ISSN 0023-124 X
9-9
ильная
ехника
.;>¦
**\
^JoS&L**
fr
^C
<**
^r^
FRANZ HAAS WAFFELMASCHINEN

ЕЖЕМЕСЯЧНЫЙ ТЕОРЕТИЧЕСКИЙ
И НАУЧНО-ПРАКТИЧЕСКИЙ ЖУРНАЛ
УЧРЕЖДЕН
ГОСУДАРСТВЕННОЙ КОМИССИЕЙ
СОВЕТА МИНИСТРОВ СССР
ПО ПРОДОВОЛЬСТВИЮ И ЗАКУПКАМ
И ВО «АГРОПРОМИЗДАТ»
ИЗДАЕТСЯ С ЯНВАРЯ 1923 ГОДА
МОСКВА ВО «АГРОПРОМИЗДАТ»
Холодильная
юхника
ГЛАВНЫЙ РЕДАКТОР
Л. Д. Акимова
РЕДАКЦИОННАЯ КОЛЛЕГИЯ:
Е. М. Агарёв, Ю. П. Алёшин,
д-р техн. наук, проф.
В. М. Бродянский,
д-р техн. наук, проф. А. В. Быков,
В. В. Васютович, И. М. Гиндлин,
д-р техн. наук, проф. А. А. Горолин,
A. П. Еркин,
д-р техн. наук И. М. Калнинь,
Н. П. Коновалов,
д-р техн. наук, проф.
B. В. Оносовский,
д-р техн. наук, проф. И. И. Орехов,
О. В. Петров, Р. П. Сенина
(зам. главного редактора),
Ю. Я. Сенягин,
д-ртехн. наук, проф. И. Г. Чумак,
В. М. Шавра
РЕДАКЦИЯ:
Т. Ф. Алёшина, Л. А. Володина,
3. Д. Мишина, Н. В. Чабан
Художественное и техническое
редактирование
М. Г. Печковской
Художник-график
О. М. Иванова
Корректор Я. В. Шимина
Рукописи не возвращаются
Сдано в набор 11.07.91. Подписано в
печать 14.08.91. Формат 60Х88'/8. Бумага
кн.-журн. Офсетная печать.
Усл.-печ. л. 4,9. Усл. кр.-отт. 5,88.
Уч.-изд. л. 6,66. Тираж S»00w.
Заказ 6092. Цена 1 р. 20 к.
Адрес редакции: 125422, Москва,
ул. Костякова, 12
Телефон 216-77-00
Набрано на ордена Трудового Красного
Знамени Чеховском полиграфическом
комбинате Государственного
комитета СССР по печати
142300, г. Чехов Московской обл«
Отпечатано в Подольском филиале
ПО «Периодика» Государственного
комитета СССР по печати
142110, г. Подольск, ул. Кирова, 25
9Ф91
В НОМЕРЕ:
НАУКА, ТЕХНИКА,
ТЕХНОЛОГИЯ
Повышение эффективности тепло-
обменной аппаратуры
Тарабанов В. М.„ Шульженко А. В.,
Тарабанов М. Г. Роторный
пластинчатый тепломассообменный аппарат 2
Шихов Г. Л., Абдульманов X. А.
Целесообразность применения
воздушных конденсаторов в
холодильных установках 4
Расщепкин А. Н., Данилова Г. Н.,
Азарсков В. М. Теплоотдача при
движении двухфазного потока
смесей аммиака с маслом в
обогреваемых змеевиках 7
Кунтыш В. Б., Стенин Н. Н.,
Краснощёкое Л. Ф. Исследование
теплоаэродинамических
характеристик шахматных пучков с
нетрадиционной компоновкой оребренных
труб 11
В порядке обсуждения
Дейнего Г. П., Малютина Л. М.,
Забродкин Ё*. В. О проекте норм
потерь замороженных мяса и
субпродуктов при краткосрочном
хранении 13
Торговое холодильное оборудование
и малые холодильные машины
Мошков С. И., Наумов В. А.
Новые типы холодильных судовых
шкафов 14
Андрющенко А. Г. Оптимизация
настройки ТРВ циклично
работающих малых холодильных машин 15
МЕЖДУНАРОДНОЕ
ЭКОНОМИЧЕСКОЕ И
НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ СОТРУДНИЧЕСТВО
Хорняк А., Бато Л., Каплан Л. Г.
Новое торговое холодильное
оборудование венгерского объединения
«Лехел» 19
ИЗУЧАЮЩИМ ОСНОВЫ
ХОЛОДИЛЬНОЙ ТЕХНИКИ
Крузе А. С. Тема 7. Поршневые
компрессоры холодильных машин 22
ИЗОБРЕТЕНИЯ 30
КРИТИКА И БИБЛИОГРАФИЯ
, Шляховецкий В. М. Учебное пособие
современного уровня 25
ОХРАНА ТРУДА
Правила устройства и безопасной
эксплуатации аммиачных
холодильных установок 27
В МЕЖДУНАРОДНОМ
ИНСТИТУТЕ ХОЛОДА
Из Бюллетеня МИХ 29
ЗА РУБЕЖОМ
Гиндлин И. М., Данилин В. И.
Тенденции производства
быстрозамороженных продуктов 31
СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
Буря к В. С. Новое холодильное
оборудование 35
РЕФЕРАТЫ 39
IN ISSUE:
SCIENCE, ENGINEERING,
TECHNOLOGY
Increase of Efficiency of Heat
Exchange Equipment
Tarabanov V. M., Shulzhenko A. V.,
Tarabanov M. G. Rotor Plate Heat
and Mass Exchange Apparatus 2
Shikhov G. L., Abdulmanov Kh. A.
Suitability of Utilization of Air
Condensers in Refrigerating
Installations 4
Raschepkin A. N., Danilova G. N.,
Azarskov V. M. Heat Transfer in
Movement of Two-Phase Flow of
Ammonia-Oil Mixtures in Heated"
Coils - 7
Kountysh V. В., Stenin N. N., Kras-
noschekov L. F. Investigation of
Thermal and Aerodynamic
Characteristics of Bundles in Staggered
Rows with Unconventional
Arrangement of Finned Tubes 11
Discussion
Deinego G. P., Malutina L. M.,
Zabrodkin E. V. On Draft of
Standards of Losses of Frozen Meat
and Offals during
Short-Term'Storage 13
Commercial Refrigerating Equipment
and Small Refrigerating Machines
Moshkov S. I., Naumov V. A.
New Types of Marine Refrigerated
Cabinets 14
Andruschenko A. G. Optimization
of Adjustment of Thermostatic
Expansion Valves of Cyclically
Working Small Refrigerating Machines 15
INTERNATIONAL ECONOMIC
AND SCIENTIFIC AND
TECHNICAL COOPERATION
Khornyak A., Bato L., Kaplan L. G.
New Commercial Refrigerating
Equipment of Hungarian Association
rLekhel" 19
FOR THOSE STUDYING BASICS
OF REFRIGERATING
ENGINEERING
Kruse A. S. Theme 7. Piston
Compressors of Refrigerating
Machines 22
INVENTIONS 30
BOOK REVIEW
Shlyakhovetsky V. M. Training
Manual of Modern Standard 25
LABOUR PROTECTION
Rules of Arrangement and Safe
Operation of Ammonia Refrigerating
Plants 27
AT INTERNATIONAL INSTITUTE
OF REFRIGERATION
From Bulletin of IIR 29
ABROAD
Gindlin I. M., Danilin V. I. Trends
in Production of Quick Frozen
Foods 31
REFERENCE DATA
Boyryak V. S. New Refrigerating
Equipment 35
SUMMARIES 39
© ВО «Агропромиздат», «Холодильная техника»,
1991

нения поддон соединен с подпиточ-
ным бачком (на рис. 2 не показан),
в который через поплавкой
клапан подается водопроводная вода.
Дл
предупреждения срыва и
УДК 628.84
Роторный пластинчатый
тепломассообменный аппарат
В. М. ТАРАБАНОВ, А. В. ШУЛЬЖЕНКО,
канд. техн. наук М. Г. ТАРАБАНОВ
Малое государственное предприятие «ИНВЕНТ»
выноса капель с поверхности воды
в поддоне и зазорах между
боковыми стенками корпуса и крайними
дисками установлены
горизонтальные пластины, примыкающие к
кромкам дисков, а также
изогнутые по периметру дисков передние
и задние боковые козырьки,
нижняя кромка которых опущена в
воду.
Аппарат работает следующим
образом. Обрабатываемый воздух
поступает через входной патрубок
в корпус, проходит в щелевых
каналах между дисками,
вращающимися по ходу воздуха, и
удаляется через выходной патрубок.
Нижняя часть дисков опущена в
поддон с водой. При вращении
ротора на их поверхности образуется
тонкая пленка воды, с которой
взаимодействует .поток воздуха.
Диски должны быть выполнены из
хорошо смачиваемого материала,
ся поддон, разделенный двумя например, дюралюминия или поли-
Роторный пластинчатый
тепломассообменный аппарат (РПТМ) пред- вертикальными перегородками'на винилхлорида с обезжиренной по-
назначен для тепловлажностной секции подачи и удаления воды верхностью. Рекомендуемая толщи-
обработки воздуха в системах кон- соответственно через входной и на дисков 0,7..Л,2 мм.
диционирования и вентиляции, а переливной патрубки. Для
поддержания заданного уровня воды в
также охлаждения воды в
системах оборотного водоснабжения.
Теоретические и
экспериментальные исследования, а также
режиме изоэнтальпийного увлаж-
РИС. 1. Принципиальные схемы РПТМ (а)
и процессы обработки воздуха в /,
(/-диаграмме (б)
на
многих
опыт эксплуатации
объектах показали, что в РПТМ
/
можно эфф
осуществлять
следующие процессы обработки
воздуха и охлаждения оборотной
воды при малых энергетических
затратах (рис. 1):
Воздух
изоэнтальпииное
воздуха (У);
увлажнение
политропное охлаждение возду-
очая режим охлаждения с
Подпитка
от
водопровода
ха, вкл
осушкой B, 3)\
непосредственный нагрев
воздуха с отрицательной температурой
низкопотенциальным
теплоносителем D);
d
I
политропное
увлажнение
и
нагрев воздуха E);
испарительное охлаждение
оборотной воды наружным
воздухом F).
Воздух
Кон
на
авторским
свидетельством
№ 1216576.
Принципиальная схема РПТМ
показана на рис. 2. В корпусе
аппарата размещен вращающийся
ротор, собранный из параллельно
установленных гладких дисков,
закрепленных на горизонтальном
валу. Необходимый зазор между
дисками B,3...2,5 мм)
обеспечивается с помощью установленных по
периметру ротора шпилек с
шайбами заданной толщины. Ротор
приводится во вращение
электродвигателем через редуктор.
В нижней части корпуса имеет-
Холодная
или теп/гая
вода
d
I
Воздух
Подпитка
Холодная
или
теплая жидкость
4 :•
а
ff

/ 2
J 4»
S 6 7
ВоздухГ^
РИС 2. Конструктивная схема РПТМ:
/ — диск; 2,8 — передний и задний боковые
козырьки; 3,6 — подвижный и
неподвижный козырьки; 4 — шпилька; 5 — вал; 7 —
корпус; 9, 15 — выходной и входной
воздушные патрубки; 10 — горизонтальная
пластина; 11, 14 — входной и переливной
патрубки; 12 — поддон; 13 — вертикальная
перегородка; 16 — редуктор; 17 —
электродвигатель
Технические показатели РПТМ
зависят от диаметра, толщины и
числа дисков, зазора между ними,
общей длины ротора, уровня воды
в поддоне, глубины погружения
дисков и других конструктивных
особенностей аппарата.
В настоящее время на Фурма-
новском литейно-механическом
заводе освоено серийное
производство базового РПТМ.
ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
БАЗОВОГО РПТМ
Объем обрабатываемого
воздуха, м3/ч 6000...
11000
Максимальный расход
проточной воды в по-
литропных режимах,
м3/ч
20
Аэродинамическое
сопротивление, Па 135...380
Гидравлическое
сопротивление (напор воды
у входного патрубка),
кПа (м вод. ст.) 19,6 B)
Фронтальное сечение по
воздуху, м2 0,31
Диаметр дисков, мм 600
Зазор между дисками, мм 2,3...2,5
Частота вращения ротр-
ра, мин~
12...15
Мощность привода, кВт 0,2...0,3
Габаритные размеры, мм 680Х
Х950Х
Х1000
Масса, кг
с дисками из
дюралюминия толщиной
0,7 мм 220
с дисками из поли-
винилхлорида
толщиной 0,9 мм 180
Если требуемый расход воздуха
или воды превышает номинальные
значения,то РПТМ собирают в
блоки, например,из 2, 4 и 6 аппаратов.
Экспериментальные
исследования РПТМ проведены в режимах
изоэнтальпийного увлажнения,
охлаждения с понижением энтальпии,
охлаждения с осушкой, нагрева
воздуха с отрицательной начальной
температурой (до —20 °С) и в
режиме охлаждения оборотной воды.
В результате обработки
экспериментальных данных установлено,
что с достаточной для
инженерных задач точностью процессы
тепло- и массопереноса в РПТМ
можно рассчитывать с помощью
коэффициентов эффективности,
предложенных Е. Е. Карписом:
?'=1-
t2—L
ti-t,
?=1-
м!
*м2 lw2
*м1—1.„\
A)
B)
где t% t\ — конечная и начальная
температура воздуха по
сухому термометру, °С;
^м2> *м1 — конечная и начальная
температура воздуха по
смоченному
термометру, °С;
*ш2> twi — конечная и начальная
температура воды, °С.
Значения коэффициентов
эффективности для базового РПТМ
с зазорами между дисками 2,5 мм
приведены в таблице.
Режим обработки воздуха
Изоэнтальпийное
увлажнение
Охлаждение,
охлаждение с осушкой
Нагрев при
отрицательной температуре (до
—20 °С)
Нагрев воздуха при
охлаждении оборотной
воды
Е'
0,88
0,88
1,0
0,88
Е 1
—
0,76
0,8
0,78
Они справедливы при следующих
граничных условиях:
температура, °С
минимальная
охлаждающей воды 5
максимальная
горячей воды 45
максимальная
оборотной воды 58
максимальная
охлаждаемого воздуха 40
минимальная
нагреваемого воздуха —20
максимальный
коэффициент орошения
(отношение расхода воды к
расходу воздуха),
кг/кг 2,0
При расчете РПТМ
аэродинамическое сопротивление Дра, Па,
вычисляют по формуле:
Apa=7fivl4l, C)
где Уфр — скорость воздуха во
фронтальном сечении,
м/с.
Расход воды, подаваемой на
подпитку в РПТМ, определяют с
учетом ее испарения, уноса и слива.
Потери воды, л/ч, на испарение
Сш1=1,5<3, D)
где Q — количество отводимой
теплоты, кВт.
Потери воды от уноса
составляют не более 0,2 % общего
расхода циркулирующей воды и их
можно не учитывать.
При испарении увеличивается
концентрация солей, растворенных
в циркулирующей воде, поэтому
часть воды в процессе
эксплуатации аппарата следует сливать в
канализацию и заменять свежей.
Общий расход воды на
подпитку:
G*„=l,5Q+0,002G.+ lf5Q/C, E)
где Gw — количество
циркулирующей воды, л/ч;
К — коэффициент для учета
жесткости воды,
/(=0,25... 1,0.
Примеры теплоаэродинамического
расчета РПТМ
Пример 1. Воздух в количестве
/,= 10 000 м3/ч с начальными
параметрами ^=33,0 °С, /,=57,8 кДж/кг
увлажняется и охлаждается при
постоянной энтальпии в базовом РПТМ.
Барометрическое давление 99 кПа.
Определить конечные параметры
воздуха, расход воды на подпитку и
затраты энергии в РПТМ.
Решение. По /, ^-диаграмме или
по таблицам влажного воздуха
определяем температуру воздуха по
смоченному термометру
'м1 = 'м2=19,9°С
По формуле A), приняв согласно
таблице ?'=0,88, вычисляем конечную
температуру воздуха по сухому
термометру:
t2=ti—E'(t,—tul) =33,0—0,88C3,0—
— 19,9)=21,5°С.
По формуле C) определяем
аэродинамическое сопротивление РПТМ:
ДРа=7,6 (
=7,6 (
.г.
фр-3600
10000 \ 1.71_
3600-0,31;
320 Па.
Затраты энергии на преодоление
аэродинамического сопротивления
РПТМ (с учетом КПД вентилятора,
равного 0,8)
#,=
LApa
3600-1000.0,8
10 000-320
3600-1000-0,8
= 1,11 кВт.
Суммарные затраты энергии в
РПТМ с учетом привода
W2=l,3 кВт.
По формуле E) находим общий
расход воды на подпитку:
«г
§
I
1
I
Gwn=\,b
10 000-1,2-1,005C3,0-
3600
1

