ЕЖЕМЕСЯЧНЫЙ
НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЙ
И ПРОИЗВОДСТВЕННЫЙ
ЖУРНАЛ
МИНИСТЕРСТВА МЯСНОЙ
И МОЛОЧНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ СССР
ВСЕСОЮЗНЫЙ
НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ
ИНСТИТУТ
ХОЛОДИЛЬНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ
МОСКВА
холодильная
»">" техника
ИЗДАТЕЛЬСТВО «ПИЩЕВАЯ ПРОМЫШЛЕННОСТЬ» ИЗДАЕТСЯ С 1923 ГОДА
СОДЕРЖАНИЕ
Претворить в жизнь решения июльского A978 г.)
Пленума ЦК КПСС 2
Антонов А. П. Задания третьего года пятилетки будут
выполнены 5
Леонтьев В. И., Рудинцев Г. И., Сенягин Ю. Я.
Эффективность применения крупных воздухоохладителей в
камерах охлаждения и замораживания мяса 8
Моземанн Д., Манн В., Ионов А. Г., Кан А. В.
Повышение энергетической эффективности работы
холодильных винтовых компрессоров 11
Калнинь И. М., Бухтер Е. 3., Теренина А. Д., Цир-
лин Б. Л., Сегаль А. В., Бреслав X. Я.
Конструктивные и технологические особенности машины ТХМВ-2000-2 14
Смыслов В. И., Бежанишвили Э. М. Методика
определения показателей надежности холодильных
компрессоров 17
Савицкий И. К., Катерухин В. В., Смойловская И. А.,
Смуляк Ф. А., Нахамкин С. И., Янушкевич Ю. В.
Холодильная установка транспортного рефрижераторного
судна «Татарстан» 21
Клименко Т. А., Цирлин Б. Л., Чистяков Ф. М.
Исследование низкотемпературных герметичных компрессоров 25
Гопин С. Р., Елуфимова С. М., Кожевникова В. П.,
Тихомиров В. А. О рациональном расположении
регенеративного теплообменника и термобаллона ТРВ в торговом
холодильном оборудовании 31
Лавренченко Г. К., Зиновьев В. С, Сысоев А. М., Валя-
кин В. Н., Артеменко Н. И., Волгушев В. В.
Исследование энергетических характеристик дроссельного
микроохладителя 34
Клецкий А. В. Уравнения состояния и термодинамические
свойства аммиака 40
Коханский А. И., Юрьев С. Н. Расчет оптимальной теп-
лообменной поверхности кожухотрубных конденсаторов 44
Сагдуллаев X., Жучков А. В., Чернышев В. М.
Характеристика качества чеснока при холодильном хранении по
электрофизическим параметрам 46
ОБМЕН ОПЫТОМ
Бабин В. И. Опыт реконструкции холодильников
предприятий мясной и молочной промышленности Дальнего
Востока 49
Шихов Г. Л. Эффективность охлаждения вареных
колбасных изделий в пенном воздушно-жидкостном потоке 50
В ПОМОЩЬ ПРАКТИКУ
Моисеева Е. Л., Буканова А. А. Бактериологическая
оценка мороженого по отраслевому стандарту 51
ИЗОБРЕТЕНИЯ 52
ХРОНИКА
Заседание секции ГКНТ по применению
децентрализованных систем охлаждения в отраслях пищевой
промышленности, торговле и сельском хозяйстве 54
В СОЦИАЛИСТИЧЕСКИХ СТРАНАХ
Иванова В. С. Нарастание инея в зависимости от
условий эксплуатации воздухоохладителей 55
СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
Шпенцер В. Б. Система условных обозначений
холодильного оборудования 60
РЕФЕРАТЫ 63
CONTENTS
То Realize Decisions of July A978) Plenum of CC CPSU 2
Antonov A. P. Tasks of Third Year of 5-Year Plan Will Be
Fulfilled 5
Leontyev V. I., Rudintsev G. I., Senyagin U. Y.
Effectiveness of Utilizing Large Air Coolers in Meat Chillers and
Freezers 8
Mozemann D., Mann V., Ionov A. G., Kan A. V. Increase
of Energy Effectiveness of Refrigerating Screw Compressor
Operation 11
Kalnin I. M., Bukhter E. Z., Terenina A. D., Tsirlin B. L.,
Segal A. V., Breslav K. Y. Design and Technological
Peculiarities of Machine Type TXMB-2000-2 14
Smyslov V. I., Bezhanishvili E. M. Method of Determining
Reliability Indices of Refrigerating Compressors 17
Savitsky I. K., Katerukhin V. V., Smoilovskaya I. A., Smu-
lyak F. A., Nakhamkin S. I., Yanushkevich U. V.
Refrigerating Plant of Refrigerated Cargo Vessel «Tatarstan» 21
KHmenko T. A., Tsirlin B. L., Chistyakov F. M.
Investigation of Low-Temperature Hermetic Compressors 25
Gopin S. R., Elufimova S. M., Kozhevnikova V. P., Tik-
homirov V. A. Rational Arrangement of Rerenerative Heat
Exchanger and Thermostatic Expansion Valve Bulb in
Commercial Refrigerating Equipment 31
Lavrenchenko G. K., Zinovyev V. S., Sysoyev A. M., Va-
lyakin V. N., Artemenko N. I., Volgushev V. V.
Investigation of Energy Characteristics of Throttle Microcooler 34
Kletsky A. V. Equations of State and Thermodynamic
Properties of Ammonia 40
Kokhansky A. I., Uryev S. N. Calculation of Optimum Heat-
Exchanging Surface of Shell-And-Tube Condensers 44
Sagdulayev K., Zhuchkov A. V., Chernyshev V. M.
Characteristics of Garlic Quality During Cold Storage by Electrop-
hysical Parameters 46
PRACTICE EXCHAENE
Babin V. I. Experience of Reconstructing Cold Storage
Warehouses of Enterprises of Meat and Dairy Industry in Far
East 49
Shikhov G. L. Effectiveness of Chilling Cooked Sausage in
Foaming Air-Liquid Flow 50
ASSISTANCE TO PRACTICAL WORKER
Moiseyeva E. L., Bukanova A. A. Bacteriological Rating of
Ice Cream by Industrial Standard 51
INVENTIONS 52
MISCELLANY
Meeting of Section of State Committee for Science and
Technology on Utilization of Decentralized Refrigerating Systems
in Branches of Food Industry, Trade and Agriculture 54
IN SOCIALIST COUNTRIES
Ivanova V. S. Building Up of Frost Depending Upon
Conditions of Air Cooler Operation
55
REFERENCE
Shpentser V. B.
Equipment
SUMMARIES
DATA
System of Designations for Refrigerating
60
63
© Издательство «Пищевая промышленность», «Холодильная техника», 1978 г.

УДК 621.565.945.004:637.5.037
Эффективность применения крупных воздухоохладителей
в камерах охлаждения и замораживания мяса
В. И. ЛЕОНТЬЕВ, Г. И. РУДИНЦЕВ, Ю. Я. СЕНЯГИН
Минмясомолпром РСФСР
Холодильная обработка мяса и мясопродуктов
занимает важнейшее место в технологическом
процессе и оказывает значительное влияние на
качество выпускаемой продукции и размеры
естественной убыли. За последние годы на ряде
мясокомбинатов интенсифицированы процессы
охлаждения и замораживания мяса посредством
установки в камерах напольных и подвесных
воздухоохладителей.
На многих предприятиях этому важному
вопросу не уделяется должного внимания, в связи
с чем нередки случаи снижения качества и
увеличения потерь мяса вследствие повышенных
температурных режимов в камерах охлаждения и
замораживания и замедления скорости этих
процессов.
На таких предприятиях камеры охлаждения и
замораживания имеют, как правило, батарейное
охлаждение с естественной конвекцией воздуха,
которое не позволяет интенсифицировать
процессы обработки мяса. В таблице приведена
удельная поверхность батарей, необходимая для
охлаждения или замораживания 1 т мяса в
течение 22 ч (для размещения 1 т мяса на
подвесных путях требуется площадь 5 м2).
Как видно из приведенных данных, в камерах
термической обработки мяса практически
невозможно разместить такую большую поверхность
батарей. Несвоевременное оттаивание батарей
снижает их эффективность, и продолжительность
обработки мяса в этих камерах значительно
увеличивается. Поэтому даже наличие на многих
мясокомбинатах значительного резерва холодо-
производительности компрессоров одно- и
двухступенчатого сжатия не может обеспечить тре-
Тип батареи
Гладкотрубная
Оребренная
Удельный
теплосъем
с 1 м2, Вт/м2
[ккал/(ч-м2)]
75.6 F5)
40.7 C5)
Поверхность, м2, и длина
батареи, м, на 1м2 площади
камеры
охлаждения
5,6/31,4
10,4/10,4

замораживания
16,9/94
31,2/31,2
8
буемых режимов обработки мяса из-за
недостаточной оснащенности камер теплообменной
поверхностью батарей.
Интенсивное охлаждение и однофазное
замораживание мяса может быть осуществлено лишь
при воздушном охлаждении с принудительной
циркуляцией воздуха и возможностью быстрого
оттаивания воздухоохладителей, не требующего
больших трудозатрат.
Для холодильной обработки мяса в типовых
проектах мясокомбинатов, разработанных в 60-х
годах, предусматривались воздухоохладители
напольного типа, однако нормальная их
эксплуатация в производственных условиях оказалась
затруднительной, так как воздухоохладители
и трубопроводы слива талой воды были
расположены в холодном контуре зданий холодильников
и обеспечить беспрепятственный слив воды, как
правило, не удавалось. На многих предприятиях
эти воздухоохладители были поэтому
демонтированы.
Более удобными в эксплуатации оказались
подвесные воздухоохладители типа ВОП и ВОГ,
которые начали широко внедряться в девятой
пятилетке. Однако для их установки над
каркасом подвесных путей требуется высота камеры не
менее 6 м, в то время как на многих действующих
предприятиях она равна 4,2 или 4,8 м.
В целях широкого внедрения в
промышленность быстрого охлаждения и однофазного
замораживания мяса техническими службами и
проектными организациями Минмясомолпрома
РСФСР был обобщен передовой опыт Троицкого,
Омского, Алма-Атинского и других
мясокомбинатов, применивших для холодильной обработки
мяса воздухоохладители поверхностью от 500
до 1500 м2, которые установлены на покрытиях
зданий холодильников. Охлаждающие секции
этих воздухоохладителей изготовлены из ореб-
ренных труб, оттаивание осуществляется
горячими парами аммиака. Воздухоохладители
показали себя надежными в работе, но имеют
слишком большую массу и габаритные размеры, что
усложняет их монтаж на покрытиях зданий.
Так, на Троицком мясоконсервном комбинате
над двумя камерами замораживания установлены
четыре воздухоохладителя поверхностью
охлаждения по 1500 м2 и массой по 16 т. Они
состоят из двух блоков, между которыми
размещены два осевых вентилятора № 16 типа ЦАГИ.
Применена верхняя подача аммиака с раздель-

ным сливом жидкости и отсосом паров. 60 т
говядины замораживаются за 36 ч при
температуре воздуха в камере —35°С и скорости около
туш 1 м/с. Оттаивание горячими парами
проводится после каждого цикла замораживания за
1,5—2,0 ч. Трубопроводы слива талой воды
обогреваются с помощью сварочных
трансформаторов.
Челябинское ПКБ по заданию Минмясомол-
прома РСФСР разработало более легкую и
компактную конструкцию крупных
воздухоохладителей типа ВОКР, устанавливаемых на
покрытиях (кровлях) и состоящих из элементов с
пластинчатыми насадными ребрами с шагом 13,6 и
17,5 мм, поверхностью соответственно 113 и
85 м2. Размер элементов 2300x700x470 мм.
Ими компонуются воздухоохладители
поверхностью охлаждения 400, 500, 600, 750, 850 и
1200 м2 (рис. 1). ~~
Оттаивание предусмотрено горячими парами
аммиака и орошением теплой водой. Над
воздухоохладителями установлено специальное
орошающее устройство, обеспечивающее
равномерную подачу воды на всю поверхность батарей.
Односкатный поддон обогревается уложенным на
него змеевиком, в который подаются горячие
пары аммиака параллельно с подачей их в секции
воздухоохладителя.
Каждый ВОКР, независимо от поверхности
охлаждения, состоит из собственно
воздухоохладителя с поддоном и изоляционным ограждением,
всасывающего и нагнетательного воздуховодов,
центробежного вентилятора и мягких вставок
между ними. В зависимости от поверхности
воздухоохладителя применяют вентиляторы типа
ЦЧ-70 от № 10 до № 18.
Изготовление воздухоохладителей освоено Бо-
лоховским опытно-механическим заводом.
Воздухоохладители можно эксплуатировать
как в насосно-циркуляционной, так и в
безнасосной системе охлаждения. В последнем случае
обязательно наличие правильно подобранной
емкости защитных ресиверов.
Опытная проверка работы воздухоохладителей
ВОКР-850 была проведена на холодильнике
Курского мясокомбината. Четыре
воздухоохладителя были установлены на покрытии третьего
этажа для обслуживания двух камер
замораживания мяса. Площадь каждой камеры 144 м2,
высота 4,8 м, ширина 6 м, длина 24 м. Общая
длина подвесных путей 120 м (рис. 2).
Воздухоохладители и центробежные
вентиляторы были смонтированы на металлической
раме, уложенной на оголовки несущих колонн.
Одновременно на холодильнике был
смонтирован насосно-циркуляционный контур
охлаждения, к которому были присоединены воздухоох-
А
А
б
Б
U
U
А
А
А
А
Б
Б
U
и
А
А
А
А
А
i
А
U
U
б б
А
А
А
А
U
А
А
А
А
Б
Б
Б
Б
и
А
А
А
U
Б
Б
Б
Б |
Б
Б
и
Б
Б
Б
и
Б
Б
Б
Б
Б
Б
и
Рис. 1. Градация воздухоохладителей типа ВОКР:
а, б, в, г, д, е — воздухоохладители с поверхностью охлаждения
соответственно: 400, 500, 600, 750, 850, 1200 м2. А — элементы
с шагом ребер 13,6 мм; Б — элементы с шагом ребер 17,5 мм.
ладители. Для уменьшения влияния
гидростатического столба была принята верхняя подача
жидкого аммиака с параллельной раздачей во
все девять элементов воздухоохладителя. После
окончания монтажных работ воздуховоды,
воздухоохладители и кожухи вентиляторов были
покрыты слоем теплоизоляции толщиной 100 мм
и гидроизоляцией.
При проведении наладочных работ особое
внимание уделяли герметизации обшивок
воздухоохладителей, воздуховодов и мест соединений их
с мягкими вставками. При недостаточной
герметизации часть воздуха выдувается через
неплотности наружу и компенсируется притоком в
камеру теплого воздуха из расположенного рядом
мясо-жирового цеха.
Проведенная герметизация позволила
сократить до минимума потери воздуха и обеспечить
нормальный режим с перепадом 10°С между
температурами воздуха в камере и кипения
аммиака.
Опытное замораживание мяса подтвердило
правильность расчетов поверхности охлаждения
и производительности вентиляторов. Была
проверена система оттаивания воздухоохладителей
обоими способами: подачей горячих г.аров
аммиака и орошением водой. Время оттаивания
составило 40—60 мин как в середине цикла за
мораживания, так и после него.
На рис. 3 изображен график опытного
замораживания мяса в камере № 301, в которую
загрузили 22 т свинины. Процесс длился 20 ч,
включая продолжительность промежуточного
оттаивания обоих воздухоохладителей. Как видно
2 Холодильная техника № 9
9

-—v-
Рис. 2. Установка ВОКР над камерой замораживания
мяса:
/ — вентилятор; 2 — мягкая вставка; 3 — воздуховод; 4 —
воздухоохладитель; 5 — орошающее устройство; 6 — поддон;
7 — трубопровод отвода талой воды.
Рис. 3. График замораживания мяса в камере № 301
на Курском мясокомбинате:
/ — зона поочередного оттаивания двух воздухоохладителей;
// — зона остановки компрессора для заправки масла; / —
температура воздуха в камере; 2 — температура в толще мяса.
W П 14- 1В IB t,4
ю

из приведенного графика, температура воздуха
в камере за время цикла замораживания не
опускалась ниже —20°С. Это объясняется тем, что
по производственной необходимости
воздухоохладители были присоединены к системе камер
хранения мороженого мяса, 1емпература
кипения в которой поддерживалась на уровне —30-f-
Ч—32°С. Колебания температуры воздуха в
камере в конце цикла (зона / и //) вызваны
оттаиванием воздухоохладителей и остановкой
агрегата АД130 для заправки маслом. Обслуживание
и оттаивание воздухоохладителей возможны в
любое время технологического цикла.
Следует отметить, что в камере не было
организованного движения воздуха и значительная
часть его циркулировала над подвесными
путями, в то время как скорость воздуха у туш не
превышала 1 м/с. Установка специальных
направляющих для воздуха и понижение
температуры кипения циркулирующего воздуха позволя-
лят еще более ускорить процесс замораживания.
Проведенные испытания и эксплуатация
воздухоохладителей на холодильнике Курского
мясокомбината позволили сделать вывод о целесооб-х
разности распространения этого опыта на
другие предприятия Минмясомолпрома РСФСР.
Следует проверить целесообразность
применения нижней подачи аммиака в целях упрощения
эксплуатации воздухоохладителя, повышения
герметизации путем уменьшения вводов и
сокращения количества регулирующих вентилей
для распределения жидкого аммиака по блокам
воздухоохладителя.
В настоящее время воздухоохладители типа
ВОКР монтируют на Орловском , Калужском и
ряде других мясокомбинатов. Тамбовское про-
ектно-конструкторское бюро разработало
решения установки ВОКР на мясокомбинатах
производительностью 20—50 т в смену, построенных
по типовым проектам Гипромясо. Монтажные
работы можно вести в любое время года
без остановки работы предприятия. Анализ
этих проработок показывает, что имеется
возможность увеличить производительность
камер охлаждения и замораживания в 2—3 раза
без расширения производственных площадей
или, сохранив производительность, выделить
площади под камеры хранения.
Установка воздухоохладителей ВОКР
позволяет, кроме того, увеличить
производительность действующих предприятий, повысить
качество выпускаемых мясопродуктов, сократить
трудозатраты по транспортировке мяса из камер
охлаждения в камеры замораживания при
однофазном замораживании, а также ускорить
внедрение быстрого охлаждения и однофазного
замораживания мяса в промышленность.
УДК 621.514.52.041.004.15
Повышение энергетической эффективности работы
холодильных винтовых компрессоров
Д. МОЗЕМАНН, В. МАНН
Народное предприятие «Кюльаутомат» (Берлин, ГДР)
Канд. техн. наук А. Г. ИОНОВ
Калининградский технический институт рыбной
промышленности и хозяйства
А. В. КАН
Министерство рыбного хозяйства СССР
В настоящее время судовые холодильные
установки в основном оснащаются
одноступенчатыми винтовыми компрессорами, преимущества
которых — надежность, плавное экономичное
регулирование холодопроизводительности, малые
габаритные размеры и масса.
В настоящее время ведутся интенсивные
поиски путей повышения энергетической
эффективности работы винтовых компрессоров. При
одноступенчатом цикле с большой разностью
давлении увеличиваются дроссельные потери,
уменьшается эффективный коэффициент
полезного действия, снижается энергетическая
эффективность винтовых компрессоров в целом.
Холодопроизводительность винтового
компрессора и эффективность его работы можно
повысить путем увеличения скорости вращения
роторов или применения цикла с двукратным
дросселированием хладагента и отсосом пара при
промежуточном давлении. Возможно также
сочетание обоих вариантов.
В последнее время народное предприятие
«Кюльаутомат» с целью повышения
холодопроизводительности компрессора практикует
присоединение электродвигателя непосредственно к
ротору, который ранее был ведомым. Поскольку
роторы можно рассматривать как шестерни
2*
и

большого диаметра с соотношением зубьев 4:6>
то электродвигатель с частотой вращения
~3000 оэ/мин, непосредственно
присоединенный к ведомому ротору, увеличивает частоту
вращения ведущего ротора до 4500 об/мин
(ранее ведущий ротор имел частоту вращения
3000 об/мин, а ведомый — 2000 об/мин).
Ведомый ротор, вращающийся с увеличенной
скоростью, передает на ведущий ротор около 80%
крутящего момента (ранее ~15%).
Теоретически производительность должна
была бы увеличиться соответственно увеличению
числа оборотов в 1,5 раза. Однако испытания
показали, что увеличение составило 1,6 раза,
так как абсолютная величина внутренних
потерь осталась приблизительно постоянной.
Потребляемая мощность возросла на 50%, а
эффективный КПД — на 7%.
В связи с переводом привода на ведомый
ротор на предприятии «Кюльаутомат» на базе
компрессоров типа S3-900, S3-1800 и S3-2500
разработаны новые компрессоры S3-1250, S3-
2500Т и S3-3550.
Путем сравнительно небольших
конструктивных изменений винтовой компрессор можно
изготовить таким образом, что он будет всасывать
два потока хладагента на двух уровнях
давления и сжимать их до общего противодавления
[1].
Промежуточный подсос пара в винтовом
компрессоре возможен благодаря его устройству.
Полости всасывания и нагнетания расположены
по диагонали компрессора и при вращении
роторов давление сжатия повышается в осевом
направлении по длине роторов. Следовательно, в
промежуточной части можно подводить пар
хладагента, если промежуточное давление выше,
чем давление в рабочей камере в месте
подключения. Место ввода хладагента в корпусе вдоль
осей роторов определяется значением
промежуточного давления.
Объемный расход хладагента при
промежуточном давлении зависит от общего
теоретического объема рабочей полости роторов,
расположения, формы и величины окна
промежуточного подсоса, уровней давления заданного
температурного режима работы холодильной
машины.
На предприятии «Кюльаутомат» на базе
винтового компрессора inna S3-900 [2] была
разработана модификация компрессора S3-900A
с теоретическим объемом, описываемым при
вращении роторов, 770 м3/ч, который был испытан
на стенде завода при работе на фреоне-22 и
температурах конденсации 30 и 40°С.
Полученные экспериментальные значения
подтвердили возможность практически
полного использования эффекта от более
совершенного термодинамического цикла с
двукратным дросселированием хладагента [1, 3]:
выигрыш в холодопроизводительности
значительно больше, чем увеличение мощности,
потребляемой компрессором.
В схемах с двукратным дросселированием пара
процессу регулирования
холодопроизводительности присущи некоторые особенности. В
схемах с однократным дросселированием
регулирование холодопроизводительности
осуществляется известным способом с помощью золотника.
При двукратном дросселировании для
поддержания требуемого перепада давлений между
промежуточным сосудом и испарителем
необходимо на линии всасывания устанавливать
регулятор давления.
При работе винтового компрессора с
промежуточным подсосом пара на два автономных
потребителя холода не удается обеспечить
независимое регулирование обоих потоков пара
хладагента путем перемещения золотника. Это
достигается установкой регулятора давления
кипения на всасывающих трубопроводах.
Применение промежуточного подсоса пара
позволяет увеличить хрлодопроизводительность
машины. Следовательно, можно осуществлять
переключение схемы работы с одноступенчатого
режима на двухступенчатый.
На рис. 1 показана принципиальная схема
работы одноступенчатого винтового
компрессора с промежуточным подсосом пара. После
сжатия в компрессоре / и конденсации в
конденсаторе 2 хладагент разделяется на два потока.
Основной поток направляется через
теплообменник 9 и регулирующий вентиль 12 в испаритель
13. Второй поток проходит через соленоидный
вентиль 11, дросселируется в регулирующем
вентиле 10 до промежуточного давления и
поступает в теплообменник 9, где переохлаждает
Рис. 1. Принципиальная схема с одноступенчатым
винтовым компрессором с промежуточным поде осом.
12

основной поток хладагента, и затем через
обратный клапан 3 всасывается компрессором при
промежуточном давлении. Уровень жидкого
хладагента в теплообменнике регулируется
регулятором 8 и соленоидным вентилем 11,
регулятор 7 предохраняет компрессор от влажного
хода.
Регулирование холодопроизводительности
компрессора в цикле с промежуточным подсосом
имеет свои особенности. Если в схемах без него
холодопроизводительность регулируется в
пределах от 0 до 100%, то в цикле с
промежуточным подсосом регулирование должно
осуществляться, кроме того, в пределах от 100% до
максимальной холодопроизводительности в
зависимости от нагрузки.
При регулировании в пределах от 0 до 100%
теплообменник может быть отключен. Сигнал о
его включении подает реле разности давлений
6, которое управляет главным вентилем 4 и
закрывает соленоидные вентили, установленные
на линии подачи хладагента в теплообменник.
При регулировании
холодопроизводительности в пределах от 100% до максимальной
промежуточное давление и температура хладагента
в теплообменнике поддерживаются
постоянными с помощью вентиля постоянного давления 5
типа CVA фирмы «Данфосс», который
управляет основным вентилем 4. При этом
холодопроизводительность регулируется изменением
количества жидкого хладагента, подаваемого в
теплообменник. При уменьшении
холодопроизводительности ниже максимального значения реле
разности давлений отключает теплообменник.
Однако за счет значительного количества
холода, аккумулированного в теплообменнике,
основной поток хладагента будет охлаждаться и
после его отключения.
Работа одноступенчатого винтового
компрессора по схемам с двукратным дросселированием
хладагента показана на рис. 2.
В обеих схемах массовый расход хладагента
через испаритель не изменяется, а
холодопроизводительность установки возрастает вследствие
значительного переохлаждения хладагента в
промежуточном сосуде (рис. 2, а) или
теплообменнике (рис. 2, б).
Винтовые компрессоры, способные работать
в цикле с двукратным дросселированием
хладагента, могут найти практическое применение в
схемах с несколькими потребителями холода,
работающих на различные температуры
кипения: испарители с наиболее низкой
температурой кипения (морозильные аппараты,
охлаждаемые трюмы) подключаются, как обычно, к ком-
&п
i ' it т"
Рис. 2. Схемы с двухкратным дросселированием:
а — с промежуточным сосудом; б — с теплообменником; 1 —
испаритель, 2 — винтовой компрессор, 3 — конденсатор, 4 —
промежуточный сосуд, 5 — регулирующий вентиль, 6 —
теплообменник.
прессору, пары хладагента из испарителя с
более высокими температурами кипения
(технологические нужды, техническое
кондиционирование) отсасываются промежуточным
подсосом винтового компрессора.
Промежуточный подсос целесообразно
использовать также для охлаждения теплого масла,
которое подается в винтовой компрессор для
смазки. Такое решение имеет большое значение,
особенно для крупных холодильных установок
с конденсаторами воздушного охлаждения.
В настоящее время предприятием «Кюльау-
томат» разработан ряд проектов, в которых
реализуются результаты исследований винтовых
компрессорных агрегатов по повышению
эффективности их работы в холодильных
установках различного назначения. Специалистами ГДР
и СССР совместно принято решение об
установке на одном из строящихся в настоящее время
транспортных рефрижераторов типа «Карл Либк-
нехт» одного компрессора S3-900A с
промежуточным подсосом для проведения всесторонних
теплотехнических испытаний в промысловых
условиях. .
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Анализ эффективности двухступенчатого
дросселирования в схеме с одноступенчатым винтовым
компрессором/А. В. Быков, И. М. Калнинь, Г. А. Канышев,
А. Л. Верный, А. И. Шварц. — Холодильная
техника, 1976, № 6.
2. Ионов А. Г., Кан А. В., Петров В. М.
Эксплуатационные характеристики судовых
холодильных установок с винтовыми компрессорами. —
Холодильная техника, 1976, № 2.
3. К р е й м е р Н. Г., Л о т о ш Ю. Л. Винтовые
компрессоры для холодильных установок.— В кн.:
Совершенствование оборудования холодильных установок. М.,
1975.
13

