НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЙ
И ПРОИЗВОДСТВЕННЫЙ
ЖУРНАЛ
МИНИСТЕРСТВА МЯСНОЙ
И МОЛОЧНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ СССР
ВСЕСОЮЗНЫЙ
НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ
ИНСТИТУТ
ХОЛОДИЛЬНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ
холодильная
"""техника
ИЗДАЕТСЯ С 1923 ГОДА
СОДЕРЖАНИЕ
Социалистическое соревнование в действии!
Астахов В. Г. Ударный финал определяющего года
пятилетки 2
Варганова Р. В. Повышение эффективности работы рас-
пределительных холодильников Белмясорыбторга 5
[Павлов Р. В.| Использование воздушной среды д/;я
конденсации хладагентов в крупных холодильных машинах 7
Клейдерманн Р., Хеллерт Б., Пуш А., Ионов А. Г.,
Кан А. В., Петров В. М. Комплексные испытания
плиточного роторного морозильного аппарата с каскадной
холодильной установкой 14
Лавочник А. И., Ибрагимова Л. Р. Экспериментальное
исследование кондиционера «Азербайджаном» 20
Бежанишвили Э. М., Смыслов В. И., Попов В. М.
Методика определения оптимальной периодичности
профилактических осмотров поршневых холодильных
компрессоров 25
Тихомиров В. А. Способы борьбы с шумом встроенных
в торговое оборудование холодильных агрегатов 29
Карпис Е. Е., Павлов Н. Н. Расчет процессов осушения
воздуха охлаждаемым раствором хлористого лития 34
Вургафт А. В., Галимова Л. В. Теплоотдача при кипении
водоаммиачного раствора в стекающей пленке на
вертикальной трубе 38
ОБМЕН ОПЫТОМ
Сенягин Ю. Я., Середа Н. П. Эффективность применения
воздушных форконденсаторов в холодильных установках 41
Никитин С. Г. Схема автоматического включения
вентиляторов градирен 42
ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ
Протопопова Т. В. Не допускать аварийных ситуаций при
эксплуатации аммиачных холодильных установок 43
КОНСУЛЬТАЦИЯ
Вайнштейн В. Д. О преобразовании формул при изменении
единиц физических величин " 45
Новые изобретения 44,47,
51
КРИТИКА И БИБЛИОГРАФИЯ
Якобсон В. Б. Учебник для техникумов по холодильным
машинам и установкам 49
ХРОНИКА
Всесоюзное совещание по малым холодильным машинам
в Одессе 52
В СОЦИАЛИСТИЧЕСКИХ СТРАНАХ
Акимова Л. Д. Холодильное оборудование на
Международной ярмарке потребительских товаров в Познани 53
НОВОСТИ ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
Вайн Л. Н. Показатели современных бытовых
морозильников 56
Содержание журнала «Холодильная техника» за 1O4 год 58
Рефераты 63
CONTENTS
Socialist Competition in Action!
Astakhov V. G. Shock Final of Five-Year Plan "Decisive
Year 2
Varganova R. V. Increase of Operating Effectiveness of
Belmyasorybtorg Distribution Cold Storage Warehouses 5
[Pavlov R. V.1 Utilization of Air Medium For Condensing
Refrigerants in Large Refrigerating Machines 7
Kleidermann R., Hellert В., Pusch A., Ionov A. G.,
Kan A. V., Petrov V. M. Complex Testing of Plate Rotor
Freezer with Cascade Refrigerating Plant 14
Lavochnik A. I., Ibragimova L. R. Experimental
Investigation of Air Conditioner «Azerbaijan-4m» 20
BezhanishvilTE. M., Smyslov V. I., Popov V. M.
Method of Determining Optimum Periodicity of Preventive
Inspection of Reciprocating Refrigerating Compressors 25
Tikhomirov V. A. Methods of Eliminating Noise in
Refrigerating Units Built in Commercial Equipment 29
Karpis E. E., Pavlov N. N. Calculation of Processes of
Drying Air by Refrigerated Lithium Chloride Solution 34
Vurgaft A. V., Galimova L. V. Heat Transfer at Boiling of
Aqua Ammonia Solution in Downflowing Film on
Vertical Pipe 38
PRACTICE EXCHANGE
Senyagin U. Y., Sereda N. P. Effectiveness of Utilizing
Air-Cooled Precondensers in Refrigerating Plants 41
Nikitin S. G. Circuit for Automatic Switching-on of
Cooling ;Tower Fans 42
SAFETY RULES
Protopopova T. V. To Prevent Emergency Situations When
Operating Ammonia Refrigerating Plants 43
CONSULTATION
Weinstein V. D. Transformation of Formulae at Changing
Units of Physical Values j] "^45
NEW INVENTIONS! 44,47,
Ж 51
BOOK REVIEWJ1 Щ$\
Yakobson V. B. Text-Book for Technicums on Refrigerating
^Machines and Plants ц 49
MISCELLANY!
All-Union Conference on Small Refrigerating Machines in
Odessa 52
IN SOCIALIST COUNTRIES
Akimova L. D. Refrigerating Equipment at International
Fair of Consumer Goods at Poznan 53
FOREIGN TECHNICAL NEWS
Wine L. N. Data On Modern Domestic Freezers 56
Contents of Journal «Kholodilnaya Tekhnika> for 1974 58
Summaries 63
Издательство «Пищевая промышленностью «Холодильная техника», 1974 г., № 12.

УДК 621.573
Использование воздушной среды для конденсации
хладагентов в крупных холодильных машинах*
|р. В. ПАВЛОВ |
Повышение эффективности технологических
процессов применительно к холодильным
установкам состоит в максимальной выработке
искусственного холода на заданном
температурном уровне при минимальных затратах
электроэнергии.
Однако переход на непосредственное
использование воздушной среды для конденсации
хладагентов вместо широко применяемого
водяного охлаждения значительно повышает в
летнее время расход энергии на производство
холода.
Ориентация на максимальное использование
воздушной среды для отвода тепла в ряде
технологических процессов, в том числе при
конденсации хладагентов [1], связана с
необходимостью экономии водных ресурсов из-за
ограниченности запасов пресной воды, в которой
уже сейчас ощущается недостаток в ряде
районов страны, например, в центральных районах,
Средней Азии, Донбассе [2].
Переход на аппараты воздушного охлаждения
создает условия, при которых размещение
промышленных предприятий и входящих в их
состав холодильных установок не зависит от
наличия естественных источников водоснабжения.
Воздушное охлаждение конденсаторов издавна
применяется для малых и транспортных
холодильных машин. Дефицит пресной воды требует
все более широкого внедрения конденсаторов
воздушного охлаждения (КВО) для более
мощных холодильных установок промышленного
типа.
Холодильные установки — это одни из
наиболее крупных потребителей воды систем
оборотного водоснабжения многих химических и
нефтехимических предприятий [2]. Так, расход
оборотной воды на нужды холодильных
установок, отнесенный к тонне продукта,
характеризуется следующими величинами: на
производство аммиака — до 60 м3, дивинил-каучука —
40 м3, химических и искусственных волокон
(лавсан, ацетатный и вискозный шелк, корд) —
от 100 до 750 м3. Для обслуживания парка дей-
* Материал публикуется посмертно. Подготовлен к печати
Т. В. Гоголиной (ВНИИхолодмаш).
ствующих средних и крупных холодильных
машин на конец 1970 г. требовалось подавать для
подпитки систем оборотного водоснабжения более
70 тыс. м3 свежей воды в час. В дальнейшем в
связи с ростом промышленного потенциала
расход свежей воды значительно увеличится.
Системы водяного охлаждения конденсаторов
характеризуются высокими коэффициентами
теплопередачи между конденсирующимся
хладагентом и водой. Это позволяет получить
небольшие теплопередающие поверхности, а
следовательно, сократить металлоемкости, и
обеспечить более низкие давления конденсации х и
соответственно высокие энергетические
показатели цикла в летнее время года.
В то же время водяное охлаждение,
осуществляемое обычно системой оборотного
водоснабжения, имеет и серьезные недостатки:
— необходимость постоянной подачи свежей
воды из естественных источников, устройство
систем водоразбора, фильтрации и очистки;
— отрицательное влияние на интенсивность
теплопередачи биологических, механических
и других загрязнений (микрофлора, ил,
карбонатные отложения), приводящее в ряде
случаев к повышению температуры
конденсации на 5—7° С выше возможных расчетных
значений;
— повышение коррозии металлов в
результате обогащения воды кислородом в
интенсивных градирнях; м; *
— опасность замерзания и разрушения
элементов системы оборотного водоснабжения,
в том числе градирен, в районах с холодными
зимами, что приводит к необходимости иметь
постоянный контролируемый проток воды в
аппаратах;
— трудоемкость работ по периодической
очистке загрязняемых оборотной водой
поверхностей, обслуживанию и ремонту систем
водоснабжения;
— применение резервных поверхностей
теплообмена для обеспечения непрерывности
процесса в период очистки аппарата;
— необходимость в дополнительных
капиталовложениях и площадях под строительство
градирен, насосных устройств и т. д.
Расходы по эксплуатации и очистке воды
повышают стоимость оборотных систем, которая
7

на отдельных химических предприятиях
достигает 1,7—2,0 коп/м3.
При воздушной конденсации условия тепло-
перехода со стороны воздуха значительно
менее благоприятны, чем со стороны воды, что
приводит к развитию поверхностей
конденсаторов и их металлоемкости, а также повышению
давления конденсации в летнее время. Тем не
менее все большее внедрение КВО
предопределено, как указывалось выше, дефицитом
пресной воды, в то время как воздушная среда
практически не ограничена.
Металлоемкость собственно КВО значительно
больше металлоемкости охлаждаемых водой
конденсаторов. Однако с учетом сетей
водоводов, насосных станций, очистных сооружений
градирен, систем подачи свежей воды
металлоемкость обеих систем получается соизмеримой.
При использовании КВО исключается
опасность загрязнений аппаратов накипью, а
пневматическая ; или гидравлическая очистка
требуется лишь через значительные периоды
времени.
В летнее время воздух теплее воды оборотных
систем, что приводит к повышенному давлению
конденсации. Большая амплитуда годовых
температур воздуха, особенно в районах с
континентальным климатом, требует специальных
мероприятий по стабилизации в определенных
пределах давления конденсации хладагента.
Повышенное давление конденсации при
применении КВО вызывает значительные
перерасходы электроэнергии на основные приводы
компрессоров. В то же время расход
электроэнергии на приводы собственно вентиляторов КВО
соизмерим или даже меньше, чем на систему
водооборота (насосы циркуляционной и свежей
воды, вентиляторы градирен).
В нашей стране накоплен положительный опыт
использования аппаратов воздушного
охлаждения для различных технологических сред,
например для охлаждения паров бензина со 140
до 60° С, вязких нефтепродуктов с 90 до 50° С
[3, 4].
Однако специфические условия конденсации
хладагента (недопустимо превышать
определенное давление нагнетания компрессоров) требуют
иного подхода к конструированию и расчету
КВО, чем для общепромышленных аппаратов
воздушного охлаждения, в которых охлаждение
или конденсация происходят на более высоких
температурных ^уровнях.
Одним из важнейших вопросов при
конденсации хладагентов воздушной средой, помимо
конструкции собственно КВО, является
необходимость обеспечения круглогодичного
режима работы КВО в составе холодильной машины.
При переходе на использование воздушной
среды для конденсации хладагента возникают
трудности, связанные с различной
потенциальной возможностью теплосъемас одной и той же
поверхности конденсатора в теплое и холодное
время года. Это вызвано тем, что амплитуда
колебаний годовых температур наружного
воздуха для нашей страны характеризуется
значениями 50—70° С, в то время как годовые
колебания температур воды оборотных систем
(с градирнями) составляют всего 15—20° С.
В холодное время года при установке КВО
значительно снижается давление конденсации,
в связи с чем возможно существенное повышение
холодопроизводительности. В результате
появляется диспропорция между потребностью в
холоде и холодопроизводительностью. При
уменьшенном перепаде давлений нарушается действие
дроссельных органов. Таким образом, для
работы холодильной установки следует
стабилизировать нижний предел давления конденсации
хладагента /?к независимо от температуры
наружного воздуха. Требуемая стабилизация
давления конденсации в холодное время года может
осуществляться как на стороне воздуха, так и
на стороне хладагента.
Вопросам стабилизации рн уделяется
значительное внимание также и в зарубежной
практике. Известны в этой области работы Кука,
Крэмера, Вильямса, Боурса, Бэкка и др.
На стороне воздуха стабилизация рк
достигается уменьшением объема проходящего
воздуха, что может быть выполнено отключением
части вентиляторов (с устройством тормозов,
предотвращающих раскрутку неработающих
вентиляторов в обратную сторону), изменением
угла поворота лопастей осевого вентилятора
пневматическим, гидравлическим или
электромеханическим способами, подмешиванием более
теплого воздуха при канальной системе
движения воздуха, устройством шиберов и др.
На стороне хладагента величина /?к
стабилизируется одним из трех способов: сокращением
активной поверхности конденсации,
отключением части конденсаторов, частичным
искусственным затоплением хладагентом внутренней
поверхности конденсатора. Последнее
осуществляется, например, путем создания избыточного
давления в ресивере — автоматическим
перепуском в него (в обход КВО) части паров
хладагента со стороны нагнетания.
В теплое время года повышается давление
конденсации хладагента, уменьшается холодо-
производительность машины, возрастает расход
энергии на выработку холода, появляется
опасность перегрузок компрессоров и их приводных
двигателей. Чтобы уменьшить давление
конденсации, либо искусственно снижают
температуру воздуха на входе в КВО путем увлажнения,
либо увеличивают расход воздуха через КВО.
8

При этом необходимо учитывать климатические
условия привязки КВО к конкретной
холодильной установке, стоимость электроэнергии и воды
для увлажнения воздуха.
Проводя технико-экономический анализ
способа снижения давления конденсации путем
увеличения расхода воздуха, проходящего
через КВО, следует сопоставить: увеличение
расхода электроэнергии на привод вентиляторов
КВО (с улучшением условий теплопередачи
конденсации хладагента из-за возрастания
скорости протока воздуха) и снижение расхода
электроэнергии на приводе основного
двигателя компрессора (с выработкой
дополнительного количества искусственного холода
благодаря снижению давления конденсации
хладагента).
Накоплен опыт получения эффекта снижения
температуры воздуха за счет его увлажнения на
общепромышленных аппаратах воздушного
охлаждения. Так, при эксплуатации аппарата
воздушного охлаждения в районе г. Красновод-
ска для охлаждения технологического продукта
при увлажнении воздуха конденсатом было
достигнуто снижение температуры на выходе
продукта из аппарата на 8—10° С [3].
Анализ (рис. 1) расчетных параметров
наружного воздуха по СНИП-П-Г-7-62 для
характерных мест размещения промышленных
холодильных установок показывает, что
вследствие высоких летних температур для
большинства районов нельзя обеспечить давление
конденсации в пределах конструктивных
возможностей ряда компрессоров, выпускаемых
отечественными заводами. Применяя испарительное
охлаждение воздуха, подаваемого на КВО,
можно значительно снизить его температуру. Для
этой цели, помимо различных методов
распыления воды с помощью форсунок, допустимо
применять также орошаемые водой слои с
пористым заполнителем (авторское свидетельство
№ 336475, «Изобретения, промышленные
образцы, товарные знаки», 1972, № 14).
В НИИсантехники под руководством доктора
техн. наук О. Я- Кокорина проведены
исследования процессов тепло- и массообмена в
орошаемых слоях с пористым заполнителем в режимах
испарительного охлаждения воздуха. В качестве
заполнителя принималась сосновая и осиновая
стружка и полотно из стекловолокнистых
плетеных жгутов. Установлено, что при
вертикальном расположении кассет и орошении через
верхнее сечение (коэффициент орошения 0,05—
0,1 кг воды/кг воздуха) обеспечивается
достаточно полное смачивание гигроскопического
материала в слое. При этом коэффициент ЕА при
массовой скорости дор=1| кг/(с-м2) достигает
величины 0,8—0,9.
Рис. 1. Расположение на t,
d-диаграмме влажного
воздуха точек, соответствующих
параметру Б по СНИП-Н-Г-
7-62 для характерных мест
размещения холодильных
промышленных установок.
Штриховыми линиями
показаны процессы
адиабатического увлажнения воздуха
для района Ашхабада
(параметры Л, Б и В).
Конечные температуры воздуха
после тепловлажностной
обработки имеют индексы t2:
1 — Ашхабад; 2 — Баку; 3 —
Барнаул; 4 — Братск; 5 —
Волгоград; 6 — Воронеж; 7 —
Грозный; 8 — Днепропетровск;
9 — Караганда; 10 —
Куйбышев; 11 — Ленинград; 12 —
Магнитогорск; 13 — Москва;
14 — Новосибирск; 15 — Омск;
16 — Полоцк; 17 — Фергана
(Навои); 18 — Чебоксары.
Влагосодержание d, г/иг сухого воздуха.
9

где /t— начальная температура воздуха;
?2 — температура воздуха после орошаемых
кассет;
tMt — температура по мокрому термометру.
м
Для условий Ашхабада, где параметр Б
(СНИП-Н-Г-7-62) равен 40,5° С, а /м1 =22° С
после тепловлажностной обработки в кассетах
с древесной стружкой конечная температура
воздуха
^=^—0,8 f1+0>8/Ml=25,6oC.
Для параметра В температура /2 после
обработки воздуха адиабатическим увлажнением
соответственно снизится с 45 до 30° С.
При этой системе из общего количества
орошающей воды воздухом усваивается 15—20%,
остальная часть собирается в поддоне и с
добавлением свежей воды поступает по
рециркуляционной схеме снова на орошение.
Аэродинамическое сопротивление орошаемого
слоя стружки глубиной 75—100 мм при массовой
скорости wp=l кг/(с-м2) составляет 1,5—
2 мм вод. ст. Для стекловолокнистых плит при
толщине слоя 60 мм и wp=3 кг/(с-м2)
сопротивление равно ~5,3 мм вод. ст. На 1000 кг
обрабатываемого воздуха требуется 50—100 кг воды.
Свежая вода добавляется в количестве 10—
20 кг/ч.
Охлаждение подаваемого на КВО воздуха
методом его увлажнения должно проводиться
при /наР=27—28° С и выше в зависимости от
района привязки, стоимости воды и
электроэнергии и сопоставления капитальных затрат.
Установка КВО должна исключать попадание
нагретого воздуха из одного аппарата в другой.
В целях экономии площади КВО следует
располагать на повышенных отметках с
использованием свободного места под ними.
В зарубежной практике известно несколько
способов расположения элементов оребренных
труб КВО: в вертикальной плоскости — для
относительно небольших производительностей
(до 0,5 млн. ккал/ч), горизонтально либо
наклонно (в виде «крыши») — для больших
производительностей .
Кроме снятия тепла конденсации хладагентов
воздушной средой требуется также сократить
расход воды на такие системы холодильных
машин, как промежуточные межступенчатые
холодильники, маслоохладители, системы
охлаждения приводных двигателей и рубашек
компрессоров и др. В отдельных случаях
целесообразно применить сухие градирни —
охлаждение воздухом циркулирующей в замкнутом
контуре жидкости (воды, антифриза).
Весьма существенно для выбора поверхности
конденсаторов установить наиболее реальную
расчетную температуру наружного воздуха.
Излишне завышенная расчетная летняя
температура воздуха обусловливает необходимость
увеличения поверхности КВО, что связано с
дополнительными капитальными затратами.
Необоснованный выбор пониженной расчетной
температуры воздуха теплого периода года и, как
следствие, недостаточная поверхность КВО
могут вызвать чрезмерное увеличение давления
конденсации хладагента, которое в предельном
случае создаст перегрузку компрессоров и их
приводных двигателей, т. е. приведет к
неработоспособности холодильной установки,
срабатыванию предохранительных клапанов и к
потере хладагента.
Для предотвращения указанных явлений,
вызванных чрезмерным повышением рк в условиях
эксплуатации, длительный период придется
прибегать к мероприятиям, способствующим
искусственному снижению температуры наружного
воздуха.
При установлении реальной расчетной
температуры летнего периода для выбора КВО
необходимо, кроме климатических данных,
изложенных в СНИП-Н-Г-7-62, дополнительно
уточнить длительность периода года с
повышенными летними температурами для конкретной
местности, где проектируется холодильная
установка с КВО, а также иметь график тепловых
нагрузок на холодильную установку,
поскольку, как правило, в теплый период года эти
нагрузки возрастают.
Представляют интерес холодильные установки
для систем кондиционирования воздуха с
сезонной работой 4—5 месяцев в году. В них
максимум нагрузок приходится на наиболее жаркий
период года, что должно учитываться при
определении расчетной температуры наружного
воздуха и определении поверхности КВО.
В приводимом ниже анализе влияния уровня
давления конденсации на теоретические
энергетические показатели /Стеор (ккал/(кВт-ч),
приняты следующие исходные положения.
Хладагентом служит аммиак. Уровни кипения
и конденсации показаны в шкалах размерности
давлений; для удобства пользования приведены
соответствующие значения температур. Давление
конденсации рн от 8,741 (?к =20° С) до
18,165 кгс/см2 (/К=45°С). Верхний предел
принят в связи с ориентацией на применение
воздушных конденсаторов. Давление кипения р0 от
1,5 до 5,5 кгс/см2, т. е. находится в пределах,
обычно встречающихся для получения умеренно
низких температур, примерно от —25 до -j-6° С.
Переохлаждение жидкого аммиака после
конденсации принято на 5° С.
В настоящей работе приведена удельная хо-
лодопроизводительность К, отнесенная к
адиабатной мощности, поэтому в зависимости от
to

I 1 ,, I 1 1 1 ! 1 1 1 I ГЧ ^ Г7 Т
160 150 m 130 120 110 100 90 60 70 60 50 W 2 3 ¦ * 5 6 7 8 3 10 /I 12 /J 19 /b
Температура конца сжатия t , "С Удельная холодопроизбодительность аммиака Нте0путыс.ннал/(квт-ч)
а " д~
Рис. 2. Зависимость удельной холодопроизводительности /Стеор и температуры конца адиабатического сжатиятпаров
аммиака / от давления конденсации рК (а) и зависимость относительного изменения удельной
холодопроизводительности от р0 и рк (б).
примененного холодильного компрессора
потребуется вносить некоторые поправки на потери
действительного процесса, характерные для
конкретного компрессора.
Теоретический и расчетные процессы
изображены на рис. 2 в Т, S-диаграмме.
Как известно, при повышении давления
конденсации возрастает температура конца сжатия.
При адиабатическом сжатии теоретические
значения температур конца сжатия даже при pR=
= 18,165 кгс/см2 (/к=40° С) находятся в пределах
130—135° С (при р0 не ниже 2 кгс/см2).
Однако при сжатии паров в турбокомпрес-
сорных агрегатах, в которых процесс сжатия
политропический, с отклонением политропы
вправо по отношению к адиабате температуры конца
сжатия возрастают. Из рис. 2 видно, что
повышенное давление конденсации оказывает более
резкое влияние на ухудшение энергетических
показателей теоретического процесса при более
высоких давлениях кипения.
Увеличение рК до 18,165 кгс/см2 приводит к
росту среднего индикаторного давления до
~7,6 кгс/см2 против 5 кгс/см2 для стандартных
условий и к повышению отношения pjp0 (рис. 3).
Рис. 3. Зависимость изменения максимальных значений
среднего индикаторного давления аммиака (а) и
изменения отношения давлений р^ (б) от давления всасывания
при различных давлениях конденсации. Пунктиром
отделены участки, для которых температура конца
адиабатического сжатия выше 135° С.
Давление бсасывания ра, пгс/смг
6 7
и

На рис. 3 нанесена линия максимальных
величин средних теоретических значений рк при
различных /7К и р0, закономерность которых
формулируется выражением:
Рассматривая влияние на теоретическую
удельную холодопроизводительность депрессии
и перегревов паров хладагента на стороне
всасывания при различных уровнях давления
конденсации, следует отметить, что эти факторы
на всасывании существенно ухудшают
энергетические показатели машины.
На рис. 4 изображены расчетные значения
удельной холодопроизводительности и
температуры конца адиабатического сжатия паров
аммиака, полученные при значениях рк=
= 11,895 кгс/см2 (гк=30°С) и /?к=18,165 кгс/см2
(/к=45° С) в зависимости от р0. Графики
построены для значений депрессий паров аммиака
на всасывании Др, равных 0,1; 0,2 и 0,3 кгс/см2,
и значений перегрева 5, 10, 15 и 20° С. Перегрев
в испарителе принимался равным 5° С, что
учитывалось при определении
холодопроизводительности, за исключением так называемого
теоретического цикла.
Влияние депрессии и перегрева на всасывании
значительно сказывается на удельной
холодопроизводительности, и в сочетании с высокими
давлениями конденсации вызывает повышение
температуры конца сжатия.
Равным образом эти факторы также
уменьшают плотность паров хладагента на всасывании
р кг/м3.
Температуры конца адиабатического сжатия
при наличии депрессии и перегрева на
всасывании в предельных случаях выходят за границы
\iauMe-
нова-
ние
цикла
Теорета
ческий.
а
6
б
г
Перегреб на
всасывании, "С
ficeeo
-
5
б
б
б
0 том числе
0
испари
теле
-
б
б
б
б
0
шиш
-
-
-
-
-
репрессия
б линии

всасывания, ,
кгс/смг 1
-
|
0,1 1
0,2
0,3 \
trr_TC
\Наине-
\но6а-
ние
\ цикла
чесни и
а
*i
°г
*i
иерегрео на
бсасыдании, "С
всего
-
5
10
16
го
в том числе
0

испарителе
-
S
б
5
5
о
линии
-
-
5
W
16
Депрессий
|/?линии
всасыбаЛ
ния,
нгс/смг\
-
- ¦
-
-
- 1
200 /90 180 170 160 150 НО 130 120 110 100 90 80 70 90 2 2,5 J 3,5 Ч 4,«f 5 5,5 6 6,5
Расчетная температура конца татия t, "С Удельная холодопроизводительность аммиака К,
7 7,5 в 8,5 9
тысккал/( кВт ¦ ч)
Рис. 4. Расчетные значения удельной холодопроизводительности и температура конца адиабатического сжатия
паров аммиака для различных значений рк и р0:
а — депрессия в линии всасывания; б — перегрев паров аммиака на всасывании.
12

обычно допускаемых значений — 130—135 °С.
Например, при /?0=2,0 кгс/см2 и депрессии
Ар=0,3 кгс/см2 /=138° С при рк= 11,895 кгс/см2
и /=170° С при /7К=18,165 кгс/см2. При р0=
=2,0 кгс/см2 и перегреве 15° С /==146° С при
/?к= 11,895 кгс/см2 и /=185° С при рк=
= 18,165 кгс/см2.
В реальных условиях в холодильных
установках ^имеются предпосылки для появления
высоких значений депрессий на пути между
испарителем и всасывающим патрубком
компрессора. В промышленных холодильных установках
широко практикуется размещение испарителей'
на открытых площадках, либо в цехах,
удаленных от компрессорных на десятки и сотни
метров. Равным способом аппараты и арматура
стороны всасывания могут создавать
значительные сопротивления, особенно при высоких
скоростях движения паров хладагента.
В результате поверочного расчета отделителя
жидкости ОЖ-350 в интервале температур по
условиям всасывания от +5 до —25° С (при
перегреве паров аммиака в испарителе на 5° С)
получены следующие значения сопротивления
при скорости паров в живом сечении 0,76 м/с
(что соответствует скорости в патрубке 20 м/с):
0,032 кгс/см2 при 4=5° С, 0,0162 при —15° С
и 0,010 при —25° С.
Указанные сопротивления единичного
аппарата вспомогательного назначения велики, и в
этом плане конструкция отделителя жидкости
нуждается в усовершенствовании.
Проведенный в ЛТИХП анализ работы
аммиачных холодильных установок ряда
нефтехимических предприятий выявил значения
депрессий на всасывании: 0,2; 0,3 и даже 0,4 кгс/см2.
Приведенные данные касались аммиака. Был
выполнен также ряд расчетов и построений для
других хладагентов, в первую очередь, для
фреона-12.
Вероятность увеличенных значений депрессий
во всасывающих коммуникациях установок на
фреоне-12 (из-за физических свойств этого
хладагента) значительно возрастает по сравнению с
установками на аммиаке, так как при работе на
фреоне-12 для получения одной и той же холо-
допроизводительности при одинаковых
температурных условиях необходимо переместить
примерно в 1,5 раза большие объемы пара,
плотность которого в 4 раза выше, чем аммиака. Это
следует учитывать при проектировании.
При создании холодильных систем с отводом
тепла конденсации непосредственно воздушной
средой необходимо для каждого из применяемых
хладагентов (аммиак, пропан, фреоны) провести
технико-экономический анализ. Этот анализ
должен учитывать, во-первых, оценку депрессий
и перегрева на стороне всасывания в условиях
конкретного объекта, уменьшающих плотность
пара хладагента на всасывании в компрессор и
способствующих в ряде случаев, при повышении
/?к, возникновению недопустимых значений
температур конца сжатия пара, и, во-вторых,
оценку основного энергетического показателя —
удельной холодопроизводительности реальной
холодильной машины Ке (ккал/(кВт-ч) для
теплого и холодного периодов года с
одновременной разработкой мероприятий по снижению
давления конденсации рк в теплое время года.
Таким образом, дефицит пресной воды
вызывает необходимость максимального
использования воздушной среды для отвода тепла от
ряда технологических процессов холодильных
машин, в первую очередь, при конденсации
хладагентов.
На энергетические показатели холодильного
цикла существенно влияют уровень давления
конденсации хладагента, депрессия и перегрев
его паров на всасывании и в сочетании с
повышенными давлениями конденсации создаются
высокие перегревы паров в конце сжатия.
При применении КВО возникает ряд
проблем, связанных с конструкцией КВО (геометрия
оребрения, определение оптимальных
соотношений между тепловыми нагрузками и объемами
воздуха, проходящего через КВО) и
стабилизацией давления конденсации. Последнее
может быть достигнуто в теплое время года при
повышении допустимого значения /?к в основном
путем увлажнения воздуха, поступающего в
КВО, а в холодное время — уменьшением либо
расхода воздуха, либо активной поверхности
конденсации.
Переход значительной части холодильных
промышленных установок на отвод тепла
конденсации непосредственно воздушной средой
позволяет значительно сократить расход пресной воды,
что активно способствует охране природы.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. В научно-техническом совете
Министерства химического и нефтяного машиностроения (доклад
Р. В. Павлова и А. В. Быкова). — «Холодильная
техника», 1969, № 5, с. 53.
2. Павлов Р. В. Требования, предъявляемые к
конденсаторам воздушного охлаждения для крупных
холодильных установок. Доклад на Всесоюзном научно-
техническом совещании в Таллине на тему:
«Совершенствование конструкций аппаратов воздушного
охлаждения для жидкостных и газовых технологических
потоков». М., ЦИНТИХИМНЕФТЕМАШ, 1970.
3. Бикчентай Р. Н., Степанов О. А.
Сравнительное исследование схем охлаждения газа на
компрессорных станциях магистральных газопроводов.
Материалы 11-го Международного газового конгресса.
М., 1970.
4. Стешенко В. Н. Применение теплообменников
с воздушным охлаждением в газовой промышленности.
М., ВНИИ экономики, организации производства и
технико-экономической информации в газовой
промышленности, 1968.
13

