ОПЫТОМ
УДК 621-52.004.6
Повышение
эксплуатационной
надежности машины АМУР
Б. М. ГИСИН, Л. В. МАРКОВ, Л. С. МЕЛЫДЕР
Ленинградское СПНУ треста «Севзапмонтажавтоматика»
Типовыми проектами автоматизации
холодильных установок на распределительных
холодильниках, в овоще- и фруктохранилищах
предусматривается использование автоматической
машины управления и регулирования АМУР.
Машина предназначена для автоматического
централизованного двухпозиционного
регулирования и контроля температуры. Число каналов
регулирования равно 20, 40, 60, 80, т. е. кратно
десяти.
Опыт наладки и режимных испытаний
машины АМУР на ряде объектов позволил выявить
отдельные конструктивные недостатки и
определить пути модернизации, направленные как
на повышение эффективности наладочных работ,
так и на повышение надежности устройств при
эксплуатации.
Как показала практика, применяемый в
машине АМУР прибор для контроля температур
М-136 весьма чувствителен к броскам входного
сигнала. При неисправности термодатчика или
канала связи чрезмерно увеличивается входной
сигнал, вследствие чего прибор выходит из строя.
Предупредить возможное повреждение прибора
можно двойным шунтированием его входа с
помощью диодов Д101—Д106. Схема включения
диодов показана на рис. 1. Элементы схемы
подбирают по величине сопротивления диода,
включенного в прямом направлении, а также
по вариациям входных сигналов в зависимости
от температур. Так, в диапазоне —50-.—Ь50°С
входной сигнал изменяется от —37,4 до +34,3
мВ. Нуль расположен в середине шкалы.
Работа шунта видна из вольтамперной
характеристики диода, приведенной на рис. 2.
Такое включение диодов не нарушает
метрологических характеристик показывающего
прибора, так как входное сопротивление
используемых кремниевых диодов в прямом направлении
в 30—40 раз превышает входное сопротивление
прибора в пределах амплитуд измеряемого
параметра.
Другой недостаток плоскопрофильного
прибора со световым указателем М-136 —
регистрация довольно широкого температурного
диапазона A00°С) при относительно узкой шкале.
Цена одного деления шкалы 1°С, расстояние
между делениями 1 мм, класс точности прибора
0,5. Визуальный контроль температуры в
пределах класса точности прибора ввиду слабой
подсветки шкалы и небольшого расстояния
между соседними делениями весьма затруднен.
Особенно неэффективно использовать прибор в
случаях, когда рабочий диапазон температур
лежит в пределах —10°C-f- + 10°C и большая часть,
шкалы прибора не используется. В первую
очередь, это относится к овоще- и фруктохра-
нилищам, где полный диапазон изменений
температуры в различных камерах не превышает
10°С и вместе с тем требуется высокая точность
поддержания температурных параметров.
Представляется целесообразным в таких случаях
применять прецизионный усилитель постоянного
тока с большим входным сопротивлением (рис. 3),
подключаемый параллельно входу прибора М-
136. Усилитель собран на транзисторах МП-116.
Питается усилитель от высокостабилизированно-
го источника и выпрямителя. Коэффициент
Рис. 1. Схема защиты измерительного прибора М-136
машины АМУР.
I/,В -400 -300 -200 -100
~"*l ^illi
1,мкА\
Рис. 2. Вольтамперная характеристика диодов типа
Д101—Д106.
47

RbM*
8KM Rr1pK
ТРис. 3. Принципиальная схема прецизионного усилителя
для визуального контроля температур.
усиления устройства стабилизируется за счет
глубокой отрицательной обратной связи.
Переменным резистором Rn осуществляется
размах шкалы прибора М24, включенного в
нагрузку второго каскада усиления, на требуемый
диапазон температур. Переменным резистором
J?4 устанавливается баланс первого каскада
усиления при замкнутой кнопке KH-L При
отпущенной кнопке без входного сигнала
резистором R9 устанавливается «О» на выходе.
Желательно! чтобы транзисторы ПТ1—ПТ4: имели
близкие вольтамперные характеристики.
Прецизионный усилитель можно применять в
переносном варианте, а также вмонтировать в
машину АМУР вместо любого резервного блока.
Одновременно с машиной Амур на
большинстве объектов применяют многоточечные
мосты или потенциометры, реализующие
трехпозиционный закон регулирования. При этом
в машине АМУР ряд каналов зачастую
остается неиспользованным. Нетрудно реализовать
трехпозиционный закон регулирования,
используя для этой цели свободные каналы
машины.
Принципиальные изменения, вносимые в
измерительную часть каналов машины АМУР,
показаны на рис. 4. Сущность их сводится к
тому, что выходной сигнал с диагонали одного
измерительного моста подается одновременно на
два канала управления. Задатчик второго
измерительного канала устанавливают в цепи
первого измерительного моста параллельно его за-
датчику. Средние точки задатчиков
соединяются между собой.
Область применения модифицированного
закона регулирования машины АМУР
определяется следующими ограничениями:
диапазон рабочих температур в объектах трех-
позиционного регулирования не должен
выходить за шкалу задатчика машины АМУР;
исполнительные механизмы, управляемые
машиной АМУР, должны быть
многопозиционными;
настройка цикла обегания каналов в машине
АМУР должна обеспечить заданную амплитуду
колебаний параметров в объектах регулирования
с учетом жесткой частоты срабатывания
системы.
Наиболее ответственным узлом в машине
АМУР является нуль-орган (блок 302). Его
функция заключается в усилении входного
сигнала и выдаче команд в блоки исполнительных
реле. Как всякий нуль-орган блок 302 требует
балансировки для правильного формирования
команд. Исправность работы блока
контролируют по срабатыванию выходных реле. Для
непосредственной оценки состояния нуль-органа
можно применить приспособление, показанное
на рис. 5. Горящие лампочки сигнализируют о
нормальном балансе нуль-органа.
Контролирует работу машины АМУР и
температуру в объектах управления оператор путем
вызова точек на прибор М-136. Периодичность
контроля в каждом конкретном случае носит
индивидуальный характер.
Для контроля за состоянием системы
предлагается использовать резервный нуль-орган
машины, включив его в функциональную схему па-
48

1B-1 W-7 1PP-Z
H~if\
1B-6
Z3-?
C
23-f 1B-7 2PP-2]
J i 2*
T 2B-6
Рис. 4. Измерительная схема блоков 310 при трехпозиционном регулировании.
*/
Г
кж
^f—ii—ir~
к-г Рб-1 РС-1
^
T-F"
Рв-2
ркт-2
*7
Рис. 5. Схема контроля нуль-органа машины АМУР.
раллельно основному (рис. 6). На выходе блока
подключают звуковой сигнализатор.
Переменный резистор на входе нуль-органа
предназначен для установки предельной величины
отклонения температуры от заданной или зоны
нечувствительности. При превышении этого значения
нуль-орган выдает сигнал на звонок или ревун.
В этом случае отпадает необходимость для
оператора вызывать точки для контроля до
появления звукового сигнала. Услышав сигнал,
оператор последовательно опрашивает каждую
точку, анализирует причину нарушения режима и
принимает меры для его восстановления.
Применение описанных устройств на
некоторых холодильных предприятиях Ленинграда
Рис. 6. Функциональная схема контроля параметров в
объектах регулирования:
/ — датчики; 2 — измерительные мосты; 3 — стабилизатор
тока; 4 — релейный распределитель; 5 — источник питания;
6 — генератор импульсов; 7 — сигнализация; 8 — блок
контроля; 9 — показывающий прибор; 10 — дополнительный нуль-
орган; // — основной нуль-орган; 12 — блоки запоминания.
позволило более рационально использовать
рабочее время операторов, повысить надежность
функционирования систем, увеличить
информативность и достоверность сведений о
регулировании температуры в камерах хранения продуктов,
снизить эксплуатационные расходы.
49

