ЕЖЕМЕСЯЧНЫЙ
НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЙ
И ПРОИЗВОДСТВЕННЫЙ
ЖУРНАЛ
МИНИСТЕРСТВА МЯСНОЙ
И МОЛОЧНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ СССР
ВСЕСОЮЗНЫЙ
НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ
И KOHCTPyKtOPUKO-
технологический
институт ,«¦.,.. , ;
холодильной
промышленности
холодильная
техника
1/1981
МОСКВА
ИЗДАТЬЛЬ&ГВр .«ЛЕГКАЯ И .ПИЩЕВАЯ ПРрМЫЩЛЕННОСТЬ»
ИЗДАЁТСЯ С 1923, фДА
СОДЕРЖАНИЕ - . .;.,.-, * . ,
Решени*; окп$брьскогЬ > * A980>< К) >> Пленуме ЦК КПСС —
Йай(Гг0е%у XXVI съёзДУ КПСС
Антонов Л*ч И.? Мрвая пятилетка* начи««едаш ог?одня' '
Макаров Д. С. На старте одиннадцатой пятилетии
За экономию энёргоресурсов>г- ^ ^ » ;:? v ^ ,.n>.m,<
Быков Ддг Бм Каднивь. (И, Мг,1Цщ&дов,...Ц.,,. ITV пРоаер*>
фельд ' Л. т., шавра ' Б. Л/Г. Перспективы применения
а^с<^цйонных;холод1|льрь1ХлмацШрц „ли ч П ы;
Ковылянский Я» А,, Громов Б. Н., Янков В. ,С.,г
Смирно» И. /Ач Йбполъзойаййе ?ё'йлчэв1ых^наеосов гдля Цёнт^"
¦» радированного , .^епдахладоснабз^ещ??;- • щфЩ1ЩЪЩ}$$^
предприятий ' "'* " "• " [ '
Турецкий Bv Мм Ля&т Да И.г #*?овде#? F. Л«, Шь>
ин А. Я. Результаты теплотехнических.,испытаний, аб-
5 еОрбЩйЬннЫх вЩбаммка%ы^' f хоЛбдйЛьнь1^ станки
агрегатов синтеза аммиака крупной производительности -\
Соломонов В. М., Гойхман А. Ю., Устинников Б. А.1
-Применение v а&Ьрйцшыяьш, ^дедШ'Гталктиевых н* холо^ v
дильных машин на.,, дредпр^Тй^х,спиртовой, лромыщ-
Ялимова Б» Им Щапощнинов : Ю<? А*„ h Калнишкан Д. ГА.,
Исследование теплообмена в испарителях ц абсорберах
бромйстдлитиевых х0л*>д*йьнь?& 'машин - »( л ;
Наука» техника,, технология. . . ,,
Зеликовский И.' Мм MatrtaxdritKHft С. В, С лаву ц кий М. П:,
Тихомиров В.; А. Конструкции ьииире$едрван«е ;герме*
тичных поршневых холодильных компрессоров
Захаров Ю. Бм Ра^ченко Н. И. Интенсифйкажия тепло-:А
передачи в, испарителе с одмощью струйных аппаратов s
Ершова Н. С., Пётрунина Е- Бм Клёцкия А. В.
Уравнение состояния и термодинамические свойства: пропана
Соколова Н. Ам Диденко Р. Ам Шаробайко В. И.
Влияние полимерные упаковок на качество: сливочного''
масла при холодильном хранении - ,.,. , -...., г.
'Овчарова Г. П., Мамулова Н. А., Яковлев' А. Д.,
Барановская СИ. Потери . массы яри- замдраживантш и
хранении творога в пакетах
В порядке обсуждений' ;;,; ^- ¦<- ¦¦> :•>
Алексеев А. В. Определение тепдовлащностных
характеристик' процессов при расчётак потерь продуктов в
камерах--«холодильников i '<< :¦ > и: :> : v
ОБМЕН ОПЫТОМ
Айдрачйиков Е. Йм Каплан Л. Г., Тфжётишёвский Ю. Б.
Комплект .вибрризйлирующцх ,. средств для . мрдтажа >
холодильник агрегатов ¦ '
Гужавин: В. гМ', Иэч опыта ^епдуаггавди системы смазки
компрессоров марок П110, П220, АУУ400
¦ft ПОМвШЬ ПРАКТИКУ ^ s
Рекомендации по проектированию аккумуляторов холода
ИЗОБРЕТЕНИЕ
КРИТИКА И? ЭДБЯИОГРАФИД
Научные исследования в области холодильной техники
й тё#нЫ©гй& '''"• "" "• ' ':'и? r1 ::'-"', "'¦<'¦- "''¦'•'¦'
ХРОНИКА
Всесоюзное научно-ТеХничеекое совещание в Пензе
В СОЦИАЛИСТИЧЕСКИХ СТРАНАХ
Дичев С. П. Интенсификация тепло- И массообмена в
холодильных аппаратах и установках с использова-
. нием .динамической дисперсцой среды,
НОВОСТИ ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
Гиндлин И. М» Плодоовощные холодильники Румынии
СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
Шпенцер В Б. Стандартизация сравнительных
температурных режимов холодильных одноступенчатых машин,
агрегатов, компрессоров
РЕФЕРАТЫ
18
20
23
30
33
37
40
44
46
47
53
62
54
57
59
60
63
CONTENTS ,iV>.,., ,; ,!f,!fl,,nr! .-о;
Decisions of October ДО8Ю) Plertiint* of GC CPSO WvLb1'
Ш ,. ..,. ..., , x , , .. .,- , -y, ,rr -. ,..- .,,,,,,,,......< л..\
TbWurd XaVi l Congress of CPSU ''
Antonov A.vF.-<Mew- Five-Year Plan Begins Todray
Makarov V.iS. At Start of Eleventh Five-Year Plan
FolP Economy of • Ewergy. '^esoutces1 у ¦'¦•' ': > ^»
B^ey A.,Y„ ЩШп U №-, Shmuilov N. G,, gosenfej^ L,M.A
Shavra B/M._ Perspectives of tJtilizihg Absorption ReI-
lP-1 rigeratingj Machines - --; •¦ ;\ :¦ ¦»• "i ¦ <•¦• ¦• ;•.:¦'' :•',s¦• •:: ;: n
Kpvylyansky Y. A., Gromov B. N.. Yankov V. S« Smirr|4
"'* tiov I. A.7 tJtlliization'bf ' Heat Puhtp^-for Cehtrar^ieat'
, .andiCoW|5upply to, InduMrial Enterari^es , 0, .< ,, s-
turetsky V. M., Kharaz D. II, Yanovsky G. A., Ilyin A. Y.
Result* of'Thermal and'Technical Trt&tivig *>* Absorption'
, Aqua-Ammonia Refrigerating Stations, pf.tleavy JClnty,,
1 Amriionla Synlhesfzingr lihilrs' - ->¦•¦- ¦¦•»-¦•: ¦*'> ^
Sploinonoy, vV*,,Щ»,. Goikhnian 4--Д,., jU..*, Ustiniiikov i..»&* • A. • >
Utilizatjon of Absorption Lithium-Eromide Refrigerating
- Msa?ty?ties at* ErttePprisesHof Alctohol Indttetr^ n,
Y^limo^va, гщ. J.,, ^haposlinikoy U. A,, Kaln^s^kan A,. A. In- ...
" Vesti^tlori of Meat Ex change in Evaporatbfs sin d Absorbers
Of; Lithium-Bromide Rejr igera ting - Machines т ? ;i . ч
Science, Engineering, Technology
ZelikoVsky I. Mi, Ш*акпдУ$ку Si Gv Slavlitsle^'M. Pti '
..,. Tikbpjnirov v. A, Design and Investigation of НегтеЦс
Reciprocating Refrigerating Compressors '
Zakharov U. V., Radche^ko N. I. Intensification of Heat Tran^
sfer in Evaporator By Means of Jet Apparatuses
lErshova NC Sw Petrurilna E. B:, Kletsky Ш V: Fijuatidn df ?
State and? Thermodynamic Properties of Propane . -¦.,,,
Sokolova N. A., Didenko R. A., Sharobaiko V. I. Influence
of Polymer Packaging en Quality *>i Cream -Butter* Dhr-''
ing Cold Storage *
Ovcharovk G. P., Mamulova N. A., Yakbvlev A. D., Baranov-
skaya S.. I» Mass Losses During Storage and Freezing ok
Cottage Cheese in Packages ¦
iFor Discussions
Alekseyey A., V. Determination of Thern^Humid Characteri-
stlcsof Processes When Cafculai'ing Food' Losses in Cold Sto-
.re Rooms , . .<. ¦:-,* - •• -¦?¦¦ -• ¦-¦ ¦ • ; v.
PRACTICE EXCHANGE
Andrachnikov E. I., Kaplan L. G., Przhetishevsky U. B. Set1'
of Vi^ro-Insulating Means for Mounting Refrigerating IJnits
buzhavfn V. M. From Experience of Operating Lubricating
System of Compressors, Modeis PI 10,,Р25Рч A Y ^400
ASSISTANCE TO PRACTICAL WORKER
RecbmmendatibriS' oft Projecting Cold Accumulators •
INVE-NTIONS. ....... .... .... " ьл . ^,b\i
BOOK REVIEW
Scientific investigations in Refrigerating Engineering * and?
,;_riTechn^ogy;. . ( .,,, v ..«,,.-, c.. ..,,.,...,, . , ,.. :¦,,.,.,,..,...,., .,
MI SCELLANY , '
All-trniofi Scientific-Technical Conference lrff Penza * >л ¦¦¦¦'¦*
I N-SOCIALI ST COUNTRIES^ +
Pichey S. P. Intensification of Heat and Mass Exchange in
Refrigerating Apparatuses and Plants' With* "Utilization of
> Dynamically Dispersed Water - .
FOREIGN TECHNICALfNEWS
Giridlih I. M. Fruit and Vegetable Cold Stores in Rotlmahia
REFERENCE DATA ¦ _ . .- -
Shpentser.-V. B. Standardization of Comparative
Temperature Regimes of Single-Stage Refrigerating Machines, Units,
.Compressors ?
SUM MARIES ,.
"9
12
T6
i$
;20
¦23
27
30
33
37
40
44
4$
47
53
52
54
57
•59
60
63
Издательство «Легкая и пищевая промышленность», «Холодильная техника», 1981 г.

ЗА ЭКОНОМИЮ ЭНЕРГОРЕСУРСОВ
—1
УДК 621.575.004.183«313»
Перспективы применения абсорбционных холодильных машин
Канд. техн. наук Л. В. БЫКОВ,
канд. техн. наук И. М. КАЛНИНЬ,
канд. техн. наук Н. Г. ШМУЙЛОВ,
д-р техн. наук, проф. Л. М. РОЗЕНФЕЛЬД
ВНИИхолодмаш
Б. М. ШАВРА,
Завод «Пензхиммаш»
В десятой пятилетке сделаны важные шаги в
развитии производства и применения
абсорбционных холодильных машин в целях экономии
топливно-энергетических ресурсов.
Промышленное внедрение получили два типа
абсорбционных машин: бромистолитиевые для
выработки холода положительных температур
(охлаждение воды) и водоаммиачные главным
образом для выработки низкотемпературного
холода. Это оборудование единичной холодо-
производительностью 1000 кВт и более
заменяет турбокомпрессорные холодильные машины.
Области применения и объем внедрения
абсорбционных бромистолитиевых и водоамми&ч-
ных машин различны.
Искусственное охлаждение воды для систем
кондиционирования воздуха и технологических
нужд составляет большую часть холодильных
нагрузок и осуществляется теплоиспользующи-
ми абсорбционными бромистолитиевыми
машинами (типа АБХА).
Заводом «Пензхиммаш» серийно освоены
агрегаты АБХА-1000, АБХА-2500 и АБХА-5000
холодопроизводительностью соответственно 1100
3000 и 5800 кВт, предназначенные для выработки
искусственного холода при потреблении тепла
средних параметров — горячей воды с
температурой 90—120 °С или пара давлением 0,15 МПа.
За десятую пятилетку выпущено 150 таких
агрегатов.
Машины этого типа могут эффективно
использовать вместо электроэнергии вторичные
тепловые ресурсы, а также тепловые отборы
ТЭЦ в неотопительный период.Так, при работе
на неиспользуемом в летнее время тепле ТЭЦ
экономия, в сопоставлении с использованием
электроэнергии для привода компрессионных
машин, составляет около 14,5—15 кг усл.
топлива на 1 ГДж холода, или около 500—600 т
усл. топлива на один агрегат АБХА-2500 за
сезон. При этом высвобождается 3 млн. кВт-ч
электроэнергии.
При создании и внедрении машин типа АБХА
ориентировались на отрасли, в которых
имеются соответствующие условия тепло- и водо-
обеспечения и в которых их применение
наиболее целесообразно. j | < <:
Наибольшее распространение машины дапа
АБХА нашли в нефтехимической
промышленности — на предприятиях резино-технических
изделий, шинных и др.
Из общего количества АБХА, выпущенных
заводом «Пензхиммаш» по 1979 г.
включительно, около 40 % работают в составе
холодильных станций на резино-шинных производствах.
Эта отрасль практически уже обеспечена
холодильными машинами.
Заводы РТИ и шин являются крупными
потребителями тепла и имеют с ТЭЦ прямые
теплотрассы.
Холодопотребность этих заводов,
составляющая 10—20 МВт, в течение 4—5 летних
месяцев удовлетворяется машинами типа АБХА.
В остальное время года для охлаждения
технологических аппаратов (каландеров, резино-
смесителей) применяют воду, охлаждаемую в
градирнях.
Эксплуатация достаточно большого * числа
крупных АБХА выявила их конструктивные
недостатки (например, несовершенство сиоггем
воздухоотделения), характерные дефекты
производства. Обнаружились недостатки и в
организации и проведении самой эксплуатации,
например, небрежное отношение к контролю и
поддержанию концентрации ингибитора,
невыполнение регламента консервации машин на
зимний период, что совершенно недопустимо.
Область распространения абсорбционных во-
доаммиачных холодильных машин (АВХМ) —
крупные производства аммиака, синтетического
спирта и каучука, потребляющие значительное
количество тепла, для которых требуется
искусственный холод в широком диапазоне
температур от +1 до — 55 °С. АВХМ эффективны
преимущественно при использовании
отводимого тепла технологического процесса и других
источников ВЭР.
Особенностью этого типа машин является их
целевое применение для оснащения
комплектных технологических линий или типовых
производств, учитывая многообразие источников
2 Холодильная техника № 1
9

вторичного тепла. Серийно эти машины не
изготавливают.
Линии производства аммиака — один из
наиболее крупных потребителей искусственного
холода — характерный пример использования
отводимого тепла технологического процесса
для удовлетворения потребности в
искусственном холоде. Положительный опыт применения
АВХМ для обеспечения технологических нужд
в холоде и полученный экономический эффект
обусловили их преимущественное внедрение на
этих производствах.
При этом возросли как мощности
холодильных станций, так и единичные мощности
абсорбционных холодильных машин. Холодильная
стайщя мощностью 21,0 МВт с единичной
производительностью машин 8 МВт при температуре
кипения —10 °С; 2,9 МВт при +1 Си 2,5 МВт
при —34 °С будет пущена в эксплуатацию в
1981 г. (проект ПО «Техэнергохимпром»).
В одиннадцатой пятилетке крупными
потребителями АВХМ будут новые крупнотоннажные
производства химии и нефтехимии, где общая
потребность в холоде составляет 30—40 МВт
при температурах кипения от +1° до —34 °С.
ВНИИхолодмаш разработал ряд крупных
абсорбционных водоаммиачных холодильных
машин для этих производств, применив новые
технические решения, которые позволили
улучшить технико-экономические [показатели
машин, в том числе снизить удельную
материалоемкость оборудования. В этот ряд входят:
машина общей холодопроизводительностью
11 МВт с конденсаторами воздушного
охлаждения, работающая на две температуры кипения:
—10 °б (8 МВт) и +1 °С C МВт);
машина холодопроизводительностью 42 МВт
с конденсаторами воздушного и водяного
охлаждения при температуре кипения —5 °С;
машина холодопроизводительностью 116 МВт
с конденсаторами воздушного охлаждения jipn
температуре кипения —12 °С.
Основное оборудование этих машин
изготавливает завод «Пензхиммаш».
Несмотря на то что во многих отраслях
народного хозяйства успешно эксплуатируется
уже значительное число абсорбционных
холодильных машин, масштабы их внедрения еще
недостаточны. В первую очередь, следует
расширить применение серийных абсорбционных
бромистолитиевых машин. Возможности для
этого имеются — в 1978 г. на заводе
«Пензхиммаш» введен в строй новый корпус для
производства абсорбционных бромистолитиевых
машин.
Вместе с тем, существующих типов
абсорбционных бромистолитиевых холодильных
машин недостаточно для широкого их
использования в разных энерготехнологических системах.
Требуется создание новых модификаций,
работающих как на низкотемпературных ВЭР
"(горячей воде 70—75 °С), так и от
высокотемпературных источников тепла A60—180°С).
Необходимо разработать конструкции для
одновременной выработки холода и тепла и работы в
режиме тепловых трансформаторов -—
преобразователей тепла с более низкого на более высокий
температурный уровень и наоборот.
Имеется еще ряд причин, задерживающих
широкое внедрение абсорбционных холодильных
машин в народном хозяйстве.
Проектные организации недостаточно
занимаются вопросами анализа энергобаланса
предприятий. Не используются в полной мере
вторичные энергоресурсы. Нерационально
загружаются электрические мощности предприятий
для производства холода. Несвоевременно
оформляются заявки на разработку новых
типов абсорбционных холодильных машин, что
приводит к внедрению экономически
нецелесообразных решений.
На втором Всесоюзном научно-техническом
совещании «Основные направления повышения
эффективности и эксплуатационной надежности
абсорбционных холодильных машин и
расширение областей их применения», состоявшемся
в конце 1980 г., намечена широкая программа
научно-исследовательских,
опытно-конструкторских, проектных работ и организационных
мероприятий, направленных на расширение
внедрения и повышение эффективности
абсорбционных холодильных машин.
В программе работ по расширению внедрения
абсорбционных холодильных машин учтена
возможность использования их для комплексной
выработки холода и тепла при работе в системе
котельной.
Большая часть (около 80 %) водоохлаждаю-
щего холодильного оборудования идет на
оснащение предприятий легкой, электронной,
радиотехнической промышленности.
Теплоснабжение этих объектов осуществляется от
собственных и групповых котельных с паровыми и
водогрейными котлами. При этом потребители
в летнее время используют пар давлением
0,6—0,8 МПа, горячую воду с температурой
65—75 °С, а также охлажденную воду с
температурой 7—10 °С для систем кондиционирования
воздуха и технологических нужд.
Ориентируясь на ранее принятые проектные
схемы и решения, эти предприятия для
выработки холода применяют в основном электроис-
пользующие машины, что приводит к
значительным перерасходам топлива и недоиспользованию
имеющегося котельного оборудования.
Эксплуатация в системе котельных
одноступенчатых абсорбционных машин типа АБХА
только для выработки холода не приводит к
ю

экономии топлива, однако, как правило, она
эффейтивна при комбинированном
использований их для тепло- и хладоснабжения. Одним
из таких решений является применение
модификации серийной машины типа АБХА для
получения холодной воды с температурой 7—
10 °С и горячей воды с температурой 70—75 °С
(рис. 1).
В этом случае высокий греющий источник
(пар давлением 0,6 МПа или горячая вода с
температурой 155—160 °С) создает возможность
работы машин при высоких температурах
конденсации (около 75 °С) и возможность исполь-
- зовать отводимое тепло конденсации на нагрев
воды для нужд горячего водоснабжения,
отопления или подогрева подпитки в систему
котельной. Отвод тепла абсорбции осуществляется
охлаждающей водой из '.оборотной системы'
градирни. Как показывают расчеты, такая система
при ее сопоставлении с электроиспользующей
холодильной машиной и водогрейной котельной
позволяет сэкономить 15—17 кг усл. топлива
на 1 ГДж холода.
Наиболее эффективно использование АБХА
для получения охлажденной воды 7 °С гпри
полной утилизации тепла абсорбции и
конденсации, например, для подогрева до 40—45 °С
воды, ^направляемой для подпитки в систему
водогрейной котельной. Эта схема позволяет
сэкономить не менее 60 кг усл. топлива на 1 ГДж
вырабатываемого холода по сравнению с
раздельной выработкой холода в компрессионной
машине и тепла в котельной.
Энергетически эффективным может оказаться
во многих случаях применение в системе
котельной абсорбционной машины со ступенчатой
регенерацией раствора. Расход тепла в этой машине
на выработку холода почти в 2 раза меньше, чем
в одноступенчатой. Это особенно важно для
южных районов страны, где потребление
электроэнергии летом очень велико (принудительное
орошение), а котельные не загружены
длительное время. При этом расход топлива такой же,
*ак и у электроиспользующего оборудования.
Весьма перспективна работа АБХА в режиме
термотрансформатора.
На рис. 2 представлена схема понижающего
термотрансформатора, в которой генератор
обогревается источником высокой температуры (пар
давлением 0,6—0,8 МПа), а тепло абсорбции и
конденсации идет на нагрев воды до 70—75 °С.
В испарителе в этом случае подаваемая вода с
температурой 25—35 °С, например, из
оборотной системы градирни, охлаждается на 5—10 °С.
При работе АБХА в этом режиме коэффициент
трансформации (отношение полученного тепла
низкой температуры к затраченному теплу
высокой температуры) составляет 1,6.
J Горячая бода 70°С ж
Пар 0,6 МПа
Qr*ft3Q0KBm
t
70-150°G
В сеть
Охлажденная бода 7°С
Рис. 1. Схема работы в системе хладотеплоснабжения
абсорбционной бромистолитиевой машины,
предназначенной для получения охлажденной воды с
температурой 7 °С и горячей воды с температурой 70 °С:
/ — конденсатор; 2 — генератор; 3 — испаритель; 4 —
абсорбер; 5 — котельная; 6 — градирня.
70% На горячее бодоснаджение, отопление
0а+0к-2,5 00нВт
Пар 0,6-0,8 МПа
0Г-1^аокВт
л
5
70-1504
В сеть
20-26 У
25-35°С OlnABm
ч Отепленная бода:
из технологических аппаратов
гсоп Вода для отбода
00 и .ц ^ тепла абсорбции и
ОаЧ^00кВт конденсации.
Рис. 2. Схема работы абсорбционной
бромистолитиевой машины в режиме понижающего
термотрансформатора:
/ — конденсатор; 2 — генератор; 3 «— испаритель; 4 — абсор -
бер; 5 — котельная.
Возможно применение АБХА в режиме
повышающего термотрансформатора,
предназначенного |Для повышения температуры источника
тепла*—воды 40—60 °С на 20—30 °С
(коэффициент трансформации 0,5). В этом случае в
конденсатор необходимо подавать воду,
охлажденную до 5—10 °С щ
Рассмотренные модификации машин типа
АБХА позволяют комплексно решать вопрос
2*
и

хладо-, тепло-, энергоснабжения производств
при теплоснабжении как от ТЭЦ, так и
котельных, эффективно использовать источники тепла
в широком диапазоне температур от 70—80 °С
до 160—170 °С для многоцелевого назначения —
выработки охлажденной воды с температурой
7—12 °С, комплексной выработки холода и
тепла и теплоснабжения.
Модификации агрегата АБХА-2500
конструктивно решаются путем включения в
технологическую схему дополнительного
теплообменника без изменения внутреннего устройства
блоков абсорбер — испаритель и генератор —
конденсатор.
%S конструкциях машин, показанных на рис. 1
и 2, увеличены поверхность теплообмена путем
последовательного включения в схему второго
теплообменника растворов, а также количество
ходов абсорбера и конденсатора по
охлаждающей воде.
Для работы машины со ступенчатой
регенерацией раствора в схему введена приставка,
включающая генератор высокого давления с
теплообменником растворов.
Производство модификаций АБХА заводом
«Пензхиммаш» намечено с 1982 г. по
действующим техническим условиям с дополнениями.
УДК [621.575:621.5771.004
Канд. техн. наук Я. А. КОВЫЛЯНСКИЙ,
канд. техн. наук Б. Н. ГРОМОВ,
канд. техн. наук В. С. ЯНКОВ, И. А. СМИРНОВ
ВНИПИэнергопром
Одним из направлений повышения
эффективности использования топливно-энергетических
ресурсов, а также уменьшения загрязнения
окружающей среды является внедрение
тепловых насосов, с помощью которых
низкопотенциальное тепло окружающей среды (или
тепловые сбросы промышленных предприятий)
может быть преобразовано в тепло более
высокого потенциала, необходимое для
потребителей. При этом тепловые насосы, помимо тепла,
одновременно вырабатывают холод. Авторами
описано, в основном, применение тепловых на-
соссщ для теплоснабжения промышленных
предприятий. Хладоснабжение от тепловых насосов,
например в летний период, которое может
осуществляться по известным схемам, не
рассматривается.
в Проектным организациям отраслей-потреби-
>- телей необходимо на основе анализа энерУети-
а ческого баланса предприятий с учетом наиболее
2 полного использования вторичных
энергетических ресурсов своевременно заявлять о потреб-
й ности в новых модификациях машин. Особенно
это относится к таким отраслям народного
хозяйства, как нефтехимическая, где
ожидается применение холода в широком диапазоне
температур; черная металлургия, где на смену
пароэжекторным машинам приходят бромисто-
литиевые; энергетическая, предприятия
которой, в первую очередь атомные электростанции,
являются перспективными потребителями аб-
I сорбционных тепловых насосов; спиртовая, при-
/[ менение холода в которой позволит повысить
) выход продукта и интенсифицировать процессы.
3 Реализация мероприятий, направленных на
более полное использование вторичных
энергоресурсов в области производства холода, а также
комплексное использование абсорбционных
холодильных машин для производства холода и
тепла будут способствовать решению задачи ра-
ционального использования
топливно-энергетических ресурсов, внедрению энергосберегающей
техники и технологии.
I
Для применения тепловых насосов в системах
централизованного теплоснабжения с
получением существенной экономии топлива нужны
теплонасосные установки (ТНУ) мощностью 6—
17 МВт, работающие по схеме «вода — вода».
ВНИПИэнергопромом выполнен ряд разра^
боток по теплонасосным станциям с
использованием4 крупных парокомпрессионных
тепловых насосов [1, 2].
ЦВ качестве источников низкопотенциального
тепла рассматривали тепло сбросных вод
станций аэрации с минимальной среднемесячной
температурой (в январе) 14—16°С. Мощным
источником низкопотенциального тепла могут
служить системы оборотного водоснабжения
промышленных предприятий, в которых теплая
вода с круглосуточной температурой 30—40°С
охлаждается !на 5—10°С в градирнях или
брызгальных бассейнах.
При температурах низкопотенциальной
воды 30—40°С абсорбционные бромистолитиевые
Использование тепловых насосов для централизованного теплохладоснабжения
промышленных предприятий
12

холодильные агрегаты типа АБХА-5000, АБХА-
2500^ в теплонасосном режиме могут нагреть
воду за счет тепла абсорбции и конденсации
до 65—80°С при температуре воды на входе
в генератор 160—180° С. Это дало основание
рассмотреть вопрос об использовании бромисто-
литиевых абсорбционных тепловых насосов
(БАТН) для централизованного
теплоснабжения промышленных предприятий.
На рис. 1 приведена зависимость теплопро-
изводительности QT и температуры воды ^тну
после конденсатора холодильного агрегата
АБХА-5000 от температуры воды на выходе из
испарителя tw2 и генератора trw2. Для
полученной зависимости, как показали расчеты,
коэффициент преобразования ф бромистолитие-
вого абсорбционного теплового насоса, равный
отношению количества теплоты, полученной в
абсорбере и конденсаторе, к подведенному
количеству теплоты в генераторе, остается
практически постоянным и равным 1,6. При таком
значении коэффициента ф эффективность БАТН
по использованию теплоты топлива представлена
ниже (показатели даны в %). Для сравнения
приведена эффективность использования
теплоты топлива в котельной и в компрессионном
тепловом насосе.
Котельная
топливо 100
потери с дымовыми газами и др. 16
полезное тепло 84
Бромистолитиевый абсорбционный тепловой насос
(Ф=1.6)
подвод
топлива 100
низкопотенциального тепла 50
потери с дымовыми газами и др. 16
полезное тепло 134
Компрессионный тепловой насос с электроприводом
(<р = 4,0)
подвод тепла на конденсационную
электростанцию (КЭС) 100
потери
в конденсаторе КЭС 53
с дымовыми газами и др. 10
в электросетях 6
I полученная электроэнергия, подводимая к
тепловому насосу 31
подвод низкопотенциального тепла 93
полезное тепло 124
При одинаковой выработке тепла
относительная экономия топлива БАТН по сравнению с
котельной составляет 37%. Структура
энергобалансов котельной и тепловых насосов
справедлива для условий, при которых полезная
теплота во всех вариантах получается
одинакового потенциала (например, нагрев воды до
температуры 70—80°С). При нагреве воды до
более высокого потенциала, например до
температуры 150°С, в варианте с ТНУ требуется
ее дополнительный нагрев в котельной, в связи
с чем возможная экономия топлива несколько
Рис. 1. Зависимость теплопроизводительности Qt и
температуры воды /тну после конденсатора холодиль-
ного^агрегата АБХА-5000 от температуры воды на
выходе из испарителя tW2 и из генератора trw2. (Расчеты
выполнены Н. Г. Шмуйловым — ВНИИхолодмаш).
сокращается. Схемы работы парокомпрессион-
ных ТНУ совместно с пиковыми котельными
подробно рассмотрены ранее [1, 2].
Применительно к бромистолитиевым [абсорбционным
тепловым [насосам [пиковая котельная убудет
являться также источником тепла для ъх
генераторов.
Принципиальная схема абсорбционной теп-
лонасосной станции (АТНС), состоящей из трех
тепловых насосов на базе агрегатов АБХА-5000
и трех котлов КВГМ-50, представлена на рис. 2.
Низкопотенциальная вода (оборотная вода
промышленного предприятия) с температурой
35° С поступает в испарители БАТН, где ох-
CucmeML
oOol
hoL
бо&о
снабжения
cj '
А//7Г 1 *„.?„ *_3J
l™%L3A0Li ! J IШиз Шро&щ [
Рис. 2. Принципиальная схема абсорбционной бро-
мистолитиевой ТНС мощностью 174 МВт A50 Г&ал/ч):
/, //, /// — абсорбционные бромистолитиевые тепловые насосы
типа АБХА-5000; 1, 2, 3 — водогрейные котлы типа КЭГМ-50;
А — абсорбер; К — конденсатор; И — испаритель; Г —
генератор.
13