УДК 621.515.041.004.1
Конструктивные и технологические особенности машины ТХМВ-2000-2
Канд. техн. наук И. М. КАЛНИНЬ,
Е. 3. БУХТЕРГ А. Д. ТЕРЕНИНАГ Б. Л. ЦИРЛИН
А. Д. ТЕРЕНИНА, Б. Л. ЦИРЛИН
ВНИИхолодмаш
А. В. СЕГАЛЬ, X. Я. БРЕСЛАВ,
Казанский компрессорный завод
За последние годы неизмеримо выросла
потребность в холодильных центробежных машинах
(ХЦМ), работающих на хладагенте R12. Они
широко применяются в производстве
искусственных каучука и волокна, в промышленном и
комфортном кондиционировании воздуха.
Первые отечественные ХЦМ ХТМФ-248-4000,
ХТМФ-235М-2000 и ХТМФ-125-1000,
выпускаемые серийно Казанским компрессорным заводом
и используемые для кондиционирования
воздуха, не отвечают в полной мере современному
техническому уровню и предъявляемым в настоящее
время требованиям. Взамен этих машин
ВНИИхолодмаш разработал новый ряд водоохлажда-
ющих ХЦМ, параметры которых
регламентированы ГОСТ 17549—72.
При создании центробежных машин
второго поколения ставились следующие основные
задачи:
повышение надежности и эффективности
работы;
уменьшение массы и габаритных размеров;
сокращение трудоемкости монтажа и
обслуживания.
Выполнение этих задач потребовало
обеспечения высокой степени агрегатирования машины
и ее заводской готовности, а также
взаимозаменяемости основных деталей и узлов
компрессора и агрегата. *
В 1977 г. серийно освоена холодильная
машина ТХМВ-2000-2 на R12, заменившая машину
ХТМФ-235М-2000 конструкции 1962 г. Это
первая машина нового ряда, предназначенная для
охлаждения воды в системах промышленного и
комфортного кондиционирования воздуха.
Техническая характеристика
ТХМВ-2000-2 ТХМВ-2000-2П
X олодопроизво дите л ь -
иость, кВт (тыс. ккал/ч) 2326B000)
Режим, °С
температура кипения 3
температура
конденсации 40
Частота вращения,
об/мин (с) 8200A36,5) 8800A46,5)
2326 B000)
3
50
* Калнинь И. М., Цирлин Б. Л.,
Чистяков Ф. М. Холодильные машины с центробежными
компрессорами. — Химическое и нефтяное
машиностроение, 1975, № 9.
Машина ТХМВ-2000-2 скомпонована из двух
агрегатов полной заводской готовности —
компрессорного и аппаратного. Первый
принципиально отличается от старой конструкции:
компрессор со встроенным соосным
мультипликатором планетарного типа установлен на общей
раме с электродвигателем. В раму встроена
единая система смазки компрессора и
мультипликатора. Компрессорный агрегат монтируется на
заводе-изготовителе, обкатывается и газозапол-
ненным под пломбой поставляется заказчику.
Аппаратный агрегат скомпонован в единый блок
и также поставляется газозаполненным. Его
конструкция подобна конструкции агрегата ХТМФ-
235М-2000.
Снижение габаритных размеров и массы
машины достигнуто применением труб диаметром
20x2 мм вместо 20 X Змм для теплообменных
аппаратов и встроенного соосного мультипликатора
в компрессоре. Ниже приведены для сравнения
массо-габаритные характеристики холодильных
машин ТХМВ-2000-2 и ХТМФ-235М-2000:
ТХМВ-2000-2 ХТМФ-235М-2000
Удельная масса, т/1163 кВт
(т/ЮОО тыс. ккал/ч) 14,49 18,46
Удельная занимаемая
площадь, м2/11бЗ кВт
(м2/Ю00 тыс. ккал/ч) 9,45 13,85
Двухступенчатый центробежный компрессор
(см. рисунок) имеет оригинальную
конструкцию —- без горизонтального разъема корпуса и
закладных диафрагм. Проточная часть
отличается от проточной части компрессора машины
ХТМФ-235М-2000 в основном применением
более напорных рабочих колес и комбинированных
диффузоров с лопаточными участками на выходе.
Это позволило повысить напорность ступени,
почти полностью реализовать преобразование в
диффузоре скоростного напора в давление и
выполнить обратный направляющий аппарат без-
диффузорным.
Частота вращения выбрана с учетом работы в
более узкой зоне, приближенной к расчетному
режиму. Все это позволило снизить частоту
вращения компрессора и число Маха Ми2, что
способствует повышению эффективности и
надежности работы машины. Эффективность работы
повысилась также в результате снижения
перетечек в проточной части (лабиринты без
горизонтального разъема). Испытания показали, что
эффективность компрессора у машины ТХМВ-
2000-2 выше, чем у машины ХТМФ-235М-2000
на 10—14%.
14

/ 2 J
* 5
®fr
Продольный разрез компрессора машины ТХМВ-2000-2:
/ — опора"|Подшипника; 2 — пакет диафрагм; 3 — корпус; 4 —
опора подшипника; 5 — мультипликатор; 6 — крышка; 7 —
торцевое уплотнение; 8 — проставок; 9 — ротор.
Работы по дальнейшему усовершенствованию
проточной части компрессора продолжаются.
Корпус компрессора литой, чугунный,
цилиндрической формы, с расположенными на нем
под общим углом тремя патрубками, прива-
лочные поверхности которых имеют общую
плоскость обработки. Опорные лапы компрессора
также отлиты на корпусе и расположены в
плоскости, близкой к оси вращения, что
обеспечивает получение хороших виброакустических
характеристик.
Скрепленные между собой диафрагмы образуют
пакет, в цилиндрических расточках которого
установлены лабиринты и подшипники. К пакету
диафрагм крепится корпус мультипликатора.
Соосность подшипников и лабиринтов
компрессора обеспечивается совместной обработкой
посадочных цилиндрических и привалочных
торцевых поверхностей пакета, а центровка
мультипликатора -— посадкой его корпуса по
корпусу подшипника компрессора.
Ротор двухступенчатый, с жестким валом (в
отличие от ротора компрессора машины ХТМФ-
235М-2000, имеющего гибкий вал).
Колесо первой ступени неподвижно соединено
с валом (горячая посадка), колесо второй
ступени — съемное, установлено с думмисом на
цилиндрические участки вала (скользящая
посадка), причем участок вала под думмис
эксцентричен относительно участка вала под
колесо. Выступ на торце колеса заходит во впадину
думмиса и через втулку поджимается гайкой,
благодаря чему ротор легко собирается и
разбирается, а также надежно соединяется с валом.
Ротор устанавливается в компрессор без
разборки и выемки пакета диафрагм, что
обеспечивается съемной конструкцией колеса второй
ступени и ступенчатой расточкой внутреннего
диаметра пакета диафрагм с увеличением
диаметра от центра к торцам. Корпус торцевого
уплотнения компрессора фиксируется по
подшипнику мультипликатора и не связан жестко с
наружной крышкой. Между корпусом
торцевого уплотнения и крышкой установлено уплот-
нительное кольцо из резины.
Таким образом, механизм движения
компрессора расположен в пакете диафрагм и корпусе
мультипликатора и независим от соосности с
наружным корпусом.
Корпус компрессора является наружной
прочностной оболочкой. Он имеет внутреннюю
расточку одного диаметра.
Пакет диафрагм с ротором и мультипликатором
установлен в корпусе по посадке Х3. Осевое
положение пакета диафрагм в корпусе
определяется его внутренним фланцем.
Уплотнение в зазоре между пакетом диафрагм
и корпусом достигнуто с помощью резиновых
колец.
В корпусе компрессора сделан вертикальный
разъем в зоне крепления мультипликатора к
пакету диафрагм для удобного доступа к
мультипликатору.
Торцевое уплотнение конца вала установлено
на тихоходном валу мультипликатора, что
повысило надежность работы компрессора. Кон-
15

струкция уплотнения односторонняя, с парой
трения графит *— сталь и плавающим
промежуточным графитовым кольцом. В торцевом
уплотнении имеется устройство, обеспечивающее
разборку уплотнения без эвакуации хладагента из
компрессора. Это устройство срабатывает
автоматически при разборке торцевого уплотнения
и соединении его полости с атмосферой.
Минимальные зазоры в лабиринтных
уплотнениях достигнуты применением специального
самосмазывающегося материала (графит на
основе фторопласта 4) марки 7В-2А для
лабиринтных неразъемных цилиндрических втулок.
Гребни лабиринтного уплотнения расположены на
роторе.
Снижение конструктивных зазоров и неразъ-
емность втулок позволили добиться стабильной
работы лабиринтных уплотнений и уменьшения
перетекания газа.
Для предотвращения уноса масла в проточную
часть компрессора применена схема с наддувом
в концевые лабиринты. Наддув осуществляется
из полости промежуточного давления по
просверленным каналам пакета диафрагм. На
уравнительной линии, соединяющей маслобак со
всасывающей линией, смонтирован
фильтр-маслоуловитель из особо тонкого стекловолокна, в
котором отделяется масло, захваченное паром при
его прохождении через полости подшипников.
Отделенное масло стекает в масляный бак.
Совпадение осей рабочих колес и каналов
диффузоров обеспечивается механической
обработкой по заданным размерам в пределах расчетных
допусков без пригоночных работ. При этом по
второму классу точности выполняются только
основные посадочные размеры.
Мультипликатор — соосная повышающая
зубчатая передача с внутренним и внешним
зацеплениями, с общей средней плоскостью колес и
разделением силового потока по трем
паразитным шестерням (сателлитам). Оси сателлитов
горизонтальные, неподвижные. Центральная
быстроходная шестерня не имеет опоры,
самоустанавливается и автоматически выравнивает
потоки мощности по трем сателлитам.
В первой партии новых машин передача
выполнена прямозубой. После освоения Казанским
компрессорным заводом специального
зуборезного оборудования мультипликаторы будут
изготовлять с косозубым зацеплением, что
повысит плавность зацепления.
Новая серийная ХЦМ имеет преимущества
перед машинами, выпускавшимися ранее:
более высокую эффективность, достигнутую
выбором оптимальной частоты вращения для
каждого из номинальных режимов и
применением конструкции без горизонтального разъема,
что снизило потери в результате уменьшения
перетеканий газа;
сниженный уровень шума и уменьшенные
габаритные размеры в результате использования
встроенного в корпус компрессора
мультипликатора планетарного типа;
простоту обслуживания благодаря
взаимозаменяемости деталей и узлов, удобному
доступу к изнашиваемым элементам (подшипникам,
лабиринтам, торцевому уплотнению), замене
деталей без выемки из корпуса тяжелого узла *—
пакета диафрагм, сохранению центровки
компрессор — мультипликатор;
повышенную надежность и увеличенное
время межремонтного пробега, что обеспечено
стабильной соосностью мультипликатора и ротора
компрессора, расположением торцевого
уплотнения на тихоходном валу, чистотой системы,
связанной с хладагентом и маслом, так как в
машине нет полостей, труднодоступных для
очистки или механической обработки,
минимальным количеством разъемов на
маслопроводах, отсутствием коробления деталей
лабиринтных уплотнений, имеющих замкнутую форму,
проверкой качества сборки на заводе и поставкой
под пломбой;
сокращение трудоемкости и времени монтажа
вследствие расположения компрессорного
агрегата, поставляемого в состоянии полной
заводской готовности, на общей раме, в которую
вмонтирована единая маслосистема (некоторое
увеличение трудоемкости изготовления машины за
счет установки компрессорного агрегата на
раму оправдано упрощением монтажа и
сокращением сроков ввода машины в эксплуатацию);
высокую технологичность благодаря
отсутствию горизонтального разъема.
Диафрагмы обрабатываются целиком,
благодаря чему отпала технологически сложная
операция по обеспечению совпадения плоскости
разъема диафрагм с ее диаметральной плоскостью
и с такой же плоскостью для стыка половин
корпуса компрессора.
Резко снизилась трудоемкость изготовления
корпуса простой цилиндрической формы в
результате замены обработки на горизонтально-
расточном станке единой расточкой на
карусельном станке. Отсутствие горизонтального
разъема облегчает уплотнение корпуса также
при гидроиспытаниях.
Соосность всех цилиндрических поверхностей
в конструкции компрессора достигается
точностью механической обработки, благодаря
которой отпала необходимость в слесарно-пригоноч-
ных операциях. Это повысило и точность сборки.
В связи с переходом на пайку вместо клепки
при креплении основного и покрывного дисков
увеличилась прочность рабочих колес и
снизилась трудоемкость их изготовления.
Уменьшился объем ручного труда на
сборочных операциях.
16

УДК 621.51.041.004.17.001.24
Методика определения показателей надежности
холодильных компрессоров
В. И. СМЫСЛОВ, канд. техн. наук Э. М. БЕЖЛНИШВИЛИ
ВНИИхолодмаш
Система технического обслуживания и ремонта
оказывает управляющее воздействие на поток
отказов холодильных компрессоров [2, 3].
Следовательно, надежность компрессоров
определяется не только их качеством, но и применяемой
системой технического обслуживания и ремонта.
Взаимосвязь показателей надежности и системы
технического обслуживания и ремонта
проявляется в различных аспектах, из которых
целесообразно рассмотреть следующие два, имеющие
практическое значение для
общепромышленного холодильного оборудования:
оптимизация показателей надежности по
экономическому критерию, обеспечивающая
минимум суммарных затрат на устранение отказов
и проведение технического обслуживания и
ремонта;
обеспечение требуемого уровня
безотказности, в этом случае система технического
обслуживания и ремонта, а также все экономические
показатели являются функцией требуемого
уровня безотказности.
Оптимизация показателей надежности — один
из распространенных способов обеспечения
наибольшей эффективности применения
холодильного оборудования с точки зрения минимума
ремонтных затрат. Обеспечение высокого
уровня безотказности требуется для холодильного
оборудования, применяемого на особо
ответственных производствах.
Расчет показателей надежности выполняют по
специальным методикам, разработанным для
условий действия системы
планово-предупредительного ремонта (системы ППР).
Рассчитывают показатели:
безотказности — наработку на отказ 7;
долговечности — ресурс до капитального
ремонта Гр.к, ресурс до среднего ремонта Гр.с,
ресурс до текущего ремонта Гр.т, наработку до
технического обслуживания Тт.0;
ремонтопригодности — среднюю оперативную
трудоемкость капитального ремонта SP.K,
удельную оперативную трудоемкость технических
обслуживании и ремонтов S.
Отказы холодильных компрессоров по форме
своего проявления делятся на постепенные и
внезапные (случайные), и в системе ППР их
появление предупреждается двумя принципами
замены деталей:
плановыми принудительными заменами по
наработке для узлов и деталей, постепенные
отказы которых возможно прогнозировать;
плановыми осмотрами и заменами по
состоянию узлов и деталей, отказы которых не
поддаются прогнозированию вследствие случайности
их появления.
Соответственно и наработка на отказ
определяется двумя составляющими: наработкой на
постепенный отказ Тп и наработкой на
внезапный отказ Твн. Эти показатели связаны
формулой
При расчете оптимальных показателей
надежности периодичность плановых замен деталей
должна обеспечивать выполнение условия
С0бщ = С0Тк + C3->min, B)
где С0бщ — общая стоимость поддержания компрессоров
. в работоспособном состоянии;
Сотк — стоимость устранения постепенных отказов;
С3 — стоимость плановых замен деталей.
В работе [2] показано, что
С0бщ = С3 (п - 1) + A - рр) tjA- р Сотк -> min, C)
1 ср
где п — число периодов между последовательными
заменами деталей;
р — вероятность безотказной работы одной детали
данного наименования по постепенным отказам
за период —^—•;
Р — число деталей данного наименования в
компрессоре;
7\ — период оптимизации;
ГСр — средний ресурс деталей данного наименования.
Проведенные по формуле C) расчеты показали,
что периоды замены деталей компрессоров
соответствуют величинам 7"пР°Центных ресурсов *
этих деталей. При этом величина у практически
постоянна для деталей компрессоров одного
типоразмера.
На рис. 1 приведены значения у для
поршневых холодильных компрессоров различной хо-
лодопроизводительности.
По у-процентным ресурсам заменяемых
деталей наработку на постепенный отказ Тп опреде-
* у-процентный ресурс определяет величину ресурса,
которую имеют не менее ^-процентов всех деталей данного
наименования.
3 Холодильная техника № 9
17

90
во
70
о'
т.
Ш
ш
'' '
3
V///////////,
шш
1
6 116 №1?0,нвт
Рис. 1. Значения у для компрессоров различной холо-
допроизводительности Q0.
ляют исходя из биномиального закона
распределения:
J\
D)
Тп =
k
2 «I
i = 1
1 —
юо J J
где k — число наименований деталей компрессора, либо
число групп, в которые объединены детали
различных наименований с примерно равными
средними значениями ресурсов;
Рг- — число деталей /-го наименования либо число
деталей в i-Pi группе;
щ — число периодов между заменами деталей 1-го
наименования либо i-й группы.
Расчет наработки до технического
обслуживания Гт.0 (работ, предназначенных для
предупреждения внезапных отказов) и наработки
на внезапный отказ Гвн проводят с целью
обеспечения минимума суммарных затрат Ссум на
проведение технического обслуживания
(профилактических осмотров) Ст.0 и устранение
внезапных отказов компрессора Сотк [3]:
ССУМ = Ст .о (/я — 1) + Cotk-N (m) -* min, E)
где N (m) — функция зависимости числа внезапных
отказов N на период оптимизации^ числа
периодов между техническими обслуживаниями
т.
Приняв период оптимизации равным ресурсу
до текущего ремонта Гр.т, продифференцируем
выражение E) и, перейдя от числа отказов за
период оптимизации к наработке на внезапный
отказ, получим
dTBH
dm
р.т»
F)
Решение уравнения F) определяет
оптимальную величину наработки на внезапный отказ
^вн.опт и оптимальное число периодов между
техническими обслуживаниями топт, на которое
разделяется ресурс до текущего ремонта.
Тогда имеем:
Тр. т
* т. о —
G)
Функция величины наработки на внезапный
;ан
Тп
отказ Твн(т) связана с функцией N(m) зависи
мостью Гвн (т) =
р. т
N(m)
и строится путем
интегрирования экспериментальных графиков
изменения параметра потока отказов со(т) во
времени.
Для расчета показателей, обеспечивающих
требуемый уровень безотказности,
предварительно определяют наработку на постепенный и
внезапный отказы Ти и Твн по нормируемой
общей величине наработки на отказ 7" и
формуле A)*.
Чтобы получить расчетную формулу для
наработки до замены изнашивающихся деталей при
нормируемой величине наработки на
постепенный отказ Гп, определяют число отказов за
период 7\ для группы из р одинаковых деталей,
имеющих распределение ресурсов со средним
значением Тср. Разобьем наработку 7\ на п
одинаковых интервалов и запишем вероятность
отказа группы из р деталей за наработку — как
9=A-рЭ).
Возникновение отказа на нескольких интер-
т
валах наработки — определяется
биномиальным законом распределения, для которого
математическое ожидание числа отказов MN на п
интервалах составит
MN=n(\— /).
Приняв допущение о стационарном процессе
восстановления, получают выражение для
наработки на постепенный отказ в виде
Тг Г(
Тп = '
: ср
1
A-рр) •
(8)
(9)
При нормируемой величине наработки на
постепенный отказ Ти после преобразования находят
По расчитанному значению р определяют
квантиль Up и в зависимости от закона
распределения ресурсов находят наработку до замены
данной группы деталей. Анализ выражения (9)
показывает наличие нижней границы наработки
на отказ, существующей для данной группы де-
талей и равной 7П mir cP
Р
Верхний же
предел не ограничен и определяется только
частотой проведения замен.
На рис. 2 показана графическая зависимость
величины наработки до замены Т3 группы из (J
* При расчете величин Гвн иТп учитывают, что
внезапные отказы составляют от 60 до 75% всех отказов в
зависимости от типа компрессоров.
18

Т^рыс.ч
.к..
т 1 _
¦—
8
Si
si"<i
'ам^год
A1)
2 6 в 10 12 Г/у ,тыс.ч
Рис. 2. Зависимость величины наработки до замены Т3
группы из р деталей, имеющих нормальное распределение
ресурсов со средним значением 12000 ч и средним квад-
ратическим отклонением 2000 ч, от величины
нормируемой наработки на постепенный отказ т'.
одноименных деталей, имеющих нормальное
распределение ресурсов, для обеспечения
различных значений 7".
Методика расчета наработки до технического
обслуживания, обеспечивающей нормируемую
величину наработки на внезапный отказ Т
вытекает из приведенной выше методики
оптимизации наработки до технического
обслуживания.
Действительно, если задать нормируемую
величину наработки на внезапный отказ, то по
графику функции Гвн (т) (рис. 3) находят
соответствующее число технических
обслуживании m—1 и, зная величину ресурса до текущего
ремонта, определяют по формуле G) наработку
до технического обслуживания,
обеспечивающую нормируемую величину Т
Удельную оперативную трудоемкость
технических обслуживании и ремонтов S" для обоих
вариантов расчета находят по формуле
5 = ST. о + 5Р. т + 5Р. с + 5р. к, (Ю)
где 5Т. о> 5р. т, 5р. с> 5р. к — удельная оперативная
трудоемкость соответственно технических обслуживании,
текущих, средних и капитальных ремонтов,
определяемая по формуле
Твн j
Тр.т
0,4
«
ь?
/ ,
тС
и
1 ''
J_
i
i
7 1 3 4 m
Рис. 3. Определение наработки на внезапный отказ Твн
и числа периодов между техническими обслуживаниями m
по графику функции Твн =f(m) (величина Твн дана
относительно Гр т).
St — средняя оперативная трудоемкость i-ro вида
ремонта или технического обслуживания;
щ — количество ремонтов данного вида и
технических обслуживании за срок амортизации;
Т'ам — срок амортизации в годах;
^год — среднегодовая наработка компрессора.
При необходимости величины ~St могут быть
легко рассчитаны в стоимостном измерении по
отношению как к единице наработки, так и к
единице выработанного холода.
Исходными данными для расчетов являются:
вид и параметры распределения скоростей
изнашивания деталей;
зависимость параметра потока отказов
компрессора от наработки со(т);
среднегодовая наработка компрессора /год
и срок амортизации Там;
стоимость устранения отказов Сотк;
стоимость проведения технического
обслуживания Ст>0;
стоимость плановой замены деталей С3;
нормируемая величина наработки на отказ Т.
Исходные статистические данные для расчета
показателей надежности серийных
компрессоров с ходом поршня 50, 70 и 130 мм получены в
результате длительного исследования их
надежности в эксплуатационных и стендовых
условиях. Основные результаты этих исследований
приведены в работах [1, 6, 7].
ПОРЯДОК РАСЧЕТА ОПТИМАЛЬНЫХ
ЗНАЧЕНИЙ ПОКАЗАТЕЛЕЙ НАДЕЖНОСТИ
1. Расчет ресурса до капитального ремонта
7"р.ю ресурса до среднего ремонта Tv c, ресурса
до текущего ремонта Трт:
— определяют вид и параметры закона
распределения ресурсов деталей компрессора по
основной номенклатуре, указанной, например,
в РТМ [8];
— рассчитывают значения ^-процентных
ресурсов деталей компрессора (см. рис. 1)
— группируют детали по значениям ^-про-
центных ресурсов и уточняют периодичность
замен групп деталей и число видов плановых
ремонтов с учетом следующих требований:
детали компрессора разделяют на несколько
групп по значениям 7_пР°Центных ресурсов,
при этом количество групп, определяющее
число видов ремонтов, не должно превышать 3—4
во избежание усложнения структуры
ремонтного цикла;
ресурс до текущего ремонта компрессора Тр<т
устанавливают по величине ресурса группы
деталей наименьшей долговечности;
ресурс до капитального ремонта Тр.к
определяют по наименьшей величине 7~пР°Ц^нтного
з*
19

ресурса в группе наиболее долговечных
деталей;
значение TVtK должно быть кратно величине
¦¦ р.т>
при наличии более двух видов ремонтов
величины межремонтных ресурсов должны
обеспечивать симметричность структуры ремонтного
цикла;
— составляют структуру ремонтного цикла
и по ней определяют значения Тр.к, Тр.с,
Т
2. Расчет наработки до технического
обслуживания Тт.0 и наработки на отказ Т:
— на основании экспериментальной
зависимости параметра потока отказов от наработки
со(т) рассчитывают функцию зависимости числа
отказов N от числа периодов между
техническими обслуживаниями m по формуле
m
ЛГ(т) = т (* ю(т)?*т; A2)
о
— по" полученной зависимости N(m) строят
график функции
Тр. т
— рассчитывают тангенс угла наклона
касательной к графику функции Твн(т), равный °тк ,
** Ut- °
и путем графического построения находят
оптимальное значение периодов до технического
обслуживания топт, выражаемое, как
правило, дробным числом, и оптимальную наработку
на отказ 1 вн.опт»
— полученное значение топт округляют до
ближайшего целого числа и рассчитывают
величину оптимальной наработки до технического
обслуживания по формуле G).
Оптимальные значения основных
показателей — ресурс до капитального ремонта, ресурс
до среднего ремонта, ресурс до текущего
ремонта (межремонтный ресурс) и наработка на отказ
для поршневых холодильных компрессоров,
рассчитанные по приведенной методике,— положены
в основу нормирования требований к их
.надежности [4] и регламентированы государственным
стандартом [5].
ПОРЯДОК РАСЧЕТА ПОКАЗАТЕЛЕЙ
НАДЕЖНОСТИ ПРИ НОРМИРУЕМОЙ
НАРАБОТКЕ НА ОТКАЗ Г
1. Определяют наработку на постепенный Ти
и внезапный Твн отказы по формуле A).
2. Рассчитывают показатели,
обеспечивающие получение по постепенным отказам Тп^Тп:
— определяют вид законов и рассчитывают
параметры распределения изнашивающихся
деталей,
— детали компрессора объединяют в
несколько k групп с примерно одинаковыми средними
ресурсами Гср,
— в зависимости от числа k определяют
наработку на постепенный отказ для каждой из
групп деталей Тп к по выражению Ти к =
= кГя,
— по формуле A1) рассчитывают вероятность
безотказной работы и по найденным значениям в
соответствии с законами распределения
определяют наработку до замены каждой из указанных
групп деталей, по которой составляют
структуру ремонтного цикла.
По разработанной структуре находят
показатели Тр.к, 7Р>С, Тр.т.
3. Определяют наработку до технического
обслуживания Тто в следующем порядке:
— по экспериментальным данным строят
график функции Т(т), как указано выше;
— по графику и нормируемой наработке на
внезапный отказ Тш определяют необходимое
число осмотров и по нему рассчитывают
наработку Гт.0.
Показатели ремонтопригодности определяют
по результатам специальных испытаний
заключающихся в выполнении требуемого объема
работ по техническому обслуживанию и
ремонту компрессоров, производимых с соблюдением
требований технической документации и с
регистрацией величин, необходимых для
последующей оценки показателей
ремонтопригодности (продолжительность и трудоемкость
отдельных операций, количество применяемых
вспомогательных материалов, запасных
частей и т. д.). Объем проводимых испытаний
охватывает все виды ремонтов и технического
обслуживания, входящие в структуру ремонтного
цикла.
Экспериментальный метод получения
исходных данных может быть заменен расчетным, при
котором составляют и нормируют
пооперационную технологию проведения ремонтных работ
[9].
Расчет проводят по формулам A0, 11).
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Бежанишвили Э. М., Кашкин М. П.
Исследование изнашивания крупных аммиачных
компрессоров. — Холодильная техника, 1973, № 6.
2. Бежанишвили Э. М., Попов В. М.
Оптимизация периодичности технического обслуживания
поршневых холодильных компрессоров. —
Холодильная техника, 1974, № 11.
3. Бежанишвили Э. М., Смыслов В. И.,
Попов В. М. Методика определения оптимальной
20

периодичности профилактических осмотров поршневых
холодильных компрессоров. — Холодильная техника,
1974, № 12.
4. Бежанишвили Э. М., Смыслов В. И.,
Хазанов И. Г. Показатели надежности и сроки
амортизации холодильного оборудования. —
Холодильная техника, 1977, № 1.
5. ГОСТ 7475—77 «Компрессоры поршневые холодо-
производительностью не менее 3,5 кВт C000 ккал/ч).
Общие технические условия».
6. Результаты длительных ресурсных испытаний
компрессора ФУУ80 /Э. М. Бежанишвили, Н. В.
Романовский, М. П. Кашкин и др. — Холодильная
техника, 1974, № 10.
7. Результаты ресурсных испытаний фреоновых
холодильных компрессоров /Э. М. Бежанишвили,
В. И. Смыслов, М. П. Кашкин и др. — Холодильная
техника, 1973, № 6.
8. Р Т М 26.03—12—76. Оборудование холодильное.
Типовая программа ресурсных испытаний.
9. Руководство по ремонту холодильного
оборудования. М., Пищевая промышленность, 1973.
УДК 621.565:629.123.44
Холодильная установка транспортного
рефрижераторного судна «Татарстан»
И. К. САВИЦКИЙ, В. В. КАТЕРУХИН, И. А. СМОЙЛОВ-
СКАЯ, Ф. А. СМУЛЯКГ С И. НАХАМКИН, Ю. В.
ЯНУШКЕВИЧ
Транспортный рефрижератор (ТР) «Татарстан»,
принятый в эксплуатацию в конце 1977 г.,
оборудован производственной холодильной
установкой (ПХУ), работающей на R 22 (выполнен-
на по проекту ВНИИхолодмаша).
Эта установка объединяет три автономные
холодильные установки, укомплектованные
двумя компрессорными агрегатами А-22ФУУМН90
с двухскоростными электродвигателями
(частота вращения я=1440/720 об/мин), двумя
конденсаторами поверхностью по 25 м2, тремя
воздухоохладителями поверхностью по 176 м2,
ресивером емкостью 100 л, теплообменниками,
фильтрами-осушителями. Каждая автономная
установка обслуживает один из трех трюмов
(емкостью 762, 779, 961 м3) и обеспечивает под-
держаниерзаданных температур воздуха tB.
Холодопроизводительность Q0 автономной
установки! при рабочих условиях (температуре
кипения t0 и воды на входе в конденсатор twl):
при *0~38°С и twl=30°C Q0-168 кВт
A44000 ккал/ч),
при t0=— 20°C и twl=30°C Q0=119 кВт
A02000 ккал/ч).
Мощность,^ потребляемая установкой, равна
114 кВт; расход охлаждающей воды
составляет 75 м3/ч; количество воздуха, подаваемого на
один воздухоохладитель, 12000 м3/ч. Для
смазки компрессоров используется масло
марки ХФ-22-24.
Расчетная холодопроизводительность
автономной установки на рабочих режимах показана на
рис. 1.
С помощью производственной холодильной
установки в трюмах поддерживаются
следующие температуры воздуха:
—28°С при t0=— 38°C (в каждом
охлаждаемом* помещении происходит также доморажива-
ние поступающей рыбы от —25 до —28°С) —
на каждый трюм работает по два
компрессорных агрегата А-22ФУУМН90 при п= 1440 об/мин;
—8°С при t0=— 20°C — на каждый трюм
работает по одному компрессорному агрегату при
п=720 об/мин;
4°С при t0=—20°С — на каждый трюм
работает по одному компрессорному агрегату при
/г=720 об/мин;
—25°С при t0=—32°С — на каждый трюм
работает по одному компрессорному агрегату при
п==1440 об/мин; этот режим аварийный, на нем
нет
100
SO
80
70
50
50
50
20
Qph
so
во
70
-60
50
W
30
20
.10
eno>L
oJ\
Sf-
9p,тыс. к*
\/
I
,2
L\ *
'ал/ч
\
If,
HI
Л7/
з\
^
7Ш
\s'
/
Ш
*
ш
ш
* I
j
-W -36 -32 -28 -24 -20 -16 -12
-4 Ot0,°C
Рис. I. Зависимость холодопроизводительности Q0 нетто
автономной холодильной установки и теплосъема Qp с
воздухоохладителей от температуры кипения t0:
I —Q0 двух компрессорных агрегатов (п= 1440 об/мин); II —
Qo одного компрессорного агрегата (п= 1440 об/мин); /// _Q0
одного компрессорного агрегата (п== 720 об/мин); J — Q-при
tB = -28°С; 2 - Qp при tB = -25°С; 3 - Qp при tB =
— 8°С; 4 — Qp при tB = 4°С;
О — испытания установки на рефрижераторном судне
«Татарстан»; заштрихованная область — зона работы агрегата с
регулятором давления «после себя».
21