УДК 621.57.041-213.4:628.84
Замена герметичных
компрессоров
в автономных кондиционерах
А. Ф. МОСТОВОЙ
Герметичные компрессоры КФГ-14,0,
которыми оснащены судовые автономные кондиционеры
АКМГ-10-30У-1 [3], в ряде случаев выходят
из строя по следующим причинам: выбивается
паронитовая прокладка между крышкой
цилиндра и клапанной доской, происходит межвитко-
вое замыкание обмотки статора
электродвигателя, изнашиваются подшипники компрессора,
заклиниваются коленчатый вал или поршни.
При выбивании прокладки между крышкой
цилиндра и клапанной доской одна из сторон
кожуха при работе компрессора нагревается
больше других. Давление -конденсации
уменьшается, что определяют по снижению
температуры нагнетательного трубопровода холодильной
машины. Холодопроизводительность и
потребляемая кондиционером мощность уменьшаются.
Если произошло межвитковое замыкание
обмотки статора электродвигателя, то
компрессор не включается в работу (срабатывает
автоматическая защита). Верхняя часть кожуха
компрессора при этом нагревается до 65°С.
Сопротивление двух фаз уменьшается до 2,05 Ом, что
значительно меньше нормы. Происходит так
называемый «перекос фаз».
Об интенсивном изнашивании компрессора
свидетельствует возросший шум (стук) работы
подшипников. В масле, слитом из такого
компрессора, наблюдается много мельчайшей
бронзовой стружки. Дальнейшая работа
кондиционера в режиме охлаждения недопустима, так
как фреон разносит масло с бронзовой стружкой
по внутренним полостям холодильной машины,
загрязняя их. Бронзовая стружка, попадая с
маслом в подшипники, значительно ускоряет
их износ.
При включении кондиционера в режим
охлаждения компрессор с заклиненным коленчатым
валом или поршнем не запускается.
Прослушивается сильное гудение, срабатывает
автоматическая или тепловая защита. Кожух компрессора
нагревается до 65°С. Сопротивления фаз
обмоток статора в пределах нормы.
При появлении одного из указанных дефектов
необходимо заменить компрессор. Для этого к
месту работ доставляют новый компрессор,
заправленный маслом ХФ-12-16 в количестве 2,4±
±0,1 кг и заполненный сухим азотом или фрео-
ном-22 до избыточного давления ~100—200 кПа
A—2^кгс/см2). Проверяют состояние трубок
водяной полости конденсатора, при необходимости
их очищают.
Подготавливают необходимое оборудование и
приборы: баллон с фреоном-22 вакуумный
насос, вакуумметр, два вакуумных ключа, те-
чеискатель, психрометр, два образцовых
манометра, подключаемых к компрессору и
конденсатору соответственно.
Перед демонтажом вышедшего из строя
компрессора удаляют фреон через вакуумный ключ,
подсоединенный к наполнительному штуцеру
конденсатора. Фреон стравливают в атмосферу
через подсоединенную трубку или шланг. В
исключительных случаях допускается
стравливание фреона в хорошо вентилируемое помещение.
Необходимо тщательно проверить
правильность и надежность обжатия штуцерных
соединений вновь установленного компрессора с
трубопроводами.
Тепловую защиту компрессора настраивают в
соответствии с инструкцией по эксплуатации
кондиционера.
Схема вакуумирования и заправки фреоном
холодильной системы кондиционера показана
на рис. 1. В процессе замены компрессора
принимают меры, исключающие попадание во
внутренние полости влаги и воздуха. Влага,
взаимодействуя с фреоном, образует кислоты,
разрушающе действующие на электрическую
изоляцию встроенного электродвигателя [4].
Холодильную систему кондиционера вакууми-
руют до остаточного давления 66,7—133,3 Па.
Более глубокого общепринятого
вакуумирования для герметичных холодильных машин до
13,3 Па не удается добиться из-за испарения
легких фракций масла [1].
Во время заправки фреоном нельзя допускать
проникновения воздуха во внутреннюю полость
Рис. 1. Схема вакуумирования и заправки фреоном-22
холодильной машины кондиционера:
/ — вакуумный насос; 2 — баллон с фреоном-22; 3 —
образцовый манометр; 4 — конденсатор кондиционера; 5 —-
компрессор . кондиционера; 6 — вакуумметр.
50

холодильной машины, так как он становится
балластом, нарушающим нормальный цикл работы.
Это проявляется в увеличении потребляемой
мощности, высоком давлении конденсации и
перегреве верхней части конденсатора [2].
На судне, как правило, нет условий для
заправки фреоном путем взвешивания из-за
отсутствия весов и помещений необходимой площади.
Поэтому фреон заправляют порционным
методом и контролируют по приближению
температур конденсации и кипения (определяемых по
соответствующим давлениям, измеряемым
образцовыми манометрами) к температурам,
найденным по графику, который построен по
результатам стендовых испытаний кондиционеров
(рис. 2).
Измерив температуру воздуха по влажному
термометру tBJ1 перед входом в испаритель в
полном рециркуляционном режиме и зная
температуру охлаждающей забортной воды tw, по
графику определяют, какими должны быть
температура конденсации tK и кипения t0. Например,
ПРИ tBJl=27°C и /Ш=30°С температуры
конденсации и кипения должны быть 48 и 7°С
соответственно (на графике точка Л). Если после
заправки температуры кипения и особенно
конденсации ниже определенных по графику, то
это означает, что систему не дозаправили. И
наоборот, если они выше, то систему заправили
большим количеством фреона.
В первом случае нужно холодильную систему
дозаправить фреоном малыми порциями, а во
втором — выпустить лишний фреон, постоянно
контролируя температуры конденсации и
кипения по соответствующим давлениям,
измеряемым манометрами.
Заправка считается нормальной, если
фактическая температура кипения совпадает с
найденной по графику с точностью ±1°С, а
конденсации — с точностью ±2°С.
Расход охлаждающей воды 4000 кг/ч, трубки
конденсатора чистые.
Этим методом заправки фреоном пользуются в
тех случаях, когда к всасывающему патрубку
кондиционера не подсоединен воздуховод.
Если же нет доступа к испарителю кондиционера и
нельзя определить температуру воздуха по
влажному термометру перед испарителем, то
заправку фреоном контролируют методом
сравнения с параметрами (давлением или температурой
15 19 25 27 31 ЦЛу°С
Рис. 2. График для контроля заправки фреоном-22
холодильной машины кондиционера.
всасывания и нагнетания) другого автономного
кондиционера АКМГ-Ю-ЗОУ-1, работающего по
нагрузке в подобных условиях на судне и
имеющего одинаковые расход воды и состояние
трубок водяной полости конденсатора.
Холодильную систему проверяют на
герметичность после заправки галоидным
электронным течеискателем ГТИ-6 при неработающей
холодильной машине. В судовых условиях
допускаются утечки фреона до 1 г/год. (При
изготовлении кондиционера норма утечки 0,5 г/год.)
Замена вышедшего из строя герметичного
компрессора автономного кондиционера на
судне является сложной технологической операцией
и поэтому должна выполняться
высококвалифицированными специалистами.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. 3 е л и к о в с к и й И. X., Э л[ь к и н И. А.
Герметичные холодильные машины. М., Госторгиз-
дат, 1961.
2. Рольф О. К. Ремонт герметичных холодильных
агрегатов: Пер. с англ./под ред. В. Б. Якобсона.
М., Госторгиздат, 1960.
3. Судовые системы вентиляции и
кондиционирования воздуха. Справочное пособие по
проектированию/А. Д. Мундингер, В. П. Мокрецов, А# Д.
Тарасов и др. Л., Судостроение, 1974.
4. Якобсон В. Б. Малые холодильные машины.
М., Пищевая промышленность, 1977.
51

В ПОМОЩЬ ПРАКТИКУ
УДК 621.565.06.5@83.96)
Новая межотраслевая инструкция
по определению емкости холодильников
ОТ РЕДАКЦИИ
Ниже публикуются основные положения новой межотраслевой инструкции по
определению емкости холодильников, разработанной Всесоюзным научно-исследовательским
институтом холодильной промышленности при участии Росмясомолторга Министерства
торговли РСФСР. Составители: И. М. Гиндлин, Т. В. Протопопова, Л. С. Филиппова,
3. И. Жокина, О. М. Высоцкая.
Инструкция утверждена семью союзными министерствами и ведомствами, в системе
которых имеются холодильники.
С введением в действие настоящей Инструкции все ранее изданные и утвержденные
министерствами и ведомствами инструкции по определению емкости холодильников
утрачивают силу.
1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
1. 1. Настоящая инструкция распространяется на
холодильники всех министерств и ведомств, кроме
холодильников при продовольственных магазинах и
предприятиях общественного питания, емкость которых
определяется по ведомственным инструкциям.
1.2. К холодильникам относят все специальные
здания, имеющие искусственное охлаждение и
предназначенные для хранения скоропортящихся грузов.
1.3. Емкость холодильника определяют на основе
использования охлаждаемых помещений при применении
прогрессивных технических норм загрузки, соблюдении
требований технологических режимов, использовании
передовых методов организации труда и современных
производственных процессов и показывают в кубических
метрах охлаждаемого строительного объема и в тоннах
условного груза (условная емкость).
Рассчитывают емкость холодильника раздельно по
камерам хранения охлажденных грузов, включая камеры
хранения охлажденного мяса, и камерам хранения
мороженых грузов.
1.4. К камерам хранения охлажденных грузов
относят камеры с проектной (паспортной) температурой
воздуха от 10 до —-8°С, а к камерам хранения мороженых
грузов — камеры с проектной (паспортной) температурой
воздуха —8°С и ниже, а также камеры с универсальным
температурным режимом 0, —12°С и ниже.
1.5. Камеры предварительного охлаждения фруктов
холодильников в системе сельского хозяйства учитывают
как камеры хранения, их емкость показывают в
кубических метрах охлаждаемого строительного объема и в
тоннах условного груза (условная емкость).
1.6. Камеры хранения охлажденного мяса,
оборудованные подвесными путями, учитывают при расчете емкости
холодильника. Условную емкость их определяют по
полной загрузке подвесных путей.
1.7. При определении емкости холодильников не
учитывают камеры охлаждения и замораживания, а также
другие охлаждаемые помещения, не предназначенные для
хранения скоропортящихся грузов (экспедиции,
накопительные отделения, льдохранилища, разгрузочные и
загрузочные при камерах замораживания, камеры
созревания сыров, товарной обработки грузов,
аккумуляторные отделения и др.).
2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЕМКОСТИ ХОЛОДИЛЬНИКА
2.1. Охлаждаемый строительный объем холодильника
2.1.1. Охлаждаемый строительный объем холодильника
V0xt м3, определяют как сумму охлаждаемых
строительных объемов камер хранения:
Vox = V„.M.p + Ук.о.г + Ук.о.м, A)
гДе ^к.м.г — охлаждаемый строительный объем камер
[ хранения * мороженых грузов, м3;
Ук.о.г—охлаждаемый строительный объем камер
хранения охлажденных грузов, м3;
^к.о-м— охлаждаемый строительный объем камер
хранения охлажденного мяса,
оборудованных подвесными путями, м3.
2.1.2. Охлаждаемый строительный объем камеры
хранения Кк, м3, рассчитывают по формуле
VK= Fchc, B)
где Fc — строительная площадь камеры, м1;
hc — строительная высота камеры, м.
2.1.3. Строительная площадь "камеры* хранения FCf ма,
равна площади пола:
Fc=lb, C)
где I —- длина камеры, м;
Ь — ширина камеры, м.
2.1.4. Строительная высота яс, м, принимается:
в камерах с горизонтальными потолками — от пола до
потолка (рис. 2—9);
в камерах с переменной высотой потолка — средней
между минимальной и максимальной^ высотой от пола
до потолка (рис. 10, 11).
2.2. Условная емкость холодильника
2.2.1. В связи с хранением различных по плотности
грузов емкость холодильника исчисляют в тоннах
условного груза с нормами загрузки 0,35 т/м3 и 0,25 т/м
подвесного пути.
Условную емкость холодильника ?х> т, определяют
по формуле
Ех — ?к.м.г+ ?к.о.г+ ?к.о.м> D)
камер хранения мороже-
где ?к.м.г—условная емкость
ных грузов, т;
?к.о.г— условная емкость
денных грузов, т;
?к.о-м— условная емкость
камер хранения охлаж-
камер хранения
охлажденного мяса, оборудованных подвесными
путями, т.
Условную емкость камер хранения ?к.м.г и ?"к.о.г> т»
рассчитывают по формуле
?к.м.г> ^к.о.г— Уг 0,35,
/де Vr — грузовой объем камеры хранения, м3
E)
52