лаждается до 25°С и возвращается в
охлаждаемое устройство. К генераторам тепловых
насосов подается вода с температурой 160°С от
водогрейного котла 1. Из генераторов с
температурой 140°С она возвращается снова в котел.
Вода из обратной линии тепловой сети с
температурой 40—70°С (зависит от температуры
наружного воздуха) поступает
последовательно в абсорбер А и конденсатор К теплового
насоса /, нагревается до 67°С (при температуре
обратной сетевой воды выше 62°С тепловой
насос отключается), затем направляется в
пиковые котлы 2, 3 и догревается до требуемых
параметров. Подпиточная вода (водопроводная),
необходимая для горячего водоснабжения и
технологических нужд, проходит
последовательно в абсорберы и конденсаторы тепловых насосов
// и ///, нагревается до температуры 67°С после
смешения с водой, нагретой в тепловом насосе /,
и поступает на догрев в котлы 2, 3. В летний
период вода, нагретая в тепловых насосах II и
///, непосредственно подается в сеть.
Основные технические характеристики тепло-
насосной станции представлены ниже, а
годовой график [суммарной тепловой ;нагрузки •—
на рис. 3,
Расчетная теплопроизводительность, МВт] 150
теплонасосная установка (ТНУ) 35
водогрейная котельная (ВК) И5
Максимальная теплопроизводительность "ТНУ,
МВт ч 65
Температура воды, °С, при расчетной
температуре наружного воздуха — 26° С
в прямом трубопроводе теплосети 150
в обратном трубопроводе теплосети 70
Система теплоснабжения Открытая
Расход подпиточной воды, т/ч 500
Максимальная температура воды после
конденсаторов ТНУ, °Cfi 67
Максимальный расход воды, т/ч
через генераторы ТНУ {fwl = 170° С, fw2 =
= 140° С) ~ Ю20
через испарители ТНУ (twl—35°C, tW2 =
= 25° С), 1800
*w> 1*ш1 —температура воды, поступающей в
испаритель и генератор.
Доля ТНУ в годовой выработке тепла
составляет Фтну.год=63 % при среднегодовом
коэффициенте преобразования Фср.год =1,6 и
максимальной температуре воды после^конденсатора
'гтну.тах==^)' ^*
Удельные показатели АТНС приведены ниже,
а структура капиталовложений в теплонасос-
ную установку — в табл. 1.
Технико-экономическое сравнение вариантов
теплоснабжения от АТНС и от котельной
'проводили при следующих основных исходных
данных: система теплоснабжения открытая,
температура воды в прямом и обратном
трубопроводах теплосети соответственно 150 и 70°С,
Рис. 3. Годовой график суммарной тепловой нагрузки
с распределением производства тепла между ТНУ%
и ВК:
Ть Tf —^температура воды в прямом и обратном трубопроводах
теплосети; Q» — нагрузка отопления; Q*e — относительная
нагрузка отопления; Q сум— суммарная нагрузка отопления,
горячего водоснабжения и технологических потребителей горя-
чей]воды: Q3.r0n' Фл.год~~зимняя и летняя суммарная нагрузка
потребителей; РВк.год~" г°Д°вой отпуск тепла водогрейной
котельной; QTHv.ron—Г°Л0В0Й отпуск тепла ТНУ; tn — наружная
температура воздуха; п — число часов работы АТНС.
Таблица 1
Показатели
Агрегаты АБХА-5000 X 3 и
вспомогательное оборудование
Строймонтаж*
Бромистый литий (на три агрегата
АБХА-5000-80Т)
Водовод низкопотенциальной воды
(длина 2000 м) и насосы
(низкопотенциальной воды и горячей воды
для генераторов ТНУ)
Всего


ловложения, тыс.
руб
1135
30
440
95
1700
% от
полных

таловложений
66,8
1,7
26
5,5
100
* Агрегаты АБХА-5000 устанавливают на открытой
площадке, щит управления и силовой щит — в закрытом
помещении.
Себестоимость выработки тепла, руб/(МВт-ч) 7,5*/
Удельная стоимость установленной тепловой
мощности, тыс. руб/(МВт-ч) 22**
Удельный расход топлива, кг/(МВт-ч) 119
Экономия топлива, кг/(МВт-ч) 32
* В числителе и знаменателе значение себестоимости
дано при стоимости топлива соответственно 39 и
42 руб/т усл. топлива.
** Получена на основе смет выполненных проектов по
холодильным станциям.
доля горячего водоснабжения в расчетной
суммарной тепловой нагрузке 0,23, стоимости
топлива (газа) 39—42 "руб/т усл. топлива, а
электроэнергии 16,5—17,5 руб/(МВт-ч), отопительный
14

Таблица 2
Показатели
Теплопроизводитель-
ность, МВт
расчетная
установленная
Годовая выработка
тепла, ГВт- ч/год
Среднегодовой
коэффициент преобразования
Годовой расход тепла
в генераторах ТНУ,
ГВт -ч/год
Годовой расход
электроэнергии (на
прокачку
низкопотенциальной воды через
испарители ТНУ,
перекачку раствора
бромистого лития, прокачку
горячей воды через
генераторы ТНУ и
собственные нужды в
котельной), ГВт-ч/год
Капиталовложения,
тыс. руб.
Годовые затраты, тыс.
руб/год
на топливо в
котельных
на электроэнергию
АТНС
ТНУ
вк
Всего
35
48
352
1,6
22,0
10
1700"
1256*
1352
165
175
115
174
209
3,1
2560
1193
1285
51
54
150
209
[561
13,1
4260
2449
2637
216
229

Котельная
150
174
561
8,4
2560
3202
3448
139
147
Показатели
АТНС
ТНУ
ВК
Всего
Суммарные
эксплуатационные расходы,
тыс. руб/год
Приведенные затраты,
тыс. руб/год
Отношение
приведенных затрат АТНС к
затратам . котельной,
%
Годовой
экономический эффект, тыс.
руб/год
Годовой расход
условного топлива в
котельных, тыс. т усл.
топлива/год
Годовой расход
топлива на производство
электроэнергии, тыс.
т усл. топлива/год
Суммарный расход
топлива, тыс. т. усл.
топлива/год
Экономия топлива,
тыс. т усл#
топлива/год
%

Котельная
1596
1702
1800
1906
—
—
32,2
3,45
35,65
—
1509
1604
1816
1911
—
—
30,6
1,07
31,67
—
3105
3305
3616
3817
100
100
296
350
62,8
4,52
67,32
17,7
20,8 1
3605
3860
3910
4167
108
109
82,1
3,45
85
* В числителе и знаменателе значения затрат при стоимости топлива соответственно 39 и 42 руб/т усл. топлива.
период 4920 ч/год, продолжительность горячего
водоснабжения 8400 ч/год. Основные
результаты сопоставления представлены в табл. 2.
Как видно из табл. 2, теплоснабжение от
АТНС дает экономию топлива по сравнению с
теплоснабжением от котельной 17,7 тыс. т усл.
топлива/год B0,8 %), а приведенных затрат
294—350 тыс. руб/год (8—11 %).
Полученные результаты характеризуют АТНС
как высокоэкономичные теплогенерирующие
источники. Тепловые насосы АТНС в летний
период могут вырабатывать холод. Это моэ&ет еще
больше повысить эффективность АТНС.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1.0 создании теплонасосной станции в Москве/
В. С. Варварский, В. Г. Жилин, Ю. В. Пустовалов
и др. — Теплоэнергетика, 1978, № 4.
2, Я н т о в с к^и й Е. И., Пустовалов Ю. В.,
Я н к о в В". С. Теплонасосные станции в
энергетике. — Теплоэнергетика, 1978, № 4.
ллллллллллллллллллллллллллллллллллллллллл^^

УДК 621.575.001.4
Результаты теплотехнических испытаний абсорбционных
водоаммиачных холодильных станций агрегатов синтеза
аммиака крупной производительности
В. М. ТУРЕЦКИЙ, Д. И. ХАРАЗ, Г. А. ЯНОВСКИЙ
НПО «Техэнергохимпром»
А. Я. ИЛЬИН
Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
В нашей стране успешно решается проблема
создания и внедрения в промышленность
целевых, высокоэффективных в условиях
специальных производств абсорбционных холодильных
машин.
Специалисты НПО «Техэнергохимпром»
разработали абсорбционную водоаммиачную
холодильную станцию для агрегата синтеза
аммиака мощностью 1360 т/сут. Станция,
непосредственно встроенная в агрегат, состоит из трех
холодильных машин — двух АХМ-2,7/10 холо-
допроизводительностью по 3,1 МВт B,7 Гкал/ч)
при температуре кипения t0=—10° С и одной
АХМ-2,5/1 холодопроизводительностью 2,9 МВт
B,5 Гкал/ч) при t0= + l°C. Эти машины
эксплуатируются на ряде предприятий химической
промышленности с 1974 г.
Холодильные машины АХМ-2,7/10
обеспечивают ^низкотемпературную конденсацию газо-
образного товарного аммиака.Машина АХМ-2,5/1
работает на межступенчатый холодильник
компрессора синтеза газа.
Выработка холода в абсорбционных машинах
осуществляется на базе использования
вторичных энергетических ресурсов агрегата — тепла
конвертированного газа с давлением 2,8 МПа
и парогазовой смеси после отпарной колонны
газового конденсата с давлением 0,26 МПа,
что существенно повышает
технико-экономическую эффективность всего производства.
Машины работают по схеме, аналогичной
показанной на рис. 1, с теплообменником
растворов, ректификатором и дефлегматором,
охлаждаемым крепким водоаммиачным
раствором, который подается в трубное пространство
дефлегматора из абсорбера до теплообменника
растворов.
В абсорбционных холодильных машинах
впервые применены конденсаторы воздушного
охлаждения конструкции ВНИИнефтемаша, что
позволило в два раза сократить расход
охлаждающей воды. Расчетная температура
конденсации 40° С (рк=1,6 МПа). При повышении
температуры воздуха выше 25°С в конденсато-
Охлажденная
обратная боба
Рис. 1. Схема водоаммиач-
ной АХМ-2,7/10: Щ
1 — влагоотделитель; 2 —
сепаратор; 3 — теплообменник
растворов; 4 —
генератор-ректификатор; 5 — фильтр; 6 — ресивер
конденсатора; 7 — дефлегматор;
8 — конденсатор воздушного
охлаждения; 9 — абсорбер;
10 — воздухоотделитель; 11 —
ресивер абсорбера; 12 — насос
водоаммиачного раствора; 13 —
ресивер дренажный; 14 —
вакуум-насос; 15 — ресивер для
флегмы; 16 — ресивер парового
конденсата; 17 — испаритель
(расположен в блоке синтеза
аммиака); 18 — газовый
переохладитель.
16

pax ^предусмотрено распыление с помощью
форсунок обессоленной воды для увлажнения
подаваемого вентиляторами воздуха и снижения его
температуры.
Машины полностью автоматизированы и имеют
широкие пределы регулирования холодопро-
изводительности (от 20 до 100 %). Контроль
за работой и регулирование режима работы
осуществляются с помощью приборов автоматики
и КИП с центрального пульта управления
(ЦПУ) и из отдельной щитовой.
Специалистами НПО «Техэнергохимпром» и
Государственного научно-исследовательского и
проектного института азотной промышленности
и продуктов органического синтеза (ГИАП)
были проведены теплотехнические испытания
абсорбционных машин по общеизвестной
методике с составлением тепловых и
материальных балансов по внешним и внутренним
параметрам. Все измерения температур, давлений и
расходов проводили при установившемся
режиме работы.
Теплотехнические испытания водоаммиачных
машин АХМ-2,7/10 и АХМ-2,5/1 'подтвердили
работоспособность и надежность
разработанных схем и конструкций основных Аппаратов —
абсорберов, генераторов-ректификаторов,
газовых переохладителей, теплообменников
растворов.
В результате обработки экспериментальных
данных были получены характеристики машин
по холодопроизводительности и тепловому
коэффициенту на различных температурных
режимах . Зависимости холодопроизводительности
машин и действительного теплового
коэффициента от температуры кипения хладагента при
различных давлениях конденсации
представлены на рис. 2, 3. Из приведенных на графиках
действительных характеристик следует, что
машины работают в режимах, незначительно
отличающихся от расчетного.
>
1
0,55
0,50
0}tf
оло
с
1
о
\?
р
о
/l
о
/г/
/и
) X
J /
>
л
* V
/ х
х
-5
а
р ta;c
ОьМВпКГкм/ч)
6,9F,0)
6$,5)
5,6E,0)
W(W\
с
V
! 1 /а
/ /
? о/
/о
'о 8
' д /
/
?
'/ * /
/ * /
/
/
f 7
/
/
/
/х
-15
0ПгМВш(Гкал/ч)
%lEj)—
2 W
5,5C,0)
2,9B,5)
п
п
\ I
-2 0
ю t0;c
Рис. 2. Зависимость холодопроизводительности Q0
машин АХМ-2,7/10 (а) и АХМ-2,5/1 (б) от температуры
кипения аммиака t0 при различных давлениях
конденсации /?к:
1,2 — действительные характеристики соответственно прЯГ
•2,0 МПа; 0 -/?к=1,4+1,б МПа;
ь2,0 МПа; ф —
расчетное значение;
• данные ГИАП,
= 1,
Рис. 3. Зависимость теплового коэффициента ? машин
АХМ-2,7/10 (а) и АХМ-2,5/1 (б) от температуры кипения
аммиака t0 при различных давлениях конденсации рк:
1,2 — действительные характеристики соответственно при Рк =
= 1,6-4-1,8 МПа и » =1,8-*-2,0 МПа; 0 — р = 1,4 -М,6 МПа;
? — Рк=1,6 -ь1,8 МПа;
ное значение.
X
р_, = 1,8-*-2,0 МПа
расчет-
0,60
0,55
0,50
г \ U
¦2 0
5
б
iot0;c
3 Холодильная техника № I
17

Давления [конденсации аммиака |во всех
режимах 'работы машин превышали расчетные
значения, что объясняется недостаточной теп-
лообменной поверхностью конденсаторов
воздушного охлаждения, неэффективностью
системы увлажнения воздуха и наличием в системе
инертных газов (в машинах АХМ-2,7/10). Эти
факторы явились причинами некоторого
ухудшения работы машин в целом.
Более высокая температура кипения аммиака
в испарителях объясняется как отличием от
расчетной тепловой нагрузки на аппараты
(завышенная температура входящего
циркуляционного газа), так и периодическим удалением флег-
мй из испарителя и инертов из абсорбера, что
дестабилизировало режимы работы машин.
Во время наблюдений на предприятиях за
эксплуатацией машины j'AXM-2,5/1 была
выполнена схема постоянного дренирования
флегмы из испарителя, что положительно сказалось
на режиме работы машины.
При пуске машин из-за неравномерного
разогрева труб кипятильников
генератора-ректификатора и корпуса аппарата возникали
сверхнормативные напряжения в местах заделки
труб в трубные решетки. НПО
«Техэнергохимпром» разработало специальный режим пуска с
контролем температур теплообменных труб и
корпуса генератора-ректификатора.
Многократные пуски машин подтвердили надежность
разработанных пусковых режимов.
Примененные в машине конденсаторы
воздушного охлаждения были выполнены
двухходовыми по трубному пространству. Конденса-
Канд. техн. наук В. М. СОЛОМОНОВ, А. Ю. ГОЙХМАН,
д-р техн. наук Б. А. УСТИННИКОВ
Всесоюзный научно-исследовательский институт
продуктов брожения
Технологический процесс производства спирта
характеризуется значительной энергоемкостью,
выражающейся в потреблении большого
количества пара. Потребление тепла в больших
количествах обусловливает и проблему его
отвода из технологического 'цикла 'производства
спирта.
В настоящее -время для отвода тепла
используют воду из естественных природных источни-
ция аммиака в лервом |Ходе аппарата и
отсутствие уклона для слива жидкого аммиака [в
ресивер ухудшали работу аппаратов. В связи
с этим секции конденсаторов были переделаны
в одноходовые и установлены с уклоном в
сторону слива. Кроме того, была выполнена
схема отвода инертов из каждой секции конденсатора
через воздухоотделитель. Выполненные
доработки повысили эффективность работы
конденсаторов воздушного схлаждения.
?При пусках агрегата i частичных остановках
было 'необходимо утилизировать тепло
технологических [потоков без выработки холода. Для^
этой цели[был предусмотрен автономный режим,
при котором жидкий аммиак из ресивера
конденсатора через регулирующий вентиль
перепускался в абсорбер машины, растворялся в
слабом растворе и подавался на выпаривание в
генератор-ректификатор. Такая схема позволяла
быстро вводить в эксплуатацию машины.
Эксплуатация выявила нецелесообразность
разделения щитов КИП на местные и установленные
в ЦПУ, поэтому было решено все управление и
регулирование машин сосредоточить в ЦПУ,
что позволило более оперативно регулировать
режимы работы.
С учетом данных теплотехнических испытаний
в НПО «Техэнергохимпром» разработан проект
водоаммиачной абсорбционной холодильной
станции для [унифицированного агрегата синтеза
аммиака холодопроизводительностью 21,3 МВт
на три изотермы кипения хладагента +1, —10
и —34°С. Пуск головного образца запланирован
на 1981 г.
ков ' '(артезианских скважин, рек, озер) 'или
городского водопровода.
Для нормального протекания процесса
спиртового производства температура
охлаждающей воды должна находиться в пределах 10—
12°С, что создает ряд трудностей при
существующей системе водоснабжения предприятий.
Особенно в трудном положении находятся
предприятия, не располагающие собственными
артезианскими скважинами и использующие воду
поверхностных источников.
Радикальным решением проблемы является
внедрение в спиртовое производство искусст-
УДК 621.575.004«313»: [663.5:338.4]
Применение абсорбционных бромистолитиевых
холодильных машин на предприятиях спиртовой промышленности
18

венного холода с организацией комплексной
системы оборотного водоснабжения, при
которой вода из внешних источников будет
потребляться только для покрытия естественных
потерь [1 ].
При организации "оборотной системы
водоснабжения с применением искусственного
холода особую важность приобретает выбор типа
холодильной машины. Он должен
осуществляться из условия минимальной энергоемкости
оборудования, высокой степени его надежности
и простоты в эксплуатации. Особый интерес
представляют машины, способные
использовать отводимое тепло технологического процесса.
Этим требованиям отвечают абсорбционные
бромистолитиевые холодильные машины,
работающие на вторичных энергетических ресурсах
(ВЭР).
Основные виды ВЭР, образующиеся в
процессе производства спирта, — барда (отход
спиртового производства) и дефлегматорная вода
(горячая вода, поступающая из теплообменников
брагоректификационных аппаратов) [2 ].
Барда имеет температуру 100—105°С. По
температурным параметрам и физическому
состоянию (достаточно жидкая среда, легко
поддающаяся перекачиванию) она может быть
использована в качестве энергоисточника для
серийных агрегатов АБХА-1000, АБХА-2500,
АБХА-5000. Однако непосредственное ее
использование в генераторах этих агрегатов
нецелесообразно, так как концентрация ионов
водорода находится на уровне рН==4ч-4,5 и
в ней содержится значительное количество
белковых соединений, которые могут образовать
отложения в трубной системе генератора.
В целях обеспечения надежности работы
абсорбционной холодильной машины использование
барды должно осуществляться через
промежуточный теплообменник, несмотря на то, что это
вызовет снижение ее потенциала на 3—5°С.
На 'спиртовых заводах средней мощности
0,23-10—0,35-Ю-3 м3/с B000—3000 дкл/сут)
отводится 2,8—4,2 кг/с A0 000—15 000 кг/ч)
барды, что позволяет утилизировать с помощью
абсорбционных бромистолитиевых машин 170—
250 кВт тепла и выработать до 130—190 кВт
холода при температуре охлажденной воды 10°С.
Минимальный по мощности серийный агрегат
АБХА-1000 может работать при номинальной
производительности (на вторичных
энергоресурсах в виде барды) лишь на крупных заводах
мощностью 1,2-Ю-3—1,8-Ю-3 м3/с A0 000—
15 000 дкл/сут). Применение этого агрегата на
заводах мощностью 0,6-10~3—0,7-10~3 м3/с E000—
6000 дкл/сут) менее эффективно и сопряжено с
необходимостью устанавливать дополнительный
теплообменник для подогрева греющей воды
паром котельной. На таких заводах можно
будет эксплуатировать машину АБХМН-500,
опытный образец которой должен пройти
промышленные испытания. Для заводов мощностью
0,23-10-3—0,35-Ю-3 м3/с B000—3000 дкл/сут),
которые преобладают в отрасли, необходимо
разработать абсорбционные бромистолитиевые
холодильные машины холодопроизводитель-
ностью 290—350 кВт.
Дефлегматорная вода как вторичный
энергетический ресурс предприятий спиртового
производства в количественном отношении не
уступает барде, но в настоящее время не может
быть применена для питания генераторов
абсорбционных бромистолитиевых машин из-за
относительно низкого потенциала: ее верхний
температурный предел составляет " 70—75°С.
В связи с этим возникает необходимость
разработки абсорбционных бромистолитиевых
холодильных машин, в которых в качестве
греющего агента можно применять воду с низким
потенциалом F5—70°С). Решение этой
технической задачи позволит повысить вдвое
эффективность использования вторичных
энергоресурсов и обеспечить за их счет удовлетворение
общей потребности предприятий в
искусственном холоде на 20—30 %.
Внедрение искусственного холода на
Действующих предприятиях отрасли, по
предварительным оценкам, позволит увеличить выпуск
продукции на 8—10 % в год.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Перспективы применения искусственного
холода в спиртовой промышленности/В. М.
Соломонов, А. Ю. Гойхман, Б. А. Устинников и др. —
Ферментная и спиртовая промышленность, 1980,
№ 6.
2. Стабников В. Н., Бойченко Н. Г.
Использование вторичного тепла в пищевой
промышленности. М., Пищевая промышленность, 1972.
3*
19

УДК 621 575.046-91.001.5:621.575.048-91.001.5
Исследование теплообмена в испарителях и абсорберах
бромистолитиевых холодильных машин
Е. И. ЯЛИМОВА, Ю. А. ШАПОШНИКОВ,
А. А. КАЛНИШКАН
Московский завод холодильного машиностроения
«Компрессор»
На основании результатов исследований
теплоотдачи на трубных пучках с малым числом
рядов и труб в ряду для испарителей и абсорберов
оросительного типа, применяемых в
абсорбционных бромистолитиевых холодильных машинах
(АБХМ), рекомендуются плотности орошения,
соответственно 0,0765 и 0,018—0,036 кг/(с-м)
[1, 2]. Нижний предел плотности орошения в
этих исследованиях определялся по появлению
«сухих» мест на поверхности
экспериментальной трубы, т. е. при нарушении целостности
пленки.
При проектировании ряда АБХМ крупной
производительности на московском заводе
«Компрессор» была проведена серия
экспериментальных исследований с целью установить
предельные значения плотности орошения для крупных
аппаратов с многорядовыми пучками. Опыты
проводили на двух различных по величине и
шагу пучках мельхиоровых труб с наружным
диаметром 16 мм. Конфигурация этих двух
вариантов пучков показана на рис. 1, а их
конструктивные характеристики приведены в
таблице.
В результате исследований получены
достаточно Достоверные для инженерных расчетов'
зависимости коэффициентов теплопередачи и
теплоотдачи от плотности орошения при
орошении пучков горизонтальных труб в испарителях
и абсорберах АБХМ.
При определении коэффициента теплопередачи
в испарителе (рис. 2) плотность орошения Г0
менялась от 0,012 до 0,055 кг/(с-м) (при расчете
Г0 в качестве линейного размера принимали
удвоенную длину теплообменной трубы).
При значениях Г0 более 0,055 кг/(с-м)
эксперименты не проводили, поскольку для этой
области имеются достаточно надежные данные [2 ]
Скорость воды ws в теплообменных трубах
испарителя составляла 0,5 и 1 м/с.
Как видно из рис. 2, коэффициент
теплопередачи в испарителе k0 в исследованном диапазоне
плотности орошения достигал при ws=\ м/с
1800—?000 Вт/(м2-К), а при ws=0,5 м/с 1150—
1350 Bt/(m2-K).
При «-определении коэффициента
теплопередачи в абсорбере ka (рис. 3) плотность ороше-
20
Рис. 1. Трубный пучок:
а — испарителя; б — абсорбера; /, // — варианты пучков.
Характеристики
Общее количество труб
Количество горизонтальных
рядов
Среднее количество труб в
горизонтальном ряду
Шаг между трубами, мм
Отношение величины шага
к диаметру трубы
Испаритель

вариант I
594
23
29
24
1,5

вариант II
246
19
13
21
1,31
Абсорбер

вариант I
1007
35
29
24
1,5

вариант II
346
21
17
21
1,31

7200
2000
1800
1600
mo
1200
1000
J D
Ho
о
ДО/ «Л? e^J #ДО ЩГфКгЛсЦ
Рис. 2. Зависимость коэффициента теплопередачи в
испарителе &0 от плотности орошения Г0 для двух (У,
//) вариантов пучков:
О» ill — соответственно I и II, w =1 м/с; ф, И — / и //, 0,5 м/с.
1<а,Вт/(м2-
1100
1000
эоо
800
700
600
500
h00
300
¦А)
о
п
^
О
8
•
о
о
•»,
#/7? #0 #/4 0,18Га,кг/(см)
Рис. 3. Зависимость коэффициента теплопередачи в
абсорбере &а от плотности орошения Га для двух
вариантов (/, /7) пучков:
О — /, [уш =1,5-5-1,7 м/с, охлаждение водой не более 50 ч
% — /, 1,5 — 1,7 м/с, 200 — 250 ч; ? — //, 1 м/с, чистые трубы
ния изменялась от 0,042 до 0,2 кг/(с м), а
скорость воды в трубах ww от 1 до 1,7 м/с.
Концентрация раствора составляла 60—61 %.
Коэффициент теплопередачи в абсорбере kA
получен как на чистых, так и на загрязненных
трубах при охлаждении аппарата артезианской
водой и работе машины в течение 200—250 ч.
Максимальный коэффициент теплопередачи на
чистых трубах достигал —-1100 Вт/(м2-К), а на
загрязненных снижался до 600 Вт/(м2-К).
Коэффициент теплоотдачи со стороны
орошения определяли по коэффициенту
теплопередачи исходя из расчета коэффициента
теплоотдачи от воды к внутренней стенке трубы
по известной критериальной зависимости для
теплоотдачи при течении в прямой круглой
трубе и с учетом термического сопротивления
стенки и загрязнений.
Для испарителя термическое сопротивление
загрязнений не учитывали, так как схема
стенда предусматривала замкнутый контур хладо-
носителя, а для абсорбера термическое
сопротивление устанавливали на основании данных
изменения коэффициента k в зависимости от
времени работы машины т при /"^=0,19-7-
4-0,2 кг/(с-м) (рис. 4). *
Полученные значения коэффициентов
теплоотдачи при орошении горизонтальных труб в
испарителе а0 и абсорбере аа представлены
на рис. 5, 6.
Из рис. 5 видно, что при плотности орошения
более 0,045 |кг/(с-м) коэффициент теплоотдачи
Ьа,Вт/(м2К)
1000
300
600
700
600
500 Jet 100 150 200 250 г, У
Рис. 4. Зависимость коэффициента теплопередачи в
абсорбере ka от времени работы машины т при Га =
0,194-0,2 кг/(с-м).
\ °о
00 °ч
X
' !
Lu
0%
i 0s
1
'
*Ч %
к0,Вт/(м*-К)
7000
6000
5000
ШО
innn
D
* D
D
U !
^^
U
4>
%
**^&
u
D
T->b 1 о
°o
1
0,01 0,02 0,05 0,0* 0,05 0,06 Г0)кг/(см)
Рис. 5. Зависимость коэффициента теплоотдачи osa
при орошении горизонтальных труб|в испарителе от
плотности орошения Г0 для двух вариантов пучков:
С - /; ? — //; [2 3.
21

а о не увеличивается, что совпадает с
данными [2].
Рост коэффициента теплоотдачи аа (см. рис. 6)
при достижении значения плотности орошения
Га=0,17 кг/(с-м) заметно снижается.
Таким образом, результаты исследований
показывают, что для крупных испарителей с
многорядовыми пучками плотность орошения может
быть* существенно снижена по сравнению с
данными'работ [1, 2] для испарителя до 0,045
кг/(сХм), а для абсорбера до 0,165 кг/(с-м).
Полученные ^коэффициенты теплоотдачи со
стороны орошения позволили также уточнить
оптимальную область скоростей воды в тепло-
обменных трубах испарителей и абсорберов.
На рис. 7 показаны зависимости
коэффициентов теплопередачи в испарителе и абсорбере от
скорости воды в теплообменных трубах
аппаратов. При расчете этих зависимостей значения
коэффициентов теплоотдачи а0 и оса
соответствовали указанным выше оптимальным
значениям плотности орошения Г0=0,045 и
Га=0,165 кг/(с-м).
На рис. 7 даны также зависимости
сопротивления внутритрубной системы аппаратов А/?0
и Ара от скорости воды в трубах.
При уменьшении скорости воды в трубах
испарителя с 3 до 2 м/с, а абсорбера до 1,5 м/с
коэффициент теплопередачи в аппаратах
снижается на 10 %.
Как показывают проектные расчеты АБХМ,
снижение коэффициентов теплопередачи в
испарителе-абсорбере на*5—10 % не требует общего
увеличения габаритных размеров машины,^хотя
общая ее масса незначительно увеличивается.
Соответствующее же замедление скорости воды
в теплообменных трубах аппаратов (см. рис. 6, 7)
приводит к заметному падению сопротивления
внутритрубной системы аппаратов.
Таким образом, можно утверждать, что
оптимальная область значений скоростей воды в
теплообменных трубах [испарителей составляет
2,0—2,5 м/с, абсорберов — 1,5—2 |м/с.
На основании проведенных исследований
разработаны конструкции АБХМ
производительностью 300—1200 кВт. Установление в этих
машинах ^(по результатам проведенных работ)
оптимальных плотностей орошения
обеспечивает снижение мощности рециркуляционных
насосов для испарителя на 40%, для абсорбера
на 12,5 %, что применительно к машине про-
aa, Вт/(мг
W00
1600
то
1200
1000
к)
600
600
W0
Id у
DV
?
о/
с
8
о
о
о
сер
о ° I I
и а
№
0,08
0,12 0,16Га,кг/(с-м)
Рис. 6. Зависимость коэффициента теплоотдачи аа
при орошении горизонтальных труб в абсорбере от
плотности орошения Га для двух вариантов пучков:
С — /; 2 — //.
100
30
80
70
60
50
ь
/
'
,
/
/
'
1
т
100
90
80
70
60
50
*
г
>1
4
^
А
J
г
^
/
™Ра \
1,0
2fl
а
3,0vjs,m/c
W
2,0 Ыу^м/с
Рис. 7. Зависимость коэффициентов теплопередачи k
и сопротивлений Ар от скорости воды в трубах ws и ww:
а — испаритель; б — абсорбер.
изводительностью^бОО кВт дает сокращение
энергопотребления на*Ю 000 кВт в год при годовом
ресурсе работы 5000 ч.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
ЬДерий Н. П., Дорохов А. Р., Пани-
ев Г. А. Абсорбция водяного пара водным
раствором бромистого лития, стекающего пленкой по
горизонтальным трубам. — В кн.: Интенсификация
теплообмена в энергохимической аппаратуре.
Новосибирск, 1977.
2. Рубинов Е. А.,Бурдуков А. П.
Исследование процесса теплообмена при стекании пленки
воды по горизонтальной трубе в вакууме.-—
Химическое и нефтяное машиностроение, 1977, № 2.
22

НАУКА, ТЕХНИКА, ТЕХНОЛОГИЯ
УДК #21.57.041 -213.3
Конструкция и исследование герметичных поршневых
холодильных компрессоров
Компрессоры [и [встроенные
[электродвигатели рассчитаны на длительную ^работу [на
хладагенте R12 в диапазоне температур
окружающего воздуха^б—45°С, конденсации 20—50°С и
кипения — 25-=—10°С (среднетемпературные) и
на R502 при температур ах кипения — 40-.—25°С
(низкотемпературные).
В табл. 1 приведены технические характерисШ1-
ки компрессоров.
Детали и узлы средне- и
низкотемпературных компрессоров, | [а также электродвигатели
максимально '"унифицированы. Степень
унификации характеризуется коэффициентом
применяемости 0,95.
Все пять моделей новых компрессоров
базируются на одном типоразмере с диаметром
кожуха 221, высотой 255 мм и массой 16 кг.
Все компрессоры одноцилиндровые.
Изменение холодопроизводительности достигается
изменением хода поршня A3,0; 16,5 и 19,0 мм)
и применением разных хладагентов при
одинаковой частоте вращения и одном диаметре
цилиндра 32 мм.
Во всех компрессорах применены одни и те же
поршни, шатуны, поршневые пальцы, а также
Таблица 1
,
Номинальная холодо-
производительность,
Вт(ккал/ч)
Хладагент
Число цилиндров
Диаметр цилиндра, мм
'Ход поршня, мм
Частота вращения, с-1
(об/мин)
Объем, описываемый
поршнем, м3/с(м3/ч)
Номинальная
мощность
электродвигателя, Вт
Сухая масса
компрессора, кг
Масло
марка
количество, кг
Обозначение чертежа
Применяется в
агрегате
Температура
настройки КРТ-2, °С
405 C50)
R12
1
32
13,0
50 C000)
5-Ю A,79)
250
29
ХФ-12-16
1,3
05.000/ВС 400 B)
ВС 400B)
90±5
среднетемпературные
530 D55)
R12
1
32
16,5
50 C000)
6,8-10~4 B,27)
250
29
ХФ-12-16
1,3
05.000/ВС 500 B)
ВС 500 B)
90±5
Компрессоры
645 E55)
R12
1
32
19,0
50 C000)
7,3-10-4 B,61)
250
31
ХФ-12-16
1,3
05.000/ВС 630 B)
ВС 630 B)
90±5
*
низкотемпературные f
325 B80)
R502
1
32
16,5
50 C000)
6,3-Ю-4 B,27)
250
30
ХФ-22с-16
1,3
05.000/ВС500 B)
ВН 315 B)
90±5
410C55)
R502
1
32
19,0
50 C000)
7,3-Ю-4 B,61)
250
32
ХФ-22с-16
1,3
05.000/ВС 630 B)
ВН 40» B)
100ifc5
23
И. М. ЗЕЛИКОВСКИЙ, С. Г. МАЛАХОВСКИЙ,
М. П. СЛАВУЦКИЙ
Харьковское опытно-конструкторское бюро
холодильных машин
Канд. техн. наук В. А. ТИХОМИРОВ
ВНИИторгмаш
Харьковский завод [холодильных [машин (ПО
«Торгхолодмаш» выпускает холодильные
агрегаты типов ВН, ВС и ВП [1 ] с поршневыми
компрессорами ФГ и ФГН [2, 3] холодопроизво-
дительностью от 250 до 1250 Вт. Одно- и
двухцилиндровые компрессоры ФГ и ФГН с
частотой вращения 25 с-1 имеют [значительную
массу и высокий уровень шума.
Харьковским опытно-конструкторским бюро
холодильных машин создан новый ряд
Герметичных компрессоров с частотой вращения 50 с-1,
предназначенных для работы в составе
холодильных агрегатов [4] ^(ГОСТ 22502—77) в
средне- и низкотемпературном "режимах, хо-
лодопроизводительностью соответственно | 400,
500, 630 и 315, 400, 630* Вт.
* Низкотемпературный компрессор холо-
допроизводительностью 630 Вт здесь не описан.