УДК 621.565.9.001.5
Комплексные испытания плиточного роторного
морозильного аппарата с каскадной холодильной
установкой
Р. КЛЕЙДЕРМАНН, Б. ХЕЛЛЕРТ, А. ПУШ
Народное предприятие «Кюльавтомат» (ГДР, Берлин)
Канд. техн. наук А. Г. ИОНОВ
Калининградский технический институт рыбной
промышленности и хозяйства
A. В. КАН
Министерство рыбного хозяйства СССР
B. М. ПЕТРОВ
Судоимпорт
В 1974 г. на предприятии «Кюльавтомат» при
участии советских специалистов проведены
комплексные испытания нового плиточного
роторного морозильного аппарата в комплексе с
низкотемпературной каскадной холодильной
установкой. Аппарат предназначен для судов
рыбопромыслового флота.
Особенность данного холодильного комплекса
состоит в том, что рыба замораживается в
плиточном аппарате в непосредственном контакте
с морозильными плитами и замороженные блоки
выгружаются без оттаивания.
Устройство морозильного аппарата и
каскадной холодильной установки. Плиточный
морозильный аппарат типа FGP=31,5 (рис. 1)
проектной производительностью 30 т/сутки
включает загрузочное устройство 1, механизм
разгрузки 2, вал ротора 3 с двумя наружными
дисками, на которых радиально расположены
60 морозильных плит 4, транспортер выгрузки
блоков 5, привод ротора 6 и кожух 7. Аппарат
устанавливается на фундаментной раме 8
с поддоном 9. Каждые две морозильные плиты
образуют пространство, разделенное на две
ячейки для замораживания рыбы в блоках
размером 800x250x60 мм. В аппарате 120 ячеек,
его единовременная вместимость 1200 кг, длина
с загрузочным устройством 4000, ширина 3000,
высота 2300 мм, масса 5000 кг. Аппарат
установлен в изолированном контуре. Толщина
изоляции (пенополистирол) 150 мм. Привод
гидравлический, от насосной станции, включающей
три насоса (один резервный).
Производительность насоса 960 л/ч, мощность
электродвигателя 4 кВт.
Морозильные плиты (рис. 2) имеют
конический профиль. При расположении в двух
торцевых дисках обе стороны плиты используются
для замораживания рыбы. Каждая плита
разделена на две равные части поперечной
планкой /. По каналам морозильных плит 2
циркулирует хладагент (фреон-13), который поступает
и отводится через полый вал ротора,
разделенный на две части, и два кольцевых коллектора.
Диаметр подводящей медноалюминиевой трубки
10 мм, отводящей 15 мм. Для равномерного
распределения жидкого хладагента по морозиль-
*ШО
Рис. 1. Плиточный морозильный
аппарат типа FGP-31,5 с загрузочным
устройством.
14

Рис. 2. Морозильная плита.
у/?;/?/п?;;; >}?s
vzzzzzzzzzzzzzzzuzzmzznzzzz.
V///YS//1{ t {/t </ШП! !1\
/~\<
EZZZZZZZ22ZZZZZZZZZZZZZZZZZZZ
//////S////S////////////////////
tzzzzzmmzzzzzzzzzzzzzzzmzzzb
({иииШШШШШШШИА
1700
У///////,ZZZZZZZZZZI <yv/t/ /{{{trZZ,
ZZZZTZZZZZZZZpl
-r/S/S/SS/S 7/SSSA
>}>>>/>>>//>?????>>>)}? zZZnZEk
Y(((/"ZZZZZZZZl
>?>}?>>)}>
•zzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzma
Tzznzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzznzzi
zzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzza
\uuiiuniuiuummuuniuumuT7mi
ным плитам на входе подводящих трубок
установлены дроссельные шайбы с внутренним
диаметром 3,1 мм. Плиты, выполненные из
алюминиевого сплава, могут перемещаться в
радиальном направлении от центра ротора, что
позволяет компенсировать увеличение объема
продукта при замораживании.
Морозильный аппарат работает следующим
образом (см. рис. 1). Порции рыбы поступают в
два дозирующих устройства 10, установленных
на механических весах 11. После взвешивания
гидравлический привод приподнимает
дозирующее устройство и по направляющим перемещает
его для разгрузки. Устройство 12 крючком
вытягивает заслонки 13 и рыба проходит в
кассеты 14. Дозирующее устройство, переходя в
позицию загрузки, захватывает заслонки 13у
закрывая дно дозатора. С помощью затворов 15
верхняя часть кассет закрывается. В кассете
расположены толкатели 16 (два покрытых
текстолитом прямоугольника). Со стороны ротора
к кассетам прикреплены в нижней части лотки
17 из нержавеющей стали, а в верхней —
полиэтиленовые листы 18 (размеры их равны
размерам морозильной ячейки). Перед загрузкой
рыбы в аппарат кассеты при выдвижении в
сторону ротора перемещают лотки 17 и листы 18
в пространство морозильных ячеек. Толкатели,
двигаясь внутри кассет, загружают рыбу в
ячейки, заходя в них на 10 мм. Кассеты вместе
с лотком и полиэтиленовым листом приходят в
исходное положение, а толкатели в течение
примерно 20 с остаются в положении загрузки,
предотвращая выпадение рыбы из ячеек. Перед
поворотом ротора толкатель 16 выходит из
пространства ячеек и останавливается перед ними,
продолжая предотвращать выпадение рыбы.
Ротор поворачивается на 6°, устанавливает
нижние смежные ячейки. в положение загрузки,
толкатели 16 возвращаются в исходную
позицию. Механизм разгрузки 2 с помощью
металлических стержней через отверстия в корпусе
ротора с внутренней стороны выгружает
замороженные блоки на транспортер 5.
Межплиточное пространство двух ячеек,
расположенных между положениями загрузки и
выгрузки, в процессе работы аппарата остается
свободным, т. е. в замораживании участвуют
59 морозильных плит.
Ротор вращается от гидравлического привода
6 через редуктор 19 и текстолитовый кулачок
20. Профиль кулачка разработан так, что при
зацеплении его со штифтами 21 обеспечивается
прерывистое вращение ротора и фиксация в
положении загрузки и выгрузки.
С внешней стороны ротор (за исключением
места со стороны загрузки и выгрузки) закрыт
полиэтиленовым кожухом с горизонтально
укрепленными на нем алюминиевыми пластинами,
расположенными против каждой ячейки.
Благодаря стальным стяжкам кожух плотно
прилегает к морозильным плитам, предотвращая
выпадение замораживаемой рыбы при вращении
ротора. Полый вал ротора установлен в двух
подшипниках скольжения и соединяется с
трубопроводами холодильной установки через
сальники. Между сальниками и трубопроводами
размещены сильфонные компенсаторы.
Морозильный аппарат работает автоматически
по заданной программе.
На щите изображена мнемоническая схема
для контроля за рабочими процессами
загрузочного устройства и морозильного аппарата,
который обслуживается одним человеком.
Морозильный аппарат подключается к
каскадной холодильной установке (рис. 3),
состоящей из двух одноступенчатых машин: верхняя
ступень каскада работает на фреоне-22, нижняя—
на фреоне-13.
Верхняя ступень каскада состоит из винтового
компрессорного агрегата 1 типа S3-900, водяного
конденсатора 2 поверхностью охлаждения 100 м2,
фильтра-осушителя 3,
испарителя-конденсатора 4 поверхностью охлаждения 124 м2,
арматуры и приборов автоматики.
Нижняя ступень каскада включает винтовой
компрессорный агрегат 5 типа S 3-900,
теплообменник 6 для возврата масла, теплообменник 7
для перегрева паров фреона на всасывающей
стороне компрессора, ресивер <§, совмещающий
IS

Рис. 3. Принципи ал ь н а я
схема каскадной
холодильной установки.
функции циркуляционного ресивера и
отделителя жидкости, герметичный насос 9 для подачи
жидкого фреона-13 в морозильный аппарат 10.
Каскадная холодильная установка рассчитана
на работу при следующих температурах:
наружного воздуха +32-^—25 °С, забортной воды
, 30-—2° С, кипения (фреон-13) —65 С и
конденсации (фреон-22) 36 °С. В системе находится
200 кг фреона-22 и 1400 кг фреона-13.
Установленная мощность электродвигателей
холодильной установки 315,2 кВт.
Каскадная холодильная установка имеет
следующие особенности. На нижней ступени
используется фреон-13, хладагент высокого
давления (/КР=28,8°С и р„р=39,4 кгс/см2). При
повышенных температурах наружного воздуха,
например при остановке или оттаивании
морозильного аппарата, давление в системе
превышает максимально допустимое рабочее давление —
21 кгс/см2. В связи с этим в схеме предусмотрено
два автоматических фреоновых (фреон-12) ком-
прессорно-конденсаторных агрегата с
испарителями 11 (один резервный). При повышении
давления до 16 кгс/см2 они автоматически
включаются для охлаждения паров фреона в
циркуляционном ресивере, что избавляет от
необходимости иметь расширительную емкость
большого объема.
В испарителе-конденсаторе 4 конденсируется
фреон-13 за счет охлаждения кипящим фрео-
ном-22. Этот аппарат кожухотрубного типа.
В его межтрубном пространстве конденсируется
фреон-13, а в трубках кипит фреон-22.
Для возврата масла (типа Фукс, КМН-вяз-
кость 22 ест при 50 °С, температура замерзания
—40 °С) в маслоотделитель винтового
компрессора нижнего каскада служит теплообменник b
поверхностью охлаждения 1 м2, в который
через терморегулирующий вентиль поступает
жидкий фреон-13 в количестве 4-8% от общего
количества циркулирующего хладагента.
Жидкий фреон-13 подается в циркуляционный
ресивер через регулирующий вентиль 12 и
соленоидный вентиль 13, установленный на обводном
трубопроводе и управляемый электронным
регулятором уровня 14, подключенным к
указателю уровня 15. Регулирующий вентиль 12
отрегулирован на постоянное проходное
сечение, обеспечивающее подачу жидкости в
циркуляционный ресивер от 60-80% требуемого
количества фреона. Это делается для создания
подпора жидкого фреона в трубопроводе перед
циркуляционным ресивером во избежание
попадания паров фреона из
испарителя-конденсатора. Для поддержания необходимого уровня
жидкого фреона в циркуляционном ресивере
включается соленоидный вентиль 13, сигналом
для которого является повышение уровня
жидкости в указателе уровня 15.
Методика испытаний. В задачу испытании
входило определение производительности
морозильного аппарата, проверка
теплотехнических, гидравлических и эксплуатационных
характеристик, выбор рациональных режимов
работы установки в целом.
В процессе испытаний замораживали сельдь
16

и скумбрию длиной соответственно 170—200 мм
и 200—360 мм. Весы были отрегулированы для
взвешивания сельди массой 10,4 кг и скумбрии
9,5 кг. Общее количество замороженной рыбы
70 т; начальная температура 6—7 °С.
Продолжительность замораживания устанавливали
в пределах 52—57 мин в зависимости от цикла
загрузки и выгрузки рыбы (такт). Температуру
в конце процесса замораживания определяли в
центральном слое блока на глубине 30 мм в
трех точках электронным измерительным
прибором с термопарами со шкалой от ±0до —40 °С
и ценой деления 0,2 °С. После измерения
геометрических размеров и массы блоки помещали
в камеру с температурой —25 °С. Через 5 ч
хранения в камере вновь определяли
температуру в центральном слое, что позволяло найти
конечную температуру в блоке после ее
выравнивания. В контрольных блоках рыбы
температуру измеряли непрерывно в процессе
замораживания в морозильном аппарате,
глазурования и последующего хранения в камере.
Измерения были проведены на 33C блоках.
В процессе испытаний устанавливали
следующие характеристики каскадной холодильной
установки.
— Производительность компрессора верхней
ступени каскада — по количеству
сконденсированного фреона-22 и расходу всасываемых
паров. Для этой цели на каскаде размещали
жидкостный счетчик (предел измерения 33—
160 л/мин, погрешность ±1%) и газовый
счетчик (предел измерения 100—1200 м3/ч,
погрешность ±3%).
— Производительность компрессора нижней
ступени каскада — по расходу нагнетаемых
паров фреона-13, измеряемому газовым счетчиком
(предел измерения 30—360 м3/ч, погрешность
±3%).
— Холодопроизводительность испарителя-
конденсатора — по разности температур
конденсации фреона-13 и кипения фреона-22.
— Количество жидкого фреона-13 —
расходомером, установленным на линии подачи в
морозильный аппарат (предел измерения 100—
500 л/мин, погрешность ±1%).
— Температура и давление на входе и выходе
компрессоров и аппаратов в верхней и нижней
ступенях каскада.
— Потребляемая мощность
электродвигателей.
Температуры измеряли с помощью самописцев,
давление — образцовыми манометрами с
погрешностью ±0,1%. Каскадная холодильная
установка во время испытаний проработала
непрерывно 70 ч.
Результаты испытаний. Результаты
испытаний и сравнение их с расчетными
показателями приведены в табл. 1.
Таблица 1
Показатели
Начальная температура рыбы, °С
Конечная температура в
центральном слое блока, °С
Масса блока, кг
Средняя температура фреона-13 в
морозильных плитах, СС
Продолжительность
замораживания, мин
Производительность морозильного
аппарата, кг/ч


счетные

значения
5
—25
10
—60
55
1304
Значения,
полученные в
результате
испытаний
сельди
5,8
—29,2
10,35
—61,1
56
1323

скумбрии
6,5
—28,1
9,4
—61,1
53
1267
Из табл. 1 видно, что расчетные значения
показателей морозильного аппарата
соответствуют данным испытаний. Производительность
аппарата при замораживании сельди 30,4 т и
скумбрии 29,2 т за 23 ч работы в сутки. Средняя
температура в центральном слое блока на 3—4 °С
ниже проектной.
Температурное поле блоков рыбы достаточно
равномерно. Различие в температурах в
некоторых точках на 10—15 °С объясняется
недостаточным контактом морозильных плит с
поверхностью рыбы. Однако благодаря значительному
количеству холода, аккумулированного в рыбе,
температура в блоке в процессе последующего
хранения в камере перераспределяется.
В процессе замораживания блоки рыбы
увеличиваются в объеме и подпрессовываются.
У блоков гладкая поверхность, кроме стороны,
обращенной к полиэтиленовому кожуху
аппарата. Толщина блоков 61—62 мм (отклонение в
пределах 1 мм). Несмотря на непосредственный
контакт с морозильными плитами, имеющими
температуру —62-f- —65°С, блоки легко, без
предварительного оттаивания, удаляются
механизмом разгрузки из межплиточного
пространства, поскольку силы сцепления
переохлажденного льда с гладкой поверхностью морозильных
плит незначительны Выгрузка замороженных
блоков из аппарата гарантируется при
температурах кипения фреона-13 ниже —50 °С.
На рис. 4 представлены кривые изменения
температуры на глубине 7 и 30 мм в блоке рыбы
при замораживании в воздушном конвейерном
аппарате LBH-31,5 (кривые / и Г) и плиточном
аппарате FGP-31,5 (кривые 2 и 2'). Линии / и /',
// и IV характеризуют соответственно момент
выгрузки блока из аппаратов до глазурования,
который составляет примерно 5 мин. Кривыми
2 Холодильная техника № 12
17

60 /20 180 2W
Т,мин
Рис. 4. Изменение температуры рыбы при замораживании.
3 и 4 обозначены температуры соответственно
воздуха в контуре воздушного аппарата и
хладагента в плиточном аппарате.
Как видно из рис. 4, процесс замораживания в
плиточном аппарате происходит значительно
интенсивнее, чем в воздушном аппарате.
Скорость замораживания равна 7,5 см/ч в интервале
от 0 до —5 °С. Это обеспечивает более. высокое
качество продукции. После выгрузки, в
результате перераспределения холода из верхних
слоев блока, температура в центре блока
снижается на 3—4,5 °С. Поскольку блоки из
аппарата выгружаются без оттаивания, температура
на поверхности рыбы до процесса глазурования
повышается незначительно, чем обеспечивается
хорошее покрытие блока глазурью.
При однократном погружении рыбных блоков
в пресную воду с температурой —Г С масса
глазури составила 340 г C,4% от массы блока).
Температура в центре блока повышалась с
—28,3- — 30,7 °С до — 23,1-Ь — 27,6 °С.
Результаты по глазурованию при двукратном
погружении с различной выдержкой блоков по
времени на воздухе приведены в табл. 2.
Наиболее рациональным является
двукратное погружение блоков рыбы с выдержкой
на воздухе в течение 27 с. При этом масса глазу-
Таблица 2
Вид рыбы
Сельдь
Скумбрия


держка
блока,
°С
20
27
32
20
27
32
Температура в
центре блока, °С
до
глазурования
—29,8
—30,6
—29,8
—29,4
-29,8
—30,3
после

глазурования
—26,1
—25,3
—22,6
—26,0
—25,7
—24,0
Масса
глазури
г
482
518
566
452
501
532
%
4,6
5,0
5,3
4,3
4,8
5,1
ри составляет 4,8—5,0%, температура в центре
блока не превышает —25 °С.
Осмотр аппарата после трехсуточной работы
показал, что на теплопередающей поверхности
морозильных плит нет снежного покрова. В
связи с этим схемой не предусмотрено оттаивание
аппарата горячими парами фреона-13 в процессе
длительной эксплуатации. Снежный покров,
который образуется на внешней стороне аппарата
(на трубопроводах подачи и возврата
хладагента), не оказывает влияние на его работу и легко
удаляется.
Жидкий фреон-13 подавали в аппарат насосом
производительностью 15—16 м3/ч при давлении
всасывания 1,4 кгс/см2 и нагнетания 8,8 кгс/см2.
Давление фреона-13 перед дроссельными
шайбами 3 кгс/см2, после шайб 2 кгс/см2. Потери
давления в аппарате 0,2 кгс/см2. Температура
фреона-13 на входе в аппарат —63 °С при
давлении 2 кгс/см2, т. е. фреон подавался в
переохлажденном состоянии (переохлаждение 5 °С).
Температура фреона на выходе из аппарата
—60 °С при давлении 1,8 кгс/см2, т. е. хладагент
достигал насыщенного состояния.
Распределение жидкого фреона-13 по морозильным плитам
равномерное. Насос, подающий фреон, работал
устойчиво.
Утечки фреона-13 через сальниковые
уплотнения контролировали на специальном стенде.
За период испытаний утечек фреона через
сальниковые уплотнения не обнаружено.
Средняя температура в изолированном контуре
была: в нижней части ротора —17 °С, в
центральной —10ч И °С и в верхней 13 °С. Средняя
температура подшипников вала ротора,
вкладыши которых выполнены из синтетического
материала, —26 °С.
Морозильный аппарат работал при расчетных
режимах каскадной холодильной установки,
приведенных ниже:
Режим работы верхнего каскада (фреон-22)
Давление фреона, кгс/см2
нагнетания 13,1
конденсации 12,8
всасывания 1,0
кипения в каскадном теплообменнике 1,15
Температура, °С
нагнетания паров фреона 70
всасывания паров фреона —10
конденсации фреона 35
всасывания —26
кипения фреона в каскадном
теплообменнике —24
переохлаждения фреона в конденсаторе 20
Расход м3/ч
жидкого фреона после конденсатора 3,7
парообразного фреона после каскадного
теплообменника 550
Холодопроизводительность установки,
тыс. ккал/ч 175 A90)
Потребляемая мощность винтового агрегата,
кВт ПО A18)
Сельдь
Скумбрия
20
27
32
20
27
32
-29,8
-30,6
-29,8
-29,4
-29,8
-30,3
-26,1
-25,3
-22,6
-26,0
-25,7
-24,0
482
518
566
452
501
532
4,6
5,0
5,3
4,3
4,8
5,1

Режим работы нижнего каскада (фреон-13)
Давление фреона, кгс/см2
нагнетания 11,9
конденсации 11,7
всасывания 1,2
фреона в циркуляционном ресивере 1,3
Температура, °С
нагнетания паров фреона 53 D7,5)
всасывания паров фреона —40 (—61)
конденсаций паров фреона —17,1
кипения в циркуляционном ресивере —66
переохлаждения фреона —22,5
переохлаждения фреона после
теплообменника возврата масла —26
переохлаждения фреона —38 (—26,5)
хладагента, поступающего в
морозильный аппарат —62,7
хладагента, выходящего из
морозильного аппарата —60
Расход, м3/ч
парообразного фреона после
компрессора —80
хладагента на всасывании 370 C90)
жидкого фреона после насоса 15,5
По требляемая холодопроизводительность
морозильного аппарата, тыс. ккал/ч
для сельди 120
для скумбрии НО
Потребляемая мощность, кВт
герметичного фреонового насоса 4
винтового агрегата 103 A08)
В строке, где стоят цифры в скобках,
первая цифра характеризует режим
работы с теплообменником, цифра в
скобках — режим без теплообменника.
Холодопроизводительность винтового
компрессора S3-900 верхнего каскада, определяемая
по расходу всасываемых паров, 600 м3/ч.
Компрессор работал с нагрузкой 80—90%.
Производительность компрессора S3-900 нижнего
каскада 380 м3/ч при загрузке 60—80%, что
обеспечивало проектную температуру кипения
фреона-13 в циркуляционном ресивере —65 °С.
Отношение давлений нагнетания и всасывания у
компрессора верхнего каскада 7,05, нижнего
5,85.
Перепад между температурой конденсации
фреона-13 и температурой кипения фреона-22
6—7°С , т. е. в пределах расчетного значения.
При испытании проверяли работу каскадной
машины с теплообменником для перегрева
всасываемых паров фреона-13 и без него. Перегрев
паров при включении теплообменника 26 °С,
без теплообменника 4,5° С. Работа винтового
компрессора с большим перегревом увеличивает
коэффициент подачи и производительность
компрессора с 122,5 тыс. до 137 тыс. ккал/ч и
соответственно уменьшает потребляемую мощность
(на 5%). При этом температура паров настороне
нагнетания достигает 53 и 47,5 °С. Перегрев
на стороне всасывания компрессора верхнего
каскада 15° С. В теплообменнике для возврата
масла происходил перегрев маслофреоновой
смеси на 10—20 °С, после чего смесь направлялась
в компрессор. Уровень масла в
маслоотделителях компрессоров верхнего и нижнего каскадов
практически оставался постоянным.
Результаты испытаний плиточного
морозильного аппарата с каскадной холодильной
машиной подтвердили правильность принятых
решений и основных технических характеристик.
Весь холодильный комплекс работал в
устойчивом режиме и обеспечивал проектные
параметры установки.
Морозильный аппарат типа FGP-31,5 имеет
хорошие технико-экономические
характеристики, удобен и прост в обслуживании.
Сравнительный анализ по основным показателям
воздушного конвейерного аппарата LBH-31,5 с
плиточным аппаратом FGP-31,5 в комплексе с
холодильным оборудованием показывают
существенные преимущества последнего, что видно из
табл. 3.
Технико-экономические
показатели
Занимаемая площадь, м2
Занимаемый объем, м3
Масса, т
Продолжительность
замораживания, ч
Расход холода на
замораживание, ккал/кг
Мощность
электродвигателей, кВт
установленная
потребляемая
Воздушный
конвейерный
аппарат
о
X
са 2
н а
vo с
о с
о са
65,6
184,0
20
3,4
127
32,5
35,0
о о.
4 2
х о
s о
о и к
° о к
О) Я К
сг д са
>>ч «
SS О
о есе*
98,4
285,5
32
310,0
274,5
Г абл и ца 3
Плиточный
аппарат
о
Я
и 5
н а
о <я
VD С
О С
и се
23,0
64,5
5
1
95
17.2
10,0
о Р.
ч о
X О
~ с- с;
н 2s
щИЯ
р* л то
>*5 m
К О
о «ее
73,2
222,0
22
315,2
260,0
Плиточный морозильный аппарат . типа
FGP-31,5 и каскадная низкотемпературная
холодильная установка отвечают необходимым
требованиям эксплуатации в судовых условиях.
19

УДК 628.84.001.5
Экспериментальное исследование кондиционера
«Азербайджаном»
Канд. техн. наук Л. И. ЛАВОЧНИК,
Л. Р. ИБРАГИМОВА
Ташкентский политехнический институт
Специфика климатических условий
населенных пунктов, расположенных в IV и V
климатических поясах нашей страны, обусловливает
повышенный спрос на кондиционеры вообще и
на автономные бытовые кондиционеры в
частности.
В проблемной лаборатории при кафедре
«Холодильные и компрессорные машины и
установки» Ташкентского политехнического
института (ТашПИ) проведены комплексные
исследования кондиционеров «Азербайджан»,
позволившие разработать рекомендации по его
модернизации.
Методика исследования. Для испытания
автономных кондиционеров был выбран, как
наиболее точный, калориметрический метод.
Одной из особенностей экспериментального
стенда ТашПИ (рис. 1) [1 ] является то, что он
наделен достоинствами как «калиброванной», так
и «балансированной» камер. Чтобы
поддерживать величину теплопотерь через ограждающие
конструкции испытательной камеры на уровне
не более 5 % холодопроизводительности наимень-
Fib
Рис. 1. Схема экспериментального стенда:
/ — смеситель: 2 — увлажнитель; 3 — обогреватель; 4 —
поддон; 5 — воздухоохладитель; 6 — клапан; 7 — вентилятор!
8 — психрометрическое устройство; 9 — испытуемый
кондиционер; 10 — наружный отсек; // — расходомер; 12 —
микроманометр; 13 — внутренний отсек; 14 — термостатирующее кольцо;
15 — измерительные комплекты К-50; 16 — служебный
кондиционер для термостатирующего кольца.
шего из испытываемых кондиционеров, была
рассчитана и тщательно выполнена изоляция
камер, а также многократно периодически
определялось соответствие теплотехнических
качеств ограждений данному требованию.
Термостатирующее кольцо, образованное
вокруг испытательных камер, обеспечивало
возможность регулирования разности температур
внутри и снаружи отсеков камер в пределах
0—5 °С.
Особенность принятой методики испытания
состояла в том, что при определении основных
рабочих характеристик кондиционера в сборе
детально исследовались характеристики
каждого из узлов кондиционера. Наличие такого
полного комплекса экспериментальных данных
позволило выявить потенциальные резервы
кондиционера «Азербайджан-4м», что дало
возможность без основательной переделки модели
существенно улучшить ее основные
характеристики.
Кондиционеры испытывали не только в
предлагаемых стандартом 19455—74 условиях, но
и во всем диапазоне возможных температур
воздуха, характерных для реальных условий
эксплуатации в республиках Средней Азии.
Это позволило исследовать кондиционер не
только с точки зрения обеспечения им
достаточной холодопроизводительности в самых
тяжелых условиях D1 °С), но и установить
экстремальные значения температур обмотки
электродвигателя компрессора и разности давлений
нагнетания и всасывания (ркМ2—Pkmi)> ot
которых зависит надежность его работы.
Среднюю температуру обмотки
электродвигателя компрессора измеряли без отключения
компрессора от сети.
Исследование кондиционера «Азербайджаном»
в сборе. Были исследованы четыре образца
кондиционера из числа серийно выпущенных в
продажу. Перед испытаниями кондиционеры
тщательно осматривали для выявления видимых
дефектов, проверяли герметичность узлов,
электрическую схему, степень герметичности (по
воздуху) теплоизолирующей перегородки,
разделяющей испарительный и компрессорно-кон-
денсаторный отсеки. Каждый из испытанных
кондиционеров проработал на стенде более 250 ч.
Измерения проводили с интервалами в 10 мин
на протяжении 4—5 ч непрерывной работы кон-
20

Таблица 1
*наР
30
40
33
34
35
30
37
28
39
25
40
22
20,5
70
23
60
25
55
27
50
29
45
30,5
40
Давление
нагнета-
НИЯ РКМ2>
МПа
1,98
2,21
2,31
2,45
2,61
2,76
всасыва-
МПа
0,55
0,61
0,62
0,66
0,69
0,72
Холодопро-
изводитель-
ность Q , Вт
1276
1368
1438
1461
1508
1566

Потребляемая
мощность, Вт
1110
1180
1195
1260
1320
1380
1 Температура
х
Ю
ев о>
Я ее
8,5
10,7
11,5
12,8
15
16,5
5
О,
а
7
8J
11
12
14
16
испарителя
о
X
23
«
СЗ ф
4,5
6,7
8,7
59
12
3
СО
ffl
3
со W
о я
и я
4
6
8
39
11
12
Температура
се
си
е«
со к
57
73
75
82
88
92
си
СО
сг
се
X
т
52
57
59
64
69
71
конденсатора
к
О,
си
°«
CQ X
49
54
56
59
61
64
о
х
3
СО CU
я «
42
46
48
51
53
55
SXO
cuoT о
53
56
58
64
71
78
диционера и лишь после того, как он проработал
в установившемся режиме не менее 2 ч.
Испытания показали (табл. 1), что холодо-
производительность кондиционера
«Азербайджаном» при стандартных условиях (температура
воздуха в наружном отсеке /^==35 °C,
относительная влажность ФнаР=30%, температура
во внутреннем отсеке /вн=25 °С,
относительная влажность (рвш=55и/о) равна 1450 Вт
A250 ккал/ч), т. е. на 22% ниже паспортного
значения.
Осушающая способность кондиционера мала.
Велика разность давлений конденсации и
кипения.
Исследование компрессора кондиционера.
Компрессор кондиционера «Азербайджаном»—
герметичный в стальном штампованном и
заваренном кожухе, одноцилиндровый. Диаметр
цилиндра 42 мм, ход поршня 26 мм, частота
вращения 440 об/мин, часовой объем, описываемый
поршнем, 86-10~5м3/с C,11 м3/ч), двигатель
однофазный марки Д2Х-0,7, наружный диаметр
кожуха компрессора 240 мм, высота 296 мм,
масса 27 кг.
Компрессоры исследовали
калориметрическим [2] методом согласно требованиям ГОСТ
10613—63 на стенде с электрокалориметром
дважды: один раз — перед испытанием кондиционера
в сборе и второй — после этих испытаний.
Компрессорно-конденсаторный агрегат
помещали в термоизолированной камере,
температуру и влажность в которой поддерживали
на заданном уровне служебным кондиционером.
Электрокалориметр термостатировали в
шкафу стенда так, что температура вокруг
калориметра не более чем на 2 °С отличалась от
температуры вторичного фреона в калориметре.
Благодаря такому дополнительному термостати-
рованию исключался теплообмен калориметра
с окружающей средой, что позволило избежать
дополнительных ошибок при определении хо-
лодопроизводительности компрессора. Более
тщательно, чем в других аналогичных
исследованиях, измеряли и температуру кипения
хладагента внутри змеевика калориметра, что
обеспечивалось введением двух дополнительных
гильз для термопар, измеряющих температуру
по ходу змеевика.
Компрессор испытывали при тех же давлениях
всасывания, нагнетания и температурах
окружающей среды, которые поддерживались при
испытаниях кондиционера в сборе.
Как показывают результаты исследования
(рис. 2), компрессор кондиционера «Азербайд-
N,Bm
1300
1200
1100
QfhBm
2033
1972
1860
L^^l a I J
T \ A
29
31
33
35- 37 39 t0Kp,°C
Рис. 2. Зависимость потребляемой мощности (а) и холодо-
производительности (б) компрессора кондиционера
«Азербайджаном» от температуры окружающего воздуха.
21