СХ ЕМЫ
размещения штабелей грузов с отступами от строительных конструкций камер и холодильного оборудования
ЩЩШШШШШЛ/ШШШа
Пристенная батарея
Вид А
Рис. 1.
Пучнобая
Ж:б балка
^
Рис. 2.
Пучкобая батарея
?
YA • Y/ ШгппЛрль
1
Штабель
¦^•^vv^/w;
mi
т
Wm
V//////A
Штабель
V/////A
т
I
7/АУ/АУ/'АУУАУ/АУ/Х^/АУ/Л7/АУ//\У//У/АУУАУУХ'
Рис. 3.
Распределенные батареи
Ш
i
'Штайель '
И
^у^/,Щ
уж
/ЛУ/////Л
¦V
I
1 г
Рис. 4.
Жгб. бал на
Распределенные батареи
И
И
SS53S
V//////A
Штабель
ХЛ
V,
щщ
777777,
Щ Штабель А
ь
77ШШЯШУ7Я7Ш77?ШШ77Ш7&г.
Рис. 5.
Воздушный канал ^
Рис. 6.
М:б. балка доз душны и канал
Рис. 7.
Пристенный подбесной боздухоохладитель
••^^•^^•Уу::^^-;^^^
М/ nfeifv/ t'bof 'v/'tso-i 44/
%
Y/////A
i
Штабель
Y//////s
У////А
v,
Пристенный подбесной боздухоохладитель
,¦-J' !/> „•' .»;j»»
Ч^
зШ
ж
кЯ Штабель
V
V,
-V
'Л \ t
вид А
Рис. 8.

Ж:Ь~. балка
А
Пристенный лодбесной воздухоохладитель
Ж:6. балка
Распределенные батареи
^/лчу/ЛУ/ЛУ/ЛУ/ЛУ//У//^/А%^
Пристенный подбесной боздухоохладитсль Ш. балка
W' _ ^с макете мин
Рис. 10.
Лцчкобая батарея
F)
ЖЖШШШШ5Ш
бидА
Рис. 9.
2.2.2. Грузовой объем камеры хранения JVV, м3,
ределяют по формуле:
VP = /У*г,
где Fr — грузовая площадь камеры, м2;
hr — грузовая высота, м.
2.2.3. Грузовую площадь камеры хранения Fr, *м2,
определяют по формуле
FP=F0-Z/, G)
где Fc — строительная площадь камеры хранения,
рассчитанная в соответствии с п. 2.1.З., м2;
2/ — сумма площадей, занятых внутренними и
пристенными колоннами, площадками за грузовой дверью,
проездами, пристенными батареями, напольными
воздухоохладителями, тамбурами, выступами, отступами от
оборудования и строительных конструкций до штабеля, м2.
Примечания.
1. Площадь, занятую колоннами круглого сечения,
определяют как для колонн квадратного сечения со
стороной, равной диаметру колонны.
2. В камерах, непосредственно за грузовой дверью,
предусматривается площадка 3,5X3,5 м.
3. Ширину проезда принимают равной 1,6 м.
4. В камерах площадью до 100 м2 проезд не
предусматривается.
5. В камерах шириной 12 и 18 м предусматривается один
проезд, в камерах шириной более 18 м — один проезд
на каждые два пролета (по 6 м). При наличии проезда
возле стены ширина его включает отступы от стен,
пристенных колонн и батарей до штабеля.
6. При наличии в камерах эвакуационного выхода
предусматривается проход к нему шириной 1 м.
7. Ширину отступов от гладкой стены, пристенных
колонн, батарей, напольных воздухоохладителей до
штабеля принимают равной 0,3 м (рис. 1).
8. В камерах хранения с наклонными потолками
грузовую площадь всей камеры разбивают на участки
шириной не более 6 м, что учитывается при расчете грузового
объема камеры (см. п. 2.2.5). »$?
2.2.4. Грузовую высоту камер хранения с
горизонтальными потолками принимают от поверхности пола до
поверхности штабеля. Отступы от строительных
конструкций и холодильного оборудования составляют:
а) при наличии пучковых потолочных батарей,
расположенных над проездом:
Рис. 11.
— 0,2 м от потолка в камерах средних этажей (рис. 2),
— 0,2 м от низа балок при размещении батарей между
балками (рис. 3),
— 0,3 м от низа батарей в камерах верхних этажей
и одноэтажных холодильников;
б) при наличии распределенных батарей по всей
площади покрытия — 0,3 м от батарей или 0,2 м от низа
балок при размещении батарей между балками (рис. 4, 5);
в) при наличии воздушных каналов — 0,3 м от низа
каналов (рис. 6, 7) или 0,2 м от низа балок, если балки
ниже каналов;
г) при наличии подвесных воздухоохладителей —
0,3 м до их нижней части или 0,2 м от низа балок, если
балки выступают ниже воздухоохладителей (рис. 8, 9).
Светильники должны размещаться преимущественно в
проездах и вдоль стен и не должны уменьшать грузового
объема камер хранения холодильников. При балочных
перекрытиях светильники не должны выступать ниже
балок. При гладких потолках высота подвеса
светильников не должна превышать 0,15 м от перекрытия и 0,3 м
до штабеля.
2.2.5. Грузовую высоту камер с наклонными
потолками принимают от поверхности пола до верха штабеля для
каждого участка (шириной не более б м). Отступы от
строительных конструкций и холодильного оборудования
составляют: > jjg$
а) при наличии потолочных батарей,
воздухоохладителей и воздушных каналов — 0,3 м от низа указанного
оборудования или 0,2 м от низа балок при размещении
оборудования между балками (рис. 10, 11);
б) при отсутствии холодильного оборудования на
участке — 0,2 м от низа строительных конструкций.
Примечания.
1. При расположении на соседнем участке пучковой
батареи верх штабеля не должен быть выше батареи
(рис. 11).
2. При размещении на соседнем участке
воздухоохладителя или воздушного канала верх штабеля должен быть
ниже них на 0,3 м.
«54

2.2.6. В камерах с универсальным температурным
режимом, оборудованных подвесными путями, грузовую
высоту принимают с учетом отступа штабеля от
подвесных путей на 0,2 м.
2.2.7. Условную емкость камер хранения
охлажденного мяса ?к.о.м> т, оборудованных подвесными путями,
определяют по формуле
?к.о.м = 10,25, (8)
где L — грузовая длина подвесных путей, м;
0,25 — норма нагрузки на 1 м грузовой длины
подвесного пути, т/м.
В грузовую длину подвесных путей камеры не входят
участки распределительных путей со стрелками.
2.2.8. При расчетах условной емкости камер хранения
холодильника следует учитывать проектную или
технически обоснованную нагрузку на 1 м2 площади
перекрытий.
Если прочность перекрытия камеры не позволяет
полностью использовать ее грузовую высоту, допускается
уменьшение условной емкости камеры с разрешения
вышестоящей организации при наличии соответствующего
акта.
Пример расчета условной емкости камер хранения
Условную емкость камер хранения определяют путем
умножения грузового объема камеры на установленную
норму загрузки условного груза 0,35 т/м3.
В качестве примера расчета условной емкости приняты
две камеры с исходными данными, указанными в табл. 1.
?16= 1476-0,35= 517 т,
?2б= 2820-0,35= 987 т.
Проверяют соответствие условной емкости камеры
хранения ее максимально допустимой загрузке.
Максимально допустимую загрузку камер хранения
подсчитывают путем умножения проектной или
технически обоснованной нагрузки на 1 м2 площади перекрытия
на строительную площадь.
Если условная 'емкость камеры, полученная в
результате расчета, меньше максимально допустимей загрузки,
то ее оставляют без изменения.
Если условная емкость камеры превышает
максимально допустимую загрузку, то ее принимают равной
максимально допустимой загрузке.
^Г25 =
-25
1000
1000-875
1000
= 875 т.
Следовательно, для камеры № 15 условная емкость
остается без изменения — 517 т, для камеры № 25 — она
будет равна максимально допустимой загрузке — 875 т.
При этом для камеры № 25 в связи с уменьшением
условной емкости делают пересчет ее грузового объема:
0,35
875
0,35
= 2500 м3.
2.2.9. Расчет емкости холодильника проводят по
каждой камере хранения.
Итоговую емкость холодильника заносят в паспорт
емкости холодильника.
3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЗАГРУЗКИ ЕМКОСТИ КАМЕР
ХОЛОДИЛЬНИКА ПО ВИДАМ ХРАНИМЫХ ГРУЗОВ
3.1. Загрузку емкости камер холодильника
определяют как произведение грузового объема камер хранения
на нормы загрузки, соответствующие размещенным в
камерах видам грузов, (табл. 2) с учетом нагрузки на
перекрытие.
Загрузка емкости камер хранения охлажденного мяса,
оборудованных подвесными путями, равна их условной
емкости, рассчитанной в соответствии с п. 2.2.7.
3.2. Условия складирования охлажденных и
мороженых грузов устанавливают в соответствии с требованиями
действующих инструкций и учитывают при определении
загрузки емкости камер холодильников.
3.3. При использовании ледяных экранов в камерах
хранения мороженого мяса загрузку емкости камер
рассчитывают с учетом отступа от стены или батареи до
экрана 0,6 м и толщины конструкции экрана. При этом
мясо укладывают вплотную к экрану.
Пример расчета загрузки емкости камер хранения по
видам хранимых грузов
При хранении в камере № 15 сливочного масла в
картонных ящиках (норма загрузки 0,8 т/м3), в камере
№ 25 — мяса кроличьего мороженого в деревянных
ящиках (норма загрузки 0,28 т/м3) загрузку их емкости
рассчитывают следующим образом:
Е1Ъ = VrlbN9
Е2ь= Vv2bN,
где N — норма загрузки, т/м3;
для камеры № 15
?15= 1476-0,8= 1181 т,
для камеры № 25
?25= 2500-0,28= 700 т.
Проверяют соответствие загрузки емкости камер № 15
и 25 их максимально допустимой загрузке.
Поскольку загрузка емкости камеры № 15 сливочным
маслом превышает ее максимально допустимую загрузку
F75 т), она будет равна 675 т. При этом допустимая
грузовая высота /&д штабеля составит:
Е1Ь 675
йд!5 =
*АГ
557-0,8
= 1,52 м,
где?1б
загрузка емкости камеры № 15, равная
максимально допустимой загрузке, т;
Frl5 — грузовая площадь камеры № 15, м2.
Загрузка емкости камеры № 25 мясом кроличьим
мороженым меньше максимально допустимой загрузки и
равна 700 т.
Таблица 1
№ камеры
15
25
Назначение
камеры
Камера хранения
Камера хранения
Исходные данные
строительная
площадь
камеры, м2
675
875
грузовая
высота, м
2,65
3,8
грузовая
площадь, м2
557
742
грузовой
объем,
м3
1476
.2820
проектная или
технически
обоснованная
нагрузка на
перекрытие,
кгс/м3
1000
1000
55