клапанные группы, крышки цилиндров и
прокладки между ними.
Эксцентриковые валы имеют равные размеры
коренных и шатунных шеек, но разный
эксцентриситет последних. Посадочные размеры ротора
и статора одинаковы.
Компрессор состоит из корпуса,
эксцентрикового вала, шатунно-поршневой группы,
клапанной группы и головки со всасывающим глу-
шытелем (рис. 1). Статор электродвигателя
закреплен на верхнем торце корпуса компрессора
четырьмя болтами. Ротор электродвигателя на-
пресован на вертикально установленный вал.
Зазор между ротором и статором 0,35±0,05 мм.
Рис. 1. Герметичный высокооборотный компрессор
агрегатов ВС и ВН:
/ — нагнетательная трубка; 2 — штуцер; 3 — глушитель
нагнетательный; 4 — клапанная доска; 5 — палец; 6 — головка
цилинЛфа; 7 — поршень; 8 — корпус; 9 — глушитель
всасывающий; 10 — вал эксцентриковый; 11 — кожух; 12 —
электродвигатель; 13 — противовес верхний; 14— шатун; 15—
противовес ни^ий 16 — опора; 17 — подпятник; 18 — вилка
проходная.
24
Компрессор с [электродвигателем [заключены
в сварной кожух, состоящий из двух
штампованных частей — нижней и верхней, и
установлены на пружинные амортизаторы. Кроме того,
компрессор имеет резиновые амортизаторы на
лапках нижней части кожуха.
Электродвигатель компрессора рассчитан для
работы в среде паров хладагента R12 или R502
и холодильных масел соответственно ХФ-12-16
и ХФ-22с-16.
Температуростойкость изоляции
электродвигателя 130°С. Охлаждается электродвигатель
парами хладагента, всасываемыми в полость
кожуха компрессора из испарителя. <
Выводные концы обмотки статора
присоединены к стержням проходных изоляторов
легкосъемными штепсельными разъемами. Для
соединения шести выводных концов обмотки
электродвигателя компрессора с внешней
электропроводкой холодильного агрегата два
проходных изолятора вварены в верхнюю часть кожуха
компрессора. Проходные изоляторы
заимствованы от компрессоров бытовых холодильников.
Они представляют собой чашку с
армированными в ней тремя железоникелевыми стержнями,
изолированными от нее специальным
изоляционным составом.
Чугунный корпус компрессора объединяет
горизонтально расположенный цилиндр,
верхний подшипник вала, верхний фланец с
четырьмя ушками для установки статора
электродвигателя и прилив с расточкой под опору вала.
Нижняя опора вала крепится к кожуху тремя
болтами. К нижней части опоры вала
прикреплен стальной подпятник, а под ним установлен
масляный фильтр.
На подпятник опирается вал компрессора.
Он установлен вертикально. Эксцентриковый
вал изготовлен из высокопрочного чугуна. Вал
имеет отверстия и каналы для подачи смазки к
коренным и шатунной шейкам. На валу крепятся
два противовеса для уравновешивания
компрессора.
Поршень компрессора стальной без поршне-,
вых колец. Шатуны алюминиевые с
армированными бронзовыми или металлокерамическими
втулками. Поршень соединен с шатуном
стальным пальцем и застопорен от проворачивания
трубчатым штифтом.
На торце цилиндра расположена стальная
клапанная доска со всасывающими и
нагнетательными отверстиями, перекрытыми
пластинчатыми клапанами. Всасывающий клапан
лепесткового типа, консольный, помещен под
клапанной доской, нагнетательный
подковообразный — над нею. Клапанная доска закрыта
головкой компрессора, полости которой
разделены перегородкой на две части: всасывающую
и нагнетательную.

Для снижения уровня шума в компрессоре
имеются всасывающий и нагнетательный
глушители.
Полости головки соединены трубками с
нагнетательным и всасывающим глушителями.
Выход из нагнетательного глушителя
присоединен нагнетательной трубкой к штуцеру,
приваренному к кожуху компрессора, на входе во
всасывающий глушитель приварена трубка,
которая соединена со всасывающей полостью
кожуха компрессора.
На верхней части кожуха установлен
всасывающий двухходовой вентиль. Шпиндель
вентиля уплотнен сальником из маслофреоностой-
кой резины, допускающим его подтяжку
гайкой. При поставке компрессоров штуцеры
вентиля заглушены с помощью медных ;заглушек
и накидных гаек, которые используют при
монтаже трубопроводов. Шпиндель вентиля закрыт
снаружи колпачком с резиновой прокладкой.
На кожухе компрессора крепится тепловое
корпусное реле КРТ-2 с двумя
присоединительными клеммами для включения в цепь катушки
магнитного пускателя. Оно предназначено для
защиты обмотки электродвигателя от
недопустимого нагрева в аварийном режиме.
На стержнях проходных изоляторов
установлена клеммная колодка с пластинами для
подключения к компрессору электропитания и
переключения электродвигателя со звезды на
треугольник.
Клеммник и реле закрыты пластмассовой
крышкой.
Электродвигатель компрессора может
работать от сети трехфазного тока напряжением
380/220 В и ^частотой 50 Гц. Он обеспечивает
пуск и нормальную работу при отклонениях
напряжения в сети (включая момент пуска) в
пределах —15-7-+10 % и частоты тока +5 %.
Опытные образцы компрессоров испытаны в
соответствии с ГОСТ 22502—77.
В процессе теплотехнических испытаний
определены холодопроизводительность, !потреб-
ляемая мощность и холодильный коэффициент
' при различных температурных режимах (рис. 2),
температура обмотки (рис. 3).
Температура обмотки составляет: у средне-
температурных агрегатов 54—58°С при t0=
=—15 и" /0.с =20°С и 80—82°С при *0=—15
и / =45°С; у низкотемпературных — 65—
67°С при /0=— 35 и t0 C=20°C и 87—90°С при
/0=— 35°С и *0.С=45°С.
Такой нагрев обмотки электродвигателей
является нормальным и свидетельствует о
невысокой температурной напряженности
компрессора. Это является предпосылкой высокой
надежности работы агрегатов.
Новые высокооборотные компрессоры E0 с-1)
имеют ряд преимуществ по сравнению с серий-
4 Холодильная техники .V- 1
° -25 -20 -15 -10 -5 0 5 101$
Рис. 2. Зависимость холодопроизводительности Q0,
мощности электродвигателя NB и холодильного
коэффициента 8 от температуры кипения^0 среднетемпяератур-
ного компрессора производительностью 500 Вт.
-25 -20 -15 -10 -5 0 5 101$
Рис. 3. Зависимость температуры обмотки /0бм от
температуры кипения t0 и конденсации tK компрессора
производительностью 500 Вт.
Компрессоры испытаны на надежность в
форсированном режиме в течение 2000 ч: среднетем-
пературные при давлении всасывания 0,3 и
нагнетания 1,3 МПа, низкотемпературные при
0,1 и 2,1 МПа соответственно.
Производительность компрессоров
понижалась менее чем на 5 %, что соответствует
требованиям ГОСТ 22502—77.
25

Таблица 2
Показатели
X ол одопроизводите ль-
ность, Вт, на режиме
iq = —15 С, /jj =
= 30° С
1 д = —<зо С, 1ц ==
= 30° С
Потребляемая
мощность, Вт (на
номинальном режиме)
Холодильный
коэффициент
Корректированный
уровень звуковой
мощности, дБ А
Габаритные размеры,
мм
длина
ширина (диаметр
кожуха)
высота
Масса сухая, кг, не
более
см
Новый
05.000/
ВС 400
405
—
216
1,875
58
305
221
250
16,0
3 "Э
Серийн
ФГрО.З
405
—
—
—
—
—
235
270
17,8
Zi
Новый
05.000/
ВС500
530
—
253
2,095
58
305
221
250
16,0
«ю
З^
Серийн
ФГС о,
530
—
255
2,078
—
310
235
275
23,5
Компрессор
CN
Новый
05.000У
ВС630
645
—
328
1,966
59
305
221
250
16,0
«ю
аю
Серийн
ФГС 0,
645
—
300
2,150
—
310
235
275
25,5
Новый
05.000/
BH3I5
—
325
—
—
59
305
221
250
16,0
«2°
3^
Серийн
ФГН 0
—
325
310
1,050
—
335
261
300
30,0
<N
Новый
05.000,
ВН400
—
410
345
1,188
60
305
221
250
16,0
V
— LO
3 е?
Серийн
ФГН 0
—
332
320
1,038
—
335
261
300
30,0
ными компрессорами с частотой вращения 25 с:
значительно ниже уровень шума, меньше
масса, выше надежность. Сравнительные данные
приведены в табл. 2.
Улучшение виброакустических показателей
обеспечено наличием внутренних пружинных
подвесок в сочетании с наружными резиновыми
амортизаторами, применением всасывающего
глушителя шума, заменой однокамерного
нагнетательного глушителя двухкамерным.
Уменьшение массы компрессора достигнуто
изменением диаметра цилиндра с 36 до 32 мм,
соответствующим уменьшением размеров
шатуна и эксцентрикового вала, применением
двухполюсного электродвигателя вместо четырех-
полюсного.
Высокая надежность получена в результате
применения более совершенной конструкции
нагнетательной клапанной группы, всасывающих
клапанов, использованием электродвигателей с
фреономаслостойкой пропиткой нагревостой-
костью до 130°С, более надежной конструкции
проходных контактов.
Новые герметичные компрессоры
предназначены для комплектации средне- и
низкотемпературных агрегатов холодопроизводительностью
от 315 до 630 Вт, осваиваемых Харьковским
производственным объединением «Торгхолодмаш»
и Волжским заводом холодильных машин.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Зеликовский И. М. Герметичные
холодильные агрегаты ВС, ВН и ВП. — Холодильная
техника, 1973, № 7.
2. Зеликовский И. М. Герметичные
компрессоры ФГ и ФГН. — Холодильная техника, 1974,
№ 6.
3. Зеликовский И. М., К а п л а н Л. Г.
Малые холодильные машины и установки. Малые
холодильные машины/2-е изд. перераб. и доп. М.,
Пищевая промышленность, 1978.
4. 3 е л и к о|в с к и й И. М. Новые герметичные
средне- и низкотемпературные агрегаты
холодопроизводительностью от 315 до 630 Вт. — Холодильная
техника, 1980, № 11.

УДК [536.24:621.57.048]: [621.527:621.176].001.36
Интенсификация теплопередачи в испарителе с
струйных аппаратов
Д-р техн. наук, проф. Ю. В. ЗАХАРОВ, Н. И. РАДЧЕНКО
Николаевский кораблестроительный институт
им. С. О. Макарова
В настоящее время все более широкое
применение находят испарители с внутритрубным
кипением хладагента. Стремление
интенсифицировать процесс теплообмена со стороны
хладагента привело к созданию холодильных
машин с рециркуляцией жидкости в испарителе
[1]. При этом устраняется режим «сухой
стенки», который имеет место при паросодержании
хладагента, близком к единице, и приводит к
резкому падению коэффициента теплоотдачи со
стороны хладагента аа. Однако интенсивность
теплообмена на входе испарителя все же
недостаточно высока, поскольку в испаритель
поступает хладагент в состоянии, близком к
насыщению или переохлаждению, при котором
значение коэффициента теплоотдачи аа низкое.
Ван дер Ягт [12] в целях повышения паро-
содержания на входе в испаритель подавал в
него вместе с жидкостью после дросселя сдрос-
селированный пар из нагнетательного
трубопровода компрессора. Этот способ позволил
значительно интенсифицировать теплообмен, но,
как отмечает сам автор, он неэкономичен.
Хавла [9] предложил рециркулировать пар
нагнетателем, а жидкость — насосом. С помощью
такой схемы можно максимально повысить
коэффициент теплоотдачи со стороны хладагента,
однако необходимы дополнительные затраты
энергии на привод нагнетателя пара и герметичного
рециркуляционного насоса, включение которого
в схему холодильной машины снижает
надежность всей установки.
На рис. 1 представлены предложенные
авторами схема и цикл в S, 7-диаграмме
холодильной машины с рециркуляцией в испарителе
жидкости струйным насосом и пара
пароструйным инжектором. Изоэнтальпой 3—4ДР показан
процесс дросселирования, который имел бы
место при замене струйного насоса дроссельным
устройством, т. е. в схеме без рециркуляции
жидкости в испарителе.
Поскольку при рециркуляции пара и
жидкости предполагается, что испаритель
работает в узком диапазоне паросодержании
хладагента, средний по длине трубки коэффициент
теплоотдачи аа и сопротивление в испарителе
Ар о находили интегрированием по
паросодержанию х выражений для локальных
коэффициентов теплоотдачи 10] и локальных потерь
давления [11].
Коэффициенты инжекции струйного насоса
определяли совмещением характеристик на-
порно-циркуляционного контура и струйного
насоса [7], а пароструйного инжектора — по
формуле, приведенной в работе [6].
Чтобы параметры состояния хладагента в
точках цикла, характеризующих работу
^компрессора и конденсатора, оставались
неизменными, температуру кипения на выходе из
испарителя t02 принимали постоянной, т. е.
считали, что удельные холодопроизводительность
компрессора и тепловая нагрузка конденсатора
не зависят от массовой скорости wapa
хладагента.
С учетом этого, а также исходя из основных
положений расчета оптимальной массовой
скорости хладагента (wapa)onT [3, 4] можно
сделать вывод, что увеличение массовой скорости
^аРа ПрИВОДИТ, С ОДНОЙ СТОрОНЫ, К рОСТу КОЗф-
фициента теплоотдачи ad и, следовательно,
коэффициента теплопередачи k в целом, с другой
стороны, — к уменьшению эффективной
логарифмической разности температур в вследствие
увеличения средней температуры^ кипения t0r
обусловленного возрастанием сопротивления
испарителя Ар 0. Максимальной величине
удельного теплового потока на внутренней
Поверхности трубки qp = k® будет соответствовать
оптимальная массовая скорость хладагента
(^аРа)опт-
\^кф-^х
Рис. 1. Схема а и цикл б холодильной машины с
рециркуляцией в испарителе жидкости и пара струйными
аппаратами: 4-
КИ — конденсатор КМ — компрессор; ОЖ — отделитель
жидкости; И — испаритель; ИИ — пароструйный инжектор; СИ —
струйный насос . *
4*
27

На рис. 2 приведены результаты расчета
(шаРа)опт Для схем ХОЛОДИЛЬНОЙ маШИНЫ С
рециркуляцией только жидкости [1 ] и с
рециркуляцией жидкости и пара при температуре
кипения на выходе из испарителя t02=z0oCf
температуре воды на входе в него /wl==8°C
и на выходе /w2=5°C, скорости воды в
межтрубном пространстве ww=0,5 м/с, внутреннем
диаметре трубок испарителя d=10 мм.
Хладагент — R22. ЛИНИИ максимумов (^аРа)опт
нанесены пунктиром.
Как видно из рис. 2, а, с увеличением
коэффициента инжекции струйного насоса и растет
значение (йУараHПТ, причем максимум
функции qp =/ (^аРа) становится более пологим,
т. ev при больших кратностях циркуляции
допускаются значительные отклонения массовых
скоростей от (ауара)опт. Для схемы с рецирку-
faJrn/MJ
Ш\
ЗШ
100 т 180 220 260 300 3W 380 W соарфкШ
qFa,Bm/M2
5600
МО 260 280 300 320 ЗНО 360 380шара^/(сМ
Рис. 2. Зависимость оптимальной массовой скорости
шара хладагента R22 от удельного теплового потока на
внутренней поверхности трубок:
а —рециркуляция только жидкости; б —рециркуляция жрдкос-
ти и пара.
ляцией жидкости и пара увеличение GVIG0
(Gp, G0 — массовый расход рабочего потока
через сопло пароструйного инжектора и
струйного насоса) приводит сначала к снижению
(^аРй)опт Д° некоторой величины, а затем к ее
возрастанию (рис. 2, б)
На рис. 3 представлена зависимость
оптимальной длины трубки испарителя, соответствующей
(^аРа)опт» от коэффициента инжекции
струйного насоса и при различных значениях Gv/G0.
С увеличением коэффициента и уменьшается
значение LonT, причем чем больше и, тем меньше
степень снижения LonT. При и=const
увеличение Gp/G0 первоначально вызывает резкое
уменьшение LonT, но затем интенсивность снижения
LonT замедляется. Линия Gp/G0=0
соответствует схеме с рециркуляцией в испарителе
одной лишь жидкости [1].
На рис. 4 представлена зависимость удельной
внутренней поверхности теплообмена FYJl.BH =
= ^onT.BH/Qo, м2/кВт, (Qo — холодопроизводи-
тельность) от коэффициента инжекции и при
разных величинах GVIG0.
Точка пересечения кривой Gp/G0=0 с осью
ординат соответствует значению FonTBJQ0 для
традиционной схемы с дросселем. Как видно из
рис. 4, рециркуляция в испарителе одной лишь
жидкости (кривая Gp/G0=0) позволяет
существенно (на 20—25 %) сократить поверхность
теплообмена по сравнению с традиционной
схемой с дросселем, причем уменьшение величины
^опт.вн/Qo весьма значительно даже при
малых значениях и, т. е. при больших
сопротивлениях напорно-циркуляционного контура. С уве-
15
13
12
11
10
9
8
7
6
5
*
3
-^М
— /?/
ал
1,0
iff
3,0
Рис. 3. Зависимость оптимальной длины трубок LoUT
испарителя от коэффициента инжекции струйного
насоса и и отношения Gvi G0.
28

FyHtlH * Fan т. вн /Qa, м2/нВт
Рис. 4. Зависимость удельной внутренней поверхности
теплообмена /7уд.вн=^опт.вн/ Qo от коэффициента ин-
жекции струйного насоса и и отношения Gp/G0.
личением Gv/G0 требуемая поверхность
теплообмена уменьшается, однако замедление
интенсивности снижения FouT.hJQo с ростом Gv/G0
говорит о нецелесообразности значительно
увеличивать количество пара, подаваемого в
пароструйный инжектор.
Поскольку рециркуляция пара в испарителе
приводит, с одной стороны, к сокращению тепло-
обменной поверхности, а с другой, — к
увеличению расхода электроэнергии, то сравнение
различных схем, а также выбор
оптимальных режимов работы испарителя возможны
лишь на основе технико-экономического
расчета.
В качестве критерия для определения
оптимального значения температуры кипения t0
использовали приведенные годовые затраты на
холодильную машину при условии, что во всех
рассматриваемых случаях холодопроизвудитель-
ность Qo постоянна. Температура конденсации
была принята равной 35 °С.
Технико-экономические расчеты выполняли с использованием
методики, изложенной в работе [2], а также
данных работ [5, 8] при стоимости 1 кВт-ч
электроэнергии 2,5 коп, Q0=50 кВт и
продолжительности эксплуатационного периода 5000 ч/год.
На рис. 5 приведены результаты технико-
экономического расчета схем с рециркуляцией в
испарителе одной жидкости [1 ] (кривая Gv/G0=
=0), а также жидкости и пара. Здесь же для
сравнения показана зависимость удельных
приведенных годовых затрат Г, руб/(кВт-год), от
t0 для традиционной схемы с дросселем и полным
испарением хладагента в испарителе (кривая
и=0).
Как видно из рис. 5, схема с рециркуляцией
в испарителе только жидкости (кривая Gp/G0=0)
наиболее экономична. Традиционная схема с
дросселем (кривая и=0) по экономичности
несколько уступает ей. Интенсивность
теплообмена в испарителях, работающих по
традиционной схеме, самая низкая, т. е. испарители
имеют самые большие массовые и габаритные
характеристики (см. рис. 4, точка пересечения
кривой Gp/G0=0 с осью ординат). Рециркуляция
в испарителе пара приводит к росту годовых
затрат Г, причем при GP/G0=0,1 это увеличение
составляет примерно 7,6 % по сравнению с
традиционной схемой, а при Gp/G0=0,2 — около
16 %. Как видно, функция Г=/ (t0) имеет слабо
выраженный минимум, который при
рециркуляции жидкости (кривая Gp/G0=0), а также с
увеличением Gv/G0 смещается в область шлее
высоких температур t0. Это объясняется ростом
коэффициентов теплоотдачи со стороны
хладагента и теплопередачи в целом, поэтому
испаритель может работать при пониженных
значениях разности температур кипения
хладагента и охлаждаемой среды.
На основе выполненного анализа схем
холодильных машин с рециркуляцией в
испарителе жидкости и пара струйными аппаратами
сделаны следующие выводы:
Рециркуляция в испарителе жидкости
струйным насосом позволяет по сравнению с
традиционной схемой с дросселем сократить на 20—
25 % габаритные размеры испарителя. При этом
повышаются экономичность холодильной
машины (на 1—2 %) и в результате исключения из
схемы дросселя надежность всей установки.
Поэтому в целях сокращения металлоемкости
испарителя и повышения надежности установки
целесообразно заменить традиционные схемы
холодильных машин с дросселем на схем];- со
струйным насосом.
Г,ру5/(кбт-год)
Рис. 5. Зависимость удельных приведенных годовых
затрат Г на холодильную машину от температуры
кипения хладагента R22 /0.
29

Рециркуляция в испарителе одновременно
жидкости струйным насосом и пара пароструйным
инжектором приводит к более значительному,
чем при рециркуляции одной лишь жидкости,
сокращению габаритных размеров испарителя.
Однако экономичность холодильной машины при
этом снижается. Так, при рассматриваемых в
работе параметрах охлаждаемой среды
габаритные размеры испарителя сокращаются на ~6 %
при Gp/Go^O,! и на 9 % при Gp/G0=0,2, а
экономичность снижается соответственно на 9 и
18 %. Поэтому такая схема может найти
применение лишь в специфических условиях
эксплуатации с жесткими требованиями к массе и
габаритным размерам испарителя, когда
экономичность отодвигается на второй план.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. А. С. № 123975 (СССР).
2. Гоголин А. А. Оптимальные перепады темпе-
тур в испарителях и конденсаторах холодильных
машин. — Холодильная техника, 1972, № 3.
3. 3 а х а р о в Ю. В., Р а д ч е и к о Н. И. К
расчету коэффициента теплоотдачи при кипении фрео-
Н. С. ЕРШОВА, канд. физ.-мат. наук Е. Б. ПЕТРУНИНА,
д-р техн. наук А. В. КЛЕЦКИИ
Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
V
На пропане работает значительная часть
холодильного оборудования нефтехимической и
газоперерабатывающей промышленности.
Существующие термодинамические таблицы свойств
пропана не являются достаточно точными, так
как они составлены в основном по результатам
термических исследований без учета всего
имеющегося экспериментального материала.
На базе совместной обработки разнородных
опубликованных опытных данных, а также
результатов авторов по измерениям изохромной
теплоемкости cv и теплоты парообразования г
получены взаимосогласованные уравнения
состояния для расчета таблиц термодинамических
свойств пропана на линии насыщения и
однофазной области.
Для докритических плотностей (р<рвр) и
температур 100—550 К уравнение состояния
представлено в обычной вириальной форме:
* т si i
нов в горизонтальных трубках испарителей.4 —
Холодильная техника, 1980, № 2.
4. Захаров Ю. В., Р а д ч е н к о Н. И.
Определение оптимальной массовой скорости хладагента
в горизонтальных трубках испарителей. —
Холодильная техника, 1980, № 3.
5. Розенфельд Л. М., Воробьев И. Д.
Определение оптимальных поверхностей
испарителей и конденсаторов холодильной машины. —
Холодильная техника, 1973, № 12.
6. С и л ь м а н М. А. Определение расхода рабочего
пара в эжекторных холодильных машинах. —
Холодильная техника, 1965, № 2.
7. Сутырина Т. М. Использование энергии
расширения холодильного агента в струйном насосе.—
Холодильная техника, 1961, № 4.
8. Ш о с т а к В. П., Виршубский И. М.
Оптимизация температуры конденсации в судовой
фреоновой компрессорной холодильной машине.—
Холодильная техника, 1975, № 7.
9. Chaw I a J. M. — Kaltetechnik-KHmatisierung,
1971, Bd. 23, № 10.
10. Chawla J. M. — Chem.-Ing.-Technik, 1968,
Vol. 40, № 5.
11. С h a w 1 a J. M, Thome E. A. —
Kaltetechnik-KHmatisierung, 1967, Bd. 19, № 10.
12. Van d e r J a g t M. F. G. Two-phase Flow in an
Evaporator. Proceeding of the XIV International
Congress of Refrigeration, Moscow, 1978, Vol. 2.
где р — давление, 105 Па;
p — плотность, г/см3;
R—газовая постоянная, равная для пропана
188,55-Юб Па-см3/(г.Ю2 К):
Т — температура, 102 К;
b и — коэффициенты;
x=T/TKV;
Гкр — критическая температура, Гкр= 369,82 К.
ения
bio =
Ьц =
hz =
&ia =
Ьы =
^20 =
&21 =
коэффициентов
8,9239751; Ь22
— 33,428717; Ь23
42,269463; Ь2Л
- —29,973243; Ь30
,6,616195; Ь81
= —74,043222; Ь32
213,46161; Ь33
Ьи даны ниже.
= —191,21543;
= 93,672722;
= —25,529627;
= 632,79682;
= —1221,2964;
= 300,35814;
= 163,48536;
&40 =
&41 =
ь42 =
^50 =
Ьы =
ЬЪ2 =
Ь61 =
= —2269,1797;
-4306,4999;
= 1036,5409;
з2185,0931;
: —4168,3409;
- —1480,4522;
.4265,0349.
УДК 621.564.25:536.001.24
Уравнение состояния и термодинамические свойства пропана
30