жан-4м» обладает достаточной холодопроизво-
дительностью. При давлениях,
соответствующих стандартным внешним условиям испытания
кондиционеров (/наР =35 °С, tBB=25 °C) и
расходе мощности 1,2 кВт холодопроизводитель-
ность компрессора достигает 1972 Вт
A700 ккал/ч).
Средняя температура обмотки
электродвигателя компрессора во всем диапазоне
встречающихся в условиях Средней Азии температур
окружающего воздуха остается на уровне, не
превышающем допустимый ГОСТ 106112—63
предел в 105 °С.
Таким образом, низкая удельная холодопро-
изводительность кондиционера в сборе при
достаточно высоких энергетических показателях
работы компрессора при раздельных
испытаниях, а также высокое значение давления
конденсации дали основание предположить
наличие несоответствия друг другу остальных
узлов кондиционера, потребовали изучения
каждого из них в отдельности, а также обусловили
поиск оптимальной зарядки кондиционера
фреоном.
Экспериментальное исследование оптимального
количества заряжаемого хладагента в серийный
кондиционер до его переделки. Результаты
исследования кондиционера «Азербайджаном» в
сборе показали наличие влажного хода. Как
известно [3],для герметичных компрессоров при
#>0,92 влажный ход приводит к снижению
холодопроизводительности и энергетических
показателей. Следствием избыточной подачи
жидкости является унос масла из кожуха и даже
авария. Вместе с тем сухость всасываемого пара
влияет на температуру обмотки
электродвигателя герметичного компрессора, а она, в свою
очередь, — на надежность компрессора. Так как
в испытываемом кондиционере рабочие процессы
существенно зависят от количества заряженного
хладагента, то нами были экспериментально
определены: потребление электроэнергии, холо-
допроизводительность, температуры
всасывания, нагнетания, обмотки электродвигателя в
широком диапазоне параметров окружающего
воздуха при различных количествах заряженного
в кондиционер фреона-22 (от 1100 до 700 г) [2].
Наибольшая холодопроизводительность 1600 Вт
A380 ккал/ч) и холодильный коэффициент еэ=
= 1,45 (/Сэ= 1250 ккал/кВт) были получены при
зарядке серийно изготовленного заводом
кондиционера 800 г фреона-22 (рис. 3).
Температура обмотки электродвигателя компрессора
оставалась при этом в пределах допустимой.
Исследование теплообмена в конденсаторе и
воздухоохладителе кондиционера. Исходя из
предположения о недостаточной эффективности
теплообменных узлов кондиционера исследовали
его конденсатор и воздухоохладитель [2].
Конденсатор воздушного охлаждения. Это —
трехсекционный змеевик из медных труб 10 X
Х0,5 мм и алюминиевых ребер толщиной 0,2 мм
общей поверхностью охлаждения 10,24 м2.
Фреон поступает в конденсатор снизу и выходит
сверху.
Вначале определяли действительные границы
зоны сбива перегрева, зоны собственно
конденсации и зоны переохлаждения по характеру
изменения температуры поверхности
конденсатора. Исследования проводили в тех же
условиях, что и испытания кондиционера в сборе.
Для измерения температур в калачи заделывали
хромель-копелевые термопары.
750 800 850 300 3500, г
Рис. 3. Зависимость холодильного коэффициента (а),
потребляемой мощности (б), холодопроизводительности (в)
и средней температуры обмотки (г) от количества
заряжаемого фреона для серийного кондиционера до его
модернизации.
22

Как показали исследования (табл. 2), зоной
сбива перегрева в заводской конструкции
кондиционера занято 8%, зоной собственно
конденсации— 64%, зоной переохлаждения—28%
от общей его поверхности. Такое использование
поверхности практически сохраняется при всех
реальных температурах охлаждающего
конденсатор воздуха.
Таблица 2


ружного

воздуха
35
37
41
на
выходе
из


рессора
1
103
107
114
Температура
, °с
поверхности конденсатора на
отмеченных точках
2
96
99
107
3
57
60
63
4
55
58
62
5
55
57
61
6
55
57
61
7
55
57
61
8
55
57
61
9
55
57
61
10
54
55
60
и
49
52
57
перед

капилляром
12
49
52
57
Установлено, что конденсатор кондиционера
«Азербайджаном» требует значительного
температурного напора —16—18 °С при
сравнительно большой поверхности — 8 м2/Ю00 ст. ккал
тепловой нагрузки.
В связи с тем что на давление нагнетания
оказывают влияние условия гидродинамики,
которые в существующей конструкции
конденсатора при двухфазном состоянии фреона
представлялись тяжелыми, весь комплекс испытаний
был повторен на кондиционере с измененной
нами конструкцией конденсатора. В нем два
первых ряда по ходу воздуха объединены
параллельно по фреону, и последний движется
сначала вверх по одному ряду, а затем вниз,
сразу по двум рядам параллельно.
Как видно из полученных результатов (рис. 4),
в кондиционере с измененной схемой движения
разность давлений нагнетания и всасывания
уменьшилась на 12%, а потребление энергии —
на 7,5%.
Температура обмотки в экспериментальном
режиме снизилась на 15 °С и оказалась даже
существенно ниже предельно допустимого
уровня.
Были исследованы зоны теплообмена в
воздухоохладителе серийного кондиционера. Они
показали наличие влажного хода даже при
зарядке 800 г фреона (кривая /, рис. 5). После
изменения нами схемы подачи фреона — вход
во вторую по ходу воздуха секцию
воздухоохладителя, а выход— в первую (в заводском
образце наоборот) — было достигнуто полное
использование поверхности воздухоохладите яя.
При этом перегрев 0и2 паров хладагента
происходил в испарителе, в самом конце его, на
двух последних трубках (см. кривые 3, 4, рис. 5).
Рис. 4. Сопоставление серийного и модернизированного
образцов по холодильному коэффициенту (а), температуре
обмотки (б) и разности давления нагнетания и
всасывания (в):
1 — модернизированный образец; 2 — серийный образец.
t,°c\
ft
13\
п\
//
/о\
3
д
л
/7 J
1
з\
1 • *
il
11
*/
s i.
r
"* ;
> i
5*\
8Ц
>3
3
1
г-1—
4
'
г—\
Yr
V
r
'
у
<
/
li
)
ft
/
A
f\
1
1 Z 3 4 5 6 7 8 3
Точки на поЗерхности Зоздухоохла-
дителя
Рис. 5. Изменение температуры поверхности
воздухоохладителя кондиционера:
серийного: 1 — при зарядке G=800 г и длине капиллярной
трубки /=53 см; модернизированного: 2 — при E=800 г и /=
53 см; 3 — при (?=950 г и /=53 см; 4 — при G=730 г и /=
31 см; X — места замера температуры.
23

Экспериментальное определение расходов
воздуха, обеспечиваемых вентиляторами
кондиционера «Азербайджаном». Расход воздуха
определяли с помощью крыльчатого анемометра
АСО-3 одновременно на стороне всасывания и
нагнетания вентиляторов. За истинную
величину расхода воздуха принималась средняя
арифметическая из обоих измерений. Для
разделения этих двух потоков воздуха, а также их
выравнивания к нагнетательному и
всасывающему отверстиям со стороны испарителя и
конденсатора прикрепляли специальные
воздуховоды длиной, равной двойной длине большей
стороны сечения.
Температуру воздуха измеряли хромель-ко-
пелевыми термопарами (скорость и температуру
воздуха определяли в каждом из воздуховодов
не менее чем в четырех точках сечения). За
истинную скорость потока воздуха в сечении
принимали среднюю арифметическую измерения во
всех точках. Расход внутреннего воздуха
кондиционера «Азербайджаном» оказался рав -
ным 460 м3/ч (по паспорту 450 м3/ч); расход
воздуха, охлаждающего конденсатор,
780 м3/ч (по паспорту 750 м3/ч). Массовая
скорость воздуха в живом сечении конденсатора
была шр=3,35 кг/(с-м2); массовая скорость
воздуха в живом сечении испарителя — wp
2,7 кг/(с.м2).
Исследование оптимальной длины
капиллярной трубки модернизированного кондиционера.
Снижение давления нагнетания в
модернизированной конструкции конденсатора
кондиционера вызвало соответственное уменьшение
пропускной способности капиллярной трубки. В
связи с этим для приведения в соответствие
конструктивных параметров всех узлов
кондиционера было выполнено дополнительное
исследование, задачей которого являлось определение
новой оптимальной длины капиллярной трубки
и оптимальной зарядки фреоном, которые
соответствовали бы модернизированным
конденсатору, воздухоохладителю и установленному
в кондиционере компрессору холодопроизводи-
тельностью 1856 Вт A600 ккал/ч) [4].
В серии экспериментов длина капиллярной
трубки уменьшалась постепенно каждый раз
на 2—5 см, при этом зарядка фреоном
соответственно изменялась от 950 до 600 г, каждый раз
на 30 г. Как показали результаты исследования
(табл. 3), при оставленной без изменения длине
капиллярной трубки /=53 см в кондиционере
с измененной конструкцией конденсатора и
воздухоохладителя оптимальная зарядка
составила 950 г.
Уменьшение длины капиллярной трубки до
31 см позволило получить оптимальный режим
при зарядке в компрессор фреона всего в
количестве 700 г. При этом разность давлений
нагнела б л и ц а 3
перимента
экс
а,
S
о
X
1
2
3
4
5
6
к
я
СО
н
<и
я
и
я <я
я^
53 *,
ч 2
и S
со д
1,65
2,09
1,96
1,96
2,02
1,98
к
я
я
03
И
3
о
» СО
о
д оз
я
CD •
« S
5**
0,4
0,59
0,52
0,52
0,56
0,59
Л
н
о
о
я
Л
Ч
О»
н
я
ч
о
я
со
я
о
Он
О н
5«
ч
° о
1484
1788
1508
1508
1458
1798
«я
о
g
Чт
ы и
о а
ь я
о о
ег сх
я н
4 Й
о g
960
1060
980
980
1040
1040
н
я
О)
Я
Я"
я
о
СП
О
я
«
3
я
ч
я
«=с
о
ч
о а
X со
1,55
1,68
1,54
1,54
1,40
1,73
I t
°
О)
а
я
pa обмотки
[гателя ком
°С
ОЗ ? Ю
а. ° о
&а^°
seS
«2 ч о
70
80
80
80
82
80
я
я
чэ
>»
р.
н
«5
О
Я
а,
я
ч
ч
я
я
РЗ
Я
ОЗ
вз
ч °
53
53
42
36
36
31
•
о
и t-
о и
So
я ^
? и
О. о
оз о;
со |Г
о <"
я я
^2
<и ^
в* 8
я *^
ч °
51
800
950
800
800
950
700
тания и всасывания получилась еще меньшей
на 1 кгс/см2 (эксперимент 6, табл. 3). Таким
образом, оптимальной длиной капиллярной
трубки при модернизированной конструкции
конденсатора и воздухоохладителя кондиционера
«Азербайджаном» следует признать 31 см. При
этом на 12% увеличивается
холодопроизводительность промышленного образца, на 12%
снижается потребление электроэнергии и
повышается надежность работы за счет снижения
разности давлений нагнетания и всасывания, на
10—15% уменьшается количество необходимого
для зарядки фреона.
Таким образом, проведенные исследования
показали, что при температурах и давлениях,
соответствующих стандартным условиям
испытания автономных кондиционеров, и расходе
мощности 1,2 кВт холодопроизводительность
компрессора кондиционера «Азербайджаном»
(раздельное испытание) составляет 1972 Вт
A700 ккал/ч). Температура обмотки во всем
диапазоне встречающихся в условиях
республик Средней Азии температур окружающего
воздуха остается на уровне, не превышающем
допустимого ГОСТ 106112—63 A05° С), что
свидетельствует об имеющихся резервах для
улучшения работы кондиционера. Разность давлений
конденсации и кипения чрезмерно велика.
Исследования теплообмена в конденсаторе и
воздухоохладителе, проведенные для
выяснения причин высокого значения давления
нагнетания, потребления электроэнергии и низкой
холодопроизводительности, выявили, что
устанавливаемый температурный напор достигает
16—18° С при сравнительно большей
поверхности— 8 м2/1000 ст. ккал тепловой нагрузки.
Работа вентиляторов кондиционера,
обеспечивающих массовую скорость в живом сечении
24

конденсатора ^р=3,35кг/(с- м2)и шр =2,7кг/(с- м2) С
в живом сечении испарителя удовлетворительна.
Экспериментальные исследования кондицио- i
нера «Азербайджаном» с измененной схемой
движения хладагента в конденсаторе и
воздухоохладителе против заводской подтвердили
целесообразность такой модернизации: разность
давлений нагнетания и всасывания снизилась
на 12%, потребление энергии—на 7,5%, тем- 2,
пература обмотки в экстремальном режиме —
на 15° С.
Оптимальной длиной капиллярной трубки для
модернизированной конструкции конденсатора
кондиционера «Азербайджаном» следует
считать 31 см при условии зарядки 700 г фреоиа-22. з
В этом случае холодопроизводительность
повышается на 25% по сравнению с холодопроизво-
дительностью промышленного образца, потреб- 4
ление электроэнергии снижается на 12% и
возрастает надежность работы благодаря
уменьшению разности давлений нагнетания и
всасывания.
УДК 621.57.041.004.67
компрессоров
Э. М. БЕЖАНИШВИЛИ, В. И. СМЫСЛОВ,
В. М. ПОПОВ
ВНИИхолодмаш
Стратегия технического обслуживания
холодильных компрессоров должна состоять из
двух самостоятельных видов профилактических
мероприятий: планово-предупредительных
замен сменяемых конструктивных деталей [1]
и профилактик (профилактических осмотров).
Профилактики проводятся для
предупреждения возникновения внезапных отказов
деталей и узлов компрессоров. Они включают
своевременное выявление и устранение
неисправностей, регулировку, подтяжку креплений и
частичные замены деталей, производимые по
потребности в зависимости от состояния деталей
и узлов.
В процессе эксплуатации компрессор может
находиться в трех состояниях (рис. 1):
исправном, неисправном (но работоспособном) и
неработоспособном (состояние отказа).
Неисправным является компрессор, у
которого в отдельных узлах и деталях имеются на-
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
U Лавочник А. И., Ибрагимова Л. Р. Стенд
ТашПИ для калориметрического испытания
автономных кондиционеров. — «Сборник материалов по итогам
научно-исследовательских работ Ташкентского поли -
технического института», сер. «Машиностроение».
Ташкент, 1968.
2« Лавочник А. И., Ибрагимова Л. Р.
Экспериментальное исследование работы компрессорно-кон -
денсаторного узла кондиционера «Азербайджаном». —
«Сборник материалов по итогам
научно-исследовательских работ механического факультета ТашПИ», вып. 69.
Ташкент, 1970.
3, Якобсон В. Б. Термодинамические циклы
холодильной машины с герметичным компрессором. —¦
«Холодильная техника», 1969, № 5, с. 29—34.
4* Лавочник А. И., Ибрагимова Л. Р.
Экспериментальное определение оптимальной трубки
кондиционера «Азербайджаном». — «Сборник материалов
по итогам научно-исследовательских работ
механического факультета ТашПИ», вып. 103. Ташкент, 1973.
рушения и дефекты (неисправности),
позволяющие, однако, компрессору выполнять его
основные функции. Дальнейшее развитие этих
нарушений приводит к появлению внезапного отказа.
3 Неисправности и внезапные отказы присущи
к определенной группе деталей (пластины и
пружины клапанов, поршневые кольца, вкладыши
] шатуна и др.), работающих в условиях
циклических нагрузок, т. е. характеризуются накоп-
/ лением усталостных повреждений. Отказы этой
группы могут вызывать зависимые отказы
базовых деталей, например, поломка пластины
клапана может привести к задиру гильзы ци-
Рис. 1. Возможные состояния компрессора:
/ — исправное состояние; // — неисправное состояние; /// —
отказ; IV — неработоспособное состояние.
Методика определения оптимальной периодичности
профилактических осмотров поршневых холодильных
25

линдра, подплавление вкладыша — к
схватыванию шейки коленчатого вала.
В реальных условиях эксплуатации при
проведении профилактик (визуальный осмотр,
осмотр при небольших увеличениях и др.)
невозможно обнаружить абсолютно все неисправности
вследствие ограниченной возможности
диагностирующих инструментов и приборов
(стандартный мерительный инструмент). Практически
нельзя обнаружить такие неисправности, как
скрытые трещины, значительные изменения в
кристаллической структуре металла деталей и
др. В связи с этим при профилактиках будут
заменены только детали, имеющие
обнаруживаемые неисправности.
Возникновение неисправностей и внезапных
отказов характеризуется определенными
закономерностями, на основе которых строятся
математические модели и разрабатывается теория
профилактического обслуживания.
Неисправности и отказы имеют различную
природу возникновения и различное развитие
во времени. Вероятностный процесс образования
неисправностей вследствие случайности причин,
их вызывающих, приближенно можно описать
экспоненциальным законом распределения с
постоянной интенсивностью возникновения.
Процесс возникновения отказа
рассматривается состоящим из двух стадий. Первая
начинается с момента начала работы компрессора и
продолжается в течение случайного времени 7\
(см. рис. 1) до момента возникновения
неисправности. После этого начинается вторая стадия
развития неисправности, продолжающаяся
случайное время Т2 и заканчивающаяся появлением
отказа [2]. Следовательно, отказ возникает в
случайный момент времени 7\+Г2. Частота
возникновения отказов характеризуется
параметром потока отказов компрессора.
Проведение профилактик оказывает
управляющее воздействие на поток отказов путем
выявления и замены деталей, имеющих
обнаруживаемые неисправности.
Рассмотрим влияние периодичности
проведения профилактик на параметр потока
отказов компрессора в межремонтный период,
приняв, что все межремонтные периоды идентичны
с точки зрения старения компрессора.
Разобьем межремонтный период Тм на
некоторое число равных интервалов п, т. е. будем
считать, что профилактики проводятся в
моменты времени tx\ t2=2tx] . . . j/n-i—^—l)*i-
Во время первой профилактики возможны два
независимых события: неисправность
обнаружена и устранена; вероятность этого события
обозначим Рк (/х);
неисправности нет; вероятность этого
события равна 1—Pa(ti).
26
Первое событие соответствует случаю
управляющего воздействия профилактики, и параметр
потока отказа принимает значение:
^i@^h('iM'-'i)>
где t = /х+т; 0^x<Ztv
Для второго события параметр потока
отказов равен
©1а@=[1—/>,(/!) ]ffl@-
Таким образом, после первой профилактики
во втором межпрофилактическом периоде
возникает поток отказов с параметром:
^2(/) = со11@ + со12(/)^Рн(/1)со(/-/1) + [1-
-P*(ti)Mt). A)
После преобразований имеем:
©,(т)= [1—PH('i) 1 И*1+т)—<о(т) ]+со(т).
В третий межпрофилактический период
возникает поток отказов с параметром,
составляющие которого определяют следующим образом:
если неисправности не обнаружены,
<*>2i('i)= И—ph(*i WO; /2<^^3;
если неисправности обнаружены и устранены,
то
Параметр потока отказов в третьем
межпрофилактическом периоде
©з(*) = юа1(*)+юаа(*)= [1—/>H('i) W0+
+ />н('>('—2*i).
Подставив величину соа (t) в это выражение
и обозначив /=2?1+т, имеем
©8(т)=[1—Рн(/1)]2[соB/1+т)— со(/1+г)] +
+ [1—P*Vi) I N<i+t)—со(т)] + со(т). B)
Аналогично в п-ом межпрофилактическом
периоде
VnW = [l-Pn(ti)]n-1M(n-l)tl + T]-
-«>[(n-2)t1 + T]} + [l-PH(t1)]«-z{(>>[(n-2)t1 +
+ *]-©[(я-3)*1 + т]} + +
+ [1 ~ Рн № {со (h + т) - со( %)) + со (т).
Введем обозначение
со(/г^+т)-сол+1(т),
указывающее, что параметр потока отказов
берется в (я+1) интервале временной оси.
Отсюда
ш„ (т) = [1 - Рн (У]'1 {*>„ (т) - со^! (т)} +
+ [1 - Рн (ti)]n~2 {<*n-i (т) - co„~2 (т)} +
+ [1 - Рн (^l)]"-3 {©/i-i (Т) ~ СО^_з (Т)} + C)
+ +
+ [1 - Рн Vl)] {Щ (X) - 0)! (Т)} + О)! (Т).
Используя выражение C) для определения
зависимости числа отказов от числа
профилактических осмотров в межремонтный период,
получаем

n U
+
^=2 j®«(T)dT=
1=1 О
= [1 - Рж (tjy-1 J [юя (т) - co„_x (т)] dt +
о
h
+ 2[ 1 - Рн (У] "-• J [сол_! (т) - (ол..2 (тI dT + D)
о
+
+ (п - 1) [1 - Рн (h)] j [со2 (т) - (ог (т)] dr +
о
+ л \ ©! (х) d%.
Из выражения D) следует:
проведение профилактик целесообразно, если
параметр потока отказов co(t) является
возрастающей функцией;
при со (t) = const
т
п
N = п \ (odx = соГм = const
о
и число отказов за межремонтный период не
зависит от числа профилактик.
Для оптимизации периодичности проведения
профилактик по экономическому критерию
должен быть обеспечен минимум суммарной
стоимости устранения отказов и проведения
профилактик, т. е. минимум выражения:
СоУм =Спр (п-\)+С0ТКЩп), E)
где Спр — стоимость профилактического осмотра;
С0тк — стоимость устранения одного отказа.
Необходимым условием минимума выражения
E) является равенство нулю первой производ-
I
I
j
V4
_1—
г л.
'0/7Г
Число межосмотробых периодоб л
Рис. 2. Графическое определение оптимального числа
профилактик:
п — оптимальное число межосмотровых периодов.
нои по пу т. е.
da
СУМ
dn
= о,
или
dN
dn
СпР
(б)
Корень уравнения F) яопт определяет
оптимальное число профилактик, равное (ttonT—1),
при заданном отношении гпР .
Величину поит— можно определить и
графически. В этом случае величина попт будет
соответствовать точке на пересечении с осью
абсцисс перпендикуляра (рис. 2), опущенного
из точки А графика функции N(n), в которой
тангенс угла наклона касательной по
абсолютной величине равен
|tga|—?=2-.
иотк
По разработанной методике рассчитана
оптимальная периодичность профилактик
компрессоров с ходом поршня 130, 70 и 50 мм.
Рис. 3. Параметр потока
отказов со
четырехцилиндровых компрессоров:
а—аммиачных с ходом
поршня 130 мм; б — фреоновых с
ходом поршня 70 мм; в —
фреоновых с ходом поршня
50 мм; /, //. /// —
интервалы для графического
интегрирования.
2 4 t}mblC4
5
\^^/
/^
1
/о
/
\\\N
^
^
$1
12 3 М/пысч
27

Исходными данными для расчета явились
графики параметра потока отказов (рис. 3) и
интенсивности обнаружения неисправностей Ян,
полученные на основе обработки статистических
данных.
Величины Ян, межремонтные периоды для
рассматриваемых компрессоров, а также
отношение затрат гпР приведены в табл. 1.
Таблица 2
Компрессоры
с ходом
поршня, мм
130
70
50
Интенсивность
обнаружения
неисправности
Хн, МО*8 1/ч
6,65
2,65
1,90
Таблица 1

Межремонтный период
3500
6000
5000
Соотношение
затрат т^-
СоТк
2,65
2,22
2,04
15
\
\
Ч-
3
\л-6,65-
1
1
1
Ю'Ч/ч
f
.
Л* 2,85-Ю'3 t/ч
О / 2 3 п-1 О 1 2 3 п-1
Число профилактик
а 5
Vf
43
2,0
1,0
п
\Л-/,9Ми/ч
1 —
1
1
г з л-/
б
Рис. 4. Определение оптимального числа профилактик по
Спр
заданному фактическому отношению -g i
а — аммиачные компрессоры с ходом поршня 130 мм,
^8--2,65; K-S^-^2,75; /гопт = 3;
^отк °отк
г*
б—фреоновые компрессоры с ходом поршня 70 мм, = 2,22;
ь0тк
0,4<-?rilE-^2,85, л0Пт = 2;
иотк
в — фреоновые компрессоры' с ходом поршня 50 мм,
7^- = 2,04; 0,55 <-i^-^2.45; /гопт = 2.
Сотк иоТк
Результаты расчета зависимости числа
отказов от числа профилактик представлены на
рис. 4 в виде ломаных кривых. Геометрическая
интерпретация выражения F) позволяет
определить оптимальное число профилактик для
компрессоров каждой базы в некотором
диапазоне отношения—— f приведенного в табл.2.
пР
ОТБ
Следовательно, при заданном отношении ~
Сотк
(см. табл. 1) оптимальное число профилактик
для компрессоров с ходом поршня 130, 70 и 50 мм
соответственно равно 2, 1 и 1, или периодичность

Компрессоры с
ходом
поршня, мм
130
70
50
Диапазон отношения - и соответствующее чис-
сотК
ло профилактик
0
>9,55
>2,45
>2,85
1
2,75—9,55
0,55—2,45
0,4—2,85
2
2,75—1,0
<0,55
<0,4
3
<1,0
проведения профилактик составляет 1170, 3000
и 2500 ч.
Кривые на рис. 4 позволяют также оценить
уровень безотказности компрессоров при
оптимальной периодичности проведения
профилактик.
Так, для компрессоров с ходом поршня 130 мм
при проведении двух профилактик в
межремонтный период C500 ч) среднее число отказов
равно 4,5 (см. рис. 4, а). Отсюда наработка на
отказ Т составит
3500
.780 ч.
Г = -
4,5
Таким образом, проведение профилактических
работ оказывает управляющее воздействие на
параметр потока отказов компрессора в
результате замены неисправных деталей и
предупреждения дальнейшего развития неисправности в
отказ. Установлено, что параметр потока
отказов холодильных компрессоров есть функция,
возрастающая во времени, и проведение
профилактик повышает уровень безотказности
компрессоров.
Оптимальное число профилактик определяет
отношение затрат -у^-. С уменьшением этого
отношения число профилактик увеличивается,
а при возрастании выше некоторой величины
отпадает необходимость в их проведении.
Рассчитана оптимальная периодичность
проведения профилактик для холодильных
компрессоров с ходом поршня 130, 70 и 50 мм;
межпрофилактические периоды составляют
соответственно 1170, 3000 и 2500 ч.
По разработанной методике определения
оптимальной периодичности профилактик и
методике определения оптимальной периодичности
планово-предупредительных замен [1]
построена оптимальная система технического
обслуживания поршневых холодильных компрессоров.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Бежанишвили Э. М., Попов В. М.
Оптимизация периодичности технического обслуживания
поршневых холодильных компрессоров. — «Холодильная
техника», 1974, № 11, с. 24—29.
2. Степанов С. В. Профилактические работы и
сроки их проведения. М., «Советское радио», 1972.
28

ДК 534.83:621.565.92:658.67.9
Способы борьбы с шумом встроенных
в торговое оборудование холодильных агрегатов
Канд. техн. наук В. Л. ТИХОМИРОВ
Всесоюзный научно-исследовательский институт
холодильной промышленности
Торговое холодильное оборудование изготов^
ляется в настоящее время преимущественно со
встраиваемыми холодильными агрегатами с
принудительным воздушным охлаждением
конденсатора. Машинное отделение оборудования,
где размещаются холодильные агрегаты, для
обеспечения подачи охлаждающего воздуха к
конденсатору выполняется с вентиляционными
окнами. Излучаемая агрегатом звуковая
энергия проникает в помещение, где установлено
оборудование, в основном через эти вентиляционные
окна и лишь частично через ограждения
оборудования. В связи с этим борьба с шумом
встроенного в оборудование холодильного агрегата
должна быть направлена прежде всего на
ограничение излучения звуковой энергии через
вентиляционные окна машинного отделения.
Некоторого снижения шума можно добиться также
улучшением звукопоглощающих свойств стенок
машинного отделения.
Требуемое снижение шума холодильного
агрегата составляет разность между фактическими
уровнями звуковой мощности холодильного
агрегата и допустимыми уровнями звуковой
мощности оборудования.
Цель данной работы — исследование
эффективности некоторых способов борьбы с шумом
холодильного агрегата в машинном отделении
торгового холодильного оборудования.
Исследования проведены на макетах машинного
отделения, выполненных из дюралюминия
толщиной 1,5 мм и фанеры толщиной 10 мм.
Первый макет испытывали при разных
площадях сечения открытых окон (табл. 1) и при
полностью открытых окнах жалюзийной
решетки со звукопоглощающей облицовкой
внутренних поверхностей поролоном толщиной 20 и
50 мм или полистиролом толщиной 20 мм.
Дополнительно эти же варианты были испытаны
с перфорированными перегородками на входе
и выходе при диаметрах отверстий перфорации
5 и 10 мм суммарной площадью от 0,33 до 0,45 м2.
Во втором макете во время испытаний на
входе и выходе устанавливали экранные глушители
(табл. 2.)
Источником шума в дюралюминиевом макете
являлся герметичный холодильный агрегат ВСр
Таблица 1
Число
открытых окон*
81
63
45
27
Площади се-
1 чения
открытых окон **,
м*
0,051
0,040
0,028
0,017
Порядок закрытия окон
Все окна закрыты
Закрыто каждое третье
окно в боковых рядах
Закрыты каждые два окна
через третье в боковых
рядах
Закрыты все окна в
боковых рядах
* Размер окна 106x6 мм2, три ряда по 27 окон.
** Площадь живого сечения конденсатора около 0,04 м2.
Таблица 2
Размеры
фронтального
сечения
секций, мм
Ширина А
400
400
400
400
300
500
600
Высота В
400
400
400
400
300
500
600
Число
секц ий
л, шт.
1,2,3,4
1,2,3,4
2
2
2
2
2
2
Ширина
канала
(щели)
между
экранами
6, мм
100
100
50,80,150
100
75
125
150
Высота окна
в экране
секций* h, мм
100
100
100
50,150,200
75
125
150
ofHco
Толщина
копоглощ
ОблИЦОВК!
на) секци
0
10
5,20,40
10
10
10
10
10
* Размеры указаны по измерениям в свету.
0,45Р~1B), при испытании секций экранных
глушителей — динамик (рис. 1). Проверка
секций экранных глушителей проводилась в
фанерном макете с агрегатом ВСр 0,45Р~1B).
Окончательную проверку эффективности
разных схем экранных глушителей проводили в
торговом холодильном шкафу ШХ-0,4М
(рис. 2) и машинном отделении торгового
оборудования типа «Таир» (рис. 3).
29