-21,5)
+ 1,5<?-0,25=72 л/ч.
©>
оъ
1
I
Пример 2. Воздух в количестве
0=12 000 кг/ч с начальными
параметрами /,=33,0 °С, /,=57,8 кДж/кг и
/м1 = 19,90С охлаждается в базовом
РПТМ холодной водой с начальной
температурой twl—Sy0°C. Расход воды
Сш=18 000 кг/ч.
Определить конечные параметры
воздуха по сухому /2 и смоченному
/м2 термометрам, а также температуру
воды tw2.
Решение. Определяем
коэффициент орошения
Gw
G
18000
12 000
= 1,5 кг/кг.
Полученное его значение
соответствует указанному в граничных
условиях (менее 2). По таблице находим
значения коэффициентов
эффективности ?'=0,88; ?=0,76.
Раскрывая выражение для Е и
подставляя значения известных величин,
получим:
/м2=A-?)(/м1-^,)+^2=(Ь00-
-0,76) A9,9-8,0) +^2=2,86+^.
Из построения процесса на I, d-диаг-
рамме видно, что значение tu2 не может
быть меньше 11 °С и больше 18 °С,
что позволяет уточнить выражение для
теплового баланса:
Д/М=18-11=7°С;
/нас(Ц °С) =32,03 кДж/кг;
/насA8°С)=51,50 кДж/кг;
А/
Л/м
51,5—32,03
7-4,1868
=0,66,
где 4,1868 — удельная теплоемкость
воды, кДж/(кг'К).
Определяем значение конечной
температуры воды
t _, . 0,66(/Ml-fM2)
lw2—'til ~ й'и+
+
0,66A9,9—2,86—^2)
1,5
/.2-10,76 eC
Вычисляем значение конечной
температуры воздуха по смоченному
термометру и находим значение энтальпии:
/м2= 10,76+2,86= 13,62 °С;
/2=38,72 кДж/кг.
Определяем значение конечной
температуры воздуха по сухому термометру
'2=^2+('i-'mi)U>0-?0==13,62+
+ C3,0—19,9) X A,0—0,88) = 15,2 °С.
Пример 3. Требуется охладить
10 м3/ч воды с начальной температурой
^j=32,0°C до конечной /ю2=27,0°С.
Параметры охлаждающего воздуха:
/,=28,6 °С, энтальпия /,=55,3 кДж/кг,
*м1 = 19,2°С.
Определить расход воздуха и
количество воды на подпитку.
Решение. Вычисляем конечную
температуру воздуха по смоченному
термометру по формуле:
tM2=(\-E)(tul-twl)+tw2=
= A,0—0,78) A9,2—32,0) +27,0=
=24,18 °С.
Определяем значение конечной
температуры воздуха по сухому
термометру по формуле:
;2=A-?')('i-*mi)+'m2=A>0-
—0,88) B8,6—19,2)+24,18=25,3 °С.
По /, rf-диаграмме или таблицам
влажного воздуха находим конечную
энтальпию воздуха /2=74,0 кДж/кг.
Необходимый расход воздуха через
РПТМ
1,2(/2-/,) ~
_ 4,1868-10 000C2,0—27,0)_
~ 1,2G4,0—55,5) ~~
=9430 м3/ч,
где cw — удельная теплоемкость воды,
кДж/(кг-К).
Определяем аэродинамическое
сопротивление РПТМ:
/ L \ !>71
Др.. = 7.6 1 1 =
Ad \3fi00F '
¦o-U>(-
,1868-10 000
3600
• 5,0 V
+
+0,002-10 000+0J5X
v /4,1868» 10000-5,0\ _
X V Я600 / ~~
150 л/ч.
Фр
Находим расход воды на подпитку
при ее средней жесткости по
формуле E):
РПТМ можно применять в
промышленных цехах любого
назначения, в гражданских зданиях, в
вычислительных центрах, в подземных
сооружениях, на птицефермах, в
овощехранилищах и на других
объектах.
В настоящее время малое
предприятие «ИНВЕНТ» проводит
исследования с целью расширения
области применения РПТМ.
Предварительные результаты
показывают высокую
эффективность аппарата при глубокой
осушке приточного воздуха и при
очистке вентиляционных выбросов от
аммиака, ацетона, этилацетата,
фенола, формальдегида,
хлористого водорода и паров кислот и
щелочей.
Организации, заинтересованные
в сотрудничестве, могут
обращаться по адресу:
400003, Волгоград-3, ул.
Кузнецкая, 87/5,
малое государственное
предприятие «ИНВЕНТ».
Телефон: 44-05-17.
УДК 621.565.044
Целесообразность применения
воздушных конденсаторов
в холодильных установках
г. л. шихов
Государственно-кооперативное
объединение «Иркутскмясоагропром»
Канд. техн. наук X. А. АБДУЛЬМАНОВ
Астраханский технический институт
рыбной промышленности и хозяйства
Традиционно считается, что
основными препятствиями в
использовании воздушных конденсаторов для
непосредственного отвода теплоты
от холодильной машины являются:
довольно большие их поверхность
охлаждения и масса,
дополнительный расход электроэнергии на
привод вентиляторов, высокая
температура воздуха в летнее время.
Поэтому предпочтение чаще
отдают водяным конденсаторам.
Сравнительная оценка технико-
энергетических показателей также,
на первый взгляд, не выявляет
преимуществ воздушных
конденсаторов по сравнению с водяными.
При одинаковой тепловой
нагрузке отношение необходимых
поверхностей охлаждения воздушно-
То и водяного конденсаторов
Я,= -^- =
Если принять коэффициенты
теплопередачи &в=20 Вт/(м2-К) и
^„,= 1000 Вт/(м2-К), то при
одинаковых температурных напорах о^
и 9В отношение Пл= 1000/20=50,
а при 6Ш=5 °С и Эв=10 °С Я,=25.
Такая большая разница в
поверхностях охлаждения, казалось
бы, отрицает использование
воздушного конденсатора. Однако в
данном случае его коэффициент
теплопередачи отнесен к полной
ребристой теплообменной
поверхности.
Современная технология
позволяет изготовлять ребристые
поверхности с коэффициентом ореб-
рения 10 и 15, причем ребра могут
быть алюминиевые, небольшой
толщины @,3 мм), с двухсторонней
рабочей поверхностью. В итоге, по
габаритным размерам и массе
воздушные конденсаторы
оказываются соизмеримыми с водяными.

Например, поверхность
охлаждения конденсаторов фирмы «Фин-
коль» со стальными ребрами 920 м2,
габаритные размеры 4,2Х2,4Х
Х1,3 м, масса 1200 кг. Мощность
установленных четырех
электродвигателей вентиляторов б кВт.
Тепловая нагрузка на конденсатор
при температурном напоре 10 °С
составляет 186 кВт. Если такой
воздушный конденсатор заменить
водяным типа КТГ, то потребуется
установить конденсатор КТГ-40.
Его габаритные размеры 4,5Х0,9Х
Х1,0 м, масса 1448 кг. При
условии нагрева воды на 4 °С мощность
электродвигателя на привод
водяного насоса при его напоре
0,25 МПа и КПД OJ будет равна
4 кВт.
Таким образом, если учитывать
современную технологию
изготовления воздушных конденсаторов,
они оказываются по жжазателю
П\ предпочтительнее.
В воздушном конденсаторе
отводимая от холодильной машины
теплота сразу передается воздуху,
в водяном же конденсаторе—
воде, и только потом от нее —
воздуху в охладителе оборотной воды
или испарительном конденсаторе.
Правда, действие такого мощного
фактора отвода теплоты, как
испарение, позволяет получить
температуру воды ниже температуры
воздуха, но это справедливо только
в жаркие летние дни при
небольшой относительной влажности
воздуха.
С учетом изменения
технологической нагрузки и параметров
воды и воздуха преимущества
воздушных конденсаторов становятся
совершенно очевидными.
При одинаковом нагреве
воздуха и воды отношение их объемных
расходов
Л2= ?=?*?* = !™_^=3230,
Vw Звсв ьЗ-1
где qw, qb — плотность воды и
воздуха, кг/м3;
cw> сь— удельная
теплоемкость воды и воздуха,
Дж/(кг-К).
Отношение необходимой
мощности электродвигателей
вентиляторов воздушного конденсатора к
мощности электродвигателей
водяных насосов (при условии, что КПД
вентилятора равен КПД насоса,
напор вентилятора 200 Па, напор
водяного насоса 0,25 МПа):
/73=^=3230mL=2'584-
Следовательно, мощность
электродвигателей вентиляторов в 2,6
раза больше мощное»
электродвигателей водяных насосов.
Если снова срашкл воздушный
конденсатор фирмы «гФинколь> с
2 Холодильная техника № 9
водяным конденсатором КТГ-40,
то по показателю #з предпочтение
следует отдать первому. С учетом
еще и эксплуатационных
преимуществ воздушных конденсаторов
можно не сомневаться в
целесообразности расширения их
использования.
Не нужно считать серьезным
препятствием к применению
воздушных конденсаторов высокую
температуру воздуха в летнее
время. Во многих регионах страны она
бывает очень непродолжительное
время.
Как показали трехлетние
наблюдения A987—1989 гг.), в Иркутске
среднедекадная температура
воздуха летом бывает не выше 20 °С.
Только в отдельные дни столбик
термометра на несколько часов
поднимается за 30-градусную
отметку. По данным СНиП [6], в
г. Бодайбо (Иркутская обл.)
температура воздуха превышает 20 °С
в течение 638 ч, 25 °С — 314 ч,
30 °С — 34 ч, 34 °С — не более
1 ч за год. Продолжительность^
стояния температуры воздуха 30 °С
и выше в Ленинграде не более
2 ч за год, в Москве—9 ч, в
Астрахани — 307 ч.
Температурный напор в
воздушном конденсаторе принимается в
пределах от 6 до 15 аС. По
расчётам |1], оптимальный
температурный напор при переменном расходе
холода изменяется от 5 до 10 °С
(причем, чем выше стоимость
электроэнергии, тем ниже оптимальный
температурный напор). Если
принять температурный напор,
например, 10 °С, то температура
конденсации в условиях Москвы будет
выше 40 °С в течение 9 ч, в
Ленинграде— 2 ч за год.
Выпускаемое же холодильное оборудование,
как правило, бывает рассчитано на
температуру конденсации до 50 °С.
Многие фирмы поставляют
воздушные конденсаторы с
форсунками для распыления воды при
высокой температуре воздуха. Перед
конденсатором воздух
адиабатически увлажняется, в результате
чего его температура падает на
несколько градусов.
Снижение температуры воздуха
приводит к уменьшению давления
в конденсаторе, что способствует
экономии электроэнергии при
выработке холода, но затрудняет подачу
хладагентов в испарительную
систему, особенно при наличии термо-
регулирующих вентилей. Этого
можно избежать, если установить
насос для жидкого хладагента
после линейного ресивера [2, 4].
Низкая температура воздуха в
зимнее время (низкое давление в
конденсаторе) не позволяет
оттаивать снеговую шубу с поверхности
охлаждения горячими парами
хладагента (за счет теплоты,
конденсации). В этих условиях в период
оттаивания следует повысить
давление в конденсаторе путем
отключения части вентиляторов или
использовать, например,
электрообогрев, теплую воду.
В работах [1,3] преимущество
воздушных конденсаторов перед
водяными обосновывается
дефицитом воды, исключением таких
нежелательных явлений, как нарастание
водяного камня, коррозия,
уменьшением расхода электроэнергии на
выработку холода. Воздушные
конденсаторы удобны для
транспортных холодильных установок и
децентрализованных систем
охлаждения.
Как показывают наши
исследования, воздушные конденсаторы
эффективнее водяных при
машинной выработке холода с
использованием природного холода —
воздуха низкой температуры [5].
Установленная мощность
холодильной установки при этом, как
правило, не снижается.
Дополнительные затраты на устройства для
подачи холодного наружного
воздуха окупаются только за счет
экономии средств на оплату
электроэнергии. Поэтому прямой способ
использования природного холода
становится порой
нецелесообразным, даже при условии
повышения цен на электроэнергию [7].
К тому же непосредственно
подавать наружный воздух в
охлаждаемое помещение иногда
оказывается невозможно из-за его
санитарного или температурно-влажно-
стного состояния.
Более предпочтителен
косвенный способ использования
природного холода — с помощью
термосифона, хотя он менее эффективен
из-за неизбежных температурных
напоров в конденсаторе и
испарителе термосифона. При косвенном
способе достаточно все
конденсаторы термосифонов объединить в
единый аппарат,^ который будет
служить конденсатором
холодильной установки, и сохранить способ
подачи хладагента в ее
испарительную систему. В такой схеме
холодильные компрессоры
работают с меньшим отношением
давлений конденсации и кипения,
сокращается расход электроэнергии на
их привод.
Таким образом, основой
рационального использования
природного холода является применение в
холодильной установке воздушных
конденсаторов (с непременным
соблюдением условия — не
повышать искусственно давление в них
в холодный период года).
Это подтверждают расчеты
эксплуатационных показателей
холодильной установки Иркутского
мясокомбината, проведенные для
существующей системы оборотного
водоснабжения с водяными
конденсаторами типа КТГ и для варианта
системы охлаждения с воздушными
конденсаторами вместо водяных.

3,тыснВтч/мес
1500\
8
а
i
МкВтч/суг
\50000
WOO
\50000
\20000
\10000 -20
J, XW*.
РИС. 1. График, отражающий работу
холодильной установки Иркутского
мясокомбината:
/ — лимит; 2 — фактический расход
Данные для расчета взяты из
журналов суточной работы машинного
отделения холодильника и записей
на электроподстанции за 1988 и
1989 гг.
^ ^ <§ ^ ^
Как показано на рис. 1,
максимальная выработка холода в
условиях ярко выраженной сезонности
работы холодильной установки
приходится на сентябрь — период
массового поступления скота на
переработку. Соответственно на
сентябрь приходится
максимальный расход электроэнергии Э по
мясокомбинату в целом (отдельный
учет по холодильнику не ведется).
йд, тыс.ккал/мес
500
ЧОО
500
200
WO
-50
Э,тыскВтч/мес\
!!11§з l'f f 4 I
По изменению суточного расхода
электроэнергии за сентябрь видно,
что 50—60 % ее потребляет
холодильная установка (в субботу и
воскресенье, когда работает только
холодильник, расход
электроэнергии на 40—50 % снижается).
На рис. 1 показано также
изменение температуры наружного
воздуха tH (по данным Иркутской
метеостанции), температуры
конденсации tK в водяных конденсаторах
типа КТГ и ожидаемой
температуры конденсации t'K в воздушных
конденсаторах с температурным
напором 10 °С.
По приведенным данным
вычислено, что расход
электроэнергии на работу холодильной
установки мясокомбината при условии
использования воздушных
конденсаторов снизится примерно на 25 %
(экономия электроэнергии составит
3 млн 75 тыс. кВт-ч вггод на сумму
примерно 61 тыс^р.)^
Расчеты, вып$л#е#ные по
данным, взятым из ^курцала суточной
работы машинного отделения и
другой документации
мясокомбината, конечно, не могут претендовать
на большую точность, но все же
позволяют сделать вывод, что
воздушные конденсаторы
способствуют более полному использованию
природного холода и тем самым
снижению расхода электроэнергии,
уменьшению продолжительности
работы холодильных компрессоров,
создают благоприятные условия
эксплуатации конденсаторной
группы.
Проанализирована также
работа холодильной установки
Ангарского мясоперерабатывающего
завода. На заводе нет убойного
цеха, ограничена первичная
холодильная обработка мяса,
холодильная установка эксплуатируется в
основном равномерно в течение
года. Поэтому графики выработки
холода и расхода электроэнергии
(рис. 2) отличаются от подобных
графиков для холодильной
установки Иркутского мясЪкомбината.
Экономия электроэнергии при
условии применения воздушных
конденсаторов должна составить, по
результатам анализа и расчета,
284 тыс. кВт-ч. В расчете не
учитывали расход электроэнергии на
привод вентиляторов воздушных
конденсаторов, там как он
соизмерим с расходом эдектроэнергии на
привод водяных rfacocoB
существующего оборотного
водоснабжения конденсаторов типа КТГ и на
привод вентиляторов градирни.
Для практической проверки
проведенных расчетов и изучения
эксплуатационных особенностей на
Ангарском мясоперерабатываю-
0i
РИС. 2. График* отражающий работу
холодильной установки Ангарского
мясоперерабатывающего завода

щем заводе будут установлены
воздушные конденсаторы Болоховско-
го опытно-механического завода.
Они должны быть подключены
параллельно действующим
конденсаторам КТГ.
На рис. 3 приведена
принципиальная схема трехтемпературной
аммиачной холодильной установки
с воздушным конденсатором. В
схему включен самостоятельный
конденсатор термосифона для отвода
теплоты от объектов с высокой
температурой (например,
колбасный цех). Целесообразно
предусмотреть, как показано на схеме,
воздушный переохладитель
жидкого аммиака. Экономия
электроэнергии при его использовании будет
незначительной, примерно 0,5 % на
1 °С переохлаждения, но это
обеспечит более1 устойчивую работу
включаемого при низких
температурах наружного воздуха
аммиачного насоса, установленного после
линейного рекШера.
Воздушный'переохладитель
жидкого аммиака рекомендуется
применять в целях экономии
электроэнергии в находящихся в
эксплуатации холодильных установках с
оборотной системой
водоснабжения, как это показано на рис. 4.
От использования такого
переохладителя в холодильной установке
Иркутского мясокомбината с
общегодовым расходом электроэнергии
7380 тыс. кВт-ч экономия ее
составила бы 243 тыс. кВт-ч в год.
В работе [8] предлагается при
\ К дренажному
р ecu деру
РИС. 3. Принципиальная схема аммиачной
холодильной установки с воздушным
конденсатором:
/ — компрессор; 2 — конденсатор
термосифона; 3 — оттаивательный трубопровод;
4 — воздушный конденсатор; 5 —
переохладитель жидкого аммиака; 6 —
аммиачный насос; 7 — линейный ресивер; 8 —
компрессор нижней ступени; 9 —
компрессор верхней ступени; 10 — промежуточный
сосуд; // — проходной вентиль; 12 —
регулирующий вентиль и;оаь
г
-4JJ3-
Аммиак L.
чиик ^-
4/ ?¦
I
р*
tat-tt
низкой температуре наружного
воздуха предусматривать
рециркуляцию жидкого хладагента по схеме
воздушный конденсатор —
испаритель. Видимо, такая схема
приемлема только для однотемператур-
ной холодильной установки. В
многотемпературной холодильной
установке схема использования
природного холода будет сложнее.
Проведенные исследования
дают основание надеяться, что
воздушные конденсаторы найдут
широкое распространение как в
малых, так и крупных холодильных
установках.
Список литературы
1. Абдульманов X. А.,
Васильев В. Я. Сравнение эффективности
аммиачных холодильных машин с
воздушным и водяным охлаждением
конденсаторов // Холодильная
техника. 1973, № 8.
2. М е д о в а р Л. Е. Целесообразность
применения насосных фреоновых си-
УДК 536.24.001.5
см=*н
®74
С
~т
"О"
G3
РИС 4. Включение воздушного
переохладителя жидкого аммиака в схему
холодильной установки с водяным
конденсатором (а) и процесс переохлаждения
жидкого аммиака на s, Г-диаграмме (б):
/ — реле разности температур; 2 —
нагнетательный аммиачный трубопровод; 3 —
соленоидный вентиль; 4 — конденсатор; 5 —
линейный ресивер; 6 — термогильза; 7 —
воздушный переохладитель
стем при использовании
естественного холода // Холодильная
техника. 1989, № 6.
3. О выборе экономичного типа
конденсаторов холодильной установки
для различных климатических зон /
А. А. Гоголин, Н. М. Медникова,
О. В. Косой, Г. Н. Потапчик //
Холодильная техника. 1979, № 6.
4. Плотников В. А. Модернизация
судовой холодильной установки //
Холодильная техника. 1990, № 4.
Шихов Г. Л.,
Абдульманов X. А. Применение
естественного холода при производстве
мясных продуктов // Молочная и мясная
промышленность. 1991, № 2.
С Н и П II А. 6—72.
Соколова И. В., Чабан Н. В.
Охлаждение пищевых продуктов
наружным воздухом // Холодильная
техника. 1989, № 6.
Филиппов Э. Б., Клепан-
да А. С, Пашко П. В.
Расширение температурного диапазона
работы фреоновой холодильной
машины // Холодильная техника. 1990,
№ 11.
5.
6.
7.
8.
Теплоотдача при движении
двухфазного потока смесей аммиака
с маслом в обогреваемых змеевиках
А. Н. РАСЩЕПКИН,
д-р техн. наук, проф. Г. Н. ДАНИЛОВА,
канд. техн. наук В. М. АЗАРСКОВ
лтихп
Во многих типах
воздухоохладителей применяют плоские змеевики,
состоящие из вертикального ряда
горизонтальных труб, соединенных
калачами.
Авторам статьи известно лишь
©>
©>
«г
а»
н
й
*
2