Для жидкого пропана с плотностью 0,75>р>
>Ркр> г/см3, в том же диапазоне температур
составленное уравнение имеет вид:
T
1 —
Ркр
B)
где ps— давление насыщения, 105 Па;
a — коэффициент;
Ts — температура насыщения, 102 К-
Значения коэффициентов аи указаны ниже.
а10 = 76,6;
ап= —83,108817;
а12 = 86,330846;
а13 = —5,363259;
а14 = 211,95041
а15 = 159,66634
a1R = 45,020606
а20 = 16,307975;
«21 = — 174,53679;
а22 = 163,00211;
а23 = 292,08810;
аы = 30,714650;
а30 = —22,452494;
«31= 169,99050;
«32= —343,52935;
«зз = — 376,73965;
а40 = 9,2709931;
а41= 32,017582;
— 91,848143.
а
42
Зависимость между температурой и
плотностью кипящей жидкости представлена в форме:
кр •
¦2Ч-&)'-
C)
где At — коэффициент;
р'—плотность кипящего жидкого пропана, г/см3
ркр — критическая плотность, ркр = 0,219 г/см3.
Значения коэффициентов At даны ниже.
А3 = 0,7336295;
А 4 = 0,5090449;
Лб = 0,2643128;
Л6 = 0,0867150;
Л7 = 0,0114119.
Отклонение значений р', рассчитанных по
уравнению C), от данных последних
исследований [5, 6] не превышало 0,07%.
Уравнение для определения давления
насыщения получено с учетом опытных данных по
теплоемкости жидкости вдоль пограничной кри-
/dcv
вой сх и производной Ьг—
т In
Pkv
где /?кр •
М1"^ +х\
+ х3(\ —ту
A-
4*4
критическое давление,
коэффициенты.
тI'
A
ра
5 +
-т)'
вное
м1
1,5
42,4-
-тJ-5
10* Па;
+
D
Значения коэффициентов х0—х4 даны ниже.
х0 = — 6,68; *3 = 1,454784;
хг = 1,353044; х4 = — 3,523518.
х2 = —1,436586;
Расхождение расчетных значений р8 с
опытными данными [3, 7, 9] незначительно превышает
погрешность эксперимента в диапазоне
температур 120—360 К. При температурах 100—120 К
результаты измерения давления ps [3] и
теплоемкости сх [4] не согласуются между собой, и
при подборе коэффициентов уравнения кривой
упругости предпочтение отдано измерениям сх
как наиболее точным в этой области.
Уравнения C) и D) могут быть использованы
для расчетов при температурах от 90 К до
критической.
Полученная зависимость для изобарной
теплоемкости в идеально газовом состоянии ср0,
кДж/(кг-К), для интервала температур 90 —
700 К хорошо описывает опытные данные Чио
и Эрнста [5]:
сРо = Т + сг + с2Т + с3Т* + с47з + с5Т4, E)
где с0= —0,456322; с3 = 0,314193;
с1= 1,697553; с4= —0,041317;
с2 = — 0,577468; съ = 0,001838.
Среднеквадратичные * расхождения о между
опытными термическими данными и
рассчитанными по уравнению состояния для однофазной
области представлены в табл. 1. Повышенные
среднеквадратичные отклонения объясняются
значительными расхождениями между опытными
данными различных авторов. Относительные
отклонения в экспериментальных точках
вычисляли по формуле:
я Р°и — Ррасч
где /?оп, /?расч —опытные и расчетные значения давлений
(соответственно);
п — нормирующий множитель, для газа
и = 0,01/7 и для жидкости
«=o,oip(!)r.
Сопоставление экспериментальных [10] и
расчетных значений изобарной теплоемкости ср
показало, что при температурах 100—310 К
расхождения составляют 0,5—2,0 %, при
температурах 340—420 К они возрастают до 2,0—3,5 %
и в районе пиков теплоемкости достигают 5—
7 %. Результаты измерений изохорно^
теплоемкости жидкости cv [4] и скорости звука [8]
воспроизводятся уравнением состояние с
погрешностью 0,5—2,5 %.
31

Таблица 1
Область термических
Температура,
373—550
300—640
310—510
323—400
243—350
273—413
277—322
84—273
166—321
*
Давление,
10» Па
23—31
1—140
1—700
10—50
0,9—1,3
\ 0—1000
10—140
20—609
2—420
исследований
Плотность, г/см3
0,044—0,44
0,001—0,41
0,001—0,576
0,021—0,11
0,0009—0,003
0,32—0,59
0,45—0,53
0,597—0,736
0,51—0,6
Р<Ркр
а, %
0,44
0,48
0,30
0,26
0,10
—
—
—
—
Число
опытных
точек
69
151
133
25
18
—
—
—
Р>Ркр
о, %
0,32
1,14
0,23
—
—
0,49
0,10
0,13
0,09
Число
опытных
точек
41
155
150
—
—
366
40
210
155
Исследователи, ис
Битти и др. [2]
Дешнер, Браун [5]
Ример и др. [9]
Черни и др. \
Давсон, Маккета |
Дитмар и др. Г
Томлинсон J
Мицевич и др.
Или, Кобаяши [5]
точник
[о]
Таблица 2
'• °с
— 170
— 160
— 150
— 140
—130
—120
-ПО
—100
-95
-90
-85
-80
—75
—70 !
-65
-60
-55
-50
-45
-40
-35
-30
-25
-20
-15
-Ю
—5
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
80
85
90
95
96,67
р-10-*, Па
0,606- lO
0,710-lO
0,537-10-4
0,290-Ю-з
0,121-10—а
0,407-10-2
0,0116
0,0289
0,0436
0,0643
0,0925
0,1301
0,1796
0,2434
0,3244
0,4259
0,5513
0,7043
0,8890
1,110
1,371
1,677
2,033
2,444
2,916
3,454
4,062
4,748
5,516
6,373
7,324
8,376
9,535
10,81
12,20
13,71
15,37
17,16
19,10
21,20
23,46
25,89
28,52
| 31,34
1 34,36
37,63
1 41,15
42,40
р", кг/м3
0,312-Ю
0,333-10~4
0,231-Ю-з
0,00116
0,00447
0,0141
0,0378
0,0888
0,1304
0,1870
0,2622
0,3601
0,4856
0,6438
0,8403
1,081
1,373
1,724
2,141
2,631
3,205
3,870
4,637
5,516
6,519
7,658
8,946
10,39
12,03
13,85
15,90
18,18
20,73
23,57
26,74
30,29
34,25
38,71
43,73
49,42
55,95
63,53
1 72,49
83,43
97,50
117,6
158,6
219,0
Р'.
кг/м3
715,2
705,1
695,0
684,9
674.8
664,5
654,2
643,8
638,6|
633,3
628,1 i
622,7
617,4
611,9
606,4
600,9
595,4
589,7
584,0
578,2
572,4
566,4
560,4
554,2
547,9
541,5
535,0
528,3
521,5
514,5
507,3
499,8
492,2
484,2
476,0
467,3
458,3
448,8
438,6
427,8
416,2
403,5
389,3
373,0
353,7
328,4
285,4
219,0
г, !
кДж/кг
682,45
692,14
702,17
712,53
723,20
734,19
745,46
756,99
762,84 |
768,74
774,68
780,65
786,65
792,66
798,68
804,70
810,71
816,70
822,66
828,59
834,48
840,32
846,11
851,83
857,48
863,05
868,54
873,94
879,23
884,40
889,45
894,36
899,11
903,69
908,06
912,20
916,07
919,62
922,79
925,49
927,61
928,95
929,25
! 928,02
924,36
916,00
892,31
855,17
Г,
кДж/кг
136,22
155,83
175,68
195,72
215,83
236,02
256,29
276,65
286,90
297,22
307,60
318,04
328,58
339,21
349,91 !
360,73 |
371,64
382,69
393,84
405,09
416,48
428,01
439,65
451,42
463,34
475,42
487,62
500,00
512,56
525,25
538,16
551,26
564,57
578,11
591,89
605,96
620,34
635,07
650,20
665,82
682,01
1 698,94
716,82
736,00
757,15
781,80
816,51
855,17
г,
кДж/кг
546,23
536,31
526,49
516,81
507,37
498,17
489,17
480,34
475,95
471,52
467,08
462,61
458,07
453,45
448,77
443,97
439,06
434,01
428,82
423,50 !
418,00
412,32
406,46
400,40
394,14
387,63
380,92
373,94
366,67
359,15
351,30
343,10
334,54
325,58
316,17
306,24
295,72
284,55
272,59
259,68
245,60
230,01
212,42
192,02
167,22
134,20
75,80
0,00
s",
кДж/(кгХ
ХК) 1
6,2512
5,8769
5,5804
5,3431
5,1516
4,9964
4,8700
4,7670
4,7228
4,6828
4,6467
4,6140
4,5845
4,5578
4,5337
4,5119
4,4922
4,4743
4,4583
4,4437
4,4307
4,4188
4,4082 !
4,3986
4,3900
4,3822
4,3753
4,3689
4,3632
4,3581
4,3533
4,3489
4,3448
4,3409
4,3371
4,3332
4,3293
4,3250
4,3203
4,3148
4,ЗС83
| 4,3002
| 4,2899
1 4,2761
4,2563
4,2247
4,1528
4,0503
s',
кДж/(кгХ
ХК)
0,9557
1,1371
1,3052
1,4616
1,6073
1,7436
1,8717
1,9929
2,0512
2,1083
2,1642
2,2169
2,2728
2,3257
2,3777
2,4289
2,4795
2,5294
2,5787
2,6273
2,6755
2,7231
2,7703
2,8170
2,8632
2,9092
2,9547
3,0000
3,0450
3,0896
3,1342
3,1785
3,2228
3,2669
3,3111
3,3553
3,3997
3,4444
3,4896
3,5353
3,5820
3,6299
3,6797
3,7323
3,7894
3,8551
3,9469
4,0503

Отклонения расчетных значений теплоты
парообразования от экспериментальных данных
[1] и Карруфа [5] не превышают погрешности
эксперимента @,2—0,5 %). Расхождение
расчетных значений^ с опытными данными [4]
составляет 0,5—2 %.
Термодинамические свойства -пропана в
состоянии насыщения (плотность р, энтальпия i,
теплота парообразования г, энтропия s)
представлены в табл. 2, а в табл. 3 — значения
изобарной теплоемкости ср и скорости звука w.
По полученным уравнениям были рассчитаны
таблицы термодинамических свойств пропана в
диапазоне температур 100—550 К и давлений
до 70 МПа.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Г у й г о Э. И., Ершова Н. С, Марго-
лин М. Ф. Исследование калорических свойств
пропана. — Холодильная техника, 1978, № 11.
2. В е a t t i e I. А., К а у W. С. — J. of Am.
Chem. Soc. 1937, Vol. 59.
3. С а г r u t h G. F. — J. Chem. Eng. Data, 1973,
Vol. 18, № 2.
4. G о о d w i n R. D. — J. of Research NBS, 1978,
Vol. 83, № 5.
5. С о о d w i n R. D. Provisional Thermodynamic
Functions of Propane from 85 to 700 К at Pressures
to 700 bar NBSIR 77—860. Boulder, Colorado, 1977.
6. HaynesW. M., H i z a M. J. — J. of Chem.
Therm. 1977, № 9.
7. К e m p J. D., E g a n С J. — J. of Am. Chem.
Soc, 1938, Vol. 60, № 7.
t, °c
— 100
—90
—80
—70
—60
—50
—40
-30
-20
-10
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
кДж/(кг.К)
1,174
1,207
1,242
1,281
1,322
1,375
1,431
1,494
1,566
1,648
1,741
1,848
1,972
2,120
2,303
2,540
2,874
3,416
4,560
9,352
кДж/(кг-К)
2,046
2,069
2,096
2,132
2,172
2,215
2,261
2,310
2,363
2,421
2,483
2,554
2,637
2,736
2,862
3,031
3,281
3,698
4,568
7,819
Та
ш", м/с
196,8
201,6
206,0
210,0
213,4
216,4
218,7
220,4
221,4
221,7
221,1
219,6
217,2
213,8
209,1
203,1
195,4
185,5
172,6
155,5
блица 3
w', м/с
1536,9
1469,5
1402,8
1336,3
1270,5
1205,9
1142,0
1078,5
1015,5
952,5
889,4
825,7
7*1,0
694,9
626,7
555,9
481,4
401,8
315,1
215,9
8. Lacam А. — J. des Recherches du Centre Natl.
Rech. Sci., Lab. Bellevue, (Paris), 1956, 34, 25.
9. R e о m e г H. H., S a g e B. H., L а се у W. N. —
Ind. Eng. Chem. 1949, Vol. 41, № 3.
10. Yesavage V. F., К a t z D. L.,
Powers J. E.—J. Chem. Eng. Data, 1969, Vol. 14,
№ 2.
УДК 637.2.056:621.798-036.7
Влияние полимерных упаковок на качество сливочного масла
при холодильном хранении
Н. А. СОКОЛОВА, канд. техн. наук Р. А. ДИДЕНКО,
д-р мед. наукг проф. В. И. ШАРОБАЙКО
Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
Традиционным упаковочным материалом для
сливочного масла является растительный
пергамент. Однако из-за его большой паро- и
газопроницаемости G0—105 г/м2 за 24 ч), высокого
содержания металлов переменной валентности
(медь, железо), являющихся катализаторами
окислительных процессов [10], относительно
большой поверхности контакта (жир образует
тонкий слой на волокнах бумаги, и кислород
воздуха имеет хороший доступ к
диспергированному жиру) пергамент не обеспечивает
достаточной защиты масла, особенно
поверхностного слоя, от обезвоживания и окисления.
В результате испарения влаги на поверхности
масла образуется штафф, ухудшающий его
товарный вид. Более интенсивное штаффообразо-
вание происходит в первые месяцы
холодильного хранения. Перед реализацией масло
обязательно зачищается. По нашим данным, потери
масла в результате удаления штаффа с
поверхности монолитов сливочного несоленого и
любительского масла после 4 мес холодильного
хранения составляют 1,4 %, после 18 мес — 1,7 %.
Кроме того, при снятии пергамента с монолитов
на нем остается до 0,1—0,2 % масла в
зависимости от температуры его поверхности. *
На интенсивность штаффообразованиявлияют
условия выработки и соблюдение
технологических режимов изготовления масла, содержание
33

в нем влаги, температура хранения, а также
физические свойства упаковочных материалов.
Во время длительного хранения упакованного
сливочного масла при низких отрицательных
температурах интенсивность штаффообразования
в" наибольшей степени зависит от паро-, влаго-,
газопроницаемости упаковочного материала.
Нами было проведено исследование зависимости
интенсивного штаффообразования от влагопро-
ницаемости упаковочных материалов.
Для упаковки использовали пергамент,
пленки повиден, полипропиленовую и полиамидную,
алюминиевую фольгу и фольгу, кашированную
пергаментом, целлофан, полиэтиленовую
пленку, ^комбинированные пленки
лавсан-полиэтилен, целлофан-полиэтилен. Наиболее надежно
защищали масло от штаффообразования
алюминиевая фольга, кашированная пергаментом,
и полимерные пленки повиден, полиамидная и
полипропиленовая. После 18 мес хранения при
5 °С штафф на поверхности маета, упакованного
в полимерные пленки и кашированную фольгу,
не образовывался, а содержание влаги в
поверхностном слое масла не изменялось.
Эффективность алюминиевой кашированной
фольги для упаковки сливочного масла
установлена многочисленными исследованиями [5, 6,
101. Она применяется в настоящее время только
для упаковки мелкофасованного масла и не
полностью обеспечивает нужды этого
производства.
Упаковка монолитов масла массой в 20 кг в
алюминиевую кашированную фольгу
затруднительна, да и обходится дороже, чем упаковка в
полимерную пленку. Поэтому применение
полимерных пленок с низкой паро-, влаго- и
газопроницаемостью для защиты монолитов масла
от штаффа экономически выгоднее, чем
кашированной фольги.
Полимерные материалы сейчас успешно
используют для упаковки различных пищевых
продуктов, в том числе и молочных [2—4, 8, 9].
В нашу страну, например, импортируется из
Финляндии масло, упакованное в синтетическую
бумагу уполар. При исследовании масло в упо-
ларе не имело на поверхности штаффа и после
15 мес хранения, тогда как на таком же масле,
упакованном в пергамент, штафф за тот же срок
хранения составлял, по нашим данным, 1,3 %.
Для изучения влияния полимерных упаковок
на штаффообразование и качество сливочного
масла при холодильном хранении были выбраны
выпускаемые отечественной промышленностью
пленки повиден и полиамидная, являющиеся
жиро- и морозостойкими, практически паро-,
влаго- и газонепроницаемыми. Пленку повиден
выпускает в достаточных количествах
волгоградское объединение «Каустик» им. 50-летия
Октября. Использование ее в качестве упаковочного
материала для сливочного масла разрешено
Минздравом СССР. Опытные партии полиамидной
пленки вырабатывает Московское НПО
«Пластик».
Объектами исследования служили
любительское масло, выработанное методом
преобразования высокожирных сливок (МПВС) на
Александрийском гормолзаводе Кировоградской
области Украинской ССР; крестьянское масло,
выработанное МПВС на производственно-
экспериментальном заводе НПО «Углич» и
методом непрерывного сбивания (МНС) на Рагув-
ском маслодельно-сыродельном заводе Пане-
вежского молкомбината Литовской ССР;
бутербродное масло, изготовленное МПВС на
Новгородском молкомбинате.
Монолиты масла массой по 20 кг упаковывали
в картонные короба, выстланные растительным
пергаментом (контроль), или с вкладышами из
повидена. Любительское масло упаковывали
также в полиамидную пленку. Вкладыши из
пленок изготавливали вручную по типу
аналогичных вкладышей из уполара.
Исследуемое масло хранили при температуре
—18 °С и относительной влажности воздуха 80—
85 %; любительское — 16,5 мес, крестьянское —
15 и бутербродное — 6 мес. Перед анализами
монолиты масла отепляли в течение 2 сут при
5—7 °С (процессы, приводящие к порче масла
и ингибируемые холодом, могут интенсивно
развиваться после перемещения продукта на
хранение при положительных температурах, а
масло к потребителю, как известно, всегда попадает
уже достаточно отепленным).
Для анализов отбирали пробы поверхностного
(глубиной до 3 мм) и внутренних слоев масла.
Анализами по общепринятым методикам
определяли содержание влаги, перекисное число
жира, окисленность жира по пробе с 2-ТБК,
кислотность плазмы, содержание конъюгирован-
ных жирных кислот, общую микробиальную об-
семененность, наличие протеолитических
бактерий, плесеней и дрожжей. Устанавливали
также содержание неэтерифицированных
(свободных) жирных, кислот по методике [1] и
количество штаффа. Масло оценивали органолепти-
чески — по вкусу, запаху и консистенции.
Поскольку влияние использованных
упаковочных материалов на качество разных видов
сливочного масла принципиально было
одинаковым, приводим как наиболее типичные физико-
химические и биохимические показатели только
любительского масла, упакованного в
пергамент, повиден и полиамидную пленку, в
процессе хранения при —18 °С (см. таблицу).
Набивка монолитов в пленке повиден была
плотной, поверхность ровная. И повиден, и
полиамидная пленка легко отделялись от
продукта.
34

Упаковка
сливочного
масла
Пергамент
Повиден

Полиамидная пленка
о
1ия, ме
0>
я
О.
X
*
о
о.
и
0
3
5
7
9
12
16,5
0
3
5
7
9
12
16,5
0
3
1 5
7
9
12
16,5
Содержание
влаги, %
i 1
Си S
0) О
02 К
они
с о о
оч
(ОКО
19,9
17,8
17,7
16,4
15,8
15,5
15,5
21,1
21,4
21,0
21,5
—
21,5
21,4
20,0
19,3
19,0
19,3
19,1
19,4
19,3
я
<и
н с
>> *»
я "
к 2
о а>
И I
19,9
20,2
20,1
20,1
20,2
20,2
19,4
21,1
21,1
21,0
20,8
21,2
21,5
21,7
20,0
19,5
19,6
19,4
19,6
19,5
19,5
Перекисное число
жира
в
поверхностном
слое
0,0019
0,0064
0,0090
0,0064
0,0044
0,0084
0,0174
0,0032
0,0089
0,0102
0,0089
0,0005
0,0074
0,0146
1 0,0051
0,0083
0,0095
0,0083
0,0044
0,0064
0,0156
% ./*
во
внутреннем
слое
0,0019
0,0051
0,0050
0,0044
0,0038
0,0060
0,0128
0,0032
0,0076
0,0094
0,0079
0,0005
0,0032
| 0,0158
0,0051
0,0064
0,0090
0,0052
0,0025
1 0,0048
0,0142
Общее
содержание
КЖК, %
¦
* <
(U О
я я
ОН<У
с о о
о ч
ю я о
1,06
0,89
0,49
1,62
1,96
1,28
1,23
1 0,73
0,81
0,81
0,85
1,17
1,00
0,80
1,81
1,43
1,50
1,80
1,29
1,30
1,31
к
<° „,
н °
>и
Я «
3
О <D
я я
1,06
0,77
1,04
1,16
1,14
0,89
0,75
0,73
0,76
0,93
1,16
1,09
1,05
1,00
1,81
1,43
1,49
1,68
1,09
1,11
1,10
Окисленность
жира по пробе
с 2-ТБК, ед.
опт. пл.
в
поверхностном
слое
0,017
0,019
0,024
0,028
0,060
0,044
—
0,013
0,013
| 0,019
0,029
0,021
0,022
0,012
0,008
0,014
| 0,020
0,021
1 0,012
0,009
я
в> .
н °
>»4,
я —
ш ?
о о>
я я
0,017
0,016
0,021
0,023
0,028
0,022
—
0,013
0,015
0,022
0,025
0,019
—
0,015
0,008
0,015
0,018
0,019
0,014
0,011
—
Общее
содержание НЭЖК. 1
мг/100 г
в
поверхностном
слое
72,9
58,0
48,7
59,7
109,9
74,6
—
72,0
65,7
115,1
65,4
67,4
65,0
—
73,9
68,9
156,4
80,0
78,8
65,5
—
жира
я
<° л«
Н 2
>>5
Я °
я s
о ?
я я
72,9
68,2
133,0
72,5
58,2
85,6
—
72,0
66,1
125,5
79,5
I 85,6
44,9
—
73,9
70,7-
152,2
90,8
81,7
68,1
—
Кислотность
плазмы, °Т
•
о, 2
си о
ю я
о н <и
с о о
о ч
Я Я и
23,7
21,9
20,2
19,2
21,8
16,6
16,5
22,6
17,1
19,6
19,8
1 18,1
18,0
15,6
25,5
п,з
30,4
23,8
23,9
23,0
18,4
я
<и
О, <L>
но
?ч
я w
о <и
я я
23,7
17,3
18,8
17,8
17,1
16,6
15,4
22,6
18,2
19,6
18,7
18,0
17,8
17,3
25,5
14,4
31,3
24,4
22,8
22,0
18,9
Масло, упакованное в пергамент, уже после
3 мес хранения имело явно выраженный слой
штаффа, который к концу хранения увеличился
до 1,3 %. На поверхности масла, упакованного
в повиден и полиамидную пленку, штафф не
был обнаружен на всем протяжении опытного
хранения.
Органолептическая оценка вкуса и запаха
свежего любительского масла была высокой —44
балла. Масло в пленках оставалось в высшем сорте до
12 мес, а в пергаменте — до 9 мес хранения.
Консистенция масла перед закладкой на хранение
была оценена в 23 балла и не изменялась в
процессе хранения независимо от вида
упаковочного материала.
Пергамент не предохранял поверхностный слой
масла от потери влаги. Содержание ее после
16,5 мес хранения уменьшилось по сравнению
с исходным на 4,1 %, или в 1,3 раза. В
поверхностном и внутренних слоях масла,
упакованного в повиден и полиамидную пленку, и во
внутренних слоях масла, упакованного в
пергамент, содержание влаги во время хранения
практически не изменилось.
Окислительные процессы протекали в обоих
слоях масла независимо от вида упаковки, но
перекисное число при этом не превышало
0,03% J2—значения, при котором жир^
считаются несвежими.
Образование перекисей в поверхностных &лоях
масла происходит как вследствие контакта с
кислородом воздуха, проникающего через
упаковку, и с примесями металлов (медь, железо),
содержащихся в упаковочном материале и
катализирующих процесс окисления [7] (при
упаковке в пергамент), так и вследствие окисления
кислородом, содержащимся (до 21,2 %) в
газовой фазе масла, около 5 % по объему (при
упаковке в газонепроницаемые пленки повиден
и полиамидную). Последнее является причиной
развития окислительных процессов и во
внутренних слоях масла.
В поверхностном слое масла, упакованного
в пергамент, количество перекисей возрастает
в 4,7 раза по сравнению с начальным
содержанием к 5 мес хранения, а затем уменьшается
почти в 2 раза в последующие 4 мес хранения.
В поверхностном слое масла, упакованного в
повиден и полиамидную пленку,1 со^ржание
перекисных соединений увеличивается^ 5 мес
хранения соответственно в 3,2 и 1,9 раза, а
затем к 9 мес хранения уменьшается в 6,4 и 1,2 ра-
35

за по сравнению с начальным содержанием.
Разрушению перекисей, нестойких соединений,
способствует влага, содержащаяся в
значительном количестве (до 24 %) в масле. При этом
образуются оксиды и выделяется активный
кислород, способный дальше окислять жирные
кислоты с образованием перекисей. Очевидно,
поэтому наблюдалось вторичное их накопление к
16,5 мес хранения. По сравнению с исходным
количеством их становилось в 9,2 (упаковка в
пергамент), 4,6 (повиден) и 3 раза (полиамидная
пленка) больше. Динамика перекисных
соединений во внутренних слоях масла во всех
исследуемых видах упаковки аналогична динамике
этих* соединений в поверхностных слоях.
Во время хранения масла в различных
упаковках в обоих его слоях наблюдалось как
уменьшение содержания конъюгированных
жирных кислот (КЖК), происходящее,
по-видимому, вследствие их окисления, так и накопление,
связанное с изомеризацией жирных кислот с
изолированными двойными связями. Как
окисление, так и структурная изомеризация
приводят к потере высоконепредельными жирными
кислотами их функциональной активности, что
снижает биологическую ценность масла.
Интенсивнее эти процессы протекали в масле,
упакованном в пергамент.
Окисленность жира по пробе с 2-ТБ К на всем
протяжении хранения не превышала для всех
вариантов опыта 0,067 единиц оптической
плотности — значения, при котором окисленность
становится ощутимой на вкус. Она возрастала
по сравнению с исходными значениями к 7—
9 мес хранения в 3,5; 2,2 и 2,6 раза в
поверхностных слоях масла, упакованного
соответственно в "пергамент, повиден и полиамидную пленку.
Последующее снижение оптической плотности
может быть связано, по-видимому, с
взаимодействием малонового диальдегида с
аминокислотами, фосфолипидами, в частности с фосфатидил-
этаноламином, масла. Максимальная оптическая
плотность @,060 ед.) наблюдалась в
поверхностном слое масла в пергаменте.
Наряду с окислением, имел место и гидролиз
молочного жира, в результате которого
накапливались неэтерифицированные жирные кислоты
(НЭЖК).
В поверхностном слое масла, упакованного
в пергамент, содержание НЭЖК уменьшалось к
5 мес в 1,5 раза, что, возможно, связано как с
окислением их (содержание перекисей, например,
в этот промежуток времени возрастает в 4,7 раза),
так и взаимодействием с белками и продуктами
распада^белков. Затем к 9 мес хранения
содержание НЭЖК во столько же раз увеличивалось
по сравнению с начальным содержанием, а к
12 мес снова достигало почти исходного уровня.
В поверхностных слоях масла, упакованного в
повиден и полиамидную пленку, в первые 3 чес
также наблюдалось снижение НЭЖК, но не
очень значительное (на 6,3 и 5,0 мг/100 г жира
соответственно), что может также служить
свидетельством неглубоких окислительных
превращений в этот период хранения. К 5 мес
хранения содержание НЭЖК увеличивалось
соответственно в 1,6 и 2,1 раза относительно начального
количества. К 7 мес хранения оно снижалось до
уровня несколько выше (масло в полиамидной
пленке) или ниже (масло в повидене) исходного.
Таким образом, более интенсивно изменялось
содержание НЭЖК в поверхностном слое масла
в пергаменте, хотя их максимальное количество
было в 1,1 —1,4 раза меньше, чем в
поверхностных слоях масла в пленках.
Изменение содержания НЭЖК во внутренних
слоях масла во всех трех видах упаковок
аналогично их изменению в поверхностных слоях
масла в пленках.
Характер изменения кислотности плазмы в
обоих слоях практически идентичен характеру
изменения содержания НЭЖК. Наибольшая
кислотность плазмы наблюдалась в масле,
упакованном в полиамидную пленку, — 30,4 и
31,3 °Т для поверхностного и
внутреннего-слоев, что соответствует также наибольшему
количеству НЭЖК в этот же период хранения.
Общая микробиальная обсемененность
свежего любительского масла невысока — 103—
104 бак/мл, содержание протеолитических
бактерий — 10—102 бак/мл, плесеней — 0,
дрожжей — 0. На всем протяжении хранения
микробиальная обсемененность поверхностного слоя
масла в пленках и пергаменте была выше, чем
внутреннего слоя. В масле, упакованном в
пленки, количество микроорганизмов в обоих слоях
постепенно снижалось (на 10 бак/мл как
протеолитических, так и общих бактерий), тогда как
в масле, упакованном в пергамент, в начале
хранения наблюдалось увеличение
микроорганизмов на 10 бак/мл и лишь позднее снижение
на эту же величину. Некоторое увеличение
микроорганизмов в масле, упакованном в пергамент,
объясняется исходной обсемененностью самого
пергамента, которая, по нашим данным,
значительно выше, чем повидена. Так, на 1 см2
пергамента обнаружено 37 бактерий (из них 5
протеолитических), на 1 см2 повидена — 1
бактерия. Если учесть, что на упаковку одного
монолита масла B0 кг) расходуется 0,74 м2
пергамента и 0,88 м2 пленки, то ясно, что
поверхностный слой масла в пергаменте дополнительно
обсеменяется за счет самой упаковки.
Таким образом, проведенные исследования
показали, что использование полимерных
пленок повиден и полиамидной для упаковки
сливочного масла препятствует испарению влаги с
поверхности монолитов масла, предотвращает
36

образование штаффа, способствует лучшему
сохранению вкусовых качеств продукта,
существенно не изменяя при этом его биохимических
показателей.
Ожидаемый экономический эффект от
применения полимерных пленок для упаковки
сливочного масла в монолитах составляет для по-
видена около 8 руб., для полиамидной пленки
около 7 руб. на 1 т при годовом хранении.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Г о л о в к и н Н. А., П е р к е л ь Р. Л.
Анализ СЖК в природных жирах методом
газожидкостной хроматографии. — Труды ВНИИЖ, 1970,
вып. 27.
2. /К а р к о в а Н. Р., КураченковаЛ. М.,
Абрамов В. В. Применение полимерных пленок
в пищевых отраслях промышленности. —
Пластические массы, 1977, № 4.
3. Знаменский Н. Н. Полимерные материалы
в молочной промышленности. М., Пищепромиздат,
1963.
УДК 637.352.037.004.162
Потери массы при замораживании и
Г. П. ОВЧАРОВА, Н. А. МАМУЛОВА,
А. Д. ЯКОВЛЕВ, С. И. БАРАНОВСКАЯ
Северо-Кавказское отделение ВНИКТИхолодпрома
В связи с необходимостью резервирования
творога в целях обеспечения населения в
межсезонный период возникает задача
совершенствования технологии его хранения в замороженном
виде.
В процессе хранения замороженных пищевых
продуктов неизбежны потери массы,
приносящие значительные убытки и снижающие
питательную ценность продукта [4]. Велики потери
влаги при традиционном способе
замораживания в холодильных камерах творога,
упакованного в крупную тару (бочки, картонные ящики
и короба).
Сокращение потерь творога при длительном
хранении может быть достигнуто путем
применения более совершенных методов расфасовки,
упаковки и замораживания продукта.
Авторами исследованы потери массы творога
в пакетах из полиэтиленовой пленки,
замороженного на новой линии М1-ОЛК [3].
4. Знаменский Н. Н., Жуколенко В. А.
Упаковка молока и молочных продуктов. М.,
ЦНИИТЭИмясомолпром, 1969.
5. Кашированная фольга для упаковки
сливочного масла/Л. Н. Ловачев, Д. В. Качераускис,
В. В. Бондарев и др. —Молочная промышленность,
1973, № 9.
6. К у п ц о в Е. В. Кашированная алюминиевая
фольга для упаковки сливочного масла и творожных
изделий. М., ЦНИИТЭИмясомолпром, 1974.
7. Ловачев Л. Н. Развитие окислительных
процессов в сливочном масле в зависимости от
содержания меди в упаковочном пергаменте. — Труды МИНХ
им. Г. В. Плеханова, 1968, вып. 49.
8. Мотекайтис П. П., Р а н д и с СВ.
Использование полипропиленовой стабилизированной
пленки для упаковки сливочного масла. — Труды
Литовского филиала ВНИИМС, 1977, вып. 11.
9. С а ч к о в Л. А., Г е н е л ь СВ.
Экономическая эффективность применения полимерных
пленочных материалов для упаковки пищевых продуктов. —
Тара и упаковки. Экспресс-информация, 1973, вып. 2.
10. Эффективность упаковки сливочного
масла кашированной алюминиевой фольгой/Л. Н.
Ловачев, И. Ф. Родионова, О. А. Зеленцов и др. —
Труды Литовского филиала ВНИИМС, 1974, вып. 9.
хранении творога в пакетах
Масса одного пакета в среднем 6,2 кг,
размеры 370 х240 х75 мм.
Определены производственные потери творога
при автоматической расфасовке в пакеты и
быстром замораживании, а также при
длительном хранении (усушка).
Производственные потери творога в процессе
расфасовки устанавливали по разности масс
нетто творога до и после расфасовки. Для этого
взвешивали тележки с творогом перед
поступлением на расфасовку и тележки с остатками
творога на поверхности мешочков после извлечения
из них продукта, с учетом выделившейся
сыворотки.
Для определения массы нетто
расфасованного творога взвешивали каждый пакет с творогом
после выхода из автомата. Из суммарной массы
вычитали массу пленки, израсходованной на
изготовление пакетов (масса порожнего пакета
25 г).
Производственные потери складываются из
элементных потерь, анализ размеров которых
позволяет установить пути снижения
^производственных потерь в процессе работы на новом
оборудовании [1]. г
37