допускается непрерывная работа агрегата в
течение суток.
В трюмах можно одновременно поддерживать
различные температуры воздуха.
Рефрижераторное машинное отделение (РМО)
расположено в надстройке на верхней палубе.
Размещение в нем оборудования показано на
рис. 2.
Холодильная установка — автоматическая (за
исключением режима оттаивания),
одноступенчатая, с непосредственным кипением хладагента в
трюмных воздухоохладителях.
Принципиальная схема установки показана на рис. 3.
Холодопроизводительность компрессора
регулируется путем автоматического пуска —
остановки одного или двух компрессорных
агрегатов. Команда на компрессорный агрегат
подается при достижении заданных температур
воздуха в трюме от установленных в нем термореле,
с помощью которых при этом осуществляется
также открытие — закрытие соленоидных
вентилей на трубопроводе подачи жидкого
хладагента к воздухоохладителям. Частоту вращения
электродвигателей переключают вручную при
переходе на режимы поддержания температур
воздуха +4 и —8°С.
Для автоматической разгрузки пуска
компрессора предусмотрена байпасная линия с
соленоидным вентилем.
Постоянное давление конденсации
поддерживается автоматически водорегулирующими
вентилями, установленными на линии подачи
охлаждающей воды к каждому конденсатору.
Воздухоохладители оттаиваются горячими
парами хладагента, подаваемыми из
нагнетательной линии. Конденсат сливается в ресивер или
подается в другой воздухоохладитель.
На головном судне предусмотрены два
варианта схемы оттаивания для выявления наиболее
эффективной из них:
подвод горячих паров через распределитель
воздухоохладителя (верхняя подача) с отводом
конденсата через всасывающий коллектор (трюмы
№ 1 и 2);
подвод горячих паров через всасывающий
коллектор воздухоохладителя (нижняя подача) с
отводом конденсата после распределителя (трюм
№ 3). Щ
В компрессорный агрегат А-22ФУУМН90
входят низкотемпературный компрессор
22ФУУМН90 с водяным охлаждением, двух-
скоростной электродвигатель А02-82-8/4М
мощностью 34/24 кВт, маслоотделитель ФМН50,
приборы автоматической защиты и арматура.
Для повышения энергетических показателей
и холодопроизводительности при температурах
кипения —35-.—40°С и температурах
конденсации ?К=35~40°С в компрессорах
использованы специальные всасывающие клапаны с
22
Рис. 2. Размещение холодильного оборудования в РМО:
а — план; б — продольный резрез; 1 — компрессорные агрегаты
А-22ФУУМН90; 2 — конденсатор МКТР22-25; 3 — ресиверы
РЛ22-0,1; 4 — магнитные пускатели компрессоров; 5, 6, 7 —
магнитные пускатели ПХУ трюмов № 1, 2, 3; 8 — щиты
управления и сигнализации.
шестью пластинами и с уменьшенным мертвым
объемом C,75%).
На режиме /0=—35°С и ?К=40°С это
обеспечило повышение холодопроизводительности на
~30%, потребляемой мощности на ~23%
(рис. 4) и увеличение удельной
холодопроизводительности Ке на ~8%.
С повышением температуры кипения влияние
специальных клапанов на показатели
компрессора снижается вследствие роста скоростей
пара и, соответственно, потерь в клапанах, и при
t0=—20°С холодопроизводительность
возрастает на ~7%, а Ке — уменьшается. Поэтому
компрессоры со специальными клапанами
предназначены только для работы в диапазоне
температур кипения —45-^—20°С.
Для поддержания постоянного давления на
всасывании в компрессор не выше 147 кПа
(t0=—20°С) при температуре воздуха в трюмах
—8 и 4°С используют регуляторы давления
«после себя» (автоматические дроссели).
Конденсаторы — горизонтальные, кожухо-
трубные, со стальными обечайками и
мельхиоровыми накатными теплообменными трубками
диаметром 16x2 мм.

Трюм N1
\К коллектору
Трюм N2
Трюм N3
Рис. 3. Принципиальная схема холодильной установки:
/ — воздухоохладитель; 2 — ресивер; 3 — регенеративный теплообменник; 4 — автоматический дроссель «после себя»;
маслоотделитель; 6 — компрессор; 7 — конденсатор; ТР —термореле.
Q0jiBmG0, гпыс.пнал/ч
160
m
/20
wo
30
50
Л 7
V7
\-/20
~ 100
80
~ 60
-20
.
L
-
-
7/1
/ (
\ Ш
IV
-W -55 .-25 -15 t0,°C
а
55
50
25
20
/5
10
I
/Л
///
IV
-45
-35
-25
-15 t0i °C
Рис. 4. Зависимость холодопроизводительности Q0 (a)
и эффективной потребляемой мощности Ne{6)
компрессоров 22ФУУМН90 при /г= 1440 об/мин от температуры
кипения t0:
/, // — 22ФУУМН90 со специальными клапанами, t
соответственно 30 и 40°С; ///, IV — 22ФУУМН90 с обычными
клапанами, t соответственно 30 и 40°С; Л — стендо
новки при *к = 32-^37°С и температуре
—22-^—32°С; О — испытания установки на рефрижераторном
судне «Татарстан» при *к = 30-^35°С и *вс = 1-М5°С.
23

Воздухоохладители BOMB 160A,
установленные в специальных выгородках, собраны из
оребренных теплообменных секций с
переменным шагом по ходу воздуха — 15 и 7,5 мм.
Воздухоохладители снабжены двумя
электровентиляторами ЭВО-6/50 производительностью
6000 м3/ч при напоре 0,49 кПа. Из
воздухоохладителей воздух поступает в общую камеру,
распределяется по продольным каналам
переменной высоты и через отверстия в подгрузовых
решетках направляется в трюм. Стальные
станки каналов одновременно служат опорами для
стальных подгрузовых решеток.
Нижняя палуба, отделяющая трюм от
твиндека, также выполнена стальной, с отверстиями
для прохода воздуха (для равномерного
распределения его по объему трюма и в твиндеке).
Суммарная площадь отверстий в подгрузовых
решетках и в нижней палубе выбрана с таким
расчетом, чтобы обеспечивался некоторый
подпор в воздушных каналах и в трюме.
Применение металлического настила трюмов
позволило использовать для механизации работ
в трюме электропогрузчики.
Производственную холодильную установку
испытывали на головном рефрижераторе
«Татарстан» в 1977 г. во время швартовых и ходовых
испытаний судна.
Испытания проводили при температурах
наружного воздуха 22—27°С и забортной воды
21— 24°С, воды, подаваемой в конденсатор,
*ю1=28-7-320С. Более высокую температуру
охлаждающей воды на входе в конденсатор, чем
температура забортной воды, получали
добавлением отепленной воды после конденсатора.
Во время испытаний проверяли все
проектные режимы холодильной установки.
Для обеспечения спецификационной тепловой
нагрузки при температуре воздуха —28°С в
трюме № 3 включали электрогрелки.
В период ходовых испытаний судна работу
ПХУ проверяли на режимах автоматического
поддержания в трюмах спецификационных
температур воздуха 4, —8 и —28°С при температуре
наружного воздуха /НВ=27°С и забортной воды
24°С.
В течение 18 ч ПХУ работала в
автоматическом режиме без вахты в РМО.
Установлено, что температура воздуха в
трюмах —28°С достигается примерно за 29—36 ч.
Испытания показали, что воздух
распределяется равномерно по площадям перфорации
нижней палубы и решеткам еланей со скоростью
соответственно 0,31—0,65 и 2,5—3,3 м/с.
При автоматическом поддержании в трюмах
температуры воздуха —28°С температура
кипения хладагента (по давлению всасывания). была
—36-4—38°С. Средний перепад температур
кипения хладагента и воздуха в трюме составлял
7—9°С.
Режим поддерживался постоянной работой
одного компрессорного агрегата и
автоматическими пусками — остановками второго агрегата,
который в среднем работал 30—50% времени.
На указанном режиме также проверяли
работу установки в ручном управлении; при этом
температура воздуха в трюме достигала —30-г-
-=—зз°с.
Фактические температуры кипения хладагента
на основных режимах приведены в таблице.
При температуре охлаждающей воды twl=24°C
температура конденсации tK была равна 28—
32°С (средний температурный напор составлял
4—5°С); при twl=28°C tK=30—31 °С, а при
twl=32°C — не превышала 37°С, температура
нагнетания достигала 70—95°С.
Общий перегрев на всасывании в компрессор
составлял 40°С при перегреве пара на выходе
из воздухоохладителя 1—5°С. Переохлаждение
жидкого R22 в теплообменнике
свидетельствовало о доиспарении в нем хладагента.
При этом перегреве пара максимальная
температура нагнетания, являющаяся критерием
допустимой величины перегрева паров на
всасывании, не превышала 95°С при twl=32°C
Испытания показали, что применение
регенеративных теплообменников улучшает условия
эксплуатации установки, обеспечивая доис-
парение хладагента при изменении тепловой
нагрузки и работе на малых перегревах и
значительное переохлаждение жидкого R22 перед
регулирующим вентилем,
Во время испытаний определеляли холодо-
производительность компрессорных агрегатов
при температурах воздуха во всех трех трюмах
—28°С и температурах —8 и 4°С в трюмах
№ 1 и № 3. Полученные величины холодопро-
изводительности соответствуют расчетным
значениям и техническим условиям на агрегат.
Найденные при испытаниях значения Q0 и Ne
компрессора при фактических температурах
конденсации и всасывания приведены на рис. 4.
Температура, °С
воздуха
в трюме
4
—8
—25
—28
—30-—33*
кипения в

воздухоохладителе
—2-—5
—11-
—30-
—36-
—37-
—16
—32
—38
—39
кипения по
давлению
всасывания в
компрессор
—21-
—22-
—31-
—37-
-38-
23
25
33
39
40

Количество
работающих
агрегатов
1
1
1
2
2
ю
03
о к~ к
5*2
9 И
720
720
1440
1440
1440
* Ручное управление.
24

Во время пуско-наладочных работ было
установлено, что при автоматической остановке
одного из двух работающих агрегатов хладагент
перетекает в конденсатор неработающего
агрегата, так как его водорегулятор не закрывает
проход охлаждающей воды. При этом
конденсатор (ресиверная часть) работающего агрегата
почти полностью освобождается.
В связи с этим был смонтирован
дополнительный трубопровод, соединяющий импульсную
линию к водорегулятору с всасывающим
трубопроводом, а на импульсной линии от
конденсатора установлен соленоидный вентиль,
перекрывающий трубопровод при остановке
компрессора. Благодаря этому водорегулятор
закрывался при остановке компрессора. С указанным
дополнением были проведены все испытания
холодильной установки. После автоматической
остановки одного из двух агрегатов жидкий
хладагент постепенно перетекал в конденсатор
работающего агрегата, при этом давление
конденсации повышалось незначительно и находилось в
допустимых пределах.
При последующем включении в работу
второго агрегата прорыва паров в жидкостный
трубопровод не наблюдали, хладагент
перераспределялся между конденсаторами агрегатов. В
целях уменьшения колебания уровня жидкости в
конденсаторах в последующих установках
диаметр паровой уравнительной линии будет
увеличен.
Описанные явления свидетельствуют о том,
что при параллельной автоматической работе
двух агрегатов и конденсаторов с водорегулято-
рами необходимо особенно тщательно выбирать
размеры и расположение уравнительных,
нагнетательных и жидкостных трубопроводов, а
также емкости ресиверов.
При оттаивании воздухоохладителей
установлено, что при нижней подаче горячих паров
оттаивание менее эффективно, чем при верхней
подаче. Продолжительность оттаивания
воздухоохладителей одного трюма составляла
соответственно 60 и 45мин.
Испытания на головном судне «Татарстан»
показали, что производственная холодильная
установка обеспечивает достижение и
автоматическое поддержание в трюмах заданных
температурных режимов. ПХУ принята
государственной комиссией и рекомендована для
эксплуатации на головном судне. Она рекомендована к
серийному изготовлению с учетом предложений
приемной комиссии и результатов проверки
работы установки в первом опытном рейсе
головного судна до освоения производства винтовых
компрессорных агрегатов производительностью
при стандартных условиях 130 кВт A50 тыс.
ккал/ч).
С освоением производства указанных
агрегатов будет разработан для серийных судов типа
«Татарстан» проект производственной
холодильной установки на базе винтовых компрессоров.
УДК 621.59.041-213.4
Исследование низкотемпературных герметичных компрессоров
Т. А. КЛИМЕНКО, канд. техн. наук Б. Л. ЦИРЛИН
ВНИИхолодмаш.
Доктор техн. наук, профессор Ф. М. ЧИСТЯКОВ
МВТУ им. Н. Э. Баумана
ВНИИхолодмашем и заводами холодильного
машиностроения созданы высокооборотные
фреоновые герметичные компрессоры новой
градации, номинальной холодопроизводительностью
от 3 до 11 кВт при стандартных условиях
работы.
Новые компрессоры значительно крупнее
выпускаемых в настоящее время Минлегпищема-
шем, которые имеют наибольшую холодопроиз-
водительность 1,5 кВт при тех же условиях.
Основные конструктивные принципы новых
компрессоров: вертикальное расположение
коленчатого вала с электродвигателем в верхней
4 Холодильная техника № 9
части; необжатый цилиндрический кожух;
охлаждение электродвигателя паром,
просасываемым через зазор ротор — статор; наличие
глушителей на нагнетании; отсутствие поршневых
колец.
Были испытаны базовые компрессоры ПГ 10
и ПГ 5 новой градации.
Техническая характеристика компрессоров ПГ5, ПГ 10
Диаметр цилиндра d, мм 42
Ход поршня 5, мм 32
Высота поршня Л, мм 42
Синхронная частота вращения л, с-1 50
Описываемый объем Vc, м3/ч
ПГ 5 15,3
ПГ 10 30
Площадь наружной поверхности
кожуха (без вентилей) FK, м2
ПГ 5 0,623
ПГ 10 0,737
25

Диаметральный зазор поршень-цилиндр
А, мкм
Материал
поршней
гильз
50—70
Алюминий АЛ-30
Чугун СЧ-21-40
Относительный мертвый объем
цилиндров, % 4,4—4,8
Сравнительно высокая производительность и
новые конструктивные решения количественно
и качественно отразились на процессах
теплообмена в компрессорах, особенно при низких
температурах кипения и при степенях сжатия я от
6 до 15. Поэтому используемые ранее при
определении объемных и энергетических
характеристик эмпирические зависимости [5] для данного
класса компрессоров не дают
удовлетворительных результатов.
На низкотемпературных режимах тепловое
поле компрессора крайне неравномерно,
поэтому невозможно определять температуры
методом элементарных тепловых балансов даже в
малых машинах и тем более в крупных, где эта
неравномерность выражена более резко [2].
На основе исследований, проводившихся в
ходе отработки конструкции, были аналитически
и экспериментально исследованы и обобщены
основные характеристики новых герметичных
компрессоров.
ОБЪЕМНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Коэффициент плотности Япл.
Имеющиеся в литературе [3] данные о влиянии
перетечек на коэффициент подачи относятся к
компрессорам в высоко- или среднетемператур-
ном исполнении.
Для низкотемпературных компрессоров
исследуемого ряда с алюминиевыми поршнями (АЛ-30)
в диапазоне изменения я от 6 до 15 авторами
выведена зависимость, описывающая опытные
данные с точностью до 3% (рис. 1):
Япл = 1,08-10,7Я(^-)(-^)(-^K/4( A)
Апл\
0,8
0,6
¦ол
1 г—i*5^*^"
1 ! х
0,01 0,015 0,02 0,025 0,0J 0,035 0,0b 0,0^5 0,05
ШГА)E0\%
Рис. 1. Зависимость коэффициента плотности ^пл от без-
Д\ I d\ /бОХ3/*
размерного комплекса величин я т тН
характеризующего режим работы и геометрию
компрессора при
синхронной частоте вращения 50 с-1: п — Д—40 мкм; # — Д=
=60 мкм; О — А=90 мкм; х — А=115 мкм;
синхронной частоте вращения 25 с": а — А=90 мкм.
где /ip—синхронная частота вращения, с-1.
Зависимость проверена на исследуемых
компрессорах с зазорами поршень >— цилиндр 40^
60, 90, 115 мкм при пр=50 с-1, а также с
зазором 90 мкм при яр=25 с-1.
Объемный коэффициент ^с
определяли по известной формуле
Хс = 1 — с\я"* — lj,
B>
где с — мертвый объем;
т — показатель политропы обратного расширения.
Величину т при расчетах обычно
рекомендуется принимать равной 1 [4, 5], однако для
исследуемых машин это приводит к значительным
погрешностям.
Для показателя политропы обратного
расширения т в диапазоне изменения я от 6 до 10 по
конечным параметрам кривой, полученной в
результате индицирования, выведена зависимость
т = 0,89 + 0,017я. C)
При я^Ю показатель т может быть принят
постоянным и равным 1,06.
Коэффициент подогрева Xw
является сложной функцией и зависит от
механических и электрических потерь, оптимальности
конструкции газового тракта, эффективности
теплоотводящих повер хностей.
Для определения коэффициента подогрева
использовали уравнение баланса тепловых
потоков:
Qb. д + QM + Qc + Qb. t = Qu + Qo. с, D)
где Q3. д, QM> Qc. Qu. t — соответственно количество
тепла, выделившееся в
электродвигателе, за счет
механических потерь, в процессе
сжатия, в нагнетательном
тракте, кВт;
Qa— количество тепла,
подведенное к всасываемому пару,
кВт;
Qo- с — количество тепла,
отведенное поверхностью в
окружающую среду, кВт.
Теплопритоки от источников тепла можно
выразить через адиабатическую работу:
Сэ.д = п. 0
Qm =
Цв
-Лэ.д);
Qc =
GaAia n
A-Ли);
к 1
Qh.
щ
Ки
GaAi'a
E)
F)
G)
(8)
где Ga — расход хладагента, кг/с;
Ai'a — адиабатическая работа сжатия, кДж/кг, равная
Aia = тг
ZRT,
КМ1
(»"''-¦);
26

Z — коэффициент сжимаемости;
R — универсальная газовая
постоянная, Дж/(кг-К);
Ткмъ *kmi — температура парадна входе в
компрессор, К, °С;
k — показатель адиабаты;
г]э — электрический КПД компрессора;
т]э.д—КПД электродвигателя;
т]е — эффективный КПД компрессора;
т]м — механический КПД компрессора;
щ — индикаторный КПД 'компрессора;
л = 1,165 — 0,007я — показатель политропы условного
процесса сжатия, эквивалентного
действительному по затрачиваемой
работе, определен по
экспериментальным данным;
#н. т "" эмпирический коэффициент,
оценивающий тепло, отдаваемое
нагнетательным трактом, для
исследуемых компрессоров равен 0,25.
Расход хладагента определяли по формуле
ба = УсрЛчЛпЛо! (9)
где р — плотность, кг/м3.
Отведенное тепло находим по зависимостям:
Qn = Ga^cm(/lu-/KMl); A0)
, Qo. с = ^как (^кош — to. с)» 01)
где cB* — средняя теплоемкость всасываемого
пара при температурах на входе в
кожух и на входе в цилиндр, кДж/(кг• К);
*ш» ^о. с» ^кож — соответственно температура пара,
входящего в цилиндр, окружающей
среды и кожуха;
ак — коэффициент теплоотдачи от кожуха
в окружающую среду, Вт/(м2-К),
равный по результатам эксперимента
ак =2,06 +0,46л.
С учетом изложенного уравнение D) можно
записать в следующем виде:
О — Лэ. д) -!- —Z A — Лм)—
Лэ
Ga Aia л — k 1
Ле
+ *н.
G» М
г8]"
щ k—\n> *Л"' т Г)
= GoPpm у 1ц "~ 'км!) + ^как (/кож ~~ К
A2)
Из уравнения теплового баланса определяем
коэффициент подогрева пара до входа в цилиндр
А/:
W
Я,„. =
ZR
w k — 1 свс
Lpm
k — 1
U^-0
X
гкак (*кож — to. c)
GoPpm (*1ц~~ *kmi)
\ Пэ
¦k 1
дЛм
k— 1
-+*н.'
A3)
Для упрощения выражения A3) принимаем
следующие допущения:
температура окружающей среды и во
всасывающем патрубке компрессора равна 20°С;
изменение температуры пара во всасывающем
тракте равно разности температур кожуха и
окружающей среды при действительном
соотношении
-кож to. I
КМ1
¦ = 0,98-7-0,92,
A4)
Коэффициент сжимаемости Z близок к 1, так как
на низкотемпературных режимах имеет место
большой перегрев пара до входа в цилиндр.
Индикаторный КПД компрессора в диапазоне
я=6-М5 может быть принят равным
произведению коэффициентов скрытых потерь Япл и Xw.
Произведение остальных его составляющих »—¦
коэффициентов, оценивающих совершенство
процессов всасывания Рв, нагнетания |3Н, сжатия
Рс, расширения Рр, как показали
экспериментальные исследования, близко к 1.
Индикаторный КПД запишем в виде
Л^РвРнРсРрЬпл**- <15)
В указанном диапазоне я
РвРнРсРр = 0,95-7-1,05,
тогда
т~КпЬи>- A6)
Объемные потери от дросселирования и
подогрева пара в цилиндре K'w отсутствуют, т. е.
иДР'
Л, *4'«1, тогда
К = h'wK>> а ПРИ ^ш = 1 ^ш = Xw
При этом выражение A3) может быть
упрощено
k — 1
k R (^Г i)
k—\ свс
X
pm
FvPr
X
1
n — k 1
Лэ.д'Пм
1 n
+ %h. t — 1
A7)
В связи с тем что значение теплоемкости
хладагента зависит от температуры, которая заранее
не известна, коэффициент подогрева
рассчитывали методом последовательных приближений.
В первом приближении значение теплоемкости
принимали при давлении всасывания и
температуре пара в патрубке компрессора 4ш1=20°С.
Во втором приближении по найденному
коэффициенту подогрева определяли температуру
пара на входе в цилиндр и значения величины
4*
27

0,8
0,6
to
0y8
0,6
^h"***^
7мех
0,6
OR
*=^
^
^*^^
G
t
-
7,0
0,8
0,6
6
8
"^^
^=^r
^
10 П /¦• Я
6
10
72
/4 7С
Рис. 2. Зависимость коэффициента подогрева
^w от
степени сжатия я:
а — компрехсор ПГ 10; б — компрессор ПГ 5; расчет;
эксперимент.
Рис. 3. Зависимость механического КПД т]Мех от степени
сжатия тс:
а — компрессор ПГ 10; б — компрессор ПГ 5; —
расчет; эксперимент.
срт соответственно новым условиям, после чего
расчет повторяли.
Зависимость A7) дает возможность оценить
влияние различного рода потерь, условий
работы, геометрии машины на коэффициент
подогрева, а через него на объемные и энергетические
характеристики компрессора.
Расчетные и экспериментальные значения Xw
для различных машин представлены на рис. 2.
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Индикаторный КПД определяли, как
показано выше, по произведению Хпл ^ц,.
Механический КПД (рис. 3)
рассчитывали по формуле
г)м=-кг= ^77-, О8)
wft
1 + -
Ni
где N(, NG, Nt — соответственно мощность индикатор
ная, эффективная и трения, кВт.
Если в формулу A8) подставить выражение
мощности трения и индикаторной мощности в
следующем виде:
NT = VcPi
Nt =
Ш
VcpXcAia,
Лм
1
1. Рт
^ рК Л'а
A9)
где рт — среднее давление трения, МПа.
По результатам индицирования среднее
давление трения рт, МПа, может быть обобщено для
различных компрессоров данного класса с
погрешностью, не превышающей 3%,
эмпирическим выражением
/?т = 0,094 — 0,00085z — 0,0013я, B0)
где z — число цилиндров B — 4),
Электрический КПД на стадии
проектирования при заданных характеристиках
электродвигателя может быть определен
произведением коэффициентов
цэ = тг\шцэ. д.
B1)
ТЕМПЕРАТУРНЫЙ
СОРОВ
УРОВЕНЬ КОМПРЕС-
Температуру пара в
нагнетательном патрубке (до вентиля)
^вых (рис. 4) определяли из уравнения теплового
баланса компрессора
NsGaCpm (tBux — ^kmi) + ^к^к (^кож — *о. с)>
B2)
где А^э — потребляемая электрическая мощность, кВт;
срт — средняя теплоемкость|пара, кДж/(кг-К),
опреем0 А- с
деляемая по формуле срт = ^ >
срп — теплоемкость пара на нагнетании, кДж/(кг-К).
Теплоемкость пара на нагнетании в диапазоне
температур 120— 200°С практически от
температуры не зависит и определяется по давлению
нагнетания.
С учетом установленных выше зависимостей
A), A7), B1) и принятых допущений
температура, К, пара в нагнетательном патрубке может
быть представлена как
28

*6ых>°с
210
170
1J0
200
160
/20
tizT^
^2
^^
^чч^
N
a
T^
*'**^^^,
^>
^S^ !
-w
-35 -30
-25
-20 t0,°C
tM,°c
100'
60 \
20
no
100
60
t^r^
^^*^^
—-
/
^4**^
z
¦^^¦^4
^¦^S$>d
a
ъ^--—
:^^
I ^*-
-90
-35
-30
-25 -20 t0,°C
Рис. 4. Зависимость температуры пара /вых на
нагнетательном патрубке от температуры кипения t0:
а - компрессор ПГ 10; jl — /К=40°С; 2 — 'к=?0Х;^б -
компрессор ПГ 5(/к| = 40°С); расчет; —^- — — —
эксперимент.
Т'вых — Т KMi
k—\ с
рт
Лэ
^&срт
+ 1
B3)
Аналитические зависимости A7), B3) выявили
возможность появления максимумов на
зависимостях температур
*Щ» *вЫх=/(^о» ^к)-
Эти максимумы первоначально были
обнаружены экспериментально.
Температура масла и
обмоток статора электродвигателя
на основании проведенных экспериментов могут
быть описаны эмпирическими зависимостями:
температура, К, масла на входе в насос (рис. 5)
Тм =
¦1,8л,
B4)
средняя температура, К,г обмоток статора
(рис. 6)
Т ^КМ1 0 «
^обм = -Т — 2,1л.
B5)
* Данные на рис. 6 относятся к работе компрессора без
системы охлаждения масла.
Рис. 5. Зависимость температуры масла tM на входе в
насос от температуры кипения t0:
а — компрессор ПГ 10 (/К=40°С); / — без системы охлаждения:
2 — с системой охлаждения; б — компрессор ПГ 5
без системы охлаждения; — расчет;
римент.
(/К=40°С)
- — экспе-
Если компрессор работает при температуре
окружающей среды, отличающейся от 20°С,
то температуры пара внутри компрессора и масла
изменяются на 0,2°С при изменении наружной
температуры на 1°С
При температуре пара во всасывающем
патрубке компрессора, не равной 20°С, температура
внутри компрессора изменяется на 0,5°С при
изменении ^КМ1
1обм$^
80
90
120
80
на ГС.
I ^"-*»
^*
а
^*^^ J
?0
\ J \
-W
-35
-30
-25
-20 toSC
Рис. 6. Зависимость средней температуры обмоток /0бм
статора электродвигателя от температуры кипения /0:
а — компрессор ПГ 10; б — компрессор ПГ 5; •
расчет; эксперимент.
29

ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИЙ И
УСЛОВИЯ РАБОТЫ НИЗКОТЕМПЕРАТУРНЫХ
КОМПРЕССОРОВ
Испытания базовых моделей компрессоров
показали, что для снижения высоких температур
основных элементов компрессоров при работе
последних в низкотемпературном диапазоне
необходимо дополнительное охлаждение.
В этих целях была применена система
охлаждения масла, выполненная в виде замкнутого
циркуляционного контура. Испарительная часть
(маслоохладитель) системы была расположена в
масляной ванне компрессора. Тепло конденсации
отводилось так же, как и в основном
конденсаторе (воздухом или водой) [1].
При расчете системы охлаждения задаемся
поверхностью маслоохладителя и затем определяем
температуры масла, пара на входе в цилиндр
и обмотки статора электродвигателя. С
применением охлаждения компрессора устанавливается
новый тепловой баланс между потоками тепла,
причем на более низком температурном уровне.
Принимая, что левые части уравнений A2)
и B2) с введением охлаждения не изменяются,
записываем уравнение баланса в следующем
виде*:
L
N
ОХЛ __ рОХЛ (/°ХЛ
ргп \ "вых "км1;
ОХЛ
+ ^как (/кож *о. с] ~Г Q
B6)
B7)
где<2°
-тепловая нагрузка на систему охлаждения,
кВт.
По результатам эксперимента для
исследуемых машин тепловые потоки от кожуха к
окружающей среде и от масла и пара в кожухе к
испарительной части системы охлаждения оказались
близки, что позволило при решении уравнений
B6) и B7) относительно Г°хл (А,°хл) и Т°™
(рис. 7) эти величины записать в следующем виде:
R
а охл ^км!
ЛШ грОХЛ 1
1 1д
1
k —
(я * -l)
Ux
Лэ. дЛм
4- + ^н.т-1)
B8)
* Величины с индексом «охл» относятся к компрессорам,
работающим с системой охлаждения масла.
+ ил/i ол
по
ПО
—¦—— —
:::^^г
-W -35
-30 -25
-20 t0>°C
Рис. 7. Зависимость температуры паров /?хл на
нагнетательном патрубке компрессора ПГ 10 от температуры
кипения t0 при введении охлаждения:
расчет; . эксперимент.
k— 1
, k-\ v
ьрт
«к^к+^охл)
* пл СЧч,,
j
nv.n *
G?"cn
1
B9)
Ja vpm
где ^охл — поверхность маслоохладителя, м2.
Так как температура масла находится в
прямой зависимости от температуры всасываемого
пара B4), то при снижении последней снижается
температура масла Т°ХЛ'<ТМ, поэтому анало1
гично выражению B4)
* км
рОХЛ' ,
Л ОХЛ
1,8я,
C0)
где ГмХЛ'» С — температура масла до прохождения
через маслоохладитель, К, °С,
Для определения величины дальнейшего
снижения температуры масла от Г°хл' до Г°хл на
входе в насос, происходящее при прохождении его
через маслоохладитель, рассмотрим тепловую
нагрузку Q°XJI на систему охлаждения:
Q0XJI J_ Л0хЛ
н. т ' чм
или
где Q
QOXJl = FOXJlk(t$-tp.B),
C1)
C2)
,охл
н. т *
тепло, отводимое системой охлаждения от
нагнетаемого пара, кВт;
QmXJI — тепло, отводимое системой охлаждения от
масла, кВт;
k — коэффициент теплопередачи между маслом
и рабочим веществом системы охлаждения,
по экспериментальным данным k = 45 -з-
-f-55 Вт/(м2К);
^р — средняя температура масла, °С, равная
/ср _
лохл ^охл
1Ы *М
*мХЛ — температура масла на входе в насос, °С;
tfp. B — температура рабочего вещества в
маслоохладителе (испарительной части системы
охлаждения), °С.
30

Величина /р.в принята равной температуре
конденсации /к, так как тепло в системе
охлаждения отводится той же охлаждающей средой,
что и при конденсации основного хладагента
t
р. в-
'к.
Можно считать, что отведенное системой
«охлаждения тепло не передается всасываемому
пару, и вследствие этого температура пара на
входе в цилиндр понижается. Количество тепла,
отведенного системой охлаждения и не
передаваемого всасываемому пару 0??л„_, кВт,
можно записать как
Qoxл
вс.пара'
похл _ г вс
чвс. пара иа^рт
К-
/ОХЛч
и выражение C1) представить в виде
лохл = п°
ч — чвс. пара
Тогда:
~>охл ^охл | похл
C3)
C4)
^охл^
-Ыох'
L =
= G?nc?m (*1ц - С) + Ом'м (С - СЛ) • C5)
где GM — расход масла;
см — теплоемкость масла.
Из уравнения C5) определяем температуру
масла на входе в насос (см. рис. 5, а).
Средняя температура обмоток статора
электродвигателя в результате охлаждения снижается
соответственно температуре всасываемого пара
1 1ц ^i Ш'
тохл __ ^км!
*обм лохл
•2,1л;.
C6)
Применение системы охлаждения позволило
при работе герметичных компрессоров на R22
снизить допустимую температуру кипения на
15°С.
При температурах конденсации до 40°С
предельная температура кипения равна *--40°С,
при температурах конденсации от 40 до 50°С
предельная температура кипения
составляет —35°С.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. А. с. 419691 (СССР).
2. Быков А. В. Технико-экономические
показатели низкотемпературных холодильных машин.—
Холодильная техника, 1975, № 9.
3. Милованов В. И. Влияние зазора поршень —
цилиндр герметичного компрессора на его
показатели.— Холодильная техника, 1969, № 7.
4. Холодильная техника. Энциклопедический
справочник, т. I. M., Госторгиздат, 1960.
5. Якобсон В. Б. Малые холодильные машины.
М., Пищевая промышленность,^1977.
УДК 621.57.041-213.4.042.045.001.4
О рациональном расположении регенеративного теплообменника и
термобаллона ТРВ в торговом холодильном оборудовании
Канд. техн. наук С. Р. ГОПИН, С. М. ЕЛУФИМОВА,
в. П. КОЖЕВНИКОВА, канд. техн. наук В. А. ТИХОМИРОВ
еНИИторгмаш
Вопросы расположения регенеративного
теплообменника в торговом оборудовании со
встроенными и вынесенными холодильными агрегатами,
влияния теплопритоков к присоединительным
трубопроводам между агрегатом и
испарительной частью, установки термобаллона термо-
регулирующего вентиля (ТРВ) после
регенеративного теплообменника изучены еще
недостаточно. Литературные сведения также весьма
немногочисленны [5, 6, 7].
В данной статье анализируется влияние
перечисленных факторов на теплоэнергетические
показатели работы торгового холодильного
оборудования и рассматриваются результаты
испытаний высокоэффективного теплообменника в
макетном образце прилавка-витрины «Альбат*
рос» с заливной пенопластовой изоляцией и
встроенным агрегатом.
Известно, что торговое холодильное
оборудование комплектуют регенеративными
теплообменниками трех типов [1, 4]: теплообменники
типа «труба в трубе» применяют в прилавках-
витринах «Пингвин», «Пингвин-В», шкафах
ШХ-0,8Ю, камерах разборных КХС-2-6Б, КХС-
2-6Ю, КХС-2-12, КХС-2-6М, КХС-2-12Ю и др.;
двухтрубные теплообменники из двух
параллельных труб, спаянных между собой,— в
объектах с централизованным охлаждением:
витринах ПХС-2-2, ПХН-2-2, ПХС-2-1,25 и ВХС-2-
3; змеевиковый теплообменник — с агрегатом
ИФ-56 для охлаждения стационарных камер.
Анализ, проведенный А. С. Крузе [3], а также
испытания теплообменника «труба в трубе»
марки 76.00, проведенные на стенде ВНИИторгмаша
31

[2], показали, что данные теплообменники
вследствие малых поверхностей и низких теплопере-
дающих свойств малоэффективны (степень
регенерации не более 0,5), оптимальная степень
регенерации должна быть в пределах 0,7—0,9.
Важное значение для повышения показателей
работы холодильной машины имеет правильная
установка как регенеративного теплообменника,
так и термобаллона ТРВ.
Обычно в торговом оборудовании со
встроенным холодильным агрегатом ТРВ располагают
как в машинном отделении (в
прилавках-витринах «Пингвин», «Пингвин-В»), так и в
охлаждаемом объеме (в шкафу ШХ-0,8Ю, камере
разборной КХС-2-6Б). Для удобства
обслуживания теплообменник и ТРВ следует
устанавливать в машинном отделении, при этом
расстояния между выходом жидкости из
регенеративного теплообменника и ТРВ и между
испарительной частью и ТРВ должны быть
минимальными.
В торговом оборудовании с вынесенными
агрегатами теплообменники, как правило,
монтируют рядом с агрегатом (в камерах КХС-2-6,
КХС-2-12, стационарных камерах с агрегатом
Иф-56 и др.), а ТРВ — около испарителя,
в охлаждаемом объеме [1].
Допустимое расстояние между агрегатом хо-
лодопроизводительностью от 0,5 до 3,5 кВт и
охлаждаемым объектом составляет 3—8 м, при
централизованном охлаждении — до 30 м, а
расстояние от ТРВ до испарительной части — не
более 1 м [1, 4].
Так как присоедительные трубопроводы не
изолированы, наружные теплопритоки
подогревают переохлажденную в регенеративном
теплообменнике жидкость на пути до ТРВ. Тем
самым эффект регенерации снижается.
Расчеты показывают, что в средне- и
низкотемпературном режимах работы холодильного
агрегата при температуре окружающего
воздуха 20—40°С и указанных расстояниях от
теплообменника до ТРВ степень регенерации
падает на 30—70% от оптимальной, т. е., несмотря
на наличие в схеме регенеративного
теплообменника, холодопроизводительность и
холодильный коэффициент агрегата практически не
меняются.
Следовательно, во всех случаях
регенеративный теплообменник следует располагать как
можно ближе к испарителю и ТРВ. В торговом
оборудовании с вынесенным агрегатом и при
централизованном охлаждении это позволит
предотвратить конденсацию влаги на
всасывающей линии и ее запотевание.
Как известно, полезное действие
регенеративного теплообменника значительно возрастает
при подаче в него влажного пара, поэтому при
питании испарителя с помощью ТРВ
определенный интерес представляет установка
термобаллона ТРВ за регенеративным
теплообменником. Однако, как показали исследования [5],
это допустимо только для холодильных машин
с фиксированной тепловой нагрузкой и
стабильной температурой конденсации. В
противном случае в системе питания возникают
недопустимые колебания с влажным ходом
компрессора. Исследования [5] проведены на
холодильной машине ФМ-20, работавшей на фреоне-22
при постоянной температуре кипения. Питание
испарителя с внутритрубным кипением
осуществлялось с помощью терморегулирующего
вентиля 22ТРВ-40.
Нами исследовано влияние места установки
термобаллона ТРВ и регенеративного
теплообменника на показатели торгового
оборудования при непрерывной и цикличной работе,
т. е. при меняющихся за цикл давлениях
конденсации и кипения и практически постоянных
теплопритоках.
Для исследований был изготовлен опытный
образец регенеративного теплообменника с
внутренним оребрением со стороны пара, который
предварительно испытали на калориметрическом
стенде. Результаты испытаний изложены в
работе [2].
Затем опытный регенеративный
теплообменник испытали в макетном образце прилавка-
витрины «Альбатрос» с заливной пенопластовой
изоляцией (пеноэпоксид ПЭ-6), принудительной
циркуляцией воздуха и автоматическим
оттаиванием.
В витрине установлен испаритель наружной
поверхностью 6,4 м2 из медных труб 16x1 мм
с насадными алюминиевыми ребрами и шагом
между ребрами 9 мм, в прилавке —
аналогичный исцаритель наружной поверхностью 1,3 м2,
Встроенный холодильный агрегат ВС 630
предварительно был испытан на
калориметрическом стенде в соответствии с ГОСТ 22502—77.
Испытания макетного образца
прилавка-витрины «Альбатрос» проведены в климатической
камере, в которой автоматически
поддерживались заданные параметры воздуха (температура
32°С, влажность 55%), при непрерывной и
цикличной работе холодильного агрегата.
Измеряли все необходимые параметры,
определенные ОСТ 27—07—151—73, и, кроме того,
температуры: жидкости и пара на входе в
теплообменник и выходе из него, на входе и выходе
испарителей и перед ТРВ (температуры
определяли по двум медь-константановым
термопарам, прикрепленным к стенкам трубопроводов,
с точностью ±0,ГС). Время работы и стоянки
холодильного агрегата измеряли секундомером
с точностью 0,5 с. Расход электроэнергии
определяли по электросчетчику кл. 0,2. В качестве
регулирующего устройства использован
32

ТРВ-2М, расположенный в машинном
отделении.
Регенеративный теплообменник и
термобаллон ТРВ располагали:
регенеративный теплообменник — в прилавке
на расстоянии 0,3 м от испарителя и 0,5 м от
ТРВ, термобаллон ТРВ — в прилавке на
расстоянии 0,2 м от выхода испарителя (см.
рисунок а);
регенеративный теплообменник — там же,
термобаллон ТРВ — на паровой линии
теплообменника на расстоянии трети его длины от
входа пара (см. рисунок б);
регенеративный теплообменник — там же,
термобаллон ТРВ — на выходе пара из
теплообменника на расстоянии 0,1м от него (см.
рисунок в);
регенеративный теплообменник — в
машинном отделении на расстоянии 0,6 м от
испарителя витрины, термобаллон ТРВ — в витрине
на выходе пара из испарителя на расстоянии
0,3 м от него (см. рисунок г).
Схемы движения хладагента проверяли с
регенеративным теплообменником и без него, при
этом во всех схемах ТРВ находился в машинном
отделении.
В схемах а, г ТРВ был настроен на перегрев
пара в испарителе, определяемый как разность
температур стенки трубы на .выходе из
испарителя и кипения (по давлению всасывания в
компрессоре), 5—6°С.
В схемах б, в ТРВ настраивали на перегрев
пара в теплообменнике не менее 10—15°С.
При расположении регенеративного
теплообменника и термобаллона ТРВ по схемам б, в
отмечены значительные колебания температуры
кипения в испарителе и температуры пара за
теплообменником. При непрерывной работе
(температура кипения —10°С, окружающего
воздуха 32°С) колебания этих температур составляли
соответственно 3—4 и 6—8°С.
Тепловой баланс теплообменника показал, что
в схемах б, в степень сухости пара на выходе
из него достигала 0,9—0,95, т. е. теплообменник
заливало жидкостью и капли жидкого
хладагента уносило в компрессор. При цикличной
работе колебания давления кипения в этих
схемах привели к повышению средней
температуры в охлаждаемом объеме на 3—4°С по
сравнению со схемами а, г.
Аналогичное явление описано в работе [5].
Авторы [5] считают, что нестабильный перегрев
пара на выходе из испарителя связан с
колебательным режимом работы ТРВ (при малых
перегревах) и большим или меньшим выносом
жидкости из испарителя. Такие режимы
недопустимы, так как снижают надежность работы
компрессора.
Схемы расположения регенеративного теплообменника
и термобаллона ТРВ в прилавке-витрине «Альбатрос»:
/ — холодильный агрегат; 2 — регенеративный
теплообменник; 3 — испаритель прилавка; 4 — испаритель витрины; 5 —
терморегулирующий вентиль (ТРВ); 6 — машинное отделение.
С точки зрения расположения теплообменника
и термобаллона ТРВ схемы а, г оказались
работоспособными, после теплообменника
зафиксирован стабильный перегрев. Однако в
схеме г за счет нижней подачи хладагента
достигнуто лучшее заполнение испарителя
прилавка. Кроме того, с точки зрения удобства
обслуживания, теплообменник и ТРВ лучше
располагать в машинном отделении.
В схеме г удалось снизить температуры в
прилавке до —2°С при непрерывной работе и до
0,6°С при цикличной, а в витрине до 0,5 °С.
При этом коэффициент рабочего времени
агрегата с регенеративным теплообменником
равнялся 0,68—0,7, а без него 0,76—0,78, т. е. холодо-
производительность агрегата увеличилась на
8—12% при неизменных температурах в
охлаждаемом объеме.
33

Проведенный теоретический анализ показал,
что для малых холодильных машин
регенеративный теплообменник следует располагать на
расстоянии не более 1 м от испарительной части
и ТРВ. Это позволяет избежать бесполезного
перегрева паров во всасывающей линии.
Расположение теплообменника за испарителем
в охлаждаемом объеме или в машинном
отделении практически не влияет на
теплоэнергетические показатели прилавка-витрины «Альбатрос».
Однако установка теплообменика и ТРВ в
машинном отделении облегчает обслуживание
агрегата. Для надежной работы холодильной
машины термобаллон ТРВ следует располагать
до теплообменника по ходу пара.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Зеликовский И. X. Справочник по тепло-
обменным аппаратам малых холодильных машин*
М., Пищевая промышленность, 1973.
дроссельного микроохладителя
Канд. техн. наук Г. К. ЛАВРЕНЧЕНКО,
канд. техн. наук В. С. ЗИНОВЬЕВ, А. М. СЫСОЕВ,
В. Н. ВАЛЯКИН, Н. И. АРТЕМЕНКО, В. В. ВОЛГУШЕВ
Одесский технологический институт холодильной
промышленности
В холодильной технике для охлаждения
некоторых объектов в диапазоне температур 120—
200 К используют микроохладители [11].
По сравнению с применяемыми системами ряд
преимуществ [3] имеют дроссельные охладители.
Однако использовать в них известные криогенные
смеси для получения, холода в указанном
диапазоне температур (особенно в области 150—200 К)
нерационально.
В ОТИХП проведены исследования в целях
разработки дроссельного эффективного
микроохладителя для получения температуры
охлаждения Тх— 150 К, позволяющего использовать
одноступенчатый компрессор с относительно
невысоким давлением нагнетания.
Вначале был определен состав бинарной смеси.
В качестве низкс^шпящего компонента был
выбран хладагент R14 (CF4), поскольку его
нормальная температура кипения близка к заданной
температуре охлаждения. Второй компонент
должен был удовлетворять следующим основным
требованиям: не затвердевать при температурах
несколько ниже Тх\ иметь нормальную темпера-
34
2. К вопросу конструктивного совершенства
регенеративных теплообменников малых холодильных
машин/С. Р. Гопин, В. А. Тихомиров, В. В.
Усова и др.— В кн.: Оборудование для предприятий
торговли и общественного питания. Вып. 2. М., 1978.
3. К р у з е А. С. Оптимальная степень регенерации
тепла в компрессионной одноступенчатой
холодильной машине.-*- В кн.: Совершенствование малых
холодильных машин. М., 1976.
4. Малые холодильные установки и холодильный
транспорт/под ред. А. В. Быкова. М., Пищевая
промышленность, 1978.
5. У ж а н с к и й В. С, Фридман Б. Л.
Исследование системы питания испарителя с внутритруб-
ным кипением. — В кн.: Сборник исследовательских
работ по повышению эффективности холодильного
оборудования. М., 1976.
6. Ш а в р а В. М. Исследование и расчет фреонового
регенеративного теплообменника.— Холодильная
техника, 1963, № 2.
7. Lorentzen G. Evaporator design and liquid
feed regulation.— Bull. IIF, Annexe 2, 1958.
УДК 621.565.048.004.1
туру кипения, намного превышающую Тх в целях
обеспечения большого значения интегрального
изотермического дроссель-эффекта при
температуре окружающей среды Т0; образовывать
расслаивающийся раствор с R14 при температуре,
близкой к значению Тх, и давлении порядка
0,1 МПа. Ограниченная растворимость при
температуре Тх требуется в связи с тем, что, если она
наблюдается в большом диапазоне концентраций,
то можно, не изменяя температуры охлаждения,
предельно повысить в смеси содержание высоко-
кипящего компонента. Это позволяет
увеличить эффективность дроссельного цикла и, как
следствие, снизить оптимальное давление
прямого потока, соответствующее максимуму эксер-
гетического КПД рефрижератора.
Всем перечисленным требованиям, как
показали последующие исследования,
удовлетворила смесь R14 с R22 [4, 9].
Для расчетов энергетических характеристик
цикла дроссельного микроохладителя и
оптимизации его параметров необходимы были
подробные данные о термодинамических свойствах
смеси R14 — R22. В связи с их отсутствием и
невозможностью априорного предсказания для
исследования фазовых равновесий и
растворимости смеси была создана экспериментальная
установка [8]. Необходимость изучения фазовых рав-
Исследование энергетических характеристик

новесий вызвана тем, что в этих состояниях
особенно сильно проявляется неидеальность
смеси и ее сингулярные свойства (например, наличие
расслаивания, появление критической точки
растворимости и др.).
Экспериментально были измерены
равновесные температуры Т жидкой фазы на изобарах
со средними значениями р = 1,46; 0,45; 0,10 МПа
в зависимости от мольной концентрации х R14 в
жидкой фазе. Результаты измерений приведены
в таблице.
Как видно из таблицы, исследованная смесь
начинает расслаиваться при ~ 172 К и
давлении 0,44 МПа. С понижением температуры
область несмесимости расширяется. При давлении
0,10 МПа несмесимость наблюдается в диапазоне
концентраций, изменяющихся от ~ 0,14 до 0,99.
При этом давлении равновесная температура в
зоне ограниченной растворимости равна
~ 145 К, т. е. практически не отличается от
нормальной температуры кипения чистого R14.
В исследованной области смесь представляет
собой гетерогенный раствор второй группы [6].
Экспериментальные данные по фазовому
равновесию были использованы для построения
математической модели, адекватно
представляющей термодинамические свойства смеси. Модель,
исходя из возможных состояний рабочего тела
в цикле охладителя, должна описывать не
только термические и калорические свойства смеси,
но и фазовые равновесия в потоках и зоне
подвода тепла при Тх. Наиболее приемлемым для
этой цели является использование единых
уравнений состояния чистых веществ и смесей,
описывающих как жидкую, так и паровую фазы
ПО].
В качестве уравнений состояния было выбрано
модифицированное Вильсоном уравнение Ред-
лиха-Квонга как одно из наиболее простых и,
вместе с тем, достаточно точных [12]. Параметры
уравнений определили по свойствам чистых
веществ и данным экспериментальных
исследований смеси, представленным в таблице.
Применявшийся алгоритм расчета на ЭВМ фазовых
равновесий смеси описан в работе [1].
Модифицированное уравнение состояния Ред-
лиха-Квонга использовали для поиска
оптимальных параметров цикла дроссельного
охладителя. Так как Тхи Т0 зафиксированы, то в
качестве целевой функции, характеризующей
эффективность цикла, можно было вместо эксерге-
тического КПД выбрать холодильный
коэффициент
е^^из^э т » 0)
где т]из — изотермический КПД компрессора;
г|э — КПД привода;
р, МПа
т, к
х, моль/моль
Линия равновесия
1,454
1,461
1,457
1,447
1,460
1,457
1,459
0,445
0,4448
0,4476
0,4432
0,4435
0,4407
0,4431
0,4421
0,0981
0,0985
0,0982
0,0986
267,98
246,08
227,40
215,28
204,04
202,27
198,48
242,07
242,05
242,28
188,24
174,77
172,55
172,42
172,05
180,36
159,84
148,53
145,62
0,0651
0,0993
0,1545
0,2278
0,6832
0,8348
1,0
0,0212
0,0219
0,0224
0,0993
0,2278
0,5564
0,6860
0,8348
0,0219
0,0467
0,0993
0,1361
Линия расслоения
0,0456
0,0922
0,2233
0,4316
0,4407
0,4422
0,4299
0,3122
0,2712
135,82
144,51
159,12
171,88
172,55
172,36
171,72
164,04
162,26
0,0993
0,1361
0,2278
0,4717
0,5564
0,6860
0,7155
0,8348
0,8589
Д/г — интегральный изотермический дроссель-эффект
смеси при температуре окружающей среды Т0,
Вт;
Qh» Qh3 — потери, соответственно, от недорекуперации
и теплоприт оков через изоляцию, Вт;
LK — работа в процессе изотермического сжатия
при 70, Вт.
Анализ выражения A) показывает, что при
заданных значениях Тх и Т0 холодильный
коэффициент является функцией, в основном,
давлений прямого (р2) и обратного (рг) потоков, а
также соотношения компонентов смеси N, т. е.
8 = 8 (ръ /?2, N). В связи с тем, что технические
потери в оптимальном режиме слабо влияют на
указанные переменные, можно для
прогнозирования ожидаемой эффективности с хорошим
приближением к реальной модели учитывать
только собственные потери [2]. Это, естественно,
не относится к окончательной величине 8 (с
учетом всех потерь), так как ее значение
по-прежнему должно определяться в соответствии с
выражением A).
Для нахождения оптимальных параметров
цикла при наличии ряда ограничений разработан
35

алгоритм поиска максимума целевой функции
8 = 8 (Ръ р2> N) методом нелинейного
программирования [5]. Проведенные расчеты показали,
что бинарная смесь R14 и R22 обеспечивает
относительно высокое значение холодильного
коэффициента. Например, при Тх = 150 К, Т0 =
= 300 К, рг = 0,12 МПа, р°™ = 1,09 МПа,
мольной концентрации смеси по R14 №ит = 0,2
холодильный коэффициент етах=0,17.
Невысокое значение оптимального давления
р°2пт создало предпосылки для разработки
дроссельного охладителя с использованием
одноступенчатого электродинамического
микрокомпрессора [9].
Для проведения комплексных исследований
смеси R14 с R22 был разработан специальный
микротеплообменник (рис. 1). Его конструкция
позволяет в широком диапазоне изменять
расход смеси; регулировать нагрузку,
имитирующую холодопроизводительность при Тх = idem;
дискретно изменять теплообменную
поверхность, проводить эксперименты при различных
давлениях прямого и обратного потоков.
Поверхность микротеплообменника изменяли
путем вывинчивания из соответствующих
отверстий запорных винтов 7, 8, 9, которые
открывали проход по каналам 6 обратному потоку
смеси. В зависимости от программы эксперимента
смесь можно было отводить на расстояния 50,
75, 100 или 125 мм от холодного конца
трехрядного поперечноточного теплообменника.
Первый и третий ряды теплообменника
образованы никелиевыми капиллярами диаметром
0,55 X 0,05, оребренными медной проволокой
диаметром 0,12 мм, с шагом оребрения 0,5—
0,6 мм, второй ряд — неоребренными
капиллярами 1. По наружному ряду проложен
капроновый шнур, устранивший некоторые неточности
в изготовлении теплообменной поверхности.
Наружный диаметр микротеплообменника 9 мм.
Для уменьшения теплопритоков теплообменник
размещен в стеклянном посеребренном сосуде
Дьюара 3.
Расход смеси изменяли микровентилем15,
сальниковое уплотнение 10 которого вынесено
в теплую зону. После дросселирования смесь
проходит через электронагреватель 2. Затем,
миновав медный термометр сопротивления 4,
измеряющий температуру охлаждения, смесь
через межтрубное пространство теплообменника
поступает на всасывание в компрессор.
Эксперименты проводили на установке,
принципиальная схема которой приведена на рис. 2.
Смесь, сжатаятмембранным компрессором 4,
нагнетается в магистраль высокого давления и
через фильтр 11, вентиль 12, электроклапан 13
поступает в микроохладитель 22. После микро-
Рис. 1. Микротеплообменник дроссельного охладителя..
теплообменника смесь, пройдя через ресивер*
21, индикатор расхода 17 (ротаметр РС-3),
электроклапан 2 и вентиль 3, попадает в емкость
низкого давления 5, откуда она всасывается в.
компрессор.
Необходимые постоянные давления
регулируются и поддерживаются с помощью
электроконтактных манометров 23 и 6, соединенных через
усилители с электроклапанами 24, 9, и
дроссельных вентилей 26, 10. Эти элементы
обеспечивают равцомерную подачу в компрессор
рабочего вещества из подпиточной емкости 27,
а также возвращают в нее лишнее количество
смеси из линии нагнетания. Давление в
подпиточной емкости контролируется манометром 8.
36