Рис. 1. Опытный вариант типового глушителя с
источником шума — динамиком:
1 — фанерный корпус; 2 — звукопоглощающая облицовка (из
поролона); 3 — динамик; 4 — экран глушителя. Буквенные
обозначения см. табл. 2.
Рис. 2. Опытные варианты глушителей в шкафу ШХ-
0,4М:
а — центральное расположение проходных окон на входе и
выходе; б — то же, боковое; в — то же, верхнее; 1 — фанерный
корпус; 2 — дюралюминиевый экран; 3 — звукопоглощающая
облицовка из поролона; 4 — машинное отделение.
Эффективность глушения шума определяли
по разности шумовых характеристик агрегата
или динамика до и после установки в макет.
Возрастание шума в макете, вследствие звуко-
отражения от его стен, определяли по разности
результатов измерений шума в одной и той же
точке до и после установки агрегата в макет.
Измерения проводили в свободном звуковом
поле [ 1 ] — в заглушённой камере со звуко-
отражающим полом на акустическом стенде
ВНИХИ [2]. Шум в дюралюминиевом макете
и секциях экранных глушителей измеряли на
стороне конденсатора агрегата или динамика на
полуокружностях, лежащих на четвертьсфе-
рической измерительной поверхности
радиусом 1,0 м на высоте 0,25 и 0,75 м от пола. В
целях создания такой поверхности излучения в
плоскости расположения конденсатора
агрегата или корпуса динамика, а также выходных
окон макета машинного отделения
устанавливали фанерные щиты размером 2,5 X 1,5 м2,
толщиной 10 мм. При проверке эффективности
фанерного макета с экранными глушителями и
машинного отделения оборудования типа «Таир»
точки измерения шума находились на
полусфере радиусом 1,5 м на высоте 0,38 и 1,12 м от
пола.
Полученные результаты пересчитали в
уровни звуковой мощности по следующим формулам:
на четвертьсфере
101g 2
10'
0,1 L
Pi у
30

6-6
'
1
¦"
i
¦
, -J
т
1
§Ш
J Л
ТШм
1
1
&РЬи
ц»4ФФр
уж\\
ПЩ
2
з|оп
J U
И /
4° И
^и
3 2 Ы
; ; ^=;
1 '// 1
/ 1
. *^ J
W<7
_ Ш „
А\~-
J 2? 1
=?=?=
Т
ш
ъзо
^о
гк-
Рис. 3. Опытные варианты глушителей в машинном отделении торгового оборудования типа «Таир»:
а — типовые глушители на входе и выходе из машинного отделения; б — центральное (на входе) и нижнее (на выходе)
расположение проходных окон; 1—4 см. рис. 2.
на полусфере
Lp=Lm +101gS=Im +201ягв +8,
St
где Lpi = L? + 201grs + lOlg—J- — октавный уровень
rs
звуковой мощности на одной из шести
частей четвертьсферы площадью St, дБ;
Li — уровеньЗ звукового давления на одной из
шести частей четвертьсферы площадью S%4
дБ;
rs — радиус четвертьсферы^или полусферы, м;
Si
—2~ — относительная площадь пояса четвертьсфе*
rs ры для данной точки измерения;
Lm — средний уровень звукового давления на чет-
вертьсфере или полусфере, дБ;
5 = 2яг? — площадь поверхности полусферы, м2.
31

При радиусах четвертьсферы 1,0 м и
полусферы 1,5 м и достаточно равномерном
распределении звукового давления на их
поверхности уровни звуковой мощности будут
соответственно на 5 и 11,5 дБ выше средних значений
уровней звукового давления на измерительных
поверхностях.
Шум в шкафу ШХ-0,4 М измеряли на
расстоянии 1,0 м от его стен (на измерительной
окружности радиусом 1,375 м) на высоте 1,2 м от пола
и пересчитывали в уровни звуковой мощности
по формуле
LP=Ldl +10 \gS-20 \g-
rs
где L(H — уровень звукового давления на расстоянии
1,0 м от ограждений шкафа, дБ;
rsl — радиус эквивалентной полусферы,
rsi
-ущ
+ с)
a = ~Y+ 1 м, Ь ¦
¦ + 1 м, с = /3+1 м;
h* h* h~
• габаритные размеры шкафа, м-
Шумовые характеристики представлены в ок-
тавных уровнях звуковой мощности в полосах
со среднегеометрическими частотами 31,5; 63,
125, 250, 500, 1000, 2000, 4000, 8000,^16000 Гц
и корректированных уровнях звуковой мощно-
31,5
63
/25
Z5G
? 500\
сс § zoo (А
^ J
g ^ 3000\
!
<5
isoom
^ ^ ^!
<3
1 НО 28 00 20 50™ 5 Ю) 2 3 ШЮ 20ШШШШШЮд ШЩЩШЩШ 1 2 3 4
F10~2,mz 5,мм гот-A,мм л, шт. 6,'мм б,мм Ь,мм 300*^500600 nyuim
ш 2150 575 А *В, мм
3 Ч
ti
8
6
Рис. 4. Эффективность разных способов борьбы с шумом холодильного агрегата, встроенного в макеты машинного
отделения:
а — дюралюминиевый макет; / — уменьшение площади F сечения жалюзийной решетки; 2 — увеличение толщины б
звукопоглощающей облицовки внутренних ограждений макета из поролона ( + ) и полистирола (X); 3 — установка
перфорированных с разным диаметром d и числом п1 отверстий звукопоглощающих поролоновых перегородок той же толщины, что
и облицовка (X — 6 = 20 мм; -\ 6 = 50 мм);
б — фанерные глушители при излучении направленных звуков от динамика; 4 — без облицовки ( —) и с облицовкой (— ;—)
поролоном при разном количестве секций п; 5 — разная толщина поролоновой облицовки 6; 6 — разная ширина щели (канала)
между экранами Ь\ 7 — разная высота окна в экране h\ 8 —пропорциональное (Ах В) увеличение всех размеров секций;
^ — фанерный макет с агрегатом ВСр 0.45Р1 ~B) при двухсекционных глушителях F = 10 мм, 6=100 мм, /г=100мм,
АХ В = 400X400 мм) со сквозным (X) и боковым (+) проходом воздуха.
32

сти. Звукометрический тракт состоял из
прецизионной аппаратуры фирмы «Брюль и Къер»
(Дания).
Исследования показали, что снижение шума
агрегата в машинном отделении путем
уменьшения сечения вентиляционных окон (рис. 4, а,
1) достигается лишь при чрезмерно малой их
площади, что в обычных условиях работы
оборудования недопустимо. Влияние
звукопоглощающей облицовки внутренних поверхностей
машинного отделения (рис. 4, а, 2) также весьма
незначительно: без облицовки шум внутри
машинного отделения вследствие звукоотражений
возрастает в среднем на 3—4 дБА, а при наличии
облицовки — на 1—2 дБА. При этом
возрастание шума в машинном отделении без облицовки
во всем диапазоне звуковых частот практически
одинаково и от сечения окон не зависит, а в
машинном отделении с облицовкой на низких
частотах увеличивается, а на высоких
снижается до нуля. Излучаемый агрегатом шум при
наличии облицовки ниже примерно на 2 дБА.
Наличие перфорированных поролоновых
перегородок внутри машинного отделения перед
окнами жалюзийной решетки заметного
эффекта не дает (рис. 4, а, 3).
Наибольшее снижение шума агрегата
получено при использовании глушителей шума
экранного типа (рис. 4, б).
Основными влияющими на эффективность
экранных глушителей факторами являются:
толщина облицовки, высота окна в экране и число
экранов. Влияние толщины облицовки
проявляется особенно значительно до 10 мм,
дальнейшее ее увеличение малоэффективно.
Оптимальное число секций (экранов) в глушителе равно
двум. Дальнейшее увеличение их числа заметного
уменьшения шума не дает. При наличии
облицовки в секциях эффективность шумоглушения
резко возрастает. Оптимальная высота окна в
экране равна четверти его общей высоты. При
большей высоте окна в экране эффективность
глушителя падает. Ширина щели (канала)
между экранами и размеры секций (при соблюдении
их подобия) на эффективность шумоглушения
не влияют.
Таким образом, оптимальным глушителем
оказался двухсекционный, с поролоновой
облицовкой толщиной 10 мм, с двумя экранами,
имеющими высоту окон, равную четверти их общей
высоты. Суммарное снижение шума в этом
глушителе по уровню звука при направленном
излучении звуков от динамика составляло 24 дБА.
Испытания фанерного макета машинного
отделения с этими глушителями со сквозным и
боковым выходом потока воздуха показали
(рис. 4, в), что снижение шума холодильного
агрегата в нем по уровню звука составляет
10 дБА, т. е. значительно меньше, чем при нап-
равленнном излучении чистыми звуками, что
может быть вызвано как влиянием
ненаправленного (беспорядочного) падения звуковых волн
на ограждения машинного отделения и экраны
в глушителе, так и наличием воздушного потока.
При испытании шкафа ШХ-0,4 М и машинного
отделения оборудования типа «Таир» с разными
модификациями глушителей установлено (рис. 5),
что глушители позволяют снизить шум
встроенных агрегатов в зоне высоких частот более
чем на 20 дБ, а по уровню звука в среднем
на 7—8 дБ А (табл. 3).
Результаты испытаний позволяют сделать
некоторые выводы.
Излучение шума от встроенного в
оборудование холодильного агрегата происходит
главным образом через вентиляционные окна
(жалюзи и т. п.). Шумовые характеристики
агрегата после встраивания его в оборудование
практически не меняются. Уменьшение площади
сечения вентиляционных окон и облицовка
внутренних поверхностей машинного отделения
заметного снижения шума не дают.
ЯП
ои
ъл
ои
ип
ти
in
:
\
^.J
Я~А
к:
с \
V
ч -
гч
!\
\
\
~1—
/
/
\
\
ML
/
\
ч^
|)
\
л
Z Ш 63 m Z50 500 mo 2000 W°0 8000
Среднегеометри чем а я частота онтабной по/г осы, Гц
(F
Рис. 5. Эффективность глушителей в торговом
холодильном оборудовании:
а — шкаф ШХ-0,4М; б ~ машинное отделение оборудования
типа «Таир»: / — шум агрегата ВСр 0,35~ЛА в свободном
состоянии; 2 — то же, шкаф ШХ-0.4М заводского исполнения;
3 то же, с глушителями (+ — по рис. 2, а, х — по рис. 2, б,
О — по рис. 2, в); 4 — шум агрегата ВС 1,1~3 в свободном
состоянии; 5 — то же, машинное отделение оборудования типа
«Таир» заводского исполнения; 6 — то же, с глушителями
(д — по рис. 3, a, D — по рис. 3, б).

Таблица 3
Тип
оборудования
Шкаф
ШХ-0,4Н
Опытный вариант
Агрегат ВСр 0,35—1А
Шкаф в заводском
исполнении
То же, с глушителем по
рис. 2, а
То же, по рис. 2, б
То же, по рис. 2, в
Я 2
овень звука
сстоянии 1,0
А
^ О, с*
58
55
47,5
46,5
47,5
2*
рректирован!
овень звуков
щности, дБА
3°*2
67
66,5
59
58
59
Тип
оборудования

Оборудование типа
«Таир»
Опытный вариант
Агрегат ВС 1,1—3
Машинное отделение в
заводском исполнении
То же, с глушителем по
рис. 3, а
То же, по рис. 3, б
г*
овень звука
: стоянии 1,0
А
Р* Cue*
65
62,5
55
54,5
3*
lis
fifes
74
74
66,5
66
Наиболее существенное снижение шума
достигается при применении экранных
глушителей. Эффективность глушителей тем выше, чем
больше высокочастотной звуковой энергии
излучается агрегатом.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Машины. Методика выполнения измерений для
определения шумовых характеристик. ГОСТ 8.055—73.
2. Тихомиров В. А. Новый стенд ВНИХИ для
исследования шума малых холодильных машин. —
«Холодильная техника», 1966, № 8, с. 10—16.
УДК 628.84.001.24
Расчет процессов осушения воздуха охлаждаемым
раствором хлористого лития
Доктор техн. наукг проф. Е. Е. КАРПИС
ГИПРОНИИ АН СССР
Н. Н. ПАВЛОВ
Московский государственный проектный институт
В ряде цехов и производственных участков
предприятий станкоинструментальной,
электронной, фармацевтической,, кондитерской,
пивоваренной и сахарной промышленности, на
складах некоторых видов продукции
(контрольно-измерительных приборов и
инструментов, черных металлов), а также при
выполнении научных исследований в области
растениеводства и аэродинамики по технологическим
условиям требуется поддерживать температуру
воздуха 10—25° С и относительную влажность
5—40%.
Столь низкая влажность может быть
достигнута при осушении воздуха холодильными
машинами или влагопоглощающим водным
раствором хлористого лития, охлаждаемым, в свою
очередь, оборотной или артезианской водой
или холодильными машинами, работающими при
сравнительно высокой температуре кипения.
Использование только холодильных машин
сопряжено со значительными затратами
мощности. При комбинированном использовании
раствора хлористого лития и холодильных
машин, как будет показано ниже, затраты
энергии существенно снижаются.
Основные преимущества раствора хлор исто-
4
\0
Щ35
30
25
20\
18
16
1<t
12
10
S
Jiff3 hW3 Jiff3 6-Ю3 ТКР&НРмРЮП* 13103
Рис. 1. Изменение теплового / и диффузионного 2 Крите»
риев Нуссельта в функции критерия Рейнольдса.
yL
*
ж
<
**'
'*
\,
W
i1
1 1 1 1 Ш
tlfrf
?гГ tv\
*т
ИЧ
' i I i 1 i i I
34

го лития: возможность получения воздуха с ности от 5 до 100%; бактерицидное действие
конечным влагосодержанием до 1 г/кг, тепло- раствора и его безопасность для людей; сущест-
техническая универсальность, т. е. обеспече- венная экономия на капитальных и эксплуа-
ние всех требуемых параметров воздуха в об- тационных затратах по сравнению с осушением
служиваемом помещении в пределах темпера- при помощи холодильных машин [1, 2].
тур от —15 до +50° С и относительной влаж-
Таблица 1
Коэффициенты тепло- и
массоотдачи
Nu = 0,028Re0'76 A)
Nu' = 0,022Re0'76 B)
ее = 7,8 (upH'76 C)
Р = 0,146.10-3 (арH'76 D)
Коэффициенты эффективности тепло- и массообмена
для воздуха
Яв = Jfl^b* = 1,58В0-19 (t-р)-0'53 Г0'1
ГС1 ГР2
E)
?;=?bi^?b,=136Bo.i( ур)-о.5з F)
в Pbi— Ppi
общие
Е =1_ gSLZ^Bl=1>21(pp)-O.M60,07
ГС1 ГР1
G)
?, = 1_PB2-Pp2^102W-0,24 (g)
FBI PPl
Примечания. 1. Уравнения A) —(8) справедливы в следующих диапазонах изменения переменных: 2500 < Re < 13 000;
массовой скорости 4< ар < 12 кг/(с-м2); коэффициента увеличения теплообмена за счет массообмена 1 <?< 15; интенсивности
орошения 16 0 < gy < 400 кг/(ч-м); коэффициента орошения 0,5 < В < 5.
2. В качестве определяющего размера принят эквивалентный диаметр щели между мипластовыми пластинами.
1 AL_
с Д*с (^ и Д^с-соответственно перепад энтальпий и температур, с' — удельная теплоемкость влажного воздуха).
3. Коэффициенты тепло- и массоотдачи а и 0 вычислены соответственно при среднеарифметической разности температур
и парциальных давлений.
Таблица 2
Показатели
Формулы, характеризующие
явный теплообмен
массообмен
Коэффициенты
переноса
N = -
aF3,6
G*CB
2 (*ci - tc
(^ci — ^Pi) + (^сг ~ ^Рг)
2 (*ci — *сг)
2?B
Cci — 'pi) B — ?) "" 2-Е ~ 1—0, 5?
(a)
F)
N'¦¦
$F
2 (Pbi — Рвг)
N' :
2(Pe
(Pbi — Ppi) + (Рв2 ~ Pp2)
Рвг) 2^в ?в
(a')
(Pbi ~ Ppi) B - ?') ~ 2 -?' ~ 1-0,5?'
у (б')
Коэффициенты

эффективности тепло-и
массообмена
Ев = #A-0,5?) (в)
?в
? = 2 1
N
(г)
ЛГA — 0,5?')
?*
(в')
?' = 21
N'
(г')
Конечные
параметры
воздуха
*oi = 'ci -'V (*С1 - *Pl) A -0,5?) (д)
(^ci~^i)(l~?) (ж)
^С2 — ^Р2
Рвг + Pbi — #' (Pbi — Ppi) A — 0,5?') (д')
РВ2 "^ РР2 + (РВ1 — Ppi) A — ?') («')
Конечная
температура
раствора
'p» = 'c2-(fci-'pi)(l-?)
(з)
Примечания. 1. Формулы справедливы в пределах 0,5 <-
< 1; 0, 5 < -
< 1.
N ^ ' ' ^ N'
2. Величину F следует рассчитывать по формулам для явного теплообмена.
* а—коэффициент, связывающий парциальное давление и влагосодержание воздуха, равный 0, 65-10 б м2/Н.
з$

if
$
0J\
o,s\
"-"№!>
\
Нчк
Jj J
m
5 6 7 8 9 10111Z
•г
I /7
m
Ofy
0,3\
4-^t.
^*^<
»
N
Ч
i
•v
•"
ч
у
Ttt
4v
1 N
5 6 7 8 9 101112
(Ур\м/(м2-с)
Рис. 2. Изменение коэффициентов эффективности теплообмена (а) и массообмена (б):
i _ Я, 2 ~ Еп
Е, 4
В целях получения данных для тепловых
расчетов исследовали тепло-и массообмен между
воздухом и раствором хлористого лития в
горизонтальной перекрестноточнои камере,
заполненной вертикальными мипластовыми
пластинами, по которым в виде пленок стекает
раствор. Результаты исследования представлены на
рис. 1, 2 и в табл. 1. Вспомогательные
производные формулы для инженерных расчетов даны
в табл. 2.
Выполнение расчетов продемонстрируем на
следующих примерах.
Пример прямого расчета (рис. 3, а). В помещении без
теплоизбытков при начальных параметрах наружного
воздуха: температуре /С1~ 30° С, относительной влажности
ф1==50%, влагосодержании ^=13,5 г/кг, энтальпии/4=
= 64,5кДж/кг, парциальном давлении /?В1=2,1 кПа
прямоточная система кондиционирования воздуха должна
поддерживать параметры: /С2-~20° С, cp2=40%, d2=
=5,8 г/кг, /2=35 кДж/кг, /?в2=0,9 кПа. Воздух в
количестве GB=10 000 кг/ч осушается охлаждаемым
холодильной машиной водным раствором хлористого лития
с начальными параметрами: температурой /Р1 = 15°С,
концентрацией spl=43,4%, парциальным давлением
водяного пара над поверхностью раствора рР1=0,2кПа.
Определить: площадь контакта перекрестноточнои
пленочной камеры F, количество раствора Gp, его конечные
параметры (tp2, 8p2, /?р2), а также холодопроизводитель-
ность, необходимую для охлаждения раствора QX.P или
для осушения воздуха в воздухоохладителе
непосредственного охлаждения Qx.B.o-
Решение. Принимаем массовую скорость воздуха
в живом сечении равной ф=6 кг/(с-м2). Тогда согласно
уравнениям C) и D) коэффициент теплоотдачи в Вт/(м2 • К)
а=7,8.6°,7<*=30,4;
коэффициент массотдачи в кг/(ч-Н)
Р=0,146.10—3.6°,7в=-0,57.10—3.
Определяем коэффициент увеличения теплообмена за
счет масообмена:
64,5 — 35
1 C0 — 20)
= 2,95.
Рис. 3. Выкопировка из /, d-диаграммы с нанесением процессов осушения воздуха охлаждаемым водным
раствором хлористого лития 1 и в воздухоохладителе непосредственного охлаждения 2 (к примерам расчетов); tB.0 —
температура воздуха J после охлаждения.
36

По формуле G) находим общий коэффициент
эффективности теплообмена
?=1,21.6-°'24.2,95°'07=0,87.
По формуле (з) (табл. 2) вычисляем конечную
температуру раствора /р2=20—C0—15) A—0,87)^18° С.
(Средняя арифметическая температура раствора в испарителе
16,5° С).
Полагая практически постоянными начальную и
конечную концентрации раствора (spi^Sp2), по диаграмме
р — 8р находим конечное парциальное давление водяного
пара над раствором рр2=0,24 кПа.
Из уравнения теплового баланса находим количество
раствора в кг/ч
10 000F4,5 — 35)
Gp = 2,65A8-15) = 37 10()
и коэффициент орошения
Gp 37 100
GB ~ 10 000 :
В-.
3,71.
По формулам (а) и (а') определяем коэффициент
переноса тепла и массы:
2 C0 — 20)
Аг =
ЛГ = •
C0—15)+ B0—18)
2B,1 — 0,9)
B,1—0,2) + @,9 —0,24)
1,175;
= 0,93.
Площадь контакта составит:
10 000-1,175
F =
з,б.зо,4 =ю7>5м2;
Е'ъ = 1,36.2,25°' 1.12-°'53 = 0,396;
?' = 1,02.12-°'24 = 0,56.
По формулам (а) и (а') (табл. 2) определяем
коэффициенты переноса:
51,6.40-3,6 Л „Л
N= ;AQftA г =0,69,
„, 10 000-0,65.10-5-0,93
F = 0,57.10-3 -Ю6м«.
Вычисляем требуемую холодопроизводительность
холодильной машины в кДж/ч:
для охлаждения раствора (при температуре кипения
около 10° С)
<2х.р=Ю 000 F4,5—35)=295 000 A00%);
для осушения воздуха в охладителе-испарителе (при
температуре кипения около 3° С)
Qx.B.o=10 000 F4,5—23) = 415 000 A40%).
Дополнительный расход тепла в кДж/ч на подогрев
приточного воздуха после охладителя
QT=10 000 C5—23)=120 000.
Пример поверочного расчета (рис. 3,6). В пленочной
камере площадью контакта 40 м2 и живым сечением 0,25 м2
осушается охлаждаемым раствором хлористого лития
10 800 кг/ч наружного воздуха с начальными параметрами:
гС1=30°С, фх=50%, d1== 13,5 г/кг, /1=64,5 кДж/кг,
рВ1=2,1 кПа. Из камеры воздух поступает в помещение,
в котором выделяется избыточное явное тепло в
количестве 18 400кДж/ч. Начальные параметры раствора: tpi—
15°С, 8Р1 = 43,4%, рР1 = 0,2 кПа. Количество раствора
и коэффициент орошения составляют соответственно Gp=
24 500 кг/ч и В = 2,25. Определить параметры воздуха
после камеры и в помещении, а также
холодопроизводительность, необходимую для охлаждения раствора и для
осушения воздуха в воздухоохладителе непосредственного
охлаждения.
Решение. Определяем массовую скорость воздуха
в кг/(с • м2)
ар = 10 800/3600.0,25 = 12.
По уравнениям C) и D) вычисляем а в Вт/(м2.°С) и
р в кг/(ч.Н):
а = 7,8Л20'76 =51,6,
Р = 0,146 - Ю-3.120'76 = 0,965. Ю-3.
По формулам F) и (8) находим коэффициенты
эффективности тепло- и массообмена:
N'
~ 10 800-1
0,965-10-3-40
10 800-0,65- 10-Б
— = 0,55.
.св ив
Задаваясь отношением —тт- = д-™ = 0,65, получаем:
?в=0,448, а по формуле (г) Е = 2 A—0,65) = 0,7.
По формулам (д), (д') и (з) находим конечные
параметры воздуха tC2 в °С и /?в в кПа и конечную температуру
раствора в °С:
tC2^30—0,69 C0—15) A—0,5-0,7)=23,3;
рВ2=2,1—0,55 B,1—0,2) A—0,5-0,56)=1,346;
*р2=23,3—C0—15) A—0,7)= 18,8 (средняя
арифметическая температура раствора ~17® С).
Полагая, что концентрация раствора меняется весьма
незначительно (вР1^8Р2), по диаграмме р—sp находим
рР2=0,24 кПа.
По /, d-диаграмме находим остальные параметры
воздуха после камеры: ф2=47%, d2=8? г/кг, /2=45 кДж/кг.
Из уравнения баланса определяем требуемый
коэффициент орошения
54 5 45
В= 2,65A8,8-15) =1.94<2,25.
Фактический коэффициент орошения больше требуемого,
что обеспечивает некоторый запас в расходе раствора.
Пользуясь полученными значениями конечных
параметров воздуха, по формулам E) и F) вычисляем
?в =
30 — 23,3
30—15 :
:0,446
2,1 — 1,346 л ол„
Е*= 2,1-0,2 =0>396-
Ев 0,446
Проверяем принятое ранее отношение Q-gg = Q ^ :
= 0,646^*0,65.
Находим коэффициент увеличения теплообмена
64,5 — 45
I-
1 C0 — 23,3)
= 2,91.
По уравнениям E) и G) проверяем принятые ранее
коэффициенты эффективности:
?В=1,58.2,250Л9.12~'53.2,91"-0Л = 0,444^0,446^0,448.
Е = 1,21.12-°'24 .2,910'07 = 0,72 ss 0,7.
Расхождение между принятыми и полученными
величинами Е и Е& менее 3%, поэтому дальнейшее уточнение
не производим.
Определяем ассимиляционную разность температур
воздуха в °С в помещении tu и притока *пр:
18 400
Д^раб — ^п — ^пР — Ю800-1 ~~
По/, d-диаграмме находим параметры воздуха в помещении:
^=23,3+1,7=25° С; фп=42%; dn=8,5 г/кг; /п=
=46,7 кДж/кг,
Вычисляем холодопроизводительность холодильной
машины в кДж/ч: для охлаждения раствора (при
температуре кипения около 11° С)
Qx.p=10 800 F4,5—45)=211 000 A00%);
37

для осушения воздуха в воздухоохладителе (при
температуре кипения около 7° С)
Qx.b.o=10 800 F4,5—34,5)=324 000 A53%).
Дополнительный расход тепла в кДж/ч на подогрев
приточного воздуха после воздухоохладителя
QT=10 800 D5—34,5)=113 500.
Пользуясь приведенными зависимостями,
можно проводить прямые и обратные
теплотехнические расчеты процессов осушения воздуха
охлаждаемым водным раствором хлористого
лития в перекрестноточной пленочной камере.
Результаты расчетов свидетельствуют о том,
что осушение воздуха охлаждаемым раствором
хлористого лития позволяет поддерживать в
УДК 621.572:536.2
Л. В. ВУРГАФТ, Л. В. ГАЛИМОВА
Астраханский технический институт
рыбной промышленности и хозяйства
Пленочные аппараты наиболее эффективны при
выпаривании жидкости при небольших
тепловых потоках (менее 40 тыс. Вт/м2) и малой
разности температур (до 10 °С) [1 ]. Эти условия
обусловливали их применение в качестве
генераторов абсорбционных холодильных машин.
Вопрос кипения растворов освещен в ряде
работ [2, 8].
Данная статья посвящена исследованию
процесса теплообмена при кипении водоаммиач-
ного раствора с целью выявить влияние
теплового потока, плотности орошения, давления и
концентрации раствора на коэффициент
теплоотдачи в условиях, близких к условиям работы
генератора АХМ.
Процессы, происходящие в вертикальнотруб-
ном генераторе, моделировали на одиночкой
вертикальной трубе / диаметром 38x3,5 мм,
длиной 3,5 м. В схему экспериментальной
установки (рис. 1) также входили ресивер слабого
раствора 2, конденсатор 5, насос для
раствора 4, напорный бак 5, обогреваемая питающая
труба 6 и распределительный бачок 7.
Крепкий раствор распределялся в виде
пленки по внутренней поверхности
экспериментальной трубы с помощью насадки в форме шести-
заходного винта с шириной условной щели
0,25 мм.
„Экспериментальную трубу нагревали элек-
помещениях низкую относительную влажность
при уменьшенных энергетических затратах.
Экономия энергии физически объясняется тем, что
снижается нагрузка на холодильные машины,
поскольку влага из воздуха поглощается
раствором и отпадает необходимость охлаждения
воздуха ;до температуры точки росы
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. К а р п и с Е. Е., П а в л о в Н. Н. Системы
кондиционирования воздуха для вегетационных камер. —
«Холодильная техника», 1973, № 3, с. 11—15.
2. П а в л о в Н. Н. Исследование и расчет процессов
осушения воздуха раствором хлористого лития. —
Труды ГИПРОНИИ АН СССР. «Проблемы инженерно-
технологического оснащения НИИ». М., «Наука» 1972.
трогрелкой мощностью 10 кВт. Процесс
теплоотдачи исследовали по плану, составленному
на основе методики [4].
Большой комбинационный квадрат,
обусловливающий, какие опыты и при каких
сочетаниях влияющих факторов нужно было
провести, чтобы получить интересующие зависимости,
показан на рис. 2.
Интервалы изменения величин влияющих
факторов были выбраны в соответствии с
принятыми режимами работы генераторов водоам-
миачных абсорбционных холодильных машин.
Опытные величины коэффициентов
теплоотдачи определяли по формуле:
Qh /1ч
где Qh — тепловая нагрузка, Вт;
F — поверхность экспериментальной трубы, м2;
tw — средняя температура стенки, °С;
/ — средняя температура раствора, СС.
Температуру стенки трубы измеряли в 10
точках по высоте через каждые 350 мм хро-
мель-копелевыми термопарами,
расположенными по образующей, температуру раствора —
в двух точках: на входе и выходе из трубы.
Измерения дублировали лабораторными
термометрами с ценой деления 0,1 °С.
Термо-э. д. с. определяли потенциометром
ППТН-1 в комплекте с зеркальным
гальванометром и нормальным элементом 2 класса.
Точность измерения температур в опытах 0,1 °С.
Тепло, подводимое к поверхности нагрева,
вычисляли тремя ^способами: ло количеству
Теплоотдача при кипении водоаммиачного раствора
в стекающей пленке на вертикальной трубе
38