8
I
одно исследование теплоотдачи к
смеси аммиака с маслом в тепло-
обменном аппарате подобной кон-,
струкции [1]. Эксперименты
проведены при нижней подаче
хладагента в змеевик в диапазоне
массовых расходных паросодержа-
ний двухфазного потока х = 0,015...
0,23 кг/кг. Установлено, что при
температуре кипения /о=— 25 °С,
плотности теплового потока </ =
= 6300 Вт/м2 и массовой скорости
хладагента дор = 65 кг/ (с«м2)
средние коэффициенты
теплоотдачи смеси аммиака с маслом Са-
pella D по сравнению с чистым,
без примеси масла, аммиаком
меньше при массовой расходной
концентрации масла ? = 0,33 % в 2—
3 раза, а при | = 2 % в 5—9 раз.
Существенное снижение
теплоотдачи отмечается при внутритруб-
ном кипении смеси аммиака с
маслом в теплообменных аппаратах
и других конструктивных типов [2].
При наличии наружного оребре-
ния змеевиков воздухоохладителей
термическое сопротивление со
стороны смеси аммиака с маслом
(даже при небольшой концентрации
масла) может быть соизмеримо
с термическим сопротивлением со
стороны воздуха. Поэтому
получение данных о внутреннем
теплообмене важно как для
обоснованного проектирования аммиачных
воздухоохладителей (и камерных
охлаждающих батарей), так и для
выявления рациональной степени
отделения масла в
маслоотделителях аммиачных холодильных
установок.
В настоящей статье
представлены некоторые результаты
экспериментального исследования этой
проблемы в Ленинградском
технологическом институте
холодильной промышленности.
Методика исследования
позволила установить зависимость
коэффициента теплоотдачи a = f(x) при
различных и независимо
изменяемых параметрах дор, ?, q и to.
Экспериментальный стенд
(рис. 1). Стенд состоял из
замкнутого контура циркуляции аммиака,
разомкнутой системы подачи
масла в экспериментальный
испаритель и системы охлаждения и тер-
мостатирования. Для циркуляции
аммиака использовали
шестереночный насос с приводом от
электродвигателя постоянного тока.
Расход аммиака измеряли мерным
сосудом, а также в течение
опыта контролировали ротаметром.
Парогенератор обеспечивал на
входе в испаритель заданное паро-
содержание двухфазного потока.
Экспериментальный испаритель
представлял собой элемент
змеевика аммиачного воздухоохладителя.
Он состоял из четырех гладких
стальных труб диаметром 25X
Х2,5 мм, длиной 1500 мм каждая,
соединенных между собой калача-
РИС. 1. Экспериментальный
стенд:
/ — экспериментальный
испаритель; 2—отделитель
жидкости и масла; 3 —
конденсатор; 4 — мерная
емкость; 5 — ресивер; 6 —
переохладитель; 7 — насос;
8 — масляный ресивер; 9 —
редуктор; 10— баллон с
сжатым воздухом; // —
регулирующий вентиль; 12 —
ротаметр; 13
—парогенератор; 14 —
дифференциальный манометр
ми с радиусом поворота 40 мм.
Для измерения температуры
стенки змеевика с ее наружной
стороны в 14 сечениях по ходу
хладагента и четырех точках по
периметру каждого сечения были
заделаны 56 термопар. На трубы
поверх электроизоляции намотаны
ленточные электронагреватели из
нихрома. В начале и конце
каждой трубы находились камеры
отбора давления, соединенные с
дифференциальным манометром.
На входе и выходе к змеевику
подключены стеклянные трубы для
наблюдения за режимом течения
хладагента.
В экспериментах применяли
верхнюю подачу аммиака в
змеевик испарителя.
Масло ХА-30 в змеевик
испарителя подавалось под действием
разности давлений в нем и
масляном ресивере через капиллярную
трубку, введенную в канал на
входе в испаритель. Расход масла
регулировали вентилем и
измеряли объемным методом.
Из испарителя смесь аммиака
с маслом поступала в отделитель
жидкости и масла, откуда масло
периодически удаляли. Пар
направлялся в конденсатор. Неиспа-
рившаяся жидкость сливалась в
ресивер. Аммиак из конденсатора
поступал в этот же ресивер, а из
него — в переохладитель, что
обеспечивало стабильную работу
аммиачного насоса.
Температура кипения
хладагента в экспериментальном контуре
поддерживалась с точностью
±0,05 °С с помощью систем
охлаждения и термостатирования.
При достижении необходимой
температуры кипения на
электронагреватели змеевика подавали
нагрузку, соответствующую
плотности теплового потока, и
устанавливали расход масла. После
появления масла на визуальном
участке на выходе из змеевика
измеряли следующие параметры:
температуру стенок труб змеевика,
давление и температуру кипения
хладагента, перепад давлений в
змеевике, расход циркулирующего
жидкого аммиака, конденсата и
масла, электрическую мощность,
подводимую к
электронагревателям змеевика и парогенератору.
Расхождение значений тепловой
нагрузки, подведенной
электронагревателями и определенной по
расходу конденсата/ не
превышало 5 %. ,w:x<i
Распределение х по длине
змеевика находили из уравнения
теплового баланса, предполагая,
что вся подводимая теплота
расходуется на парообразование.
Локальные коэффициенты
теплоотдачи определяли для каждой
трубы по средней для сечения
температуре ее стенки и локальной
температуре кипения,
рассчитанной с учетом перепада давлений.
Для установления зависимости
a=.f(x) в каждой серии опытов
(при постоянных конкретных
значениях q, /о, I и WP)
использовали экспериментальные данные
для второй, третьей и четвертой
труб. Это позволило в
определенной степени учесть влияние
поворотов змеевика на эту зависимость,
исключить случайные отклонения
от установившихся условий
течения двухфазного потока и потому
рассматривать найденную
зависимость как характерную для
змеевиков любой длины.
Условия проведения
экспериментов. Теплоотдачу изучали в
диапазоне оур = 6ь..68 кг/ (с-м2) и
| = 0,1 .5 % в основном при q =
= 2000 Вт/м2 и (о==— 20 °С. Для
выявления влияния значений q и
/о на теплоотдачу отдельные
опыты выполнены в диапазоне q =
= 200..,3500 Вт/м2 при /0=—20,
—10 и 5 °С и определенных
значениях Wp И ?. '8Т.>с
Визуальные '* Нйблюдения. При
шр^7 кг/^с-м2) у парожидкост-
ной смеси отмечался расслоенный
режим течения. При этом масло
во всех опытах вследствие
большой плотности находилось в
нижней части трубы, а жидкий
хладагент — над ним. «Изредка
наблюдались колебания уровня
хладагента и способствующие движению
масла в змеевике редкие
пульсации при g«rfl,&иб %< Наличие
масла при определенных условиях

увеличивало долю смоченного
периметра трубы за счет подъема
уровня-жидкого хладагента.
Одновременно нижняя часть сечения
трубы, занятая маслом,
практически исключалась из
теплообмена.
При wp^lS кг/ (с-м2) течение
парожидкостной смеси
сопровождалось регулярными
значительными пульсациями, вызванными
неравномерностью расхода жидкости
и пара через повороты змеевика
и появлением из-за этого в них
вторичных течений, паровых и
жидкостных пробок. Наложение их на
расслоенный режим течения
парожидкостной смеси приводило к
волнообразованию в слоях
хладагента и масла, возникновению брызг
и периодическому частичному или
полному смахиванию верхней части
трубы. Частота и интенсивность
пульсаций и. следовательно,
эффективность ^сма^чивания всей
поверхности трубы усиливались с
ростом дор и ?. Все это создало
сложный, неоднозначный характер
изменения коэффициента
теплоотдачи по длине змеевика в
зависимости от режимных параметров.
Наибольшее влияние на
интенсивность теплоотдачи в условиях
опытов оказывали шр, х и |.
Результаты исследования
теплоотдачи при wp = 6...7 кг/ (с-м2)
и t0= — 20 °G (скорость
циркуляции ш0=0,009...0,01 м/с). Эти
эксперименты выполнены при
следующих условиях: 4 = 200 Вт/м2 для
1=1,5 и 5%, 4=500 Вт/м2 для
1=1,5; 3 и 5%, 4=2000 Вт/м2
для ?=1,5 %.
С возрастанием х во всех
случаях значения а уменьшались,
зависимых параметров, по
результатам опытов оказалось
невозможным из-за небольшого диапазона
изменения их значений и слабого
влияния на теплоотдачу.
Полученные в большинстве
(90 %) экспериментов локальные
коэффициенты теплоотдачи а
(рис. 2) при jc = 0...0,95, 4 = 200...
2000 Вт/м2 и |=1,5...5% с
максимальной погрешностью ±30 %
обобщаются уравнением
' а = 98,3A+*)~2'22. A)
Средний для змеевика
коэффициент теплоотдачи а при
заданном хкон на выходе (на входе
хнач = 0) может быть определен
из соотношения, справедливого
для тех же значений q и ?, что
и уравнение A):
а = 80,6[1-A+хкон)-1'22]—.B)
•^кон
По длине трубы а в
рассматриваемых условиях изменяется от
100 до 25 Вт/ (м2-К), что в
десятки раз меньше, чем при течении
чистого аммиака [в опытах с
чистым аммиаком с ростом х значение
а падало с 1000 до 800 Вт/(м2-К)].
Таким а соответствуют
температурные напоры между стенкой
трубы и хладагентом 2...8 °С при
4 = 200 Вт/м2, 5...20 °С при q =
= 500 Вт/м2 и 20...80°С при
4 = 2000 Вт/м2.
Эти данные позволяют
определить максимальную плотность
теплового потока в реальных
воздухоохладителях (и камерных
охлаждающих батареях), где
температурный напор между воздухом и
хладагентом составляет 10...12QC,
а между стенкой трубы и
хладагентом даже при равенстве их
тепловых сопротивлений не превышает
4...5 °С. При таких температурных
напорах, а также при to= —20 °С,
| = 0,5...5% и wp = 6...7 кг/(с-м2)
максимальная плотность теплового
потока равна 200 Вт/м2, если х^
>0,4, и 500 Вт/м2, если х<0,1.
Значения 4>500 Вт/м2 при
наличии масла в реальных аппаратах
и шр^7 кг/ (с-м2) получить не
удается.
Результаты экспериментов при
wp = 18...68 кг/ (с-м2) и /0 =
= -20°С (i0o = 0,03...0,1 м/с).
Такие массовые скорости наиболее
характерны для работы
воздухоохладителей с принудительной
циркуляцией хладагента.
В этой серии опытов
исследовали влияние присутствия масла
в хладагенте на теплоотдачу при
4= 1000...2000 Вт/м2, wp=\S и
25...29 кг/ (с-м2). В диапазоне
концентраций масла ? = 0,5...5 %
коэффициенты теплоотдачи к смеси
аммиака с маслом были в 4—
б раз меньше, чем к чистому
аммиаку. Зависимость a = f(x) —
т. е. изменение а по ходу
змеевика — имела довольно, сложный
индивидуальный характер для
каждого частного сочетания дор, ? и
4 (рис. 3).
Влияние концентрации |
качественно и количественно проявлялось
по-разному в зависимости от
массовой скорости дор. Так, при дор =
= 18 кг/ (с-м2) значения
коэффициента теплоотдачи а возрастали
с увеличением ? от 0,5 до 3 %,
при дор = 25 кг/ (с-м2) были
практически одинаковы, а при дор =
= 40...68 кг/ (с-м2) уменьшались.
s
1
I
аф!/(м*-Ю
0,1 0,2 0,5 ОЛ 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9х,кг/кг
что свидетельствует о сокращении
смачиваемой: поверхности трубы
из-за снижения уровни жидкости
в условиях расслоенного режима
течения. При Jt = iderji
наблюдалась тенденция возрастания а при
увеличении \ от 1,5 до 3 % и
уменьшения а при переходе \ от
3 к 5 %. Степень влияния х на
а при 4 = 2000 Вт/м2
чем при 4 = 200 л 500 Вт/м2
Найти математические
соотношения, отражающие,
(количественное влияние на «/каждого из
неменьшая,
„2
РИС. 2. Локальные
коэффициенты теплоотдачи a
при wq=6...7 кг/(с-м2),
*0=— 20 °С
D>
РИС. 3. Локальные
коэффициенты теплоотдачи а при
to= — 20 °С, <7=200О Вт/м2:
а — йуд=68 кг/(с-м2); б —
Ш(э=40 кг/(с-м2); в —
wq=\S кг/(ом2)
ои,вгп/(мг Н)
750
500
750
500
oUQ
250
L
:Ч~
V
*-х-*
Sv*
/
?-о
^
&
*^х
Г^
а
5
>
5
—х\—
—— X——
-йг—
"о
V
о
X
D
^
-*^V
¦,*|
-0,5
- s
\
0,1
0,2 0,3 0,4 0,5 0.6x,itt/to

§5
s
i
1
I
Влияние возрастания массовой
скорости на теплоотдачу в
сопоставимых условиях было
положительно и весьма существенно.
В интервале изменения х = 0,05...
0,5 для дор=18...25 кг/ (с-м2) и
х = 0,02...0,3 для шр = 40...
68 кг/ (с-м2) экспериментальные
данные (рис. 4) с приемлемой для
технических расчетов точностью
можно описать уравнением:
а = Ах°>\ C)
где A=f(l, wp).
к,Вт/(мгК)
0,2 х,кг/кг
РИС. 4. Локальные коэффициенты
теплоотдачи а при *0= —20 °С, <7=2000 Вт/м2,
ж=0,02...0,3:
/ — шр=68 кг/(с-м2); 2 — шд= 18 кг/(сХ
Хм2)
Пределы указанных значений х
значительно перекрывают значения
*кон для реальных длин змеевиков
воздухоохладителей.
В соответствии с уравнением C)
средний коэффициент теплоотдачи
при тех же условиях описывается
уравнением:
а = 0,91 А
¦^кон -^нач
D)
На рис. 5 показаны кривые А =
= /(?, wp), иллюстрирующие
влияние | и wp на а.
Влияние q и to на теплоотда-
А**/х°>1
50 wfiKzflc*2)
РИС. 5. Зависимость Л=а/дс°'! от массовой
скорости wq при *о= —20 °С, q—
= 2000 Вт/м2, ?=var:
/ — по опытным точкам; 2 —
экстраполяция
чу изучали в диапазонах wp =
= 18...40 кг/(с-м2) и?=1,5...3%.
С ростом q от 1000 до 3500 Вт/м2
при /о=— 20 °С теплоотдача
увеличивалась примерно на 10 %,
когда цур = 40 кг/(с-м2), и не
изменялась, когда wp =18 кг/ (с-м2).
Изменение температуры кипения
от —20 до — 10°С при q =
= 2000 Вт/м2 и шр=18 кг/ (с-м2)
приводило к уменьшению а на 20—
25 %, а при таком же значении
q и аур = 25...40 кг/(с-м2) —к
некоторому увеличению а.
С учетом этих данных по
уравнениям C) и D) и графикам
рис. 5 можно найти локальные
по длине змеевика и средние
коэффициенты теплоотдачи при
о;р=18....68 кг/(с-м2), t0=— 20...
-10°С и q= 1000...3500 Вт/м2.
Результаты исследования
потерь давления. По измеренным
данным были определены потери
напора из-за трения Артр на
прямолинейных участках и местные
потери напора в калачах
змеевика Ар™ в зависимости от х. По-
РИ€. 6. Зависимость
потерь давления (Ар/
/)тр от массовой
скорости wp при *о=— 20 °С,
?=2000 Вт/м2:
а -1=0,5%, 6-1=
= 1,5%
(АрА)тр, /7а/м
го
терями давления на ускорение из-
за их малости пренебрегали.
Зависимость ДрТр=/(*) при
всех указанных выше условиях
имела характер, близкий к линейному.
Потери давления (Д/?//)тр и Д/?Кл
увеличивались с ростом wp, x, | и
понижением температуры кипения
*о (давления кипения р0).
Результаты опытов при i0= — 20 °С и
значениях ? = 0,5 и 1,5%
представлены на рис. 6.
На основании обработки
опытных данных получены следующие
эмпирические формулы:
(Ар/1)тр = а + Ьх; E)
Дркл=1,33(Л/?//)тр, F)
где а=1,5(р0-Ю-5)-3'56оур1'77Гг;
6 = 7,73 (ро-10-5)-3-92^р^2;
m = 9,3 аур-0'76, « = 2,06 при
/0=_20°С;
т = 0,88, я = 2,36 при /0 =
= —10 °С.
В формуле F) коэффициент
1,33 — эквивалентная длина
калача, м.
По формулам E) и F) можно
установить распределение потерь
давления в зависимости от х, ас
учетом балансового соотношения
Ax=Dq/dBHr)M,
где dBH — внутренний диаметр
трубы, мм;
г — теплота фазового
превращения, Дж/кг,
— распределение потерь давления
(Д/?//)тр по длине змеевика.
Полные потери давления в
змеевике с общей длиной труб L и
числом труб I можно рассчитать
по формуле
ДрполН=(А/?//)тр1 + Аркл(/— 1), G)
где (Ар//)тр и Ар™ определяются
из уравнений E) и !F) при
подстановке в них ч
•*ср == 0,0 (Хнач ~Г -^кон)-
(Др/1)то,Ла/«
750
500
250
W бОщкгЛсн2) О 20
/ о,/\
У0
W 60иркгЛс#г)
Таким образом, результаты
экспериментов показали, что при
движении в обогреваемых трубах
смеси аммиака с маслом
теплоотдача значительно меньше, а потери
давления больше, чем при
движении чистого аммиака. Это следует
учитывать при проектировании
воздухоохладителей, а также
камерных охлаждающих батарей.
Список литературы ¦
1. Chaddok I./'yBu ss а г d G. //
ASHRAE Transactions. 1986, V. 92,
part \k,m—Ш
2. Shah C//ASHRAE Transactions.
1978, V. 84, part 2, 38—59.

УДК 536.244
Исследование теплоаэродинамических
характеристик шахматных пучков
с нетрадиционной компоновкой
оребренных труб
Канд. техн. наук В. Б. КУНТЫШ
Архангельский лесотехнический институт
Н. Н. СТЕНИН
Архангельский педагогический институт
Канд. техн. наук Л. Ф. КРАСНОЩЁКОВ
ВНИИ гидромеханизации, санитарно-технических и специальных строительных
работ (Ленинград)
Пучки из труб со
спирально-накатными алюминиевыми ребрами
нашли широкое применение в
теплообменниках различного
назначения — воздухонагревателях
установок вентиляции ri
кондиционирования воздуха^/ тешщобменных
секциях аппзрартга двоедушного
охлаждения энергоносителей, теп-
лоутилизаторах
низкопотенциальной теплоты, воздухоохладителях
и конденсаторах холодильных
установок и станций хладоснабжения.
Для всех трубных пучков этих
теплообменников допускаемый
перепад давлений по воздуху
ограничен невысоким значением.
Указанное ограничение выполнимо
при низких скоростях воздуха в
сжатом сечении пучка, что
обычно достигается увеличением
поперечного шага труб в решетке,
сопровождающимся ростом
размеров фронтального входного
сечения, габаритов ~ и массы диффу-
зорно-конфузорных устройств,
сопрягаемых с межтрубным
пространством теплообменника. Во
избежание этого необходимо
увеличить сжатое сечение пучка при
одновременном уменьшении
фронтального. Это обеспечит большое
проходное сечение по воздуху на
РИС. 1. Схема компоновки оребренных
труб в зигзагообразном пучке:
/, 2 — оребренные трубы, / — IV —
поперечные ряды оребренных труб
единицу входного фронтального
сечения.
Разработанный авторами
шахматный поперечно-обтекаемый
пучок с нетрадиционной компоновкой
(рис. 1) оребренных труб
удовлетворяет указанным требованиям.
Его конструкция получена на базе
шахматного равностороннего пучка
оребренных труб путем
преобразования поперечных рядов в
зигзагообразные.
Трубный пучок состоит из
четырех поперечных рядов
оребренных труб. Трубы 2 смещены по
продольной оси в направлении
движения воздуха на величину е
относительно труб /. Компоновочные
параметры труб такого пучка
полностью определяются значениями
диагонального шага s? и
величиной е.
Расчетные формулы для
вычисления поперечного si,
продольного s2 шагов, угла р в
зависимости от si и е приведены в [3].
Там же показано, что
зигзагообразный пучок имеет меньшую
ширину, чем традиционный
шахматный, так как он сжимается с
боковых сторон в «гармошку» и
вытягивается по глубине в
направлении движения воздуха.
Исследование [2]
теплоаэродинамических характеристик
зигзагообразных пучков из
биметаллических труб с накатными
алюминиевыми ребрами Костромского
калориферного завода подтвердило
наряду с конструкторско-компоно-
вочными преимуществами и
энергетическую эффективность таких
пучков в некотором диапазоне
относительного смещения e/s^
Цель статьи — дальнейшее
накопление экспериментальных
данных и получение зависимостей
для расчета коэффициента
теплоотдачи и аэродинамического
сопротивления зигзагообразных
пучков из оребренных труб,
применяемых в системах
кондиционирования воздуха и теплообменных
секциях аппаратов холодильных
установок.
Опытные пучки собирали из
биметаллических труб с накатными
двухзаходными ребрами из
алюминиевого сплава АД 1М со
следующими параметрами, мм: наружный
диаметр ребра d = 49,5, высота
ребра А=10,7, шаг ребра s = 3,38,
средняя толщина ребра Д = 0Д
диаметр ребра у основания do =
= d — 2h — 28,1. Коэффициент
оребрения трубы ф = 9,91. Ребра
накатаны на стальной трубе с
наружным диаметром dH = 25 мм и
толщиной стенки.2 мм.
Исследовали десять
четырехрядных по ходу воздуха
шахматных пучков.
Базовые пучки № 1 и № 6
имели традиционную компоновку
труб — в вершинах
равностороннего треугольника. Шаг труб в
пучке № 1 — si=S2=58 мм, в
пучке № 6—si=S2=52 мм. При
выборе численного значения шага
руководствовались запросами
промышленности.
Пучок № 1 трансформирован
в нетрадиционные зигзагообразные
пучки № 2— №5 путем
смещения оребренной трубы на
величину е, соответственно равную 5,
10, 20 и 25 мм.
Пучок № 6 трансформирован в
пучки №7 — №10 путем
смещения оребренной трубы на
величину еу соответственно равную 5,
10, 18 и 25 мм.
Среднедиагональный шаг в
пучках № 2—№ 5 равен, 58 мм,
а в пучках № 7 — № 10 — 52 мм.
Опыты проводили в
разомкнутой аэродинамической трубе с
поперечным сечением 350X350 мм
[1] по общепринятой методике для
подобных исследований [2]. В
каждом поперечном ряду пучка
монтировали шесть труб. У боковых
стенок устанавливали полутрубки,
обеспечивающие постоянное
сжатое поперечное сечение для
прохода воздуха.
Теплоотдачу исследовали
методом локального теплового
моделирования с помощью
пароэлектрического калориметра,
последовательно устанавливаемого в
середине I, II и III рядов пучка.
Температура кипения воды внутри
трубки-калориметра составляла
100 °С.
В экспериментах определяли
приведенный коэффициент
теплоотдачи 1-го ряда а, по средней
разности температур поверхности
стенки трубы у основания ребра
и набегающего на пучок воздуха
относительно полной площади
внешней поверхности оребренной
трубы. Опытные данные
обрабатывали в безразмерном виде с
использованием следующих чисел
подобия:
Nu,= ^;
Nu=^;
О?
%
2
3
I
Re =
wdo