8акуумидо$ание
Заполнение
Рис. 2. Принципиальная схема экспериментальной
установки.
В комплексе с дроссельным вентилем 25 байпас-
ной линии чувствительность автоматики на
линии нагнетания составляет ±5 кПа и
всасывания — ±0,5 кПа.
В стационарном режиме работы весовым
методом с высокой точностью измеряли расход смеси
через микроохладитель. Для этого
электроклапан 2 закрывали, а 1 — открывали. Смесь из
микроохладителя в течение определенного
времени, фиксируемого секундомером, поступала в
предварительно взвешенный баллон 19,
размещенный в сосуде Дьюара 20 с жидким азотом.
В баллоне смесь конденсируется. В этот период
нужное давление в линии за микроохладителем
поддерживали вручную с помощью дроссельного
вентиля 18. Давление в магистрали перед
микроохладителем измеряли образцовым манометром
14, в линии за микроохладителем — образцовым
манометром 16 с запорным вентилем 15.
Температуру смеси на входе в микроохладитель и
выходе из него измеряли с помощью медь-кон-
стантановых термопар потенциометром Р-368,
к которому подключен и медный термометр
сопротивления. Полезную холодопроизводитель-
ность Q0 при Тх, равную мощности нагревателя,
измеряли по потенциометрической схеме
цифровым вольтметром Ф-4832/1.
Перед заправкой установку вакуумировали
через вентиль 7. После этого в подпиточную
емкость через вентили 28, 29 подавали рабочую
смесь.
Данные экспериментов обрабатывали на ЭВМ
«БЭСМ-4м» по специальной программе. Работу
изотермического сжатия смеси для конкретного
расхода рассчитывали с помощью уравнения
состояния смеси
р2
LK = G$vdp, B)
pi
где v — удельный объем смеси, м3/кмоль;
р — давление смеси, МПа;
G — расход смеси, кмоль/с.
Одновременно с этим, используя
экспериментальные данные и модель термодинамических
свойств смеси, рассчитывали А/г и QH. По
отношению измеренной холодопроизводительно-
сти Q0 к LK находили величину эксергетиче-
ского КПД:
Че
Qo
То-1*
C)
который, фактически, представляет КПД
микротеплообменника и дросселя или, другими
словами, КПД холодной части микроохладителя с
учетом всех потерь от необратимости. Эксергети-
ческий КПД не определяли, так как при
исследованиях дроссельного микротеплообменника
использовали нетипичный для него компрессор.
Теплопритоки через изоляцию QH3
рассчитывали по уравнению баланса холодопроизводи-
тельности, из уравнения
Qh3=A/t-Q0~Qh. D)
Характеристики микротеплообменника на
смеси с содержанием в ней R14, соответствующим
№ит = 0,2, исследовали при давлениях
прямого потока р2 = 1,0; 1,15; 1,3 МПа; давлении
обратного потока 0,12 МПа; длинах активных
участков теплообменника 75, 100, 125 мм. Темпера-
37

туру охлаждения Тх во всех экспериментах под- ^jt
держивали равной 150 К. Температура окру-/^/
жающей среды при проведении всего комплекса
исследований изменялась в диапазоне 291—
298 К. Давление нагнетания не превышало
1,3 МПа, так как при таком составе смеси мог
возникнуть гидравлический удар в компрессоре.
На рис. 3 кривые 2 и 4 характеризуют
найденные экспериментально зависимости потерь от
недорекуперации QH и полезной холодопроизво-
дительности Q0 от расхода смеси G, а также
зависимости, рассчитанные по разработанной
программе А/т, г|е и Q„3. Как видно из рис. 3,
только в интервале расходов 1,4—12,7 г/мин
охладитель при Тх= 150 К обеспечивает
полезную холодопроизводительность. Максимальное
значение Q0, равное 1,32 Вт, достигается при
расходе 9,2 г/мин, а максимум КПД A5,8%) —
при расходе 5,7 г/мин. С увеличением расхода
быстро растут потери от недорекуперации на
теплом конце теплообменника, которые в
совокупности с потерями через изоляцию Qm3
влияют на характер кривой Q0 = f (G). В отличие от
QH значение QH3, как следует из графика, имеет
минимум при расходе порядка 6 г/мин.
Снижение потерь QH3, в основном по «тепловым мостам»,
при расходах менее 6 г/мин объясняется тем, что
теплопритоки из окружающей среды
поглощаются в теплой части теплообменника вследствие
имеющейся недорекуперации. Кроме этого, на
участке, где Qm уменьшается, на ее величину
существенно влияет снижение коэффициентов
теплопроводности материалов «тепловых мостов».
Однако при дальнейшем увеличении расхода,
несмотря на возрастание QH, потеря QH3,
достигнув минимума, начинает увеличиваться, так
как при G больше 6 г/мин наблюдается снижение
холодопроизводительности из-за возрастающего
влияния на нее гидравлических сопротивлений
теплообменника. В связи с тем что эти потери
явно не учитываются уравнением D) и отдельно
не выделялись, снижение Q0 из-за
гидравлических сопротивлений, проявляется в виде
увеличения QH3.
Характер изменений КПД г]е, Q0 и
составляющих энергетического баланса микроохладителя
от расхода для других давлений и длин
активных участков теплообменника имеют
аналогичный вид.
На рис. 4 приведены зависимости
холодопроизводительности при различных давлениях прямого
потока и поверхностях микроохладителя. Из
графика видно, что с увеличением давления/?2 и теп"
лообменной поверхности расширяется область
работоспособности охладителя. Одновременно с этим
растут максимальные значения Q0 и точки
максимумов смещаются в область больших расходов.
Кривые х\е = ф (G), характеризующие изменение
О 5 W 9,г/мин
Рис. 3. Зависимости полезной
холодопроизводительности, эксергетического КПД и составляющих
энергетического баланса микроохладителя от расхода при
максимальной теплообменнои поверхности и давлении
нагнетания 1,3 МПа:
1 - А/г; 2 - QH; 3 - Т)е; 4 - Q0; 5 - Q^.
НаМ 1 ^ I ' I
Рис. 4. Зависимость холодопроизводительности
микроохладителя от расхода, давления прямого потока и
длинах активной зоны теплообменника:
i — /= 125 мм, р2= 1,3 МПа; 2 — /= 100 мм, р2=1,3 МПА;
3—1=75 мм, р2= 1,3 МПа; 4 — /=125.'мм, р2= 1,15 МПа; 5 —
/= 75 мм, р2= 1,15 МПа; 6 — 1=75 мм, р2= 1,0 МПа.
38

КПД от G при различных поверхностях и
давлениях р2, представлены на рис. 5.
Анализ рис. 4 и 5 показывает, что на реальные
значения Q0 и г\е по-разному влияет взаимосвязь
между собственными и техническими потерями.
Если бы эта связь отсутствовала, то все
максимумы, например для к]е, были достигнуты при
одном и том же расходе G. То же самое
наблюдалось бы и для зависимости Q0 = f (G). В
действительности взаимное влияние потерь имеет
место, но, как и предполагалось, связь между
ними несущественна для большинства
зависимостей КПД от G, приведенных на рис. 5. Однако
подобный вывод нельзя сделать для такой
энергетической характеристики, как холодопроизво-
дительность.
В результате экспериментов, как отмечалось,
было установлено, что максимуму г\е для
конкретной поверхности отвечает давление р2 =
= 1,3 МПа, которое на 15% отличается от
величины, найденной из оптимизации параметров
термодинамической модели цикла.
Варьирования в опытах состава смеси N и давления
обратного потока рг в пределах их расчетных
оптимальных значений показали, что эти
предварительно определенные параметры найдены с
достаточной точностью и полностью соответствуют
данным по исследованию реальных
энергетических характеристик.
Преимущества предложенной смеси как
рабочего тела для дроссельного охладителя могут
быть проиллюстрированы следующим. При
работе на чистом хладагенте R14 температура
охлаждения Тх = 150 К достигается при минимальном
давлении 1,5 МПа, которому соответствует
нулевое значение Q0. Холодопроизводительность
1 Вт на R14 при заданной температуре Тх
можно получить только при давлении 3 МПа. Это
указывает на низкую эффективность R14 как
рабочего вещества дроссельного охладителя
даже при таком высоком (по сравнению со смесью)
давлении нагнетания.
Проведенные комплексные исследования дают
полное представление о характеристиках
микроохладителя при изменениях расхода, давления
р2 и поверхности теплообмена. На основании
этих данных можно выбрать соответствующие
параметры цикла для обеспечения режимов
Qomax или Летах* характеризовать возможные
нерасчетные режимы работы дроссельного
охладителя.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Анисимов В. Н., Артеменко Н. И. К
расчету фазовых равновесий в смесях хладагентов. — В кн.:
Холодильная техника и технология, К. Техшка, 1977,
вып. 25.
Че°/а
15
10
1
I
^1' \
^z \
\ -
WW5
ш 1
5
10
О, г/мин
Рис. 5. Зависимости эксергетического КПД
микроохладителя от расхода:
7—/=125 мм, р2= 1,3 МПа; 2 - /= 100 мм, Р2= 1.3 МПа;
3 — 1=75 мм, р2= 1,3 МПа; 4 - 1= 125 мм, р2== 1,15 МПа;
5-1=75 мм, р2== 1,15 МПа; 6—1=75 мм, р2=1,0 МПа.
2. Бродянский В.М. Эксергетический метод
термодинамического анализа. М., Энергия, 1973.
3. Бродянский В. М., Г р е з и н А. К.
Повышение эффективности низкотемпературных холодильных
машин. — Холодильная техника, 1973, № 3.
4. Г р е з и н А. К., Зиновьев B.C.
Микрокриогенная техника. М., Машиностроение, 1977.
5. Казавчйнский Я. 3., Мазур В. А.,
Анисимов В. Н. Термодинамическая оптимизация
дроссельных криогенных систем. — Изв. вузов .СССР —
Энергетика, 1977, № 4.
6 Коган В. Б. Гетерогенные равновесия. Л., Химия,
'1968.
7. Клименко А. П. Сжиженные углеводородные
газы. М., Недра, 1974.
8. Л а в р е н че н ко Г. К., Егоров А. В.,
Валя к и н В. Н. Экспериментальное исследование
области несмесимости фреона-14 с фреоном-22.—В кн.:
Холодильная техника и технология, К., «Техшка», 1978,
вып. 27.
9. Разработка дроссельного микрорефрижератора
для температур 100-М70 К на основе данных по
исследованию новых смесей /Г. К. Лавренченко, В. С.
Зиновьев, И. М. Шнайд и др. — Тезисы докладов
Всесоюзного научно-технического совещания «Перспективы
развития и применения микрокриогенной техники». М.,
ЦИНТИхимнефтемаш, 1977.
10. Термодинамическая оптимизация
криогенных систем /В. Н. Анисимов, Н. И. Артеменко,
В. А. Мазур и др. — Рукопись депонирована в Информ-
-энерго, № 340. М., 1976.
11. Устройства для охлаждения приемников
излучения/ Е.И. Антонов, В. Е. Ильин, Е. А. Коваленко и
др. Л., Машиностроение, 1969.
12. W i 1 s о n G. M. Vapor-liquid equilibria, correlation
by means of a modified Redlich-Kwong equation of state.—
Adv. cryog. eng., 1964, vol. 9.
39

УДК 621.565.22-4.001.24:536.71
Уравнения состояния и термодинамические свойства аммиака
Канд. техн. наук Л. В. КЛЕЦКИЙ
Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
Для улучшения аппроксимации
термодинамическая поверхность аммиака, соответствующая
широкой области параметров состояния от
идеального газа до кривой плавления, разделена
на две зоны по критической изохоре. Составлены
взаимосогласованные уравнения состояния [2]
для обеих зон, обеспечивающие плавный
переход термодинамической поверхности через
линию раздела и строгое соблюдение четырех
критических условий.
Уравнение состояния для области
сверхкритических плотностей имеет вид
p^Ps + T ^ 2 ааA—Т
t = 1 / = 0 V
а10 = 204,3115;
аи = — 205,574;
а12 = 231,82995;
а1з = 28,177;
аы = 119,8854;
а1ъ = 14,7644;
а20= 76,8384;
а21 = —493,6429;
«22 = — 65,097;
а23 = —60,5942;
РкР
A)
«24 = — 66,5866;
аз0 = — 109,3675;
аз1 = 628,4156;
а32 = =—496,0457;
«4о = — 60,3854;
а41 = 33,8762;
а42 = 113,4038;
«бо = 41,111;
аъ1 = — 228,7573;
а52 = 334,1816.
В этом и во всех последующих уравнениях р
выражено в 105 Па, Т — в 102 К (поМПТШ—68),
р — в г/см3. Критические параметры аммиака
приняты равными: Гкр = 4,055-102 К, /?кр =
= 113,53-105 Па, ркр = 0,235 г/см3.
Входящие в выражение A) температура и
давление насыщения описаны следующими
уравнениями:
•НкР
+ 2 *(¦-&)'
i =3
-ln^ = Bl(l
Л3 = 0,82037;
Л4 = 0,813995;
Л5 = 0,524733;
т) + В2A
РкР
А6 = 0,1846727;
А7= 0,0260597.
B)
т)
1'5+53A-тJ'
где т = 77ТкР; В1= — л10ТкР//7кР,
82 = 1,60309; ?4 = — 0,13095;
83 = —1,80296; Въ = ~ 1,79083.
Уравнение B) воспроизводит результаты
подробных (89 опытных точек в диапазоне
температур от —78 до 100°С) измерений [13] плотности
насыщенной жидкости с максимальным
расхождением 0,03%. Отклонения от опытных данных
[25, 14] не превышают 0,07%. Уравнение C)
аналогично по форме и прецизионности
уравнению кривой упругости аммиака,
рекомендованному в работе [10], где проанализированы
имеющиеся опытные данные, однако в отличие от
последнего не приводит при расчете таблиц к
завышенным значениям теплоемкости
насыщенной жидкости при низких температурах.
Уравнение состояния для области докритиче-
ских плотностей в работе [2] записано в форме,
позволяющей легко обеспечить аналитически
корректный переход поверхностей зон и
выполнить критические условия. Раскрытием скобок
и простым пересуммированием членов указанное
уравнение приводится к обычной вириальной
форме:
PRT
= \
¦2 !'*¦?.
t = 1 / = 0 Т
D)
Ь10 = — 0,182687:
^и = 12,1075;
Ь12 = — 43,45587
Ь1з = 46,21441;
Ьы = — 25,01361
ЬХ5 == 3,9102;
Ь20 = 16,65823;
Ь21 = — 75,33086;
&22 = 210,68158;
Ь2з = — 243,81543;
Ьы= 129,353;
Ь2Ъ = — 23,1277;
^зо = —432,04365;
&з1 = 756,4148;
Ь,а = —675,8902;
&33= 385,662;
640 =3863,2332;
Ь^= — 5447,144;
642 = 2249,616;
643 = — 959,233;
650 = — 12863,13;
Ьъ1= 15380,93;
6В2 = — 1781,43;
'b60 = 14821,0;
661 = _ 15528,7.
+ Я4A-тL+ЯбA-тL»5,
C)
Газовая постоянная аммиака с учетом
международных рекомендаций [9, 6] равна R =
= 488,21-105 Па.см3/(г;102 К).
Среднеквадратичные расхождения а между
результатами экспериментальных исследований
р, v, Г-зависимости аммиака [7, 8, 11, 15, 17, 18,
19] и расчетными данными по уравнениям A)
и D) приведены в табл. 1.
Относительные отклонения в отдельных
точках вычисляли по формуле

Таблица 1
Характеристика качества аппроксимации термических данных
Авторы
Мейерс, Джессуп
Битти, Лоуренс
Кейс
Казарновский
Циклис
Кумагаи, Ториу-
Циклис и др.
Гарниост
Год
1925
1930
1931
1940
1953
1971
1974
1974
Интервал
температур,
К
238—573
323—598
303—474
473—573
323—423
253—313
373—473
333—574
Интервал
давлений,
10* Па
0,9—29
15—132
18—1195
102—1650
1470—9800
97—1797
2000—9500
50—723
Интервал
плотностей, г/см3
0,0008—0,012
0,01—0,05
0,17—0,67
0,055—0,49
0,58—0,86
0,60—0,73
0,58—0,80
0,038—0,55
Число
опытных
точек
-^55«*
132
147
73
36
37
47
147
Включено точек в
расчет о"
54
132
147
73
21 (р<500 МПа)
37
18 (/?<450 МПа)
147 у
а, %
1*0,04
§ 0,07
0,62
0,38
0,80
0,16
1,0
0,12
ра-
Лите
тура
[81
181
[91
[101
[111
112]
[131
[14]
бр = (Рои — РРасъ)/п,
где норма п = 0,01/? или 0,01р(д/?/ф)т
соответственно для области докритических и
сверхкритических плотностей.
Результаты прецизионного расчета изобарной
теплоемкости аммиака в состоянии идеального
газа [16] воспроизводятся приведенной ниже
формулой в интервале температур от 190 до 740 К
с погрешностью менее 0,02%:
4
4-2 ««г*.
i=0
с0 = 2,19041; с, = — 0,0170623;
сг = — 0,331064; с4 = 0,00072085.
E)
с2 =0,144640;
Термодинамические свойства аммиака (р, i,
s, сг, ср, w) в диапазоне температур от —77 до
350°С и давлений до 400 МПа рассчитаны с
помощью представленных выше уравнений,
обычно используемых для таких расчетов. Свойства
аммиака на линии насыщения приведены в
табл. 2 и 3 (обозначения величин
общепринятые). Энтальпия и энтропия насыщенной
жидкости при 0°С выбраны соответственно
равными 500 кДж/кг и 2 кДж/(кг- К).
Результаты расчета калорических и
акустических свойств аммиака хорошо согласуются с
большинством экспериментальных данных. Так,
расхождения с измерениями теплоты
парообразования [20, 23] для большинства опытных
точек оказываются меньше 0,1% (максимальное
отклонение составляет 0,2%). Расхождения с
опытными данными по с' [21] и по с' [21, 23,
х р
24], совместно перекрывающими интервал
температур от —75 до 46°С, ни в одной опытной
точке не превышают 1 %. Отклонения расчетных
значений изохорной теплоемкости с 'v со стороны
двухфазной области от опытных [3] при
температурах до 125°С не превышают 2%.
Экспериментальные данные [22] по изобарной
теплоемкости перегретых паров аммиака
воспроизводятся расчетом в большинстве точек с
погрешностью менее 1%. Результаты расчета
изобарной теплоемкости аммиака согласуются с
единственными измерениями этой величины при
высоких давлениях, выполненными И. Ф.
Голубевым и В. А. Петровым на всех изотермах,
за исключением ближайшей к критической.
Расчетные значения скорости звука в жидком
аммиаке отклоняются от опытных [1, 12]
соответственно не более чем на 1,3 и на 1,8%.
Сравнение наших расчетных данных с
вычисленными по формулам, рекомендованным в ра-
Таблица 2
Скорость звука, фугитивность и изобарные теплоемкости
насыщенного аммиака
/, °с
—70
—60
-50
—40
—30
—20
—10
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
ПО
120
W",
м/с
361,7
369,5
376,7
383,3
389,2
394,2
398,4
401,7
404,1
405,4
405,5
404,6
402,3
398,8
393,8
387,4
379,3
369,2
356,5
339,6
м/с
1987
1920
1852
1785
1716
1647
1577
1505
1432
1357
1280
1201
1121
1038
953,2
866,4
777,0
684,5
587,0
480,6
U 10* Па
0,109
0,217
0,402
0,701
1,159
1,826
2,759
4,018
5,664
7,755
10,35
13,49
17,22
21,57
26,57
32,23
38,56
45,56
53,22
61,52
ср>
кДж/(кг-К)
2,028
2,066
2,118
2,184
2,267
2,368
2,486
2,624
2,783
2,966
3,177
3,424
3,719
4,081
4,545
5,169
6,069
7,495
10,13
16,77
кДж/(кг-К)
4,358
4,379
4,405
4,435
4,469
4,506
4,549
4,599
4,659
4,731
4,821
4,931
5,070
5,246
5,475
5,788
6,242
6,971
8,352
11,96
41

St
ооо^ю^сюю^соа^со^с^сюе^сое^оосоюсосоаэсоюс^
ю^счсюс>1^го^^юс>}о^^о^соа5^оюоюа>г*<оое^
^Ь00000^05СТ»С7500С^СООСО^^^ОО^ЮС5СЧСОаH10а)СОСООСОССОСОСОа)СОСОО)С^Ю05С^
юю(D^oooH^c^^coco^^^ююю(D^ю^^^oo«)(XH50000^^^^^w^cococo^^rt<юююtDcD^Ncю
О ООООО'
<C4C>aC^<^C4C4C>lC^C>lC>JC>JC^(N<^C4<>l<^C>4<^
^c^o^i^r^o^cuc^OT^^aj^^^wtQCOCOOOOC^
0>СЧЮО^ОСО^т*<С^ОЮОЮС>}С>СО^С^эсч<^СОСОЮСОаэ
(^Ю^(Х)ЮЮ^^^ОЬ(ГООСОсОС^ОСООЬ^^(Х)ЮС^а)^^^О5СО^^С^СО^^О5^^С^ОсО0й^
—' о о ^- tow T!ll00 c^ c41 —« —^ "l^0 c^ G5 a) a^oooooot^r^i^cD со со сою ю ю ю't •* t.4rt.rt.^^^^w. «N.^^^^9>^^* 0°N.N ^ ^ ю^^со^^о °° ю
С»СХ^1>^^С^^1^^^^^^^^^"со"со"со"ю
ю^со^^с^сосо^сосоа}^а>^сою^о<^сосою^с>*а>оост>с^
^00 CS Ю Ю СО 00 О q-нСО т^Ю Ю ID ^CNOt^COOOCOC^OCO^ ЮЮЮ CO^^I^CO^CX^C^tO^CD^^^CO^C^O О t^COlO t^- CO^—^<N Ь- (NlO -^©
oo" ^" аГ со" со" о" со" со" сх>~ со" ^^юаГ со" i^^ to" го
ООООСОЮ^СО^ООООО^^СОЮЮ^^СОС^С^^ООС^ООООГ^СОСОЮ^С^
^^^^^^^^OOCOCOCOCOCOCOCOCOCOCOCOCOCOCOC>ICNC4C4C^
КС
*
«:
a
^(NOOOOCOCOOCO^^ION-hCOOO
-н^юсосм-н^(мсо(м^оазо^оооо
ON^W(OcNC75NCOO^^OOCOaiNNOlOWWC^CDCDONOOrt^COO^CO^NO^^(Oi^NNN
^^^^сг^*^^с^сос^^оа^етсхэоооосХ)оооо
T^io"^a^^co"Lo"^cTcxf ^co ^co"<>f ^"o"o^c*Tt>T^
юсосхэосою^аэ^оагот^юсо^оосэо^о^с^счо^юсог^
^^^C4CS1C>J<^C>^COCOCY3COCOCOCOCOCOCO^^^^T^
CO^CD^^CDcD^(D005^rt<OOCDNcO«(X)OOCOC^WW^c^O^(NCT50^
ююс^оо^ьтго^счсч^^ю^юю^с^охю^-н с^аэоо ^^^^^^^©^^^^^^^^^°o ^с^ °^ c4!^ ^^^ ^^^ ^^ w "I00..041 °l^ °i
>^^^^юююююсососососо1^^1^^^^сх>сйсооосхэоосх)сх)оооос50^с^
« • ~~°1crlcir4l • *^i^T:Jlcicl04.LfiT~H ^ °° °° С1СЯ.°1'~1 - ~ ~ ~ ~ « ~™ - «^'l* «^i*"^.0^ ^^^ ^^Я.0^ ^l^00 ^i0^ °^ ^"l00.^ °> ^ Ci<-1
c^ t^" cd" ю ^ со" ^" о со" ^ ^ ^ о со" cd" аГ сч ^ t>T о
^^юсо^сюа>оо^^^счс^<^счсососо^^^^юююююсо^
cDCDcDCDCDcDcDt>-h^h-I>-t^^t^^h-r-^^l>.t^^^t>-^l^l>-^t>-^
rt^(N-HCON
CO 0> CD^ t^ О ^н
со сгГ оГ r^T tC rjT
ON^OCOO
O- CD CD CD tO ч*
00^00^CO^COO^^<N^C>^<^^C0C»CO^00^COC<)C^
со"о"ю"с^со"а5>с^"со"о"|>^юсчГ o"^"io"c>f o^
СОСОС^^^ООС^СП(Х)СХH0»^^ЬЬСОСОСОЮЮЮЮ^^^^СОСОСОС^(^СЧС^
NNNNNbt^CDcDCDCDCDCDCDcOCDCDCDCDCOCDCOCOCDCDCDCOCOCDCDCDCOCDCOCOCOCDCD
^00^WCS|@Oa)^^^WN(X)cOr4^ioioc0O00Wc0WC0C0^OC0Q^C^0JW
со^^ю^с©оосэ^^оосо^сосо^Ю1^отрсг>^^с^ооооо^<>}со^Ф
OO^^C>^C>^CO^^cD^t^^CX^OO^C>^C^ ^^^^^^^^^1Я.00лСЧ11Г^а1СЯ1^т~< Ю О Ю О m^N00Oh-NO)^(M(r00000CNC0CNO05^O q qV"^
" ^^"^^"^"^"сТсч"с^с^"с^с>Гсо"со"со"со"^^^ю
^ __ _ ^ ^ _н ^ cs, сч (^ c^ or) cq rf Tf Ю CD f- CO —* --« ^-< СЧ
OOOOOOOOOOOOO*
cDCDCMOt>-COCS100CJ>—¦< Ю CO
о^а>сосх)^аэт*<со^^а}соююсо^оо^со^юа>сх)сосоо^со^^
cDNOW^00^^0500NOOO^^^OOCOONCDCDNOW^a3000)WN^cOW(»^CO^N^WTfO)Na
О О —^ —^ C^ OO ^ Ю t^ t^ 00 О О —н CO "^Ю l^ CT^O CM^^CO O^^^CD^O^c^CD^a^CO^^^tO^C^lO^C^lO^^^CO^ C0-^O5t^tO00C0--H'-^'^l'-^OC0O--<lOtf0 00l^OOCD00tO
^ ^ ^" ^ ^ сч" с>а" с^" с>Г сч сгГ со" со" со" ^" ^" ^ to" to" cd" c^
^^^^^г^^^^(^СЧ|е^С^СОСО^^ЮЮСОС01^С»аэа>0'--н
OOOOOOOOOOOO'
-г^^сосоюю^^оосососососчсч1с^е>}с^^^^^^оосо^с>*ос^^
Г- I I i I I ! I i I I I I i I ! I I I I ! I [ I i ! I I ^^^^^C4Cj<NcacNcococococoThTjHiDLQCDcD^t>-c^
I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I

ботах [4, 5], показало, что расхождения по
величинам ps и р' в диапазоне температур от —65
до 90°С составляют в среднем 0,1% и 0,05%
соответственно при максимальных отклонениях по
ps 0,2%, а по р' 0,15%. При околокритических
температурах расхождения между нашими
данными, хорошо согласующимися с результатами
ПО, 13, 14], и значениями, рассчитанными по
уравнениям [4, 5], увеличиваются, причем
максимальные отклонения по ps и р' достигают при
ПО—130°С соответственно. 0,4 и 1%.
Расхождения между значениями скорости
звука, представленными в табл. 3 и на диаграммах
работы [5], достигают 0,9% при 100°С на линии
насыщения и быстро уменьшаются при
понижении температуры. В однофазной области
расхождения с данными [4, 5] малы.
Полученные таблицы термодинамических
свойств аммиака учитывают результаты
последних экспериментальных исследований и
отличаются от значений [4] несколько более удобным
представлением табличного материала.
Калорическая диаграмма энтальпия — давление в
области параметров состояния, представляющей
интерес для холодильной техники, приведена в
работе [5].
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Б л а г о й Ю. П. Скорость звука в жидком
пропилене, четыреххлористом углероде и аммиаке. —
ЖФХ, 1968, № 5.
2. К л е ц к и й А. В. Структура взаимосогласованных
уравнений состояния хладагентов. — В кн.: Машины и
аппараты холодильной, криогенной техники и
кондиционирования воздуха. № 1. Л., 1976.
3. Клецкий А. В. Изохорная теплоемкость
аммиака. —- Холодильная техника, 1973, № 8.
4. Теплофйзические свойства аммиака/
И. Ф. Голубев, В. П. Кияшова, И. И. Перельштейн
и др. М., Изд. стандартов, 1978.
•5. Термодинамические свойства важнейших
рабочих веществ холодильных машин/ под ред. И. И. Пе-
рельштейна. М., ВНИХИ, 1976.
'6. Фундаментальные физические константы.
М., Изд. стандартов, 1976.
7. Ц и к л и с Д. С. Мольные объемы и термодинамиче"
ские свойства аммиака при высоких давлениях. — ЖФХ,
1974, 48, № 1.
8. Ц и к л и с Д. С. Сжимаемость аммиака при
давлениях до 10 000 ат. — Доклады АН СССР, 1953, 91, № 4.
9. Atomic Weights of the Elements 1973. — Pure
Appl. Chem., 1974, 37, № 4.
10. В a e h г Н. D. The vapour pressure of liquid
Ammonia. — J. Chem. Therm., 1976, 8, № 2.
11. Beattie J. A., Lawrence С. К. Some of the
Thermodynamic Properties of Ammonia. — J. Amer.,
Chem Soc, 1930, 52.
12. В о wen D. E., Thompson J. C. Adiabatic
Compressibility of Liquid Ammonia. — J. Chem. Eng.
Data, 1968, № 2.
13. Cragoe С S., HarperD. R. Specific Volume of
Liquid Ammonia.—Bull. Bur. Stand. Sci.Pap., 1921, 17.
14. D a t e K. Studies on the p — V — T Relations of
Fluids at High Pressure. — Rev. Phys. Chem. Japan,
1973, 43, № 1.
15. Garnj ostH. Druck-Volumen-Temperaturmessun-
gen mit Ammoniak und Wasser. Diss. Ruhr-Universitat
Bochum, 1974.
16. H a a r L. Thermodynamic Properties of Ammonia as
an Ideal Gas. — J. Res. NBS, 1968, 72A, № 2.
17. К a z a r n о w s k у J. S. Die Kompressibilitat von
Ammoniak bei hohen Temperaturen und hohen Drucken. —
Acta phys.chim. URSS, 1940, 12.
18. KeyesF.G. The p — V — T values for Ammonia
to one thousand atmospheres from 30 to 200°. — J. Amer.
Chem. Soc, 1931, 53.
19. Kumagai A., ToriumiT. p-V-T
Relationship of Liquid Ammonia. — J. Chem. Eng. Data,
1971, № 3.
20. Osborne N. S., Van Dusen M.S. Latent
heat of vaporization of ammonia. — J. Amer. Chem. Soc,
1918, 40, № 1.
21. Osborne N. S., Van D u s e n M. S. Specific
Heat of Liquid Ammonia. — Bull. Bur. Stand. Sci.
Pap., 1917, 14.
22. Osborne N. S. Specific Heat of Superheated
Ammonia Vapor.— Sci. Pap. Bur. Stand. US., 1925, 20.
23. OverstreetR., GiauqueW. F. Ammonia. The
Heat Capacity and Vapor Pressure of Solid and Liquid.
Heat of Vaporization. — J. Amer. Chem. Soc, 1937, 59.
24. P о р о v V. A. Heat Capacity of Solid NH3. — J. Low
Temp. Physics, 1971, 5, № 4.
25. T i m m e r m a n s J. Nouvelles recherches experimen-
tales sur la densite des liquides en dessous de 0°. — Bull.
Soc. Ch. Belg., 1923, 32, № 7.
<jV\yAyTW\/VV\A/V\/V\A/\/\/\AA [ WW\AAAAAAA/WVVWWWWV\A
ВНИМАНИЮ
ЧИТАТЕЛЕЙ!
В 1978 г. выйдет в свет и поступит в продажу книга Пугачев Ю. Г. ПЛАНИРОВАНИЕ
И ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ПРОИЗВОДСТВА НА ХОЛОДИЛЬНИКАХ. 10 л.,
10000 экз., 55 к.
В книге приведены показатели экономической эффективности производства, описаны
методы расчета эффективности использования совокупного труда. В целях
дальнейшего совершенствования определения нормативных затрат совокупного труда
рассмотрены методы планирования производительности труда, фондоотдачи,
приведенного грузооборота, рентабельности и издержек производства или обращения.
Значительное внимание уделено методам планирования, показателей хозяйственного
расчета технологических, ремонтных, компрессорных цехов.
Рассмотрены основные факторы, влияющие на энергоемкость холодильных
предприятий. Приведены методика и расчет удельной нормы расхода электроэнергии на
погрузочно-разгрузочных работах, а также расчет показателей для системы
специализированного обслуживания холодильных машин и степень их влияния на
эффективность производства.
Книга предназначена для инженеров-экономистов и нормировщиков, работающих
в сфере холодильного хозяйства.
Заказы на книгу (без денежных переводов) следует направлять по адресу:
113035, Москва, М-35, 1-й Кадашевский пер., 12. Отдел распространения
издательства «Пищевая промышленность».
43