Рис. 1. Схема экспериментальной установки.
электроэнергии, поступающей к грелке (с
помощью электроизмерительного комплекса К-50
класса 0,5), количеству и температуре воды,
расходуемой на охлаждение конденсатора,
количеству конденсата и теплоте парообразования.
Расхождение всех трех методов было в
пределах 3—7%.
Объем поступающего в экспериментальную
трубу крепкого раствора измеряли по высоте
уровня в распределительном бачке,
предварительно оттарироваяном по воде.
Концентрацию крепкого раствора и
конденсата определяли из таблиц равновесных
состояний по температуре насыщения и давлению
в системе, для чего в схему включали концен-
тратомеры 8 (см. рис. 1). Давление в системе
определяли по образцовому манометру.
В качестве наладочных были проведены
опыты по изучению теплоотдачи при кипении воды
Г,кг/(м-с) 0,089 0,103 0,117 0,131 0,т
\ I / I 2 | J | Ч | S I
\вт/м2
та
! ^
Тз
р9мпа KKKI^KI I I I II III I L LLLILII I 11
1 ?° U тЩ
г аз5 I I М \2todm Пи
з ом \тщ inUJJ
k bM I П U U ЩЩ
h № I M щющ Mil
Аз° U J f7M мм
0,35 Щ2Щ Г I П U U
6м Ml U J J mm
a**\\\\\\\\\\ ЩЩ U П Г
as* П u J wm
охзр\\\\\\\\\\\\ шщ Ij Ml
W HI П щщ
ом II \МЩ П M M
fas wm\ JJ
a5° u i Л ?чт
0,30 \ Щ328А M_Jj П
№ Ml И MJ ЩЩ
мо i \мщ МП
№ U М П ря
Ъ# щщ Г П М М
°>30 I П U М г3Щ
0,35 I I I I ! II ! ! I ЩЩ I | I I ! I I П
ОАО \\\ М J J I П ?^Щ
олт\\ \ \\\ шщ ГI П
JW П
Рис. 2. Большой комбинационный квадрат для
исследования теплообмена.
при атмосферном давлении. Значения
коэффициента теплоотдачи, найденные для каждого
из проведенных опытов, занесены в
соответствующую клетку большого комбинационного
квадрата.
В соответствии с теорией планирования
эксперимента проведена специальная обработка
результатов опытов, позволившая постепенно
выявить влияние на величину коэффициента
теплоотдачи всех факторов, начиная с самого
сильнодействующего. Для определения
степени влияния факторов построены графики
зависимости среднего значения коэффициента
теплоотдачи от каждого из этих факторов (рис. 3).
В результате обработки экспериментальных
данных получена зависимость
а=3,0 qO,5i.^-o,73po,i9 , B)
где qp — плотность теплового потока, Вт/м2;
Г — плотность орошения, кгс/(с-м);
р — давление в системе, МПа.
Экспериментальный материал обработан
также в критериальной системе, содержащей
обобщенные переменные:
Nu:
о4б
I ;
rp"v
Кепл —
4ГВ
Re* =
Реттл — *
4Г
C)
где величина rv в м3/(с-м).
39

jfrf]
12 3*+
Г, к г/(м-с)} gf, Вт/м2; р, Mfla-, ? кг/хг
Рис. 3. Зависимость коэффициента теплоотдачи от
средних значений влияющих факторов (значения позиций
по оси абсцисс для каждого фактора берутся по]рис.^2).
В качестве определяющего размера принята
учетверенная толщина пленки жидкости.
Опытные данные обобщены зависимостью
(рис. 4)
Nil = 7624
/ Re* p" \o,
V ^епл * р' )
51
Ре;
-0,24
Отрицательное влияние плотности 'орошения
на величину коэффициента теплоотдачи было
отмечено, например, в статье [5] и объяснено
тем, что в условиях работы генератора АХМ
наблюдается режим неустойчивого | кипения в
пленке.
Положительное влияние теплового потока на
величину коэффициента Теплоотдачи связано
с увеличением турбулизации пленки паровыми
пузырями, возникающими на поверхности
нагрева.
В результате наших исследований
получена эмпирическая jзависимость коэффициента
•
/
1
ь
ъ
>"р
с
z
ОА
*?iU
3
\
ч
•
10°
^Lf'°"
Рис. 4. Обобщение опытных данных по теплообмену при
кипении водоаммиачного раствора в тонкой стекающей
пленке:
/ _ 60 — 67° С; 2 — 81—90° С; 3 — 70 — 75° С; 4 — 90—118° С.
теплоотдачи от значений влияющих факторов
в общем виде и в критериальной форме.
Коэффициент теплоотдачи при кипении раствора
в пленке в 1,3 раза больше, чем при кипении
в большом объеме. Плотность орошения при
кипении надо поддерживать минимальной,
обеспечивающей полное орошение поверхности.
Изменения коэффициента теплоотдачи в
зависимости от концентрации раствора в
выбранном интервале не обнаружено.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Воронцов Е. Г., Тананайко Ю. М.
Теплообмен в жидкостных пленках. Киев, «Техшка», 1972.
2. Филаткин В. Н. Теплообмен при кипении
водоаммиачного раствора. — «Холодильная техника», 1957,
№ 4, с. 23—29.
3. С а г а н ь И. И., Д у д н и к А. А. Теплоотдача
при кипении в тонком слое на внутренней поверхности
вертикальной трубы. — Известия ВУЗов «Пищевая
технология», 1971, № 3.
4. Протодьяконов М. М., Т е д е р Р. И.
Методика рационального планирования эксперимента. М ,
«Наука», 1970.
5. Исследование теплоотдачи при пленочном* сте-
кании кипящего холодильного агента. —
«Холодильная техника», 1971, № 7, с. 27—30. Авт.: О. В.
Парижский, В. П. Чепурненко, Л. Ф. Лагота, Л. Ф.
Таран ец.
ВНИМАНИЮ
ЧИТАТЕЛЕЙ!
Продолжается подписка на 1975 год
на ежемесячный научно-технический и производственный
журнал «ХОЛОДИЛЬНАЯ ТЕХНИКА»
Журнал распространяется только по подписке. Подписка принимается
без ограничения в пунктах подписки «Союзпечать», на почтамтах, в узлах
и отделениях связи, а также общественными распространителями печати
на предприятиях, в учреждениях и учебных заведениях.
Периодичность — 12 номеров в год. Объем номера — 4 печатных листа
F4 страницы).
Подписная цена: на 12 месяцев — 6 руб., на 6 месяцев — 3 руб.
Цена отдельного номера — 50 коп.

ОБМЕН ОПЫТОМ
УДК 621.57.044
Эффективность применения
воздушных форконденсаторов
в холодильных установках
Ю. Я. СЕНЯГИН
Всесоюзный научно-исследовательский институт
холодильной промышленности
Н. П. СЕРЕДА
Московская городская контора Росмясорыбторга
Уменьшение мировых водных ресурсов и
связанное с этим повышение стоимости
охлаждающей воды сделало во многих случаях
экономически выгодным использование в системах
холодильных установок воздушных
конденсаторов.
В Советском Союзе значительное число
аммиачных холодильных установок холодопро-
изводительностью более 100 тыс. ккал/ч
эксплуатируется в среднем климатическом поясе,
где применение воздушных конденсаторов
позволяет работать без охлаждающей воды с
невысокими давлениями конденсации в течение
большей части года.
Отсутствие промышленного выпуска
крупных воздушных конденсаторов препятствует их
широкому внедрению на холодильных
предприятиях.
В целях повышения эффективности работы
действующих холодильных установок,
особенно имеющих в своем составе вертикальные
или горизонтальные кожухотрубные
конденсаторы, в качестве первого шага можно
рекомендовать применение воздушных
форконденсаторов, изготовляемых самими предприятиями —
потребителями холода. С помощью таких фор-
конденсаторов можно снизить расход
охлаждающей воды и электроэнергии, а в холодное
время года работать без воды с низкими
давлениями конденсации, т. е. наиболее полно
использовать естественный холод.
Воздушные конденсаторы могут быть
различной конструкции. Наиболее простым типом, не
представляющим трудностей при изготовлении,
является форконденсаторная батарея,
состоящая из стандартных оребренных труб.
Число рядов труб в батарее и ее габаритные
размеры определяются в зависимости от
местных климатических условий, предполагаемого
месторасположения форконденсаторов и хо-
лодопроизводительности установки.
При расчете поверхности форконденсатора
коэффициент теплопередачи, согласно
предварительным опытам ВНИХИ, может быть
принят равным 14—18 ккал/(ч-м2- °С).
При использовании форконденсаторов,
кроме экономии воды и электроэнергии,
уменьшается отложение водяного камня в основном
конденсаторе, что, в свою очередь, улучшает
его работу и упрощает эксплуатацию.
В некоторых случаях, при низких
температурах наружного воздуха и наличии насосно-
циркуляционной системы охлаждения, при
обслуживании остывочных камер и камер
хранения охлажденных грузов можно исключить из
работы компрессоры, составив следующий контур
циркуляции: насос— фор конденсатор —
камерные батареи — циркуляционный ресивер-насос.
После изготовления и монтажа форконденса-
тор соединяется последовательно с главной
конденсаторной группой. Основной
маслоотделитель должен находиться между ними.
Однако при работе воздушного форконденсатора
в качестве основного (в холодное время года)
следует предусмотреть возможность
подключения маслоотделителя перед ним с помощью
переключающих вентилей и мостов либо путем
установки дополнительного маслоотделителя (см.
рисунок). Такой маслоотделитель сухого типа
необходим также при горячем оттаивании
камерных батарей.
Описанные фор конденсаторы установлены на
московских холодильниках № 13 и 14.
Фор конденсатор, установленный на
холодильнике № 13,— это двухрядная горизонтальная
батарея, изготовленная из оребренных труб
диаметром 57 мм. Высота батареи 11,5 м,
длина 5 м. Батарея расположена у
наружной стены холодильника, со стороны
компрессорного цеха. Поверхность охлаждения
форконденсатора 500 м2. Холодопроизво-
дительность установки холодильника № 13
1 млн. ст. ккал/ч. Применение форконден-
//
?.
1
—¦?.
2
!
1
*
L
3
5
,
'
1
Схема подключения воздушного форконденсатора:
/ — дополнительный маслоотделитель; 2 — воздушный форкон-
денсатор; 3 — основной маслоотделитель; 4 — основной
конденсатор; 5 — линейный ресивер; / — подача паров от
компрессоров; // — линия оттаивания; /// — линия к
переохладителю; работают оба конденсатора; — работает только
воздушный форконденсатор.
41

сатора на этом холодильнике позволило
работать в течение шести месяцев с выключенными
градирнями системы обратного охлаждения
воды, водяными насосами и кожухотрубны-
ми конденсаторами. В остальное время года
температура конденсации снизилась в
среднем на 5 °С. Экономия электроэнергии
составила 400 тыс. кВт-ч, экономия воды
7000 м3/год. В целом годовой экономический
эффект достиг 6,5 тыс. руб.
На холодильнике № 14 в качестве фор
конденсатор а использован воздухоохладитель
поверхностью 600 м2 конструкции Гипрохолода.
Воздухоохладитель установлен на помосте, над
линейными ресиверами, рядом с ранее
существовавшими вертикал ьнотрубными
конденсаторами. Схема подключения фор конденсатор а
аналогична примененной на холодильнике № 13.
В результате подключения фор конденсатор а в
аммиачную схему за шесть месяцев
эксплуатации в теплый период года получен
экономический эффект в сумме 8,5 тыс. руб.
УДК 62-52
Схема автоматического
включения вентиляторов
градирен
С. Г. НИКИТИН
Зеленоградская плодоовощная контора
В настоящее время в холодильных установках
применяются вентиляторные градирни. Вопрос
их автоматического включения пока
недостаточно разработан.
Ниже описана схема для автоматического
включения вентиляторов градирен на
предприятии, где для охлаждения воды установлено
шесть вентиляторов мощностью по 20,2 кВт.
Опыт работы показывает, что ручное
управление системой охлаждения воды для
холодильных машин не дает нужного
экономического эффекта и не обеспечивает должного
режима работы. В связи с этим был изготовлен
автономный блок автоматики. С помощью блока
можно автоматически :по заданной величине
регулировать включение и выключение
вентиляции градирни, т. е. число включаемых и
выключаемых (вентиляторов и [длительность их
работы.
За основу регулирования охлаждения воды
принято давление в линейном ресивере,
соответствующее необходимому паспортному
режиму работы для холодильных машин АУ200.
Схема, помимо автономности и простоты
обслуживания, обеспечивает двухдиапазонный
режим работы.
Основным регулятором схемы является
контактный манометр с пределом 0—25 кгс/см2
аммиачной системы (можно регулировать и по
температуре воды прибором ТПГ-СК).
Контактный манометр импульсом включает систему
регулирования при достижении 10 кгс/см2 и
выключает нижний уровень при 9,8 кгс/см2.
Второй диапазон работы: включение при 10,2
и выключение при 9,4 кгс/см2.
По достижении давления 10 кгс/см2
замыкаются контакты ВУУ включается реле РП1,
замыкает свои контакты, самоблокируется,
включаются магнитные пускатели двух
вентиляторов, цепь подготавливается к выключению.
При замыкании контактов НУ мгновенно
включается реле РП2 и разрывает нормально
замкнутый контакт цепи ВУ. Схема приходит в
исходное положение.
Аналогично работает второй диапазон. В
случае, если давление будет медленно повышаться,
включатся еще два вентилятора.
Из опыта эксплуатации принято среднее
давление 10 кгс/см2.
Применение автоматической схемы позволяет
экономить десятки тысяч киловатт-часов
электроэнергии в год.
f т «Ц рт Г"
\Ш LL
I ц/W \2
I Ж W2 \%
L_^g_,*BL_g— |
рт Д, рпз \ \%
I \\РПЗ <{ t
I \№ 1 I
НУ т
jjLJ \\™ П
Схема автоматического включения вентиляторов градирен:
ВУ, НУ — верхний и нижний уровни давления; РП1 — РП4 —
реле МКУ-48; 1 — 4 — вентиляторы соответственно № 1 — № 4.
42

ТЕХНИКА
БЕЗОПАСНОСТИ
па производственных холодильниках мясной
и молочной промышленности проводятся
мероприятия по оснащению холодильных установок
приборами защитной автоматики, назначение
которых — обеспечить защиту компрессоров от
гидравлических ударов и недопустимых
нарушений в режиме их работы.
Правилами техники безопасности на
аммиачных холодильных установках
предусматривается отключение электродвигателей
компрессоров при отклонениях:
для компрессора одноступенчатого сжатия:
ниже допустимого значения — давления
всасывания; разности давлений в системе смазки;
протока воды через охлаждающие рубашки
цилиндров компрессоров;
выше допустимого значения — давления
нагнетания; температуры нагнетания; уровня
жидкого аммиака в сосудах и аппаратах стороны
низкого давления;
для компрессора (агрегата) двухступенчатого
сжатия:
ниже допустимого значения — давления
всасывания низкой ступени; разности давлений
в системе смазки (для агрегата
двухступенчатого сжатия, составленного из двух
компрессоров,— для каждой ступени отдельно);
протока воды через охлаждающие рубашки
цилиндров компрессора (агрегата);
выше допустимого значения — давлений
нагнетания низкой и высокой ступеней;
температур нагнетания низкой и высокой ступеней;
уровня жидкого аммиака в промежуточном
сосуде, а также в сосудах и аппаратах стороны
низкого давления.
При выключении электродвигателя и
остановке компрессора включается аварийная
сигнализация: световая (красная лампа) и
звуковая. После срабатывания противоаварийной
защиты самопуск компрессора запрещается.
Однако не все холодильные установки
действующих предприятий подготовлены для
оснащения их защитной автоматикой, а потому
требуют обязательного выполнения ряда
мероприятий [1 ].
Холодильные установки с безнасосными
системами охлаждения, как правило,
оборудованы аммиакоемкими охлаждающими
батареями, выполненными из гладких труб, что делает
их небезопасными в эксплуатации. Емкость
отделителей жидкости, установленных на линии
всасывания, недостаточна, чтобы вместить
жидкость, выбрасываемую из испарительной
системы. Для улавливания жидкого аммиака и
предотвращения работы компрессоров
«влажным ходом» и гидравлических ударов на
всасывающей магистрали каждой испарительной
системы должны быть установлены защитные
ресиверы [1].
Как показывает практика, отсутствие
защитных ресиверов или недостаточная их емкость
при наличии приборов защитной автоматики
приводит к частому выключению компрессоров
из работы и, как следствие, невозможности
поддержания требуемых температурных режимов
в охлаждаемых помещениях.
Заниженная поверхность конденсаторов
может стать причиной повышенного давления
нагнетания и работы компрессоров в тяжелых
условиях. Недостаточность поверхности
конденсатора может быть следствием загрязнения тепло-
обменной поверхности или выхода из строя
части трубок (например, в кожухотрубном
конденсаторе). К повышению давления, как
известно, приводит и скопление воздуха в
конденсаторе и линейном ресивере из-за несоблюдения
правил эксплуатации аппаратов и отсутствия
надлежащего контроля за состоянием
системы.
На некоторых предприятиях практикуется
работа компрессоров одноступенчатого сжатия,
например АУ200 и АУ300, при температурах
кипения —28, —30° С. При повышении
давления конденсации возрастает и температура
нагнетаемых паров аммиака, которая может
стать выше допустимой A50° С). Требование
поддержания температуры нагнетания в
допускаемых пределах приводит к необходимости
снижения температуры всасываемых паров и,
как следствие, к работе влажным ходом, что
запрещается [2], так как может привести к
опасным авариям. Тем более недопустимо
применение компрессоров одноступенчатого
сжатия в установках с рассольным охлаждением
УДК 621.574.3
Не допускать аварийных
ситуаций при эксплуатации
аммиачных холодильных
установок
Т. В. ПРОТОПОПОВА
Всесоюзный научно-исследовательский институт
холодильной промышленности
43

камер хранения мороженых грузов, поскольку
в этом случае они работают в недопустимых
или предельно допустимых условиях. Для
таких режимов следует применять компрессоры
(агрегаты) двухступенчатого сжатия.
Чтобы обеспечить правильную и надежную
работу системы охлаждения, ее необходимо
подготовить к оснащению приборами защитной
автоматики. Реконструкция системы и монтаж
приборов защитной автоматики должны
осуществляться на основании проектной докумен-
НОВЫЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ
(И) 431370 B1) 1755564/24-6 B2) 06.03.72 E1) F 25Ь 1/02;
F 25d 13/02 E3) 621.574 G2) С. И. БЫХОВСКИХ;
М. С. МИГДАЛ; Е. Л. МИХАЛЕВ и В. М. УШАКЕВИЧ
E4) 1. КОМПРЕССИОННАЯ ХОЛОДИЛЬНАЯ
УСТАНОВКА,
преимущественно судовая, для хранения различных
пищевых продуктов, содержащая конденсатор паров хладагента
после компрессора, испарительные батареи,
расположенные в холодильных камерах, теплообменник-регенератор
тепла между жидким хладагентом, направляемым в
батареи, и парами хладагента, отсасываемыми из последних,
отличающаяся тем, что, с целью повышения
эксплуатационной надежности установки, к линии связи компрессора
с конденсатором подключен трубопровод с последовательно
установленными на нем соленоидным вентилем и
дроссельной шайбой, подсоединенный другим концом к паровому
пространству теплообменника-регенератора, а со стороны
жидкого хладагента последнего выполнен обводной
трубопровод с установленной на нем дроссельной шайбой
заданного калибра.
2. Установка по п. 1, отличающаяся тем, что
компрессор на всасывающей стороне имеет датчик давления,
управляющий соленоидным вентилем.
(И) 431371 B1) 1604109/23-26 B2) 29.12.70 E1) F 25b
29/00: F 25j 1/00 E3) 621.593 G2) А. И. КАЛИНА;
Ю Г. КУЛИШОВ, И. А. ВИНЯРСКАЯ, Ф. А.
КАРИМОВ, А. А. ШМЫГЛЯ, Л. В. ЯСТРЕБОВА и В. Н.
САПОЖНИКОВ
E4) СПОСОБ РЕГАЗИФИКАЦИИ СЖИЖЕННОГО
ПРИРОДНОГО ГАЗА,
состоящего на 95—98% из метана, с получением
механической энергии за счет работы двух замкнутых
энергетических циклов, в одном из которых используют холод,
получаемый с постоянной температурой при испарении
сжиженного природного газа, и однокомпонентное рабочее
тело, например этан, а в другом используют холод,
получаемый при нагреве паров сжиженного природного газа,
отличающийся тем, что, с целью повышения энергетической
эффективности процесса, в цикле, использующем холод,
получаемый при нагреве паров сжиженного природного
тации. При эксплуатации системы охлаждения
должны строго выполняться требования
заводских инструкций и Правил техники
безопасности на аммиачных холодильных установках.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Рекомендации по повышению безопасности
эксплуатации холодильных установок предприятий мясной
и молочной промышленности. М., ВНИХИ, 1972.
2. Правила техники безопасности на аммиачных
холодильных установках. М., ВНИХИ, 1967.
газа, в качестве рабочего тела применяют
многокомпонентную смесь веществ, например этан-бутан, а холод,
получаемый при подогреве жидких рабочих тел энергетических
циклов после сжатия их в насосах, перед их испарением
используют для конденсации части многокомпонентного
рабочего тела.
A1) 436966 B1) 1771003/24-6 B2) 19.04.72 E1) F 25Ь
25/02 E3) 621.576.5 G2) А. И. КАЛИНА; И. А.
ВИНЯРСКАЯ, Ф. А. КАРИМОВ, А. А. ШМЫГЛЯ, О. М. ИВАН-
ЦОВ и Л. В. ЯСТРЕБОВА G1) Всесоюзный
научно-исследовательский институт использования газа в народном
хозяйстве, подземного хранения нефти, нефтепродуктов
и сжиженных газов и Одесский технологический институт
холодильной промышленности
E4) СПОСОБ ПРОИЗВОДСТВА ХОЛОДА при помощи
воздушной турбохолодильной машины с газотурбинным
приводом и абсорбционно-эжекторной холодильной
установки, использующей для выпаривания раствора тепло
отходящих от привода газов, отличающийся тем, что, с
целью повышения экономичности, отходящие газы перед
подачей в абсорбционно-эжекторную холодильную
установку направляют в абсорбционно-эжекторный
термотрансформатор для производства тепла и холода, полученным
холодом отводят теплоту, выделяющуюся при абсорбции
и конденсации хладагента в абсорбционно-эжекторной
холодильной установке, а для проведения процесса
выпаривания раствора в ней дополнительно используют тепло,
произведенное в термотрансформаторе, и тепло сжатого
воздуха после турбохолодильной машины.
A1L37886 F1K17870B1I820724/24-6B2) 10.08.72E1)
F 25 b 1/06 E3) 621.694.2:621.57.01 G2) Л. М. АНДРЕЕВ
E4) ПАРОЭЖЕКТОРНАЯ ФРЕОНОВАЯ
ХОЛОДИЛЬНАЯ МАШИНА по авт. св. № 317870, отличающаяся
тем, что, с целью повышения экономичности, в линию
связи эжектора с конденсатором включены
испаритель-конденсатор с дросселем и насосом для возврата
сконденсированного фреона в конденсатор и дополнительный
эжектор, подключенный к перегревателю и служащий для
подсоса пара фреона из испарителя-конденсатора.
44

КОНСУЛЬТАЦИЯ
О преобразовании формул
при изменении единиц
физических величин
В. Д. ВАИНШТЕЙН
Московский завод холодильного оборудования
«Компрессор»
При переходе к применению единиц,
рекомендуемых проектом Государственного стандарта
«Единицы физических величин», в том числе
единиц Международной системы (СИ)
приходится не только изменять числовые значения
отдельных величин, но и формулы,
устанавливающие зависимость между ними.
При изменении единиц физических величин,
входящих в формулу, может измениться только
числовой коэффициент этой формулы,
наименования же и буквенные обозначения физических
величин, входящих в формулы, остаются
прежними. Данное положение не распространяется
на случай, когда формулу корректируют в
связи с упорядочением применения понятий
«вес» и «масса» [1]. Такая корректировка не
связана с переходом на новые единицы, и ее
следует выполнить до преобразования формулы,
обусловленного изменением единиц.
Для нахождения нового числового
коэффициента можно предложить следующее общее
правило, основанное на анализе, приведенном в
книге [2]:
Лри переходе на новые единицы следует у
буквенного обозначения каждой физической
величины в формуле поставить в качестве
делителя соответствующий коэффициент перевода
старых единиц в новые (т. е. число,
показывающее, сколько новых единиц содержит одна
старая единица)*.
Пример 1. Формула для определения пропускной
способности дроссельного органа (регулирующего вентиля)
имела следующий вид [3]:
0=50,4,1/ Т/55у, A)
* Такие коэффициенты приведены в специальной
литературе [2, 4, 5], а также в статье [1].
где G — весовой расход холодильного агента, кг/ч;
\i — коэффициент расхода;
f — площадь проходного сечения дроссельного
органа, мм2;
Ар — перепад давлений, кгс/см2;
у — удельный вес жидкости перед дроссельным
органом, кг/л.
В этой формуле указаны весовые величины — весовой
расход и удельный вес, но имеются в виду
соответствующие массовые величины — массовый расход и плотность.
Поэтому в данной формуле следует весовые величины
{заменить массовыми без каких-либо преобразований и
записать формулу в следующем виде:
m^ = 50,4jLi/"j/App", AA)
где щ—массовый расход холодильного агента, кг/ч;
р — плотность жидкости перед дроссельным
органом, кг/л; остальные величины — как в
формуле A).
После такой корректировки преобразуем ^формулу
AА) так, чтобы все величины в ней были выражены в
единицах СИ. С этой целью выпишем коэффициенты перевода
в единицы СИ:
для массового расхода mt
1 кг/ч= 1/3600 кг/с;
для площади /
1 мм2=10-б м2;
для перепада давлений Ар
1 кгс/см2=9,8Ы04Па;
для плотности р
1 кг/л=103 кг/м3.
Затем перепишем формулу AА), поставив в ней у
каждой буквы соответствующие делители:
1/3600 50,4^ Ю-6 У 9,8Ы04. 10s'
откуда получаем:
Щ = Р! 1/2ДРР • AБ)
При преобразованиях с применением
указанного правила могут встретиться три группы
формул.
Первая группа. Формулы с безразмерным
числовым коэффициентом, представляющим собой
отношение двух величин, измеряемых в одних
и тех же единицах (например, к. п. д.,
холодильный коэффициент, относительное
удлинение), или безразмерное число (например, я).
В частности, безразмерный коэффициент может
быть равен единице (т. е. отсутствует). При
переходе к единицам СИ такие формулы не
изменяются** (если выполнить преобразование
формулы в соответствии с указанным выше
правилом, то все коэффициенты перевода единиц
сократятся).
В данную группу могут входить формулы,
в которых все величины выражены как в
единицах какой-либо одной прежней системы
(например, СГС, МКГСС), так и в единицах из
* Обозначение /я/ для массового расхода рекомендуется
в работе [5].
** В некоторых уравнениях электричества и магнетизма
при переходе от систем СГСЭ и СГСМ к СИ появляется
множитель 4я.
45