НОРМЫ Таблица 2
загрузки 1 м3 грузового объема камер хранения и коэффициенты пересчета в условный груз
Наименование груза
Говядина мороженая
в четвертинах
в полутушах
в полутушах и четвертинах
Баранина мороженая
Свинина мороженая
Мясо и субпродукты мороженые в
блоках в картонных ящиках
Мясо кроличье мороженое в
деревянных ящиках
Птица мороженая в деревянных ящиках
Колбасные изделия в деревянных
ящиках
Копчености в деревянных ящиках
Рыба мороженая
в деревянных ящиках, рогожных
кулях, тюках, корзинах
в картонных ящиках
Рыба мороженая осетровых пород без
тары?*
Рыбное ^филе мороженое в картонных
ящиках
Рыба соленая, икра паюсная, зернистая
в деревянных бочках
Масло сливочное
в деревянных ящиках
в картонных ящиках
Масло и жир животный топленый
в деревянных ящиках
в деревянных бочках
Маргарин в деревянных ящиках
Сыр
без тары и в деревянных ящиках
в деревянных барабанах
Сметана в бочках
Творог в кадках
Сгущенное молоко
в деревянных бочках
в фанерных бочках
Яйца
в деревянных ящиках со стружкой
в деревянных ящиках с прокладкой
тисненого картона
в картонных ящиках с прокладкой
тисненого картона
Яичные мороженые продукты (меланж) в
картонных ящиках
Яичные и молочные продукты сухие в
фанерных барабанах^и^картонных ящиках
Плоды и| овощи сушеные в деревянных
ящиках
Консервы
в деревянных ящиках
в картонных ящиках)
Мороженое на рейках без стеллажей
в картонных коробках
в контейнерах
в гильзах
Мороженое на стеллажах в картонных
коробках
Норма
рузки .
т/м8
0,40
0,30
0,35
0,28
0,45
0,60
0,28 1
0,38
0,40
0,50
0,35
0,55
0,45
0,60
0,37
0,70
0,80
0,65
0,54
0,65
0,50
0,46
0,75
0,71
0,57
0,74
0,32
0,30
0,27
0,70
0,40
0,35
0,60
0,65
0,17
0,33
0,21
0,23
&v о
5f « о S3
V « О.
0,87
1,17
1,00
1,25
0,78
0,58
1,25
0,92
0,87
0,70
1,00
0,64
0,78
0,58
0,95
0,50
0,44
0,52
0,65
0,52
0,70
0,76
0,46
0,49
0,61
0,46
1,09
1,17
1,30
0,50
0,87
1,00
0,58
0,52
2,06
1,07
1,67
1,52
Наименование груза
Яблоки и груши в деревянных ящиках
Цитрусовые
в фанерных ящиках
в картонно-деревянных ящиках
Прочие грузы
При укладке на поддонах
Масло сливочное
в деревянных ящиках
в картонных ящиках
Яйца
в деревянных ящиках со стружкой
в деревянных ящиках с прокладкой
тисненого картона
в картонных ящиках с прокладкой
тисненого картона |
при смешанной укладке: внизу
деревянные ящики с прокладкой
тисненого картона, наверху картонные ящики
Сгущенное молоко в деревянных и
картонных ящиках
Консервы
в деревянных ящиках
в картонных ящиках
Колбасные изделия в деревянных
ящиках
Сыр'в деревянных ящиках
Сыр плавленый в деревянных ящиках
Птица мороженая
в деревянных ящиках
в картонных ящиках
Жир животный топленый в деревянных
бочках
Яичные мороженые продукты (меланж)
в картонных ящиках
Рыба мороженая
в деревянных ящиках
в картонных ящиках
Рыбное филе мороженое в
картонных ящиках
Маргарин
в картонных ящиках
в деревянных бочках
Яблоки и груши в деревянных ящиках
Цитрусовые
в фанерных ящиках
в картонно-деревянных" ящиках
Виноград и томаты в лотках
Лук репчатый
Морковь
При укладке в контейнерах
Сметана в бочках
Творог в кадках
Сыр без тары
Арбузы и дыни
Капуста кочанная
Картофель
Морковь
Свекла
Лук репчатый
Яблоки и груши
|
Норма
рузки
т/м8
0,36
0,45
0,32
0,35
0,63
0,70
0,30
0,27
0,24
0,26
0,47
0,41
0,50
0,30
0,40
0,67
0,34
0,38
0,40
0,55
0,39
0,47
0,55
0,70
0,43
0,34
0,32
0,30
0,30
0,34
0,32
0,46
0,45
0,30
0,40
0,30
0,50
0,36
0,46
0,38
0,45
S ее 3
М Л) «
пересч*
в уело!
1 груз
0,97
0,78
1,09
1,00
0,56
0,50
1,17
1,26
1,46
1,35
0,75
0,85
0,70
1,17
0,87
0,52
1,03
0,92
0,87
0,64
0,89
0,75
0,64
0,50
0,81
1,03
1,09
1,17
1,17
1,03
1,09
0,76
0,78
1.17
0,87
1.17
0,70
0,97
0,76
0,92
0,78
Примечание: для продуктов "в упаковке приведена масоа брутто, без упаковки—масса нетто.
56

ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1) 564493 B1) 2045517/06 B2) 22.07.74 2E1) F 25 В
15/02 E3) 621.575 G2) В. В. Медведев G1) Украинский
научно-исследовательский институт природных газов
E4) АБСОРБЦИОННАЯ ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА
преимущественно для охлаждения природного газа,
содержащая насос для перекачивания крепкого раствора,
снабженный приводом, воздухоотделитель с теплообмен-
ной поверхностью для охлаждения слабого раствора и
магистраль природного газа с дросселем, отличающаяся
тем, что, с целью повышения экономичности, привод
насоса и дроссель совмещены и выполнены в виде детандера,
включенного в магистраль природного газа, а теплообмен-
ная поверхность воздухоотделителя установлена на этой
же магистрали после детандера.
A1) 567913 B1) 2347532/13 B2) 08.04.76 2E1) F 25 D 3/10
E3) 629.114.44 G2) В. П. Беляков, В. В. Будрик, М. С.
Мартынов, В. А. Шапошников
E4) УСТРОЙСТВО ДЛЯ НИЗКОТЕМПЕРАТУРНОГО
ОХЛАЖДЕНИЯ КОНТЕЙНЕРА, содержащее емкость с
жидким хладагентом, трубопровод подачи хладагента и
регулирующий вентиль, отличающееся тем, что, с целью
обеспечения равномерного охлаждения и стабильного
поддержания температур, оно снабжено по крайней мере
одним дополнительным регулирующим вентилем и
коробом с инжектирующими соплами и всасывающими
патрубками, при этом трубопровод подачи хладагента
расположен внутри короба, а регулирующие вентили
установлены на входе в сопла.
ГПТГТ1
N1 1 1 ^— ч^-.- ^ и
A1M76500B1) 2371425/06B2) 14.06.76 2E1) F 25
В15/02 E3) 621.575 G2) А. В. Тихонов, В. М.
Турецкий G1) Производственное объединение «Техэнергохим-
пром»
E4) СПОСОБ ПУСКА АБСОРБЦИОННОЙ
ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ с генератором, имеющим корпус с
размещенными в нем и закрепленными в трубных досках
трубами, путем подачи раствора в трубы и обогрева
последних теплоносителем и выпаривания крепкого раствора,
отличающийся тем, что, с целью повышения
эксплуатационной надежности, подачу теплоносителя ведут по
импульсу разности температур между температурой корпуса
генератора и температурой выходящего из него раствора и
указанную разность температур поддерживают, например,
не выше 30—40°С по длине труб 6—8 мм.
(II) 574500 B1) 2320058/33 B2) 02.02.76 2E1) Е 02 D 3/12
E3) 624.139.62 G2) Ю. Г. Федосеев, Ю. С. Миренбург,
В. А. Сорокин G1) Северное отделение Ордена Трудового
Красного Знамени научно-исследовательского института
оснований и подземных сооружений им. Н. М. Герсеванова
E4) УСТРОЙСТВО ДЛЯ ОХЛАЖДЕНИЯ И
ЗАМОРАЖИВАНИЯ ГРУНТА, включающее полый корпус с
конденсирующей и испарительной частями, заполненными низ-
кокипящей жидкостью, отличающееся тем, что, с целью
обеспечения непрерывности работы, внутри корпуса по
всей его высоте установлена емкость, имеющая на
наружной боковой поверхности в зоне испарительной части
воронкообразные элементы, а внутри емкости размещена
горизонтальная перегородка с регулируемым клапаном,
причем в емкости в зоне конденсирующей части корпуса
размещен пористый материал.
A1M77368B1) 2403821/13B2) 15.06.76 2 E1) F 25
С 3/02; А 63 С 19/10 E3) 621.584 G2) Б. Л. Беленький,
М. А. Гуревич, И. И. Мареева, Ю. В. Прокудин,
Ю. А. Табунщиков G1) Научно-исследовательский
институт строительной физики и Всесоюзный институт по
проектированию спортивных сооружений
E4) УСТРОЙСТВО ДЛЯ НАМОРАЖИВАНИЯ
ЛЕДЯНОГО ПОЛЯ ТРАНСФОРМИРУЕМОГО ИСКУССТВЕННОГО
КАТКА, содержащее металлические панели и имеющие с
последними тепловой контакт трубы для циркуляции хла-
доносителя, отличающееся тем, что, с целью обеспечения
равномерного распределения температуры по поверхности
льда и упрощения монтажа, металлические панели имеют
продольные впадины и выступы, а трубы смонтированы во
впадинах панелей.
57