УДК 621.57.044.001.24:536.24-
Расчет оптимальной теплообменной поверхности
кожухотрубных конденсаторов
Канд. техн. наук А. И. КОХАНСКИЙ, С. Н. ЮРЬЕВ
Одесский технологический институт холодильной
промышленности
В работе приведена методика расчета
оптимальной теплообменной поверхности
кожухотрубного конденсатора по математическим моделям
(полученным аналитическим путем), описывающим
установившиеся и неустановившиеся процессы
теплообмена в конденсаторе.
Аналитические и экспериментальные
исследования кожухотрубного конденсатора в
установившихся и неустановившихся режимах работы
показали, что передаточная функция по каналу
изменения температуры воды на выходе при
изменении ее на входе инвариантна относительно
величины входного воздействия и может быть
положена в основу проектирования
конденсатора.
Для установившегося режима, когда оператор
дифференцирования равен нулю, можно
записать [7]
При рассмотрении параметров на выходе кон-
денсатора^^ 1
_ GwCw awFw ^ (^kFk+^wFwJ
(ZwFw о&к^к — <%wFw о&к^к •
~~ ^F^ + awF w
В приведенных формулах:
к, ш, н — индексы, обозначающие соответственно:
конденсатор (конденсат), охлаждающую воду,
параметр на входе;
^ — температура, °С;
х
х = —г- — относительная пространственная координата;
х — текущее абсолютное значение
пространственной координаты по длине трубы;
L — общая длина тракта охлаждающей воды;
Cw _ <?к
Q — тепловая нагрузка, Вт;
с — теплоемкость, Дж/(кг • К);
а —коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2«К);
F — теплообменная поверхность, м2.
Если принять, что для расчетного
номинального режима работы установки параметры,
входящие в выражение /с, постоянны, то после ряда
преобразований формулы A) можно записать
простое выражение для поверхности
конденсатора:
fк=ACтaш(lK-KlnVU, B>
где yK = FK/Fw.
Оптимальное изменение температуры
охлаждающей воды А^пт является функцией
оптимального температурного напора между
конденсирующимся хладагентом и водой 0°пт,
температуры конденсации tK, температуры воды на
входе tWH. Она может быть определена по
формуле
ДСпт = 2(<к-ег-^н). (з>
из которой видно, что изменение как параметров
окружающей среды, так и нагрузки на
конденсатор, определяемой условиями работы
потребителей холода, приведет к изменению At°nT
и скажется на результатах оптимального
проектирования аппарата.
Методика определения 0°кпт подробно
разработана А. А. Гоголиным [1], согласно которой
при 0?пт достигается минимум приведенных
затрат, являющихся функцией амортизации
стоимости аппарата и компрессора, расходов на их
ремонт и годовой стоимости электроэнергии на
привод компрессора. При этом
А опт __ с4 b±c3 ± Yb4c3D2 u
к ~h b,c3-D2 • D>
п nPky
где^2_Вт]эA/2 + 0ДJ),
п — продолжительность работы холодильной машины,,
ч/год;
Р — стоимость 1 кВт-ч электроэнергии, руб. [5];
kK — коэффициент теплопередачи, Вт/(м2-К);
В — коэффициент, входящий в выражение стоимости
аппарата с учетом транспортных, складских и
монтажных работ (Са — Л + BF) [6];
г|Э — КПД электродвигателя;
2 — срок амортизации холодильной машины, лет,
определяется по нормам [2]; нами принят 8,7 года [1].
Коэффициенты полиномов с4, &4, ^з
определяют как функции температуры кипения t0>
значения их приведены в работе [1].
Коэффициент теплопередачи kK рассчитывают
по общепринятой методике [4].
Результаты расчета на ЭВМ «Мир-1»
оптимальных значений 0°пт и А/опт в зависимости
К W
от скорости охлаждающей воды в аппарате для
44

хладагента R12 при п = 4000 ч/год
представлены на рис. 1. Кривые 1, 2 обозначают 8°пт при
стоимости электроэнергии Р соответственно 0,018
и 0,023 руб/(кВт-ч), а кривые 3, 4 — At0™ при
тех же значениях стоимости электроэнергии,
полученных при tK = 31,32°С и twn = 27°С.
На рис. 1 показано также изменение
гидравлического сопротивления Ар (кривая 5), значения
Ар рассчитаны по методике [3].
Повышение или снижение температуры воды
«а входе должно привести к изменению Л^пт
'C), но при этом изменяется также и tK, поэтому
д/опт — величина постоянная. Для расчетов
4 = / (^н) можно воспользоваться
передаточной функцией, которая в установившемся
режиме работы превращается в коэффициент усиления
к —^12 и зависит от термодинамических
параметров сред, коэффициентов теплообмена,
массовых расходов хладагента и площадей тепло-
обменной поверхности. Поэтому эту зависимость
можно получить расчетным путем или
экспериментально. В проведенных расчетах
использовано аналитическое значение/сх = 1,16. В опытах
•было получено кг = 1,20.
На рис. 2 представлены результаты расчета
оптимальной теплообменной поверхности для
кожухотрубных конденсаторов с помощью
формулы B) при фк = 3,2, тепловых нагрузках
^к = 5 978 и 15 350 Вт.
Из формулы B) следует, что минимум тепло-
обменной поверхности должен быть получен при
максимальном значении At0™. При этом
значение aw берется при скорости воды w =
= 1,5 м/с как общепринятой.
Как видно из рис. 2, оптимальная теплообмен-
пая поверхность конденсатора в зависимости от
внутренних и внешний условий располагается на
параболической кривой, которую можно
представить зависимостью
FK = 0,1672.Ю-3 [2,948- 0,73ДСТ +
+ 0,0549 (ACtJ]Qk. №)
Эта зависимость справедлива для At0™ в
пределах 1,5—7°С с точностью 3%. Для других
хладагентов значения FK будут иными. Они
располагаются на той же параболической кривой
и, если At0™ изменяется также в пределах
1?5—7°С, то для расчета теплообменной
поверхности кожухотрубного конденсатора с
набатными ребрами со стороны конденсирующегося
хладагента можно воспользоваться зависимостью
<5)-
Разработанная методика расчета оптимальной
теплообменной поверхности кожухотрубных
конденсаторов проста, не требует составления
сложных машинных алгоритмов. Пользуясь данной
АР.нПпЛ™°св1!Г°с
5
4
3
Z
1
~
- z
-
- 1
5
- 4
3
- Z
1
/ 4-
3 j
/ 1
Z
5
0.5
1,5
Рис. 1. Зависимость гидравлического сопротивления А/?,
разности температур А^пт и оптимального
температурного напора 0°пт от ^скорости охлаждающей воды:
/_0опт при Р==0,018 руб/(кВт-ч); 2 — 6опт при Р= 0,023
к к
рубАкВт-ч); 3 — Д*опт при Р= 0,018 руб/(кВт-ч); 4 — А^пт
ри Р= 0,023 руб/(кВт-ч); 5 — Ар.
ЪУ
^
/
6аП
Рис. 2. Расчетная зависимость FK от А^т:
/ —
s 5978 Вт; 2
QR= 15350 Вт.
методикой, оптимальную разность температур
охлаждающей воды, так же как и оптимальный
температурный напор, необходимо выбирать
обоснованно, в зависимости от минимума годовых
приведенных затрат, существенную часть
которых составляет стоимость электроэнергии.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Гоголин А. А. Оптимальные перепады
температур в испарителях и конденсаторах холодильных
машин. — Холодильная техника, 1972, № 3.
45

2. Нормы амортизационных отчислений. М., 1961.
3. Розенфельд Л. М., Ткачев А. Г.
Холодильные машины и аппараты. М., I960.
4. Теплообменные аппараты холодильных
установок/ Г. Н. Данилова, С. Н. Богданов, О. П. Иванов
и др. Л., Машиностроение, 1973.
5. Указания по применению единых районных
единичных расценок на строительные работы (ЕРЕР —
69). М., 1968.
6. Ценник №9 для переоценки холодильного
оборудования общепромышленного назначения. М.,
Машиностроение, 1970.
7. Ч у м а к И. Г., Кох а некий А. И., 3 а н ь -
ко О. Н. Математическая модель холодильной
установки с непосредственным испарением. — В кн.:
Исследование судовых холодильных установок, вып. 3„
1974.
УДК 664.8.037:635.2&
Характеристика качества чеснока при холодильном
хранении по электрофизическим параметрам
X. САГДУЛЛАЕВ, А. В. ЖУЧКОВ,
канд. техн. наук В. М. ЧЕРНЫШЕВ
Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
Проведено опытное"холодильное хранение 66
образцов чеснока различного происхождения,
относящихся к следующим экологогеографиче-
ским группам: I»— южноприморской C4
образца); II —- среднеазиатской A7); III —^
южноприморской стрелкующейся F);
IV—среднеазиатской стрелкующейся (9). Образцы
получены из коллекции Всесоюзного института
растениеводства им. Вавилова [4].
Все образцы хранили при одном постоянном
режиме — температуре — 0,3±0,5°С и
относительной влажности воздуха 78»—80%.
Для изучения протекающих изменений в
состоянии чеснока через определенные
промежутки времени определяли электрофизические
параметры (ЭФП) V— удельную проводимость %
и диэлектрическую проницаемость е»—
методами кондукто-диэлектрометрии. Параллельно с
этим проводили товароведйый анализ, т. е.
выявляли количество полноценных, проросших,
загнивших, высохших головок чеснока.
Электрофизические параметры измеряли с
помощью стандартного кондуктометра КД-1 [1,
5] и предложенного нами специального датчика
коаксиального типа [2].
Датчик (рис. 1) состоит из внешнего полого
цилиндрического электрода 1 с диаметром
внутреннего отверстия 5 мм и центрального
электрода 2, выполненного в виде сплошного стержня
диаметром 1 мм. Датчик изготовлен из
нержавеющей стали 1Х18Н10Т, устойчивой к
химическому воздействию и обладающей хорошей
прочностью, что позволило использовать его также в
качестве пробоотборника.
За время всего срока хранения проведено более
5000 измерений. В результате выявлен общий
характер динамики удельной проводимости к.
и диэлектрической проницаемости е (рис. 2).
Во всех случаях полученные показатели в
начальный период хранения характеризуются
большими значениями, чем в последующие периоды.
Как правило, вначале происходит постепенное
уменьшение ЭФП, затем в течение некоторого*
времени они мало изменяются, после чего
наблюдается уменьшение или увеличение их
значений, а к концу периода хранения у всех видов*
чеснока ЭФП уменьшаются.
Электрофизические параметры отражают
физиологическое состояние чеснока.
Так, у групп I и II (см. рис. 2, а, б) при"входе
в состояние покоя ЭФП в результате изменения
химического состава и состояния воды
уменьшаются, а во время покоя, т. е. при стабильном
состоянии объекта, не изменяются или
изменяются незначительно.
При выходе из состояния покоя вследствие
изменения физиологического состояния (а
отсюда »— химического состава продукта)
значения х и 8 увеличиваются. С апреля, с форми-
Рис. 1. Датчик для измерения электрофизических
параметров.
46

z-W'1! См/см
eW
та
IX X XI XII
х-Ю~? См/см
I II
а
III IV V VI
Месяцы
•—1 1 t-'-^J ! ! !
7
6
5
V X XI XII I
II III IV Y VI
Месяцы
1-102
W
0,9
0,8
0,7
0,6
IX X XI XII I II
гЮ^См/см б
7
III IV Y VI"
Месяцы
IX X Л XII I II III IF V YIU
« Месяцы
Рис. 2. Динамика удельной проводимости и и
диэлектрической проницаемости е чеснока различных экологогео-
графических групп при хранении:
а — южноприморской (I); б — среднеазиатской (II); в —
южноприморской стрелкующейся (III); г — среднеазиатской
стрелкующейся (IV).
рованием корневых бугорков и
дифференциацией зачаточных листочков, наблюдается
снижение ЭФП.
Для III и IV групп (см. рис. 2, ву г) кривые
динамики к и е имеют однотипный характер, но
отличаются от кривых для I и II групп, где к
определенному сроку хранения обнаруживается
подъем х и е. Главное же отличие для групп
III — IV—-^ удлинение периода, при котором не
наблюдается изменения ЭФП.
Товароведный анализ показал, что
южноприморская группа (I) менее лежкая по
сравнению со среднеазиатской (II). Общие потери за
250 дней хранения составили соответственно
48,3 и 24,3%. Для стрелкующихся форм чеснока
(IIII— IV группы) потери составили
соответственно 41,5 и 34,6%.
По кривым на рис. 2, вследствие усреднения
данных по группам, трудно судить о
биологических особенностях отдельных сортов, входящих в
группы [3]. Если же проанализировать
значения ЭФП по отдельным сортам, то можно
заметить, что в отдельных сортах состояние покоя
длится более продолжительный срок и,
естественно, такой сорт лучше и дольше сохраняется.
На рис. 3 представлены результаты анализа %
и е в отдельных сортах (по каталогу ВИР) из
разных экологогеографических групп.
На рис. 3, а показано изменение указанных
параметров для сортов группы I — сорта № 2762
Майкопский № 1, успешно сохранившегося
(кривые 1, 2), и сорта № 2684 Краснодарской
опытной станции, плохо сохранившегося (кривые 3,
4). Сопоставление кривых показывает, что к и &
для сорта № 2762 ниже, чем для сорта № 2684.
И в этом случае показатели х и е могут явиться
критериями качественного состояния продукта.
Так, у сорта № 2762 полноценных луковиц чес-
Рис. 3. Динамика удельной проводимости к и
диэлектрической проницаемости 8 при хранении отдельных сортов
чеснока разных экологогеографических групп:
а — группа I; б — группа II; в — группы III, IV; 1,2 — более
устойчивые сорта; 3, 4 — менее устойчивые сорта.
z-W^Cm/cm
10 ~
Z'W^Cm/cm
е-Ю2 xJQ-? См/см
е-10
IX X XI XII I II III Ж V VI'
а Месяцы
5
1
?
Уп
'IX X Л XII I II III IF V И
? Месяцы
II III Ж V УГ
Месяцы
47

нока было 80%, тогда как у сорта № 2684 за
тот же срок хранения осталось только 16,7%.
Из анализа рис. 3, б, где также нанесены
кривые для сортов группы II •— сорта № 2815 из
Гродненской области, хорошо сохранившегося
(кривые 1, 2), у которого выход полноценных
головок чеснока составил 92,3%, и сорта № 2559
из Краснодарского края, плохо сохранившегося
(кривые 3, 4), у которого выход полноценных
головок чеснока 46,1%, видно, что и в этой
группе значения хие ниже у сорта, хорошо
сохранившегося. Однако характер кривых
отличен от кривых на рис. 3, а.
На рис. 3, в показана динамика ЭФП для более
устойчивого (кривые 1, 2) и менее устойчивого
(кривые <?, 4) сортов чеснока стрелкующихся
форм. В этом случае в отличие от нестрелкую-
щихся сортов чеснока (см. рис. 3, а, б) большие
значения к и е характеризуют более
устойчивый к хранению сорт. Такая закономерность
объясняется тем, что в стрелкующихся сортах
чеснока более активно испаряется влага. Отсюда
большие потери массы при хранении и
увядание головок, что и отражает уменьшение к и е.
Посортовой анализ позволил сделать вывод,
что чеснок из среднеазиатской экологогеогра-
фической группы (II) обладает лучшей лежко-
способностью. В южноприморской группе (I)
также есть лежкоспособные сорта.
Проведенные исследования подтвердили, что
по электрофизическим показателям чеснока
можно объективно оценивать его качественное
состояние в период хранения. Не исключена
также возможность использования этих данных для
прогнозирования устойчивости отдельных
сортов к длительному холодильному хранению.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Автоматическое измерение комплексных
величин переменного тока/под ред. Ф. Б. Гриневича
и В. Ю. Кнеллера. — В кн.: Приборы и системы
управления, вып. 3, М., 1971.
2. Ж у ч к о в А. В., Чернышев В. М. О
рациональном выборе конструкции датчика для
исследования электрофизических свойств пищевых
продуктов.— В кн.: Холодильная обработка и
хранение пищевых продуктов, вып. 3. Л., 1978.
3. Казакова А. А., Старокожев СИ.
Лежкость сортов чеснока в зависимости от
происхождения.— Труды по прикладной ботанике,
генетике и селекции, т. 49, вып. 2. 1973.
4. Каталог мировой коллекции ВИР* Выгь 87t
Чеснок. Л., 1976.
5. Полуавтоматический PC-мост для
кондуктометр ических и диэлектрометрических
измерений/Козловская И. А., Артамонов Б. П., Грили-
хес М. С. и др.— В кн.: Приборы для
электротехнических исследований. Тр. ВНИИнаучприбора,
вып. 2. 1972.
4 \Л/\ЛЛЛЛЛ/\ЛЛЛЛ/\ЛЛАЛЛЛЛЛ^^
ВНИМАНИЮ
ЧИТАТЕЛЕЙ!
В 1978 г. выйдет в свет и поступит в продажу книга
Жуковский К. ХОЛОДИЛЬНАЯ ЦЕПЬ В РЫБНОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ. Пер. с польск.
13 л., 5000 экз., 1 р.
В книге отражена одна из важнейших проблем современной рыбной
промышленности — обеспечение потребителя доброкачественной рыбой, не потерявшей своих
питательных и вкусовых свойств на протяжении всего пути от района лова до
потребителя. Автором использован обширный материал, включающий многие зарубежные
работы и публикации Международного института холода. Освещены все стороны
сложной холодильной цепи. Приведена классификация льда, описано его
производство. Рассмотрены вопросы охлаждения, замораживания, хранения замороженной
рыбы и ее размораживания. Затронуты проблемы качества мороженой рыбы.
Раскрыты основные принципы хранения ее в домашних условиях, правила
размораживания при кулинарной обработке. Приведена характеристика холодильного
транспорта. Существенным достоинством книги является ее доступность для широкого
круга специалистов:
Книга предназначена для инженерно-технических работников рыбной
промышленности, работников торговли, научных работников, занимающихся вопросами
применения холода.
Заказы на книгу (без денежных переводов) следует направлять по адресу:
113035, Москва, М-35, 1-й Кадашевский пер., 12. Отдел распространения издательства
«Пищевая промышленность».

ОБМЕН ОПЫТОМ
УДК 621.565.004.69E71.6)
Опыт реконструкции
холодильников предприятий
мясной и молочной
промышленности
Дальнего Востока
В. И. БАБИН
XXV съездом КПСС намечено в качестве одной
из основных задач развития народного
хозяйства в десятой пятилетке обеспечение прироста
производственных мощностей, в первую очередь,
за счет технического перевооружения
предприятий, обновления и модернизации оборудования.
В решении этой задачи важная роль отводится
реконструкции действующих предприятий
мясной и молочной промышленности.
Производственные мощности ряда
мясокомбинатов и молзаводов Дальневосточного
экономического района не обеспечивают потребности
населения в мясных и молочных продуктах, а
холодильные емкости недостаточны для
размещения мяса и мясопродуктов в сезон переработки
скота. В связи с этим по Хабаровскому,
Приморскому краям, Читинской, Сахалинской,
Амурской, Петропавловск-Камчатской областям
намечены расширение и реконструкция
действующих предприятий и строительство новых
мясокомбинатов, холодильников, молзаводов,
проектирование которых выполняет Хабаровский
филиал Свердловского головного проектно-кон-
структорского бюро объединения Росмясомол-
ремпроект.
Наиболее удачны разработанные этой
организацией проекты реконструкции мясокомбината
и гормолзавода в гг. Хабаровске и Биробиджане,
реконструкции гормолзавода и расширения
мясокомбината в г. Южно-Сахалинске,
расширения гормолзаводов в гг. Балей и Шилка
(Читинская область), на ст. Завитинск и в г. Белогор-
ске Амурской области, а также реконструкции
мясокомбината в г. Лесозаводске Приморского
края.
В г. Хабаровске сдан в эксплуатацию гормол-
завод, в систему охлаждения которого введен
аккумулятор холода, позволивший осуществить
комплексную автоматизацию холодильной
установки, повысить коэффициент использования
холодильного оборудования и снизить стоимость
строительства.
Аккумулятор холода представляет собой два
изолированных металлических резервуара общей
емкостью 200 м3 рассола (СаС12). Верхняя часть
одного резервуара соединена трубой диаметром
350 мм с нижней частью другого.
В часы, когда тепловая нагрузка меньше
установленной производительности холодильного
оборудования, аккумулятор «заряжается», а
когда больше — он разряжается.
Холодильная установка завода состоит из двух
аммиачных компрессоров АУ 200/1, компрессора
АУУ 400/3, двух кожухотрубных испарителей
ИКТ-180. Два рассольных центробежных насоса
6К-8 осуществляют циркуляцию рассола между
испарителем и аккумулятором холода. Кроме
того, четыре рассольных центробежных насоса
4КМ-8 подают охлажденный рассол в
технологические аппараты. Дополнительно установлен
резервный аммиачный компрессор АУ 200/1.
При использовании аккумулятора холода
отпадает необходимость в рассольном
расширительном баке.
Опыт эксплуатации свидетельствует о
надежной работе аккумулятора и подтверждает
правильность принятых проектных решений.
Внедрение аккумулятора холода на гормолзаводе
дало значительную экономию капитальных
вложений и эксплуатационных расходов.
Следует отметить и недостатки в проектах
реконструкции некоторых предприятий. Так, в
камерах хранения холодильников (гг.
Хабаровск, Биробиджан), где применена панельная
система охлаждения, панельные батареи
подвешены к потолку на расстоянии 420—600 мм,,
что затрудняет очистку от снега их поверхности,
обращенной к потолку.
При разработке проектов реконструкции
предприятий используется опыт Гипромолпрома,
Гипрохолода, Гипромясо и других проектных
институтов.
К сожалению, в Дальневосточные районы
несвоевременно поступают от центральных
конструкторских бюро и институтов, а также
машиностроительных заводов исходные данные,
необходимые для проектирования и составления смет,
что приводит к задержкам выпуска технической
документации по реконструируемым объектам.
Необходимо упорядочить снабжение местных
проектных организаций материалами для
проектирования.
49

УДК 621.565.004.15:637.523.037
Эффективность охлаждения
вареных колбасных изделий
в пенном воздушно-
жидкостном потоке
г. л. шихов
Ангарский мясоперерабатывающий завод
На Ангарском мясоперерабатывающем заводе
созданы опытно-промышленные образцы
аппаратов (на две и четыре рамы) для охлаждения
вареных колбасных изделий в пенном
воздушно-жидкостном потоке [2]. Принципиальная схема
аппарата (на две рамы) представлена на
рисунке.
Подвижность во до-воздушной смеси,
заполняющей объем камеры охлаждения, создается под
действием потока воздуха, нагнетаемого
вентилятором Ц4-70 №6 в поддон с водой. Вода охлаж-
Принципиальная схема аппарата (на две рамы) для
охлаждения вареных колбасных изделий в пенном
воздушно-жидкостном [потоке:
1 — камера охлаждения; 2 — центробежный вентилятор; 3 —
«агнетательный воздуховод; 4 — каплеуловитель; 5 — рама с
колбасными изделиями; 6 — регулятор уровня; 7 — испаритель,
8 — поддон с водой.
дается в поддоне до 1—2°С с помощью
испарителя с пластинчатым оребрением со стороны
кипящего аммиака. Ширина щели канала 10 мм.
Интенсивность тепло- и массовбменн ых
процессов в аппарате определяется температурой
охлаждающей воды, уровнем ее в поддоне и
скоростью потока.
Результаты промышленной проверки
внедренного способа показали (табл. 1), что
продолжительность охлаждения вареных колбасных
изделий до температуры в центре батона 12—15°С,
по сравнению со способом комбинированного
(водяного и воздушного) охлаждения [II, со-
Способ охлаждения
Комбинированный
(устройство ВНИИМП)
водой
воздухом
В воздушно-жидкостном
потоке при температуре
охлаждающей воды:
5°С
1°С
Та
блица 1
Продолжительность охлаждения
вареных
сарделки
@ до 40 мм)
8
22
25
20
колбасных
мин
вареные
колбасы
@ 65 мм)
15
55
70
55
изделий,
вареные
колбасы
@80 мм)
—
—
80
60
50

кращается. С понижением температуры воды
до ГС время охлаждения в
воздушно-жидкостном потоке уменьшается более чем на 20%.
Потери массы колбасных изделий,
охлаждаемых в воздушно-жидкостном потоке (табл. 2),
снижаются по сравнению со способом
комбинированного охлаждения на 0,2% и составляют
для сарделек диаметром 40 мм до 0,2%, для
вареных колбас диаметром 65 мм — до 0,3%.
При охлаждении потери массы колбасных
изделий зависят от тепловлажностной
характеристики процесса изменения состояния воздуха,
определяемой его ассимиляционными
способностями по теплу и влаге. С уменьшением
ассимиляционной способности воздуха по влаге при
охлаждении в воздушно-жидкостном потоке
сокращается относительная усушка продукта.
Возможность трех- и четырехкратного
использования воды в предложенном аппарате
позволяет снизить ее расход до 1—1,5 м3 на 1 т
вареной колбасы.
В соответствии с санитарными требованиями
камеры для охлаждения колбас в воздушно-
жидкостном потоке должны изготавливаться из
нержавеющей стали. Перед заполнением водой
поддоны необходимо подвергать санитарной
обработке.
Аппарат на две рамы для охлаждения
вареных колбасных изделий внедрен на
Ангарском мясоперерабатывающем заводе.
В ПОМОЩЬ ПРАКТИКУ
УДК 663.67:658.562@83.74)
Бактериологическая оценка
мороженого по отраслевому
стандарту
Канд. биол. наук Е. Л. МОИСЕЕВА, А. А. БУКАНОВА
Всесоюзный научно-исследовательский институт
холодильной промышленности
С июля 1975 г. качество мороженого по
бактериологическим показателям оценивают по ОСТ
49. 73—74 [2], который предусматривает
содержание общего количества бактерий в 1 мл не
более 100 тыс. и титр бактерий кишечной палоч-
Таблица 2
Способ охлаждения
Комбинированный
(устройство ВНИИМП)
В воздушно-жидкостном
потоке
Естественные потери
массы колбасных изделий при
охлаждении, %
сардельки
(Q ДО 40 мм)
-0,45
-0,20
вареные
колбасы
@ 65 мм)
-0,50
-0,30
Экономический эффект в результате
сокращения расхода воды и потерь массы продукта
составляет 3,6 тыс. руб. на 1000 т колбасных
изделий.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Технологические требования и
принципиальные проектные решения технических средств для
быстрого охлаждения вареных колбасных изделий.ВНИИМП,
М., 1974.
2. Шихов Г. Л., Мизерецкий Н. Н.
Охлаждение вареных колбасных изделий в пенном воздушно-
жидкостном потоке. — Холодильная промышленность
и транспорт, М., ЦНИИТЭИ Минмясомолпрома СССР,
1977, № 4.
ки не менее 0,3. Введение в отраслевой стандарт
на мороженое таких требований стало
возможным благодаря улучшению
санитарно-гигиенических условий на предприятиях, а также
совершенствованию технологии производства
мороженого.
В целях получения данных о работе
предприятий по указанному стандарту были собраны и
обобщены результаты микробиологических
исследований мороженого, проведенных на 76 гор-
молзаводах и 17 хладокомбинатах в 1976 г.
Анализ данных о бактериальной обсемененно-
сти (см. таблицу) показал, что у мороженого,
выработанного на гормолзаводах, 94,4%
образцов имели бактериальную обсемененность в 1 мл
ниже 100 тыс. При этом 55,8% образцов — ниже
50 тыс. Результаты обработки данных по
содержанию в мороженом бактерий кишечной
палочки свидетельствуют о хорошем санитарном
уровне большинства обследованных предприятий:
у 97,4% образцов мороженого титр бактерий
кишечной палочки был не менее 0,3.
51