В начале расфасовки, до момента наладки
автомата, масса пакетов с творогом
неодинакова. Длительность этого процесса зависит от
физического состояния творога и квалификации
оператора-наладчика.
Пакеты с нестандартной дозировкой
вскрывали, творог возвращали в бункер автомата.
Массу оставшегося на поверхностях пакетов
продукта определяли по разности между массой
пакетов*с остатками творога и массой пленки
пакетов.
В конце расфасовки в последних пакетах
также наблюдаются отклонения от стандартной
массы, поэтому расфасовку прекращали,
извлекали творог из пакетов и остатки из автомата,
взвашивали и возвращали в цех, учитывая при
этом массу творог а на поверхностях
нестандартных по массе пакетов.
Количество продукта для физико-химических
исследований, а также для дегустационной
оценки качества каждой партии творога,
проводимой комиссией, учитывали в соответствии с
правилами действующей
нормативно-технической документации [2].
Размеры элементных потерь (средние
показатели) при расфасовке жирного, полужирного и
нежирного творога в осенне-зимний и весенне-
летний периоды года приведены в табл. 1.
Наиболее значительны потери творога в
результате нестандартной дозировки в начале и конце
расфасовки. Количество творога, оставшегося на
поверхностях пакетов, составляет для жирного
0,29 % (колебания от 0,28 до 0,06 %), для
нежирного 0,17 % (колебания от 0,08 до 0,38 %),
для полужирного 0,19 % (колебания от 0,11 до
0,32 %) от количества расфасованного творога.
По отношению к сумме элементных потерь
потери на данной стадии равны для жирного
творога 78,4, полужирного 70,4, нежирного 68,0 %.
По другим элементам потери невысокие,
И—16 % от суммы элементных потерь F—8 %
от производственных).
Для снижения потерь при расфасовке
необходимо как можно быстрее наладить автомат на
стандартную массу, чтобы снизить до
минимума количество возвращаемых пакетов, а
следовательно, и потери творога, оставшегося на
поверхностях пакетов.
Таблица 1
Процентное отношение

Производственные потери
по балансу, %
Элементные потери, %
Учтенные
на пленке
пакетов
на анализы
на
дегустацию
Неучтенные
Творог жирный
К количеству
расфасованного творога
в среднем
колебания
К сумме элементных
потерь
К производственным
потерям
К количеству
расфасованного творога
в среднем
колебания
К сумме элементных
потерь
К производственным
потерям
0,66
0,50—1,16
0,54
0,49—0,84
0,29
0,28—0,60
78,4
44,0
0,04
10,8
6,0
Творог полужирный
0,19
0,11—0,32
70,4
35,1
0,04
14,8
7,4
0,04
10,8
6,0
0,04
14,8
7,4
0,37
0,32—0,58
100
56
0,27
0,21—0,32
100
50
0,29
0,17—0,33
0,27
0,23—0,32
К количеству
расфасованного творога
в среднем
колебания
К сумме элементных
потерь
К производственным
потерям
0,49
0,41—0,91
—
——
Творог нежирный
0,17
0,08—0,38
68,0
34,7
0,04
—
16,0
8,1
0,04
—
16,0
8,1
0,25
0,16—0,31
100
51
0,24
0,16—0,30
—
~
38

При сопоставлении размеров элементных по-
тер,ь с производственными по балансу, как видно
из приведенных в табл. 1 данных, сумма
учтенных элементных потерь равна для нежирного
творога 66, полужирного 50, нежирного 51 %.
Разрыв между потерями творога по балансу
и суммой учтенных элементных потерь также
значителен: для жирного творога он составляет
0,29, полужирного 0,27, нежирного 0,24 % от
количества расфасованного творога. Это так
называемые неучтенные потери, которые
представляют собой количество творога, оставшегося
на поверхности всех частей автомата,
соприкасавшихся с творогом в процессе расфасовки.
Для снижения этих потерь необходимо после
окончания расфасовки как можно тщательнее
извлекать из автомата оставшийся творог.
Для определения потерь творога в процессе
холодильной обработки пакеты с творогом
замораживали контактным способом при
температуре контактной поверхности —40 °С в
скороморозильном аппарате роторного типа в течение
1,5—3 ч (в зависимости от вида творога) до сред-
неконечных температур —18 и —25 ЭС. Сразу
после замораживания определяли массу
каждого пакета с творогом. Изменений в массе до
и после замораживания не было.
Блоки быстрозамороженного творога
помещали в картонные короба (по три пакета в
каждый), которые укладывали в штабеля в
холодильных камерах, где их хранили в течение
12 мес при температурах —18 и —25 ЭС и
относительной влажности воздуха 96—98 %.
Пленка, применяемая для упаковки творога,
создает вокруг продукта влажный микроклимат
и оказывает большое сопротивление переходу
влаги в воздух камеры.
В процессе хранения пакеты с творогом
ежемесячно взвешивали для определения его потерь
от усушки.
В течение первых 4 мес потери массы творога
были незначительными, после 5 мес хранения
наблюдалось уменьшение массы на 1—5 г в
пакетах, находившихся в верху короба. В
результате некоторого колебания температурно-влаж-
ностного режима в этих пакетах происходило
отслоение пленки от монолита и под ней
обнаруживался тонкий слой вымороженной влаги
(иней).
Через 6 мес хранения масса жирного творога
в отдельных пакетах уменьшалась на ~ 5 г
F5 % взвешиваний), полужирного — на 5—10 г
G0 % взвешиваний), нежирного — на 10 г (88 %
взвешиваний), причем при температуре —18 °С
потери массы были несколько выше, чем при
—25 °С. Усушка массы творога обусловлена
сублимацией льда из продукта через отверстия
в углах пакета и поры пленки.
В пакетах, находившихся в середине каждого
короба, изменений в массе по-прежнему не
было.
Изменение массы творога в процессе хранения
показано в табл. 2.
Таблица 2
ig
Г. ж
Продолжи
ность хра
мес
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
Потери массы быстрозамороженного творога, %
— 18°С
3
х
а
к
0,01
0,01
0,02
0,03
0,04
0,06
0,08
0,09
0,10
0,11
0,11
3
1 х
0,01
0,01
0,02
0.03
0,04
0,06
0,08
0,10
0,12
0,13
0,14
0,15
к
X X
0,01
0,02
0,03
0,06
0,06
0,10
0,14
0,16
0,18
0,20
0,21
0,22
— 25° С
3
X
к
0,01
0,01
0,01
0,01
0,02
0,03
0,05
0,06
0,07
0,08
0,09
0,09
3
° ?
г, «
0,01
0,01
0,01
0,02
0,03
0,04
0,06
0,07
0,08
0,09
0,10
0,11
я
*'=
X X
0,01
0,02
0,03
0,04
0,05
0,08
0,11
0,13
0,15
0,16
0,17
0,18
Анализ изменения массы при холодильном
хранении быстрозамороженного творога в
пакетах показывает, что в этом случае потери в
2,4 раза ниже, чем потери творога,
расфасованного в крупную тару, с последующим
замораживанием и хранением в морозильных камерах.
Полученные результаты исследований могут
быть использованы при разработке технологии
замораживания и хранения творога в пакетах.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Гармаш В. А., Белоусов А. П.
Элементные потери жира при производстве творога. —
Молочная промышленность, 1978, № 5.
2. Инструкция о порядке проведения
дегустации мясных и молочных продуктов на предприятиях
и организациях системы Минмясомолпрома СССР.
М., 1969.
3. Линия М1-ОЛК для расфасовки творога в блоки
по 6,5 кг и замораживания до —18 °С. — Инф.
листок № 61—79М. М., ЦНИИТЭИмясомолпром, 1980.
4. Руководство по холодильному хранению
скоропортящихся продуктов. — Холодильная техника,
1980, № 2.
39