разных систем и внесистемных. Но все формулы
данной группы обладают следующим свойством:
если над единицами в правой и левой частях
формулы произвести действия, указанные в
формуле для величин, и выполнить некоторые
преобразования, определяемые зависимостями
между производными единицами, то единицы в
правой и левой частях формулы совпадут.
Пример 2. Силу инерции поршня определяли
по формуле [6]:
G
J= — — (x>2R (cosa + X cos 2a), B)
где J — сила инерции, кгс;
G — вес поршня, кгс;
g—ускорение свободного падения, м/с2;
со — угловая скорость вращения вала, рад/с;
R— радиус кривошипа, м;
а — угол поворота кривошипа;
X — отношение длин кривошипа и шатуна.
В формуле B) отношение переменных величин — веса
поршня G и ускорения свободного падения g (каждая
из которых зависит от местонахождения компрессора)
необходимо заменить постоянной величиной — массой
поршня. Тогда формула приобретет вид
J =— mw2R(cos а+Х cos 2а), BА)
где т — масса поршня, кгс-с2/м.
В формулах B) и BА) все величины выражены в
единицах системы МКХСС (технической). При переходе к
единицам СИ сила инерции J будет выражена в
ньютонах (Н), а масса т — в килограммах (кг), но сама
формула BА) не изменится.
Пример 3. В уравнении Клапейрона
pv=RT C)
величины могут быть выражены в различных единицах
(см. таблицу). Единицы, отличающиеся от СИ B-я графа
таблицы), относятся к различным системам (единица
силы — кгс — входит в систему МКГСС, а единица
массы— кг — в системы МКС и СИ).
Проверим совпадение единиц в правой и левой частях
уравнения C).
Единицы, отличающиеся от единиц СИ:
кгс м3 кгс-м-К
м2 • кг ~ кг-К »
кгс-м кгс-м
откуда: -?--*—^~.
Единицы СИ:
Па-м3 Дж-К
кг ~~ кг-К *
Произведя замену Па=Н/м2 и Дж=Н.м,
Н-м3 Н-м-К
получим Т^р = -]ПТГ>
Н-м Н-м
откуда -sr^—sr.
Пример 4. В формуле теплопередачи
Q=kFQ D)
применялись внесистемные единицы— килокалории (ккал).
При переходе к единицам СИ (см. таблицу) формула D)
также не изменяется.
Вторая группа. Формулы, содержащие
числовой коэффициент перевода единиц (например,
1/427*— коэффициент перевода килокалорий в
килограмм-сила-метры, или термический коэф-
Величины в формулах
Единицы
отличающиеся
от единиц СИ
СИ
Формула C):
Давление р
Удельный объем v
Удельная газовая
постоянная R
Термодинамическая
температура Т
кгс/м2
Па
м3/кг
кгс-мДкг-К)
Дж/(кг.К)
к
Формула D):
Тепловой поток Q
Коэффициент
теплопередачи к
Площадь теплопередаю-
щей поверхности F
Температурный напор 6
ккал/ч
ккал/(ч-м2.°С)
м2
°С
Вт
Bt/(m2-K)
К*
* Вместо кельвинов (К) можно применять градусы Цельсия
(°С), при этом формула D) не изменяется.
фициент работы, 860*— коэффициент
перевода килокалорий в киловатт-часы, 9,81*—
коэффициент перевода ньютонов в
килограмм-силы, 3600 — коэффициент перевода секунд в
часы) либо комбинацию таких коэффициентов.
При переходе к единицам СИ и
соответствующем преобразовании формул данной группы
указанные коэффициенты исчезают (обращаются
в единицу).
Ко второй группе относится формула AА),
в которой числовой коэффициент 50,4 включает
в себя несколько коэффициентов перевода
единиц и безразмерное число 2, полученное из
выражения для кинетической энергии. После
преобразования в единицы СИ в формуле AБ) из
числовых коэффициентов осталось только
безразмерное число 2.
Третья группа. Формулы, содержащие
размерный (эмпирический коэффициент). При
изменении единиц физических величин числовой
коэффициент в формуле приобретает новое
значение.
Пример 5. Для определения коэффициента
теплоотдачи при кипении фреона-22 в горизонтальном кожухо-
трубном испарителе рекомендуется [7] следующая
формула:
* Точные значения указанных коэффициентов
соответственно равны 1/426,935; 859,845; 9,90665.
46

a=30??,45p°'25ep8M, E)
где а — коэффициент теплоотдачи, ккал/(ч-м2-°С);
qF—поверхностная плотность теплового потока,
ккал/(ч-м2);
р— абсолютное давление, кгс/см2;
8Р> % — безразмерные поправочные коэффициенты,
учитывающие влияние числа рядов труб по
высоте и масла, растворенного во фреоне.
Для преобразования формулы в соответствии с
приведенным выше правилом выпишем коэффициенты перевода
величин в единицы СИ:
для а
1 ккал/(ч.м2.°С)=1,163Вт/(м2.К);
для qF
1 ккал/(ч.м2)=1,163 Вт/м2;
для р
1 кгс/см2^9,81 • 104 Па.
Перепишем формулу E) с указанными коэффициентами:
а / qF \0.45/ р \о,25
1,163 = 30(Т7163] ^9,8Ы04] 8p8м,
откуда
30.1,1630»55 п ,- п 9-
(9,8Ы04H'25 Чр Р Р м'
или а=0,ЮЗ <7F0'45 Р0'25 8peM. EA)
В формуле EА) все величины выражены в единицах СИ.
Можно на основе формулы E) составить также
формулу, в которой давление р будет выражено в килопаскалях.
Для этого запишем переводной коэффициент:
1кгс/см2^98,1 кПа.
НОВЫЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1) 437885 B1) 1833649/24-6 B2) 03.10.72 E1) F 25 b
1/00; F 25 d 11/00 E3) 621.574:621.565.923 G2) В. П. АЛА-
ДИН и В. И. ЖЕЛТОВ G1) Душанбинский завод
холодильников
E4) ХОЛОДИЛЬНЫЙ АГРЕГАТ преимущественно для
бытовых холодильников, содержащий мотор-компрессор
с подвеской, испаритель с дросселирующим
устройством, например, в виде капиллярной трубки, ребристо-
трубный конденсатор с горизонтальным расположением
трубок и установленный в линии связи последнего
дросселирующим устройством осушительный патрон,
отличающийся тем, что, с целью повышения эксплуатационной
надежности, осушительный патрон размещен вертикально
и жестко прикреплен к трубкам конденсатора, концевой
участок нижней из которых отогнут вертикально вверх
для образования колена и подсоединен к верхнему концу
осушительного патрона.
Проведя аналогичные преобразования, получим
сс=3,26 <7F°,45 ро,25 8р8ш EБ)
где р выражено в кПа, а и qF — в единицах СИ.
Для проверки вновь полученной формулы
целесообразно произвести вычисление по старой
и новой формулам при одних и тех же исходных
данных, но выраженных в разных единицах.
Результаты вычислений по двум формулам
должны совпасть с учетом перевода числовых
значений величин из одних единиц в другие.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Гоголин А. А., ВайнштейнВ. Д. О приш
менении проекта Государственного стандарта «Единицы
физических величин» в холодильной технике. —
«Холодильная техника», 1974, № 2.
2. Б у р д у н Г. Д., Калашников Н. В.,
Стойкий Л. Р. Международная система единиц. М.,
«Высшая школа», 1964.
3. Гоголин А. А. Аммиачные поплавковые
регулирующие вентили. — «Холодильная техника». Сборник
работ механического сектора ВНИХИ. М., Пищепром -
издат, 1940.
4. Б у р д у н Г. Д. Справочник по международной
системе единиц. М., Изд-во стандартов, 1972.
5. Справочная книга корректора и редактора. Под ред.
Мильчина А. Е. М., «Книга», 1974.
6. Вейнберг Б. С. Поршневые компрессоры
холодильных машин. М., Госторгиздат, 1960.
7. Данилова Г. Н., Богданов С. Н.,
Иваново. П., МедниковаН. М. Теплообменные
аппараты холодильных установок. Л.,
«Машиностроение», 1973.
47

A1) 437888 B1) 1822741/24-6 B2) 25.08.72 E1) F 25 b 9/00
E3) 621.574 G2) В. А. АФАНАСЬЕВ, В. И. ОЛИВЕР,
Ю. Н. ПОРТЯННИКОВ и Ю. О. ПРУСМАН
E4) ПОРШНЕВАЯ ХОЛОДИЛЬНО-ГАЗОВАЯ МАШИНА
для получения низких температур по обратному циклу
Стирлинга, содержащая компрессор с холодильником
сжатого газа и регенератором и вытеснитель для расширения
газа, отличающаяся тем, что, с целью упрощения
конструкции, полости компрессора и вытеснителя соединены
между собой обводным трубопроводом, снабженным
регулятором расхода, к управляющей камере которого
подключен газовый термометр, установленный в зоне
вытеснителя, для перепуска по импульсу температуры части
газа, минуя регенератор, из зон сжатия в зоны разрежения.
A1) 437887 B1) 1822178/24-6 B2) 21.08.72 E1) F 25 b
5/00; F 25 b 45/00 E3) 621.57.049 G2) Л. С. КИРЕЕВА
G1) Брянский ордена Трудового Красного Знамени
машиностроительный завод
E4) ПРОМЕЖУТОЧНЫЙ СОСУД ДЛЯ
ДВУХСТУПЕНЧАТОЙ КОМПРЕССИОННОЙ ХОЛОДИЛЬНОЙ
УСТАНОВКИ, содержащий корпус с патрубками для входа
парожидкостной смеси и выхода жидкого хладагента и
размещенный в корпусе змеевик, отличающийся тем, что,
с целью повышения экономичности, змеевик выполнен
двухсекционным, и его верхняя секция размещена в
паровой, а нижняя — в жидкостной полостях корпуса, и
змеевик со стороны верхней секции подключен к
всасывающей линии компрессора нижней ступени холодильной
установки.
A1) 437892 B1) 1827743/24-6 B2) 07.09.72 E1) F 25 b
9/02 E3) 621.565.3 G2) А. И. БОРИСЕНКО, А. М. ЛЯ-
ШЕНКО и В. А. САФОНОВ G1) Харьковский
авиационный институт
E4) ВИХРЕВАЯ ТРУБА с двойными стенками на
горячем конце для его охлаждения, соединенными с помощью
поперечных ребер, отличающаяся тем, что, с целью
повышения термодинамической эффективности, внутренняя
стенка выполнена из высокотеплопроводной фольги,
например медной, а ребра — в виде гофрированной ленты.
A1) 438835 B1) 1802225/24-6 B2) 28.06.72 E1) F 25 b
1/02; F 24 f 3/16 E3) 628.84:621.574 G2) И. Н.
АНТИПЕНКО, П. К. ВЛАСОВ, М. Н. ВОРОНОВИЧ,
Л. Я. КЛИМОВ, В. Г. НИСТРАТОВ, Н. Я. ОБУХОВ и
Ю. А. СТЕПАНОВА
E4) 1. УСТАНОВКА ДЛЯ ОХЛАЖДЕНИЯ ВОЗДУХА,
преимущественно в помещениях транспортных средств
содержащая воздуховод с расположенными в нем
воздухоохладителями, подключенными к компрессорам и
конденсаторам холодильной машины, вентилятор для
прокачивания воздуха и бачки с дезинфицирующей и
парфюмерной жидкостями, отличающаяся тем, что, с целью
повышения экономичности и упрощения конструкции, в
воздуховод после воздухоохладителей помещено
распылительное устройство, подсоединенное к нижней части бачков,
верхняя часть которых подключена при помощи
трубопровода к воздуховоду на участке перед
воздухоохладителями.
2. Установка по п. 1, отличающаяся тем, что
распылительное устройство выполнено в виде кольцевого
коллектора с соплами, направленными вдоль оси воздуховода.
(И) 437889 B1) 1818322/24-6 B2) 01.08.72 E1) F 25
Ь9/00 E3) 621.574 G2) И. М. ШНАЙД G1) Одесский
технологический институт холодильной промышленности
E4) ХОЛОДИЛ ЬНО-ГАЗОВАЯ УСТАНОВКА для
получения низких температур, содержащая поршневую
машину для сжатия и расширения газа и подключенную к
ней пульсационную трубку с регенератором и
рефрижератором для предварительного охлаждения газа,
отличающаяся тем, что, с целью повышения экономичности, к
теплому концу регенератора подсоединен контур с
холодильником, дополнительной пульсационной трубкой и
нагревателем для использования тепловой энергии.
A1) 437890 B1) 1815061/24-6 B2) 28.07.72 E1) F 25
b 9/00 E3) 621.574 G2) Б. Г. КУЗНЕЦОВ, В. Г.
ВОРОНИН и А. А. ТАРАСОВ
E4) ХОЛОДИЛЬНО-ГАЗОВАЯ УСТАНОВКА,
содержащая размещенные в корпусе цилиндры с поршнями
внутри, теплообменники, сообщенные с рабочими
полостями цилиндров, и установленный между
теплообменниками адсорбер, отличающаяся тем, что, с целью
повышения холодопроизводительности в корпусе установлена
многоступенчатая холодильно-газовая машина,
работающая по обратному циклу Стирлинга и имеющая общий
приводной механизм с поршнями цилиндров, а
теплообменники размещены на головках детандеров этой машины.
A1) 437891 B1) 1818339/24-6 B2) 01.08.72 E1) F 25
b 9/00 E3) 621.574 G2) И. М. ШНАЙД G1) Одесский
технологический институт холодильной промышленности
E4) ХОЛОДИЛЬНО-ГАЗОВАЯ МАШИНА для
получения низких температур, содержащая компрессор двойного
действия, в линии связи полостей которого
последовательно размещены холодильник, регенератор и рефрижератор,
а к полости компрессора со стороны холодильника
подключен контур с охладителем, вытеснителем и
нагревателем, отличающаяся тем, что, с целью упрощения
конструкции, вытеснитель выполнен в виде пульсационной
трубки.
(И) 438836 B1) 1810989/24-6 B2) 19.07.72 E1) F 25 b
1/06 E3) 621.694.2:621.57.01 G2) А. И. АЗАРОВ G1)
Одесский технологический институт холодильной
промышленности
E4) СПОСОБ РАБОТЫ ПАРОЭЖЕКТОРНОЙ
ХОЛОДИЛЬНОЙ МАШИНЫ, например, для транспортного
воздухоохладителя-кондиционер а путем
транспортирования жидкости из конденсатора в парогенератор с
последующим ее выпариванием, отличающийся тем, что, с целью
упрощения и повышения эксплуатационной надежности,
жидкость транспортируется через смачиваемую стенку
конденсатора из капиллярно-пористого материала под
действием капиллярных сил с последующим
обогреванием стенки в парогенераторе для образования пара.
48
i i i i

КРИТИКА
И БИБЛИОГРАФИЯ
Учебник для техникумов по холодильным
машинам и установкам
Е. В. Мальгина, Ю. В. Мальгин. Холодильные машины и установки.
М., «Пищевая промышленность», 1973, 608 с, тираж 70 000 экз.,
ц. 1 р. 19 к.
Доктор техн. наук В. Б. ЯКОБСОН
Всесоюзный научно-исследовательский институт
холодильной промышленности
Учебники для техникумов принадлежат к наиболее
массовой технической литературе по холодильным машинам.
Курс холодильных машин является основным при
подготовке среднего звена специалистов-холодильщиков для
пищевой промышленности и торговли.
Построение рецензируемого учебника соответствует
программе и установившейся традиции.
В первом, основном разделе описаны холодильные
машины, во втором холодильники и холодильные
установки, в третьем холодильный транспорт.
В главах I—III рассмотрены принципы
искусственного охлаждения, схемы и циклы одноступенчатых
компрессорных холодильных машин и хладагенты.
Термодинамические основы холодильной техники
изложены удачно.
По тексту указанных глав есть ряд замечаний.
Правильнее было бы сначала остановиться на цикле
паровой машины, которой посвящен почти весь учебник,
а потом — воздушной.
Нельзя признать удачным заглавие «Практические
отклонения цикла паровой компрессорной холодильной
машины» для описания основного цикла (с. 29).
Регенеративный теплообмен во фреоновых машинах
нужен не только для повышения их экономичности (с. 32),
но также производительности и надежности.
Сухой ход во фреоновых машинах достигается в
первую очередь с помощью ТРВ, действие которого подробно
описано в главе IX. ТРВ обеспечивает выход из
испарителя перегретого пара. Пример с выходом из фреонового
испарителя сухого насыщенного пара (с. 67) неудачен.
Говоря о перегреве во фреоновых машинах, следовало
указать на влияние встроенного электродвигателя
герметичных и бессальниковых компрессоров.
Представляет интерес предложенный авторами способ
определения параметров цикла (с. 36).
На с. 39 приведены требования к свойствам
хладагентов. Однако эти требования не удается выполнить: ни
ядовитый аммиак, ни дорогостоящие и текучие фреоны-12
и 22, не говоря уже о других рабочих веществах, им не
отвечают. Гораздо важнее подчеркнуть достоинства,
указать недостатки и области применения основных
хладагентов.
Нормальная температура кипения — это температура
при атмосферном давлении 760 мм рт. ст. (—33,35 ЪС для
аммиака, —29,8 °С для фреона-12 и —40,8 °С для фрео-
на-22). В учебнике же приведены температуры
насыщенных паров при 0,1 МПа G50 мм рт. ст.).
Фреон-12 в одноступенчатых холодильных
компрессорах применяется не до —25 °С (с. 49), а до —30 °С,
фреон-22 — до —40° С. Давление конденсации фреона-22
допускается не до 13 кгс/см2 (с. 42, 47), а в герметичных
машинах — до 20 или 22 кгс/см2. Соответственно степень
сжатия не ограничена отношением 9 (с. 71), а может быть
вдвое больше.
Главное достоинство фреона-502 (с. 48) по сравнению
с фреоном-22 — это низкая температура конца сжатия.
В главе IV рассмотрены теоретический и
действительный процессы в поршневом компрессоре. Анализируя
влияние депрессии при всасывании (с. 53), было бы
полезно отметить пульсации во всасывающем канале,
благодаря которым в ряде случаев устраняются потери
дросселирования. Подогрев всасываемого пара происходит
не только от стенок цилиндра, но и во всасывающем
канале (от всасывающего патрубка до полости крышки
цилиндра).
Необходимо привести рабочие коэффициенты и для
герметичных компрессоров.
Частота вращения компрессоров в каталогах
указывается в об/мин, в системе СИ — в с-1, но не в об/с (с. 57).
Методически удачно разъяснено влияние параметров
работы на холодопроизводительность компрессора
(с. 58). Характеристики холодильных агрегатов в
отличие от компрессоров указываются в зависимости не от
температуры конденсации, а от температуры
окружающего воздуха или охлаждающей воды при заданном ее
расходе (с. 58).
Приводя величины, характеризующие потери (с. 53,
64, 65), следовало назвать типы машин, к которым они
относятся.
В формуле для вычисления теоретической, мощности
(с. 62) из определения величины G — количества
циркулирующего хладагента — нужно исключить слово
«теоретическое». Как ясно из дальнейшего текста и примеров,
речь идет о действительном количестве.
Глава V посвящена схемам и циклам двухступенчатых
и каскадных холодильных машин. Логичней было бы
рассматривать их непосредственно после схем и циклов
машин одноступенчатых, т. е. после главы II.
Говоря о параметрах, ограничивающих возможность
применения одноступенчатых компрессоров (с. 70, 71),
m
49

нужно назвать также разность давлений (рк—р0),
действующих на поршень.
На рис. 19 изображены два принципиально различных
графика коэффициентов подачи двухступенчатых
компрессоров: рис. 19, а характеризует сильное влияние
давления нагнетания, рис. 19, б, как и остальные материалы
учебника, иллюстрирует только влияние степени сжатия.
Вызывает сомнение целесообразность ознакомления
техников с первым, значительно более редким случаем. В то
же время при сообщении противоречивых опытных данных
нужно дать подробные объяснения и точно указать
объекты испытаний.
При рассмотрении цикла каскадной машины (с. 84)
было бы полезно отметить, что наибольшее
распространение получили машины на фреонах-13 и 22, и указать
их основные особенности.
В главе IV достаточно полно отражены основные типы
и конструктивные особенности поршневых компрессоров
средней и большой холодопроизводительности, хотя,
к сожалению, не сказано о расширении области
применения бессальниковых компрессоров в сторону машин
большей производительности. Лучше, чем в прежних
изданиях, но все еще не вполне удачно, освещены малые
компрессоры (авторы по уже изжившей себя традиции делят их
на мелкие и малые). В частности, среди рассмотренных
деталей компрессоров нет кривошипно-кулисного
механизма, глушителей, амортизаторов, встроенных
электродвигателей, проходных контактов.
Не рассмотрены вопросы унификации герметичных
компрессоров и агрегатов различных исполнений, а также
сальниковых и бессальниковых компрессоров.
В малых компрессорах преимущественно применяют
не безнасосную (с. 122), а насосную смазку.
В машинах для домашних холодильников в
настоящее время преобладают компрессоры не с горизонтальным
(с. 144), а с вертикальным валом.
В учебнике правильно указаны основные тенденции
развития отечественного холодильного машиностроения,
но табл. 5, которая должна была иллюстрировать эти
тенденции, неудачна.
В табл. 7 в графе «потребляемая мощность при
стандартном режиме» без соответствующих пояснений
указаны разные величины: номинальная мощность
электродвигателя компрессора 2 ФВ-4/4,5, электрическая мощность
бессальниковых и эффективная мощность сальниковых
компрессоров. Диаметры цилиндров компрессоров
приведены с разной точностью G6,0, 81 и 88 мм). Во втором
случае правильней было бы не повторять цифр
технической документации,
В учебник включен новый, весьма актуальный раздел
о винтовых компрессорах. К преимуществам этих
компрессоров, помимо указанных (с. 172), следует отнести также
эффективный способ плавного регулирования. В то же
время энергетические показатели этих компрессоров не
выше, а ниже, чем аналогичных поршневых. Нельзя
сказать, что большая частота вращения винтов есть
недостаток конструкции — это ее особенность.
Хорошо написаны главы VII и VIII, посвященные теп-
лообменным и вспомогательным аппаратам холодильных
установок. По этим главам есть некоторые замечания.
При перечислении преимуществ воздушных
конденсаторов (с. 176, 181) не указано на возможность их
использования при отсутствии охлаждающей воды.
Неверно утверждение, что коэффициенты теплоотдачи
при конденсации фреона во много раз меньше, чем
аммиака (с. 179), без ссылки на то, что разница в общих
коэффициентах теплопередачи не превышает 15—20%, а
аппаратура должна выбираться с учетом поддержания во всех
случаях оптимальной температуры конденсации.
Диапазон производительностей пленочных градирен
(с. 198) значительно выше 23 тыс. Вт.
В классификацию испарителей (с. 199) следует
включить также аппараты контактного охлаждения твердых
тел.
Не все виды покрытий увеличивают термическое
сопротивление теплообменных аппаратов (с. 201),
оцинковка его снижает. Нельзя согласиться с данными табл. 17,
показывающей, что с увеличением числа труб по высоте
охлаждающих батарей их коэффициенты теплопередачи
увеличиваются. В действительности (см. табл. 19) они
уменьшаются.
Опасен лишь непосредственный выпуск масла из
аммиачного маслоотделителя (с. 239).
Регенеративный теплообменник недостаточно
характеризовать как аппарат для переохлаждения жидкости
(рис. 101). Есть и другие, не менее важные функции —
перегрев всасываемого пара в целях улучшения тепло-
обменных и энергетических характеристик компрессора
и защиты его от влажного хода.
Необходимы более четкие формулировки в вопросах,
относящихся к технике безопасности. Например,
недостаточно сказать, что «Предохранительные клапаны ставят
на аппаратах с повышенным давлением и большим
запасом жидкого холодильного агента» (с. 260), а
«манометры устанавливают на некоторых аппаратах» (с. 261).
В главах IX и X кратко изложены сведения об
автоматизации холодильных установок, холодильных
агрегатов и о схемах автоматизации агрегатированных машин.
При малом объеме этих глав не следовало описывать
такие приборы, как биметаллические реле (с. 291), или
приводить редко используемые схемы (с. 318).
В главах XI и XII дается достаточно ясное
представление об абсорбционных и пароэжекторных холодильных
машинах. Машины с поджимающим эжектором (с. 356)
правильней отнести не к эжекторным, а к
двухступенчатым. |
В главах XV и XVI рассмотрены способы охлаждения
камер (к ним отнесены также морозильные аппараты)
и схемы холодильных установок. Материал изложен
достаточно полно, желательно лишь более подробно
описать фреоновые установки. Не приведены данные по
таким современным аппаратам, как роторные и флюидиза-
ционные.
р: В главе XVIII описано торговое холодильное
оборудование и бытовые холодильники. Следовало подчеркнуть
особенности открытого оборудования для магазинов
самообслуживания. Властности, централизованные схемы
(с. 527) потребовались потому, что тепловые нагрузки
открытого оборудования на порядок выше, чем
обычного, что исключает возможность установки агрегатов в
торговом зале.
Обширные справочные таблицы (с. 508—510, 518—
519) более уместны в справочнике или каталоге, чем в
учебнике.
В удачной в целом главе XIX «Кондиционирование
воздуха» необходимо полнее описать вопросы, связанные
с технологическим кондиционированием.
Последние главы книги (XX, XXI) и ее третий раздел
посвящены ледяному и льдосоляному охлаждению,
производству сухого льда и холодильному транспорту.
Как отмечено выше, содержание учебника написано в
соответствии с программой (по специальности «Холодиль-
но-компрессорные машины и установки»). Однако сама
эта программа, по нашему мнению, требует
корректировки.
Отметим, что уже название курса вызывает
возражения. Термина «холодильно-компрессорный» нет в
технической литературе, принят термин «компрессионная
холодильная машина» (см. Энциклопедический справочник
«Холодильная техника», т. 1).
Содержание курса шире названия, поскольку он
включает не только компрессионные, но и абсорбционные (что
совершенно правильно), а также иные машины. Название
рецензируемого учебника правильно именно потому, что
50

не соответствует программе. Впрочем, название курса
исправить сравнительно легко. Сложнее обстоит дело с
содержанием его третьего раздела.
В главах XIII, XIV и XVIII в соответствии с
программой ; рассматривается определение емкости и размеров
помещений холодильников, их планировка, грузовой
фронт, теплоизоляционные материалы (от камышита и
опилок до пенополиуретана), паро- и гидроизоляционные
материалы, изоляционные конструкции и подробный
калорический расчет. Этот материал, занимающий более
80 страниц текста, можно сильно сократить, так как
выпускники техникумов за очень редким исключением не
работают в проектных организациях. Но и те немногие,
которые случайно туда попадут, не смогут вести расчетов
по проектированию холодильников. Существующая
традиция, установившаяся много лет назад и требующая
особого внимания к проектированию, не учитывает
реального использования специалистов, занимающихся
почти исключительно производством, эксплуатацией,
монтажом и ремонтом холодильных машин.
После окончания техникумов учащиеся в первую
очередь столкнутся с эксплуатацией холодильных
установок. Именно практическим указаниям по этим вопро-
НОВЫЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1) 441439 B1) 1875681/28-13 B2) 25.01.73 E1) F 25 d
23/00; Е05с 1/06; F 25 d 13/00 E3) 621.643.415:683.375
G2) Ю. Н. ЖИЛЕНКО
E4) 1. УСТРОЙСТВО ДЛЯ ЗАПИРАНИЯ ДВЕРИ
ХОЛОДИЛЬНОЙ КАМЕРЫ, включающее встроенный в
дверь корпус, внутри которого размещен выдвижьой клин
с приводом, и укрепленную на дверной коробке упорную
планку с окном для прохода клина, отличающееся тем,
что, с целью обеспечения возможности отрыва
примерзшей двери, клин выполнен с отогнутым концом,
образующим на наружной и внутренней сторонах клина два скоса,
взаимодействующих с кромками окна упорной планки
соответственно в момент закрывания и открывания двери.
2. Устройство по п. 1, отличающееся тем, что, с целью
упрощения конструкции, привод клина представляет^со*
бой реечный механизм.
сам, в том числе по технике безопасности, нужно уделить
максимум внимания. При этом не следует бояться
повторить основы, входящие в специальный курс техники
безопасности, так как от соблюдения ее правил будет
зависеть здоровье учащихся.
Представляется необходимым при переиздании этого,
в целом удачного, учебника включить в него
соответствующие разделы за счет существенного сокращения
проектных и справочных данных, которые не потребуются
учащимся в их дальнейшей практической деятельности.
Отметим несколько опечаток. Возможность взрыва
смеси аммиака с воздухом появляется при содержании
аммиака не от 13,1%. (с. 43), а от 16%.
Температура нагнетания компрессоров достигает не
40°С (с. 96), а 140 °С.
Компрессоры агрегатов ФАК имеют марку не 2ФВ4,
а 2ФВ-4/4,5 (с. 126).
Ход поршня компрессора ФГ-0,45 не 24 мм (с. 144),
а 22 мм.
Характеристикой герметичных компрессоров служит
не эффективный ее (с. 143), а электрический еэ
холодильный коэффициент.
(И) 441721^B1) 1746901/24-6 B2) 15.02.72 E1) F 25 b
43/02 E3) 621.187.152:621.574 C1) WP 17a/153659 C2)
11.03.71 C3) (ГДР) G2) ХЕЛЬМУТ РАШ, ХАРАЛЬД
ФЕЛЬГЕНТРЕГЕР и ПЕТЕР ЮНГ (ГДР) G1) ФЕБ
Комбинат Луфт- унд Кельтетехник (ГДР)
E4) СПОСОБ ПОДАЧИ МАСЛА В МАСЛОСБОРНИК
ХОЛОДИЛЬНОЙ МАШИНЫ, преимущественно турбо-
компрессионной, работающей на хладагенте,
растворяющемся в масле, путем отбора' смеси масла с жидким
хладагентом из испарителя, отделения|масла с его осушкой от
хладагента и возврата осушенного масла в маслосборник,
отличающийся тем, что, с целью повышения
экономичности, отбор смеси из испарителя осуществляют эжектиро-
ванием ее теплыми парами хладагента высокого давления,
и отделение с осушкой ведут в процессе эжектирования
теплотой перегрева паров^высокого давления.
(И) 438843 B1) 1788893/24-6 B2) 26.05.72 E1) F 25 b
15/06 E3) 621.575 G2) В. Я. ЖУРАВЛЕНКО,
Э. Р. ГРОСМАНиВ.С. ШАВРИН G1) Специальное
опытно-конструкторское #бюро Института технической
теплофизики АН Украинской ССР
E4) АБСОРБЦИОННАЯ БРОМИСТОЛИТИЕВАЯ
ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА, содержащая
двухсекционный генератор, одна секция которого обогревается
внешним теплоисточником, а другая — отходящим паром от
первой секции, испаритель для охлаждения
теплоносителя, направляемого потребителю холода, абсорбер для
поглощения паров хладагента после испарителя и
теплообменник-регенератор тепла между крепким и слабым
растворами, отличающаяся тем, что, с целью повышения
экономичности установки, каждый испаритель, абсорбер
и теплообменник состоят из двух аппаратов, образующих
с соответствующими секциями генератора автономные
холодильные агрегаты, аппараты испарителя которых
по охлаждаемому теплоносителю соединены
последовательно.
St

ХРОНИКА
Всесоюзное совещание по малым
холодильным машинам в Одессе
В Одесском технологическом инсти- лодильного оборудования и бытовых средств транспорта и других целей,
туте холодильной промышленности холодильников с частотой вращения — Создание и совершенствование
(ОТИХП) с 8 по 10 октября 1974 г. 3000 об/мин; новых типов теплоиспользующих ма-
состоялось Всесоюзное совещание по — ряд герметичных ротационных шин, а также машин, работа которых
проблемам развития малых холодиль- компрессоров и компрессорных агре- основана на сорбционных и кристалло-
ных машин в нашей стране. гатов с частотой вращения 3000 об/мин; гидратных процессах.
Конференция была организована — новые модификации компрессо- Для повышения технического уров-
ОТИХПом по согласованию с Минву- ров и агрегатов холодопроизводитель- ня выпускаемых, осваиваемых и раз-
зами СССР и УССР, Минлегпищема- ностью до 1100 ккал/ч; рабатываемых малых холодильных
машем и Минхиммашем при участии Ко- — герметичные компрессоры про- шин на совещании принято решение
митета по холодильной технике и тех- изводительностью до 10 тыс. ст.ккал/ч. обратиться в соответствующие ми-
нологии Центрального правления НТО Предприятиями и организациями нистерства и ведомства с просьбой
пищевой промышленности. Минлегпищемаша и Минхиммаша с ускорить решение следующих вопро-
В работе совещания участвовало участием институтов и организаций сов:
более 60 представителей от организа- других ведомств (ВНИХИ, ОТИХП, — организацию промышленного про*
ций, занимающихся созданием и экс- Краснодарского политехнического ин- йзводства фреона-502 и смазочных
плуатацией малых холодильных ма- ститута, комбинатов треста «Росторг- масел с повышенной вязкостью и улуч-
шин. монтаж» и др.) проводится большая шенными другими свойствами;
Большинство направленных в ор- работа по созданию и совершенство- — налаживание промышленного вы-
ганизационный комитет совещания до- ванию малых холодильных машин. пуска автоматических приборов для
кладов было обобщено в докладах, с Наряду с этим было отмечено, что низкотемпературных холодильных ма-
которыми выступили: канд. техн. наук недостаточное внимание уделяется раз- шин;
В. А. Тихомиров (ВНИХИ) — о со- работке низкотемпературного тор го- — разработку совершенных хо-
стоянии и тенденциях развития малых вого холодильного оборудования и лодильных машин и силовых агрегатов
холодильных компрессоров; доцент низкотемпературных холодильных для авторефрижераторов и большегруз-
Краснодарского политехнического машин. ных контейнеров;
института В. М. Шляховецкий — об Надежность малых холодильных ма- — создание и освоение серийного
оптимизации малых холодильных ма- шин (особенно низкотемпературных) выпуска унифицированных средне-
шин, совершенствовании конструк- не может быть заметно улучшена из-за температурных герметичных и низко-
ций и исследованиях теплообменных медленного освоения электродвига- температурных герметичных и бес-
аппаратов; доцент ОТИХПа телей с повышенным качеством изо- сальниковых компрессоров и агрега-
Г. В. Лихницкий ~ о надежности и ляции, вентиляторных электродви- тов;
долговечности малых холодильных гателей на самосмазывающихся под- — освоение серийного производ-
машин. шипниках, а также из-за отсутствия ства встраиваемых фреономаслостой-
Интересные сообщения о работах промышленного выпуска фреона-502. ких электродвигателей, рассчитанных
по созданию новых типов малых хо- Придавая большое значение даль- на работу при температуре обмотки
лодильных машин сделали О. В. Мура- нейшему техническому прогрессу в 150 °С;
тов, Н. В. Романовский {ВНИИхолод- области создания и внедрения малых — обеспечение заводов холодиль-
маш), И. А. Элькин и С. А. Захаров холодильных машин, а также учиты- ного машиностроения вентиляторны-
(Минлегпищемаш). вая огромную потребность различных ми электродвигателями на самосмазы-
В выступлениях Л. Г. Каплана, отраслей народного хозяйства страны вающихся подшипниках скольжения
В. В. Щербакова и Л. Ш. Малкина в таких машинах, совещание опре- со сроком службы не менее 10 лет, а
(трест «Росторгмонтаж») основное делило следующие основные задачи на также унифицированными проход-
внимание было уделено состоянию ре- ближайшую перспективу: ными контактами и тепловыми реле
монтной базы в стране и повышению — Развитие исследований высоко- для герметичных и бессальниковых
надежности малых холодильных ма- оборотных и низкотемпературных гер- компрессоров,
шин. метичных и бессальниковых компрес- Участники совещания отметили не-
Обсудив состояние и перспективы соров в целях совершенствования их сомненную актуальность заслушанных
развития промышленного производ- энергетических, шумовых и вибрацион- докладов, сообщений и полезность
ства и эксплуатации малых холодиль- ных характеристик, повышения на- проведенной дискуссии. Признано це-
ных машин, совещание отметило, что дежности и долговечности. лесообразным проводить всесоюзные
за последние годы промышленностью — Разработка и совершенствование совещания по малым холодильным
освоен выпуск новых машин: конструктивных модификаций малых машинам не реже одного раза в три
К ним относятся: холодильных машин для предприятий года при координирующей роли
— компрессоры для торгового хо- торговли и общественного питания, Минлегпищемаша.
52