Обследованные
предприятия
Гормолзаводы
Хладокомбинаты
Все предприятия в
целом
Год
обследования
1974
1976
1974
1976
1974
1976
Количество
анализов на

бактериальную обсеме-
ненность
21568
31130
13838
13064
35406
44194
Количество образцов
мороженого, %, с содержанием
бактерий в 1 мл
до 50 тыс.
43,2
55,8
45,6
64,7
44,4
60,3
51 — 100
тыс.
35,6
38,6
37,5
30,1
36,5
34,3
более
100 тыс.
21,2
5,6
16,9
5,2
19,1
5,4
Количество
анализов на
наличие
бактерий
кишечной палочки
24662
32276
14192
12957
38854
45233
Количество образцов
мороженого, %, со значением титра
бактерии кишечной палочки
более
0,3
51,6
46,8
51,2
64,2
51,4
55,5
0,3
44,1
50,6
46,5
34,1
45,3
42,3
менее 0,3
4,3
2,6
2,3
1,7
3,3
2,2
Однако, наряду с предприятиями, имеющими
хорошие бактериологические показатели
качества мороженого, девять гормолзаводов выпустили
25% и более продукции с бактериальной обсеме-
ненностью выше 100 тыс. в 1 мл. В тех образцах,
где общее количество бактерий превышало
100 тыс. в 1 мл, титр кишечной палочки также
был выше допустимой нормы, что
свидетельствует о нарушениях технологического или
санитарно-гигиенического порядка.
В мороженом, выработанном на 17
хладокомбинатах, бактериальная обсемененность 94,8%
образцов составляла ниже 100 тыс. в 1 мл, при
этом в 64,7% образцов содержание бактерий не
превышало 50 тыс. в 1 мл. Четыре предприятия
вырабатывали от 15 до 25% мороженого, не
отвечающего требованиям стандарта по
бактериальной обсемененности. По показателю «титр
бактерий кишечной палочки» 98,3% образцов
мороженого были выработаны в пределах
допустимых норм.
В целом из всех исследованных образцов
мороженого, выработанного на 93 предприятиях,
94,5% образцов имели обсемененность ниже
100 тыс. в 1 мл и 97,6% — титр кишечной
палочки не менее 0,3, т. е. в пределах требований
стандарта.
Из сопоставления данных за 1974 и 1976 гг.
следует, что в 1976 г. бактериологические
показатели мороженого улучшились в 3,5 раза по
общему содержанию бактерий и в 1,4 раза по
титру кишечной палочки.
Разработанные во ВНИХИ в 1976—1977 гг.
и внедренные на предприятиях «Инструкция по
микробиологическому контролю производства
мороженого» [3] и «Инструкция по технохимиче-
скому контролю производства мороженого» [ 11
включают рекомендации, которые помогут
предприятиям улучшить санитарно-гигиенические
условия производства, совершенствовать
технологические процессы и таким образом добиться
100%-го выпуска продукции, отвечающей
требованиям отраслевого стандарта на мороженое
по бактериологическим показателям.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Оленев Ю. А., Шпякина Н. Н. Инструкция
по технохимическому контролю производства
мороженого. — Холодильная техника, 1977, № 5.
2. ОСТ 4973—74. Мороженое. Минмясомолпром СССР,
Минторг СССР, 1975.
3. Роль микробиологического контроля производства
мороженого в повышении его качества/Е. Л.
Моисеева, А. А. Буканова, Э. С. Дербинова и др. •—
Холодильная техника, 1977, № 6.
ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1) 584174 B1) 2098183/24-06 B2) 10.01.75 2E1)
F 28 В 1/02; F 26 В 5/06;|В 01 D 7/00 E3) 66.048.28.049.6
G2) Э. И. Гуйго, Г. Н. Данилова, Э. И. Каухчешви-
ли, Л. С. Малков, Г. И. Малюгин, Н. В. Фомин G1)
Ленинградский технологический институт холодильной
промышленности
E4) СУБЛИМАЦИОННЫЙ КОНДЕНСАТОР,
содержащий параллельно расположенные секции из
вертикальных труб, подключенных к паровому и
жидкостному коллекторам, соединенным с общим для всех
секций уровнедержателем, отличающийся тем, что, с
целью повышения производительности и
эксплуатационной надежности путем интенсификации процесса
теплопередачи и поддержания заданного уровня жидкого
хладагента в секциях, в каждый жидкостный коллектор
со стороны, противоположной уровнедержателю,
введена трубка с равномерно распределенными по длине
дроссельными отверстиями, каждое из которых
расположено под соответствующей трубой секции, а на
линиях связи жидкостных коллекторов с
уровнедержателем установлены наклонные патрубки, снабженные
запорными вентилями.
52

<11) 584165 B1) 2308497/23-06 B2) 04.01.76 2E1)
F 25 В 1/00; F 25 В 49/00 E3) 621.574 G2) А. Ф. Ирде-
ев, С. В. Трофимов, В. Н. Васильев, С. А.
Сапожников G1) Брянский ордена Ленина и ордена Трудового
Красного Знамени машиностроительный завод,
Всесоюзный ордена Трудового Красного Знамени
научно-исследовательский институт железнодорожного транспорта и
Всесоюзный научно-исследовательский институт
вагоностроения
E4) ХОЛОДИЛЬНАЯ МАШИНА преимущественно для
рефрижераторных вагонов, содержащая компрессор с
электродвигателем, подключенным к источнику тока,
конденсатор с ресивером, последовательно
установленные на линии жидкого хладагента соленоидный и тер-
морегулирующий вентили и испаритель, отличающаяся
тем, что,ьс целью повышения экономичности при
переменных тепловых нагрузках, в линию связи
электродвигателя с источником тока включено токовое реле с нормально
закрытым контактом, настроенное на силу тока,
соответствующую расчетной максимальной тепловой
нагрузке компрессора, а силовая катушка соленоидного
вентиля подключена к источнику тока через указанный
контакт токового реле.
A1) 584168 B1) 2097829/24-06 B2) 15.01.75 2E1)
F 26 В 5/06; F 28 В 1/02; В 01 D 7/00 E3) 66.048.28.049.6
G2) Л. С. Малков, Э. И. Гуйго, Э. И. Каухчешвили,
Г. Н. Данилова, Г. И. Малюгин G1) Ленинградский
технологический институт холодильной
промышленности
E4) 1. СУБЛИМАЦИОННЫЙ КОНДЕНСАТОР,
содержащий теплоизолированный корпус с размещенной
внутри него секционной охлаждающей
поверхностью, отличающийся тем, что, с целью повышения
производительности, первая по ходу сублимируемых
паров секция состоит из нескольких параллельно
соединенных панелей, установленных с возможностью
поворота вокруг вертикальных осей, а вторая, служащая
для глубокой очистки неконденсирующихся газов,
выполнена из двухтрубных элементов.
2. Конденсатор по п. 1, отличающийся тем, что, с
целью облегчения сбора намороженного льда, каждая
панель установлена под углом 2—3° к вертикальной оси,
а поверхность всех панелей покрыта слоем
антиадгезионного вещества.
3. Конденсатор по п. 1, отличающийся тем, что
внутренние трубы двухтрубных элементов и панели
последовательно включены в замкнутый циркуляционный
контур хладоносителя, а наружные трубы двухтрубных
элементов соединены с автономной холодильной
установкой.
(И) 589507 B1) 1980294/29-06 B2) 27.12.73 2 E1) F 24
F 5/00 E3) 621.577 G2) В. И. Прохоров, О. П. Калякин,
С. Л. Зак, В. Б. Менис G1) Центральный
научно-исследовательский и проектно-экспериментальный институт
промышленных зданий и сооружений, Государственный
институт по проектированию предприятий
искусственного волокна и Рязанский завод химического волокна
E4) УСТАНОВКА КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА,
содержащая последовательно соединенные при помощи
трубопроводов компрессор, теплообменник, воздуховоз-
душный радиатор, подключенный к объекту
кондиционирования детандер и потребитель холода, отличающаяся
тем, что, с целью повышения экономичности, на
трубопроводе подвода воздуха в компрессор установлен
утилизатор тепла, подсоединенный при помощи обводного
трубопровода к выходу из компрессора и при помощи
магистрали — к объекту^кондиционирования.
A1M87303 B1) 2405722/28-13 B2) 13.09.76 2 E1) F 25
D 13/02 E3) 621.565.3 G2) Э. И. Каухчешвили, А. М.
Бражников, Г. Д. Аверин, И. Б. Жильцов G1) Московский
технологический институт мясной и молочной
промышленности
E4) 1. ХОЛОДИЛЬНИК, содержащий
термоизолированную камеру, подключенную к источнику жидкого
хладагента, отличающийся тем, что, с целью улучшения условий
охлаждения и хранения продуктов, он снабжен
дополнительными термоизолированными камерами аналогичного
конструктивного выполнения, системой теплообменников,
каждый из которых имеет перегородку, установленную с
образованием двух полостей для прохождения
соответственно первичного и вторичного потоков хладагента, и
герметичным кожухом, разделенным на отсеки, а каждая из
камер размещена в соответствующем отсеке с образованием
зазора между ее наружной поверхностью и кожухом и имеет
перфорированный экран, размещенный с зазором вдоль ее
внутренней поверхности, при этом основная камера
подключена к источнику жидкого хладагента через полости
теплообменников, служащих для прохождения первичного
потока хладагента, а зазор каждого предшествующего отсека
соединен с камерой последующего отсека через
подводящий патрубок, полость для прохождения вторичного потока
хладагента и отводящий патрубок теплообменника.
2. Холодильник по п. 1, отличающийся тем, что, с
целью регулирования подачи хладагента в каждую из
камер, теплообменники снабжены обводными трубками с
регулирующими вентилями, соединяющими между собой
соседние камеры через отводящие патрубки
соответствующих теплообменников.
A1) 591669 B1) 2020393/06 B2H5.05.74 2 E1) F 26 В 5/06//
F 26 В 15/26 E3) 66.047.25 G2) Г. Л. Агеев, А. М.
Бражников, А. И. Васильев, Э. И. Гуйго, В. И. Ивашов,
Э. И. Каухчешвили, В. С. Чихладзе G1) Московский
технологический институт мясной и молочной промышленности
E4) 1. ВАКУУМНАЯ СУБЛИМАЦИОННАЯ СУШИЛКА
НЕПРЕРЫВНОГО ДЕЙСТВИЯ, например, для пищевых
продуктов, содержащая вертикальную цилиндрическую
камеру с устройством для транспортировки противней с
материалом по спиральной траектории и расположенные внутри
камеры нагревательные элементы, отличающаяся тем, что,
с целью повышения ее производительности, устройство для
транспортировки противней выполнено в виде двух коак-
сиально расположенных направляющих, соединенных
между собою радиальными спицами, и установленного по
оси камеры поводкового механизма.
2. Сушилка по п. 1, отличающаяся тем, что, с целью
улучшения использования рабочего объема камеры, противни
имеют форму сектора с выемкой для поводка на
внутренней цилиндрической поверхности.
(И) 589513 B1) 2335334/28-13 B2) 16.03.76 2 E1) F 25
D 21/06; F 25 В 39/02 E3) 621.565.943 G2) И. Г. Чумак,
В. И. Шахневич, С. Н. Роговая G1) Одесский
технологический институт холодильной промышленности
E4) ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛЬ для холодильных камер,
содержащий кожух, внутри него по ходу движения
воздуха вентилятор и охлаждающую батарею и нагреватель для
оттаивания последней, отличающийся тем, что, с целью
повышения эффективности процесса оттаивания с
сохранением режимных параметров в камере, нагреватель для
оттаивания охлаждающей батареи выполнен в виде
вихревой трубы, горячий конец которой подключен к кожуху
между вентилятором и охлаждающей батареей, а холодный
конец подведен к кожуху между охлаждаемой батареей
и холодильной камерой.
53

ХРОНИКА
УДК 621.565:631:061.24
Заседание секции ГКНТ по применению
децентрализованных систем
охлаждения в отраслях пищевой
промышленности, торговле
и сельском хозяйстве
10 июля 1978 г. в Москве состоялось
заседание секции «Холодильные
машины, аппараты и системы охлажде -•
ния в отраслях пищевой
промышленности, торговле, сельском хозяйстве
и на транспорте» Научного совета по
проблеме «Производство и применение
искусственного холода в отраслях
пищевой промышленности, торговле,
сельском хозяйстве и на транспорте»
Государственного комитета Совета
Министров СССР по науке и технике.
В заседании приняли участие члены
секции и приглашенные, всего 30
человек.
С докладом о внедрении
децентрализованных систем холодоснабжения
на холодильниках для сельского
хозяйства, торговли, пищевой
промышленности выступил представитель Гип-
рохолода М. Г. Гродник. Сообщение о
внедрении децентрализованных систем
охлаждения на предприятиях мясной
и молочной промышленности сделал
сотрудник ВНИХИ Л. Е. Медовар.
Технико-экономические
исследования показали высокую эффективность
применения децентрализованных
систем холодоснабжения. Эти системы
внедряются Гипрохолодом, Гипро-
нисельпромом, Гипромолпромом,
ВНИХИ на холодильниках емкостью
до 2000 т вместо централизованных
металлоемких аммиачных и рассольных
систем охлаждения.
Гипрохолодом разработаны типовые
проекты холодильников с
децентрализованной системой охлаждения:
холодильник для хранения фруктов
емкостью 1200 т;
склад для длительного хранения
консервов;
холодильник из полносборных
облегченных конструкций, емкостью 100
и 400 т для хранения мороженых
(—20°С) грузов, которые найдут
"широкое применение в составе
комплексов (баз), обеспечивающих снабжение
продуктами промышленных районов;
холодильник для хранения фруктов
и винограда емкостью 250 т с
возможностью его достройки до 500 и 1000 т;
холодильник емкостью 1500 т для
хранения мороженой рыбы.
Гипронисельпромом разработаны
типовые проекты холодильников
емкостью 300, 500 и 800 т для хранения
фруктов в системе сельского
хозяйства.
ВНИХИ внедрены
децентрализованные системы охлаждения на базе
машины ХМ 1-20 для технологического
кондиционирования воздуха в
камерах созревания сыров, для сушки
колбас и других целей.
При разработке проектов масло-
сырзаводов и реконструкции
действующих предприятий Гипромолоко
совместно с ВНИХИ предусматривают
применение децентрализованных
систем охлаждения.
Секция отметила, что внедрение
децентрализованной системы
охлаждения позволяет значительно
сократить сроки монтажа холодильного
оборудования, уменьшить
эксплуатационные затраты, наиболее полно
удовлетворить технологические
требования хранения продуктов.
Высокая степень заводской
готовности (изготовление машины в виде
моноблока) снижает стоимость
монтажных- работ на объекте и^повышает
надежность и долговечность
оборудования, так как все ответственные
операции по сборке, проверке на
плотность, осушке системы, обкатке
холодильной машины выполняются
квалифицированным персоналом в
условиях специализированного
предприятия холодильного машиностроения.
Работа этих машин автоматизирована,
что позволяет эксплуатировать их
без постоянного присутствия
обслуживающего персонала.
Для создания современных
холодильников необходимо развернуть
производство полносборных
облегченных строительных конструкций типа
«сэндвич». Проектирование
холодильников из таких конструкций и с
децентрализованной системой
охлаждения наиболее рационально, так как
позволяет осуществить комплектные
поставки строительных конструкций
и холодильного оборудования и вести
строительство индустриальным
способом.
В обсуждении докладов приняли
участие: канд. техн. наук Н. Г. Крей-
мер, В. К. Лемешко, И. М. Гиндлин
(ВНИХИ), доктор техн. наук, проф.
Ф. М. Чистяков (МВТУ им. Н. Э.
Баумана), В. В. Васютович (Гипрохо-
лод), В. А. Лавриненко (ВО Союз-
плодопром МСХ СССР), Н. К.
Плотников (Гипромясо), В. П. Формин
(Гипромолпром), канд. техн. наук
Б. Л. Цирлин, Т. В. Гоголина
(ВНИИхолодмаш) и др.
На основании доклада и
выступлений было принято решение, в котором
отмечается, что в качестве
перспективного направления при
проектировании холодильников емкостью до
2000 т для отраслей пищевой
промышленности, сельского хозяйства,
торговли следует рекомендовать
децентрализованную систему холодоснабжения
взамен централизованной системы
(аммиачной и рассольной) с применением
автоматизированных блочных
холодильных машин целевого назначения.
54

В СОЦИАЛИСТИЧЕСКИХ
СТРАНАХ
УДК 621.565.945.004.14:551.57
Нарастание инея
в зависимости от условий
эксплуатации
воздухоохладителей
Канд. техн. наук В. С. ИВАНОВА
Институт холодильной техники (София, Болгария)
При температуре оребренной поверхности
воздухоохладителей ниже точки росы или 0°С на
поверхности аппарата оседает иней. Наличие
слоя инея значительно усложняет характер
теплообмена и аэродинамики, что затрудняет расчет
воздухоохладителей, работающих в реальных
условиях эксплуатации при инееобразовании.
Толщина инея в процессе инееобразования
непрерывно меняется. Определить ее значения
нелегко, так как физическая модель оседания инея
очень сложна. Часть водяного пара,
находящегося в воздухе и диффундирующего к
поверхности, увеличивает толщину слоя инея, а
другая часть продолжает диффундировать в самом
слое инея и при этом вызывает увеличение
плотности уже образовавшегося слоя инея. Кроме
того, толщина слоя инея в значительной мере
зависит от его кристаллографической структуры,
являющейся со своей стороны функцией условий,
при которых образован иней.
Определить изменение во времени массы инея,
осевшего на холодной поверхности, особенно
оребренной, тоже довольно трудно. По этой
причине, наряду с попытками решить проблемы
динамики инееобразования аналитическим путем,
многие исследователи подошли к
экспериментальному решению задачи.
Составные части слоя инея — ледяные
кристаллы и воздух, заключенный между ними, —
одинаковы с составными частями снега.
Структура инея во многом похожа на структуру
пористых сред. Исходя из этих предпосылок, логично
обратиться к результатам исследования снегооб-
разования и моделей разных видов пористых
сред. Однако изучение самых значительных
работ [2, 7, 11, 17, 18] показало, что применение
физических моделей инея наподобие пористых
сред не может отразить всех особенностей его
сложной структуры.
Большинство опубликованных работ по
исследованию инееобразования относится к случаям
оседания инея на поверхностях простой
геометрии (пластина, цилиндр, отдельное ребро) [3, 5,
9, 13, 14, 15, 16]. Эксперименты в основном
проводили при большой разности между
температурами воздуха и охлаждающей поверхности
и при высоких температурах воздуха. Часть
исследований [9, 13, 14] проведена при
криогенных условиях. Несмотря на то, что процесс
инееобразования при этих условиях значительно
отличается от протекающего в условиях
эксплуатации холодильных установок, полученные
результаты дают возможность выяснить некоторые
существенные характеристики и особенности
этого сложного явления. Особое внимание
заслуживает работа Бигурия и Венцеля [6].
Точное определение температуры поверхности
инея оптдческим радиометром — термометром
и проведенные кинофотомикрографические
исследования позволили получить данные о
структуре и свойствах инея для начального периода
процесса.
Исследования оседания инея на ребре,
проведенные Б. К. Явнелем [4], Десо и Симонато
[8], дают представление о распределении слоя
инея по ребру и выясняют проблемы, которые
связаны с эксплуатацией воздухоохладителей.
Число работ, посвященных исследованию
нарастания инея на оребренных поверхностях
воздухоохладителей, ограничено.
Фотографирование поверхности воздухоохладителя во время
исследований Лотца [12], Хосода и Узухаши
[10] позволило выяснить некоторые особенности
динамики нарастания инея в реальных условиях
эксплуатации. Исследования инееобразования
на ребре [4, 8] и на оребренных
воздухоохладителях [10, 12] показали равномерное
распределение инея по ребру.
Цель настоящей работы — расширить
пределы проведенных исследований, получить новые
подробные данные о нарастании инея на
поверхностях воздухоохладителей фреоновых
холодильных машин (инееобразование на
поверхностях такой геометрии до сих пор не
исследовано) и зависимости, которые позволили бы
рассчитывать толщину и количество инея по
времени и с учетом от условий эксплуатации.
Характеристики испытанных
воздухоохладителей и экспериментальный стенд подробно
описаны в работе [1 ]. Толщину слоя инея по
времени определяли фотографированием поверхности
воздухоохладителя через окно, расположенное
в его верхней части и выполненное из
стеклопласта, с двойными стенками, что препятствовало
его замерзанию. Полученные при
фотографировании снимки увеличивали в десять раз, поэтому
толщину инея определяли с достаточной для
практики точностью.
55

Количество инея, осевшего на поверхности,
находили как по балансу со стороны воздуха,
так и взвешиванием конденсата,
образовавшегося в результате оттаивания. Во время
оттаивания воздухоохладитель изолировали со
стороны воздуха заслонками.
Испытания проводили при изменении
массовой скорости воздуха — от 2 кг/(с-м2) до
10 кг/(с-м2) и относительной влажности
поступающего воздуха от 0,74 до 0,88.
Максимальная продолжительность работы в условиях
инееобразования достигала 18 ч, т. е.
соответствовала работе при цикличном оттаивании.
Температура входящего воздуха поддерживалась около
0°С, а температурный напор 6=7-^8°С, что
является обычным для воздухоохладителей при
хранении охлажденных продуктов.
Как показали визуальное наблюдение и
фотографирование поверхности, в начальной
стадии процесса инееобразования наиболее
интенсивно покрывалась слоем инея поверхность
трубы, так как ее температура была ниже других
частей ребристого элемента. При этом характер
распределения инея по периметру трубы
подтвердил известные закономерности изменения
локальных значений коэффициента
теплоотдачи со стороны воздуха по трубе при поперечном
смывании ее воздухом.
Оседание инея на ребрах воздухоохладителя
начиналось на участках, примыкающих к
основанию, и затем распространялось к их
вершинам. Такую неравномерность наблюдали в
течение начальных 15—20 мин работы
воздухоохладителя. После этого, по мере выравнивания
температуры оребренной поверхности, иней
оседал на ней равномерно и имел примерно
одинаковую толщину. Вместе с тем структура
осевшего инея была разной: иней на ребрах был
более шероховатый, чем на трубах. В целом же
в начальном периоде инееобразования
поверхность воздухоохладителя имела высокую
шероховатость из-за образования на ней отдельных
кристаллов. Со временем размеры кристаллов
увеличивались, перекрывая воздушные
промежутки между ними, в результате чего степень
шероховатости слоя инея уменьшалась.
Следует отметить, что шероховатость инея
в значительной мере определялась условиями
эксплуатации аппарата. Так, для нулевых
температур воздуха при массовой скорости (дор) 0=
=2 кг/(с-м2) и относительной влажности фх=
=0,82 поверхность осевшего инея была
довольно гладкой, в то время как при (wpH =
=8,5 кг/(с-м2) и фх=0,88 наблюдалась
значительная ее шероховатость.
Структура инея и его распределение по
вертикальным рядам труб пучка были одинаковы,
а по глубине аппарата они менялись. При
невысоких скоростях и относительной влажности
воздуха слой инея, осевшего на первых рядах
пучка, был небольшим и имел высокую
плотность. Иней же, осевший на последних рядах
пучка, отличался большой рыхлостью. В случаях,
когда воздухоохладитель работал при высоких
скоростях и относительной влажности воздуха,
основная масса инея, имеющего большую
степень шероховатости, оседала на первых рядах
пучка. Скорость нарастания кристаллов на этих
рядах была значительно выше, чем на
последующих. Указанным обстоятельством можно
объяснить значительное увеличение
аэродинамического сопротивления при эксплуатации
воздухоохладителей в таких условиях, несмотря на то,
что средняя для аппарата толщина слоя инея
была не выше, чем при других режимах.
Испытания воздухоохладителей с разным
шагом оребрения показали почти одинаковое
увеличение толщины инея по времени. Однако при
меньшем шаге оребрения проходное сечение
воздуха быстрее сужается по мере нарастания инея.
На рис. 1 представлены экспериментальные
значения толщины слоя инея бин при разных
условиях и продолжительности работы
аппарата. В начальном периоде инееобразования
величина бин с течением времени т значительно
увеличивалась. При т>ткр скорость нарастания
бин делалась ничтожно малой. Значения
«критического периода времени» ткр для разных
режимов эксплуатации были разными. Так, при
относительной влажности воздуха фх=0,74
время ткр составляло примерно 11 ч, при фх=
=0,82—9 ч, а при фх=0,88 — около 7 ч. С
увеличением продолжительности работы при т>ткр
толщина слоя инея стремилась к определенному
значению. Подобную зависимость б1Ш от т
наблюдали и другие исследователи [10, 12, 14, 151.
В период эксплуатации воздухоохладителей
при т>ткр влага из воздуха поступала в слой
инея в основном за счет диффузии, уплотняя
его. Толщина же слоя инея при этом росла
незначительно.
Аналитическая проверка кривых бпн =/ (т),
проведенная нами, показала, что они хорошо
описываются экспоненциальной зависимостью.
Это дает нам право достроить кривые графо-ана-
литическим способом и представить закон
нарастания бин , мм, по времени следующим
дифференциальным уравнением:
где ст, ск — коэффициенты.
Решив это уравнение, получим
бин-Ски-е Ч* B)
56

7/7
а
1Z
14
W
W г,ч
5ин,мм
J
\i
^•^
Ф*
z^~.
^Г^Н
5
?,4
Рис. 1. Изменение толщины слоя инея в зависимости от
времени:
а — ф4= 0,74; (адрH, кг/(с.м2): О — 1,9; х —4,28; л—6,72.
~ — 8,40;
б —ф1=0,82; о —2,04; х—4.13; д— 6,87; П — 8,72; # — 9,84;
в — ф1==0,88; о —1,93; X— 4,24; л—6,41; а —8,55; ф—9,94.
Пользуясь известным методом достроения
экспоненты, мы получили графо-аналитическим
путем значения коэффициентов ск и ст для всех
режимов эксплуатации. С учетом этих
коэффициентов построена кривая бин =/ (т).
Максимальное отклонение экспериментальных точек
от полученных кривых составляло 2,8%. Эти
результаты подтверждают, что принятый
характер кривой отражает с достаточной
точностью физическую суть явления. Коэффициент
ст дает скорость изменения
во времени,
т-^оо. Изменение значений этих коэффициентов
в зависимости от условий работы представлено
на рис. 2.
Увеличение массовой скорости оказывает
двоякое воздействие на процесс нарастания инея.
ст,ч
М
3,5
3,0
2,5
щ
kfi
J
\
1^
\
^
^ч
*>
\ ,
^.
\
~~1
">*
"^ч^.>
-
А
"**•«»
^
6 ЫдH,нг/(с-мг)
6 (wtjH,Kz/(c-/*1)
Рис. 2. Изменение коэффициентов ст и ск в
зависимости от массовой скорости воздуха ( OfpH:
д, о— Ф1=0,74; D, ¦—Фг=0,82; А, #—Ф*= 0,88.
С одной стороны, из-за более интенсивного
теплообмена (соответственно массообмена) толщина
слоя инея увеличивается, а с другой стороны,
поток воздуха при высоких скоростях уносит
57