Eu =
Ар
pw2
где Nu/, Nu — число Нуссельта
для данного ряда
труб и среднее для
пучка;
а/, а — средний
приведенный коэффициент
теплоотдачи /-го
ряда и пучка,
Вт/(м2-К);
К — теплопроводность
воздуха, Вт/(м • К);
Re — число Рейнольде а;
w — скорость воздуха в
наименьшем
сжатом сечении пучка,
м/с;
v — кинематическая
вязкость воздуха,
м2/с;
Ей — число Эйлера;
Др — перепад
статического давления
воздуха в пучке, Па,
р — плотность воздуха,
кг/м3.
Физические свойства воздуха
X, v, p принимали по его средней
температуре в пучке.
Максимальная относительная
квадратичная погрешность
определения опытных значений Nu/,
Re, Eu не превышала
соответственно значений 3,8; 3,2 и 4,8 %.
Значения коэффициентов
теплоотдачи /-го ряда и среднего для
пучка обобщали уравнениями
подобия:
Nu,= C,Ren* A)
Nu = CRe". B)
Аэродинамическое
сопротивление четырехрядного пучка
описывали зависимостью вида:
Ей = В Re"
C)
Коэффициенты
пропорциональности С/, С, В и показатели
степени nit п для пучков № 1 —№ 10
приведены в таблице.
Опытные значения
коэффициентов теплоотдачи в критериальной
форме различных рядов
шахматных пучков № 1 — № 5 даны в
логарифмических координатах на
рис. 2.
Аналогичные данные были по-
№пучка РИС. 2. Опытные значения коэффициентов
теплоотдачи в критериальной форме для
пучков № / — № 5:
/ — расчет по уравнению (I)
РИС. 3. Влияние относительного смещения
трубы в поперечном ряду на процесс тепло-
20 ЗОЛс-Ю5 отдачи в «У™*:
ZU OUKCW ; _^.пучки № !
№ 5; 2 — № 6 — № 10
лучены также для пучков № 6—10.
Значения коэффициентов
теплоотдачи в базовых пучках № 1 и
№ 6 в интервале изменения
относительного поперечного шага
а1 = 51/^=1,05 4-1,17
стабилизируются со второго ряда
и остаются неизменными в
последующих рядах. Коэффициент
теплоотдачи I ряда на 6—34 %
ниже, чем для других рядов.
Средний коэффициент
теплоотдачи базовых пучков № 1 и № 6
с разбросом опытных точек, не
превышающим ±3 %
относительно усредняющей прямой,
описывается уравнением подобия:
Nu = 0,107 Re0'67. D)
В пучках № 2 — №5 при всех
значениях е стабилизация
коэффициента теплоотдачи наступает
с III ряда. Коэффициент
теплоотдачи II ряда на 2—5 %
меньше, чем III ряда, а I ряда
практически совпадает с
коэффициентом теплоотдачи I ряда базового
пучка № 1, для которых
справедливо единое уравнение:
N1^ = 0,164 Re0'6. E)
В пучках № 7 — № 10 с тесным
№
пучка
1
2
1 з •
4
5
6
7
8
9
10
С, для
II
0,091
0,0928
0,0932
0,0971,
0,0991
0,088
0,1015
0,1014
0,1023
0,1086
ряда
1 III, IV
0,091
0,083
0,09
0,0932
0,0941
0,088
0,1015
0,1014
0,1023
0,1086
i%i для ряда
II
0,69
0,68
0,68
0,68
0,68
0,70
0,69
0,69
0,69
0,69
III, IV
0,69
0,69
0,69
0,69
0,69
0,70
0,69
0,69
0,69
0,69
с
0,105
0,0987
0,103
0,106
0,107
0,10
0,1146
0,1145
0,1157
0,1206
0,67
0,67
0,67
0,67
0,67
0,68
0,67
0,67
0,67
0,67
в
24,87
24,28
25,28
29,09
29,56
44,44
47,0
46,42
48,59
52,49
размещением труб стабилизация
процесса теплоотдачи наступает
со II ряда, как и в базовом
пучке № 6.
Теплоотдача I ряда пучков
№ 6 — № 10 обобщается
зависимостью:
Nu, = 0,176 Re0'6.
Для оценки влияния
относительного смещения e/s2 труб на
процесс теплоотдачи ввели
коэффициент:
C3=Nu9/Nu6,
где Nu3, Nu6 — число Нуссельта
для зигзагообразного и базового
пучка.
В общем случае
C3 = f(e/s'2, Re).
Но так как показатель
степени п в уравнении B) одинаков
для всех исследованных пучков,
то из зависимости для Сэ число
Re исключается.
На рис. 3 приведена
зависимость Сэ от e/s2 для пучков
№ 1—№ 10. Из рис. 3 видно,
что эксцентричное смещение труб
интенсифицирует процесс
теплоотдачи в тесных пучках № 7 — № 10
При Gi = G2=l,05 (S2 — 52 ММ) ВО
всем исследованном интервале
значений е. Наибольший рост
коэффициента теплоотдачи составил
12 % при максимальном
смещении ?/s2 = 0,48 (?=25 мм).
Смещение труб в пучках №2 —
№ 5 с большим шагом (s2 =
= 58 мм) не привело к
интенсификации теплоотдачи.
Коэффициенты теплоотдачи ниже, чем для
базового пучка № 1, и лишь при
значениях e/s2^0,43 они
сравниваются с его значением для
базовой компоновки.
На рис. 4 представлены
опытные данные по аэродинамическо-

№пичка
2QReW5
РИС. 4. Аэродинамическое сопротивление
шахматных пучков:
расчет по уравнению C)
',Г2
f,06
',0Г
t nn
s*
с
^
7 0t
""""^
J?
*S
1 0
>
/
/^
'
,2 4
^
^\
у
r
J q
A
*1
A
?e/s'2
РИС. 5. Влияние относительного смещения
трубы в поперечном ряду на
аэродинамическое сопротивление пучка:
/ — пучки № 1 _ № 5; 2 — № 6 — № 10
му сопротивлению пучков № 1 —
№ 5. Числа Eu/ф, даны для
четырех поперечных рядов.
Смещение труб сопровождается
повышением аэродинамического
сопротивления пучка, однако его
рост неодинаков для различных
значений e/s^. Это видно из рис. 5,
на котором представлена
зависимость С'э от e/s'2 (Сэ = Еиэ/Еиб,
где Еиэ, Eue — число Эйлера для
зигзагообразного и базового
пучка). Число Re исключено из
зависимости для Сэ по той же
причине, что и из зависимости для
с,).
Для пучков №6 — № 10 в
таблице приведены коэффициенты
уравнения C), позволяющие
проследить характер изменения
аэродинамического сопротивления.
В пучках № 7— № 10
максимальное увеличение их
аэродинамического сопротивления по
отношению к Пучку № 6 не
превышает 18 % (для наибольшего
значения e/s' = 0,48), но оно
несколько больше, чем увеличение
коэффициента теплоотдачи. Однако в
интервале e/s2=0,096-4-0,192
аэродинамическое сопротивление
пучков № 7 и № ' 8 возросло в
среднем на 5 % при повышении
коэффициента теплоотдачи на 7 %.
Для пучков №2 — № 5
наиболее оптимальным является
значение e/si = 0,0862, при котором,
аэродинамическое сопротивление
и коэффициент теплоотдачи пучка
по отношению к базовому пучку
№ 1 одновременно снижаются
приблизительно в равной
пропорции. При больших значениях
e/si аэродинамическое
сопротивление возрастает заметно — в
1,17—1,19 раза (пучки № 4 и
№ 5).
Значения Лр для пучков № 1 —
№ 10 рассчитывают по C),
принимая для пучков № 1 — № 5
значение т = 0,28, а для пучков
№ 6 —№ 10 — т = 0,32.
Уравнения A) — C)
действительны в интервале числа Re =
= (l,5-f-30) -103.
В результате исследований
разработаны зависимости для
расчета тепловых и аэродинамических
характеристик новых
конструктивных типов шахматных пучков из
оребренных труб и выявлены
энергетически выгодные диапазоны
относительного смещения труб,
равные 0,0862—0,15 для 52 = 58 мм
и 0,096—0,3 для s2 = 52 мм.
Список литературы
1.-Кунтыш В. Б., Стенин Н. Н.
Исследование пучков оребренных
^биметаллических труб с
различным числом поперечных рядов //
Холодильная техника. 1990, № 6.
2. Т ё п л о а э р од и н а м и ч-е с -к и е
характеристики алюминиевых
спирально-накатных труб
вентиляционных воздухонагревателей / Н. Н.
Стенин, В. Б. Кунтыш, Л. Ф.
Краснощекое и др. // Индустриальные
системы вентиляции и
кондиционирования воздуха: Сб. науч. трудов /
ВНИИГС, Л., 1990.
3. Шахматный пучок с
зигзагообразным расположением оребренных
труб / В. Б. Кунтыш, Н. Н.
Стенин, В. И. Мелехов, Л. Ф.
Краснощекое // Информ. листок № 237—
90 / Архангельский ЦНТИ. 1990.
В ПОРЯДКЕ ОБСУЖДЕНИЯ
УДК 637.5.037.004.162@83.75)
О проекте норм потерь
замороженных мяса и субпродуктов
при краткосрочном хранении
Канд. техн. наук Г. П. ДЕЙНЕГО
Одесский институт низкотемпературной техники и энергетики
Канд. техн. наук Л. М. МАЛЮТИНА
ВНПО «Прогресс»
Е. В. ЗАБРОДКИН
Росмясомолторг
На основании изучения практики
хранения, а также обобщения
экспериментальных данных [1]
разработан проект норм потерь от
усушки замороженных мяса и
субпродуктов при краткосрочном
хранении (включая потери при домора-
живании в камере) на
холодильниках торговли (см. таблицу).
В проекте предусмотрено деление
регионов страны вместо трех на
две климатические зоны.
Большинство регионов северной и средней
зон предлагается объединить в
I климатическую зону, а
остальные регионы этих зон и регионы
южной зоны выделить во II зону.
Для других видов продукции это
уже осуществлено (Минторгом
СССР по согласованию с
Минфином СССР в 1987 г.).
Анализ средних годовых
температур и средней годовой влажности
наружного воздуха в большинстве
регионов, отнесенных к северной
и средней климатическим зонам,
за период 1965—1988 гг. по
данным Всесоюзного
научно-исследовательского института
гидрометеорологической информации показы-
Вид и категория
замороженных мяса и
мясопродуктов
Проектные нормы потерь от усушки, %, за каждый месяц при
трехмесячном хранении
для I климатической зоны
за
первый
месяц
за
второй
месяц
за
третий
месяц
для II климатической зоны 1
за
первый
месяц
за
второй
месяц
за
третий
месяц
Говядина I 0,25 0,12 0,12 0,39 0,19 0,19
II 0,32 0,16 0,16 0,46 0,22 0,22
Баранина I 0,37 0,18 0,18 0,50 0,24 0,24
II 0,40 0,19 0,19 0,55 0,26 0,26
Свинина II 0,30 0,15 0,14 0,39 0,19 0,18
III 0,23 0,11 0,11 0,31 0,15 0,15
Субпродукты I и II 0,18 0,08 0,07 0,28 0,13 0,11 |
3 Холодильная техника №9

вает, что эти регионы близки по
метеохарактеристикам. Средние
температуры воздуха в них за
теплый период года (когда следует
ожидать больших потерь массы
замороженного мяса при
увеличении наружных теплопритоков)
различаются незначительно, на 1,4 °С,
а относительная влажность
воздуха одинакова (поэтому и размеры
потерь массы замороженного мяса
по данным, полученным с ряда
холодильников, расположенных в
северной и средней климатических
зонах, практически одинаковы).
Эти регионы отнесены к I
климатической зоне. Исключение
составляют Семипалатинская, Актюбин-
ская, Карагандинская,
Джезказганская, Уральская, Волгоградская
и Астраханская области, в которых
среднегодовая сумма осадков почти
вдвое ниже, поэтому их следует
отнести ко II климатической зоне.
Грузию, Краснодарский и
Ставропольский края,
Кабардино-Балкарию, Чечено-Ингушетию,
Северную Осетию и Крымскую область
исходя из среднегодовой
температуры воздуха следовало бы
отнести ко II зоне. Однако годовая
сумма осадков здесь значительно
выше, вследствие чего усушка мяса
и мясопродуктов на
холодильниках этих регионов должна быть
меньше, чем на холодильниках
регионов, относящихся ко II зоне.
Поэтому целесообразно
перечисленные регионы отнести к I
климатической зоне.
Таким образом, предлагается
следующее деление регионов
страны на климатические зоны:
I зона — Россия, включая
районы Крайнего Севера (кроме
Дагестана, Калмыкии, Астраханской и
Волгоградской областей), Украина,
Белоруссия, Литва, Эстония,
Латвия, Грузия, Молдова,
Казахстан (Павлодарская, Кокчетав-
ская, Северо-Казахстанская,
Восточно-Казахстанская, Кустанай-
ская, Целиноградская области);
II зона — Россия (Дагестан,
Калмыкия, Астраханская и
Волгоградская области), Узбекистан,
Армения, Азербайджан,
Кыргызстан, Таджикистан, Туркмения,
Казахстан (кроме областей,
отнесенных к I зоне).
Анализ экспериментальных
данных показал, что при
краткосрочном хранении мяса и
многократной оборачиваемости грузов в
холодильных камерах емкость
холодильника несущественно влияет на
размеры потерь замороженного
мяса, поэтому проект норм ее не
учитывает.
В настоящее время проект норм
направлен Минторгом СССР на
согласование в Минфин СССР.
В условиях хозяйственной
самостоятельности предприятий
разработанные нормы потерь
замороженного мяса при краткосрочном
хранении могут быть использованы
в качестве контрольных
предельных нормативов, с помощью
которых на холодильниках будет
осуществляться контроль за
сохранностью товарно-материальных
ценностей (замороженного мяса). При
длительном хранении в качестве
контрольных предельных
нормативов остаются действующие в
настоящее время нормы потерь,
утвержденные Минторгом СССР
в 1983 г.
Предложение о пересмотре ныне
действующих норм потерь в
сторону их увеличения в связи с
нарушениями режимов эксплуатации
вследствие старения
теплоизоляции и других технических
причин [2] считаем недопустимым,
так как контрольные предельные
нормативы призваны
способствовать не только сохранности
товарно-материальных ценностей, но и
совершенствованию применяемых
технологий хранения. По ныне дей-
С И. МОШКОВ, В. А. НАУМОВ
Марийское СКТБ ТХО
В настоящее время пищеблоки
кораблей и судов оснащаются в
основном холодильным
оборудованием общепромышленного
назначения, не отвечающим судовым
требованиям.
Марийским СКТБ ТХО
разработаны шкафы холодильные
судовые марок ШХС-0,63 и ШХС-
1,25, предназначенные для
хранения суточного запаса продуктов в
пищеблоках судов без ограничения
района плавания. Эти шкафы
соответствуют современному
мировому техническому уровню. У них
нет аналогов в Советском Союзе.
Шкафы имеют единое стилевое
решение1 с новыми типами
оборудования, разработанными другими
предприятиями для пищевых
блоков.
Корпус шкафов представляет
собой моноблочную конструкцию,
состоящую из внутреннего и
наружного коробов из нержавеющей
стали, пространство между
которыми залито теплоизоляционным
материалом.
Аналогично выполнены и
двери шкафа. Они снабжены затвором,
позволяющим закрывать их на
ствующему положению потери
сверх установленных норм в
результате нарушений
технологического режима хранения по
объективным причинам могут быть
списаны (если не установлено
фактов хищения) за счет прибыли
предприятия.
Большие потери мяса на
холодильниках, вызываемые не только
объективными причинами, но и,
зачастую, нерадивостью либо
неумением правильно организовать
работу, не должны быть
узаконены повышенными нормами.
Список литературы
1. Дейнего Г. П.,
Малютина Л. М., Забродкин Е. В.
Потери замороженного мяса при
краткосрочном хранении //
Холодильная техника. 1991, № 8.
2. Зонин В. Г., Куцакова В. Е.
К созданию научно обоснованных
норм усушки мяса // Холодильная
техника. 1991, № 5.
ключ. По периметру внутренней
облицовки двери проложен уплот-
нительный профиль. Конструкция
петель дает возможность
регулировать установку двери, а
ограничитель, расположенный на
двери,— фиксировать ее в открытом
положении.
На верхней лицевой панели
шкафов имеется штормовое
ограждение, выполненное в виде
поручня. Предусмотрено крепление
шкафов к полу (через
амортизаторы) и переборке.
Продукты во внутреннем
охлаждаемом объеме шкафов
размешают или на полках-решетках из
нержавеющей стали с откидными
решетчатыми ограждениями, или в
стандартные функциональные
емкости, которые устанавливают в
специальных направляющих с под-
пружиниванием, что
предотвращает их выпадение при наклонах
шкафа. Воздушные каналы во
избежание попадания в них
продуктов защищены решетками.
В верхней части шкафов
расположено машинное отделение, в
котором находится холодильный
агрегат, работающий на R12, и щит
УДК 621.565:629.12
Новые типы
холодильных судовых шкафов