A1) 575081 B1) 2309372/13 B2) 04.01.76 2 E1) А 23 L 3/16;
А 01 J 15/00 E3) 637.133.4 G2) Л. К. Николаев,
К. А. Иванов, В. А. Окунев, Л. Н. Листвина G1)
Ленинградский технологический институт холодильной
промышленности
E4) СКРЕБКОВЫЙ АППАРАТ ДЛЯ ТЕРМООБРАБОТКИ
ВЯЗКИХ ПИЩЕВЫХ ПРОДУКТОВ, состоящий из одной
или нескольких секций, каждая из которых содержит
рабочий цилиндр, снабженный охлаждающей рубашкой, вал-
барабан с ножами, образующий зазор с рабочим
цилиндром, переднюю и заднюю крышку с патрубками,
отличающийся тем, что, с целью повышения производительности
аппарата и улучшения тепломассообмена в обрабатываемом
продукте, он снабжен нагнетательным устройством^
выполненным в виде радиально расположенных лопастей,
установленным соосно с валом и расположенным со стороны
входа продукта в зазоре между торцом вала-барабана и
передней крышкой аппарата, при этом лопасти по их
периферийной части снабжены направляющими пластинами,
установленными под углом 30—40° к лопастям.
A1M78319B1) 2132052/23-26B2) 11.05.75 742E1) С 09
К 5/00 E3) 621.565.2 G2) В. Н. Забористое, Э. Б. Сы-
ресенкова
E4) ОХЛАЖДАЮЩАЯ СМЕСЬ, включающая
углекислоту и органический растворитель, отличающаяся тем, что,
с целью снижения летучести компонентов и увеличения ее
стабильности, она дополнительно содержит хлористый
кальций и этанол или ацетон при следующем соотношении
компонентов, вес. %:
Углекислота 5—70
Органический растворитель 10—80
Хлористый кальций 1,4—4
Этанол или ацетон 16—18,6
A1) 577369B1) 2019629/06B2) 29.042E1) F 25 D
13/02; F 25 D 29/00; F 25 В 49/00 E3) 621.565 G2) В. В.
Васютович, Б. Н. Коган, Ю. И. Колотий G1)
Государственный всесоюзный институт по проектированию
холодильников, фабрик мороженого, заводов сухого и водного
льда и жидкой углекислоты и Всесоюзный
научно-исследовательский институт холодильной промышленности
E4) ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА, содержащая
размещенные в камере пристеночную и потолочную батареи с
трубопроводами ввода жидкого хладагента и отвода
паров и систему автоматической подачи хладагента в виде
соленоидного вентиля, срабатывающего по датчику
температуры, расположенному в камере, отличающаяся тем,
что, с целью обеспечения оптимального поддержания
температурно-влажностного режима в камере,
соленоидный вентиль установлен на трубопроводе ввода
хладагента в пристеночную батарею, а на трубопроводе
отвода паров из потолочной батареи установлен
автономный соленоидный вентиль, связанный с индивидуальным
датчиком температуры в камере.
(II) 575455 B1) 2361664/06 B2) 21.05.76 2 E1) F 24]F
3/06 E3) 697.94 G2) Ю. С. Давыдов, М. Ю. Давыдов,
О. Г. Ляхов, А. X. Мамсуров, Б. С. Тихонов G1)
Московский институт народного хозяйства им. Г. В.
Плеханова
E4) 1. СИСТЕМА КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ
ВОЗДУХА, содержащая кондиционер с устройством его
управления и присоединенными к первому каналами холодного
и горячего воздуха, оборудованные соответственно
воздухоохладителем и воздухонагревателем и датчиками
температуры и присоединенные к смесительным устройствам,
каждый из которых имеет индивидуальные датчики
температуры, и рециркуляционно-вытяжной воздуховод,
отличающаяся тем, что, с целью снижения энергетических
затрат и повышения качества стабилизации
термодинамических параметров воздуха каналы соединены трубопроводом
с управляемой заслонкой, перед которой в канале горячего
воздуха установлено регулирующее дроссельное
устройство, соединенное с соответствующим датчиком
температуры, а в рециркуляционно-вытяжном воздуховоде
смонтированы датчик относительной влажности и
дополнительный датчик температуры, которые через блок
приоритетного управления связаны с устройством управления
кондиционера и заслонкой.
2. Система по п. 1, отличающаяся тем, что
воздухоохладитель и воздухонагреватель выполнены в виде
соответственно холодных и горячих спаев блока
термоэлектрического элемента.
3. Система по пп. 1 и 2, отличающаяся тем, что на вводе
питания термоэлектрического элемента установлен
тиристор ный регулятор, соединенный посредством
пропорционального терморегулятора с датчиками температуры,
размещенными в канале холодного воздуха.
A1) 576501B1) 2366914/06B2) 01.06.76 2E1) F 25
В43/02 E3N21.57.049.2 G2) И. И. Пономарев
E4) УСТРОЙСТВО ДЛЯ ОХЛАЖДЕНИЯ
МАСЛООТДЕЛИТЕЛЯ двухступенчатой компрессионной холодильной
машины с жидкостной линией, содержащее подводящий и
отводящий трубопроводы охлаждающей среды,
отличающееся тем, что, с целью повышения надежности,
подводящий трубопровод подсоединен к жидкостной линии
машины, а отводящий — к всасывающей стороне
компрессора высокой ступени.
58

A1M75459B1) 2362294/06B2) 18.05.76 2E1) F 25
В 9/02; F 25 В 49/00 E3) 621.57.012.4 G2) Б. Б.
Антонович, Е. П. Мовчан
E4) ДРОССЕЛЬНЫЙ МИКРОХОЛОДИЛЬНИК,
содержащий трубчатый теплообменник с регулятором расхода
газа на холодном конце, отличающийся тем, что, с целью
обеспечения компактности и поддержания постоянного
расхода газа в рабочем режиме, трубка теплообменника
заглушена и имеет на боковой поверхности по крайней мере
два дроссельных отверстия, а регулятор расхода выполнен
в виде элемента, например трубки со скошенным концом,
из материала с коэффициентом линейного расширения
меньшим, чем у материала трубки теплообменника,
закрепленного на заглушённом торце трубки теплообменника
для перекрытия одного из дроссельных отверстий.
(И) 578045 B1) 2378432/28-13 B2) 29.06.76 2 E1) А 23
В 7/00; F 25 D 13/00E3) 621.565.3 G2) В. П. Беляков,
В. Ф. Густов, Л. Н. Чекалов, О. Г. Талакин, В. Г. Даш-
ко, В. П. Харитонов, А. А. Журин, В. С. Горбунов
E4) УСТРОЙСТВО ДЛЯ ХРАНЕНИЯ
СКОРОПОРТЯЩИХСЯ ПРОДУКТОВ, включающее герметичную
холодильную камеру, заполняемую газовой средой с
пониженным содержанием кислорода, соединенный с камерой
посредством двух трубопроводов диффузионный аппарат,
содержащий набор пористых пластин, покрытых снаружи
селективными газопроницаемыми мембранами, и
вентилятор для циркуляции газовой среды через камеру и
диффузионный аппарат, отличающееся тем, что, с целью быстрого
получения в камере газовой среды необходимого состава и
повышения эффективности хранения продуктов,
диффузионный аппарат имеет вакуум-компрессор, а внутренние
полости пористых пластин сообщены с последним, при этом
в трубопровод перед вентилятором вмонтирован приточный
патрубок для подачи атмосферного воздуха.
-?Z@=T1
A1M77360B1) 2198870/06 B2) 15.12.75 2E1) F 24
Fl/00; F25 В 11/00E3) 697.94G2) А. X. Махмутов,
Ю. А. Новосельский, С. Л. Мальский, Ю. Н. Власов,
Б. М. Прохоров
. E4) КОНДИЦИОНЕР, содержащий корпус и
расположенные в нем детандер с тормозной крыльчаткой и глушитель
из звукопоглощающего материала, отличающийся тем, что,
с целью повышения эффективности глушения шума,
глушитель укреплен на периферии лопаток тормозной
крыльчатки, имеющих перфорированную поверхность,
образующую полость, заполненную звукопоглощающим
материалом.
Ер?
ш
ш
Ш//////Щ
У////////Л
A1M77361B1) 2300187/06B2) 15.12.75 2E1) F 24
Fl/00; F 25 В 11/00 E3) 697.94 G2) Б. Д. Чижов, А. X.
Махмутов, С. Л. Мальский, Ю. А. Новосельский, Ю. Н.
Власов
E4) КОНДИЦИОНЕР, содержащий корпус"с'выпускным
окном неразмещенный в корпусе детандер с.крыльчаткой на
одном из концов вала, отличающийся тем, что, с целью
снижения аэродинамического шума, на противоположном
конце вала симметрично основной крыльчатке на
расстоянии от нее, кратном длине волны, соответствующей
частоте вращения крыльчатки, установлена дополнительная
крыльчатка, а выпускное окно расположено на оси
симметрии.
\ 1
п -~>V
К
U — ^ ^ — и,
(И) 575239 B1) 2158348/11 B2) 21.07.75 2 E1) В 60
Н 3/00 E3) 629.113.06:628.83 G2) В. И. Аковецкий,
А. С. Авдонин, В. Я. Кравец, В. А. Лапин, В. М.
Поляков
E4) СИСТЕМА КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ! ВОЗДУХА
ДЛЯ ТРАНСПОРТНОГО СРЕДСТВА, преимущественно для
кузовов-фургонов, устанавливаемая с наружной стороны
кузова и состоящая из компрессорно-конденсаторного и
воздухообрабатывающего агрегата, а также всасывающего
и жидкостного трубопроводов, отличающаяся тем, что,
с целью увеличения полезного объема кузова/
компрессор но-конденсаторный агрегат расположен на„ передней
стенке кузова, а воздухообрабатывающий агрегат — на
задней, при этом оба агрегата связаны всасывающим и
жидкостным трубопроводами, соединенными между собой по
всей длине с образованиемДтеплообменника.
59