В ПОРЯДКЕ ОБСУЖДЕНИЯ
УДК 536.24:[725.355:641.004.4]
Определение тепловлажностных характеристик процессов
при расчетах потерь продуктов в камерах холодильников
А. В. АЛЕКСЕЕВ
Одесский филиал НПО «Агроприбор»
До настоящего времени методика выбора
тепловлажностных характеристик процессов е/ при
расчетах потерь продуктов разработана
недостаточно полно. Проф. В. 3. Жадан [4, 31
рекомендует величину &t определять по температуре
воздуха в холодильной камере. Для
положительных температур им предложена формула
F), а для отрицательных — формула G) [4].
Цель данной статьи — обоснование выбора sf
при расчете потерь продукта.
Наиболее типичные тепловлажностные
процессы в штабелях продуктов в холодильных
камерах протекают при подводе тепла к
продуктам [6].
Из анализа этих случаев [1] следует, что
тепловлажностная характеристика процесса
при ассимиляции вентилирующим воздухом
тепла и влаги является величиной переменной.
Однако по конечным значениям общего теплопри-
тока к вентилирующему воздуху Q и потерь
продукта W можно определить эквивалентную'
тепловлажностную характеристику процесса et.
Использование в i, d-диаграмме значения et
позволяет заменить изображение реального
процесса изменения состояния вентилирующего
воздуха в камере на приближенный,
протекающий по закону прямой линии (рис. 1, а). Луч
процесса с угловым коэффициентом st,
выходящий из точки 1, проходит через точку 2.
Разность влагосодержаний воздуха на выходе из
штабеля продуктов и на входе в него d2—dx
одинаковая для реального и приближенного
процессов. Поэтому при правильном выборе тепло-
влажностной характеристики процесса можно
прогнозировать потери продукта. Расчетная
формула для определения потерь продуктов:
W = Qfa. A)
Из этой зависимости и зависимостей F), G)
из работы [4] следует, что потери продукта
функционально связаны с двумя параметрами —
общим теплопритоком к вентилирующему
воздуху Q и температурой воздуха в камере /кам.
Кроме того, из этих зависимостей видно, что
потери продукта не зависят от их
испарительной способности и относительной влажности
воздуха*в холодильной камере.
В работе [2] на рис. 2 показано, что при
постоянной температуре воздуха в камере величина
et может меняться в широких пределах в
зависимости от относительной влажности воздуха.
Меньшей относительной влажности в камере
соответствует большее значение et.
На основании последнего может быть сделан
вывод о том, что для уменьшения потерь
продукта при холодильном хранении необходимо
снижать относительную влажность воздуха в
камере. Однако этот вывод ошибочен, так как
относительная влажность воздуха в камере
является производной от испарительной
способности продукта и осушающей способности
приборов охлаждения. Поэтому при одинаковых
прочих условиях относительная влажноа ь
воздуха будет тем меньше, чем меньше
коэффициент испарения влаги от продукта C. Это
позволяет сделать правильный вывод,
согласующийся с термодинамической теорией
тепловлажностных процессов в камерах холодильников:
продукту с меньшим коэффициентом C
соответствует меньшая установившаяся относительная
влажность воздуха в камере.
Правильный выбор величины &t можно
сделать на основе применения термодинамической
теории тепловлажностных процессов для
рассмотрения общего случая тепло- и влагообмена
в холодильной камере
1
h
к
Ч
Ч
/к
~~~ 7
ч
1Б
1
>/
<2
&
L
Ч
Ч
t„
\у 1
/
3
[2
т
*н
Ll?» A2(n)
rfj/// 7 «Луг
\/^ч
а
<Г
Рис. 1. Изображение в /, ^-диаграмме
тепловлажностных процессов в камерах холодильников:
а — замена реального процесса А на упрощенный Б; б —
изменение термодинамического состояния вентилирующего
воздуха при возмущении режима холодильной камеры по влаге;
/, /', 1", ..., /(л)— состояние воздуха на входе в камеру; 2, 2',
2", ..., 2( )—состояние воздуха на выходе из камеры; 3, 3',
3", ..., з(п)— состояние воздуха перед воздухоохладителем; И —¦
точка, характеризующая средние параметры воздуха у рабочей
поверхности воздухоохладителя.
40

Рассмотрим холодильную камеру,
оборудованную воздушной системой охлаждения. В
качестве холодильной камеры принимаем
технологически связанные в единое целое камеру,
воздухоохладитель, вентилятор.
Вентилирующий воздух в этой модели движется по
распространенной в холодильной технике замкнутой
схеме [2, 3]: камера — вентилятор —
воздухоохладитель — камера.
На рис. 1, б для этой модели камеры
изобразим в /, d-диаграмме следующие процессы:
/(/)—2{i) — процесс изменения состояния
воздуха в штабеле продукта, размещенном в
холодильной камере, 2{i)—3^ — процесс в вентиляторе;
да)—Ц1) — процесс в воздухоохладителе.
Считаем известными общий теплоприток к
вентилирующему воздуху Q, массовый расход
воздуха G, среднюю температуру наружной
поверхности воздухоохладителя tH. Подогрев
воздуха в вентиляторе принимаем постоянным.
Общий теплоприток в холодильную камеру
является комплексной величиной [1, 5] и для
камер хранения продуктов зависит в основном
от теплопритока через ограждения. По
отношению к средней разности температур воздуха
снаружи и внутри камеры общий теплоприток в нее
можно считать квазистационарным, а
температуру воздуха в ней постоянной.
Общий теплоприток связан с массовым
расходом вентилирующего воздуха и приращением
его энтальпии At уравнением
Q = GM.
Отсюда
М = Q/G. B)
Из этой зависимости видно, что при известных
значениях Q и G приращение энтальпии At
однозначно определяется только их отношением.
Следовательно, приращение энтальпии
вентилирующего воздуха по ходу движения в
холодильной камере не зависит от влагообмена с
продуктом.
Перейдем к рассмотрению сопряженных теп-
ловлажностных процессов в целом для
холодильной камеры.
Для принятой модели холодильной камеры
запишем уравнение теплового баланса
Q + Qb-Qbo=0, C)
где Qh, QB0 — теплоприток соответственно от вентилятора
и воздухоохладителя, Вт.
Выполнение равенства C) свидетельствует о
том, что холодильная камера находится в
стационарном тепловом режиме.
Выше было отмечено, что в зависимости от
вида продукта в камере устанавливается
определенная относительная влажность воздуха.
Если C^ 0, то процесс изменения состояния
вентилирующего воздуха практически будет
проходить по d=const (локальный дефицит влаги
в воздухе на выходе из камеры максимальный).
Этому случаю соответствует замкнутый цикл
обработки вентилирующего воздуха /—2—3—/
(см. рис. 1, б). Если Р^О, то в штабеле
продукта в холодильной камере возникает тепловлаж-
ностный процесс.
Для установления основных закономерностей
совместно протекающих процессов тепло- и
влагообмена в камере проанализируем тепло-
влажностный режим в ней при переходе из
одного равновесного состояния в другое.
Считаем, что до некоторого момента времени
в камере находился продукт, не выделяющий
влаги. В определенный момент времени
скачкообразно продукт стал выделять влагу в
вентилирующий воздух камеры (например, один вид
продукта заменили на другой). Иными словами:
приход влаги в камеру стал больше, чем ее
расход, т. е. холодильная камера получила
возмущение режима. Определим реакцию на него
холодильной камеры в целом.
Наличие влаговыделений от продукта
приведет к повышению влагосодержания воздуха на
выходе из камеры. Предположим, что через
некоторое время состояние воздуха на выходе из
камеры характеризуется точкой 2' (см. рис. 1, б).
На входе в воздухоохладитель
термодинамические параметры воздуха определяются по
точке 3'. Процесс тепловлажностной обработки
воздуха в воздухоохладителе протекает по прямой
3'—Г. В рассматриваемый момент времени в
холодильную камеру воздух поступает с
термодинамическими параметрами //, d/, которые
отличаются от первоначальных t\ и d{ .
Неустановившийся процесс влагообмена
между продуктом и воздухом в камере приведет к
дальнейшему увеличению влагосодержани^
вентилирующего воздуха на выходе из камеры.
В результате через некоторое время его
термодинамические параметры на выходе из камеры
будут соответствовать точке 2''. Процесс
обработки воздуха в воздухоохладителе будет
протекать по прямой 3"—1".
Таким образом, на основании анализа работы
холодильной камеры в целом установлено, что
наличие влагообмена между продуктом и
вентилирующим воздухом приводит к смещению теп-
ловлажностных процессов в область повышения
относительной влажности воздуха.
Переходный процесс влагообмена в
холодильной камере заканчивается при совпадении
на i, d-диаграмме точек l^-1) и 1^п\ т. е. при
соблюдении равенства:
W-WBO = 0, ^ D)
где W—влаговыделения продукта в камере, кг/с;
^во — осушающая способность воздухоохладителя,
кг/с.
41

В рассмотренном сложном процессе тепло- и
влагообмена в камере отметим два
установившихся тепловлажностных режима: начальный X
1—2—3—1 (влаговыделения продуктов в
штабеле отсутствуют, т. е. W=Q) и конечный
ЦП) _ 2(П) _ з(п) _ нп) (имеют место
влаговыделения, т, е. №ф0).
Основной вывод термодинамической теории
тепловлажностных процессов в камерах
холодильников [41 сделан исходя из второго
(конечного) установившегося режима работы
холодильной камеры при условии, что
t2(n) _ tl(n) < 3° С и ф2(П) = 80 - 98%.
Из рассмотренной схемы холодильной
камеры и f епловлажностного режима в ней следует,
что на конечный установившийся тепловлаж-
ностный режим начальная относительная
влажность вентилирующего воздуха ф2 никакого
влияния не оказывает. Кроме того, видно, что
на потери продукта в камере основное влияние
оказывает установившаяся относительная
влажность воздуха ср2(/г).
Согласно установившемуся в камере тепло-
влажностному режиму должно выполняться
равенство D). Следовательно, потери продукта
можно определить двумя способами: по влаж-
ностному балансу штабеля или
воздухоохладителя. На рис. 1, б видно, что величина st в
воздухоохладителе подвержена меньшим из-
менениям по сравнению с изменениями
эквивалентной тепловлажностной характеристики
процесса в штабеле при возможных отклонениях
тепловлажностного процесса в холодильной
камере в целом. Кроме того, известно, что процесс
охлаждения и осушения воздуха в воздухоох-
ладителе^при постоянной температуре рабочей
поверхности для большинства случаев
протекает по закону прямой линии. Поэтому
прогнозирование потерь продуктов в холодильной
камере путем обособленного рассмотрения
тепловлажностных ^процессов в штабелях
продуктов затруднено.
Целесообразно рассматривать тепловлаж-
ностный режим работы холодильной камеры в
целом и прогноз потерь продуктов делать по
осушающей способности приборов охлаждения
(в рассматриваемом случае —
воздухоохладителя).
Равенство D) показывает, что для расчета
потерь продукта в камере можно использовать
формулу A). Теплоприток в
воздухоохладитель подсчитывается по уравнению C). Из
рис. 1, б видно, что для определения &t
необходимо знать термодинамические параметры
воздуха в дочках 3(п) и Я.
На основе анализа взаимосвязи
термодинамических Параметров этих точек в общем виде
автором получена зависимость для определения е^:
?/ = r + cntK+[t3{n)-
0,622ср
&V-V-1
%(n)f(t3(n))
•*н]Х
Рб
ф3(")/3(") ¦
-/(**)
E)
где г— удельная теплота фазового превращения, кДж/кг;
сп — удельная теплоемкость паров влаги, кДж/(кг- К);
tn — температура рабочей поверхности
воздухоохладителя, °С;
t (п) — температура воздуха на входе в
воздухоохладитель, °С;
сР — удельная теплоемкость сухого воздуха,
кДж/(кг-К);
Рб — барометрическое давление, Па;
Ф3(/г) — относительная влажность воздуха на входе в
воздухоохладитель;
f (tt) — зависимость парциального давления насыщенных
паров влаги от температуры tt, Па.
Для определения численного значения
функции / (tt) предлагается следующая формула:
f(U) = 17,7 + 612 ехр (9,25.10-2 tt) —
- A,03- Ю-4 + 1,13-10-%) [t] + 60^ + 429J. F)
Относительная точность расчетов по этой
формуле при изменении tt в пределах —25 °С <
< U < 0 °С не хуже ±0,3 %.
Анализ формул E), F) показывает, что
величину гь можно представить в виде
функциональной зависимости от Фкам=Ф2(/г), &t=t2(n)—tv
и температуры воздуха в камере ?кам, т. е.
et = / (фкам, А/, ^кам),
где фкам — относительная влажность воздуха в
холодильной камере;
А/ — перепад температур воздуха в камере и на
поверхности приборов охлаждения, °С.
При температурах воздуха в камере от 0 до
—30 °С автором предлагается следующая
зависимость для определения величины Et:
et = 2500
Д*B70-И,07*кам)
- 3,7-10—4/
,086-
Фкам [1,086+3,7-10-
X Д/¦
1А/
*Х-
— 1
(?)
Относительная точность расчетов по этой
зависимости 10 %.
В этом случае представляется возможным
проанализировать замкнутый цикл процессов
в холодильной камере, изображенный на рис. 2
в работе [4].
Потери продукта в штабеле, согласно
методике В. 3. Жадана, зависят от двух величин:
Q и *кам- Согласно же проведенному выше
анализу потери продукта зависят от четырех
параметров: Q, сркам, Д/, ?кам.
Для сопоставления расчетов по сравниваемым
методикам принимаем постоянными общий
теплоприток к вентилирующему воздуху Q и тем-
42

пературу воздуха в камере tKaM. Из формулы A)
следует, что потери продукта будут
одинаковыми, если значения et, рассчитанные по разным
методикам, равны.
На рис. 2 приведены результаты расчета st
по формулам F), G) из работы [41 и формулам
E), G). Расчеты по формулам E), G) выполнены
при <ркам=0,9 и At=2 и 5 °С.
На рис. 2 видно, что с уменьшением At
величина &t при одинаковых температурах
воздуха в камере возрастает. Кроме того, кривые
для &ь построенные по формулам F) и G),
расположены под кривыми, построенными по
формулам E), G). Поэтому потери продуктов,
рассчитанные по формулам В. 3. Жадана, будут
завышенными на 30—50 %.
На рис. 3 приведены результаты расчетов et
при отрицательных температурах по нашей
формуле G) для <pKaM=l,0 и Д?=5 °С и формуле
G) из работы [4]. Из графика видно, что et
зависит от относительной влажности воздуха в
холодильной камере. Значения ги
рассчитанные по обеим формулам, практически совпадают.
Следовательно, формула G) из работы [41
описывает частный случай тепловлажностных
процессов. Аналогично можно показать, что
формула F) из этой же методики также описывает
частный случай.
Таким образом, можно сделать следующие
выводы:
практические рекомендации В. 3. Жадана
для определения тепловлажностных
характеристик процессов в штабелях продуктов носят
частный характер;
предложенные им расчетные формулы F),
G) не учитывают реальных взаимообусловливаю-
щих тепловлажностных процессов в
холодильной камере в целом;
величины е*, вычисленные по этим формулам,
в большинстве случаев не могут являться
основанием для прогнозирования потерь продуктов
в камерах холодильников;
для общего случая тепловлажностных
процессов в камерах холодильников величину гг
предлагается определять по зависимости E),
а для частных случаев — по зависимости G).
ц10~]кйж/кг
J0
20
10
5-зо
V
\
\ /
\ 2 \
3 >ч
__3
Ц'10~:кДт/кг
10
\/
\2
^J
<jN
-20
- ю t °с
s
10
t,°c
Рис. 2. Результаты расчета тепловлажностных
характеристик процессов обработки вентилирующего
воздуха при отрицательных (а) и положительных (б)
температурах воздуха в камере:
/, 2 — по формулам E), G) для At соответственно 2 и 5 °С; 3 —
по формулам F), G) из работы [4].
et -Ю^кДж/кг
О -10 -20 t°0
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Алексеев А. В. Уточнение методики расчета
тепловлажностных процессов в камерах
холодильников. — Холодильная техника, 1980, № 1.
2. Г о г о л и н А. А. К вопросу о тепловлажностных
процессах в камерах холодильников. —
Холодильная техника, 1979, № 6.
3. Ж а д а н В. 3. Теплофизические основы хранения
сочного растительного сырья на пищевых предпри-
ятих. М., Пищевая промышленность, 1976.
4. Ж а д а н В. 3. Термодинамическая теория
тепловлажностных процессов в камерах холодильников. —
Холодильная техника, 1979, № 6.
Рис. 3. Зависимость тепловлажностных характеристик
процессов обработки вентилирующего воздуха от
установившейся влажности воздуха в холодильной
камере при отрицательных температурах:
1—6 — расчет по формуле G) для Д*=5 °С и относительной
влажности воздуха соответственно 0,75; 0,78; 0,82; 0,87; 0,93; 1,0;
© — расчет по формуле G) из работы [4].
5. Курылев Е. С,
лодильные установки.
6. Курылев Е. С,
Герасимов Н. А*. Хо-
Л., Машиностроение, 1970.
Ч и ж о в Г. Б. К вопросу
о тепловлажностных процессах в камерах
холодильников. — Холодильная техника, 1979, № 8.
43

ОБМЕН ОПЫТОМ
УДК 621.57.041-213.3-752.8
Комплект виброизолирующих
средств для монтажа
холодильных агрегатов
Е. И. АНДРАЧНИКОВ, Л. Г. КАПЛАН,
Ю. Б. ПРЖЕТИШЕВСКИЙ
Московский специализированный комбинат
холодильного оборудования
Московский специализированный комбинат
холодильного оборудования разработал, испытал
с участием ВНИИхолодмаша и внедрил
комплекты виброизолирующих средств (ВИС) для
монтажа холодильных агрегатов
производительностью 1,3—10,5 кВт на предприятиях
торговли и общественного питания. Комплекты
ВИС применяются взамен виброизолирующих
железобетонных фундаментов, разработанных
ранее Моспроектом-1, Моспроектом-2 и
МНИИТЭПом.
В комплект ВИС (рис. 1) входят две
виброизолирующие опоры, две виброизолирующие
вставки и компенсаторы фреоновых
трубопроводов.
Виброизолирующая опора состоит из
швеллера, специальных амортизаторов, которые
крепятся на нем с помощью болтов, а также
пластмассовых дюбелей с шурупами.
Виброизолирующая вставка предста вл яет
пластмассовый или резинотканевый шланг
диаметром 12,5 мм, рассчитанный на рабочее
давление 0,1 МПа с ввертными ниппелями,
установленными на его концах и закрепленными][хому-
тами. В набор виброизолирующей вставки
входят также муфты и контргайки.
Холодильный агрегат устанавливается на две
виброизолирующие опоры и крепится к
амортизаторам болтами через отверстия в лапах
агрегата. Швеллер крепится к полу машинного
отделения с помощью дюбелей и шурупов.
Штуцеры водяной полости конденсатора
соединяются с напорным и сливным трубопроводами
виброизолирующими вставками с помощью муфт
и контргаек. Компенсаторы фреоновых
трубопроводов ввариваются в участки всасывающего и
жидкостного трубопроводов. При монтаже
холодильного агрегата с системой автоматического
оттаивания испарителей на линии горячих
паров между компрессором и арматурным щитом
также применяется компенсатор.
Рис. 1. Комплект виброизолирующих средств для
монтажа холодильных агрегатов:
а — холодильный агрегат, смонтированный с использованием
комплекта виброизолирующих средств; / — холодильный
агрегат; 2 — виброизолирующая опора; 3 — виброизолирующие
вставки; 4, 5 — компенсаторы фреоновых трубопроводов;
б — виброизолирующая опора; 6 — швеллер; 7 — амортизатор;
8, 9 — крепежные элементы; 10 — шуруп; // — пластмассовый
дюбель;
в — виброизолирующая вставка; 12 — пластмассовый или
резинотканевый шланг; 13 — хомут; 14 — ниппель ввертный;
15 — муфта; 16 — контргайка.
44

Комплекты ВИС [для разных по
производительности холодильных агрегатов однотипны и
отличаются лишь размерами швеллеров,
межцентровыми расстояниями крепежных отверстий
под амортизаторы, маркой амортизаторов и
диаметрами трубопроводов фреоновых
компенсаторов (см. таблицу). В комплекты ВИС для
агрегатов A KB 1-6 и A KB 1-9 входят не две, а три
виброизолирующие опоры.
Отличительная ^особенность
виброизолирующей опоры заключается в том, что смягчение
передачи вибрации от холодильного агрегата на
пол машинного отделения осуществляется как
с помощью специальных амортизаторов, так и
частично пластмассовых дюбелей, которыми
опоры крепятся к полу. Виброизоляция
холодильного агрегата от водяных трубопроводов
обеспечивается путем передачи энергии
вибрации стенкам гибкого шланга. Компенсаторы
фреоновых трубопроводов предназначены
также для гашения вибрации и для
предотвращения обрыва фреоновых трубопроводов в местах
их подсоединения к холодильному агрегату и
теплообменнику.
ВНИИхолодмаш провел виброакустические
испытания компрессорно-конденсаторного
агрегата АКФВ-4М, смонтированного с
использованием виброизолирующего комплекта в
подвальном помещении магазина № 25
Фрунзенского РПТ. Магазин расположен в жилом
здании.
Вибрацию измеряли в диапазоне частот от 10
до 11 200 Гц на лапах агрегата, на элементах
виброизолирующей опоры и на
присоединительных элементах виброизолирующих вставок.
Общие уровни вибрации, измеренные на
лапах агрегата компрессора и электродвигателя,
составили 87—88 дБ.
По мере переноса точек измерений по
виброизолирующей опоре ближе к основанию (к
нижней полке швеллера) интенсивность вибрации
уменьшалась. Снижение наблюдалось как по
общему уровню, так и по всему спектру частот
соответственно на 29 и 16—-36 дБ (рис. 2).
Измерение вибрации пола рядом с
виброизолирующей опорой показало, что значения ее
спектральных составляющих лежат значительно ниже
принятого начального уровня записи
регистрирующего прибора D0 дБ). Это означает, что
виброизолирующая опора обеспечивает
снижение вибрации более чем на 47 дБ, при этом
определенная доля вибрации приходится на
пластмассовый крепежный дюбель. Применение
пластмассового дюбеля, частота собственных
колебаний которого отличается от частоты
собственных колебаний амортизатора, позволяет
избежать резонансных явлений.
На рис. 3 показана спектрограмма вибрации
шланга, встроенного в водоподводящий к
конденсатору холодильного агрегата трубопровод.
Этот трубопровод на протяжении 6 м до места
подсоединения его со шлангом не имел жест-
-$5чЯ71-1-M-I--I 1 I 1 1 I I I I I I II II I I 1 II 1 I
32 50 80 125 200 320 500 80012502000320050008000
25 W 63 100 160 250 кОО 63010001600 2500 УЮО 600010000
Частота, Гц
Рис. 2. Спектрограмма вибраций в контрольных
точках виброизолирующей опоры:
/ — на головке болта, крепящего раму агрегата к амортизато
ру: 2 — на верхней полке швеллера; 3 — на головке шурупа,
крепящего швеллер к полу машинного отделения.
Г
Марка
холодильного
агрегата
ФАКМЕ
ФАК1,5МЗ
ИФ-56М
ИФ-49
АКФВ-4М
АКФВ-6
АК4,5-1-2
АК1-6М
АКВ1-6
АКВ-1-2
АК1-9
АКВ1-9
Виброизолирующая опора
Номинальная
нагрузка
амортизатора,
кг
25
25
60
60
60
60
60
85
120
60
120
160
Длина
швеллера № 12,
мм
490
490
705
350
320
336
336
366
205
| 336
550
205

Межцентровое
расстояние между

амортизаторами, мм
388/290
388
585
230
200
216
216
216
—
216
400
—
Диаметр (t
гаружный)
трубопровода и диаметр
кольца фреонового
компенсатора, мм
для
жидкостной линии
8/150
8/150
10/150
10/150
12/150
12/150
12/150
12/150
12/150
12/150
12/150
12/150
для
всасывающей
линии
12/150
12/150
18/200
18/200
18/200
28/200
28/200
28/200
28/200
28/200
36/200
36/200
Резьбовое
отверстие
в
амортизаторе для
крепления
агрегата
М8
М8
М12
М12
М12
М12
М12
М14
М16
М12
М16
М18
35
45

32 50 80 125 200 520 500 8001250 2U0Q 3200 5000 8000
25 W 65 100 WO 250 WO 6301000 №0 2500 №0 630010000
Частота, Гц
Рис. 3. Спектрограмма вибраций на
присоединительных элементах шланга, встроенного в водоподвоцящий
трубопровод:
/ — ближе к агрегату; 2 — дальше от агрегата.
кого крепления со стеной. Виброизолирующая
способность шланга (разность вибраций до и
после шланга) в этих условиях составляет от 3
до 18 дБ в области частот 25—400 Гц и от 10 до
36 дБ в области частот 500—2000 Гц. При
частоте более 2000 Гц уровень вибрации у места
подсоединения шланга к водоподводящему
трубопроводу ниже 40 дБ и вибропоглощающая
способность шланга в этой области составляет
более 30 дБ.
Аналогичная вибропоглощающая способность
обеспечивается шлангом на водоотводящем
трубопроводе. По общему уровню
вибропоглощающая способность шлангов составляет 10 дБ,
а в случае обеспечения жесткого крепления
стальных трубопроводов она возрастает,^ как
показали измерения МНИИТЭПа, до 30 дБ.
Установка холодильных агрегатов на
комплекте ВИС удобна и может производиться на
гладком полу из качественного бетона толщиной
не менее 80 мм или на любом другом, равном по
прочности бетонному полу.
Можно констатировать, что комплект ВИС
обеспечивает снижение передачи вибрации от
холодильного агрегата на строительные
конструкции здания и удовлетворяет требованиям
санитарных норм СН № 627—66.
По сравнению с виброизолирующими
железобетонными фундаментами комплекты ВИС более
экономичны, так как исключают использование
бетона, требуют расхода металла в 2—3 раза
меньше.
При использовании 1 тыс. комплектов ВИС
для монтажа агрегатов экономится 30 т металла
и 400 м3 бетона. Трудозатраты при монтаже
снижаются на сумму 13 тыс. руб. Экономический
эффект в целом составляет 108 тыс. руб.
Кроме того, размеры в плане у
виброизолирующей опоры комплекта ВИС меньше, чем у
железобетонного фундамента, что облегчает
расстановку оборудования в машинных отделениях.
Комбинат освоил производство и ежегодно
изготавливает 3—4 тыс. комплектов ВИС.
УДК 621.512.62-72.012.6.004.1
Its опыта эксплуатации
системы смазки компрессоров
марок ГШО, П220, АУУ400
В. М. ГУЖАВИН
Средне-Азиатское СПНУ треста «Оргпищепром»
В журнале «Холодильная техника» № 7 за
1978 г. отмечалось, что поплавковые устройства
системы возврата масла в компрессоры
агрегатов А110, А220, как правило, работают
неудовлетворительно. Завод «Компрессор» вместо
поплавкового устройства устанавливает
дроссельную шайбу с калиброванным отверстием
диаметром 0,9—1 мм.
Однако в эксплуатации находится большое
число машин без дроссельных шайб.
На*Талгарском винзаводе Алма-Атинской
области вместо поплавкового устройства на ком-
прессоре П110 агрегата А110-7-1, работающего
в автоматическом режиме, установили сетчатый
фильтр тонкой очистки, через который в
компрессор периодически вручную перепускали
масло из маслоотделителя. При этом не
наблюдалось попадания сконцентрированного
аммиака в картер компрессора.
При выполнении пуско-наладочных работ
компрессоров марки АУУ400/3 неоднократно!
наблюдали пониженное давление в системе
смазки. Обследование этой системы показало, что
засоряется фильтр тонкой очистки. Чтобы
промыть его, необходимо останавливать
компрессор.
На Алма-Атинском маргариновом заводе и
кондитерской фабрике сетчатые фильтры
заменены пластинчатыми щелевыми масляными
фильтрами, снятыми с отслуживших свой срок
компрессоров АУ200.
Эти фильтры более практичны, так как их
очищают проворачиванием воротка на ходу
компрессора.
46
6^

В ПОМОЩЬ ПРАКТИКУ
УДК 621.57.048.001.63@83.133)
Рекомендации по проектированию аккумуляторов холода
Рекомендации по проектированию аккумуляторов холода разработаны
Всесоюзным научно-исследовательским и конструкторско-технологиче-
ским институтом холодильной промышленности (ВНИКТИхолодпром)
совместно с Государственным ордена «Знак Почета» институтом по
проектированию предприятий молочной промышленности (Гипромолпром) в
1979 г., согласованы с Управлением молочной промышленности и
утверждены Управлением по проектированию предприятий Минмясомолпро- -<
ма СССР.
Составители: канд. техн. наук Н. Г. Креймер, А. В. Коробов, Р. Б. Иванова
(ВНИКТИхолодпром), В. П. Формин, М. И. Кавешникова (Гипромолпром).
1. ОБЩАЯ ЧАСТЬ
1.1. Применение аккумуляторов холода на
предприятиях молочной промышленности
обусловлено резко выраженной неравномерностью
тепловых нагрузок на технологические аппараты
в течение суток.
1.2. Расход холода на охлаждение молочной
продукции ледяной водой в технологических
аппаратах составляет 70—80 % от общего
расхода по предприятию.
1.3. Применение аккумуляторов в системах
ледяной воды экономически оправдано, если
максимально-часовой расход холода превышает
среднечасовой более чем на 50 % и
единовременная продолжительность пиковой нагрузки не
превышает 4 ч.
1.4. Выравнивание суточного графика
тепловых нагрузок по ледяной воде аккумуляторами
позволяет уменьшить мощность холодильной
установки на 30—40 % и соответственно
сократить капитальные затраты и эксплуатационные
расходы. Кроме того, повышается на 40—50 %
коэффициент использования холодильного
оборудования и возрастает надежность схем
комплексной автоматизации. При этом экономия,
отнесенная к 4,19 МДж A млн. ккал) холода
(в рабочем режиме), расходуемого в сутки,
составляет:
по капитальным вложениям гот 1,5 до
4,0 тыс. руб.;
по эксплуатационным расходам от 0,4 до
1,15 тыс. руб.;
по металлу от, 1 до 1,5 т.
1.5. Наиболее экономичным по расходу
электроэнергии на производство холода является
одновременное использование аккумуляторов
двух типов:
панельного марки АКХ, накапливающего лед
на охлаждающих секциях испарителя, — для
выравнивания тепловых нагрузок до
среднечасового расхода холода;
чешуйчатого льда марки АКХИ,
накапливающего лед в специальной емкости, — для снятия
максимально-часовых нагрузок холода.
2. МЕТОДИКА РАСЧЕТА ОБОРУДОВАНИЯ
С ПРИМЕНЕНИЕМ АККУМУЛЯТОРОВ
А. Панельные аккумуляторы АКХ
2.1. Из сводной таблицы расхода холода по
системе ледяной воды определяют следующие
данные:
суточный расход холода в рабочем и
стандартном режимах, кДж (тыс. ккал);
среднее значение максимально-часовых
расходов холода в рабочем режиме, кВт (тыс/ккал/ч);
среднечасовой расход холода в стандартном
режиме, кВт (тыс. ккал/ч);
максимально-часовой расход холода в рабочем
режиме, кВт (тыс. ккал/ч).
2.2. Расчетную суммарную холодопроизво-
дительность компрессоров, работающих на
аккумуляторы АКХ, принимают равной
среднечасовой нагрузке в стандартном режиме.
2.3. Количество компрессоров для работы на
аккумуляторы АКХ, определяют исходя из
продолжительности одновременной их работы не
более 15—17 ч/сутки.
2.4. Суммарную охлаждающую поверхность
аккумуляторов АКХ рассчитывают исходя из
удельной холодопроизводительности
компрессоров в стандартном режиме 698—1163 Вт/м2
[600—1000 ккал/(ч-м2)].
2.5. Аккумуляторы подбирают из ряда
аппаратов, выпускаемых московским заводом
холодильного машиностроения «Компрессор»:
АКХ-60, АКХ-90, АКХ-120 и АКХ-160 с
поверхностью охлаждения соответственнее 60, 90,
120 и 160 м2.
47

2.6. Правильность подбора компрессоров
проверяют путем сравнения их суммарной холодо-
производительности в рабочем режиме с
допустимой тепловой нагрузкой аккумулятора.
2.6.1. Допустимые тепловые нагрузки, кВт
(тыс. ккал/ч), аккумуляторов при
намораживании льда в зависимости от толщины его слоя при
температуре ледяной воды на выходе 2 °С,
средней температуре воды в баке 4 °С приведены в
табл. 1.
2.7. Правильность подбора аккумуляторов
АКХ проверяют путем сравнения максимально-
часовой нагрузки в рабочем режиме с
допустимым ^геплосъемом в процессе таяния льда,
который определяется умножением условного
коэффициента теплоперехода 46,0 кВт/(т-К)
[39,6 тыс. ккал/(ч-т-°С)] на количество
намораживаемого льда и разность (°С) между
температурами выходящей из аккумулятора воды и
поверхности льда.
2.7.1. Температуру выходящей из
аккумулятора воды при максимальных нагрузках
принимают 2 °С.
2.7.2. Количество намораживаемого в
аккумуляторах льда G и накопленного холода Q
приведено в табл. 2.
2.8. В табл. 3, 4 приводятся данные,
характеризующие работу аккумуляторов АКХ.
Таблица 1
Толщина
слоя льда,
см
1
2
3
4
5
Тепловые нагрузки аккумуляторов, кВт (тыс. ккал/ч)
АКХ-60
81,6 G0,2)
100,5 (86,4)
116,3 A00,0)
115,1 (99,0)
109,7 (94,3)
AKX-90
122,5 A05,3)
150,7 A29,6)
174,5 A50,0)
172,7 A48,5)
164,5 A41,5)
/КХ-120
163,3 A40,4)
201,0 A72,8)
232,6 B00,0)
230.3 A98,0)
219.4 A88,6)
АКХ-160
217,7 A87,2)
268,0 B30,4)
310,2 B66,7)
307,0 B64,0)
291,9 B51,5)
Таблица 2
ГС С(
X Л
Толщи
слоя л
см
1
2*
3
4
5
6
G, т
0,60
1,08
1,65
2,20
2,74
3,30
\KX-60
Q, 103 кДж
(тыс. ккал)
201 D8,0)
360 (86,4)
553 A32,0)
737 A76,1)
917 B19,8)
1106 B64,2)
G, т
0,90
1,62
2,47
3,30
4,12
4,95
Аккумуляторы
\KX-90
Q, 103 кДж
(тыс. ккал)
301 G2,0)
540 A29,6)
829 A98,0)
1106 B64,2)
1378 C29,8)
1659 C96,0)
АКХ-120
G, т
1,20
2,16
3,30
4,40
5,49
6,60
Q, 103 кДж
(тыс. ккал)
402 (96,0)
720 A72,8)
1106 B64,2)
1474 C52,3)
1839 D39,7)
2212 E28,0)
АКХ-160
G, т
1,60
2,88
4,40
5,87
7,32
8,80
Q, Ю3 кДж
(тыс. ккал)
536 A28,0)
963 B30,4)
1474 C52,3)
1935 D62,6)
2455 E86,2)
2949 G04,0)
Таблица 3
Показатели
Удельное количество
льда, кг/м2
Удельное количество
холода, кДж/м2 (тыс.
ккал/м2)
Температура кипения
аммиака, °С
Коэффициент
теплопередачи /г, Вт/(м2-К)
[ккал/(ч.м2.°С)]
Продолжительность
намораживания льда,
мин ч
1
10
3,35
@,80)
—5,0
151
A30)
20
2
18,3
6,11
A,46)
—8,0
139
A20)
40
Толщина слоя
3
27,5
9,21
B,20)
—10,5
133
A15)
70
льда, см
4
36,7
12,30
B,94)
—12,5
116
A00)
80
1
5
48,8
15,32
C,66)
—14,5
99
(85)
80
6
55,0
18,41
D,40)
—16,5
75
F5)
80

а. Процесс намораживания
льда
2.8.1. В табл. 3 приведены показатели работы
аккумуляторов в зависимости от толщины
намораживаемого слоя льда. Значения
коэффициента теплопередачи?, Вт/(м2-К) [ккал/(ч-м2-°С)]
определяли по формуле:
Q брутто
FaKAt >
где С?а?утто — расход холода, Вт (ккал/ч);
FaK — теплопередающая поверхность
аккумулятора, м2;
At—перепад между средней температурой
воды в баке и температурой кипения
аммиака, °С.
б. Процесс таяния льда
2.8.2. В табл. 4 приведены показатели работы
аккумулятора в зависимости от удельной
тепловой нагрузки в процессе использования
аккумулированного холода. Коэффициент
теплоотдачи от льда к воде а, Вт/(м2 -К) [ккал/(ч -м2 -°С)],
рассчитывали по формуле:
Q нетто
ак
FaK A U
где Q
нетто
ак
нагрузка аккумулятора,
Вт
• тепловая
(ккал/ч);
A tx—перепад между средней температурой воды
и температурой поверхности льда, °С.
2.9. Для определения графика суточных
тепловых нагрузок предприятия по системе
ледяной воды необходимо заполнить табл. 5 по
приведенной форме.
2.9.1. На основании табл. 5 выявляется
общая потребность в холоде отдельных
потребителей и возможный резерв.
Б. Интенсивные аккумуляторы холода АКХИ
2.10. Для намораживания чешуйчатого льда
применяют льдогенераторы марок ИЛ-300 и
ИЛ-500.
2.11. Количество льдогенераторов
принимают исходя из их производительности при
температуре кипения аммиака (фреона) —20 °С,
суточного расхода холода, условно равного
среднему значению максимально-часовых расходов
холода и продолжительности работы
аккумулятора не более 20 ч/сут. *
2.12. Расчетную холодопроизводительность
компрессоров определяют по следующим
данным:
расход холода на 1 т льда — 419 МДж
A00 тыс. ккал);
температура кипения хладагента —20 °С;
продолжительность работы аккумулятора —
20 ч/сут.
По расчетной холодопроизводительности
подбирают соответствующие компрессоры.
2.13. Расчет рабочей емкости аккумулятора
сводится к определению объема, занимаемого
чешуйчатым льдом, исходя из его удельного^объ-
ема, равного 400 кг/м3, и кратности циклов
таяния, в зависимости от графика расхода холода.
Общий объем резервуара должен быть увеличен
на 15—20 %.
2.14. Для эксплуатации г предлагаются ци-
Т аб ли ца 4
Показатели
Удельное количество
циркулирующей воды,
м3/(ч-м2)
Перепад между
температурами входящей
и выходящей воды, °С
Средняя температура
воды в аккумуляторе,
°С
Температура воды на
выходе из
аккумулятора, °С
Коэффициент
теплоотдачи от
поверхности льда к воде,
Вт/(м2-К)
[ккал/(ч.м2-°С)]
Продолжительность
таяния слоя льда
толщиной 1 см, мин
0,52
@,45)
0,10
4,4
2,6
0,5
197
A70)
120
0,93
@,80)
0,20