vA
Оттаибание
JSmuh
i i i i i i i i i
2 * 6 8 WfZm
. I
ОттаиЗамие
ZOmuh
Mil I I I I I I I
t6 18
^ И
2022Щ,ч
i
?ттаиЗание _^
/Sui/H
i i i i i i i i i i
Т7771Щ
ОттаиЗание
22мин
16 18 2022ЩЧ
Изменение в течение суток температуры
/ в охлаждаемом объеме холодильных
судовых шкафов ШХС-0,63 (а) и ШХС-1,25 (б):
/ и // — при работе соответственно без
открывания и с открыванием дверей
электрооборудования с приборами
автоматического управления и
контроля. Для обеспечения удобства
ремонта и демонтажа
холодильного агрегата щит
электрооборудования сделан поворотным.
Конденсатор холодильного
агрегата охлаждается пресной водой
с температурой 5...32 °С. Расход
воды — до 70 дм3/ч.
Воздухоохладитель, состоящий
из испарителя и вентилятора с
диффузором, расположен в
верхней части охлаждаемого объема
и закрыт декоративным щитком.
Оттаивание испарителей
автоматическое. Конденсат,
образующийся при оттаивании, отводится в
специальную емкость под коробом
шкафа.
Шкафы надежно работают при
качке, длительных и
кратковременных наклонах, вибростойки и
ударостойки. Уровень звука
работающего шкафа не превышает 60 дБА.
Полный ресурс шкафа 40 тыс. ч,
полный назначенный срок
службы — не менее 12 лет.
ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
ХОЛОДИЛЬНЫХ СУДОВЫХ
ШКАФОВ
Суточные режимы работы
шкафов при температуре
окружающего воздуха 45 °С и относительной
влажности 40 % приведены на
рисунке.
При эксплуатации в указанных
условиях шкафа ШХС-0,63 без
открывания двери коэффициент
рабочего времени составляет 0,17—
0,18, а с открыванием двери —
0,18—0,19. Оттаивание испарителя
происходит 2 раза в сутки и
длится 20—35 мин. Температура при
этом в охлаждаемом объеме шкафа
возрастает не более чем на 0,4 °С.
УДК 621.57.042
Полный
объем, м3
Полезный
объем, м3
Температура
полезного
объема, °С
Холодильный
агрегат
Потребляемая
мощность, Вт,
не более
Основные
размеры (без
учета
выступающих частей),
мм, не более
длина
ширина
высота
Масса, кг, не
более
ШХС-
0,63
0,63±
0,05
0,53±
0,04
3±2
АХК-
500
550
800
800
1850
350
ШХС-
1,25
1,25±
0,10
1,12ч-
0,09
3±2
АХК-
800
700
1600
800
1850
450
Для шкафа ШХС-1,25
коэффициент рабочего времени при
эксплуатации без открывания дверей
равен 0,20—0,22, с открыванием
дверей — 0,22—0,25. Оттаивание
испарителя происходит 2 раза в
сутки и длится 19—22 мин.
Температура в охлаждаемом объеме
при этом увеличивается не более
чем на 0,2 °С.
Опытные образцы шкафов
марок ШХС-0,63 и ШХС-1,25
успешно прошли приемочные
государственные испытания и
рекомендованы к серийному изготовлению в
ПО «Марихолодмаш».
Оптимизация настройки ТРВ
циклично работающих малых
холодильных машин
Канд. техн. наук А. Г. АНДРЮЩЕНКО
Донецкий институт советской торговли
В современных малых холодильных
машинах автоматическое
регулирование заполнения испарителей
хладагентом осуществляется в
основном с помощью терморегули-
рующих вентилей (ТРВ), которые
обычно настраивают в зависимости
от степени обмерзания
всасывающих трубопроводов. Однако такой
способ настройки не обеспечивает
необходимой точности
регулирования. Сложность оптимальной
настройки ТРВ многократно
возрастает при цикличной работе
компрессора, когда имеют место
значительные колебания давлений,
температур и потребляемой мощности
в течение цикла [1].
Для изучения влияния
настройки ТРВ на энергетические
характеристики холодильной машины при
цикличной работе и разработки
методики его упрощенной настройки
проведены исследования
низкотемпературного прилавка ПХН-1-0,28
с агрегатом ВН 315B),
работающим на R502. Схема холодильной
машины с
контрольно-измерительными приборами показана на
рис. 1.
Автоматическое регулирование
заполнения испарителя
осуществлялось ТРВ типа 502ТРВВ-0,63
с внешним уравниванием.
Температура воздуха в охлаждаемом
объеме поддерживалась с помощью
электронного датчика температуры
Т 419-А в комплекте с
термопреобразователем сопротивления
ТСМ-0879-01, управлявшего
работой компрессора.
Исследуемый прилавок
испытывали в климатической камере при
температурах 20, 26 и 32 °С и
относительной влажности воздуха
50...60 %. Температуру измеряли с
н
помощью медь-константановых
термопар диаметром 0,1 мм и
цифрового милливольтметра В7-34А.
Термопары в термометровых гильзах
размещали в трубопроводах
наклонно навстречу движению
потока. Это позволило обеспечить
глубину погружения гильзы не
менее 50 мм, что способствовало
снижению погрешностей измерения.
В связи с необходимостью
точного определения температуры
хладагента на выходе из
испарителя ее измеряли с помощью двух
запаянных в гильзы термопар,
одну из которых 4 (см. рис. 1)
размещали во всасывающем
трубопроводе на расстоянии 10 мм от
наружной обшивки прилавка, а дру-
1
РИС. 1. Схема холодильной машины:
КМ _ компрессор; КД — конденсатор;
р ресивер; И — испаритель; РТО —
регенеративный теплообменник; ТРВ — тер-
морегулирующий вентиль; М1 — М4 —
манометры; /—7 — места установки термопар
г

©>
©>
гую — 5 погружали в ограждение
прилавка на глубину 90 мм от
наружной обшивки.
Давления кипения и
конденсации хладагента контролировали
образцовыми манометрами типа МО
класса точности 0,4 с пределами
измерений соответственно 0...10Х
X 1(г Па и 0...25-105 Па. Для учета
гидравлических потерь во
всасывающей линии использовали
одновременно три манометра Ml, M2
и МЗ (см. рис. 1), а для
повышения точности определения
температуры кипения — термопару 6.
Мгновенную электрическую
мощность измеряли комплектом
К505 класса точности 0,5.
Потребление электроэнергии
рассчитывали по полученным данным
мгновенной электрической мощности и
длительности рабочей и нерабочей
частей цикла.
Показания приборов для
каждого опыта записывали через 12 с,
при этом обеспечивалось, как
минимум, трехкратное повторение
опытов.
Критерием оптимизации
настройки ТРВ считали расход
электроэнергии за 14 ч, который
зависит от мощности, потребляемой
агрегатом за рабочую часть цикла,
и коэффициента рабочего времени.
Поскольку настройка ТРВ
изменяется поворотом ходового винта,
в качестве характеризующей ее
величины принят перегрев начала
открытия клапана ТРВ, условно
выраженный количеством оборотов
винта настройки начиная от
полностью закрытого состояния (мини-
Тем-
тура


жающего

воздуха,
1 °С
20,0
26,0
32,0

Настройка
ТРВ
п,
об.
1.5
1,75
2,0
2,25
2,5
2,75
3,0
3,25
3,5
1,5
1,75
2,0
2,25
2,5
2,75
3,0
3,25
3,5
1,75
2,0
2,25
2,5
2,75
3,0
Средня*
ратур
кипения

хладагента
—32,0
—31,2
-30,5
—29,8
—29,1
—28,2
—27,6
—26,6
—26,2
—31,4
—30,3
—29,8
—29,4
—28,3
—27,7
—27,0
—26,3
-25,2
—28,8
—28,2
—27,8
—27,3
—27,1
—26,7
i темпе-
а, °С
пара
на
выходе

испарителя
+3,9
+0,4
—3,2
—7,8
— 14,0
— 15,9
—20,5
—24,1
—24,2
+ 10,5
+5,3
+2,1
—6,0
—8,5
— 13,9
— 18,0
—22,4
—23,7
+ 10,5
+4,0
—3,6
—7,7
— 12,6
— 19,7

Перегрев
пара
в испа- 1
рителе,
°С
35,9
31,6
27,3
22,0
15,1
12,3
7,1
2,5
2,0 |
41,9
35,6
31,9
23,4
19,8
13,8
9,0
3,9
1,5 J
39,3
32,2
24,2
19,6
14,5 .
7,0
мальный перегрев начала
открытия). Это позволило получить
наглядную картину влияния
настройки ТРВ на энергетические
характеристики машины.
Вместе с тем данная величина
не может быть заложена в основу
методики оптимизации настройки
ТРВ, так как является сугубо
индивидуальной для каждого
прибора, а также зависит от
особенностей испарителя и режима
работы холодильной машины.
Регулируемым параметром,
характеризующим работу ТРВ,
является перегрев пара на выходе из
испарителя. В связи с тем что для
торгового холодильного
оборудования в условиях эксплуатации
измерение величины перегрева
(например, с помощью
полупроводникового измерителя разности
температур [3]) возможно только с учетом
температуры хладагента на выходе
из испарителя вне охлаждаемого
объема (термопара 5 на рис. 1),
автором анализировались
изменения именно этой температуры (см.
табл.). Температура на выходе из
испарителя отличается от нее
незначительно, а характер их
изменений абсолютно идентичен.
* I
о,э\
0,8
0,7
0,6\
0,5
ОЛ
0,3
0,2
У,ва\
320
310
300
230
260
270
260
И
ЕЮ
1,6 2 2,5 3 п,0&
а
/о
I X Jr^2
Ж
Температура кипения на выходе
из испарителя и величина
перегрева, как указывалось выше,
существенно изменяются в течение
цикла. Поэтому в таблице
приведены средние значения указанных
температур для рабочей части
цикла, полученные после обработки
экспериментальных данных для
различных температур
окружающего воздуха и перегрева начала
открытия ТРВ.
Как видно из таблицы, с
уменьшением перегрева начала открытия
ТРВ средняя температура кипения
повышается, а температура пара на
выходе из испарителя и перегрев
пара в испарителе понижаются.
При этом если средняя
температура кипения изменяется в
сравнительно узком диапазоне
температур (не более 6,2 °С для
исследованных режимов), то средняя
температура на выходе из испарителя
и перегрев пара в нем колеблются
в широких диапазонах — 34,2 и
40,4 °С соответственно.
Настройка ТРВ (перегрев
начала открытия) оказывает также
существенное влияние на
коэффициент рабочего времени прилавка
3,8
to
2,6
2,2
',*
по
1
Ш
1,5 2 2,5 3 П,0&
1,5 2 2,5 3 п,о?
в
РИС. 2. Зависимость коэффициента
рабочего времени Ь (а), среднего значения
потребляемой мощности W (б), расхода
электроэнергии Ncyr (в) от настройки ТРВ:
/—з — температура окружающего воздуха
соответственно 20, 26 и 32 °С

(рис. 2, а), что обусловлено
изменением степени заполнения
хладагентом испарителя (а значит и его
холодопроизводительности [6]) и
холодопроизводительности
компрессора.
Среднее значение мощности,
потребляемой холодильным
агрегатом в течение рабочей части цикла,
возрастает с увеличением
перегрева начала открытия ТРВ (см. рис.
2, б). Происходит это вследствие
повышения давления и температуры
кипения. Среднее значение
потребляемой мощности увеличивается
также и с понижением
температуры окружающего воздуха, что
хорошо согласуется с
характеристиками компрессора [2].
Анализ зависимости расхода
электроэнергии от настройки ТРВ
показывает, что изменение
температуры окружающего воздуха не
требует изменения начальной
настройки ТРВ. Однако работа
прилавка при более высокой
температуре окружающего воздуха
требует повышенной точности
настройки ТРВ, так как
недостаточно точное регулирование подачи
хладагента приводит к
существенному росту энергопотребления [7].
Так, изменение настройки на 0,25
оборота при температурах
окружающего воздуха -20 и 32 °С
вызывает увеличение расхода
электроэнергии соответственно на 3,6 и
11,2% (см. рис. 2, в).
Сравнение средних значений
перегрева пара в испарителе (см.
таблицу) и расхода электроэнергии
(см. рис. 2, в) свидетельствует о
том, что минимальный расход
электроэнергии достигается при
сравнительно высоком значении
перегрева пара в испарителе. Это связано
как с неустойчивостью системы
ТРВ — испаритель, вследствие
чего происходят колебания перегрева
[4], так и с взаимозависимостью
производительности элементов
системы: ТРВ — испаритель—
компрессор.
В настоящее время в
зарубежной практике широко используется
способ настройки ТРВ на основе
анализа колебаний температуры
хладагента на выходе из
испарителя, разработанный фирмой «Дан-
фосс» в результате многолетних
исследований взаимодействия между
дроссельными устройствами и
испарителями [9].
Исследованиями, в частности,
установлено, что для каждого
случая существует кривая
минимального стабильного перегрева,
делящая диаграмму тепловая
нагрузка испарителя — перегрев пара в
испарителе At на две области
(рис. 3).
Вправо от кривой
минимального перегрева расположена область
стабильной работы ТРВ. Однако
холодильная машина при этом
работает неэкономично, так как пере-
н
Нестабильная/
область
РИ С 3. Зависимость тепловой нагрузки
испарителя Q от перегрева пара At
грев в испарителе слишком
большой.
Влево от кривой находится
область нестабильной работы ТРВ.
При этом жидкий хладагент
периодически выбрасывается во
всасывающий трубопровод, в
результате чего уменьшается подача
хладагента в испаритель. Через
некоторое время, после нагрева
термобзллона, ТРВ снова
открывается, что приводит к новому
выбрасыванию хладагента во
всасывающий трубопровод. Таким
образом устанавливается
самовозбуждающаяся система с
постоянными колебаниями температуры
хладагента на выходе из
испарителя, которые отрицательно
сказываются на производительности
испарителя. Выбрасываемый
хладагент может стать причиной
выхода из строя компрессора из-за
всасывания жидкости.
Наличие пульсации при
поступлении хладагента определяют по
колебаниям температуры в месте
установки термобаллона ТРВ с
помощью быстродействующего
термометра. Систему считают
пульсирующей в том случае, если
показания термометра изменяются
между двумя крайними значениями
более чем на один градус с
периодом от 2 до нескольких минут.
Методика настройки ТРВ по
изменению температуры
хладагента на выходе из испарителя
заключается в следующем.
Предположим, что существует
пульсация температуры на выходе
из испарителя (если ее нет, то
следует уменьшить перегрев, открыв
ТРВ, добившись тем самым
пульсации — позиция /на рис. 4).
В этом случае производительность
ТРВ выше, чем производитель-
44
1Ъ
i i
г i
i i
! !
i i
/ ; и \ т \ iY \ v
УГ
РИС 4. Пульсация температуры
хладагента на выходе из испарителя tH в
зависимости от настройки ТРВ
ность испарителя. Следовательно,
необходимо повернуть
регулировочный винт в сторону
увеличения перегрева начала открытия,
тем самым уменьшив
производительность ТРВ. Регулировка
перегрева должна осуществляться
постепенно — за один раз
регулировочный винт поворачивается на
1/3—1/4 оборота. Между
отдельными поворотами должен
выдерживаться интервал времени в
несколько минут для достижения системой
равновесного состояния.
Через несколько операций
настройки ТРВ (II—III на рис. 4)
создается ситуация, когда
изменений температуры хладагента на
выходе из испарителя почти не
будет (IV). Для более точной
настройки ТРВ следует немного
повернуть регулировочный винт ТРВ
в сторону уменьшения перегрева,
добившись появления небольших
пульсаций (V) и затем немного
закрыть ТРВ, устранив их (VI).
В этом случае будет достигнут
минимальный стабильный перегрев,
обеспечивающий оптимальную
работу испарителя.
Однако на практике может
оказаться, что при любом положении
регулировочного винта ТРВ либо
не возникает пульсаций
температуры хладагента на выходе из
испарителя, либо их невозможно
устранить. Это свидетельствует о
значительном несоответствии
производительности ТРВ тепловой
нагрузке испарителя. В первом случае
необходимо установить ТРВ
большей производительности, во
втором — меньшей.
Добиться стабильной работы
системы можно только при
благоприятной комбинации статических
характеристик ТРВ, испарителя и
компрессора, малой
инерционности, отсутствии запаздывания и
т. д. [5, 8, 9].
В ходе проведенных
исследований прилавка ПХН-1-0,28 с термо-
регулируюшим вентилем 502ТРВВ-
0,63 настроить установку на
минимальный стабильный перегрев в
испарителе не удалось.
На рис. 5 приведены графики
изменения перегрева хладагента в
испарителе в рабочей части цикла
гн>и температуре окружающего
воздуха 32 °С и различном перегреве
начала открытия (настройке) ТРВ.
Аналогичные зависимости были
получены и при других
температурах окружающего воздуха, а также
при использовании терморегули-
рующих вентилей 502ТРВВ-1,0 и
502ТРВВ-1Д
Как видно из представленных
результатов, с изменением
настройки ТРВ от 3,0 до 2,5 оборота период
пульсаций возрастает с 220...240
до 380...440 с. При этом амплитуда
изменения температуры
увеличивается с 17,3 до 23,3 °С. При
дальнейшем повышении перегрева нача-
$
S
I
1
I

©>
©>
*
л
1
I
ла открытия ТРВ период
пульсаций продолжает возрастать, однако
амплитуда, достигнув своего
максимального значения, начинает
уменьшаться. Например, при
настройке ТРВ, равной двум
оборотам, значение А0И составило
18,9 °С, при 1,75—17,6 РС.
Таков же характер изменений
и температуры хладагента на
выходе из испарителя. Связано это
с тем, что после достижения
равновесного состояния амплитуда
колебаний температуры кипения
хладагента сравнительно невелика —
для исследованных режимов она
не превышала 3 °С.
Сравнивая зависимость расхода
электроэнергии от настройки ТРВ
(см. рис. 2, в) и графики
изменений перегрева в испарителе в
рабочей части цикла при различной
настройке ТРВ (см. рис. 5), можно
установить, что оптимальному
перегреву начала открытия ТРВ
(настройка 2—2,5 оборота)
соответствует начало уменьшения
амплитуды пульсаций температуры
перегрева в испарителе. При этом
первая после включения
компрессора пульсация появляется с
задержкой (см. рис. 5).
Таким образом, может быть
рекомендована следующая методика
настройки ТРВ.
Настройку ТРВ начинают,
установив его регулировочный винт
на малый перегрев. При этом
быстродействующий измеритель
разности температур (или термометр)
будет показывать колебания
температуры и перегрева в испарителе
(см. рис. 5, а) либо его температуры
на выходе из испарителя.
Постепенно поворачивая регулировочный
винт в сторону увеличения
перегрева начала открытия (уменьшая
производительность ТРВ), добиваются
установления максимальной
амплитуды изменения температуры
(этапы соответствуют рис. 5, б —
5, г). Заканчивают настройку ТРВ
после преодоления максимума
амплитуды пульсаций, т. е. в начале
ее снижения (рис. 5, д).
Выбор способа настройки ТРВ
зависит от его характеристики.
Если с увеличением перегрева
амплитуда колебаний уменьшается,
то ТРВ надо настраивать,
добиваясь минимального стабильного
перегрева (т. е. надо убрать
пульсации). Если же с увеличением
перегрева амплитуда колебаний и
период пульсаций возрастают, то
следует применить метод
настройки, основанный на достижении
максимальной амплитуды колебаний
температуры хладагента с
последующим ее снижением.
После приобретения некоторых
навыков настройка ТРВ по данной
методике не вызывает каких-либо
затруднений.
Он.
10
30
го
ю
30
20
10
40
so
20
го
30
20
10
50
W
30
U lotfllU Lzl
1 Hi
И Г L J_
Ml /1\Ш1М1 III II
11 м
J ?
mm
s
ИННЧичмТп—f
Ш
20
Ш
О 300 600 900 1200 1500 1800 Vp,c
РИС. 5. Изменение перегрева хладагента
Эи в испарителе в рабочей части цикла
при различной настройке ТРВ:
а —3,0; 6 — 2,75; в — 2,5; г — 2,25; д —
2,0; е — 1,75 оборота
Список литературы
1. Андрюшенко А. Г., Бачу-
р и н О. А. Эффективность
регенеративного теплообмена в торговом
холодильном оборудовании,
работающем на R502 // Холодильная
техника. 1990, № 6.
2. 3 ел и ков с кий И. X., Кап-
л а н Л. Г. Малые холодильные
машины и установки. М.: Агропром-
издат, 1989.
3. Павлова И. А., Голова ц-
к а я Л. А., Шавра В. М.
Полупроводниковый измеритель разности
температур для настройки ТРВ //
Холодильная техника. 1964, № 3.
В. С. Автоматизация
машин и установок,
пищевая промышлен-
4. Ужанский
холодильных
М.: Легкая и
ность, 1982.
5. У р б а н и к Э. А. Анализ
статической устойчивости холодильной
машины с ТРВ // Холодильная
техника. 1970, № 7.
6. Ш а в р а В. М. Влияние
перегрева пара, выходящего из испарителя,
на работу малой холодильной
машины // Холодильная техника.
1962, № 6.
7. Шавра В. М., Якобсон В. Б.
Характеристики терморегулирующих
вентилей // Холодильная техника.
1961, № 6.
8. Higuchi К. // Refrigeration Reito.
1984, Vol. 5. № 679.
9. Huelle Z. R. // Freddo. 1982. Vol. 36.
№ 2.