ХРОНИКА
РеСПубЛИКОНСКИЙ СбМИНОр минимальных капитальных затратах
занять в системе Росмясомолторга
ПО ПРОИЗВОДСТВУ МОрОЖеНОГО одно из первых мест по выработке мо-
¦^ роженого на одного работающего —
13—14 марта 1978 г. в Москве состоял- качества, постоянное внедрение на 40,6 т/год.
ся Республиканский семинар руково- предприятиях комплексной системы Начальник планово-экономического
дителей предприятий и ведущих спе- управления качеством продукции — отдела Росмясомолторга Р. Н. Вод-
циалистов Росмясомолторга Минис- результат творческого подхода кол- чак выступила с глубоким анализом
терства торговли РСФСР по производ- лективов и руководителей предприя- планово-финансовой деятельности пред-
ству мороженого. В семинаре приняли тий к организации производства. Ха- приятии системы, подчеркнув необ-
участие 140 человек. рактерной особенностью десятой пяти- ходимость строгого соблюдения режи-
Семинар открыл заместитель ми- летки является прирост объемов про- ма экономии сырья, топливно-энерге-
нистра торговли РСФСР А. Н. Сер- изводства, наращивание мощностей и тических ресурсов и совершенствова-
гиенко. В своем выступлении он от- выполнение поставленных задач за ния норм расхода сырья, материалов
метил, что за последние семь лет зна- счет роста производительности труда и т. д.
чительно вырос объем и расширилась на основе широкого развертывания Главный инженер Воронежского
география производства мороженого социалистического соревнования. Не- хладокомбината Э. Я. Гальперин до-
предприятиями Росмясомолторга, ко- обходимо продолжить работу по соз- ложил о систематически проводимой
торое составляет около 80% всего Данию на предприятиях благоприят- коллективом предприятия работе по
объема его выпуска в Российской Фе- ных условий для высокопроизводи- повышению эффективности производ-
дерации. В связи с необходимостью тельного труда на базе модернизации ства, улучшению качества и расшире-
дальнейшего увеличения выработки мо- оборудования, повышения техниче- нию ассортимента мороженого. Зна-
роженого А. Н. Сергиенко поставил ского уровня, совершенствования чительный удельный вес в общем объе-
перед участниками семинара следую- организации трудовых процессов и ре- ме производства мороженого предпри-
щие задачи: конструкции производства. В целях ятием занимают фруктовые виды.
продолжать реконструкцию дей- расширения ассортимента и рациональ- Выступившие в прениях руководя-
ствующих предприятий для расшире- ного использования сырья следует щие работники холодильных предприя-
ния производства и наращивания объе- внедрять новые виды мороженого «По- тий поделились опытом работы по
помов выпуска мороженого; лет», «Бородино», «Столичное» и «Днест- вышению эффективности производства,
расширять географию строитель- ровское», а также принять меры по рассказали о планах на текущую пя-
ства фабрик мороженого и заводов су- увеличению выпуска фруктового мо- тилетку и путях их выполнения. Осо-
хого льда в целях организации про- роженого и мороженого с фруктовыми бое внимание в выступлениях было
изводства мороженого во всех облает- и другими наполнителями. обращено на необходимость увеличе-
ных центрах РСФСР; С большим интересом было выслу- ния производства фризеров и ускоре-
совершенствовать организацию шано выступление директора передо- ния поставок Минлегпищемашем СССР
производства, добиваясь высокой от- вого предприятия системы — Ростов- поточно-механизированных линий по
дачи от эксплуатируемого оборудова - ского-на-Дону холодильника № 1 — производству мороженого, укомплек-
ния и увеличения съема с производст- Н. В. Смирнова, который рассказал тованных фризерами соответствующей
венных площадей; о многосторонней творческой деятель- производительности.
внедрять новую технику, прогрес- ности коллектива предприятия, его В заключение участники семинара
сивную технологию и всемерно улуч- новаторов и изобретателей, обеспечив- приняли обращение, в котором указа-
шать качество продукции; шей высокие темпы прироста объемов но, что основным направлением тех-
шире пропагандировать передовой производства, наращивания мощностей нической и экономической политики
опыт, распространять почины нова- и повышения производительности тру- Росмясомолторга является дальней-
торов и передовиков производства, да, о всемерном соблюдении режима ший рост объемов производства за
Начальник Росмясомолторга экономии в большом и малом, счет увеличения производительности
Н. П. Коновалов выступил с докла- Н. В. Смирнов сообщил о постоянно труда на основе технического
переводом о безусловном выполнении госу- осуществляемой реконструкции и тех- оружения предприятий, модерниза-
дарственного плана выработки моро- ническом перевооружении фабрики мо- ции оборудования, внедрения передо-
женого в 1978 г., рациональном ис- роженого, модернизации оборудования, вой технологии, рационального
использовании сырья, дальнейшем уве- изучении и внедрении передового опы- пользования производственных пло-
личении объемов производства в де- та, функционировании на холодиль- щадей и мощностей, распространения
сятой пятилетке и повышении качества нике комплексной системы управления передового опыта, совершенствования
мороженого. В докладе были отмечены качеством продукции, создании уело- организации труда, экономии рабочего
положительные качественные и коли- вий, исключающих неблагоприятное времени.
чественные изменения в производстве воздействие среды на здоровье рабо- Участники Республиканского се-
мороженого, которые произошли за тающих. Именно эти факторы, комп- минара заверили, что приложат все
последние 3,5 года. Развитие техни- лексный подход к организации про- силы, знания и опыт для успешного
ческого прогресса, повышение эф- изводства в целом позволили Ростов- выполнения заданий третьего года и
фективности производства, улучшение скому-на-Дону холодильнику № 1 при пятилетки в целом.
60