4,3
3,1
0,8
314
B70)
90
Удельная
1 ,16
A,00)
0,24
4,2
3,1
1,0
372
C20)
70
тепловая н
1 ,30
A,10)
0,28
4,0
3,2
1,1
407
C50)
60
агрузка, кВт/м
1,74
A,50)
0,42
3,8
3,4
1,4
512
D40)
50
2 [тыс. ккал/(ч
2,09
A,80)
0,50
3,6
3,5
1,6
593
E10)
40
•м*)]
2,32
B,00)
0,60
3,5
3,7
1,9
651
E60)
30
4?
2,79
B,40)
0,70
3,3
3,8
2,0
709
F10)
ф
20
49

Таблица 5
Время, ч
0—1
1—2
23—24
Итого
о
х о
*3
о ?; н
X о CQ
со о
О^ СУ
Холодопроизводи-
тельность
компрессоров, кВт
Q,
Q.
/г
1
Аккумулирование холода
Количество

намороженного льда
Толщина

мороженного слоя, см
Изменение
толщины
слоя льда,
см
Температура
кипения
аммиака /0, °С
Температура
входящей
ледяной во-
ДЫ, tn, °С
ПЗ А
сх ^
рои
2 ^«
^к on
Е о к
Я X с* *
Н я с;^
V
> . н
са .« « И
Расход холод
аккумулятор
нератором че
чатого льда Q
Таблица б
Показатели
Тип аккумулятора чешуйчатого льда
АКХИ-800-10-1
АКХИ-1600-20-2
АКХИ-2400-30-3
Суточная производительность аккумулятора по льду при
работе в течение 20 ч,
т/сут
кВт (тыс. ккал/сут)
Льдогенератор (с отделителем жидкости)
марка
количество
производительность по льду, т/ч
электродвигатель льдогенератора
мощность, кВт
габаритные размеры льдогенератора, м
Общая масса агрегата аккумулятора, кг
Компрессор аммиачный
марка
количество
суточная холодопроизводительность при работе е
течение —20 чи/0= —20° С, кВт (тыс. ккал/сут)
?^тектродвигатель компрессора
мощность, кВт
Масса компрессорного агрегата, кг
Средства автоматизации
Резервуар железобетонный
емкость рабочая, м3
емкость общая, м3
габариты (диаметр, высота), м
Насос ротационный для подачи ледяной воды из
резервуара в оросительное устройство льдогенератора
марка
производительность, л/ч
мощность электродвигателя, кВт
масса, кг
10 I 20 30
928 (800) ( 1856 A600) [ 2784 B400)
ИЛ-500
11 2 1 3
500 | 500X2 | 500x3
4А10054РОМ5
2,2 | 2,2X2 | 2,2X3
1,75X1,6X2,3
1890 1 3780 I 5670
А110-3 А110-3 I A220-2
12 1
1160 A000) 2320 B000) 3480 C000)
АОП2-82-6 АОП2-82-6 АОП2-92-4
40 40X2 100
2250 I 2250 I 2660
В комплекте с агрегатами
28 1 28X2 I 28X3
34 34X2 34X3
3X4,8 I 3X4,8 | 3X4,?
НРМ-2
250—2000
1,0
47,5
линдрические резервуары, обеспечивающие
100 %-ное заполнение их рабочей зоны
чешуйчатым льдом.
2.15. Рекомендуемые габариты резервуаров:
диаметр — 2 и 3 м;
высота — 4,8 ;М.
На вьтсоте 0,5 м от дна бака предлагается
смонтировать второе дно из металлической сетки.
2.16. Резервуары изготавливают на месте
установки из железобетона. Для изготовления
резервуаров диаметром 2 м используют сборные
железобетонные элементы серии 3.900-3.
«Изделия для железобетонных колодцев», вып. V,
«Унифицированные сборные конструкции
водопроводных и канализационных сооружений».
Резервуары диаметром 3 м изготавливают из
50

монолитного железобетона. Резервуары можно
изготавливать из листового металла.
2.17. Для ускорения процесса таяния льда
вместо механических мешалок или
принудительной аэрации рекомендуются оросительные
устройства из перфорированных труб. Размеры
труб и отверстий рассчитывают в зависимости
от количества циркулирующей ледяной воды.
ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1O57813 B1) 2626583/23-06 B2) 07.06.78 3E1)
F 25 В 9/02 E3) 621.565.3 G2) А. А. Мужилко, П. А. Ба-
рабаш, Н. А. Мужилко G1) Киевский ордена Ленина
политехнический институт им. 50-летия Великой
Октябрьской социалистической революции
E4) 1. ВИХРЕВАЯ ТРУБА, содержащая сопловой
ввод и снабженную охлаждающей рубашкой
цилиндрическую камеру энергетического разделения,
выполненную в виде термоэлектрической батареи, холодные
спаи которой расположены на внутренней поверхности
камеры, а горячие — на наружной в охлаждающей
рубашке, отличающаяся тем, что, с целью
интенсификации процесса теплоотдачи при использовании трубы в
компрессорной дистилляционной установке, в рубашку
дополнительно помещены шнуры из смачиваемого
жидкостью материала, присоединенные к горячим спаям
вдоль образующих камеры.
2. Труба по п. 1, отличающаяся тем, что шнуры
размещены с шагом t= 13/i0»4, где h — эквивалентный
диаметр шнура.
A1) 757814 B1) 2684836/23-06 B2) 10.11.78 3 E1)
F 25 В 9/02 E3) 621.512.4 G2) Г. Н. Аникеев
E4) МИКРОХОЛОДИЛЬНИК ПРЕИМУЩЕСТВЕННО
ДЛЯ ОХЛАЖДЕНИЯ ПРИЕМНИКОВ ИЗЛУЧЕНИЯ,
содержащий теплообменник в виде змеевика, навитого
на полый сердечник, и расположенный на холодном
конце теплообменника дросселирующий узел с
регулятором расхода, состоящим из седла и клапана,
соединенного посредством тяги с теплым концом
теплообменника, отличающийся тем, что, с целью сокращения
пускового периода, микрохолодильник дополнительно
содержит теплопроводы в виде гибких
перфорированных мембран из металла с высокой теплопроводностью,
имеющих тепловой контакт с тягой и сердечником,
причем тяга выполнена из материала с большим
коэффициентом линейного расширения, чем материал
сердечника.
(И) 757815 B1) 2519602/28-06 B2) 01.08.77 3 E1)
F 25 D 3/10; G 05 D 23/30 E3) 621.565.4 G2) В. В.
Королев, В. Г. Касьян, В. А. Красильников, В. В. Ус-
тименко, А. С. Черепнев G1) Опытное производство
Института проблем криобиологии и криомедицины
АН Украинской ССР
E4) УСТРОЙСТВО ДЛЯ ЗАМОРАЖИВАНИЯ
БИООБЪЕКТОВ, содержащее камеру замораживания с
расположенными в ней термодатчиками и
последовательно соединенные с последними измерительную
систему, систему регулирования температуры и
исполнительный механизм системы подачи хладагента в
камеру, отличающееся тем, что, с целью улучшения процес-
2.18. Пример агрегатирования элементов
аккумулятора чешуйчатого льда 1дан в табл. 6.
Целесообразность применения интенсивных
аккумуляторов, ряд которых представлен в
табл. 6, для предприятий низовой сети
молочной промышленности должна быть
экономически обоснована.
са замораживания, устройство дополнительно содержит
последовательно соединенные преобразователь, вход
которого подключен к измерительной системе,
дешифратор и реле времени, соединенное выходом с сицггемой
регулирования температуры.
A1) 757816 B1) 2619194/28-13 B2) 24.05.78 3 E1)
F 25 D13/00 E3) 621.565 G2) Ю. И. Неводин, В. К.
Иванов, М. Г. Захаров, Г. А. Воррбьев G1) Московский
научно-исследовательский и проектный институт
типового и экспериментального проектирования
E4) ХОЛОДИЛЬНАЯ СБОРНО-РАЗБОРНАЯ
КАМЕРА, состоящая из панелей, каждая из которых
снабжена эксцентриковыми замками с крюками для
соединения панелей между собой, отличающаяся тем, что, с
целью ускорения и упрощения ^нтажа камеры,
каждая панель имеет по периметру карманы и каркас,
образованный двумя профилированными стойками и
двумя профилированными перекладинами,
эксцентриковые замки установлены в карманах, а в каркасе
смонтированы Г-образные запорные элементы,
расположенные напротив карманов для взаимодействия с крюками
эксцентриковых замков.
A1) 737726 B1) 2560254/23-06 B2) 11.01.78 2 E1)
F25 В 31/00 E3) 621.57.041 G2) В. И. Орлов, В. П.
Латышев G1) Проектно-кснструкторско-технологиче-
ское бюр^ по вагонам и Всесоюзный
научно-исследовательский институт холодильной промышленности
E4) ХОЛОДИЛЬНЫЙ КОМПРЕССОР, содержащий
по крайней мере один цилиндр, сообщенный каАлами
с картером в конце циклов нагнетания и всасывания,
и размещенный в цилиндре поршень, сочлененный с
головкой шатуна, отличающийся тем, что, с целью
повышения КПД, головка шатуна снабжена золотником,
взаимодействующим с днищем поршня, а каналы
выполнены в последнем и золотнике.
(И) 737727 B1) 2662371/23-06 B2) 11.09.78 2 E1)
F 25 В 43/02 E3) 621.57.04 G2) В. А. Радионов,
А. А. Ставинский, Ю. А. Повстемский, С. А. Кирили-
ченко, И. Г. Чумак
E4) 1. МАСЛООТДЕЛИТЕЛЬ ДЛЯ ХОЛОДИЛЬНОЙ
УСТАНОВКИ, содержащий корпус с патрубком ввода
маслохладагснтной смеси, в зоне которого в корпусе
выполнена камера охлаждения, снабженная
змеевиком, и маслосборник, расположенный в нижней части
корпуса, отличающийся тем, что, с целью повышения
эффективности очистки хладагента от магнитного
масла, в корпусе дополнительно установлены индуктор
и магнитопровод обратного замыкания потока,
образующие между собой полость, соединенную с одной
стороны с камерой охлаждения и с другой —,с
маслосборником.
2. Маслоотделитель по п. 1, отличающийся, тем, что
полость между индуктором и магнитопроводбм
выполнена суживающейся в направлении маслосборника.
51

КРИТИКА
И БИБЛИОГРАФИЯ
УДК [621.56/.59:664.8/.9.037 1.001.5@48)
Научные исследования
в области холодильной техники и технологии
Ниже публикуются аннотации кандидатских диссертаций, защищенных
в Одесском технологическом институте холодильной промышленности,
которые могут представить интерес для научных и
инженерно-технических работников в области производства и применения искусственного
холода.
Исследование и обоснование режимных параметров для
камер поточного охлаждения мяса. В. И. ШАХНЕВИЧ.
Проанализированы результаты современных научных
исследований по вопросам оптимизации работы камер,
их охлаждающих систем и технологических режимов,
применяемых при охлаждении мяса. Различные
способы охлаждения исследовали аналитически с
использованием математической модели, принятой на основе
идеализации режимов и процессов переноса тегла в
камерах. Адекватность модели реальному процессу
подтверждена экспериментально. Использование
аналитических зависимостей для анализа и
сравнительной оценки различных способов охлаждения
позволило выбрать наиболее рациональные из них.
Теоретически обоснована и экспериментально подтверждена
целесообразность холодильной обработки мяса в потоке
с применением режимов предварительного и
последующего программного охлаждения. Установлены
исходные данные для проектирования камер поточного
охлаждения мяса. Предложенный поточный метод
холодильной обработки увязывает в единый
технологический процесс холодильную обработку и первичную
переработку мяса. Разработана методика расчета камер
поточного охлаждения с определением
производительности, тепловых нагрузок, поверхности приборов
охлаждения и их размещения и предложена система воз-
духораспределения. Оценена экономическая
эффективность предлагаемых решений и даны рекомендации по
их применению на вновь строящихся и действующих
холодильниках.
Исследование передвижной станции для
предварительного охлаждения свежего растительного сырья.
В. П. КОЧЕТОВ.
Дан анализ современных методов и средств
предварительного охлаждения растительною сырья и выбран
метод, на основании которого разработана конструкция
передвижной холодильной станции.
По результатам экспериментальных и
теоретических исследований передвижной пневмопанельной
холодильной станции установлена взаимосвязь между
плотностью теплового потока, проходящего через пнев-
мопанельные ограждения; формой, соотношением
габаритных размеров и ориентацией станции; внешними
условиями теплообмена и способами организации
технологического процесса. Разработана и внедрена на
Уфимским * заводе резино-технических изделий
им. М. В. Фрунзе методика теплового расчета и
конструирования пневмопанельных сооружений и их
конструктивных элементов.
Установлено, что потери массы растительного сырья
при использовании предложенной холодильной
станции сокращаются в 3—3,5 раза.
Приведено технико-экономическое обоснование
различных вариантов этих станций.
На основании приемочных испытаний принято
решение о серийном производстве станций.
Исследование герметичности вращающихся валов
холодильных установок с магнитожидкостными
уплотняющими устройствами. В. А. РАДИОНОВ.
Проведено комплексное исследование герметизации
вращающихся валов холодильных установок с
магнитожидкостными уплотняющими устройствами (МЖУУ).
Изучено влияние конструктивных параметров
МЖУУ, свойств магнитной жидкости (МЖ),
взаимодействия гидромеханических и пондермоторных сил
на удерживающую способность МЖУУ при
воздействии изменяющихся внешних условий (температура,
вибрация, ударные воздействия, качка).
На основании исследований получена расчетная
зависимость для определения максимального
удерживаемого перепада давлений и экспериментально доказана
ее адекватность реальным условиям. Разработаны
классификация МЖУУ, рекомендации по
проектированию МЖУУ вращающихся валов холодильных
установок и метод диагностики МЖУУ холодильных
установок. Вследствие этого появилась возможность
обеспечить практически полную герметичность валов,
повысить надежность и долговечность как стационарных,
так и транспортных холодильных установок.
Результаты работы внедрены на ряде промышленных
предприятий.
Исследование рабочего процесса вихревого холодильного
аппарата с вихревым эжектором. В. В. БОБРОВ.
Рассмотрено развитие конструкций вихревых труб
и вихревых холодильных аппаратов. Показано, что в
известных устройствах высокая эффективность
достигается повышением давления питающего сжатого газа
и регенерацией тепла в теплообменнике.
Предлагаемый новый способ комбинированного
охлаждения объектов, а также применение в схеме
двухступенчатого вихревого холодильного аппарата
эффективных вихревых труб и вихревого эжектора
новой конструкции обусловили возможность получить
без регенерации тепла температуру охлаждения до
198 К при умеренном давлении питающего сжатого
газа @,6 МПа). Благодаря отказу от громоздкой тепло-
обменной аппаратуры значительно снижены масса,
габаритные размеры и металлоемкость конструкции
52

Низкий уровень давления позволил уменьшить
эксплуатационные затраты.
Приведены результаты экспериментального
исследования основных элементов аппарата — диффузорных
вихревых труб и противоточного вихревого эжектора.
На основании термодинамического исследования
теоретического и действительною циклов аппарата
определен оптимальный режим понижения температуры
объекта охлаждения. По данным эксергетического
анализа оценена эффективность рабочего процесса
аппарата.
Результаты работы внедрены на Нововоронежской
атомной электростанции.
Исследование рабочего процесса вихревых труб.
С. П. САВЕЛЬЕВ.
Приведены результаты теоретического и
экспериментального исследования, исключая
аэродинамические исследования, рабочего процесса адиабатных
вихревых труб.
Получены аналитические зависимости,
описывающие процесс истечения газа из сопла в вихревую
камеру и связывающие параметры потоков газа в основных
элементах вихревой трубы.
Изучено влияние различных конструктивных
факторов на процесс энергоразделения.
Анализ аэродинамических характеристик вихревых
труб позволил вскрыть и объяснить отличительные
особенности рабочего процесса.
Предложена новая конструкция вихревой трубы,
в которой наиболее полно используется кинетическая
ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1) 737728 B1) 2574102/23-06 B2) 24.01.78 2 E1)
F 25 В 49/00 E3) 621.57.048 G2) И. Д. Белинский,
В. Ю. Мельник, Н. Т. Романенко, Ф. Ф. Рынковой
E4) РЕГУЛИРУЮЩЕЕ УСТРОЙСТВО СИСТЕМЫ
ОХЛАЖДЕНИЯ ОБЪЕКТА, содержащее
последовательно соединенные датчик температуры,
установленный в объекте охлаждения, усилитель,
электронный регулятор и электромагнитный клапан,
отличающееся тем, что, с целью повышения надежности,
устройство дополнительно содержит датчик положения
запорного органа электромагнитного клапана с
дополнительным усилителем, соединенным с
электронным регулятором, причем электромагнитный клапан
выполнен поляризованным, а электронный
регулятор — в виде генератора разнополярных импульсов.
A1) 759801 B1) 2304666/29-06 B2) 29.12.75 3 E1)
F 24 F 3/14 E3) 697.932 G2) В. С. Майсоценко, А. Б. Ци-
мерман, М. Г. Зексер, С. М. Лившиц, Г. Е. Ясинский,
В. В. Олексенко G1) Одесский инженерно-строительный
институт
E4) 1. УСТАНОВКА ДЛЯ
КОСВЕННО-ИСПАРИТЕЛЬНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ ВОЗДУХА, содержащая корпус
с поддоном и патрубки общего, основного и
вспомогательного потоков воздуха, гервый из которых
расположен по торцу корпуса, а остальные два — по его оси,
размещенные в корпусе чередующиеся каналы общего
потока, выполненные из влагонепроницаемого
материала, и вспомогательного потока из
капиллярно-пористого материала, последние из которых со стороны
патрубка общего потока заглушены, а со стороны патрубка
основного потока сообщены с каналами общего потока,
отличающаяся тем, что, с целью повышения компакт-
энергия потоков, и показано, что ее характеристики
значительно превосходят характеристики известных
вихревых труб.
Разработана методика расчета вихревых труб с
использованием газодинамических функций.
Результаты работы внедрены в ЦАГИ им.
Жуковского.
Разработка и исследование промежуточного охладителя
аммиачной многоступенчатой холодильной машины
на основе термопрессора. В. И. ЖИВИЦА.
Исследованы промежуточные охладители аммиачных
многоступенчатых холодильных машин в целях
создания безопасного и высокоэффективного
промежуточного охладителя для таких машин.
Изучена динамическая связь параметров при
формировании и развитии аварийных ситуаций —
влажного хода и гидравлических ударов — и
проанализированы энергетические потери в установках с обычным
промежуточным охладителем. Определен основной
недостаток существующих охладителей,
заключающийся в наличии большой массы (уровня) жидкого
хладагента на линии, связывающей ступени низкого и
высокого давлений.
Приведены результаты исследования
термогазодинамического эффекта в предложенном промежуточном
охладителе на основе термопрессора. Оценена
эффективность применения такого охладителя по сравнению с
существу ющи ми.
Даны рекомендации по применению термопрессора
в качестве промежуточного и концевого охладителя для
различных схем холодильных установок.
ности при одновременном повышении эффективности
охлаждения, каналы вспомогательного потока
выполнены в виде полых лопастей вентилятора, разделенных
и ограниченных сверху и снизу тремя дисками, к
нижнему из которых прикреплен усеченный конус,
сообщающийся с каналами вспомогательного потока и
меньшим основанием опущенный в поддон, средний
диск снабжен приводом и на нем у заглушённых
торцов каналов вспомогательного потока выполнены
отверстия, а в верхнем диске выполнено центральное
окно для выхода вспомогательного потока.
2. Установка по п. 1, отличающаяся тем, что
привод размещен в патрубке вспомогательного потока.
(И) 7598Э7 F1) 498454 B1) 2451893/23-06 B2) 14.02.77
3 E1) F 25 В 1/00 E3) 621.574 G2) А. А. Несвицкий,
В. А. Ивочкин, А. П. Мельников G1) Омский завод
синтетического каучука
E4) ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА по авт. св.
№ 498454, отличающаяся тем, что, с целью повышения
экономичности, она содержит дополнительный
конденсатор, включенный в контур самоциркуляции
параллельно трубопроводу, соединяющему компрессор с
основным конденсатором.
(И) 759808 B1) 2689321/23-06 B2) 28.11.78 3 E1)
F 25 В 9/02 E3) 621.57.4 G2) А. П. Черепанов, Э. А.
Фишер, Е. П. Мовчан
E4) СПОСОБ ОХЛАЖДЕНИЯ ОБЪЕКТА ДО
КРИОГЕННОЙ ТЕМПЕРАТУРЫ путем дросселирования
низкокипящего криоагента в микрохолодильнике,
расположенном в криостате, отличающийся тем, что, с
с целью сокращения времени достижения рабочей
температуры, в криостат заливают высококипящий крио-
агент при повышенном давлении и объект лредвари-
тельно охлаждают в результате испарения высококи-
пящего криоагента.
53

ХРОНИКА
УДК 621.575.001.63.004:061.3
Всесоюзное научно-техническое совещание
в Пензе
17—19 сентября 1980 г. в Пензе
состоялось второе Всесоюзное^научно-
техническое совещание «Основные
направления повышения
эффективности^ и эксплуатационной
надежности абсорбционных холодильных
машин и расширение областей их
применения», организованное ВНИИ
холодмашем и ЦИНТИхимнефтема-
шем на базе завода «Пензхиммаш».
Большое значение, которое
придается вопросам экономии топлива
и электроэнергии, обусловило
важность и актуальность этого
совещания, рассмотревшего различные
аспекты использования абсорбционных
холодильных машин (АХМ),
работающих на вторичных
энергоресурсах.
Всесоюзное научно-техническое
совещание в Пензе обобщило
накопившийся за четыре года со дня
проведения первого совещания в
Москве опыт работы организаций,
занимающихся проектированием,
изготовлением и эксплуатацией АХМ,
и наметило дальнейшие пути
развития этого направления холодильной
техники.
В работе совещания приняли
участие около 70 специалистов из
научно-исследовательских
институтов, ^конструкторских бюро,
проектных организаций
отраслей-потребителей, вузов, с
заводов-изготовителей, эксплуатирующих
предприятий.
Совещание открыл председатель
секции по теплоиспользующим
машинам Научного совета ГКНТ,
заместитель директора ВНИИхолод-
маша И. М. Калнинь.
С приветственным словом к
участникам обратился заместитель
председателя Оргкомитета
Всесоюзного научно-технического совещания,
директор завода «Пензхиммаш»
Б. М. Шавра, который остановился,
в частности, на выполнении задач,
поставленных перед коллективом
завода в десятой пятилетке,
нерешенных проблемах, в том числе
связанных с производством крупных АХМ,
и перспективах дальнейшего
развития их производства.
В цеь&ральном докладе А. В.
Быкова, И. М. Калниня,
профессора-консультанта Л. М. Розенфельда
(ВНИИхолодмаш), Б. М. Шавры
(завод «Пезхиммаш») «Перспективы
применения абсорбционных
холодильных машин в плане экономии
топливно-энергетических ресурсов»
дан анализ современного состояния
и рассмотрены перспективы
дальнейшего развития и применения этого
типа машин. Потребность ведущих
отраслей народного хозяйства в
искусственном холоде и возможность
использовать в качестве источника
энергии вторичные тепловые
ресурсы, например незагруженные
отборы турбин ТЭЦ в летний период,
способствовали расширению
применения в этих отраслям
абсорбционных холодильных машин.
В докладах участников
совещания были рассмотрены следующие
основные вопросы: развитие
конструкций АХМ и расширение области их
эффективного использования в
комплексных системах теплохладоснаб-
жения; опыт монтажа, наладки и
эксплуатации АХМ;
проектирование холодильных станций с АХМ;
исследование процессов АХМ, а
также методов их расчета с помощью
ЭВМ.
В настоящее время в Советском
Союзе освоено серийное
производство теплоиспользующих
абсорбционных бромистолитиевых
холодильных машин производительностью
около 1163, 2907 и 5814 кВт. Применение
их эффективно и приведет к экономии
топливно-энергетических ресурсов
при использовании для их работы
вторичного тепла ТЭЦ в
неотопительный период. Экономия
составляет 60—120 кг усл. топлива на
1163 кВт холода.
Предприятия - холодопотребите-
ли имеют самые разнообразные
схемы теплоснабжения, при этом
источником тепла для многих являются
собственные, групповые или
районные промышленные котельные. В
связи с этил; большой интерес
вызвали доклады о различных вариантах
эффективного использования АБХМ
в комплексных системах теплохла-
доснабжения предприятий,
получающих тепло от котельных.
В докладе Н. Г. Шмуйлова,
Ю. А. Вольных (ВНИИхолодмаш)
и Б. С. Заца (завод «Пензхиммаш»)
«Развитие конструкций
абсорбционных бромистолитиевых
холодильных машин» и в докладе Н. Г.
Шмуйлова и др. «Оценка
эффективности применения
теплоиспользующих абсорбционных водоохлаждаю-
щих машин в народном хозяйстве»
рассмотрены конструкции
модификаций серийно выпускаемых
абсорбционных водоохлаждающих машин
и приводится экономическое
сопоставление использования их в
комплексных системах теплохладоснаб-
жения и в системах с раздельным
обеспечением теплом и холодом.
Интерес вызвала конструкция
серийно выпускаемого агрегата
типа АБХА, работающего на паре
давлением 0,6 МПа или горячей
воде с температурой 155—160 °С
при высокой температуре
конденсации хладагента. В связи с этим
появляется возможность нагрева воды
в конденсаторе до температуры 65—
75 °С и использования ее для
горячего водоснабжения. Интересна
также конструкция с вынесенным
генератором высокого давления.
Этот аппарат, подсоединенный к
серийному агрегату АБХА, позволит
осуществить работу за счет пара
давлением 0,6—0,8 МПа или горячей
воды с температурой 155—160 °С по
схеме с двухступенчатой генерацией
раствора бромистого лития. При этом
почти в 2 раза уменьшится расход
тепла на выработку холода и на 30 %
снизится расход охлаждающей воды.
Конструктивные изменения этих
модификаций по сравнению с
серийно выпускаемыми агрегатами
незначительны, что дает возможность в
самый короткий срок освоить их
промышленное производство и
внедрить в народное хозяйство. Экономия
от применения указанных агрегатов
в системах теплохладоснабжения
достигает 60—100 кг усл. топлива на
1163 кВт холода.
В докладе Я. А. Ковылянского
и др. (ВНИПИэнергопром)
«Использование бромистолитиевых
абсорбционных тепловых насосов для
централизованного теплоснабжения
промышленных предприятий»
предложено использовать для получения
горячей воды F5—82 °С) за счет
тепла абсорбции и конденсации
серийные бромистолитиевые холодильные
агрегаты АБХА-5000, АБХА-2500
в качестве тепловых насосов (статья
54

публикуется в этом номере журнала).
Перспектива широкого
использования АХМ в спиртовой
промышленности нашла отражение в
докладах Н. А. Козленко (Украинский
научно-исследовательский институт
спиртовой и ликеро-водочной
промышленности) «Применение
искусственного холода в спиртовой
промышленности» и В. М. Соломонова и
др. (Всесоюзный
научно-исследовательский институт продуктов
брожения) «Возможности использования
абсорбционных бромистолитиевых
холодильных машин на
предприятиях спиртовой промышленности».
В совместном докладе Л. С. Тимо-
феевского и А. А. Дзино (ЛТИХП),
Н. Г. Шмуйлова (ВНИИхолодмаш)
и В. Ф. Рожко (Днепропетровский
инженерно-строительный институт)
«Расширение параметров работы,
уточнение метода расчета и
перспективы применения
абсорбционных бромистолитиевых
холодильных машин и
термотрансформаторов на угольных шахтах и атомных
электростанциях»
проанализированы системы теплохладоснабжения
угольных шахт и показаны широкие
перспективы использования в них
абсорбционных бромистолитиевых
холодильных машин. Обследование
некоторых действующих атомных
станций привело к выводу, что теп-
лохладоснабжение станций должно
в основном осуществляться с
помощью абсорбционных
бромистолитиевых холодильных машин и тепловых
насосов, использующих вторичное
тепло.
Б. Г. Берго и Р. А. Васильев
(ВНИИгаз) в докладе «Новые
области эффективного применения
абсорбционных холодильных машин
для низкотемпературной обработки
природного газа на промыслах и
газоперерабатывающих заводах»
отметили целесообразность
использования искусственного холода,
вырабатываемого абсорбционными водо-
аммиачными холодильными
машинами, для низкотемпературной сепара-
^ции газа. Докладчики показали
экономическое преимущество
абсорбционных машин, работающих на
бросовом тепле по сравнению с
другими типами холодильного
оборудования в этой отрасли народного
хозяйства.
Э. Р. Гросман сообщил о работах
ИТТФ и АН Туркменской ССР в
области исследования абсорбционных
машин, использующих солнечную
энергию. Такие машины могут найти
применение для систем
кондиционирования воздуха в южных районах
страны.
Из докладов, посвященных
монтажу, наладке и эксплуатацииТАХМ,
следует выделить следующие.
В докладе В. И. Доголяцкого
(Балашихинское
специализированное управление треста ОРГхим) и
Ю. А. Вольных (ВНИИхолодмаш)
«Опыт пуско-наладочных работ на
абсорбционных холодильных
установках» сделан анализ ошибок и
неудачных проектных решений АХМ
и предложены наиболее
целесообразные решения. Особое внимание
уделено проектированию, наладке и
эксплуатации систем водооборотно-
го снабжения (систем очистки и во-
доподготовки). Отмечено улучшение
качества изготовления агрегатов
АБХА-2500 на заводе «Пензхиммаш».
Выделены особенности
пуско-наладочных работ в период надзора за
монтажом. Обращено внимание на
подготовку к работе отдельных
узлов холодильной станции и
холодильного агрегата и на важность
обеспечения герметичности и
наладки системы воздухоудаления при
пуске. Указано на необходимость
контроля содержания ингибиторов
для защиты от коррозии со стороны
раствора бромистого лития.
Р. 3. Щербаков (ПО «Нижне-
камскнефтехим») в докладе «Опыт
эксплуатации абсорбционных
бромистолитиевых холодильных
агрегатов АБХА-5000 в производстве
изопренового каучука СКИ-3»
показал, что впервые в отечественной
практике в* 1978 г. в ПО*«Нижне-
камскнефтехим» введены в
эксплуатацию агрегаты АБХА-5000,
особенностью которых является использо-
вание'низкотемпературного
теплоносителя — горячей воды (90—95 °С),
получаемой в процессе
дегидрирования изопентана двухстадийным
методом и являющейся вторичным
теплом технологического процесса.
Отсутствие испытательного стенда^ у
завода-изготовителя «Пензхиммаш»
вызвало необходимость доработки
опытной партии агрегатов на
монтажной площадке, что повлекло
дополнительные затраты и удорожание
объекта. Одним из требований
нефтехимиков является обеспечение
возможности работы агрегатов в зимний
период^и круглогодичной
эксплуатации на открытых площадках.
М. Я. Тайгунов и?В. Г. Ширяев
(Стерлитамакский завод
синтетического каучука) представили
доклад «Работа абсорбционных
бромистолитиевых холодильных
агрегатов в зимних условиях».
Специалисты завода, выполнив ряд
усовершенствований, перевели два
агрегата АБХА-5000, предназначенных
для получения холода
положительных температур G °С), в режим
круглогодичной работы, что позволило
значительно уменьшить" потребление
речной воды на заводе»
В докладе В. М. Турецкого,
Д. И. Хараза, Г. А. Яновского'(НПО
«Техэнергохимпром») и А. Я-f Ильина
(ЛТИХП) «Результаты
теплотехнических испытаний водоаммиачных
абсорбционных холодильных
станций крупнотоннажных агрегатов
аммиака» подтверждена
работоспособность и надежность схем
эксплуатируемых с 1974 г. станций на базе
АХМ и конструкций основных
аппаратов, таких как
генераторы-ректификаторы, абсорберы,
дефлегматоры и др.
Проектированию холодильных
станций на базе АХМ посвящены
также два доклада представителей
ВНИИхолодмаша.
В докладе «Принципиальное
решение водоаммиачной абсорбционной
станции для крупнотоннажной
технологической линии производства
аммиака» И. К. Савицкий и др.
рассмотрели особенности
проектирования крупной станции суммарной
холодопроизводительностью 43200
кВт. В состав холодильной станции
входят четыре АВХМ. Аммиак
конденсируется в аппаратах воздушного
охлаждения. Абсорберы
охлаждаются оборотной водой. Греющая
среда — ВЭР (конвертированный газ
и парогазовая смесь) и водяной пар
давлением 0,7 МПа.
Технологическая схема холодильной станции
имеет ряд особенностей,
обусловленных наличием системы охлаждения
аммиака в аппаратах
бесповерхностного типа с одновременным отводом
из аммиака неконденсирующихся
газов. Снижение себестоимости
выработки аммиака на
крупнотоннажной технологической линии по
сравнению с двумя линиями, мощность
которых меньше в 2 раза, составляет
2,7руб/т (или 6 %).
В докладе Т. В. Гоголиной и
Т. А. Романовой
«Технико-экономические показатели и
объемно-планировочные решения холодильных
станций на базе теплоиспользующ*их
бромистолитиевых агрегатов АБХА-
1000, АБХА-2500, АБХА-5000»
проанализирована работа
ВНИИхолодмаша по созданию градации
холодильных станций для
кондиционирования воздуха промышленных
зданий. Диапазон холодопроизводитель-
ностей станций с агрегатами типа
АБХА составляет 1163—28840 кВт.
Станции'состоятиз двух—трех
агрегатов АБХА-1000, АБХА-2500 и из
двух — трех — четырех агрегатов
АБХА-5000.
Ряд докладов был посвящен
теоретическим исследованиям в области
усовершенствования процессов в
АХМ и их оптимизации с помощью
ЭВМ.
В докладе А. Я. Ильина
(ЛТИХП), Д. И. Хараза, В. М.
Турецкого (НПО «Техэнергохимпром»)
«Исследование влияния инертных
газов на процессы опытной
водоаммиачной абсорбционной
холодильной машины» приведен анализ^влия-
ния инертных газов (воздуха) в
конденсаторе на отклонение действи-
55

тельных циклов машины от
теоретических, от чего, в свою очередь,
снижается эффективность процессов
конденсации и дефлегмации,
ухудшаются коэффициенты теплопередачи
в аппаратах. В результате
исследований получена зависимость
термодинамической эффективности циклов
от объемной конденсации воздуха в
системе.
Другой аспект работы АВХМ
рассмотрен в докладе А. Г. Дергачева
и др. (ОТИХП) «Поддержание
оптимального режима работы
абсорбционной водоаммиачной
холодильной машины». Повышение
эффективности АВХМ достигается
оптимальным автоматическим
регулированием расхода: флегмы, отводимой
из испарителя, а также подаваемой
на орошение ректификационной
колонны; воды и воздуха для
охлаждения конденсаторов, абсорберов и
дефлегматоров; крепкого раствора
и охлаждаемой среды. Предлагается
создание локальной системы
автоматического управления на базе
алгоритмов поддержания оптимального
режима работы, в состав которых
входит математическая модель
АВХМ.
А. А. Заторский (ОТИХП) в
докладе «Оптимизация
абсорбционных водоаммиачных холодильных
машин» обратил внимание на то, что
аппараты АВХМ большой холодопро-
изводительности, как правило,
комплектуются из отдельных элементов,
однако в силу значительного
количества вариантов, которые возможны
при компоновке, поиск оптимального
варианта fАВХМ следует
осуществлять автоматизированно с помощью
ЭВМ. .
Процессам абсорбционных бро-
мис^олитиевых холодильных машин
и использованию для этой цели ЭВМ
посвящен доклад А. Н. Марьямова
(ВНИИхолодмаш) «Динамика и
тепломассообмен газового аммиачного
пузырька, находящегося в воде». В
результате расчетов, проведенных на
ЭВМ ЕС 1022, получены
распределение температур внутри пузырька и
величины безразмерного теплового
потока (числа Нуссельта).
Помимо докладов, на совещании
в Пензе были сделаны сообщения
специалистов различных
предприятий, проходили |?дискуссии по
ряду актуальных вопросов.
Совещание?выявило ряд
организационно-технических причин,
сдерживающих создание и внедрение
АХМ: недостаточная взаимная
информированность специалистов,
занимающихся разработкой,
изготовлением (и эксплуатацией АХМ,
отсутствие у проектировщиков
практики рассмотрения схем теплохла-
доснабжения на стадии ТЭО;
трудности в получении ингибиторов,
бромистого лития; отсутствие единой
методики технико-экономических
расчетов; трудности с тарифами.
На заключительном заседании
были рассмотрены и приняты
рекомендации, в которых определены
основные направления повышения
эффективности и эксплуатационной
надежности абсорбционных
холодильных машин и расширения
областей их применения.
В области
опытно-конструкторских и технологических работ.
— Особое внимание следует уделить
созданию в 1981 —1982 гг.
модификаций серийных моделей АБХА-
2500:
с высокотемпературной
приставкой к генератору для работы в
системе котельных и промышленных
ТЭЦ;
для одновременной выработки
холода и горячей воды 70 С;
для работы в качестве теплового
насоса от высокотемпературного
источника тепла;
для работы на
низкотемпературном греющем источнике — горячей
воде 70—80 °С.
— Научно-исследовательским и
проектным организациям необходимо
продолжить работы по исследованию,