МЕЖДУНАРОДНОЕ ЭКОНОМИЧЕСКОЕ
И НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ
СОТРУДНИЧЕСТВО
УДК 621.565.9:658.87
Новое торговое
холодильное оборудование
венгерского объединения «Лехел:
А. ХОРНЯК, Л. БАТО
Объединение «Лехел», Венгрия
Л. Г. КАПЛАН
Московский специализированный комбинат
холодильного оборудования
Среди торгового холодильного
оборудования, поставляемого по
импорту в СССР, продукция
венгерского объединения «Лехел»
является наиболее массовой. Только в
Москве оборудованием этого
объединения оснащено более 70
крупных продовольственных магазинов
типа «Универсам».
В 1990 г. объединением «Лехел»
поставлено в страну торговое
холодильное оборудование нового
поколения. Его отличительные
особенности— большая вместимость,
лучшие энергетические показатели,
широкий температурный диапазон,
интересные технические и
эстетические решения.
Прилавки и витрины состоят
из модульных секций длиной 2,5 и
3,75 м. Из них можно
компоновать линию от 2,5 до 15 м (с
кратностью 1,25 м).
На рис. 1, а показано
устройство низкотемпературного
островного прилавка LBI250TT длиной
2,5 м.
Установленный на стальной
опорной раме корпус прилавка с
внешней стороны облицован
оцинкованной листовой сталью, с
внутренней — армированным
стекловолокном. Между облицовками залит
пенополиуретан, что обеспечивает
жесткость конструкции без
применения деревянной рамы. Снаружи
на вертикальных стенках корпуса
закреплены съемные
эмалированные стальные обшивки. Внутри
установлены панели воздушных
каналов. Торцы прилавка закрыты
теплоизолированными стенками
толщиной 52 мм, верхние кромки
корпуса — накладками из
алюминиевого профиля. Проложенные
под ними проволочные
электронагреватели мощностью 132 Вт
предотвращают конденсацию влаги из
окружающего воздуха и
неприятные ощущения покупателей при
прикосновении к накладкам.
Резиновые молдинги защищают
прилавок от ударов тележек и
корзин покупателей. Внутри у дна
корпуса установлены испаритель
(площадь охлаждаемой
поверхности 50,5 м2) и диффузор с
двумя вентиляторами. Над ними
размещена теплоизолированная
панель дна полезного охлаждаемого
объема.
Между вертикальной стенкой
корпуса и внутренними панелями
предусмотрены воздушные каналы.
Воздух вентиляторами подается
через испаритель, далее —
охлажденный — в левый вертикальный
канал, откуда через пластмассовые
направляющие с ячейками в виде
плоской горизонтальной струи
поступает в охлаждаемый объем,
образуя завесу. Как показали
эксплуатационные испытания
образца прилавка, проведенные
Московским специализированным
комбинатом холодильного оборудования
в универсаме № 49, скорость
воздуха составляет около 0,3 м/с.
Отепленный воздух засасывается
вентиляторами в правый
вертикальный канал.
Для периодического оттаивания
инея (рекомендуется 2 раза в
сутки по 45 мин) служит
установленный на входе воздуха в
испаритель электронагреватель
мощностью 3 кВт (в секции длиной 3,75 м
используется электронагреватель
мощностью 4,5 кВт). Талая вода
стекает по наклонному дну в
продольный канал и через патрубок
отводится в канализацию.
В среднетемпературном
островном прилавке LBI250FS, имеющем
такую же конструкцию, как и
низкотемпературный,
электронагревателя нет. Иней оттаивает под
действием теплоты окружающего
воздуха при остановке холодильной
машины.
17 16 151*13 12
РИС. 1. Прилавки:
а — низкотемпературный островной
LBI250TT; б — среднетемпературный
пристенный LW250FS; 1 — опорная рама; 2 —
торцевая стенка; 3 — молдинг; 4 —
накладка; 5 — жалюзи; 6 — перегородка; 7 —
облицовка; 8 — теплоизолированный корпус;
9, 10— панели воздушных каналов; // —
электрощит; 12 — регулируемая опора; 13 —
патрубок слива талой воды; 14 —
вентилятор; 15 — электронагреватель для
оттаивания испарителя; 16 — испаритель; 17 —
панель дна охлаждаемого объема
* 5
* 5 910
1716 1* 15 12 11

©>
щ
3
I
1
¦5
РИС. 2. Среднетемпературные витрины:
а — закрытая типа LB: / — опорная рама;
2 — торцевая стенка; 3— молдинг; 4—
жалюзи; 5 — неохлаждаемая полка; 6 —
рабочий стол продавца; 7 — дно
охлаждаемого объема; 8 — облицовка; 9 —
теплоизолированный корпус; 10 — поворотное
стекло; 11 — электрощит; 12 —
регулируемая опора; 13—патрубок слива
талой воды; 14 — вентилятор; 15 —
испаритель;
б — многоярусная типа LBR: / — опорная
рама; 2 — молдинг; 3 — торцевая стенка;
4 — внутренняя облицовка с перфорацией;
5 — гибкая шторка; 6 — полка; 7 —
теплоизолированный поддон; 8 — передняя
наружная облицовка; 9 — нижний
теплоизолированный корпус; 10, 11 —
соответственно задняя и верхняя
теплоизолированные панели; 12 — жалюзи; 13 —
люминесцентная лампа; 14 — электрощит; 15 —
регулируемая опора; 16 — патрубок слива
талой воды; 17 — вентилятор; 18 —
испаритель
Конструкция пристенного
прилавка аналогична конструкции
островного. На рис. 1, б показан
среднетемпературный пристенный
прилавок LW250FS. Для лучшего
обзора и удобства выбора
продуктов вертикальная стенка,
обращенная к покупателю, ниже
противоположной, а дно
охлаждаемого объема — ступенчатое.
На базе пристенного прилавка
типа LW изготовлена среднетем-
пературная закрытая витрина типа
LB (рис. 2,а), которая, в отличие
от прилавка, снабжена
электронагревателем мощностью 1 кВт
(или 2,25 кВт) для оттаивания
испарителя. Для удобства
загрузки продуктов на ступенчатое дно
и санитарной обработки витрины
ее передние стекла сделаны
поворотными.
Многоярусная витрина типа
LBR (рис. % б) состоит из
теплоизолированных
пенополиуретаном панелей (верхней, задней, двух
боковых) и нижнего корпуса,
соединенных между собой.
В корпусе витрины LBR250MP
размещены испаритель
поверхностью 31,2 м2 и диффузор с
двумя вентиляторами, закрытые
сверху теплоизолированным поддоном.
Зазор между задней, верхней
панелями и металлическими
внутренними облицовками образует
вертикальный канал.
На кронштейнах, укрепленных
на задней облицовке, имеющей
перфорацию, установлены четыре
полки для продуктов. Для
создания вертикальной воздушной
завесы в передней части верхней
панели предусмотрены жалюзи.
Справа от них установлены
люминесцентные лампы для освещения
полезного объема витрины.
Охлажденный в испарителе
воздух нагнетается вентиляторами в
вертикальный канал. Из него через
отверстия в задней облицовке часть
воздуха поступает на поддон и
полки, омывая продукты, а
остальной воздух выходит через
жалюзи в передней части верхней
панели, образуя вертикальную за-
6 * S
Ч 5 S 7
15 П15 1Z
весу (средняя скорость воздуха
около 0,6 м/с). Отепленный
воздух всасывается в канал между
передней стенкой корпуса и
облицовкой. Для уменьшения до
минимума инфильтрации
охлажденного воздуха из вертикального
потока завесы предназначена гибкая
Торговое
холодильное
оборудование

Низкотемпературный
островной прилавок
LBI250TT
LBI375TT

Среднетемпературный
островной
прилавок
LBI250FS
LBI375FS

Среднетемпературный
пристенный
прилавок
LW250FS
LW375FS
Среднетемпе-
ратурная
закрытая
витрина
LB250FS
LB375FS
Многоярусная
витрина
LBR250FS
LBR375FS
* П р и те
1 ности 60 %.

Полезный


даемый
объем,
м3
1,1
1,65
1,1
1,65
0,51
0,76
0,51
0,76
1,66
2,49
мперг

Площадь
для

выкладки


дуктов,
м2
3,05
4,57
3,05
4,57
2,05
3,07
2,05
3,07
7,1
10,63
туре
Температура
воздуха
в
охлаждаемом объеме,
°С
— 18...—20
— 18...—20
4...6
4...6
4...6
4...6
0...2
0...2
5...7
5..J
окружающего
Требуемая
холодо-
произво-
дитель-
ность,
Вт*
1050
1575
667
1000
515
773
650
975
4050
6075
воздуха

Поверхность

испарителя, м2
50,5
77,8
50,5
77,8
30,3
46,7
30,3
46,7
31,2
Габаритные ра
мм
длина
2604
3854
2604
3854
2604
3854
2604
3854
2604

ширина
1480
1480
1480
1480
1080
1080
1160
1160
980
48,1 3854 980
25 °С и относительной
змеры,

высота
905
905
905
905
860
860
1200
1200
1995
1995 !
влаж-

7777777
шторка, которую по окончании
рабочего дня опускают.
Технические характеристики
венгерского торгового
холодильного оборудования, рассмотренного
выше, приведены в таблице.
Низкотемпературное торговое
оборудование работает на R22 или
R502 при температуре кипения t0=
=—30 °С, среднетемпературное —
на R12 при /0= — Ю °С. Схема хла-
доснабжения торгового
оборудования производства объединения «Ле-
хел» показана на рис. 3.
В торговом холодильном
оборудовании объединения
используется компрессорно-ресиверный
агрегат, холодопроизводительность
которого несколько выше
требуемой для прилавков или витрин.
Например, агрегат с бессальнико-
вым компрессором МК1В, 2Е420,
работающий на R12, холодопроиз-
водительностыо 5,2 кВт при to=
=—10 °С, /ов=32 °С может обслу-.
живать среднетемпературные
островные прилавки типа LBI,
пристенный прилавок LW, закрытую
витрину LB, состоящие из шести
секций длиной по 2,5 м или из
четырех секций — по 3,75 м, или
многоярусную витрину LBR250FS
длиной 2,5 м.
Зависимость холодопроизводи-
РИС 3. Схема хладоснабження
торгового оборудования:
1 — выносной конденсатор воздушного
охлаждения; 2— вентиляторы конденсатора;
3 — прилавок; 4 — реле контроля
температуры в охлаждаемом объеме; 5 —
терморегул ирующий вентиль; 6, 13 — реле
высокого давления, управляющие работой
вентиляторов конденсатора; 7 — двухблочное
защитное реле давления; 8 —
фильтр-осушитель; 9 — смотровое стекло с
индикатором влажности; 10—амортизатор; // —
ресивер; 12, 17— обратные клапаны; 14 —
сильфонный виброизолирующий шланг;
15 — бессальниковый компрессор; 16 —
электромагнитный вентиль; 18 —
трехходовой регулятор давления конденсации; 19 —
реле температуры окончания оттаивания
испарителя
QDtKBm
11*—
-w -зо -го -ю
Ot?C
РИ С. 4. Зависимости холодопроизводитель-
ности Q0 и потребляемой мощности Ne
компрессорно-ресиверного агрегата с
компрессором МК18, 2Е420 от температуры
кипения t0 хладагента R12 при температуре
окружающего воздуха г0 •
/ — 25 °С; 2 — 32 °С; 3 — 43 °С
тельности и потребляемой
мощности агрегата от температур
кипения R12 и окружающего
воздуха приведены на рис. 4.
В связи с тем что в состав
холодильной установки входит
выносной конденсатор воздушного
охлаждения LK-20, для
стабилизации давления конденсации
хладагента при любой температуре
окружающего воздуха применены два
реле высокого давления,
управляющие работой вентиляторов, и
трехходовой регулятор.
Двухблочное реле давления осуществляет
защитные функции. Конденсатор
двух или четырехсекционного
исполнения оборудован двумя
малошумными вентиляторами,
потребляемая мощность однофазных
электродвигателей которых по
450 Вт (работают от сети
напряжением 220 В, 50 Гц). Масса
конденсатора 250 кг, габаритные
размеры 1767Х833ХЮ60 мм.
Тепловая нагрузка на конденсатор
составляет 20 кВт при
температурном напоре 15 °С.
Работы по гарантийному
ремонту рассмотренного в статье
холодильного оборудования,
смонтированного в универсамах Москвы
и других городов СССР,
выполняет Московский
специализированный комбинат холодильного
оборудования.
3
«г
•8
I

ИЗУЧАЮЩИМ ОСНОВЫ
ХОЛОДИЛЬНОЙ ТЕХНИКИ
УДК 621.57.041
Тема 7*
Поршневые компрессоры
холодильных машин
Один из основных элементов
(можно даже сказать: главный
элемент) парокомпрессионной
холодильной машины — компрессор. Он
обеспечивает циркуляцию
хладагента в системе холодильной
машины, создает высокое давление,
достаточное для перехода
хладагента из парообразного состояния
в жидкое (в конденсаторе), и
низкое давление, при котором он
кипит (в испарителе) при
заданной низкой температуре.
Наиболее широкое
распространение получили холодильные
компрессоры четырех типов:
поршневые, винтовые, ротационные и
центробежные.
Первые три типа относят [2]
к классу компрессоров
объемного действия — сжатие пара в нихц
происходит за счет уменьшения
начального объема. Центробежные
относят к классу компрессоров
динамического действия — хлада*
гент непрерывно перемещается с
большой скоростью через
проточную часть компрессора, при этом
кинетическая энергия потока
преобразуется в потенциальную, а
плотность хладагента повышается.
Поршневые компрессоры
классифицируют также по различным
конструктивным признакам: числу
и расположению цилиндров,
направлению движения пара внутри
цилиндра, степени герметичности
корпуса и др.
Поршневые компрессоры в
настоящее время применяют почти
исключительно в машинах малой
и средней холодопроизводитель-
ности.
Это — самый старый тип
холодильных компрессоров, над
совершенствованием конструкции
которого инженеры и технологи в
содружестве с учеными трудятся
* Темы 1—б опубликованы в XT
№ 1 — № 6 за 1991 г.
вот уже несколько десятилетии.
В результате у современного
компрессора некоторые детали по
классу точности и чистоте
обработки не уступают деталям часового
механизма.
Принцип действия поршневого
компрессора весьма прост. Внутри
цилиндра взад-вперед
перемещается поршень. При его движении в
одном направлении происходит
всасывание паров хладагента, в
обратном направлении — сжатие и
нагнетание. Пар поступает в
цилиндр через всасывающий клапан,
который немедленно закрывается,
как только всасывание
закончилось. Сжатый пар выталкивается
из цилиндра через
нагнетательный клапан, свободно
открывающийся только в одну сторону,
благодаря чему пар не может
возвратиться в цилиндр.
Нагнетательный клапан всегда
размещается в крышке
цилиндра, а всасывающий — либо в
крышке, либо в днище. В последнем
случае всасываемый и сжимаемый
пар проходит прямо от одного
конца цилиндра к другому,
поэтому такой компрессор называют
прямоточным (рис. 1). Когда же
оба клапана находятся рядом в
крышке, поток пара делает
поворот на 180 градусов, и такой
компрессор называют
непрямоточным (рис. 2).
Современные поршневые
холодильные компрессоры
конструируют исключительно по
непрямоточной схеме. Это объясняется тем,
что у непрямоточных компрессоров,
по сравнению с прямоточными,
существенно короче и, главное,
легче поршень, что позволяет
делать их более компактными и
гораздо более высокооборотными.
Возвратно-поступательное
движение поршгау в цилиндре обес-
печиваетф^сы&ошипно- шатунным
механизм^^Шстоящим из
коленчатого иди эксцентрикового вала
и шатун^^рис. 3, а). Иногда в
компрессорах малых холодильных
машин применяют кривошипно-ку-
лисный механизм (рис. 3, б).
Чтобы предотвратить утечку
хладагента в окружающую среду,
механизм движения поршня
помещают в непроницаемый для пара
^ РИС. 1. Прямоточный поршневой
холодильный компрессор:
/ — блок-картер; 2 — водяная ру-
башкз;гд'**€крышка цилиндров; 4 —
нагнетательный клапан; 5 — всасы-
вающийсклапан; 6 — гильза
цилиндра; 7 — шатунно-поршневая группа;
8 — коленчатый вал; 9 — масляный
»aTQOc;r (/^тфильтр; tl — сальник
.10 8
' YJS&..''/
РИС. 2. Непрямоточный поршневой
холодильный компрессор:
/ — блок-картер; 2 — всасывающий
патрубок; 3 — блок цилиндров; 4 —
крышка цилиндров; 5 — клапанная
группа; 6 — нагнетательный
патрубок; 7 — шатунно-поршневая
группа; 8 — коленчатый вал; 9 — фильтр
РИС. 3. Схема кривошипно-шатунного (а)
и кривошипно-кулисного (б) механизмов
движения поршня:
/ — кривошип; 2 — шатун; 3 — поршень;
4 — цилиндр с клапанами; 5 — ползун; 6 —
кулиса с поршнем

700
... и,Щ.
IHfllH'-'llllf
Ttir^
сальниковые и герметичные
компрессоры. У бессальниковых
компрессоров (рис. 4) картер
разъемный, благодаря чему их можно
ремонтировать на месте
эксплуатации. Герметичные компрессоры
(рис. 5) наглухо заваривают в
состоящий из двух половин кожух
со впаянными в него
всасывающей и нагнетательной трубками и
электропроводами для питания
электродвигателя. Такие
компрессоры ремонтируют только на
специализированном предприятии,
зато при массовом производстве они
обходятся значительно дешевле, а
в случае поломки их можно
заменить целиком.
Бессальниковые и герметичные
компрессоры применяют только во
фреоновых холодильных машинах.
Если в качестве хладагента
служит аммиак, размещать
электродвигатель внутри картера
недопустимо. Аммиак весьма агрессивен
по отношению к меди и имеет
незначительное электрическое
сопротивление, поэтому очень трудно
защитить медные обмотки
электродвигателя от разрушения.
Если двигатель располагается
вне герметичного компрессора, то
конец коленчатого вала должен
быть выведен через картер
наружу и необходимо позаботиться
о том, чтобы в этом месте не
было утечек хладагента. Достигается
03W
РИС. 4. Бессальниковый холодильный
компрессор:
/ — блок-картер; 2 — ротор
электродвигателя; 3 — статор электродвигателя; 4 —
герметизированные электровводы
хладагента корпус (картеру,
соединяемый с цилиндром в одну
неразъемную отливку, реже — с
помощью шпилек.
В первом случае цилиндрами
служат гильзы, плотно вставленные
в расточки корпуса. В этом
случае он называется блок-картером.
Для того чтобы предотвратить, по
возможности, утечку сжимаемого
пара через зазор между
стенками цилиндра и порпкнем, в
кольцевые проточки поршня вставляют
пружинящие поршневые кольца.
Коленчатый вал соединяется с
приводящим его в движение
валом двигателя (в большинстве
случаев это — электродвигатель,
редко — двигатель внутреннего
сгорания) клиноременной
передачей либо непосредственно муфтой.
В этом варианте двигатель
располагается снаружи компрессора.
Электродвигатель может также
находиться внутри картера: его ро-
8
I
тор насаживают непосредственно
на коленчатый вал.
Существует два типа
компрессоров с электродвигателем внутри
картера — так называемые бес-
РИС. 5. Герметичный холодильный
компрессор:
/ — кожух; 2 — блок цилиндров; 3 — ша-
тунно-поршневая группа; 4 — масляный
насос; 5 — коленчатый вал; 6 —
электродвигатель; 7 — глушитель шума