В СОЦИАЛИСТИЧЕСКИХ
СТРАНАХ
Холодильное оборудование
на Международной ярмарке
потребительских товаров
в Познани
Л. Д. АКИМОВА
45-я Международная ярмарка «Такон-74», проходившая
с 22 по 29 сентября в Познани, совпала с важными
событиями в жизни польского народа — 30-летием
существования Социалистической Польши, 30-летием
установления польско-советских экономических отношений и
25-летием создания Совета Экономической Взаимопомощи.
Ярмарка посвящена показу достижений Польши в
области производства потребительских товаров, а также
машин и оборудования, предназначенных для их
изготовления.
В ярмарке приняло участие около 3000 экспонентов из
35 стран, в том числе более 1400 польских. Экспозиция ее
разместилась более чем в 50 павильонах и на открытых
площадках общей площадью 88 тыс. м2.
Ярмарка «Такон-74» отличалась от прошлогодней
осенней ярмарки более широкой экспозицией машин и
оборудования для легкой и пищевой промышленности»
а также для сельского хозяйства.
Самым крупным экспонентом на осенней ярмарке
«Такон-74» была промышленность Министерства
машиностроения ПНР.
Объединение «Промер» этого министерства выпускает
более 300 наименований машин и оборудования для
торговли и общественного питания, в том числе холодильные
шкафы, витрины, прилавки, морозильники, сборные
холодильные камеры, а также приборы автоматики для
холодильных установок производительностью до
20 тыс. ккал/ч — термостаты, регулирующие вентили
и т. п.
Рис. 1. Низкотемпературный прилавок LCN-10.
Специальная экспозиция на ярмарке была посвящена
новинкам торгового холодильного оборудования,
изготовляемого Быдгосским заводом объединения «Промер».
!*К этим новинкам относится низкотемпературный
секционный прилавок LCN-10 с воздушной завесой (рис. 1),
предназначенный для хранения и продажи замороженных
упакованных продуктов в магазинах самообслуживания.
Полезная емкость прилавка 370 л, полезная площадь
1,26 м2, масса 200 кг.
Прилавки можно устанавливать в линии различной
длины. Охлаждение прилавков осуществляется оребрен-
ными испарителями с принудительной циркуляцией
воздуха. При температуре наружного воздуха 25 °С
температура —18 °С в охлаждаемом объеме достигается через
2 ч после пуска холодильного агрегата при условии
загрузки прилавка замороженными до —30 °С продуктами.
Температурный режим поддерживается автоматически
реле низкого давления. Имеются жалюзи для закрытия
прилавка в ночное время.
Предусмотрено автоматическое оттаивание испарителя
с помощью электронагревателей через каждые 8 ч работы.
Продолжительность цикла оттаивания * 20 мин.
Прилавки LCN-10 обслуживаются холодильными
агрегатами XK3L хо л о до производительностью 3000 ккал/ч,
устанавливаемыми в отдельном помещении.
Охлаждаемая среднетемпературная витрина LCS-60
(рис. 2) предназначена для кратковременного хранения
и продажи скоропортящихся упакованных продуктов в
магазинах самообслуживания. Полезная площадь
витрины 3,8 м2, масса 280 кг. Витрины можно устанавливать
в линии различной длины.
Продукты укладываются на поддоне и сменных
полках, которые в зависимости от вида товара можно
размещать на разной высоте и с наклоном от 10 до 20°.
Циркуляция воздуха естественная. При температуре
окружающей среды 25 °С в витрине поддерживается
температура 3—6 °С.
Оттаивание испарителя автоматическое, с помощью
электронагревателей.
Холодильные агрегаты XK3L, обслуживающие
витрины LCS-60, устанавливаются в отдельном помещении.
Интересно решен охлаждаемый шкаф СН-34 (рис. 3)
со встроенным холодильным агрегатом ХК-0,4 холодо-
производительностью 400 ккал/ч. Максимальная
загрузка шкафа 1150 л, масса 240 кг.
Шкаф предназначен для бытовых помещений
предприятий, студенческих столовых, домов отдыха. В шкафу
имеются ячейки для хранения завтраков или небольших
индивидуальных запасов продуктов.
Рис. 2. Среднетемпературная витрина LCS-60.
S3

Рис. 3. Охлаждаемый шкаф SCH-34.
Рис. 4. Компрессионный домашний холодильник Г«Ро1аг
TS-280».
«Polar TS-180» «Polar TS-280»
Температура в охлаждаемом объеме 0—4 °С при
температуре окружающей среды 25 °С. Циркуляция
воздуха естественная. Оттаивание испарителя
автоматизировано.
Холодильное торговое оборудование Быдгосского
завода отличается красивой внешней отделкой.
Объединение «Предом», выпускающее различные
потребительские товары, экспонировало десять типов
абсорбционных и компрессионных домашних холодильников
емкостью от 30 до 280 л, в частности кухонные и кемпин-
говые, холодильники в мебельном исполнении, а также
морозильники, охладители газированных напитков,
автоматы для приготовления льда в кубиках. В 1974 г.
выпуск домашних холодильников предприятиями
объединения «Предом» составит 510 тыс. шт.
Из представленных на ярмарке товаров объединения
«Предом» следует выделить следующие новинки бытовой
холодильной техники.
Компрессионный домашний холодильник типа 128
емкостью 125 л маркирован двумя звездочками: в его
испарителе достигается температура —12 °С при температуре
окружающей среды 32 °С. Температура в холодильной
камере от 0 до 8 °С, в коробке для овощей — от 8 до
12 °С. Таким образом, в холодильнике поддерживаются
три уровня температуры.
Оттаивание испарителя полуавтоматическое. На
время оттаивания холодильный агрегат автоматически
выключается, после повышения температуры в испарителе
до 4° С — включается.
В холодильник встроен герметичный компрессор,
изготовляемый в кооперации с французской фирмой «Том-
сон Хаустон». Среднегодовое потребление электроэнергии
0,8 кВт.ч/сутки.
Габаритные размеры холодильника 1007Х553Х
Х600 мм, масса 53 кг.
Компрессионные домашние холодильники типов
«Polar TS-180» и «Polar TS-280» (рис. 4) имеют емкость
соответственно 180 и 280 л. Температура в испарителе
поддерживается на уровне —12 °С, в холодильной камере
0—5 °С, в коробке для фруктов и овощей 8—12 °С. Система
оттаивания полуавтоматическая.
В качестве изоляции применен твердый полиуретан.
Верхняя часть холодильника «Polar TS-180» выполнена
из термостойкого материала — ламината. .
Характеристика холодильников приведена ниже:
Номинальная мощность, Вт
Среднегодовой расход
электроэнергии, кВт-ч/сутки
Габаритные размеры, мм
высота
ширина
глубина
Масса, кг
115
0,8
1050
503
600
44
150
1,4
1420
570
600
50
Абсорбционные домашние холодильники типов
«Polar ТА-62» и «Polar TA-64» емкостью 60 л, а также L9C6
емкостью 30 л поставляются встроенными в мебель
красивой внешней отделки. Наружная поверхность покрыта
лаком, стойким к воздействию жиров, воды и спиртов.
В холодильниках «Polar ТА-62» (рис. 5, а) и «Polar
ТА-64» (рис. 5, б) в качестве изоляции применен пенистый
полиуретан, в холодильнике L9C6 — пено полистирол.
При температуре окружающей среды 16—32 °С во
внутреннем объеме холодильников поддерживается
температура от 0 до 5° С.
Характеристика этих холодильников представлена
ниже:
cPolar TA-62> «Polar TA-64* L9C6
85
1,2
85
1,2
75
1,1
54
Номинальная мощность
нагревателей, Вт
Среднегодовой расход
электроэнергии,
кВт -ч/сутки
Габаритные размеры,мм
высота
ширина
глубина
Масса, кг
Морозильник типа ZD4 находит применение в быту,
в магазинах, барах, ресторанах, столовых и предназначен
для длительного хранения замороженных продуктов.
Температура в камере —18 °С (морозильник маркирован
тремя звездочками). Изоляцией служит пенистый
полиуретан.
В морозильник встроен герметичный компрессор типа
905
570
500
41
755
1100
500
60
898/963
1047
440
57,5

Г7
id
Рис. 5. Абсорбционные домашние холодильники «Polar
ТА-62» (а) и «Polar TA-64» (б).
УВ-08. Номинальная мощность 130 Вт, среднегодовой
расход электроэнергии 1,8 кВт.ч/сутки.
Емкость морозильника 125 л. Габаритные размеры:
850X610X600 мм, масса 50 кг.
Автомат «Polar AWL-16» предназначен для
приготовления кубиков льда размерами 30Х30Х 15 мм. Лед может
использоваться в предприятиях общественного питания,
больницах, домах отдыха и т. д.
Процесс приготовления льда полностью
автоматизирован.
Емкость камеры для хранения льда 7 кг, суточная
производительность 16 кг. Потребляемая мощность 300 Вт,
расход электроэнергии 7 кВт• ч/сутки. Габаритные
размеры автомата 645X720X418 мм, масса 55 кг.
Охладитель «Polar SI» для негазированных напитков
(рис. 6) состоит из шкафа и съемного сосуда. Внутри
шкафа установлены компрессор, вентилятор, двигатель
насоса, конденсатор, испаритель и регулятор температуры.
Стенки шкафа выполнены из листового алюминия.
Сосуд цилиндрический, изготовлен из бесцветного
стекла. Между испарителем и сосудом вставлено
резиновое уплотнение, благодаря которому сосуд легко
снимается.
Максимальная емкость сосуда 18 л, минимальная —
2 л. Скорость охлаждения питьевой воды от 25 до 10 °С —
11 л/ч. Потребляемая мощность 300 Вт, расход
электроэнергии 0,3 кВт.ч/сутки. Габаритные размеры охладителя
700X365X375 мм, масса 29,5 кг.
Интересные новинки экспонировали фирмы
социалистических стран.
Чешская фирма «Омния» из Братиславы впервые
демонстрировала домашний холодильник «Калеке». Холо-
Рис. 6. Охладитель «Polar SI» для негазированных
напитков.
дильник состоит из двух частей — собственно
холодильника и морозильного отделения, которые могут работать
независимо друг от друга или совместно. Объем
холодильника 170 л, морозильного отделения 50 л.
Югославская фирма «Раде Концар» представила целую
гамму домашних холодильников, из которых следует
выделить двухкамерный холодильник «200 Делюкс».
Серию охлаждаемых двухъярусных прилавков-витрин
«Radobolja», «Neretva» и «Supervision», предназначенных
для продажи колбас, молочных продуктов, мяса и
кондитерских изделий в магазинах с продавцом и без продавца,
демон сти ров ал а югославская фирма «Соко».
Прилавок-витрина «Radobolja» охлаждается с
помощью сребренного испарителя с естетственной
циркуляцией воздуха. Холодильный агент — фреон-12. При
температуре окружающего воздуха 25 °С в охлаждаемом
объеме поддерживается с помощью термостата
температура 2—4 °С.
Оттаивание испарителя полуавтоматическое (по
желанию заказчика прилавок может поставляться с
полностью автоматизированным оттаиванием). В качестве
изоляционнного материала применен стиропор.
Компрессор герметичный, однофазный, конденсатор
с воздушным охлаждением. Агрегат встроен в прилавок.
Изготовляется прилавок трех размеров: длиной 2000,
2500 и 3000 мм, емкостью камеры соответственно 344, 490
и 636 л, массой 222, 281 и 340 кг.
Познаньская ярмарка продемонстрировала высокий
технический и эстетический уровень потребительских
товаров, изготовляемых в Польше и других
социалистических странах.

новости
ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
УДК 621.565.92
Показатели современных
бытовых морозильников
Л. Н. ВАЙН
Информэлектро
Бытовой морозильник — аппарат, предназначенный для
длительного хранения замороженных продуктов, а при
наличии в нем специального отделения — и
периодического замораживания свежих продуктов.
Морозильники по выполнению подразделяются на
шкафы и сундуки. В Европе до 80% морозильников
изготовляются в виде сундуков, которые очень удобны
для сельского населения. Высокий уровень потребления
замороженных продуктов в СЫА обусловил большой
спрос на морозильники среди горожан. Доля в выпуске
морозильников-шкафов здесь составляет свыше 60%;
преобладают морозильники с принудительной
циркуляцией воздуха, которые выпускаются только шкафными.
Емкость бытовых морозильников от 50 до 800 л,
морозильников-шкафов от 50 до 580 л, в том числе моделей
с принудительной циркуляцией воздуха — 430—510 л.
Емкость морозильников-сундуков колеблется от 145
до 800 л.
Наибольшим спросом пользуются морозильники
емкостью 300—500 л. Модели емкостью до 200 л
приобретают в основном семьи из 1—2 человек, проживающие в
городах. Средняя расчетная емкость морозильника,
приходящаяся на одного члена семьи, составляет для города
50—80 л, для села 80—100 л.
На литр емкости морозильника в среднем приходится
0,56 кг замороженных продуктов.
Полезной емкостью, т. е. емкостью, в которой
непосредственно размещаются продукты, определяется
коэффициент использования емкости, который у
морозильников-шкафов составляет 0,77—0,87. Величина этого
коэффициента зависит лишь от конструкции шкафа, а не от
его емкости.
9
0,5
ОЛ
1 А
А А*
Г о о
о
д
) О
L^
"о
с»
в юо гоо jоо wo 5oo к,?
а
F,m*
1,0
0.5
^ЛАЛА^У
n/f> о
го о ш к л
ZOO WO V, л
6
Nfim\
250
гоо
/50
юо
ЧУ
I V А
I j У г |
y\x °
А -ГС
юо
гоо
зоо wo
г
500 V, л
Зависимость коэффциента использования габаритного объема ф (а), площади пола F, занимаемой морозильником (б),
массы морозильника М (в) и его установочной мощности N (г) от емкости аппарата V:
1 — шкаф; 2 — сундук.
56

Пропорции морозильников-шкафов аналогичны
пропорциям холодильников: отношение высоты к ширине
от 1,8 до 2,3 (большие значения —для крупных
морозильников), ширина 50—60 мм, глубина 60—75 мм.
У морозильников-сундуков высота 850—920 мм, ширина
700—1500 мм, глубина 60—70 мм.
Коэффициент использования габаритного объема
увеличивается с возрастанием емкости аппарата (рис. а).
У шкафов он находится на уровне европейских
двухкамерных холодильников [1], у сундуков — на 6—8% ниже.
Столь высокие значения коэффициента ф обусловлены
применением в качестве теплоизоляции пенополиуретана
толщиной 40—60 мм.
Площадь пола, занимаемая
морозильниками-шкафами, в 1,5—2 раза меньше, чем сундуками (рис. б). Это
различие возрастает с увеличением емкости
морозильников. Поэтому крупные сундуки устанавливают не в
кухне, а в подсобных помещениях и подвалах.
Емкость отделения для замораживания у шкафов
емкостью до 500 л — 30—45 л, у шкафов и сундуков
емкостью свыше 500 л — 60—80 л. В морозильниках
емкостью до 150 л обычно нет отделения для
замораживания.
Средние значения массы морозильников-шкафов и
сундуков одинаковы (рис. в), примерно такие же, как у
холодильников.
Температура в камере морозильника должна быть не
выше — 18 °С, обычно она находится в пределах — 18-т-
-. 25 °С. В период замораживания продуктов в
отделении для замораживания поддерживается температура
— 304- — 38 °С.
Морозильники потребляют электроэнергии в 1,5—
2 раза больше, чем холодильники той же емкости.
Значения установочной мощности морозильников
приведены на рис. г. Среднегодовой расход электроэнергии
морозильниками фирмы «Баукнехт» (ФРГ) указан в
таблице.
Тип
морозильника
Шкаф
Сундук
Среднегодовой расход электроэнергии, кВт-ч/сутки
емкость, л
130
1,4
200
1,8
220
U
260
2,0
280
1,8
340
2,2
2,2
450
2,4
540
3,0
Важный показатель морозильников —
производительность замораживания, т. е. количество свежих
продуктов, которое можно охладить до — 18 °С в течение суток
при температуре окружающей среды 32 °С.
В среднем производительность равна 10 кг на каждые
100 л емкости морозильника. По стандарту ФРГ
минимально допустимая производительность 7 кг.
Производительность морозильников-сундуков в среднем 0,6 кг
на 1 дм2 дна отделения для замораживания [2].
Способность морозильника сохранять холод при
неработающем агрегате играет важную роль в случае его
поломки. Скорость повышения температуры в камере
зависит от теплоизолирующих свойств конструкции.
Принято указывать время, в течение которого температура
повышается от — 18 до — 10° С. Это время колеблется
для шкафов от 10 до 22 ч, причем наилучшие значения у
моделей, в которых каждая полка закрывается отдельной
дверцей.
Понижение температуры в камере в период
замораживания достигается непрерывной работой холодильного
агрегата.
Перевод агрегата на непрерывный режим работы
посредством принудительного замыкания контактов реле
температуры может осуществляться вручную или
автоматически.
В первом случае момент окончания замораживания
определяется визуально потребителем. При этом
преждевременное прекращение замораживания вызывает
ухудшение качества продуктов, а перемораживание —
перерасход электроэнергии.
В настоящее время широко применяются
автоматические системы управления замораживанием. Часто для
этой цели используют реле времени со шкалой, програ-
дуированной от 0 до 50 кг. Зная массу продуктов,
предназначенных для замораживания, потребитель
устанавливает реле времени на соответствующее деление и оно
автоматически переводит холодильный агрегат на
непрерывную работу. По истечении заданного времени агрегат
снова начинает работать циклично [3].
Управление процессом замораживания с помощью реле
температуры позволяет отказаться от взвешивания
продуктов и установки реле времени. При этом упрощается
эксплуатация морозильника. При закладке теплых
продуктов в отделение для замораживания датчик реле
температуры, реагируя на повышение температуры в
отделении, подает сигнал о необходимости перевода на режим
замораживания. Замораживание продолжается до тех
пор, пока температура датчика не станет ниже
температуры чувствительного элемента терморегулятора,
управляющего работой морозильника.
В новейших конструкциях применяют электронное
реле температуры с термистором, которое управляет также
работой морозильника в режиме хранения и
сигнализацией [4].
Морозильники, за исключением моделей с
принудительной циркуляцией воздуха, оттаиваются вручную
несколько раз в год. В морозильниках с принудительной
циркуляцией воздуха оттаивание испарителя и удаление
талой воды происходит автоматически 2—3 раза в сутки.
В морозильниках хранится от 50 до 250 кг продуктов
и выход их из строя связан с большими убытками.
Поэтому морозильники оборудуются системой световой
сигнализации, состоящей из трех ламп с разноцветными
плафонами. При работе морозильника в режиме хранения
светится зеленый плафон, в режиме замораживания —
желтый. Если температура в камере поднимается выше
— 15 °С, загорается аварийный красный плафон.
Аварийная сигнализация может быть звуковой или
дистанционной. Например, фирма «Баукнехт» выпускает
для морозильников, устанавливаемых в подвалах,
дистанционный сигнализатор, работающий от сети
переменного тока или батареи. Сигнализатор размещают в кухне
или в другом жилом помещении. При повышении
температуры в камере морозильника выше допустимой подаются
световой или звуковой сигналы.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. В а й н Л. Н. Показатели современных бытовых
холодильников. — «Холодильная техника», 1973, № 4,
с. 24—29.
2. Wiggert К. Untersuchung des Gefriervermogens im
Vorgefrier fach von Haushalt — Gefriertruhen. —«Elek-
trizitat», 1972, Nr. 9, S. 250—253.
3. S с h i r p W. Entwicklungstendenzen bei Haushalt—
Kuhlschranken und Gefriergeraten in Europa und USA.—
«Die Kalte», 1969, Nr. 9, S. 479—487.
4. Pott R. Entwicklungstendenzen fur Gefriergerate im
Hinblick auf Elektronik. — «Elektrizitat», 1970, Nr. 6,
S. 148—149.
57

Содержание журнала «Холодильная техника»
за 1974 год
Быков А. В., Калнинь И. М., Розен-
фельд Л. М., Шмуйлов Н. Г. Экономия
энергии — важнейшая задача прогресса
холодильной техники X—9
Гоголин А. А. Основные направления
научно-технического прогресса в области
холодильной техники II—5
Гуйго Э. И., Камовников Б. П., Каухчешви-
ли Э. И. Основные направления развития
техники сублимационного консервирования
пищевых продуктов IX—6
Калнинь И. М., Сутырина Т. М., Антонен-
ко Г. С, Мороз И. А., Данилова Г. Н.,
Иванов О. П. О перспективах применения
пластинчато-ребристых аппаратов для
холодильных машин VIII—10
Основные направления научно-технического
прогресса в области производства и
применения искусственного холода до 1990 г.
и первые мероприятия по их реализации I—2
Пименова Т. Ф. Развитие производства сухого
льда в молочной промышленности XI—5
Решения декабрьского Пленума ЦК КПСС —
в жизнь! III—2
Рютов Д. Г. Основные направления
развития холодильной технологии в СССР IV—6
Социалистическое соревнование в действии!
Антоненко Г. С. На ответственном рубеже IX—2
Астахов В. Г. Ударный финал определяющего
года пятилетки XII—2
Встречный план коллектива ВНИИхолодмаша
и экспериментального завода «Красный
факел» И— 2
Грищенко Д. И. На трудовой вахте пятилетки X—2
Кабасин Ю. И. Вахта четвертого года
пятилетки XI—2
Кокорин Б. А. Намеченное выполним! VII—6
Коллективы предприятий мясной и молочной
промышленности, награжденные Красными
Знаменами ЦК КПСС, Совета Министров
СССР, ВЦСПС и ЦК ВЛКСМ III—5
Коновалов Н. П. За успешное выполнение
заданий определяющего года пятилетки VII—2
Михайлов В. А. Социалистические
обязательства будут выполнены досрочно VIII—2
Об учреждении Книги Трудовой Славы
Министерства мясной и молочной
промышленности СССР и ЦК профсоюза рабочих
пищевой промышленности VII—11
О Всесоюзном соревновании коллективов
предприятий, производственных
объединений, всесоюзных объединений, министерств
мясной и молочной промышленности
союзных республик, научно-исследовательских
и проектно-конструкторских организаций
системы Минмясомолпрома СССР за
достижение лучших показателей по
рационализаторской, изобретательской и
патентно-лицензионной работе VIII—7
О премировании коллективов предприятий и
организации мясной и молочной
промышленности — победителей во Всесоюзном
социалистическом соревновании за IV
квартал 1973 г. III—5
Черепанов Л. И., Симонов Н. Н.
Социалистические обязательства третьего, решающего .
года пятилетки выполнены I—7
Черненко В. А. Задания четвертого,
определяющего года пятилетки выполнить
досрочно! IV—2
Шаповалов Г. Л. Харьковский завод
холодильных машин на вахте пятилетки VI—2
Правофланговые пятилетки III—7, IV—4, V—2, VI—6,
VII—9, VIII—5, IX-4, X—5, XI—4
Экономика, планирование и организация производства
Варганова Р. В. Повышение эффективности
работы распределительных холодильников
Бел мясорыбтор га X11—5
Десятириков Н. Т. Работа Воронежского
хладокомбината в условиях хозяйственной
реформы X—7
Зарницкий Г. Э., Репин Л. А., Елема В. А.
Использование давления природного газа
в магистральных трубопроводах для
получения холода VI—27
Карнаух М. С, Псахис Б. И. Влияние
температур внешних источников и стоимостных
показателей на оптимальные параметры
абсорбционной бромистолитиевой
холодильной машины VIII—17
Овсянников Н. А., Шиндеровский А. М. Об
организации предварительного охлаждения
плодов и ягод VII—34
Позин М. М. Совершенствовать планирование
и управление холодильным хозяйством VI—8
Середкин А. А. Холодильное хозяйство
мясной промышленности Краснодарского края V—5
Элиозошвили Н. В. Холодильная техника в
мясной и молочной промышленности
Грузинской ССР V—7
Промышленное холодильное оборудование
Бежанишвили Э. М., Кашкин М. П.
Исследование изнашивания крупных аммиачных
компрессоров X—16
Бежанишвили Э. М., Попов В. М. Оптимизация
периодичности технического обслуживания
поршневых холодильных компрессоров XI—24
Бежанишвили Э. М., Романовский Н. В.,
Кашкин М. П., Акимов В. И. Результаты
длительных ресурсных испытаний
компрессора ФУУ80 II—17
Бежанишвили Э. М., Смыслов В. И.,
Кашкин М. П. Структура ремонтного цикла и
содержание ремонтных работ по фреоновым
компрессорам V—14
Бежанишвили Э. М., Смыслов В. И.,
Попов В. М. Методика определения
оптимальной периодичности профилактических
осмотров поршневых холодильных
компрессоров XII—25
Быков А. В. Энергетическая эффективность
низкотемпературных холодильных
компрессоров * VII—12
58

[X-
X-
II-
I-
-15
-24
-13
-19
Быков А. В., Калнинь И. М., Канышев Г. А.,
Шнепп В. Б., Шварц А. И., Верный А. Л.
Освоение холодильных винтовых
компрессоров II—8
Быков А. В., Сапронов В. И. Исследование
характеристик бессальникового
компрессора при работе на фреоне- 12В1
Вайнштейн В. Д., Галежа В. Б. Испытания
кожухотрубных испарителей на фреоне-22
Галежа В. Б., Шапошников Ю. А., Шуме-
лишский М. Г. Испытание фреоновой
холодильной машины ХМ-22ФУУ 400/1
Гоголина Т. В., Фомин А. Н. Применение
низкотемпературных холодильных
установок в промышленности
Гомелаури В. И., Мусхелишвили А. И., Ве-
зиришвили О. Ш., Хоштария А. Г., Хе-
чуашвили Г. 3. Эффективность комплексного
применения теплонасосных установок в
чайной промышленности Грузии VI—16
Данилов Р. Л., Вайнштейн Я. Л.
Исследование характеристик низкотемпературной
компрессионно-эжекторной холодильной
машины VIII—21
Данилов Р. Л., Фридштейн В. И.,
Попов С. А. Испытание углеводородной
абсорбционной холодильной машины X—13
Данилова Г. Н., Богданов С. Н., Земсков Б. Б.,
Кроткое В. Н., Сутырина Т. М.
Сопоставление пластинчато-ребристых и трубчато-
ребристых поверхностей воздушных
конденсаторов IX—18
Данилова Г. Н., Иванов О. П., Барило В. Н.
Испытания фреоновых
пластинчато-ребристых конденсаторов с воздушным охлаж:-
дением XI—20
Иванов О. П., Мамченко В. О., Ширяев Ю. Н.,
Егоров Ю. Ф., Яковлев Ю. А., Бочка-
рев А. А., Зуев И. И., Клим И. Е.
Промышленные испытания аммиачного
пластинчатого конденсатора II—30
Кан К. Д. К расчету конденсаторов
воздушного охлаждения большой
производительности V—23
Карнаух М. С, Псахис Б. И. Определение
оптимальных параметров абсорбционной бро-
мистолитиевой холодильной машины VI—20
Коля дина Н. Г., Ковачева 3. А., Иос-
сель Г. Ф., Смирнова В. Г., Ферштер Г. Т.
Резины для фреоновых и аммиачных
компрессоров II—22
Минкус Б. А., Глинка Л. Л. Исследование
пленочного дефлегматора-ректификатора
абсорбционной холодильной машины IX—24
Павлов Р. В. Использование воздушной среды
для конденсации хладагентов в крупных
холодильных машинах XII—7
Усюкин И. П., Колосков Ю. Д. О применении
различных растворов для абсорбционных
холодильных установок VII—28
Чумак И. Г., Исаев В. И., Роговая С. Н.,
Новицкий В. М. Воздухоохладитель с
плоскопараллельной насадкой III—24
Андрачников Е. И., Гольдберг Ю. И.
Повышение надежности работы герметичных
агрегатов после ремонта X—22
Дмитриев В. И., Файнзильберг Е. Ям Жи-
кул И. М., Картофяну В. Г.,
Третьяков Н. П., Майсоценко В. С. Сравнительные
испытания герметичного компрессора
ФГ-0,15 на фреоне-12 и неазеотропной смеси
фреонов-12 и 143 VI—25
Кривошеее А. И., Тихомиров В. А., Шуры-
гин Ю. И., Якобсон В. Б. О применении
фреона-502 в бытовых холодильниках VIII—25
Кропотов Г. А., Юркус И. Н., Пласти-
нин Ю. М., Перевощиков В. Д., Гран-
кин П. С, Онохин Р. Д. Источники
повышенного шума компрессоров ДХ2-1010 для
бытовых холодильников XI—34
Тихомиров В. А. Исследование шумовых
характеристик торгового холодильного
оборудования со встроенными агрегатами II—27
Тихомиров В. А. Способы борьбы с шумом
встроенных в торговое оборудование
холодильных агрегатов X11—29
Автоматизация и измерительная техника
Голянд М. М., Пивинский А. С.
Малогабаритные датчики для измерения тепловых
потоков
Ионов А. Г., Литвинов А. Д., Эйдель-
штейн И. Л. Автоматическая установка
для сигнализации об утечках фреона-22
Никульча И. П., Беспалов И. Н. Оптимальное
по быстродействию управление
температурой в системах кондиционирования
воздуха
Сальный А. Т. Исследование аварийных
режимов холодильных компрессоров при
пуске их с закрытым нагнетательным
вентилем
Славин А. А., Аксельрод С. И. Об устойчивости
систем с импульсным Рс-регулятором
Шематульскис А. Б., Люткявичус А. А., Се-
нягин Ю. Я., Колотий Ю. И.
Автоматизированная холодильная установка Алитус-
ского мясокомбината
V—20
VII—20
XI—31
XI—29
VIII—28
1-10
Кондиционирование воздуха
Вавилин~0. А., Языков В. Н. Исследование
радиально-контактного воздухоохладителя
для судовых систем кондиционирования
воздуха
Гайдин 3. 3., Шемелева Н. В.,
Стародубцев В. М. Сравнительное исследование
эффективности различных способов
охлаждения помещений для откорма свиней
Лавочник А. И., Ибрагимова Л. Р.
Экспериментальное исследование кондиционера
«Азербайджаном»
III—26
VI—33
XII—20
Малые холодильные машины, торговое и бытовое
оборудование
Андрачников Е. И., Каплан Л. Г. Испытание
системы централизованного охлаждения
прилавков типа ТАИР
VII—15
Термоэлектрическое охлаждение
Алексеев А. М., Мелик-Давтян Р. Л., Пана-
рин А. Ф. Пятикаскадный -j
термоэлектрический микрохолодильник
Кулиев А. 3., Надир-заде С. М."
Полупроводниковый аппарат «Криопласт» для теплового
воздействия на организм
П-25
IX-27