созданию и внедрению
абсорбционных установок с солнечным
обогревом; разработке выпарных устройств
генераторов АХМ для
использования вторичных энергетических
ресурсов, по снижению
материалоемкости и габаритных размеров АХМ
путем совершенствования их
элементов, повышению удобства
обслуживания и ремонта машин.
В области проектных работ.
— Проектным организациям при
выборе типа крупного холодильного
оборудования необходимо
руководствоваться критерием экономии
топлива. При этом, разрабатывая
проекты теплохладоснабжения
предприятий, имеющих собственные или
групповые котельные, следует
ориентироваться на применение
абсорбционных машин с
высокотемпературной приставкой к генератору (при
потребности только в охлаждающей
воде) и модификации АХМ для
одновременного производства тепла и
холода (при потребности в
охлаждающей воде и горячей воде 70 °С).
— В проектах хладообеспечения
предприятий, получающих тепло из
сети горячего водоснабжения и не
имеющих другого источника тепла,
необходимо предусматривать
низкотемпературные модификации
абсорбционных водоохлаждающия
машин, использующих горячую воду
70—80 °С.
— Следует расширить
проектирование абсорбционных тепловых
насосов, а также предусматривать
максимально возможное использование
вторичных энергоресурсов для
выработки холода в АХМ с применением
типовых котлов, утилизаторов или
теплообменников.
В области исследовательских
работ.
— Продолжить и расширить
исследование эффективных схем и
рабочих процессов абсорбционных
холодильных машин в целях
повышения их технического уровня (ади-
абатно-изобарных процессов
абсорбции и десорбции, ступенчатой
регенерации и абсорбции, более
полной регенерации тепла в цикле
машин, воздушного охлаждения
абсорберов и конденсаторов, солнечного
обогрева генераторов).
— Провести экспериментальные
работы по определению
термодинамических свойств растворов бромистого
лития и аммиака в воде, составлению
уравнений состояния и
математических моделей термодинамического
поля этих веществ в широком
диапазоне температур, давлений и
концентраций растворов.
— Разработать математические
модели одноступенчатых и
двухступенчатых абсорбционных машин с
растворами бромистого лития и
аммиака в воде.
— Продолжить исследования по
оптимизации работы абсорбционных
машин в системах ТЭЦ и котельных
при использовании ВЭР.
— Исследовать и внедрить новые
эффективные средства защиты от
коррозии и вещества, способствующие
интенсификации тепло- и массо-
обменных процессов.
— Продолжить изыскания и
исследования новых эффективных
рабочих пар, способствующих
расширению областей применения АХМ.
Совещание наметило ряд
организационных мероприятий,
направленных на выполнение
соответствующими министерствами, ведомствами,
предприятиями и организациями
конкретных задач, обеспечивающих
реализацию указанных
рекомендаций.
Следующее совещание по
проблемам создания и внедрения АХМ
намечено провести в 1984 г.
Для участников совещания была
организована экскурсия на завод
«Пензхиммаш».
56

В СОЦИАЛИСТИЧЕСКИХ
СТРАНАХ
УДК 536.24:621.$6&93/.-94 ^ !
Интенсификация тепло-
и массообмена в холодильных
аппаратах и установках
с использованием
динамической дисперсной
среды
С. П. ДИЧЕВ
Высший институт пищевой и вкусовой промышленности,
г. Пловдив (НРБ)
Интенсификация тепло- и массообмена с
использованием динамической дисперсной среды (псевдокипящего
слоя) осуществлена в ряде технологических процессов.
В холодильной технологии этот метод стал применяться
сравнительно недавно. Он может быть реализован фдю-
идизацией, продуктов (при малых размерах его частиц)
или флюидизацией дополнительно вводимых инородных
твердых частиц. - , -
Флюидизацию целесообразно использовать при зап
мораживаниц россыпью продуктов с размером .отдель»
ных частиц от 6 до 30 мм (горошек, малина, клубника,
вишня, слива и др.) — рис. I. Щирокие
эксплуатационные возможности этого метода -^-замораживание в не^
прерывном потоке, полная механизация и автоматиза^
ция технологического процесса — обеспечили ему быст^
рое внедрение в практику, В НРБ работа по этой
проблеме проводится с 1963 г. Болгарские специалисты
создали флюидизационный морозильный аппарат [4],
который нашел применение на консервных заводах
страны.
Эффективность флюидизационных морозильных
аппаратов обусловлена высоким коэффициентом
теплоотдачи от замораживаемого продукта к потоку воздуха
[а=75-г- 186 Вт/(м?-К)]. Такой высокий коэффициент
теплоотдачи достигается в основном благодаря большой
скорости и турбулизации потока воздуха, а также боль-
Ь шой эффективной теплообменнои поверхности замора-
Рис. 1. Замораживание пищевых продуктов методом
флюидизации:
1 — поток воздуха; 2 — флюидизируемый слой продукта;
3 — \ флюидизационная камера; 4 — воздухоохладитель;
5 —вентилятор.
живаемого продуктаДкоторая близка или почти равна
его геометрической поверхности.
На основании проведенных автором исследований
найдено следующее критериальное уравнение для
определения эффективного коэффициента теплоотдачи:
Nu3(J) = 0,t24Re°'69Pr^0'73,
где Ree = (8,18 4-31,57)-103;
Рг = 0,71 -г 0,72 (для воздуха).
В критерий Рейнольдса в качестве характерного
размера включен средний эквивалентный диаметр флю-
идизируемых частиц, а характерной скоростью
принята скорость потока воздуха в живом сечении слоя.
Граница применения этого метода определяется
расходом электроэнергии на работу воздухонапорной
системы при флюидизации. Расход электроэнергии
возрастает пропорционально толщине флюидизируемого
слоя. При размере частиц от 8 до 30 мм скорость потока
воздуха находится в пределах от 2 до 5 м/с. При этой
скорости и средней толщине флюидизируемого слоя
80—120 мм мощность, необходимая для работы
воздухонапорной системы, отнесенная к 1 м2 поверхности
поддерживающей воздухораспределительной решетки,
равна 12,0—19,8 кВт/м2. Тепловой эквивалент работы
вентиляторов составляет 32,6—53,8% от расхода
холода на замораживание.
Значительного снижения расхода электроэнергии
на работу воздухонапорной системы при дальнейшем
увеличении эффективного коэффициента теплоотдачи
можно добиться в случае замораживания -более
крупных продуктов в динамической дисперсной среде
(ДДС), ;
При Этом методе замораживания ДДС играет роль
промежуточного теплоносителя, окружающего продукт.
В ней выгодно замораживать пищевые продукты
больших размеров (куски мяса, птицы, рыбу, готовые
блюда в упаковках и др.).
Экспериментальные исследования, проведенные
автором при замораживании в ДДС порционного мяса
(рис. 2), подтвердили высокую интенсивность
процесса [5]. На основании этих исследований разработан
опытный образец аппарата для непрерывного
замораживания пищевых продуктов в ДДС [1]. Белее высокий
коэффициент теплоотдачи [а> 180 Вт/(м3-К)]
достигается при значительно меньшей скорости потока
воздуха, которая зависит от размера частиц слоя ДДС.
Тепловой эквивалент работы вентиляторов в
зависимости от размеров кусков замораживаемого продукта и
частиц слоя ДДС может достигать 7—25% от расхода
холода на замораживание.
В качестве ДДС следует использовать
мелкозернистые материалы, инертные к пищевому продукту, со
сравнительно высоким коэффициентом теплопроводно-
Рис. 2. Рамораживание в динамической дисперсной
среде:
/ — поток воздуха; 2 — продукт; 3 — флюидизационная
камера; 4 — воздухоохладитель; 5 — вентилятор; 6 — слой
гранулированного материала.
Я

Рис. 3. Модель воздухоохладителя с динамической
дисперсной средой:
/ — поток воздуха; 2 — поддерживающая решетка; 3 — слой
гранулированного материала; 4 — воздухоохладитель; 5 —
теплообменная поверхность (трубчатый змеевик).
ЧгМ/м\КВт/(м*-К)
1300
1200
1100
1000
30
80
70
Чя?
Ь
>—<#•
W
6Н
80 96д,нг/мг
Рис. 4. Экспериментальная зависимость
коэффициента теплопередачи k и, плотности теплового потока qF
от массы слоя g (данные получены при испытании
вертикального воздухоохладителя с поверхностью
теплообмена 7,26 м2, разностью температур 16 °С и
размером частиц ~3 мм).
сти, брльшой удельной теплоемкостью, малой
плотностью и слабым абразивным действием.
^[нтенсификацию тепло- и массообменных процессов
люидизационной камере следует рассматривать во
взаимосвязи с тепло- и массообменными процессами,
протекающими в воздухоохладителе. Достижение
максимально возможной плотности теплового потока
qF, Вт/м2, как во флюидизационной камере, так и в
воздухоохладителе позволит создать технологическое
оборудование с минимальными габаритными размерами.
Примерное использование ДДС в качестве
промежуточного теплоносителя в воздухоохладителе
показано на рис. 3.
В воздухоохладителях с ДДС достигается
значительная интенсификация теплообмена между потоками
воздуха и теллообменной поверхностью [3]. На
интенсификацию теплообмена влияют размер частиц слоя, их теп-
лофизические характеристики, форма и расположение
теплообменной поверхности и другие факторы.
Для воздухоохладителей с ДДС характерным
является нарастание коэффициента теплоотдачи, выз-
/ 2 3 4 \ 5 6
Рис. 5. Дефростация пищевых продуктов с
использованием динамической дисперсной среды:
/ — камера; 2 — слой гранулированного материала; 3 —
поддерживающая решетка; 4 —¦ вентилятор; 5 — поток воздуха;
6 — продукт; 7 — электронагреватель.
ванное наличием твердых частиц ДДС вокруг
теплообменной поверхности. Это ведет к снижению
термического сопротивления граничного потока воздуха, tro
турбулизации и предотвращает образование снеговой
шубы на теплообменной поверхности. Проведенные
лабораторные и промышленные испытания
воздухоохладителей с ДДС подтвердили эффективность их работы
(рис. 4), выражающуюся в значительном нарастании
коэффициента теплоотдачи [а= 120-f- 150 Вт/(м2-КI
и уменьшении влияния слоя инея термического
и гидравлического сопротивления (см. рис. 4).
Образование инея, его удаление с теплообменной
поверхности и последующая сублимация в объеме камеры
создают условия для поддержания высокой влажности
воздуха [2].
ДДС может быть использована для размораживания
пищевых продуктов (рис. 5). Слой гранулированного
материала приводится в динамичное состояние с
помощью вентилятора.
Таким образом, создаются условия для
взаимодействия между частицами слоя ДДС и поверхностью
продукта, чем достигаются интенсификация теплообмена
и ускорение размораживания. В результате
проведенных экспериментов получены значения коэффициента
теплоотдачи от 50 до 380 Вт/(м?-К).
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1/А. с. № 30799 (НРБ).
2. А. с. №43062 (НРБ).
3. Д и ч е в С. П. Изследване хидродинамиката и топ-
лообмена във въздухоохладители с кипящ слой.—
Научни трудове на ВИХВП. Пловдив, т. XX, св. 2.
1974.
4. ФикиинА., Дичев Ст., КарагеровД. Флуи-
дизационен замразвателен апарат АЗФ-1 — Научни
трудове на НИИКП. Пловдив, т. IV, 1969.
5. D i t с h e v St. Experimental Investigations of the
Process of Freezing Food Products in a Dynamic
Disperse Medium. — I. I. R., Commissions C2,
Dl, D2. Budapest, 1978.
58

новости
ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
УДК 664.84/.85.037.1D98)
Плодоовощные холодильники
Румынии
Строительство плодоовощных холодильников было
начато в Румынии в 1968 г. Общая емкость их в 1978 г.
достигла 300 тыс. т A,5 млн. м3). В настоящее время
завершается программа строительства,
предусматривающая сооружение в каждой области страны не
менее одного холодильника для длительного хранения
фруктов и овощей. Все они оснащаются отечественным
оборудованием.
Сооружаются также специализированные
холодильники: для хранения яблок в камерах с
регулируемой газовой средой (РГС); столового винограда в
камерах с применением специальных установок для
сульфитации; для хранения и созревания бананов.
Плодоовощные холодильники емкостью обычно от
2500 до 7000 т A0000—30000 м3) имеют от 5 до 12 камер
емкостью 350—600 т A500—2500 м3). Исключением
является холодильник в Бухаресте емкостью 14000 т
G0000 м3), отдельные камеры которого могут вместить
до 2500 т плодов.
На рисунке представлен план холодильника
емкостью 7000 т B9000 м3).
Все плодоовощные холодильники размещают в
одноэтажных зданиях, высота камер 7—8 м.
В первые годы строительства фруктовых
холодильников в Румынии стены зданий возводили из кирпича,
а покрытия выполняли из железобетона. В настоящее
время стены также строят из сборных железобетонных
элементов.
Первый в стране холодильник с металлическим
каркасом и ограждениями из сборных панелей «сэндвич»
был построен в 1978 г. Панели его имеют
гофрированную облицовку из листового металла и теплоизоляцию
из^минеральной шерсти.
г-1 1 I 1 ? ? ? D ? D ? Mil
К—1 ' РП
2
mm г
п z
[ | М7т
365т 1
; 290т
—i и
М7т
Wm
Ь57т
2 1
2901Щ
Н57т
№7т
?57т
2
290т
290т
290т
± 290т
i
1 Н 1 Ij_jT ||
? ? D ? D Тм t'l I
План холодильника для фруктов и овощей емкостью
7000 т B9000 м3):
/ — автоплатформа; 2 — камеры хранения; 3 — машинное
отделение; 4 — подсобно-бытовые помещения; 5 — помещение
товарной обработки плодов; 6 — тепловой узел.
Такая конструкция дороже классической (из
сборного железобетона), поэтому ее применяют только для
зданий фруктовых холодильников с РГС, для которых
важна высокая плотность ограждений.
Полы камер, в которых поддерживается
температура 0—2 °С, не изолируют, однако для уменьшения
наружных теплопритоков теплоизоляцию стен
заглубляют на 0,5 м ниже уровня пола.
В качестве теплоизоляционного материала
используют пенополистирольные плиты, которые со стороны
камер защищают сеткой Рабитца, а с наружной
стороны покрывают влагонепроницаемым слоем битума.
Холодильники обычно имеют одну автоплатформу,
расположенную на уровне земли, некоторые —
параллельную ей железнодорожную платформу.
Как правило, камеры холодильников
предназначаются для хранения свежих плодов и овощей при
температуре 0—2 °С. Упакованные плоды хранят на
плоских или в контейнерных поддонах. Плоды,
поступающие на поддонах, транспортируют и штабелирую^
ручными тележками, электро- и автопогрузчиками, лук
и картофель — ленточными транспортерами и
специальными разгрузочными приспособлениями. На
некоторых холодильниках имеются также камеры для
хранения замороженной продукции при температуре
—22э С. Замораживание осуществляется в
скороморозильных аппаратах конвейерного типа
производительностью 1,2 т/ч, изготовляемых в Румынии.
На каждом холодильнике предусматривается
большое помещение для товарной обработки плодов, где их
сортируют и упаковывают перед отправкой на
реализацию. Коридор связывает его с холодильными
камерами. В антресольном помещении, над коридором,
устанавливают холодильное оборудование камер.
На территории некоторых холодильников
размещают производственные цехи для переработки
плодоовощного сырья.
К зданию холодильника пристраивают машинное
отделение, трансформаторную подстанцию, ремонтную
мастерскую и тепловой узел, а также
административные и бытовые помещения, лаборатории.
- Для холодильников проектируют центральные
машинные отделения. В них устанавливают
высокооборотные вертикальные аммиачные компрессоры с ручным
регулированием холодопроизводительности. * Обычно
применяют компрессоры холодопроизводительностью
от 116 до 162 кВт A00—140 тыс. ккал/ч), но иногда и
487 кВт D20 тыс. ккал/ч) при температуре кипения
— 15э С и конденсации +35 °С.
Удельная холодопроизводительность
компрессоров, отнесенная к 1 м3 охлаждаемого объема
холодильных камер, составляет около 23 Вт, а
холодопроизводительность оборудования камер — около 46 Вт.
Работа оборудования автоматизируется.
Осуществляются защита компрессоров от аварий и опасных
режимов работы, поддержание уровня жидкого аммиака
в аппаратах испарительной системы, регулирование
температуры и относительной влажности воздуха в
холодильных камерах.
Предпочтение отдают системам непосредственного
охлаждения с насосной циркуляцией аммиака. Если
технический коридор (антресольное помещение) с
распределительными устройствами используется в
качестве вентиляционной камеры забора свежего воздуха,
применяют систему охлаждения с циркуляцией хладо-
носителя (водный раствор этиленгликоля).
Камеры хранения оборудуют системой воздушного
охлаждения с подачей циркулирующего воздуха
сверху через каналы под потолком (при хранении плодов
на поддонах или в контейнерах) или снизу чера? каналы
в полу (при хранении овощей навалом). На каждую
камеру предусматривается один [воздухоохладитель
(поверхностью от 440 до 550 м2) с двумя вентиляторами,
59

Воздухоохладители для камер хранения плодов
монтируют в техническом коридоре на металлическом
каркасе, для камер хранения овощей — в железобетонных
кессонах.
Все воздухоохладители могут всасывать свежий
воздух для вентиляции (камер. ,
Для увлажнения воздуха применяют аппараты,
распыляющие воду. Если требуется понизить влажность
воздуха в камере, используют специальные батареи для
его подогрева.
СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
УДК 621.56/.59-97-98@83.74)
Стандартизация
сравнительных
температурных режимов
холодильных
одноступенчатых машин,
агрегатов, компрессоров
В. Б. ШПЕНЦЕР
ВНИИхолодмаш
ВНИИхолодмашем в период 1976—1979 гг. в рамках
СЭВ проведена работа по стандартизации
сравнительных температурных режимов одноступенчатых
холодильных компрессоров, на базе которой установлены
номенклатура и система сравнительных
температурных аежимов машин и аппаратов в
нормативно-технической документации на промышленное холодильное
оборудование (табл. 1).
Сравнительные температурные режимы являются
частью сравнительных условий работы холодильного
оборудования, применяемых для сопоставления его
основных параметров [9]. Они имеют важное значение
для оценки технического уровня и получения
сопоставимых результатов испытаний.
Система сравнительных температурных режимов
работы агрегатов является производной и построена
на базе определяющих сравнительных режимов работы
компрессоров и холодильных машин. (Не допускается
стандартизация режимов работы агрегатов независимо
от режимов работы компрессоров и машин).
Учитывая важнейшее значение характеристик
компрессоров для расчета параметров холодильного
оборудования, сравнительные температурные режимы
компрессоров установлены в соответствии со стандартом
СЭВ [10], который будет введен в действие с 1.01.83 г.
Температурные режимы приведены в стандартах на
промышленные холодильные компрессоры [1,3] и
компрессорные агрегаты [4]. >
В табл. 2 даны сравнительные температурные режи*
мы компрессоров.
При этом согласно СТ СЭВ для всех новых компрес*
соров и Агрегатов расчетная температура перед рету*
лирующим вентилем равна температуре конденсации.
Наблюдение за температурой и вл^ажность^ воз^ха
в камерах и их регистрацию проводят с помощью тафло:
¦*-••' Статью подготовил И. М. ГИНДО1ИН
ВНИКТИхояодпром
По материалам доклада Г. Михальца и Р. Сио-
бану «Развитие холодильной цепи для плодоовощной
продукции в Румынии» на XV конгрессе МИХ в
Венеции, 1979 г,«
Для серийно выпускаемых компрессоров и
агрегатов расчетное пьреохлаждение принято в настоящее
время на 5 °С. Поэтому предусматривается, что в
1983 г. в ТУ на серийно выпускаемые компрессоры и
компрессорные агрегаты будет введен дополнительно
показатель холодопроизводительности при
переохлаждении, .равном нулю. Одновременно предусматривается
введение в ТУ характеристик компрессоров на всех
режимах, указанных в табл. 2, в пределах принятого
для них диапазона работы. Действующий стандарт [5]
предусматривает проведение испытаний на всех
режимах, указанных в табл. 2, в пределах принятого
диапазона работы компрессоров.
Сравнительные температурные режимы для компрес-
сорно-конденсаторных агрегатов, стандартизованных
по ГОСТ 10890—75 [2] и ОСТ 26—03—2012—79 [6],
и для холодильных машин общего прим^ения для
охлаждения жидких хладоносителей,
стандартизованных по ОСТ 26—03-^702—78 [7], приведены в табл. 3.
В связи с введением в стандарты классификации
оборудования по температурным исполнениям,
стандартизованы [8] диапазоны работы по температуре
кипения (табл. 4),
Действующие организационно-методические
нормативные документы КСУКП холодильного оборудо-
Таблица 1
Оборудование
Машины
Компрессоры,
агрегаты
компрессорные
Агрегаты
компрессор но-кон-
денсаторные
Агрегаты
компрессор но-испа-
рительные
Сторона
низкого
давления
Температура
теля
оноси
ыходе
5ш
со
Ч я
X X
+
—
—
+
3 о 55 °
S888.K
Sa^ss
uoe^s
ее t- н а> а
X ее и Ч РЭ
+
+ ¦
Сторона
высокого
давления
Температура
щей
входе
атор
ждаю
ы на
нденс
S^o
Ч 4> « .
X О.
О О И
+
—
+
я хлад-
ответ-
дав-
нета-
в ° к 5
X ° * х
2 и >»5 „.
О Щ и Я К
се и н <u s
X ее о Ч X
+
—
+
Примечай и е. «+»—применяемые параметры;*—»—не-
применяемые параметры.

Таблица 2
Тип компрессора

Высокотемпературный
... ,.. ... .:._ , ....
!
Среднет|емператур-
ный !
\
1
1
|
j
|
- ?> ), ^ЬЬ J- i
Ни зкот^мперадур-
ный | х"" '"'
1
j
1
Поджимающий 1Л
(бустерНыи^ *
, j •***?! 5..,., -; ¦ . . _
Группа

температурного
режима
I
II
III
IV
V
VI
VII
VIII
щ
1?.-.- х Л--
XI
., хм
XIII
Хладагент
R12,
R12,
R12,
R12,
R12,
R12,
R12
R22
R717
R12
R22
R22, R502
R22, R502
R22, R502
R717
R717
R22, R502
R22, R502
R22, R502
R12
R22
R502
R13B1
R502
R717
R22
R502
R13B1
кипения t0
5
i :• • 5
5
5
5
-15
—15
-15
-15
—25
—25
—25
—25
—35; —40
—35; —40
—35; —40
—35; —40
—35; —40
—40
—70
—70
—70
Температура, °
пара на
всасывании tBC
20
20
15
32
32
32
20
20
0; —10
—10
20
— 10
32
0
0
о
0
0
—20
—30
—30
—30
с
конденсации
'к
45
45
35
55
55
55
40; 30
40; 30
35; 30
35
40
40
55
40'; 30
40; 30 -
40; 30
40; 30
55
—15; —10
—35
—35
—35
Пр,имечадде. Для групп XII
промежуточному давлению.
и XIII вместо ^к указана температура, соответствующая
вания предусматривав обязательное грименение
сравнительных температурных режимов при разработке
технического аадания^тахнических'''условии, карт
уровня, программ^и_м_етюдик проведения испытаний, При
этом в картахуровня классификационные
характеристики и показатеЛ1$>гехвн>Й?ского совершенства
холодильного оборудование необходимо относить к одним и
тем же температурным^Ц^жимам.
Если применимые; даалогй имеют характеристики
на других режи!^г т-оС&ти характеристики при
включении в карту уровня пересчитывают на
стандартизованные сравнительные условия. Зарубежные фирмы
используют для характеристик компрессоров и
агрегатов множество..температурных режимов, что
затрудняет их стандартизацию, и создание единой методики
пересчета. Методика пересчета для некоторых'
температурных режимов приведена в работах [1, 3].
В ближайшее время предполагается
стандартизировать сравнительные условия двухступенчатых
агрегатов и машин, а также Теплообменных аппаратов.
CI
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1.
2.
4.
5.
ГОСТ 6492—76 «Компрессоры поршневые холо-
допроизводительностью не менее 5,2 кВт
D500 ккал/ч). Типы и основные параметры».
ГОСТ 10890—75 «Агрегаты компрессорно-кон-
денсаторные холодильных машин холодопроизво-
дительностью от 3,5 до 115 кВт (от 3000 до
100 000 ккал/ф.
ОСТ 26—03—943—77. «Компрессоры поршневые
холодопроизводительностью не менее 3,5 кВт
C000 ккал/ч). Типы и основные параметры».
О С.Т 26—03—2013—79 «Оборудование
холодильное. Агрегаты холодильные компрессорные
одноступенчатые с винтовыми компрессорами. Типы
и основные параметры».
ОСТ 26—03—2006—77 «Оборудование
холодильное. Компрессоры поршневые
холодопроизводительностью 3,5 кВт и более. Методы испытаний
опытных образцов. Объем предварительных испытаний».
ш

Таблица з
Вид оборудования
Холодильные машины
по ОСТ 26—03—702—
78 для охлаждения
жидких хладоносите-
лей
работающие в
высокотемпературном
диапазоне ]
работающие в
высокотемпературном и
среднетемператур-
ном диапазоне
Компрессорно-конден-
саторные агрегаты по
ГОСТ 10890—75
с водяным
охлаждением
с воздушным
охлаждением
Компрессор но-конден-
саторные агрегаты
(новый ряд) по ОСТ 26—
03—2012—79
с водяным
охлаждением
с воздушным
охлаждением
Температура хладо-
носителя на выходе
из испарителя, °С
вода
2
—
—
раствор
СаС12
—10
—
—
Концентрация
СаС12, кг/кг
0,2
—
—
Температура среды,
охлаждающей
конденсатор, °С
вода

проточная
20
20
20
20


ротная
25
25
25
25
воздух
—
20
20
Температура
насыщенных паров,
соответствующая
давлению всасывания
в компрессоре, °С
—
—15 (—35)*
—15 (—35)*
5(—15)**,—15***
5 (—15)**, —15***
Температура пара
на всасывании в
компрессор, °С
—
15 (—10)*
15 (—10)*
20**, —10***
20**, —10***
Примечание. Частота тока — 50 Гц.
Дйя R 12, R 22, R 717, в скобках для R 502.
** Для R 22 (высокотемпературное исполнение), в скобках—для R 12, R 22 (среднетемпературное).
*** Для R 717.
Таблица 4
Вид оборудования
Компрессоры
Агрегаты и машины
Хладагент
Фреоны
Аммиак
Фреоны
Аммиак
Температурный диапазон кипения хладагента, °С

высокотемпературный
+ 154—15
+54—15
+ 154—15
+54—15
среднетемпера-
турный
—104—30
+54—30
—104—40
—104—30
низкотемпературный
—204—45
—304—100*
—254—65*
—304—100
—254—65
Примечание. * Поджимающий компрессор.
ОСТ 26—03—2012—79 «Агрегаты компрессорно-
кофценсаторные с поршневыми компрессорами.
Типы и основные параметры».
0(*Т 26—03—702—78 «Машины холодильные
фреоновые одноступенчатые для охлаждения
жидких теплоносителей. Типы и основные параметры».
10
ОСТ 26—03—1018—76 «Машины и агрегаты
холодильные. Система условных обозначений».
Стандарт СЭВ 1166—78 «Техника
холодильная. Термины и определения».
Стандарт СЭВ 1573—79 «Оборудование
холодильное. Сравнительные температурные режимы».
62
19

РЕФЕРАТЫ
УДК J1.575.004.183*313»
Перспективы применения абсорбционных холодильных
машин. БЫКОВ А. В., КАЛНИНЬ И. М., ШМУЙ-
ЛОВ Н. Г., РОЗЕНФЕЛЬД Л. М., ШАВРА Б. М.
«Холодильная техника», 1981, № 1.
Рассмотрены состояние и перспективы производства
и внедрения абсорбционных бромистолитиевых и водо-
аммиачных машин при использовании в качестве
источника тепла вторичных энергоресурсов, тепла
отопительных отборов ТЭЦ и котельных. Приводится
описание работы АБХМ в системах котельных с
использованием высокотемпературной греющей среды (пар
давлением 0,6—0,8 МПа или горячей воды с
температурой 160—180 °С), а также машин для одновременной
выработки холода и тепла и работы в режиме тепло-
трансформаторов. Иллюстраций 2.
УДК [621.575:621.5771.004
Использование тепловых насосов для
централизованного теплохладоснабжения промышленных
предприятий. КОВЫЛЯНСКИЙ Я. А., ГРОМОВ Б. Н., ЯН-
КОВ B.C., СМИРНОВ И. А. «Холодильная техника»,
1981, № 1.
Описана принципиальная схема бромистолитиевой
абсорбционной теплонасосной станции (АТНС),
состоящей из трех агрегатов типа АБХА-5000 и пиковой
котельной, которая одновременно является тепловым
источником для агрегата АБХА-5000. Показано, что
серийно выпускаемые абсорбционные бромистолитиевые
холодильные агрегаты АБХА-5000, АБХА-2500,
работая в теплонасосном режиме, могут нагреть воду за
счет тепла абсорбции и конденсации до температуры
65—80 °С. Показано, что вариант
теплоснабжения от АТНС дает экономию топлива по
сравнению с вариантом теплоснабжения от котельной
18 тыс. т. усл. топлива в год B1 %)у а приведенных
затрат 300—350 тыс.руб/год (8—9 %).
Таблиц 2. Иллюстраций 3. Список литературы — 2
названия.
УДК 621.575.001.4
Результаты теплотехнических испытаний
абсорбционных водоаммиачных холодильных станций агрегатов
синтеза аммиака крупной производительности.
ТУРЕЦКИЙ В.М., ХАРАЗ Д. И., ЯНОВСКИЙ Г. А.,
ИЛЬИН А. Я. «Холодильная техника», 1981, № 1.
Приведена схема водоаммиачной абсорбционной
холодильной станции для агрегата синтеза аммиака
мощностью 1360 т/сут, состоящей из двух машин АХМ-
2,7/10 и одной машины АХМ-2,5/1. Станция работает
на ВЭР агрегата — тепле конвертированного газа с
давлением 2,8 МПа и парогазовой смеси после отпар-
Гной колонны газового конденсата с давлением 0,26 МПа.
В результате теплотехнических испытаний получены
действительные характеристики машин — холодопро-
изводительность и тепловой коэффициент — на разных
режимах работы. Описаны выполненные доработки,
позволившие повысить эффективность аппаратов и
машин в целом.
Иллюстраций 3.
УДК 637.352.037.004.162
Потери массы при замораживании и хранении творога
в пакетах. ОВЧАРОВА Г. П., МАМУЛОВА Н. А.,
ЯКОВЛЕВ А. Д., БАРАНОВСКАЯ С. И.
«Холодильная техника», 1981, № 1.
Установлены потери творога при расфасовке (по 6,2 кг)
в пакеты из полимерной пленки, быстром
замораживании на новой линии М1-ОЛК и последующем хранении
в течение 12 мес. Определены пути снижения потерь.
Таблиц 2. Список литературы — 4 названия.
УДК 621.575.004 «313»:[663.5:338.4]
Применение абсорбционных брсмистолитиевых
холодильных машин на предприятиях спиртовой
промышленности. СОЛОМОНОВ В. М., ГОЙХМАН А. Ю.,
УСТИННИКОВ Б. А. «Холодильная техника», 1981,
№ 1.
Показана перспективность применения абсорбционных
бромистолитиевых холодильных машин для
обеспечения предприятий спиртовой промышленности водой с
температурой 10—12 °С. Источником энергии для
АБХМ могут служить отходы производства в виде
барды, имеющей температуру 100—105 °С. Отмечена
необходимость разработки АБХМ холодопроизводитель-
ностью 290—350 кВт для спиртовых заводов
небольшой мощности, преобладающих в отрасли, а также
АБХМ с пониженным пределом рабочих температур
F5—70 °С), которая могла бы использовать в качестве
ВЭР спиртового производства дефлегматорную воду.
Список литературы — 2 названия. j
УДК 621.575.046-91.001.5:621.575.048-91.001.5
Исследование теплообмена в испарителях и абсорберах
бромистолитиевых холодильных машин. ЯЛИМО-
ВА Е. И., ШАПОШНИКОВ Ю. А., КАЛНИШ-
КАН А. А. «Холодильная техника», 1981, № 1.
На основании экспериментальных исследований
установлены зависимости коэффициентов теплопередачи
и теплоотдачи от плотности орошения для крупных
испарителей и абсорберов АБХМ с многорядовыми
пучками труб. Определены оптимальные плотности
орошения и оптимальные области скоростей воды в
теплообменных трубах этих аппаратов. Результаты
исследования использованы при разработке конструкций
АБХМ производительностью 300—1200 кВт.
Таблиц 1. Иллюстраций 7. Список литературы —
2 названия.
УДК 621.57.041-213.3
Конструкции и исследование герметичных поршневых
холодильных компрессоров. ЗЕЛИКОВСКИЙ И. М.,
МАЛАХОВСКИЙ С. Г., СЛАВУЦКИЙ М. П.,
ТИХОМИРОВ В. А. «Холодильная техника», 1981, № 1.
Создан новый ряд герметичных поршневых
компрессоров для работы в средне- и низкотемпературных
режимах соответственно на R 12 и R 502. Новые
компрессоры со скоростью вращения 50 с имеют меньшую
массу и более низкий уровень шума по сравнению с
серийно выпускаемыми. Описана их конструкция,
приведены технические характеристики.
Таблиц 2. Иллюстраций 3. Список литературы — 4
названия.
УДК [536.24:621.57.048]:[621.527:621.176J.001.36
Интенсификация теплопередачи в испарителе с
помощью струйных аппаратов. ЗАХАРОВ Ю. В., РАД-
ЧЕНКО Н. И. «Холодильная техника», 1981, № 1.
Выполнен анализ схем холодильных машин с
рециркуляцией в испарителе жидкого и парообразного
хладагента с помощью струйных аппаратов. Определены
оптимальные массовые скорости хладагента в трубах
испарителя, а также соответствующие им длины труб
и поверхности теплообмена при заданных параметрах
охлаждаемой среды. Показано, что рециркуляция в
испарителе жидкости позволяет существенно
интенсифицировать теплообмен и, следовательно, сократить
габаритные размеры испарителя, при этом несколько
повышается экономичность холодильной машине.
Рециркуляция пара приводит к более значительному
сокращению габаритов испарителя, однако
экономичность холодильной машины снижается.
Иллюстраций 5. Список литературы — 12 названий.
63

УДК 621.57.041-213.3-752.8
Комплект виброизолирующих средств для монтажа
холодильных агрегатов. АНДРАЧНИКОВ Е. И,,
КАПЛАН Л. Г., ПРЖЕТИШЕВСКИЙ Ю. Б.
«Холодильная техника», 1981, № 1.
Рассмотрено устройство комплекта
виброизолирующих средств для монтажа холодильных агрегатов,
состоящего из опор на базе специальных амортизаторов,
гибких шлангов для водяных коммуникаций,
присоединяемых к конденсатору агрегата, и компенсаторов
фреоновых трубопроводов. Приведены результаты
испытаний. Указана экономическая эффективность.
Таблиц 1. Иллюстраций 3.
УДК 536.24:621.565.93/.94
Интенсификация тепло- и массообмена в холодильных
аппаратах и установках с использованием динамической
дисперсной среды. ДИЧЕВ С. П. «Холодильная
техника», 1981, № 1.
Рассмотрены основные направления использования
динамической дисперсной среды (цсевдо кипящий слой)
для интенсификации тецло-и массообмена. в
холодильных аппаратах и установках, предназначенных для
охлаждения воздуха и холодильной обработки пищевых
продуктов.
Иллюстраций 5. Список литературы — 5 названий.
УДК 621.564.25:536.001.24 - j .; f¦-;¦:"
Уравнение состояния и термодинамические свойства
пропана. ЕРШОВА [Н. С, ПЕТРУ НИН А Е. Б.,
КЛЕЦКИЙ |А. В. «Холодильная техника», 1981,
№ U
Представлены результаты аппроксимации
экспериментальных и расчетных данных по термодинамическим
свойствам пропана в диапазоне температур 100—550 К
и давлений до 70 МПа. Термические, калорические и
акустические опытные данные сравнивали с
расчетными значениями.
Таблиц 3. Список литературы — 10 названий.
УДК 637.2.056:621.798-036.7
Влияние полимерных упаковок на качество сливочного
масла при холодильном хранении. СОКОЛОВА Н. А.,
ДИДЕНКО Р. А., ШАРОБАЙКО В; И.
«Холодильная техника», 1981, № 1.
Рассмотрены результаты опытного длительного
хранения сливочного масла, упакованного в пергамент,
полимерные пленки повиден й полиамидную. Показано,
чтФШОДймерные пленки тювидеР» и полиамидная препят<-
ствуют^ испарению влаги!с поверхности монолйтбв
сливочного масла, предотвращают образование штаффа,
спосоФстаукУг лешему сохранению вкусовых качёстё
продукта, существенно не изменяя при этом его
биохимических показателей.
Таблиц 1. Список литературы —- 10 названий.
На первой странице обложки: торговое холодильное оборудование в магазине «Океан» в г, Калининграде.
РЕДАКЦИОННАЯ КОЛЛЕГИЯ: М. П. Кузьмин (главный редактор), Л. Д. Акимова (зам. главного редактора), Ц. Д. Абрамов,
Е. М. Агарев, Л. Ф. Бондаренко, д-р техн. наук, проф. В. М. Бродянский, А. В. Быков, И. М. Гйндлин, д-р техн. наук, проф.
А. А. Гоголин, А. П. Еркин, И. М. Калнинь, д-р техн. наук, проф. Э. Й. Каухчешвили, В. Д. Леонов, А. П. Леонтьеву Г. А.
Новиков, В. В,. Оирсовскийц д-р техн. наук, проф. И. И. ррехрв, И. С. Остасевич, М. М. Позин, Н. К. Плотников, Ю. Я. Сенягин,
А. Н. Сергиенко, В. М. Шавра.
Технический редактор Н. Н.' Зиновьева
Рукописи не возвращаются
Сдано в набор 19.12.80. Подписано в печать 22.12.80. Т-19230. Уч.-изд. л. 8,34
Формат 84X108Vi6. Высокая печать. Объем 4,0 печ. л. Усл.-печ. л. 6,72. 7,35 усл. кр.-отт.
Тираж 13 005 экз. Заказ 2815.
Адрес редакции: 125422, Москва, А-422, ул. Костикова, 12.
Телефон 216-86-73
Чеховский полиграфический комбинат Союзполиграфпрома
Государственного комитета СССР по делам издательств,
полиграфии и книжной торговли.
142300, г. Чехов Московской области