это с помощью сальникового
уплотнения. Оно состоит из двух
кольцеобразных деталей, одна из
которых крепится к вращающемуся
валу, а другая — к неподвижному
корпусу. Плотный контакт
тщательно отполированных
поверхностей двух колец обеспечивается
специальной пружиной. Благодаря
высокой чистоте обработки
поверхностей, подбору материалов и
обильной смазке кольца при
вращении почти не изнашиваются, а
потери на трение оказываются очень
небольшими. Масляный слой
между соприкасающимися
поверхностями колец дополнительно пре-
Зпятствует просачиванию
хладагента через сальниковое уплотнение.
Иногда для надежности в сальни-
**, ковом уплотнении применяют две
§5 пары трущихся колец.
^ Очень важна для эффективной
|? работы компрессора хорошая смаз-
* ка. Смазывать необходимо все тру-
§ щиеся детали: подшипники колен-
§ чатого вала, шатунные шейки, пор-
* шневые пальцы, цилиндры, сальни-
gj ковые уплотнения. Простой вари-
к ант смазки — разбрызгивание мас-
§ ла, налитого до определенного
? уровня в картер, при вращении
rg коленчатого вала. Более надежной
§ является принудительная смазка с
5 помощью масляного насоса (ше-
ъ стереночного, лопастного,
центробежного и др.). Нагнетаемое
насосом масло через каналы,
просверленные в коленчатом валу,
подается к шатунным шейкам.
Иногда в крупных поршневых
компрессорах путь масла
продлевается по сверлениям в шатунах к
поршневым пальцам.
Смазочное масло, заливаемое в
картер, частично уносится
потоком хладагента, из-за чего при
длительной работе компрессора
может возникнуть опасность
сухого трения в трущихся парах.
Чтобы избежать этого, в
холодильной машине после компрессора
устанавливают маслоотделитель,
из которого масло периодически
возвращается обратно в картер.
В холодильных машинах,
работающих на хладагентах, которые
хорошо растворяют масло (таким
свойством обладают многие фреоны),
маслоотделители обычно не
ставят, так как масло свободно
циркулирует по системе вместе с
хладагентом и своевременно
возвращается в картер с потоком
всасываемого пара.
При работе компрессор
нагревается за счет теплоты сжатого
пара и различных потерь (в
основном из-за трения), поэтому его
температура может повышаться
довольно значительно. Чтобы
компрессор не перегревался (а это
может привести к подгоранию
масла, заклиниванию и другим
неприятностям), применяют
охлаждающие водяные рубашки,
охлаждающие змеевики в масляной
ванне картера, оребренный корпус,
вентилятор для принудительного
обдува корпуса.
В компрессорах устанавливают
также приборы, облегчающие
обслуживание или повышающие
безопасность,— манометры, запорные
вентили, указатели уровня масла,
фильтры, приборы автоматической
защиты и т. д.
Некоторые модели
компрессоров снабжены специальными
устройствами для регулирования
производительности.
Объемная производительность
компрессора Ккм, м3/с, тем
больше, чем больше объем его
цилиндра jD2S, м3 (где D — диаметр
цилиндра, м; S — расстояние
между двумя крайними положениями
поршня, м), число цилиндров z и
частота вращения (число
оборотов) п, 1/с, вала компрессора.
Теоретическая, при отсутствии
каких-либо потерь, объемная
производительность
VVM^D2Szn.
Ее называют также объемом,
описываемым поршнями.
Если эту величину умножить на
плотность всасываемого пара
q, кг/м3, то получим теоретическую
массовую производительность
компрессора GKMT=KKMT р,кг/с.
Действительная
производительность компрессора всегда меньше
теоретической:
^гкм%д===^/км.т^-
Коэффициент А,, называемый
коэффициентом подачи или
наполнения, учитывает потери,
связанные с наличием мертвого
пространства, подогревом всасываемого
пара, утечками пара через
неплотности, гидравлические потери в
клапанах.
Мертвое пространство (или
мертвый объем) — это небольшое
свободное пространство в
цилиндре, в котором остается сжатый
пар, когда поршень достигает
крайнего положения в конце хода
нагнетания. Оно предохраняет
поршень от удара о клапанную доску.
По мере того, как поршень
двигается в цилиндре в обратном
направлении, пар, находящийся в
мертвом пространстве под высоким
давлением нагнетания, начинает
расширяться, заполняет цилиндр и
затрудняет тем самым всасывание
новой порции пара. В результате
в цилиндр поступает нового пара
меньше, чем могло бы. Это можно
рассматривать как потерю
производительности компрессора по
сравнению с теоретической.
Конструкторы стараются свести
мертвое пространство к
минимуму. В современных компрессорах
оно составляет 3—4 % полного
объема цилиндра, и лишь в редких
случаях его удается уменьшить до
1,5-2%.
Потеря производительности из-
за других, названных выше
причин, каждой в отдельности, как
правило, меньше, но общие
потери из-за них могут быть и
больше, чем потери из-за наличия
мертвого пространства.
Действительная
производительность компрессора меньше
теоретической на 10—40 %.
Коэффициент подачи А,=0,9...0,6. Конкретное
значение X зависит от многих
факторов: конструкции компрессора,
качества его изготовления,
режима работы (чем больше
отношение давления нагнетания к
давлению всасывания, тем меньше к),
вида хладагента и др.
В технической документации,
как правило, указывается холодо-
производительность компрессора.
Это понятие условное, так как сам
компрессор холода не производит.
Холод вырабатывает холодильная
машина, которая, помимо
компрессора, имеет другие обязательные
элементы (см. тему 2 в XT № 2 за
1991 г.), а ее холодопроизводи-
тельность зависит от вида
хладагента а термодинамического цикла.
Если они оговорены, то известна
удельная массовая холодопроиз-
водительность компрессора ?0км,
кДж/кг (см. тему 4 в XT № 4 за
1991 г.) и его холодопроизводи-
тельность, кВт, легко подсчитыва-
ется по формуле
Уокм" ^скм.д^Окм-
Если известен объем,
описываемый поршнями Ккмт,то холодо-
производительность компрессора
можно определить как
Уокм=г 'кмлЛ^икм»
где qvm — удельная объемная хо-
лодопроизводительность
компрессора, кВт/м3.
По аналогии с холодильной
машиной (см. тему 4) можно
определить условный холодильный
коэффициент компрессора екм=
= Qokm/^.
Для компрессоров с
электродвигателем, встроенным в корпус,
в эту формулу подставляют
мощность N3, измеренную
электроприборами \ на клеммах питания
(еэ.км=Фокм/#э)- В этом случае
холодильный коэффициент
называют электрическим. Для
компрессоров с вынесенным из корпуса
двигателем определяют так
называемый эффективный холодильный
коэффициент eeKU=Q0KU/Net для
вычисления которого в формулу
подставляют механическую
мощность Ne на приводном валу
компрессора.
Еще одним важным
показателем является коэффициент
полезного действия (КПД) цкм компрес-

сора, который дает представление
о том, насколько действительная
потребляемая мощность больше
теоретической*, т. е. затрачиваемой
на сжатие пара при отсутствии
каких-либо потерь: теоретическую
мощность находят с помощью
/,^р-днаграммы (см. тему 4):
^T=/GKMT=(/2—M).
Для компрессоров со
встроенным электродвигателем
определяют электрический КПД
Лэ.км==#т/#э.д>
а для компрессоров с
вынесенным двигателем — эффективный
КПД
Лекм=#т/#е-
КПД компрессора, как и
коэффициент подачи, зависит от
режима работы, в первую очередь,
от отношения давлений нагнетания
и всасывания. Для современных
компрессоров со встроенным
электродвигателем т|экм=0,45...0,7, для
компрессоров с вынесенным
двигателем — т|екм=0,6...0,77. Более
высокие значения цекм объясняются
тем, что в этом коэффициенте не
учитываются электрические потери,
входящие в ть.кн. ;"' ' .
В настоящее время щироко
используют поршневые холодильные
компрессоры холодопрризводитель-
ностью при так называемых
стандартных условиях (сравнительных,
наиболее распространенных
значениях t0f tKy tBC и /н) от десятков
ватт до примерно 250 кВт.
Однако, несмотря на совершенство,
поршневые компрессоры понемногу
уступают место компрессорам
других типов, отличающимся более
длительным рабочим ресурсом,
меньшей виброактивнрстью и
большей компактностью.
Сокращение облает^
применения компрессоров поршневого типа
будет происходить в блрк^йшйе
годы в основном за сч^^^еёнё-
ния компрессоров большой хблодЬ-
производительности. ^млреСсоры
же малой холодоп$рнз§Ы^тель-
ности, видимо, еще'эДолго б^дут
удерживать главенсгв^юкцее
положение в компрессорном парке.
Список литературы
1. Холодильные г компрессоры:
Справочник/Под pei А. В!. Быкова.
М.: Легкая и пищевая
промышленность, 1981.
2. X о л о д и л ь и ы е машины/Под ред.
И. А. Сакуна. Л,:
Машиностроение, 1985. пг
Материал подготовил
канд. техн. наук А. С. КРУЗЕ
ВНИИхолодмаш
УДК 621.565.9.001.57@49.32)
Учебное пособие современного уровня
* Теоретическую мощность называют
также адиабатной Na, принимая, что в
теоретическом цикле сжатие происходит
при S*=const.
Оносовский В. В. Моделирование и
оптимизация холодильных установок:
Учебн. пособие. Л.: Изд-во ЛГУ, 1990.
208 с. Тираж 3865 экз. Цена 35 к.
Возрастающая сложность
холодильного оборудования,
изменяющиеся экономические условия,
ужесточение трудового
законодательства, требования защиты
окружающей среды обусловливают
необходимость подготовки инженеров-
холодильщиков, которые были бы
способны успешно решать
сложные многофакторные задачи при
проектировании и эксплуатации
холодильных установок.
В этой связи весьма
своевременно и актуально издание
рассматриваемого учебного пособия,
в котором изложены основные
положения теории математического
моделирования и методы
оптимизации моделируемых объектов.
Впервые в отечественной
литературе по холодильной технике
предложена термоэкономическая
модель многоцелевой холодильной
установки.
Значительное внимание в
пособии уделено применению
термоэкономического метода при учете
колебаний параметров окружающей
среды и тепловых нагрузок на
холодильное оборудование.
Рассмотрены принципы использования
САПР для проектирования
холодильных систем.
Содержание пособия в целом
направлено на устранение
субъективизма многих рекомендаций
теории и практики холодильной
техники, что следует полностью
поддержать.
Рассматривая в главе 1 вопросы
моделирования, автор приводит
современную трактовку понятия
«модель», четко оговаривает
возможности объективного отображения
моделью реального объекта,
последовательно рассматривает
факторы, определяющие условия
существования модели. Методически
правильное изложение
общетеоретических положений иллюстрируется
примерами моделей из области
холодильной техники, например, опи.
санием процессов в цикле
поршневого компрессора. Анализ
элементов холодильной установки (в
частности, теплообменных аппаратов) в
качестве составляющих ее модели
позволяет уяснить взаимосвязи
тепловых и материальных потоков,
влияние теплообмена и величины
поверхности теплопередачи на
температурные перепады и изменения
температуры рабочих веществ.
В главе 2 дан обзор методов
статической и динамической
оптимизации. Последовательно
рассмотрено нахождение экстремума
оптимизируемой функции сначала
для одной переменной, а затем —
для нескольких. Впервые показана
возможность применения метода
неопределенных множителей Лан-
гранжа для оптимизации
холодильных установок.
Обзор методов решения задач
оптимизации для стационарного
режима работы холодильной
установки позволяет сопоставить
возможности методов линейного и
нелинейного программирования,
безградиентного и градиентных
методов поиска оптимума
применительно к решению конкретной задачи.
Математический аппарат,
используемый в главах 1 и 2,
излагается с учетом общетехнической
подготовки студентов. Его освоение
будет способствовать подготовке
современного специалиста.
В пособии детально
рассмотрено применение метода
термоэкономики для решения конкретных
задач (главы 3* 4) по оптимизации
одноступенчатой и
двухступенчатой холодильных установок одно-
и многоцелевого назначения, а
также их отдельных элементов и
коэффициента теплопередачи
теплоизолированного контура холодильника.
При этом проанализировано

SI
о»
I
О

значение ряда факторов при
использовании метода
термоэкономики для моделирования, в
частности, таких, как потери давления
в трубопроводах,теплообмен
аппаратов с окружающей средой,
перегрев паров на всасывании в
компрессор, переохлаждение жидкого
хладагента и др. Исходя из
результатов анализа, при
моделировании учитывается только
переменная часть приведенных затрат,
изменяющихся при оптимизации
режима работы холодильной
установки.
Дано математическое описание"
элементов холодильной установки,
проведена оценка изменения
функций (линейная, линейно-кусочная
и т. п.) и условий существования
экстремума, что весьма важно, если
отсутствует явный максимум
(минимум) при вычислении целевой
функции.
Впервые детально рассмотрено
влияние сезонных колебаний
температуры окружающей среды и
тепловой нагрузки на размер
годовых приведенных затрат. Решение
методом термоэкономики
оптимизации одноцелевых холодильных
установок показало, что
общепринятые перепады температур в
конденсаторах, градирнях, водоохла-
дителях не являются
оптимальными применительно к разным
климатическим зонам или при
различной оплате за электроэнергию
и воду.
Особую ценность имеет
подкрепленное конкретными
цифровыми выкладками положение о том,
что совокупность даже
оптимизированных одноцелевых
холодильных установок характеризуется
большими эксплуатационными и
приведенными затратами, нежели
оптимизированная комплексная
многоцелевая установка. Тем
самым доказывается, что независимо
от степени сложности холодильной
системы и ее
многофункционального назначения (это особенно
характерно для холодильных
установок в химической, нефтяной,
газоперерабатывающей отраслях
промышленности) необходимо
проводить комплексную оптимизацию.
Несмотря на сложность и
трудоемкость, такая оптимизация
обеспечит весьма ощутимый
экономический эффект за счет сокращения
годовых энергозатрат и снижения
удельной стоимости холода в
течение года.
Учитывая, что принципы и
применение систем автоматического
проектирования в машиностроении
описаны во многих учебниках и
учебных пособиях, краткий обзор
принципов построения и принятой
терминологии САПР в
рецензируемой книге представляется
достаточным.
В целом пособие написано четко
и последовательно, графические
материалы хорошо иллюстрируют
текст. Однако хотелось бы
высказать некоторые замечания и
пожелания.
Хотя идеи метода
термоэкономической оптимизации достаточно
просты, внешний вид
функционалов для функции Лагранжа,
определяющих величину годовых
приведенных затрат для
соответствующих холодильных установок,
весьма громоздок, что затрудняет
усвоение существа изложения.
Представляется целесообразным
перенести функционалы в
приложение, может быть, представив их в
виде типовых наборов для
отдельных элементов холодильной
установки (подобно таблицам
стандартных интегралов).
Использование эксергии в
качестве обобщенной
термодинамической характеристики позволило
автору применить при
моделировании холодильных установок
современный метод комплексного
термоэкономического анализа.
Желательно было бы поэтому более
подробно изложить положения эксер-
гетического подхода.
Иногда краткость изложения
приводит к неточностям в
терминологии и описаниях. Это
относится, в частности, к
тождественности использования понятий
эксергии и энергии при оценке
величин приводной энергии для
компрессоров, насосов и вентиляторов;
замене в выражениях для
определения количества теплоты
величины мощности количеством эксергии
(для воздухоохладителя,
конденсатора и др.); оценке величины и
роли эксергетических потерь,
особенно применительно к
конденсаторам холодильной установки.
Ограниченный объем пособия
не позволил автору
проанализировать теплОйспользующие
холодильные системы-"И осветить вопросы
оптимизации холодильных
установок с позиций экологии, что
представляется крайне необходимым в
современных условиях.
Активное использование
изложенных в пособии методов
моделирования и оптимизации позволит
повысить уровень подготовки
инженеров-холодильщиков.
Канд. техн. наук
В. М. ШЛЯХОВЕЦКИЙ
Краснодарский политехнический
институт
te^'
fcttV^
В 1992 г. выходит в свет новая
книга
«ПРОДАВЕЦ — БИРЖА —
ПОКУПАТЕЛЬ»
(Калашников А. В. и др.—
М.: Агропромиздат, 1992
(I кв.) — 5 л.)
Из нее вы узнаете, почему в
условиях рыночной
экономики необходимы
товарные биржи, как
воспользоваться услугами
маклерской службы, купить и
продать товар.
В книге подробно
рассмотрена организация
коммерческо-посреднической
деятельности как по купле —
продаже
материально-технических
средств, так и по бартерному
обмену товаров. Показаны
коммерческо-финансовые
взаимоотношения сторон
в процессе сделок.
Новое издание предназначено
для всех желающих
приобрести знания
по рыночной экономике.
бюллетеню.
Уважаемые читатели!
Редакция принимает заказы
от государственных
организаций, кооперативных,
малых и совместных
предприятий, а также от
частных лиц на публикацию
рекламных объявлений
в журнале «Холодильная
техника». х
СТОИМОСТЬ РЕКЛАМЫ (в руб.):
на полосу обложки 2000,
в тексте 1500г
на 1/2 полосы
соответственно 1000 и 750.
Обращаться по адресу:
125422, Москва,
ул. Костякова, 12,
редакция журнала
«Холодильная техника».