Мартыновский В. С, Семенюк В. А.,
Азаров А. И., Пятницкая Н. И., Власова Л. И.
Анализ характеристик бытовых
термоэлектрических холодильников VII—22
Мартыновский В. С, Семенюк В. А.,
Пятницкая Н. И. Термоэлектрический
холодильник для автомобиля I—23
Проектирование, строительство и эксплуатация
холодильников, фабрик мороженого и заводов сухого льда
Величанский А. Я. Новые методы доставки
потребителям сжиженного углекислого газа VII—32
Гурин А. И., Дуранов Е. Ф. Расчет систем
электрообогрева полов холодильников VII—26
Колотий Ю. И., Сенягин Ю. Я. Интенсификация
процесса оттаивания воздухоохладителей V—19
Костенко Ю. Г., Белов В. И., Ширяева В. И.
Санитарное состояние воздуха холодильных
камер мясокомбинатов VIII—38
Мертешов М. Н., Янюк В. Я., Мясник Е. Н.,
Баландин А. И. Современное фруктохранили-
ще из легких конструкций I—14
Мертешов М. Н., Файнштейн В. А., Янюк В. Я*
Экспериментальный холодильник емкостью
1200 т для хранения фруктов в
регулируемой газовой среде IV—25
Фридман Б. А. Централизованная система
холодоснабжения мясокомбината в
г. Торезе IX—9
Холодильный транспорт
Балаков И. П., Горелый П. П.» Третью-
хин А. А. Современное состояние и
направления развития морского транспортного
рефрижераторного флота III—15
Ионов А. Г., Кан А. В. Применение фреоновых
холодильных установок на
рыбопромышленных судах V—11
Макаренко П. Г. Анализ партионности
скоропортящихся грузов при перевозке III—21
Селиверстов В. М. Искусственный холод на
[речном транспорте III—19
Шаповаленко М. М., Волкова Л. И., Дюб-
ко А. П. Современное состояние
железнодорожного холодильного транспорта и
стоящие перед ним задачи III—8
Шустов А. С, Исмагилов Р. А.
Совершенствование междугородных перевозок
скоропортящихся грузов автомобильным
транспортом III—11
Технологическое холодильное оборудование
Гуйго Э. И., Малков Л. С, Камовников Б. П.,
Каухчешвили Э. И. Результаты
эксплуатации отечественных промышленных
сублимационных установок XI—9
Дубинский М. Г., Гуревич Е. С,
Нехорошее В. М., Стависский А. Я., Шевкин В. В.
Установка с воздушной турбохолодильной
машиной для замораживания плодов, ягод
и овощей XI—12
Ионов А. Г., Мекеницкий С. Я. Разработка
и внедрение автоматизированных роторных
скороморозильных агрегатов типа MAP и
АРСА IV—15
Ионов А. Г., Боголюбский О. К.,
Мекеницкий С. Я. Эффективность внедрения
роторных морозильных агрегатов на
рыбопромысловых судах XI—7
Клейдерманн Р., Хеллерт Б., Пуш А.,
Ионов А. Г., Кан А. В., Петров В. М.
Комплексные испытания плиточного
роторного морозильного аппарата с каскадной
| холодильной установкой XII—14
Ротенберг А. Г. Скороморозильный
гравитационный конвейерный аппарат ГКА-4 IV—19
Шульгин И. М. Многоплиточный морозильный
аппарат усовершенствованной конструкции VIII—16
Холодильная технология
Буканова А. А., Моисеева Е. Л., Дербино-
ва Э. С. Сравнительное исследование
питательных сред для микробиологической
оценки качества мороженого V—30
Васильева Л. Д., Пискарев А. И.
Замораживание говяжьих и свиных сортовых отрубов
в полимерной пленке и таре X—35
Войтко А. М., Дидык Т. С. Исследование
энергетических затрат на компрессор и
'вентилятор при замораживании
плодоовощного сырья в псевдоожиженном и плотном
|слоях VII—38
Зубова Н. Д., Борисова О. С, Казакова Р. М.
Новые нормы расхода вспомогательных и
упаковочных материалов при производстве
мороженого I—29
Логинов Л. И., Сивачева А. М. Двухэтапное
^охлаждение тушек птицы с частичным
подмораживанием VII—35
Лукьяница Л. Г., Пискарев А. И.
Холодильное хранение океанических рыб IX—36
Михайлин Н. В., Аверин Г. Д. Оптимизация
скорости движения воздуха в камерах
замораживания мяса IX—33
Моисеева Е. Л., Буканова А. А. Об оценке
качества мороженого по
микробиологическим показателям IV—35
Нижарадзе А. Н., Гелашвили Э. Д., Небие-
ридзе Н. И. Исследование методов быстрого
замораживания плодов V—28
Потапов В. Д., Королев Д. Д.,
Михайловский В. И., Горун Е. Г. Производство
быстрозамороженных картофельных котлет IX—39
Фильчакова Н. Н. Способ оценки
физико-химических свойств стабилизаторов для
мороженого XI—46
Чернышев В. М., Бабкин А. Ф.,
Головкина Т. Н., Серажутдинова Л. Д., Макеева Г. И.
Применение ядерной протонной релаксации
для характеристики процессов
замораживания пищевых продуктов IV—30
Чумак И. Г., Шахневич В. И. Интенсификация
процессов охлаждения мяса IV—10
Шеффер А, П., Мусатова Н. В.
Производственная проверка новой технологии
холодильной обработки и хранения мяса VI—11
Якубов Г. 3., Петрухина Э. П., Гунар Е. В.
Изучение состава казеина сливочного масла
при холодильном хранении VI—30
Научно-исследовательские работы
Аничхин А. Г. Усреднение температурного
напора в оросительной камере кондиционера VIII—35
Берман Л. Д. О справедливости аналогии
между тепло- и массообменом и соотношения
Льюиса для кондиционеров и градирен II—34
60

Вургафт А. В., Галимова Л. В. Теплоотдача
при кипении во до аммиачного раствора в
стекающей пленке на вертикальной трубе
Данилов Р. Л., Турецкий В. М. Исследование
коэффициента теплоотдачи при дефлегмации
водоаммиачных паров
Ден Г. Н., Бухарин Н. Н. Метод условных
температур для аналитического расчета
процессов сжатия реальных газов
Деревянко В. И., Каневец Г. Е., Дуганов Г. В.
Математическое моделирование шахтной воз-
духоохладительной установки на базе теп-
лоиспользующих холодильных машин
Дроздов О. А., Курмазенко Э. А., Ревякин А. В.
Бесконтактный метод исследования
температурных полей
Емельянов Р. В., Третьяков Н. П.
Исследование движения парогазовой смеси в абсорб-
ционно-диффузионных холодильных
машинах
Карпис Е. Е., Павлов Н. Н. Расчет процессов
осушения воздуха охлаждаемым раствором
хлористого лития
Лавочник А. И., Муштаков А. Г.
Исследование адиабатического увлажнения воздуха
водой в трехкомпонентном псевдоожижен-
ном слое
Лавочник А. И., Шварцман Е. И. Теплоотдача
при кипении фреона-142 в большом объеме
Левина М. М., Левин Б. К., Иванюк Н. М.
Математическая модель холодильной камеры
Минкус Б. А. Тепловой расчет испарителя
абсорбционной холодильной машины
Цветков О. Б., Лаптев Ю. А., Полякова Н. А.
Теплопроводность фреонов в широком
интервале температур и давлений
Чуклин С. Г., Ларьяновский С. Ю. Теплообмен
в листоканальном испарительном
конденсаторе
В порядке постановки вопроса
Сушон СП., Рудницкий А. И., Минц М. И.
Эффективность применения абсорбционных
и компрессионных холодильных установок
в промышленности
Дискуссия о системах охлаждения
Авдеев Е. С, Кан А. В. Панельные системы
охлаждения на рефрижераторных судах
Бойко В. П. Хранение мороженого мяса в
камерах одноэтажного холодильника с
панельной системой охлаждения
Гиндлин И. М., Крупицкая М. 3. Испытания
батарейной и панельной систем охлаждения
в сопоставимых условиях
Курылев Е. С. Следует ли внедрять панельную
систему охлаждения на холодильниках?
Чуклин С. Г. Испытания камер холодильников
с панельной системой охлаждения
В помощь изучающим экономику
Крылов Н. В. Фонды экономического
стимулирования, их образование и использование
на распределительных холодильниках и
хладокомбинатах
Из диссертационных работ
Головкин Н. А., Омар эль-Демердаш,
Кузьмин М. П. Изменение углеводородов
летучих веществ шоколадного масла при
холодильном хранении
XII—38
XI—36
IV-37
IV—40
IX—29
X—32
XII—34
VIII—32
X—28
XI—43
1—26
XI—39
IX—21
XI—15
IX—41
III—30
X—38
VI—35
II—38
1—31
IV—45
Данилов Р. Л., Фридштейн В. И., Соболев О. Б.
Построение диаграмм энтальпия —
концентрация рабочих веществ углеводородной
абсорбционной холодильной машины
Дорохин В. П. Влияние конструктивных
параметров на работу торцевого уплотнения вала
высокооборотного фреонового
турбокомпрессора
Иванов Ю. В. Эффективность регулирования
фреоновой ступени с помощью ВРА осевого
и радиального типов
Ионов А. Г., Биндер Г. Я., Эрлихман В. Н.
К расчету производительности морозильной
установки
Кузнецов А. П., Лось Л. В. Диаграмма
концентрация — энтальпия для смеси фреонов-
12В1 и 12
Курылев Е. С, Оносовский В. В., Соколов В. С.
Сравнительный анализ внутренних
процессов в термосваях
Шевчук Г. И. Расчет температуры обмотки
встроенного электродвигателя холодильного
компрессора
Новые стандарты
Гальперин Д. М. Государственный стандарт
на воздухоохладители с
поперечно-спиральным оребрением
Колесниченко В. И., Чикрыжов П. В.
Отраслевой стандарт на испарители для торгового
холодильного оборудования
Обмен опытом
Ананьев В. П. Устройство для заправки
аммиачного компрессора смазочным маслом
Васильев В. Н., Трофимов С. В. Контроль и
регулирование температур воздуха в
рефрижераторном подвижном составе
Воробьев Ю. М., Орехов А. В., Ужанский В. С.
Повышение точности измерения температур
с помощью автоматических потенциометров
Гальперин Э. Я., Негреско В. Г. Завод сухого
льда Воронежского хладокомбината
Геллер С. Л., Завелион Г. Е., Ройзман Е. Л.
Усовершенствование блока питания
тиратронов МТХ-90 в пультах типа ПУМ
Геллер С. Л., Завелион Г. Е., Шапиренко А. П.
Опыт эксплуатации щитов блочного типа
для автоматизации холодильных установок
Гетлихер Д. Я., Никитин С. Г. Стенд для
определения неисправности в блоках пультов
управления машинами ПУМ-100
Гиль И. М. Проверка приборов защиты малых
холодильных агрегатов
Горобец А. Т. Рационализаторская работа на
Северодвинском холодильнике
Гущин А. В. Повышение эффективности
работы маслоотделителей
Из опыта работы предприятий Росмясорыб-
торга по механизации погрузочно-разгрузоч-
ных работ
Из опыта работы предприятий Росмясорыб-
торга по механизации погрузочно-разгрузоч-
ных работ
Карамазин А. В., Ступенев А. И. Съемник для
демонтажа предсальников аммиачных
компрессоров
Колотий Ю. И. Совершенствование способов
оттаивания воздухоохладителей
III—32
1—40
1—37
II—43
VI—42
VI—37
V—32
VII—42
VIII—40
IX-46
III—36
щ
V-36
IX—44
Х-44
II—45
XI—49
1—45
X—43
XI—49
IV—48
V-39
IV—49
1—43
61

Малкин Л. Ш., Филенко А. И., Мозоля ко Л. М.
Индикаторный способ контроля влажности
фреона-22 в холодильных машинах VI—46
Маркин Г. Ф. Рационализаторское предложе-
жение IV—49
Мертешов М. Н. Испарительные конденсаторы VI—43
Мостовой А. Ф. Повышение сопротивления
изоляции электродвигателей герметичных
компрессоров, работающих на фреоне-22 VI—44
Никитин С. Г. Схема автоматического
включения вентиляторов градирен XII—42
Полунин В. Е. Защита кровли холодильника
от солнечной радиации IX—45
Проскурин А. Ф., Анисин Л. В. Конденсатор
с петельно-проволочным оребрением II—47
Сенягин Ю. Я., Середа Н. П. Эффективность
применения воздушных форконденсаторов в
холодильных установках XII—41
Сенягин Ю. Я., Соломаха Ю. К. Монтаж
промывных маслоотделителей VII—46
Черняк В. А. Новые конструкции и элементы
электропогрузчиков повышенной
маневренности VIII—44
В помощь практику
Гуров М. М., Соловьев В. Р. Организация
ремонта и обслуживания автономных
рефрижераторных вагонов в депо станции Геор-
гиу-Деж III—40
Клочкова Е. А. Пакетирование продуктов в
таре на поддонах и проведение внутрисклад-
ских работ с пакетированными грузами VI—47
Павлова И. А., Сенягин Ю. Я., Колотий Ю. И.,
Иржевский В. П., Зильберберг Я. М., Мац-
кин В. С. Монтаж приборов и средств
холодильной автоматики VIII—48
Пытченко В. П., Шумов В. С. Особенности
эксплуатации холодильных ротационных
бустер-компрессоров щ I—47
Шеффер А. П. Новые технологические
инструкции по холодильной обработке и
хранению мяса и мясопродуктов на
мясокомбинатах IV—50
Консультация
Вайнштейн В. Д. О преобразовании формул
при изменении единиц физических величин XII—45
Гоголин А. А., Вайнштейн В. Д. О применении
проекта Государственного стандарта
«Единицы физических величин» в холодильной
технике II—49
Елуфимов Н. А. О выпуске воздуха из
конденсаторов аммиачных холодильных установок VIII—46
Жокина 3. И., Протопопова Т. В., Холопо-
ва А. А., Филиппова Л. С. О новых нормах
расхода холода при производстве и хранении
мяса и мясопродуктов V—41
Комаров А. В. Требования к изотермическому
подвижному составу, предъявляемые
Соглашением о международных перевозках
скоропортящихся пищевых продуктов (СПС) III—42
Пименова Т. Ф. Изменение
производительности установки для получения сжиженного
С02 при переводе ее на заполнение
изотермических цистерн вместо баллонов VII—48
Пименова Т. Ф., Константинова О. Н.
Осушение сжиженного С02 X—46
Техника безопасности
Вопросы и ответы VI—53
Клочкова Е. А. Основные правила техники
безопасности при эксплуатации
электропогрузчиков и электротележек на
холодильниках
Протопопова Т. В. О категорийности
помещений аммиачных холодильных установок
Протопопова Т. В. Не допускать аварийных
ситуаций при эксплуатации аммиачных
холодильных установок
В НТО пищевой промышленности
Конкурс по усовершенствованию аммиачных
холодильных установок
Семинар «Применение холода в пищевой
промышленности» в г. Тбилиси
Критика и библиография
Васильев П. В. Полезное пособие по ремонту
холодильного оборудования
Гоголин А. А. Новый учебник по
холодильным машинам
Книги по холодильной технике, выходящие
в свет в 1974 г.
Константинов Л. И. Книга по испытаниям
судовых холодильных установок
Кроткое В. Н. Сутырина Т. М. Первая книга
по теплообменным аппаратам холодильных
установок
Прилуцкий Д. Н. Диссертации в области
холодильной техники и технологии за 1971—
1972 гг.
Прилуцкий Д. Н. Научные исследования в
области холодильной Техники и технологии
Прилуцкий Д. Н. Научные исследования в
области холодильной техники и технологии
Ткачев А. Г., Иванов О. П., Маслов А. М.
Новая книга о теплообменных аппаратах
Якобсон В. Б. Учебник для техникумов по
холодильным машинам и установкам
Новые изобретения 1—36, 46; II—42; III—54;
IV—52, 54; V—44; VI—54; VII—54; VIII—
45, 52, 60; IX—46; X—42, 49; XI—51; XII
VII— 50
V—42
XII—43
IV—53
1—49
VII—53
III—46
1—50
X—51
VI—55
IX—47
V—47
VIII—53
И—48
XII—49
—44, 47, 51
Хроника
Внешняя торговля СССР холодильным
оборудованием и скоропортящимися продуктами
в 1973 г.
Всесоюзное научно-техническое совещание в
Харькове
Всесоюзное совещание изобретателей и
рационализаторов предприятий и организаций
мясной и молочной промышленности
Всесоюзное совещание по малым холодильным
машинам в Одессе
Второе пленарное заседание Научного совета
ГКНТ по проблеме «Производство и
применение искусственного холода в отраслях
пищевой промышленности, торговле, сельском
хозяйстве и на транспорте»
М. Н. Мертешов — заслуженный строитель
РСФСР
Молодые специалисты — производству
Организация Научного совета по вопросам
производства и применения искусственного
холода
Первое пленарное заседание Научного совета
ГКНТ по проблеме «Производство и
применение искусственного холода в отраслях
пищевой промышленности, торговле, сельском
хозяйстве и на транспорте»
Семинар по кондиционированию воздуха в
промышленных и гражданских зданиях
Смотр творчества молодых
VIII—56
VII—55
III—48
[XII—52
X—52
X—52
IX—50
II—56
IV-55
VIII—55
VIII—55
62

Совещание по проблеме хранения картофеля,
овощей и^фруктов II— 56
На Международной выставке «Полимеры-74»
Пименова Т. Ф., Титов В. Б. Оборудование
для производства, транспортировки и
хранения жидкой двуокиси углерода XI— 53
В Международном институте холода
Савченко А. Ф., Зайцев В. П. Некоторые
актуальные вопросы холодильной техники,
рассмотренные на конференции МИХ в
Барселоне V—51
XIV Международный конгресс по холоду III— 49
В социалистических странах
Акимова Л. Д. Холодильное оборудование на
Международной ярмарке потребительских
товаров в Познани XII—53
Мец 3. Автономный рефрижераторный вагон
с ограждающими конструкциями типа
«сэндвич» III—51
Новости иностранной техники
Андрачников Е. И., Каплан Л. Г.
Низкотемпературная витрина с автоматическим
оттаиванием испарителя теплым воздухом VI—57
Вайн Л. Н. Бытовые холодильники с
принудительной циркуляцией воздуха VII—56
Вайн Л. Н. Показатели современных бытовых
морозильников XII—56
Вайн Л. Н., Зубенко Г. А. Бытовые
холодильники с принудительной циркуляцией
воздуха фирмы «Хитати» XI—56
Валейко В. П. Производство
быстрозамороженных продуктов в странах Западной Европы X—54
Карпис Е. Е. Кондиционирование воздуха в
лекционных, зрелищных и спортивных
залах I—55
Карпис Е. Е. Кондиционирование воздуха в
жилых зданиях йь > vg*i V—-54
Лебедев В. Ф., Хелемский А. М.,
Якобсон В. Б. Автономные и централизованные
системы охлаждения рефрижераторных
контейнеров II—57
Лебедев В. Ф., Хелемский А. М., Якобсон В. Б.
Фреоновые холодильные машины
рефрижераторных контейнеров III—55
Прохоров В. И. Кондиционеры с ротационным
воздушным компрессором-детандером
Щербаков В. В., Селютин С. Н. Инструмент для
монтажа трубопроводов холодильных
установок
Справочный отдел
Бежанишвили Э. М., Ермакова П. И.
Нормативы расхода запасных частей к
поршневым компрессорам холодильных машин и
ремонтные комплекты
Бежанишвили Э. М., Ермакова П. И.
Нормативы расхода и ремонтные комплекты запасных
частей к поршневым компрессорам
холодильных машин
Бежанишвили Э. М., Ермакова П. И., Каш-
кин М. П. Нормативы расхода и ремонтные
комплекты запасных частей к поршневым
компрессорам холодильных машин
Бежанишвили Э. М., Смыслов В. И.,
Цыганова 3. Е. Нормативы расхода и ремонтные
комплекты запасных частей к поршневым
компрессорам холодильных машин
Бежанишвили Э. М., Хазанов И. Г.
Нормативы к системе планово-предупредительного
ремонта холодильного оборудования
Зеликовский И. М. Герметичные компрессоры
ФГ и ФГН
Катерухин В. В., Акимов В. И. Новые
компрессоры средней холодопроизводительности
Красильников С. Н., Семенюта В. И.
Холодильные оппозитные компрессоры
Красильников С. Н., Семенюта В. И. Этановый
низкотемпературный холодильный
компрессор ЭО-300П
Мертешов М. Н. Фабрика мороженого
производительностью 6 т в смену
Мертешов М. Н. Холодильники одноэтажные
распределительные емкостью 400, 600, 700,
2000, 3500 и 6000 т
Турецкий В. Л., Щучинский С. X. Клапаны с
электромагнитным приводом для судовых
установок
Фоменко В. И., Кубаева Л. М. Комплексная
автоматизированная аммиачная
холодильная машина ХМ-АВ22/А
IX-51
VIII-57
1—58
III—58
II—60
IV—56
IX-
VI-
X-
V-
IX-
X-
XI-
VII-
VIII-
-53
-58
-55
-58
-60
-62
-60
-60
-61
РЕФЕРАТЫ
УДК 621.565
Повышение эффективности работы распределительных
холодильников Белмясорыбторга. ВАРГАНОВА Р. В.
«Холодильная техника», 1974, № 12.
Проанализирована эффективность использования
основных фондов распределительных холодильников.
Приведены подробные технико-экономические показатели,
характеризующие работу холодильников. Указаны пути
повышения эффективности погрузочно-разгрузочных
операций, повышения производительности труда
благодаря применению новой системы планирования и
экономического стимулирования. Таблиц 1.
УДК 621.573
Использование воздушной среды для конденсации хлада-
гентов в крупных холодильных машинах. [ПАВЛОВ Р. В.
«Холодильная техника», 1974, № 12.
Рассмотрены вопросы, касающиеся конденсации
хладагентов воздушной средой, и мероприятия по снижению
давления конденсации в теплое время года. Проведен
анализ влияния уровня давления конденсации, в том
числе повышенного (при применении КВО), на удельную
холодопроизводительность холодильной машины,
работающей на аммиаке. Анализ выполнен как для теоретического
цикла, так и для цикла при наличии потери давления
(депрессии) и перегрева паров на всасывании. Список
литературы — 4 названия. Иллюстраций 4.
63

УДК 621.565.9.001.5
Комплексные испытания плиточного роторного
морозильного аппарата с каскадной холодильной установкой.
КЛЕЙДЕРМАНН Р., ХЕЛЛЕРТ Б., ПУШ А.,
ИОНОВ А. Г., КАН А. В., ПЕТРОВ В. М.
«Холодильная техника», 1974, № 12.
Описана конструкция роторного морозильного аппарата
и результаты его испытаний в сочетании с каскадной
холодильной установкой, работающей на фреонах-22 и 13.
Указаны принципы действия морозильного аппарата,
холодильная схема, приведены графики изменения
температуры рыбы в зависимости от времени замораживания.
Выводы, сделанные в статье, подчеркивают эффективную
работу аппарата при температуре фреона-13 — 65 °С и
надежность его работы в сочетании с каскадной
холодильной установкой. Таблиц 3. Иллюстраций 4.
УДК 628.84.001.5
Экспериментальное исследование кондиционера
«Азербайджаном». ЛАВОЧНИК А. И.,
ИБРАГИМОВА Л. Р. «Холодильная техника», 1974, № 12.
Приведены данные экспериментального исследования
серийно выпускаемого промышленностью автономного
бытового кондиционера «Азербайджан-4м» в сборе, а
также отдельных его узлов. Даны рекомендации по
модернизации кондиционера, позволяющие приблизить
его к требованиям ГОСТ 19455—74. Описаны результаты
экспериментального исследования модернизированного
образца, подтверждающие технико-экономическую
целесообразность предлагаемой модернизации. Таблиц 3.
Список литературы — 4 названия. Иллюстраций 5.
отделения экранных глушителей. С увеличением излуч е
ния звуковой энергии холодильным агрегатом в зонах
средних и высоких частот эффективность таких
глушителей возрастает. Таблиц 3. Список литературы — 2
названия. Иллюстраций 5.
УДК 628.84.001.24
Расчет процессов осушения воздуха охлаждаемым
раствором хлористого лития. КАРПИС Е. Е., ПАВЛОВ Н. Н.
«Холодильная техника», 1974, № 12.
Приведены результаты экспериментального исследования
тепло- и массообмена при осушении и охлаждении
воздуха водным раствором хлористого лития в перекрестно-
точной пленочной камере. На числовых примерах
показана методика выполнения прямых и обратных расчетов
процессов охлаждения и осушения воздуха и получаемое
снижение холодопроизводительности холодильных машин.
Таблиц 2. Список литературы — 2 названия.
Иллюстраций 3.
УДК 621.572:536.2
Теплоотдача при кипении водоаммиачного раствора в
стекающей пленке на вертикальной трубе. ВУРГАФТ А. В.,
ГАЛИМОВА Л. В. «Холодильная техника», 1974, № 12.
Изучена теплоотдача от стенки вертикальной трубы к
пленке кипящей жидкости в условиях работы генератора
АХМ. Найдены эмпирические зависимости,
характеризующие процесс теплообмена. Установлено, что
теплообмен наиболее эффективен при малых плотностях
орошения, обеспечивающих полное покрытие поверхности
пленкой. Список литературы — 5 названий. Иллюстраций 4.
УДК 621.57.041.004.67
Методика определения оптимальной периодичности
профилактических осмотров поршневых холодильных
компрессоров. БЕЖАНИШВИЛИ Э. М., СМЫСЛОВ В. И.,
ПОПОВ В. М. «Холодильная техника», 1974, № 12.
Разработана методика определения оптимальной
периодичности профилактических осмотров поршневых
холодильных компрессоров с ходом поршня 130, 70 и 50 мм.
Установлено, что параметр потока отказов компрессоров
есть функция, возрастающая во времени, и проведение
профилактических осмотров повышает уровень
безотказности компрессоров. Таблиц 2. Список литературы — 2
названия. Иллюстраций 4.
УДК 534.83:621.565.92:658.6/.9
Способы борьбы с шумом встроенных в торговое
оборудование холодильных агрегатов. ТИХОМИРОВ В. А.
«Холодильная техника», 1974, № 12.
Наиболее эффективным способом снижения шума
встроенных в торговое оборудование холодильных агрегатов
является установка в вентиляционных окнах машинного
УДК 621.57.044
Эффективность применения воздушных форконденсаторов
в холодильных установках. СЕНЯГИН Ю. Я.,
СЕРЕДА Н. П. «Холодильная техника», 1974, № 12.
Описан форконденсатор воздушного охлаждения,
устанавливаемый перед конденсатором водяного охлаждения.
Применение форконденсаторов позволяет снизить
потребляемую мощность холодильной установки, расход
электроэнергии и воды, при этом значительно уменьшается
загрязнение водяного конденсатора. Иллюстраций 1.
УДК 62-52
Схема автоматического включения вентиляторов градирен.
НИКИТИН С. Г. «Холодильная техника», 1974, № 12.
Описана схема для автоматического включения
вентиляторов градирни, состоящей из шести секций с шестью
вентиляторами. Автоматизация включения вентиляторов
позволяет рационально использовать секции градирни для
охлаждения воды в зависимости от нагрузки на
холодильную машину и тем самым значительно экономить
электроэнергию на выработку холода. Иллюстраций 1
На первой странице обложки: Воздушный конденсатор для крупных холодильных установок.
РЕДАКЦИОННАЯ КОЛЛЕГИЯ: доктор техн. наук В. Ф. Лебедев (главный редактор), Д. Г. Рютов (зам. главного редактора),
Л. Д. Акимова (зам. главного редактора), Н. Д. Абрамов, Е. М. Агарев, А. В. Быков, П. В* Васильев, И. М. Гиндлин, доктор
техн. наук, проф. А. А. Гоголин, И. М. Калнинь, А. В. Кан, доктор техн. наук, проф. Э. Й. Каухчешвили, Н. П. Коновалов,
М. Н. Мертешов, М. М. Позин, А. Н. Сергиенко, доктор техн. наук, проф. Г. Б. Чижов, М. М. Шаповаленко,доктор техн. наук,
проф. А. П. Шеффер, доктор техн. наук В. Б. Якобсон.
Адрес редакции: 125422, Москва, А-422, ул. Костикова, 12.
Телефон 216-86-73
Технический редактор Н. Н. Зиновьева
Издательство «Пищевая промышленность»
Рукописи не возвращаются
Т — 20704.
Формат 84Х1081Аб Бумага тип. № 1
Заказ 2257
Сдано в набор 12/ХЫ974 г. Подписано в печать 9/XII-1974 г.
Объем 4 печ. л. Усл.-печ. л. 6,72. Уч. изд. л. 8,28.
Цена 50 коп.
Тираж 16710. экз.
Чеховский полиграфический комбинат Союзполиграфпрома при Государственном комитете Совета Министров СССР по делам
издательств, полиграфии и книжной торговли, г. Чехов Московской области