часть иголок кристаллов. Суммарный эффект,
однако, состоит в увеличении толщины слоя инея
с ростом скорости воздуха.
Влияние скорости воздуха на бин можно
выразить коэффициентами ск, мм, и ст, ч, с
помощью следующих выражений:
ск = ^+0,051 (шрH;
ст = ст + 0,1637(шрH.
C)
D)
Полученные нами экспериментальные
результаты показали значительное влияние
относительной влажности фх поступающего в
воздухоохладитель воздуха на нарастание слоя инея.
Это влияние становится очень существенным
при значениях фх>0,8. Оно учитывается
коэффициентами с'к и с'т в уравнениях C) и D),
значения которых представлены в таблице.
На рис. 3 часть полученных результатов
сопоставлена с данными других исследований.
Ч>1
0,70
0,72
0,74
0,76
0,78
0,80
0,82
0,84
0,86
0,88
0,90
Ск, мм
1,825
1,910
2,031
2,115
2,212
2,232
2,394
2,570
2,685
2,888
3,095
с'т, ч
4,915
4,800
4,712
4,548
4,410
4,260
4,108
3,910
3,761
3,417
3,195
Cg, кг/(ч-м")
0,0057
0,0065
0,0073
0,0082
0,0091
0,0102
0,0242
0,0380
0,0525
0,0593
0,0741
с"ё
0,0013
0,0017
0,0023
0,0029
0,0037
0,0045
0,0055
0,0068
0,0083
0,0114
0,0310
Зпн.Щ
Видно, что характер изменения бин=/ (т)
подобен для всех рассмотренных результатов. При
этом для случаев, когда температурный напор
между воздухом и поверхностью был
значительный @«14О°С), скорость нарастания инея
и его максимальная толщина были наиболее
высокими (кривая 3). Данные Хосода и Узуха-
ши [10] были получены при 8=18°С, поэтому
они несколько выше наших.
Для расчета системы оттаивания
воздухоохладителя необходимо иметь данные о массе
осевшего инея в зависимости от условий и
продолжительности эксплуатации аппарата. Анализ
литературных данных и проведенные нами
эксперименты показывают, что масса инея,
образовавшегося на 1 м2 оребренной поверхности, ?ин
определяется в основном массовой скоростью (wp)Q
и относительной влажностью воздуха фх. Так,
на рис. 4 видно, что с увеличением {wp)Q и фх
значение gllH растет. Кроме того, в процессе
проведенных экспериментов установлено
несущественное влияние геометрии оребрения в
исследованном диапазоне на интенсивность массо
обмена.
Зависимость между ?ин, кг/м2, и т может быть
представлена уравнением
?ин = CgX.
E)
9ии
0,8
0,7
0,6
0,5
0,4
0,3
qz
0,1
,нг/м2
1 if
1
1
1
1
1 1
-1 ///
Iff
ft
MA
wB\fr/
>' i
i
i
l j
//
// t
/ }
1 &
/
/
/
/
6/
(/ J
' /
'?
/8
/3
flO
'11
^^12
I
!
i
1 i !
; ! \
i 1 !
i 1 i
: i
i
¦
i
i
i
|
i
18т,ч
Рис. З. Изменение толщины слоя инея в зависимости от
времени:
по данным исследователей: / — Руциа и Мор [14]; 2, 3, 4, 6 —
Хосода и Узухаши [10]; 5 — Шнайдера [15]; 9 — Лотца [12];
по экспериментальным данным при 6= 7-=-8°С : 7 — фх= 0,88,
(шрH= 8,55 кг/(с м2); 8 — <рх= 0,74, (шрH= 6,72.
Рис. 4. Изменение массьГинея, осевшего на 1 м2, в
зависимости от времени при] различных значениях (вфH>
кг/(с-м2):
для ф!=0,88: 1 — 8,95; 2—8,31; 5—6,27; 4—5,84; 5—4,10; для
Ф!=0,82: 5 — 8,80; 7 — 8,19; 5—6,31; 9 — 4,06; для ф4= 0,74:
10 — 8,50; /i—6,00; 12—1,90.
58

Величина cg, кг/(ч-м2), (рис. 5)
характеризует влияние (дорH и фх на скорость нарастания
массы инея gHH и может быть выражена
зависимостью
cg = cg + cg(wP)o. F)
Значения коэффициентов с' и с" приведены
на рис. бив таблице.
Таким образом, величину ?ин, кг/м2, можно
определить при помощи соотношения:
Общее количество инея GI1H, кг, осевшего на
поверхности воздухоохладителя Fop, равно:
#ин = Яин^оР • (8)
На рис. 6 даны результаты некоторых
исследований и опытные зависимости, полученные
авторами. Сопоставление кривых показывает, что
при относительной влажности 91^0,73-f-0,75
увеличение скорости (шрH вызывает
значительное возрастание массы инея.
Полученные нами зависимости B) — D) и G)
дают возможность определить значения
толщины слоя инея бин и массу инея gan в условиях
работы воздухоохладителей нулевых камер с
шагом оребрения от 5 до 15 мм при изменении
(wpH от 2 до 10 кг/(с-м2) и ф! от 0,7 до 0,9.
Проведенные фотографические и визуальные
наблюдения дали возможность выяснить некоторые
существенные особенности процесса нарастания
инея на поверхности оребренных
воздухоохладителей.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Гачилов Т. С, Иванова B.C.
Исследование теплообмена со стороны воздуха оребренных
воздухоохладителей. — Холодильная техника, 1977, № 6.
2. Константинов Л. К. Определение
характеристик слоя'инея на основании физической модели.—
В кн.: Исследование работы судовых холодильных
установок, 1972, вып. 2.
3. Явнель Б. К. Исследование коэффициентов тепло-
и массообмена продольно обтекаемой пластины при инее-
образовании. — Холодильная техника, 1968, № 12.
4. Явнель Б. К. Влияние инея на теплопередачу
ребер. — Холодильная техника, 1969, № 9.
5. В е a 11 у К. О. et al. — Refrig. Eng., 1951, vol. 59,
№ 12.
6. Biguria G., WenselL A. — Industr. Eng.
Chem. Fund., USA, 1970, 9, № 1.
7. В r a i 1 s f о г d A. D., M a j о k K. D. — Brit. J.
Appl. Physics, 1964, vol. 15, № 3.
8. Dessaux С, Simonato I. — Proceedings
of the XII International Congress of Refrig., Madrid, 1967,
№ 2, 53.
0 4 8 Щ0,кг(чмг) 0,7 0,6 Yf
a $
Рис. 5. Из менение коэффициентов cg от (^рH (#) и
c'g, c'g от фх (б):
ф_ф1= 0,74; л— qpi=0,82; О— ф1== 0,88.
дци,нг/м2
0 1 2 3 4 5 В 7 д 9 10 11 Пг,ч
Рис. 6. Изменение массы]инея по времени:
по данным Явнеля [3]: 1—ш0= 6,5 м/с, ф1== 0,75, t^= +5°C;
4 — w0=Q,8, ф = 0,75, /в= — 2°С; 6 — w0= 4,7, ф1== 0,79, t^=
= -2°С;
по опытным данным: 2—(pt= 0,82, (адрH= 8,88 кг/(с-м2); 3 —
ф!= 0,82, (оф)о= 6,31; 5 — фх= 0,74, (шр)„= 8,57; 7 — ф^
= 0,74, (шрH= 6,32; 9 — Фх= 0,74, (wpH= 1,9;
по данным Лотца [12J: 8 — w0— 1,9, фг= 0,71, / = —15°С.
9. Н a s е 1 d e nG. G. — Proceedings of the Phys. Soc,
1950, vol. 63, № 363B.
10. Hosoda Т., Uzuh a ch i H. — Hitachi Rev.,
Japan, 1967, 16, № 6.
11. Vin-Chao V e n. — Advances in Hydroscience,
1969, vol. 5.
12. L о t z H. — Kaltetechnik-KHmatisierung, 1971, № 7.
13. R i с h a r d s R. I. et al. — Inter. Inst. Refrig.,
Annexe 1962—1.
14. R u с с i a F. E., MohrC.M. — Advance in
Cryogenic Eng., 1960, vol. 4.
15. SchneiderH. W. — Proceedings of XIII Inter
national Congress of Refrig. 27.08—3.09.71, Washington*
vol. 11, № 2.47.
16. T r a m m e 1 1 G. I., Little D. C, Kill gZ-
re E. M. — ASHRAE J., 1968, № 7.
17. TungTs a ng. — Industr. and Eng. Chem., 1960,
vol. 52, № 8.
18. W 0 о d s i d e W. — Can. J. Phys., 1958, 36.
59

СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
УДК 621.56/.5Э. 1002.611
Система условных
обозначений холодильного
оборудования
В. Б. ШПЕНЦЕР
ВНИИхолодмаш
В подотрасли холодильного машиностроения Минхиммаша
разработана и внедрена система условных обозначений
холодильного оборудования (ОСТ 26.03—1018—76), общего
применения и специализированного, указанного в табл.
1—5.
Система содержит условные обозначения: типов
оборудования; типоразмеров оборудования; конкретных
изделий.
Таблица 1
Тип компрессора
Поршневой (сальниковый)
Поршневой бессальниковый
Поршневой герметичный
Ротационный (сальниковый)
Ротационный бессальниковый
Винтовой (сальниковый)
Винтовой бессальниковый
Условное
обозначение
П
ПБ
ПГ
Р
РБ
ВХ
ВБ
Таблица 2
Тип агрегата общего
применения
Компрессорный *
Компрессорно-конденса-
торный с водяным
конденсатором *
Компрессорно-конденса-
торный с воздушным
конденсатором *
Компрессорно-испари-
тельный для жидких
теплоносителей *
Турбокомпрессорный *
Турбокомпрессорный
компрессорно-конденса-
торный с водяным
конденсатором
Условное обозначение

Одноступенчатый
А
АК
АВ
AT
АЦ
АЦК

Двухступенчатый
АД
АКД
АВД
АТД
Каскадный
и бустер-
ный
АН
АКН
АВН
АТН
* Агрегаты с поршневыми, винтовыми, ротационными
компрессорами.
Таблица 3
Тип машины общего
применения
Для жидких
теплоносителей с водяным
конденсатором *
Для жидких
теплоносителей с воздушным
конденсатором *
Для охлаждения воздуха
с водяным
конденсатором *
Для охлаждения воздуха
с воздушным
конденсатором *
Турбокомпрессорная с
водяным конденсатором для
охлаждения жидких
теплоносителей
Условное обозначение

Одноступенчатая
мкт
МВТ
мкв
МВВ
мцкт

Двухступенчатая
мктд
мвтд
мквд
мввд
Каскадная
мктн
мвтн
мквн
мввн
* С поршневыми, винтовыми, ротационными компрессорами.
Таблица 4
Тип специализированной машины
Для охлаждения воздуха и поддержания
заданного температурного режима
в изотермических кузовах
авторефрижераторов
в грузовых помещениях изотермических
вагонов-рефрижераторов
в контейнерах-рефрижераторах
в фруктоовощехранилищах
в зернохранилищах
Для осушки воздуха
Для охлаждения воздуха и поддержания
температурного режима
в пассажирских вагонах
в шахтах
стационарные
передвижные
в изотермических кузовах
Для охлаждения газов (кроме воздуха)
Условное

обозначение
АР
BP
КР
ФХ
зх
ов
КЖ
КШ
кпш
кт
ог
Таблица 5
Тип охладителя жидкости
Воды
Воды (с аккумулированием)
Молока
Эмульсий
Специальных жидкостей
Обозначение
ОТ
ОА
ОМ
ОЭ
ож
60

Таблица 6
Оборудование
Компрессоры поршневые. Одноступенчатые
агрегаты и машины на их базе
Винтовые одноступенчатые компрессоры.
Одноступенчатые агрегаты и машины на их базе
Поджимающие компрессоры одноступенчатые,
поджимающие агрегаты
Двухступенчатые агрегаты и машины
Каскадные агрегаты и машины
Режимы для обозначения холодопро-
изводительности
Номинальная
холодопроизводительность компрессора согласно НТД на
компрессор при t0=—15°С, ?К=30°С
(для винтовых на R22)
R22
г0==_7о°с,
гп=_35°С
г0=_70°с,
гк=+35°С
г0= — 90°C,
R717
г0= — 40°C,
tn=—ю°с
t0=— 40°C,
*К=+35°С
гк=+35°С
Назначение системы — классификация промышленного
холодильного оборудования и введение символических
обозначений, дающих необходимую информацию о составе
и характеристиках поставляемой продукции.
Условное обозначение конкретного изделия (кроме
турбокомпрессорных агрегатов и машин) образуется по
следующей структурной схеме: модификация, тип
(компрессора, агрегата или машины), холодопроиз-
водительность-исполнение по виду хладагента-испол-
нение по температурному диапазону и наличию
встроенного в компрессор устройства для регулирования холодо-
производительности-исполнение по назначению
(климатическое по ГОСТ 15150—69).
Структурная схема образования условного обозначения
турбокомпрессорного агрегата или машины: модификация,
тип, номера базовых корпусов и исполнение по числу
изотер м-исполнение по виду хладагента-исполнение по
диапазону температуры кипения-исполнение по назначению (по
ГОСТ 15150—69).
Тип изделия и холодопроизводительность (или номера
базовых корпусов и исполнение по числу изотерм для
турбокомпрессорных агрегатов и машин) обозначают
типоразмер.
Климатическое исполнение «У» не указывается.
Условные обозначения типов поршневых, кроме типов
по ГОСТ 6492—76, винтовых и ротационных
компрессоров приведены в табл. 1, агрегатов общего применения —
в табл. 2, машин — в табл. 3, специализированных машин
для охлаждения воздуха и газов—в табл. 4, охладителей
жидкости — в табл. 5.
Специализированные турбокомпрессор ные
холодильные машины с водяным конденсатором имеют обозначение
мцкг.
Холодопроизводительность указывается на режиме в
соответствии с табл. 6. При наличии в составе
холодильных машин целевого применения нескольких одинаковых
компрессоров после обозначения холодопроизводитель-
ности через знак умножения указывается число
компрессоров.
Базовые корпуса турбокомпрессоров указываются в
соответствии с табл. 7, при этом каждый корпус обозначается
отдельно в порядке возрастания номера базы. Число
изотерм проставляется арабскими цифрами через точку после
номеров базовых корпусов.
Таблица 7
Диаметр класса, мм
До 250
До 300
До 380
До 480
До 600
Номер базового корпуса
1
2
3
4
5
Хладагенты обозначаются цифрами, указанными в
табл. 8, присоединяемыми через дефис к типоразмеру.
В условных обозначениях компрессоров, работающих
на нескольких хладагентах, перечисляются все хладагенты.
Таблица 8
Хладагент
R12 (хладон 12)
R22 (хладон 22)
R13 (хладон 13)
R142 (хладон 142)
R502 (хладон 502)
R13B1 (хладон 13В1)
R717 (аммиак)
R12B1 (хладон 12В1)
R600 (бутан)
R290 (пропан)
R1270 (пропилен)
R170 (этан)
R1150 (этилен)
R50 (метан)
Условное обозначение
1
2
3
4
5
6
7
8
01
02
03
04
05
06
61

Температурный диапазон и наличие регулирования
(устройством, встроенным в компрессор) обозначаются
цифрой (см. табл. 9), проставляемой через дефис после
обозначения хладагента. Ориентировочные значения
температур по температурным диапазонам приведены в
табл. 10.
Рабочие температуры в указанных пределах для
конкретных изделий определяются НТД. Полное перекрытие
диапазонов необязательно.
В условное обозначение компрессора по ГОСТ 6492—76
входят: порядковая модификация (или цифровое
обозначение хладагента, принятое по Международному
стандарту ИСО 817—74 «Органические хладагенты. Цифровые
обозначения»), типоразмер компрессора по ГОСТ
6492—76, модификация по исполнению (например, встро-
Таблица 9
Температурный диапазон
Высокотемпературный
Среднетемпер атурный
Низкотемпературный
Поджимающий
Условное обозначение
Без
регулирования

производительности
0
2
4
6
С
регулированием

водительности
1
3
5
7
Таблица 10
Вид оборудования
Поршневые
компрессоры
Винтовые и
ротационные
компрессоры
Агрегаты и
машины
1
Хладагент
R12
R22
R717
R502
R12B1
R13
R13B1
Хладоны
R717
Хладоны,
углеводороды
R717
Диапазон температуры кипения хладагента, °С

высокотемпературный
+ 10-*—15
+ 10--—15
—
—
+20-—5
—
—
+ 15-—15
± 5-—15
+ 15-—15
+5-—15
среднетем-
пературный
—10-—25
—10-—30
+5-—30
—
—
—
—
—10-s—30
0-—30
—10-—40
—10-—30
1
низкотемпературный
—
—20^—45
—
—20--— 45
—
—60-—100
—20-г—55
—20-—45
—
—30-—100
—25-—65
поджимающий
—
—
—
—
—
—
—
—30-—100
—25-5—65
—
—
Примечание. В многоизотермных турбокомпрессорных агрегатах и машинах диапазон указывается для
нижней изотермы.
енное регулирование производительности, при отсутст- D6,5 кВт), на R22, предназначенной для работы в высоко-
вии не указывается). температурном диапазоне, с регулированием холодопро-
Пример условного обозначения холодильной машины изводительности отжимом клапанов, в тропическом ис-
общего применения для охлаждения жидкого теплоноси- полнении (по ГОСТ 15150—69) — МКТ 40-2-1-Т.
теля, с водяным охлаждением конденсатора, с компрессором Та же машина для районов с умеренным климатом — МКТ
номинальной холодопроизводительностью 40 тыс. ккал/ч 40-2-1.
62

РЕФЕРАТЫ
УДК 621.565.945.004:637.5.037
Эффективность применения крупных воздухоохладителей
в камерах охлаждения и замораживания мяса.
ЛЕОНТЬЕВ В. И., РУДИНЦЕВ Г. И., СЕНЯГИН Ю. Я.
«Холодильная техника», 1978, № 9.
Описаны конструкции крупных воздухоохладителей
поверхностью 400—1200 м2. Приведены результаты
испытаний воздухоохладителя поверхностью 850 м2 на Курском
мясокомбинате.
Таблиц 1. Иллюстраций 3.
УДК 621.514.52.041.004.15
Повышение энергетической эффективности работы
холодильных винтовых компрессоров. МОЗЕМАНН Д.,
МАНН В., ИОНОВ А. Г., КАН А. В. «Холодильная
техника», 1978, № 9.
Рассмотрены возможности увеличения холодопроизводи-
тельности и повышения эффективности работы винтовых
компрессоров путем увеличения скорости вращения
роторов и промежуточной дозарядки паром. Рассмотрены
схемы применения винтового компрессора в цикле с
промежуточной дозарядкой.
Иллюстраций 2. Список литературы — 3 названия.
УДК 621.515.041.004.1
Конструктивные и технологические особенности
машины ТХМВ-2000-2. КАЛНИНЬ И. М., БУХТЕР Е. 3., ТЕ-
РЕНИНА А. Д., ЦИРЛИН Б. Л., СЕГАЛЬ А. В.,
БРЕСЛАВ X. Я. «Холодильная техника», 1978, № 9.
Рассмотрены основные конструктивные и
технологические особенности серийной холодильной турбокомпрес-
сорной машины ТХМВ-2000-2, первой из нового ряда
машин, предназначенной для охлаждения воды в
системах кондиционирования воздуха. Проведено сравнение
по основным показателям с машиной ХТМФ-235М-
2000, взамен которой создана новая машина. Отмечены
ее преимущества по сравнению с машинами,
выпускавшимися ранее.
Иллюстраций 1.
УДК 621.51.041.004.17.001.24
Методика определения показателей надежности
холодильных компрессоров. СМЫСЛОВ В. И., БЕЖАНИШВИ-
ЛИ Э. М. «Холодильная техника», 1978, № 9.
Методика расчета показателей надежности рассматривает
независимое появление постепенных и случайных отказов,
предупреждение которых осуществляется действием двух
систем замен деталей. Требуемый уровень безотказности
обеспечивается путем периодического проведения плановых
замен деталей и технического обслуживания, при которых
наработка на отказ с учетом постепенных и внезапных
отказов соответствует нормируемой величине. Показатели
ремонтопригодности зависят от периодичности проведения
технических обслуживании и ремонтов и рассчитываются
по общим формулам.
Иллюстраций 3. Список литературы — 9 названий.
УДК 621.565.004.69E71.6)
Опыт реконструкции холодильников предприятий мясной
и молочной промышленности Дальнего Востока.
БАБИН В. И. «Холодильная техника», 1978, № 9.
Описаны особенности реконструкции холодильников
предприятий мясной и молочной промышленности, отмечены
их достоинства и недостатки.
УДК 621.565:629.123.44
Холодильная установка транспортного рефрижераторного
судна «Татарстан». САВИЦКИЙ И. К., КАТЕРУ-
ХИН В. В., СМОЙЛОВСКАЯ И. А., СМУЛЯК Ф. А.,
НАХАМКИН С. И., ЯНУШКЕВИЧ Ю. В.
«Холодильная техника», 1978, № 9.
Описана производственная холодильная установка на
R22 транспортного рефрижератора «Татарстан» с
одноступенчатыми поршневыми компрессорными агрегатами А-
22ФУУМН90, имеющими специальные всасывающие
клапаны. Холодильная установка, работающая при
температурах кипения —38 и —20°С, обеспечивает поддержание
в трюмах температур воздуха 4, —8, —25 и —28°С.
Приведены результаты испытаний холодильной установки на
головном судне «Татарстан».
Таблиц 1. Иллюстраций 4.
УДК 621.59.041-213.4
Исследование низкотемпературных герметичных
компрессоров. КЛИМЕНКО Т. А., ЦИРЛИН Б. Л.,
ЧИСТЯКОВ Ф. М. «Холодильная техника»,
1978, № 9.
Приведены аналитические и эмпирические зависимости*
необходимые для проведения на стадии проектирования
расчета объемных и энергетических характеристик, а
также температур основных элементов
высокооборотных низкотемпературных герметичных фреоновых
компрессоров новой градации ВНИИхолодмаша.
Предложена методика расчета системы охлаждения масла в*
компрессоре.
Иллюстраций 7. Список литературы — 5 названий.
УДК 621.57.041-213.4.042.045.001.4
О рациональном расположении регенеративного
теплообменника и термобаллона ТРВ в торговом холодильном
оборудовании. ГОПИН С. Р., ЕЛУФИМОВА С. М.,
КОЖЕВНИКОВА В. П., ТИХОМИРОВ В. А.
«Холодильная техника», 1978, № 9.
Проанализировано влияние расположения
регенеративного теплообменника и термобаллона ТРВ на
теплотехнические характеристики торгового
холодильного оборудования с вынесенными и встроенными
агрегатами. Испытания прилавка-витрины «Альбатрос» со
встроенным агрегатом при различных схемах
расположения регенеративного теплообменника и
термобаллона ТРВ показали, что для получения максимального
эффекта от регенеративного теплообменника
термобаллон ТРВ необходимо располагать до него по ходу пара,
а сам теплообменник на расстоянии не более 1 м от
испарительной части и ТРВ.
Иллюстраций 1. Список литературы — 7 названий.
УДК 621.57.044.001.24:536.24
Расчет оптимальной теплообменной поверхности кожухо-
трубных конденсаторов. КОХАНСКИЙ А. И.,
ЮРЬЕВ С. Н. «Холодильная*! техника», 1978, № 9.
Разработана методика расчета оптимальной
теплообменной поверхности кожухотрубного конденсатора по
математическим моделям (полученным аналитическим путем),
описывающим установившиеся и неустановившиеся
процессы теплообмена в конденсаторе. В данной методике
оптимальную разность температур охлаждающей воды, как,
и оптимальный температурный напор, выбирают в
зависимости от минимума годовых ^'приведенных затрат,
существенную часть которых составляет стоимость
электроэнергии. Методика расчета проста, не требует разработки
сложных машинных алгоритмов.
Иллюстраций 2. Список литературы — 7 названий.
S3

УДК 621.565.048.004.1
Исследование энергетических характеристик дроссельного
микроохладителя. ЛАВРЕНЧЕНКО Г. К.,
ЗИНОВЬЕВ В. С, СЫСОЕВ А. М., ВАЛЯКИН В. Н.,
АРТЕМЕНКО Н. PL, ВОЛГУШЕВ В. В.
«Холодильная техника», 1978, № 9.
Разработано рабочее вещество для дроссельного
микроохладителя в виде бинарной смеси R14 с R22. Исследованы
фазовые равновесия типа жидкость—жидкость, жидкость—
пар смеси. Построены математические модели свойств
смеси и цикла. С помощью нелинейного алгоритма
рассчитаны оптимальные параметры цикла, соответствующие
максимуму эксергетического КПД. Описана конструкция
дроссельного микротеплообменника, энергетические
характеристики которого при изменениях давления прямого
потока, расхода смеси и размеров теплообменной поверхности
исследованы на специальной установке. Эксперименты при
7^= 150 К показали, что в случае давления прямого
потока 1,3 МПа и концентрации смеси 0,2 по R14 максимумы
КПД и холодопроизводительности соответственно равны
15,8% и 1,32 Вт.
Таблиц 1. Иллюстраций 5. Список литературы —12
названий.
УДК 621.565.22-4.001.24:536.71
Уравнения состояния и термодинамические свойства
аммиака. КЛЕЦКИЙ А. В. «Холодильная техника», 1978,
JVb 9.
Приведены широко диапазонные уравнения состояния
и таблицы термодинамических свойств аммиака в
состоянии насыщения. Представлены результаты сравнения
расчетных и опытных данных.
Таблиц 3. Список литературы — 25 названий.
УДК 663.67:658.562@83.74)
Бактериологическая оценка мороженого по отраслевому
стандарту. МОИСЕЕВА Е. Л., БУКАНОВА А. А.
«Холодильная техника», 1978, № 9.
Обобщены результаты исследования качества мороженого,
выработанного на 93 предприятиях G6 гормолзаводах
и 17 хладокомбинатах), по бактериологическим
показателям. Установлено, что бактериальная обсемененность
•94,5% образцов мороженого была ниже 100 тыс. в 1 мл,
а 97,6 % образцов имело титр бактерий кишечной палочки
не менее 0,3. Сделан вывод, что качество мороженого в
основном соответствует требованиям ОСТ 4973—74.
Таблиц 1. Список литературы—^3 названия.
УДК 621.565.004.15:637.523.037
Эффективность охлаждения вареных колбасных изделий
в пенном воздушно-жидкостном потоке. ШИХОВ Г. Л.
«Холодильная техника», 1978, № 9.
Описан созданный на Ангарском мясоперерабатывающем
заводе опытно-промышленный образец аппарата для
охлаждения вареных колбасных изделий в пенном воздушно-
жидкостном потоке. Приведена принципиальная схема
аппарата. Промышленная проверка аппарата показала,
что в результате сокращения расхода воды и потерь массы
продукта экономический эффект составляет 3,6 тыс. руб
на 1000 т колбасных изделий.
Таблиц 2. Иллюстраций 1. Список литературы — 2
названия.
УДК 664.8.037:635.26
Характеристика качества чеснока при холодильном
хранении по электрофизическим параметрам. САГДУЛЛА-
EBjX., ЖУЧКОВ А. В., ЧЕРНЫШЕВ В. М.
«Холодильная техника», 1978, № 9.
Приведены результаты анализа качественного
состояния чеснока из четырех экологогеографических групп —
южноприморской, среднеазиатской, южноприморской
стрелкующейся и среднеазиатской стрелкующейся —
при холодильном хранении по электрофизическим
параметрам — удельной проводимости и диэлектрической
проницаемости. Установлено, что по электрофизическим
показателям чеснока можно объективно оценивать его
качественное состояние в период хранения.
Иллюстраций 3. Список литературы — 5 названий.
УДК 621.565.945.004.14:551.57
Нарастание инея в зависимости от условий эксплуатации
воздухоохладителей. ИВАНОВА В. С. «Холодильная
техника», 1978, № 9.
Даны основные результаты экспериментального
исследования динамики оседания инея на поверхности оребрен-
ных воздухоохладителей. Полученные аналитические и
графические зависимости дают возможность определить
значения толщины слоя инея 6ИН и массу инея ?ин по
времени при коридорном расположении труб в аппарате с шагом
оребрения от 5 до 15 мм, изменении массовой скорости
(?фH от 2 до 10 кг/(с-м2)и относительной влажности фх
от 0,7 до 0,9.
Таблиц 1. Иллюстраций 6. Список литературы— 18
названий.
На первой странице обложки. Транспортное рефрижераторное судно «Татарстан».
РЕДАКЦИОННАЯ КОЛЛЕГИЯ: М. П. Кузьмин (главный редактор), Л. Д. Акимова (зам. главного редактора), Н. Д. Абрамов,
Е. М. Агарев, А. В. Быков, |П. В. Васильев^, И. М. Гиндлин, доктор техн. наук, проф. А. А. Гоголин, И. М. Калнинь,
А. В. Кан, доктор техн. наук. проф. Э. И. Гаухчешвили, Н. П. Коновалов, М. М. Позин, А. Н. Сергеенко, доктор техн. наук, проф.
Г. Б. Чижов, М. М. Шаповаленко, доктор техн. наук. проф. А. П. Шеффер.
Технический редактор Н. Н, Зиновьева
Рукописи не возвращаются
Сдано в набор 03.08.78.
Объем 4,0 печ. л. Усл.-печ.
Подписано в печать 05.09.78 Т-15862.
, 6,72 Уч.-изд. л. 7,47. Тираж 15 650 экз.
Формат 84X108Vi6
Заказ 1766
Высокая печать
Адрес редакции: 125422, Москва, А-422, ул. Костякова, 12
Телефон 216-86-73
Чеховский полиграфический комбинат Союзполиграфпрома при Государственном комитете СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли. 142300, г. Чехов Московской области
84