В НТО ПИЩЕВОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ
Всесоюзный общественный смотр
«НТК-78» (наука, техника, качество)
Всесоюзный общественный смотр
«НТК-78» проводится Центральным
правлением НТО пищевой
промышленности, Минпищепромом СССР, Мин-
мясомолпромом СССР, Минрыбхозом
СССР и ЦК профсоюза рабочих
пищевой промышленности на предприятиях
и в организациях пищевой, мясной,
молочной промышленности и рыбного
хозяйства СССР с 1 января 1978 г.
по 31 декабря 1978 г. Смотр «НТК»
будет проводиться и в 1979 и 1980 гг.
В смотре могут участвовать
первичные организации
научно-технического общества пищевой
промышленности, республиканские, краевые,
областные правления и их секции, а
также организации других
научно-технических обществ — соисполнителей
заданий по планам науки, новой
техники и программ по важнейшим
научно-техническим проблемам.
Цель Всесоюзного общественного
смотра — НТК — мобилизовать и
направить творческую активность
научно-технической общественности
пищевой, мясной, молочной и рыбной
отраслей промышленности на успешное
выполнение решений XXV съезда
КПСС об ускорении темпов научно-
технического прогресса, как
важнейшего условия повышения качества
продукции, широко используя для
выполнения этих задач все формы
социалистического соревнования.
С этой целью первичные
организации, члены общества — работники
предприятий, органов управления
промышленностью,
научно-исследовательских и проектных организаций,
учебных институтов должны активно
участвовать в выполнении заданий программ
по важнейшим научно-техническим
проблемам, планов новой техники,
научно-исследовательских и
опытных работ, а также в разработке и
осуществлении мероприятий,
обеспечивающих повышение качества
продукции.
Организация смотра, порядок
подведения его итогов и меры поощрения
победителей смотра такие же, как при
проведении прошлогоднего смотра
«НТК-77» (см. «Холодильная
техника», 1977, № 6).
В МЕЖДУНАРОДНОМ
ИНСТИТУТЕ ХОЛОДА
Представители СССР в руководящих органах
Международного института холода.
Исполнительный комитет
Вице-президент — А. Ф. Савченко
Комиссии Научного совета МИХ
Комиссия А1/А2 — Криофизика и криогенная техника.
Вице-президент — В. Г. Пронько
Члены — В. Н. Беляков
И. Б. Данилов
A. К. Грезин
B. П. Пешков
Н. А. Черноплеков
Б. Ц. Веркин
Комиссия A3 — Сжижение и разделение газов.
Вице-президент — А. М. Архаров
Члены — В. П. Алексеев
В. И. Епифанова
Комиссия В1 — Термодинамика, тепло- и массоперенос.
Члены — В. А. Григорьев
Л. А. Лабунцов
В. П. Латышев
О. Б. Цветков
Комиссия В2 — Холодильные машины.
Вице-президент — А. В. Быков
Члены — Л. Ф. Бондаренко
И. М. Калнинь
В. В. Оносовский
В. Г. Васильев
Комиссия С1 — Сублимационная сушка, криобиология!
применение холода в медицине.
Вице-президент — Э. И. Каухчешвили
Члены — О. К. Гаврилов j
Комиссия С2 — Пищевая наука и технология.
Вице-президент — М. П. Кузьмин
Члены — Л. В. Куликовская
В. Ф. Лебедев
Ю. А. Оленев
Г. Б. Чижов
Комиссия D1 — Холодильники, холодильное хранение*
Члены — А. П. Еркин
В. И. Сафонов
Комиссия D2 — Наземный холодильный транспорт,
Члены — С. А. Сапожников
Комиссия D3 — Морской холодильный транспорт.
Вице-президент — В. П. Зайцев
Члены — А. Г. Ионов
И. К. Савицкий
Почетные члены -Между нар одного института холода
Д. Г. Рютов
Г. Б. Чижов*
я

новости
ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
УДК 637.14.037
Замороженные
молочные десерты
Канд. техн. наук Н. Н. ФИЛЬЧАКОВА, Е. В. СЕМАШКО
Всесоюзный научно-исследовательский институт
холодильной промышленности
В США, Канаде, ФРГ, Франции, Чехословакии и других
странах большим спросом пользуются выпускаемые в
широком'ассортименте замороженные молочные десерты —
взбитые сливки, взбитые маложирные молочные изделия,
желированные молочные продукты (пудинги), кремы,
десерты на основе йогурта, десерты и деликатесы из свежего
сыра и творога. Приятные и своеобразные по вкусу, они
обладают высокой питательной ценностью. Продаются
замороженные молочные десерты в удобной^для покупателей
расфасовке и упаковке.
Замороженные взбитые сливки содержат сахарозу и
значительное количество жира. Их вырабатывают со
стабилизатором, в качестве которого применяют карраген
@,05%). Смесь из этих компонентов взбивают во фризере,
расфасовывают и закаливают при температуре —29°С.
В Канаде-замороженные взбитые сливки готовят из
смеси на основе восстановленных сливок, содержащей 30%
молочного жира, 2% казеината натрия, 7% сухого
обезжиренного молока с низким содержанием кальция, 6%
сахарозы, 3% кукурузного сиропа, 0,3% стабилизатора,
0,4% эмульгатора и 0,02% антиокислителя.
В Чехословакии для приготовления замороженных
взбитых сливок смесь из 29% молочного жира, 6%
сахарозы, 4% СОМО *и 0,4% стабилизатора пастеризуют при
температуре, 75°С в течение 5 мин, гомогенизируют,
охлаждают до 3—5°С, выдерживают при этой температуре
20 ч, а затем взбивают во фризере. Замороженные взбитые
сливки хранят больше месяца при температуре —16 -*-
+ — 18°С.
В широком ассортименте за рубежом вырабатывают
замороженные маложирные взбитые молочные продукты с
характерной структурой, получаемой добавлением пено-
образующих веществ: альбулака 60 B0%лактозы и 65%
белка) или альбулака 35—9 D7% лактозы и 38% белка).
В США:вырабатывают новый вид замороженного
молочного десерта жирностью 0,5—0,9%. В продукте
содержится небольшое количество сухих веществ и Сахаров.
Взбитость 90—100% [6].
Большой популярностью пользуются замороженные
взбитые молочные десерты с наполнителями. Например,
десерт «Сюрприз» (США) представляет собой взбитое молоко с
кусочками земляники, покрытое сверху сливками и
кусочками шоколада. Изготавливают замороженные десерты с
концентрированными плодово-ягодными соками. Они
содержат сахарозу, кукурузную патоку, лимонную кислоту,
стабилизаторы, красители и воду. Компоненты смешивают
в определенном соотношении при одновременном
охлаждении. Смесь фризеруют при температуре —7°С. Готовый
продукт фасуют в стаканчики и хранят при —18°С [1].
Запатентована технология выработки замороженного
молочного десерта с пониженной плотностью (США) [2].
В нем содержится 3—10% обезжиренного сухого молока,
10—25% сахаридов (фруктоза, декстроза, сахароза), 3—
15% жира, состоящего из частично гидролизованного
соевого масла, а также эмульгаторы и стабилизаторы.
Полученную аэрированную смесь плотностью 0,31 замораживают
в течение 7 ч при температуре —10°С. Готовый продукт
подобен сливочному мороженому.
В США разработаны способы приготовления
замороженных молочных десертов с высоким содержанием лак-
тальбумина, которые включают в рацион питания детей,
страдающих заболеванием почек. $?•
В Англии при изготовлении замороженных молочных
десертов используют мальтодекстрин распылительной
сушки, которым частично заменяют кукурузную патоку.
Англичанам принадлежит также патент на технологию
производства замороженных молочных десертов с
повышенным содержанием сухих обезжиренных веществ. В состав
смеси входит сгущенное обезжиренное молоко или
сыворотка с концентрацией сухих веществ 10—20%. Готовый
продукт характеризуется повышенной питательной
ценностью.
В ФРГ распространен взбитый десерт «шлагтит» с
повышенным содержанием жира (молочного и растительного
в соотношении 2 : 3,5). В продукте 0,5% белка и 26,5%
сахарозы.
Значительно расширен за последнее время объем
производства замороженных десертов на основе йогурта. Так,
в США подобный десерт вырабатывают из смеси молока,
сахара и стабилизатора. Смесь пастеризуют, добавляют
йогурт, расфасовывают в стаканчики и сразу
замораживают. Перед расфасовкой может быть добавлен ванилин
или фруктовый наполнитель: клубника, черника, малина
и др. Готовый к употреблению продукт содержит 1,5%
молочного жира.
В США производят также замороженный йогурт в виде
эскимо, в рожках или формочках. Продукт состоит из
следующих компонентов: сахароза — 8—10%, сухая
кукурузная патока — 9—11 %, стабилизатор — 0,2—1,0%.
Компоненты смешивают, пастеризуют, охлаждают до 26—
32°С и вводят в йогурт, после чего смесь замораживают.
В ФРГ пользуются большим спросом замороженный
коктейль из йогурта и замороженный йогурт с
фруктовыми наполнителями [3]. Они могут храниться два — три
месяца при температуре —27°С или один месяц при
—20°С. В размороженном состоянии хорошее качество
сохраняется более недели. Содержание жира в этих молочных
десертах различно. Фирма «Джервеиз Дэнона»
вырабатывает замороженный йогурт «Квартет» с содержанием жира
3,5%, белка —3,4% и углеводов — 0,8%.
В Японии для производства замороженного йогурта
культивируют штаммы микроорганизмов Lactobacillus
jugurti и Streptococus thermophilus, которыми заквашивают
смесь, состоящую из обезжиренного молока,
обезжиренного сухого молока и сухого солода. Смесь разливают в
стограммовые стаканчики и сквашивают при температуре
40°С до определенной кислотности, после чего
замораживают при —25°С. Продукт можно хранить в течение шести
месяцев. Перед употреблением его необходимо разморозить
при 5°С.
Во Франции выпускают йогурт в стаканчиках со слоем
фруктов на дне.
Во многих странах в большом ассортименте
вырабатывают замороженные желированные молочные десерты.
Плотной желеобразной консистенции достигают
добавлением таких стабилизаторов, как карраген, альгинат
натрия, крахмал и др. [5].
Из этого вида замороженных десертов в США
распространены молочные домашние пудинги с ванильными,
шоколадными, карамельными добавками. Необходимую
структуру получают введением в смесь модифицированного
крахмала из тапиоки и кукурузы. ^ ;$ i<§0-J
Наряду с пудингами, большой популярностью
пользуются замороженные молочные кремы. Технология^их из-
62
17

готовления, принятая boJФранции, включает следующие
процессы: нагрев молока в танках до 85—100°С,
добавление компонентов (вкусовых добавок, желирующих веществ,
стабилизаторов), перемешивание, пастеризацию в потоке
при 125°С, охлаждение, расфасовку и холодильную
обработку.
В США вырабатывают замороженный молочно-яичный
крем. Размораживают его перед употреблением. В него
можно добавлять фрукты.
Высокая питательная ценность и приятный вкус у
замороженных творожных кремов, производство которых
организовано в чехословацком г. Брно.
Растет ассортимент замороженных десертов и
деликатесов из свежего сыра под названием «кварг».
В ФРГ этот продукт производят с содержанием жира
10, 20, 40% в сухом веществе. Кварг вырабатывают с
различными фруктовыми наполнителями: вишней, клубникой,
земляникой, цитрусовыми. Своеобразен вкус у слоеного
кварга, каждый слой которого имеет свой наполнитель.
Швейцарский кварг содержит 50% жира в сухом ве-
РЕФЕРАТЫ
УДК 621.56/.59.003
Критерии эффективности холодильных систем. КАЛ-
НИНЬ И. М. «Холодильная техника», 1978, № 5.
Приводится система критериев — удельные
характеристики определенного вида, их комплексы и безразмерные
затраты на выработку холода, — позволяющая
проводить поэлементный анализ и интегральную оценку
эффективности холодильных систем на стадии их создания,
в сфере производства и при их эксплуатации.
Рассматриваются методы оптимизации холодильных систем:
улучшение удельных характеристик, энергетическая оптимизация
компрессорных систем и оптимизация холодильных машин
по минимуму безразмерных затрат при заданных удельных
характеристиках.
Таблиц 1. Список литературы — 4 названия.
УДК 621.56/.59.003
Выбор оптимального режима работы холодильных машин и
установок с использованием метода термоэкономического
анализа. ОНОСОВСКИЙ В. В., КРАЙНЕВ А. А.
«Холодильная техника», 1978, № 5.
Предложен метод технико-экономической оптимизации
режимных параметров холодильных установок. В качестве
единого носителя информации о преобразовании энергии
использован поток эксергии. Условный минимум функции
многих переменных находится с помощью метода
неопределенных множителей Лагранжа. Даны примеры
построения термоэкономической модели для различных схем
холодильных установок.
Иллюстраций 6. Список литературы — 8 названий.
УДК 621.575.001.24:681.3
Анализ расчета на ЭВМ циклов углеводородной
абсорбционной холодильной машины. ДОЛОТОВ А. Г.
«Холодильная техника», 1978, № 5.
Приведены алгоритм программы расчета циклов
абсорбционной холодильной машины (АХМ), выполненный в
виде блок-схемы, применительно к ЭЦВМ «Минск-32» и
результаты расчета абсорбционной холодильной машины,
использующей смеси углеводородов. Дана
сравнительная оценка такой машины и АХМ, использующих другие
рабочие вещества.
Таблиц 2. Иллюстраций 5. Список литературы — 14
названий.
ществе. В процессе изготовления продукт пастеризуют для
увеличения сроков его хранения до четырех месяцев.
Кварг в Великобритании и во многих странах
используют для производства сладких пирогов [4].
Основываясь на зарубежном опыте, было бы
целесообразно организовать выпуск замороженных молочных
десертов и в нашей стране. Это даст возможность
использовать все составные части молока, а население получит
вкусные и полезные продукты.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Патент № 3922371 (США).
2. Патент № 3968266 (США).
3. Kiermeier F. — Flussiges Obst, 1972, Bd. 39, № 10.
4. Lang F., Lang A. — Milk Industry, 1975, vol. 76,
№ 1.
5. Mann E. I. — Die Molke-Ztg. Welt der Milch, 1974
№ 16.
6. Steinitz W. S. — Dairy & Ice Cream Field, 1973
vol. 156, № 10.
УДК 621.565.003.001.57
Экономико-математическая модель оборачиваемости
холодильной емкости. БАЕВ М. Г., ДОЛГОВ В. П.,
ПЕТРОВА Е. В. «Холодильная техника», 1978, № 5.
С помощью разработанной экономико-математической
модели установлено влияние на оборачиваемость
холодильной емкости ряда факторов: стоимости основных
производственных фондов, механовооруженности труда,
фондовооруженности труда, емкости камер хранения,
использования емкости. Влияние всех учтенных факторов нашло
отражение в уравнении множественной регрессии.
Предлагаемый метод анализа работы производственных
холодильников позволяет выявить внутренние резервы и дать
объективную оценку деятельности предприятий.
Таблица 1.
УДК 621.57.042
Расчет всасывающих клапанов с самопружинящей
пластиной без ограничителя подъема. АФАНАСЬЕВА И. А.
«Холодильная техника», 1978» № 5.
Предложена методика расчета динамики и потерь давления
во всасывающем клапане с самопружинящей пластиной
без ограничителя подъема, работающей при переменных
параметрах газа в режиме автоколебаний и методика
качественной оценки контактных напряжений для этих
клапанов.
Иллюстраций 5. Список литературы — 2 названия.
УДК 621.565.945:628.84:629.122
Контактный воздухоохладитель для скоростных речных
пассажирских судов. ПАТЛАЙЧУК Н. И., ЧЕГРИН-
ЦЕВ Ф. А., ХОМУЛЕНКО А. П., ТКАЧЕНКО Л. Г.
«Холодильная техника», 1978, № 5.
Описана конструкция и приведены результаты
экспериментального исследования горизонтального контактного
воздухоохладителя с дисковыми распылителями, который
может быть применен для охлаждения воздуха в
установках кондиционирования скоростных речных пассажирских
судов.
Иллюстраций 4. Список литературы — 4 названия.
УДК 621.564:536.24
Критерии пересыщения парогазовой смеси. РЕЗНИ КО-
ВИЧ К. И. «Холодильная техника», 1978, № 5.
Выведены простые зависимости для оценки возможности
наступления объемной конденсации и определения
максимальной степени насыщения, достигаемой при
охлаждении парогазовой смеси. |^
Таблиц 1. Иллюстраций 1. Список литературы — 2
названия.
63

УДК 621.564:621.565.912
Использование переохлажденного хладагента в
охлаждающих системах морозильных аппаратов. ИОНОВ А. Г.,
БОГОЛЮБСКИЙ О. К. «Холодильная техника», 1978,
№ 5.
С помощью ЭВМ рассчитаны обобщенные показатели
(отношение суммы приведенных годовых затрат к
производительности) для плиточных роторных морозильных
аппаратов, работающих на переохлажденном хладагенте.
Сделан анализ составляющих суммы приведенных годовых
затрат. Даны результаты производственных испытаний
плиточных роторных морозильных аппаратов, переведенных на
работу с переохлажденным хладагентом. Испытания
подтвердили преимущества охлаждающей системы с
переохлажденным хладагентом: равномерное распределение
хладагента по всем плитам, уменьшение замасливания плит
при длительной работе аппарата, регулирование
переохлаждения, значительное сокращение продолжительности
оттаивания аппарата.
Таблиц 1. Иллюстраций 3. Список литературы — 4
названия.
УДК 536.421.4:621.58 •
Некоторые вопросы теории процесса намораживания льда ,
в цилиндрических льдогенераторах. ВОЛЫНЕЦ А. 3.,
САФОНОВ В. К., ФЕДОСЕЕВ В. Ф. «Холодильная
техника», 1978, № 5.
Приведена приближенная ^формула для определения
продолжительности намораживания льда на внутренней
цилиндрической поверхности. Дан анализ этой формулы и ее
сравнение с существующими зависимостями. Определена
оптимальная толщина ?льда, при которой
производительность аппарата будет максимальной (в зависимости от
продолжительности оттаивания и дробления льда.
Иллюстраций 5. Список литературы — 4 названия.
УДК 621.57-52
Пускозащитная аппаратура однофазных
электродвигателей холодильных агрегатов. ГИЗУНТЕРМАН С. Д.,
ЗАХАРОВ С. А. «Холодильная техника», 1978, №5.
Рассмотрены конструкция, принцип действия, технические
характеристики и методы проверки основных параметров
пускозащитной аппаратуры однофазных
электродвигателей холодильных агрегатов. Приведены схемы и описана
работа проверочных^стендов.
Иллюстраций 2.
УДК 621-52.004.6
Повышение эксплуатационной надежности машины
АМУР. ГИСИН Б. М., МАРКОВ А. В., МЕЛЬЦЕРЛ.С.
«Холодильная техника», 1978, № 5.
Проанализированы причины отказов машины АМУР и
предложены пути их устранения. Практическая
реализация рекомендуемых технических решений на ряде
холодильных предприятий Ленинграда позволила повысить
эффективность работы систем автоматизации холодильного
оборудования, снизить ^эксплуатационные расходы.
Иллюстраций 6.
УДК 621.57.041-213.4:628.84
Замена герметичных компрессоров в автономных
кондиционерах. МОСТОВОЙ А. Ф. «Холодильная техника»,
1978, № 5.
Рассмотрены причины выхода из строя герметичных
компрессоров автономных кондиционеров на судах и
последовательность операций при их замене.
Иллюстраций 2. Список литературы — 4 названия.
На первой странице обложки. Участок компрессорного цеха с винтовыми агрегатами 53-900 специализированного
холодильника для хранения яиц.
РЕДАКЦИОННАЯ КОЛЛЕГИЯ: М. П. Кузьмин (главный редактор), Д. Г. Рютов (зам. главного редактора), Л. Д. Акимова (зам.
главного редактора), Н. Д. Абрамов, Е. М. Агарев, А. В. Быков, П. В. Васильев, И. М. Гиндлин, доктор техн. наук, проф.
А. А. Гоголин, И. М. Калнинь, А. В. Кан, доктор техн. наук, проф. Э. И. Каухчешвили, Н. П. Коновалов, М. М. Позин,
А. Н. Сергиенко, доктор техн. наук, проф. Г. Б. Чижов, М. М. Шаповаленко, доктор техн. наук, проф. А. П. Шеффер.
Технический редактор Н. Н. Зиновьева
Рукописи не возвращаются
Сдано в набор 04.04.78. Подписано в печать 04.05.78. Т-09711.
Формат 84X1087i6. Высокая печать. Объем 4,0 печ. л. Усл.-печ. л. 6,72. Уч.-изд. л. 7,51.
Тираж 15740 экз. Заказ 713
Адрес редакции: 125422, Москва, А-422, ул. Костякова, 12.
Телефон 216-86-73.
Чеховский полиграфический комбинат Союзполиграфпрома при Государственном комитете Совета
Министров СССР по делам
издательств, полиграфии и книжной торговли 142300, г. Чехов Московской области
64