УДК 621.565.78
Правила устройства
и безопасной эксплуатации
аммиачных холодильных установок*
Приложение 1
СВОЙСТВА АММИАКА
Аммиак — бесцветный газ с
удушливым резким запахом 4-го класса
опасности (ГОСТ oilfi*ШM—76),'
смесь паров которого М2-воздухом
при объемном их содержании от
15 до 28 % A07—200 мг/л)
является взрывоопасной.
Наибольшее давление взрыва
аммиачно-воздушной смеси
составляет около 0,45 МПа D,5 кгс/см2).
При объемном содержании
аммиака в воздухе свыше 11 %
G8,5 мг/л) и наличии открытого
пламени начинается его горение.
Аммиак даже при
незначительных концентрациях обладает пре-
ФИЗИЧЕСКИЕ И ФИЗИОЛОГИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА АММИАКА
Химическая формула
Молекулярная масса
Критическая температура, °С
Критическое давление, МПа (кгс/см2)
Температура, °С
кипения при 1013 гПа G60 мм рт. ст.)
затвердевания
воспламенения
Объемное содержание аммиака в
воздухе, % (мг/л)
предельно допустимое в рабочей зоне
не вызывающее последствий после
пребывания в течение 60 мин
опасное для жизн«^%!К&^
вызывающее смертельный исход при
воздействии в течение 3Q—60 мин
NH3
17
132,4
11,52 A15,2)
—33,3
—77,9
630
0,0028 @,02)
0,035 @,25)
0,05...0,1 @,35...0,7)
0,21...0,39 A,5...2,7)
дупреждающим запахом и
оказывает раздражающее воздействие на
глаза и слизистую оболочку
носоглотки.
Приложение 2
ОРГАНИЗАЦИЯ ОБУЧЕНИЯ
РАБОТАЮЩИХ ;'
БЕЗОПАСНОСТИ ТРУДА
1. Обучение работающих
безопасности труда проводят на всех
предприятиях и в организациях
независимо от характера и
степени опасности
производства, в соответствии с ССБТ
ГОСТ 12.0.004—89 «Организация
обучения работающих
безопасности труда»:
* Продолжение. Начало см. в № 1—4,
6, 7 за 1991 г.
Жидкий аммиак вызывает
ожоги кожи. Большую опасность
представляет попадание его в глаза.
при подготовке новых рабочих
(вновь принятых рабочих, не
имеющих профессии или меняющих ее);
проведении различных видов
инструктажа;
повышении квалификации.
2. Обучение охране труда при
подготовке рабочих по профессиям,
к которым предъявляются
дополнительные (повышенные)
требования по безопасности труда,
завершается специальным экзаменом.
При подготовке рабочих других
профессий вопросы охраны труда
включаются в экзаменационные
билеты по спецтехнологии и в
письменные работы на
квалификационных экзаменах в профессионально-
технических училищах.
3. Общее руководство и
организация обучения в целом по
предприятию (организации)
возлагается на руководителя
предприятия (организации),а в
подразделениях — на руководителя
подразделения.
4. Контроль за
своевременностью и качеством обучения
работающих безопасности труда в
подразделениях предприятия
(организации) осуществляет отдел
(бюро, инженер) охраны труда
(техники безопасности) или
инженерно-технический работник, на
которого возложены эти
обязанности приказом руководителя
предприятия (организации).
5. Производственные
объединения, предприятия, организации,
колхозы, совхозы, учебные
заведения, кооперативы, арендные
коллективы обеспечивают
комплектование служб охраны труда
соответствующими специалистами и
систематическое повышение их
квалификации.
По характеру и времени
проведения инструктаж работающих
подразделяют на:
вводный,
первичный на рабочем месте,
повторный,
внеплановый,
целевой.
6. Вводный инструктаж по
охране труда проводят со всеми вновь
принимаемыми на работу
независимо от их образования,
стажа работы по данной профессии
или должности, с временными
работниками, командированными,
учащимися и студентами,
прибывшими на производственное
обучение или практику, а также с
учащимися в учебных заведениях
перед началом лабораторных и
практических работ в учебных
лабораториях, мастерских, на участках,
полигонах.
7. Вводный инструктаж на
предприятии, в организации,
хозяйстве, кооперативе, арендном
коллективе проводит инженер по
охране труда или лицо, на которое
приказом по предприятию,
организации или решением правления
(председателя) колхоза,
кооператива возложены эти обязанности, а
в учебных заведениях —
преподаватель или мастер
производственного обучения.
На крупных предприятиях к
проведению отдельных разделов
вводного инструктажа могут быть
привлечены соответствующие
специалисты.
8. Вводный инструктаж
проводят в кабинете охраны труда или в
специально оборудованном
помещении с использованием
современных технических средств обучения,
®>
I
1
1
I

о*
1
I
а также наглядных пособий
(плакатов, натурных экспонатов,
макетов, моделей, кинофильмов,
диафильмов, видеофильмов и т. п.)
продолжительностью не менее двух
часов.
9. Вводный инструктаж
проводят по программе, разработанной
службой охраны труда с учетом
требований стандартов ССБТ,
правил, норм и инструкций по охране
труда, а также всех
особенностей производства, утвержденной
руководителем (главным
инженером) предприятия (организации)
по согласованию с профсоюзным
комитетом.
10. О проведении вводного
инструктажа делают запись в
журнале регистрации вводного
инструктажа или в личной карточке
прохождения обучения с
обязательными подписями инструктируемого
и инструктирующего, а также в
приказе о приеме на работу
(форма Т-1).
11. Первичный инструктаж на
рабочем месте проводят до
начала производственной деятельности:
со всеми вновь принятыми на
предприятие, в организацию,
колхоз, совхоз, кооператив,
арендный коллектив;
переводимыми из одного
подразделения в другое;
с работниками, выполняющими
новую для них работу;
командированными,
временными работниками;
со строителями, выполняющими
строительно-монтажные работы на
территории действующего
предприятия;
со студентами и учащимися,
прибывшими на производственное
обучение или практику, перед
выполнением новых видов работ, а
также перед изучением каждой
новой темы при проведении
практических занятий в учебных
лабораториях, классах, мастерских,
участках.
Примечание. С лицами, не
связанными с обслуживанием,
испытанием, наладкой и ремонтом
оборудования, использованием инструмента,
хранением и применением сырья и
материалов, первичный инструктаж на
рабочем месте не проводят.
Перечень профессий и должностей
работников, освобожденных от
первичного инструктажа на рабочем месте,
утверждает руководитель
предприятия (организации) по согласованию с
профсоюзным комитетом и службой
охраны труда.
12. Все рабочие после
первичного инструктажа на рабочем
месте и проверки знаний должны в
течение первых 2—10 смен (в
зависимости от стажа, опыта и
характера работы) пройти
стажировку под наблюдением мастера или
бригадира, после чего
оформляется допуск их к
самостоятельной работе. Для работ, к
которым предъявляются
дополнительные (повышенные) требования по
безопасности труда,
министерствами (ведомствами) по согласованию
с соответствующими ЦК
профсоюза может быть установлен более
продолжительный срок
стажировки.
13. Повторный инструктаж
проходят все работающие, за
исключением лиц, указанных в
примечании к п. 9, независимо от
квалификации, образования и стажа
работы не реже одного раза в
полугодие.
14. Повторный инструктаж
проводят индивидуально или с
группой работников одной профессии,
бригады по программе первичного
инструктажа на рабочем месте с
целью проверки и повышения
уровня знаний правил и инструкций
по охране труда.
15. Внеплановый инструктаж
проводят при:
изменении правил по охране
труда;
изменении технологического
процесса, замене при
модернизации оборудования, приспособлений
и инструмента, исходного сырья,
материалов и других факторов,
влияющих на безопасность труда;
нарушении работниками
требований правил безопасности
труда, которое может привести или
привело к травме, аварии, взрыву
или пожару;
перерывах в работе — для
профессий, к которым предъявляются
дополнительные (повышенные)
требования безопасности труда,
боле^ чем за 30 календарных дней,
для остальных работников — 60
дней.
16. Целевой инструктаж
проводят при:
выполнении разовых работ, не
связанных с прямыми
обязанностями работника по его
специальности (погрузка, выгрузка, уборка
территории, цеха и т. д.);
ликвидации последствий
аварий, стихийных бедствий и
катастроф;
производстве работ, на которые
оформляется наряд-допуск,
разрешение или другие документы;
организации массовых
мероприятий с учащимися (экскурсии,
походы, спортивные
соревнования и др.)-
17. Знания, полученные при
инструктаже, проверяет работник,
проводивший инструктаж.
Рекомендуется применять
технические средства обучения и
контроля знаний.
Порядок оформления инструктажа
Все виды инструктажа
оформляются в специальных журналах
регистрации инструктажа по технике
безопасности и производственной
санитарии.
Примечания:
а) при проведении
внеочередного инструктажа в журнале
необходимо указать причины,
вызвавшие этот инструктаж;
б) подчистки и исправления в
журнале не допускаются.
18. Страницы журналов
проведения инструктажа по технике
безопасности должны быть
пронумерованы, прошнурованы и
скреплены печатью предприятия.
19. Журнал регистрации
вводного инструктажа ведется
службой по технике безопасности, а
журнал регистрации инструктажа
на рабочем месте —
руководителями цеха (смены), участка или
лицами, их заменяющими.
20. На основании настоящего
Положения на предприятиях и в
организациях должны быть
составлены и утверждены главным
инженером подробные указания
(программы) о проведении
инструктажа рабочих по технике
безопасности и производственной
санитарии для отдельных видов
производств. Эти указания (программы)
должны выдаваться
соответствующим начальникам цехов (смен),
участков и мастерам
предприятия и храниться вместе с
журналом регистрации инструктажа по
технике безопасности.
21. Повышение знаний
инженерно-технических работников по
безопасности труда осуществляется
ими при повышении квалификации:
на специальных курсах
(семинарах) по охране труда, в
институтах повышения квалификации, на
курсах при
научно-исследовательских институтах и предприятиях, а
также на факультетах и курсах
повышения квалификации при
высших учебных заведениях.
22. Программы повышения
квалификации инженерно-технических
работников разрабатывают
министерства (ведомства) по
согласованию с соответствующими ЦК
профсоюзов. Программы должны
содержать разделы по охране
труда, включая требования
безопасности, изложенные в стандартах
ССБТ.
23. По окончании обучения
инженерно-технических
работников в институтах, на факультетах
и курсах повышения
квалификации должна быть предусмотрена
проверка знаний вопросов охраны
труда.
24. Периодичность повышения
квалификации
инженерно-технических работников устанавливается в
соответствии с существующим
порядком — не реже 1 раза в 6 лет.

aViifV*
и концентрации этилена. При этом
поддержание высокого уровня влажности
в холодильной камере оказалось более
важным, чем эффективность удаления
этилена.
Rizzolo A., Grassi М. // Ann. 1st.
sper. Valor, tecnol. Prod, agric, IT.
(Италия), 1987 (опублик. в 1990 г.),
18, 33—38.
БМИХ. 1990, № 6. С. 782.
УДК 621.56/.58
Из Бюллетеня МИХ
Влияние теплоизоляции и
регулирования влажности на подземное
холодильное хранение
Отмечается эффективность
использования подземных холодильников для
хранения продуктов в Южном Китае.
Однако вследствие недостатков в
архитектурном и теплотехническом
проектных решениях таких холодильников,
а также трудностей в поддержании
надлежащей относительной влажности
воздуха зачастую при их
эксплуатации возникают серьезные проблемы.
Наблюдения, проведенные на двух
подземных холодильниках (с
теплоизоляцией и без нее), позволили
определить их тепловые характеристики,
в том числе температурные поля
ограждающего скального грунта и на уровне
площади хранения продуктов.
В статье предложены мероприятия
по адекватной теплоизоляции
подземного холодильника и защите его от
повышенной влажности.
Zheng G., Jang S. С. / / Tunnelling
Underground Space Technol., GB.
(Великобритания), 4, 1989, № 4, 503—507.
БМИХ. 1990, № 6. С. 780.
Энергетический анализ
фруктохранилища
В докладе приведены результаты
комплексных измерений, выполненных в
камерах с контролируемой газовой
средой фруктохранилища, в том числе
данные энергетического и эксергетиче-
ского анализа и расчетов холодильной
нагрузки, а также потребность в
электроэнергии различных элементов
оборудования холодильной установки в
течение 273 дней хранения 610 т яблок
Голден Делишес — 165 кВт»ч на 1 т
яблок без учета расхода ее на
кондиционирование воздуха.
Во второй части доклада детально
рассмотрены проблемы потерь фруктов
при хранении, поддержания требуемого
состава воздушной среды и циркуляции
воздуха, а также распределения
температур на разных этапах хранения.
Braun H., Angruner В. // Klima
№te Heiz., DE. (ФРГ), 17, 1989/11,
№ 11, 539—545.
БМИХ. 1990, № 6. С. 783.
Предосторожности при пуске
в эксплуатацию холодильных камер
Сообщается о колебаниях давления
внутри холодильных камер, об их
влиянии на строительные конструкции и
эксплуатацию камер. В частности, при
вводе камер в работу и оттаивании
холодильного оборудования должны быть
соблюдены специальные меры
предосторожности. Наметившаяся тенденция
увеличения размеров камер и тепловой
нагрузки на их оборудование не должна
приводить к использованию крупных
воздухоохладителей и мощных
вентиляторов. Предпочтительнее
устанавливать вместо них большее число
оборудования меньшей производительности,
что позволяет вводить его в работу
последовательно с интервалами по
времени. Теоретические исследования в
этой области весьма желательны, так
же как и более точная
регламентация процессов пуска камер в работу
и оттаивания их воздухоохладителей.
Isolation, FR. (Франция), 1989/10,
№ 41, 47,49—53.
БМИХ. 1990, № 6. С. 781.
Использование твердого адсорбента
для удаления этилена из атмосферы
холодильных камер
В целях изыскания обладающих
свойством регенерации материалов для
удаления этилена, выделяемого фруктами
в атмосферу холодильных камер,
авторы испытывали эффективность
некоторых твердых адсорбентов в
соответствии с их полярностью.
Наилучшие результаты были
получены при использовании аполярных
веществ, таких, как длинная цепь
насыщенных углеводородов, полиэтилен и
полистирол, а также двуокись кремния
в обратимой фазе.
Polesello A., Rasi M. // Ann. 1st.
sper. Valor, tecnol. Prod, agric, IT.
(Италия), 1987 (опублик. в 1990 г.),
18, 25—31.
БМИХ. 1990, № 6. С. 782.
Удаление этилена из атмосферы
холодильных камер водяными
скрубберами
Авторы изучали механизм удаления
этилена из опытной и промышленной
холодильных камер водяными
скрубберами разных типов. Эффективность
скрубберов зависела от числа циклов
циркуляции воздуха в час через башню
аппарата, но не зависела от его формы
Экономия электроэнергии при
эксплуатации холодильной установки с двух-
скоростными электродвигателями для
привода компрессоров
В результате проведенных на
холодильнике для длительного хранения
фруктов исследований холодильной
установки выявлено, что благодаря замене
односкоростного электродвигателя для
привода компрессора на двухскоростной
достигнута экономия электроэнергии в
размере 19 %. Для действующей
холодильной установки замена двигателя
окупается в течение 5 лет.
Koppenol A. D. I/ Koude Klim., NL.
(Нидерланды), 82, 1989/12, № 12,
35—40.
БМИХ. 1990, № 6. С. 782.
Революция в электронике
Автор описывает совершенствование
систем электронных мониторов и систем
тревожной сигнализации для
холодильных складов, универсамов и
холодильного транспорта. Авторефрижераторы
могут быть оборудованы «черным
ящиком», регистрирующим ежеминутно
температуру продуктов.
Darnell R. // Refrig. Air Cond., GB.
(Великобритания), 92, 1989/12, № 1101,
59—61.
БМИХ. 1990, M 6. С. 783.
Система искусственного снегопада
Система искусственного снегопада
создана на базе технологии,
разрабатывающейся в течение многих
лет для всепогодных
испытательных установок автомобильной
промышленности. Система, названная
«Снежная фантазия», позволяет
производить снег различных видов
(влажный, типа пудры) и даже снег
с температурой выше 0°С C...7°С)
посредством регулирования
воздушного потока в помещениях или
шкафах. Используя эту систему,
такие напитки, как пиво или
фруктовые соки, а также продукты
можно выставлять и хранить в торговом
оборудовании, не замораживая.
Jamamoto Af. // Refrigeration, JP.
(Япония), 65, 1990/02, № 748,
141—144.
БМИХ. 1991, № 1. С. 106.
Охлаждение мяса
с орошением водой
В статье дан обзор методов
охлаждения, в том числе техники быстро-
©>
©>
н
8
о
I

го охлаждения мясных туш
крупного скота на больших бойнях.
Приведен анализ сравнительной
оценки разных методов
охлаждения свиных туш по усушке,
потреблению электроэнергии и микро-
биальной загрязненности. Три
метода двухфазного быстрого
охлаждения (при температуре воздуха в
первой фазе до —25°С при его
скорости 2 м/с, до —8°С при скорости
2 и 1 м/с) сравнивали с методом
охлаждения с орошением водой
(впрыскивание воды в
охлаждающий воздух, температура которого
поддерживается на уровне 0°С).
Letang G. // Rev. gen. Froid, FR.
(Франция), 80, 1990/05, M 4,
2$ 29
БМИХ. 1991, № 1. С. 66.
Регулирование климата
в подземных помещениях
За последние десятилетия большое
развитие получило подземное
строительство. Первопричина —
большая плотность наземных
застроек и ограниченная площадь для
нового строительства.
Рентабельность и технология регулирования
климата способствовали
расширению подземного строительства.
Опыт эксплуатации подземных
объектов убедительно
свидетельствует о возможности экономии
средств на отопление порядка 40...
60 % и на кондиционирование
воздуха более 90 %.
Erdosi I., Kajtar L. // Klima Kalte
Heiz, DE. (Германия), 17\1989/06,
№ 6, 289—291.
БМИХ. 1991, M 1. C. 94.
Холод в пивоваренной
промышленности
На новом пивоваренном заводе в
Питерсбурге (Южная Африка)
смонтирована установка,
контролирующая технологические процессы,
в том числе охлаждение системы
резервуаров, из которых 33
предназначены для ферментации, 9 —
для хранения темного пива и 8 —
для хранения светлого пива. Все
резервуары присоединены к
системе непосредственного кипения
аммиака.
Cluett J. D. I/ S. afr. Refrig. Air
Cond., ZA. (Южная Африка), 6,
1990/05, M 3, 39—41.
БМИХ. 1991, М 1. С. 76.
Влияние модифицированной
атмосферы в упаковке на качество
некоторых готовых блюд
Приведены результаты
исследования продолжительности
сохранения хорошего микробиологического
качества и внешнего вида
некоторых готовых блюд (пицца с
ветчиной, салат из картофеля с
майонезом, овощной салат с сельдью),
хранящихся на воздухе ив
модифицированной газовой среде,
создаваемой внутри упаковки.
Основным преимуществом
хранения пиццы в модифицированной
газовой среде (80 % N2 и 20%
СОг) является замедление
развития плесеней и изменения цвета,
а для овощного салата с сельдью —
замедление роста микробов и
внешних изменений. Наиболее важным
фактором следует считать
угнетение дрожжей.
Модифицированная газовая
среда в упаковке способствует луч-
A1) 1576805 E1M F 25 В 9/00 B1)
4406120/23-06 B2) 06.04.88 G1)
Институт проблем машиностроения АН УССР
и Специальное конструкторско-техноло-
гическое бюро Института проблем
машиностроения АН УССР G2) А. П.
Кудряш, В. С. Зеркал ий, А. И.
Домрачее, А. А. Кайдалов E3) 621.57
E4)E7) КОМПРЕССОР, содержа
щий цилиндр с впускным и
выпускным клапанами и вытеснителем,
разделяющим объем цилиндра на
холодную и теплую полости, нагреватель,
холодильник, регенератор и привод
вытеснителя, отличающийся тем, что,
с целью повышения степени сжатия
путем сокращения вредного объема,
теплая и холодная полости
цилиндра сообщены с полостью
регенератора через обратные клапаны, при этом
нагреватель и холодильник связаны
соответственно с теплой и холодной
полостями цилиндра также через
обратные клапаны.
(И) 1562628 E1M F 24 J 2/42 B1)
4463645/24-06 B2) 19.07.88 G1)
Научно-производственное объединение
«Солнце» АН ТССР G2) А. Ханов,
А. Д. Ушакова, Г. Р. Назарова,
Д. В. Ушаков E3) 662.997
E4) E7) 1. ГЕЛИОУСТАНОВКА
ДЛЯ ТЕПЛОХЛАДОСНАБЖЕНИЯ,
содержащая солнечный коллектор,
имеющий корпус со светопрозрачным
покрытием, снабженный входным и
выходным патрубками с размещенным в нем
теплообменником, бак-аккумулятор,
связанный с последним, и кондиционер,
включающий в себя камеры
теплообмена и увлажнения, последняя из
которых имеет поддон, при этом
кондиционер связан на входе с атмосферой,
а на выходе — с помещением,
отличающаяся тем, что, с целью
повышения эффективности использования
солнечной энергии, гелиоустановка
дополнительно содержит камеру сушки,
подключенную к выходному патрубку
шему сохранению вкуса этих двух
блюд, но только на несколько дней
увеличивает продолжительность
сохранения их товарного вида.
Срок хранения салата из
картофеля с майонезом в упаковке с
модифицированной газовой средой
не увеличивается.
Ahvenainen R., Skytta Е., Kivika-
tajm R.-L. // Lebensm.-Wiss: Te-
chnol., CH. (Швейцария), 23, 1990,
M 2, 139—148.
БМИХ. 1991, № 1. С. 78.
Материал подготовил
И. М. ГИНДЛИН
ВНИКТИхолодпром
коллектора через трехходовой вентиль,
сообщенный также с входом
кондиционера, входной патрубок коллектора
связан с атмосферой и помещением,
камера теплообмена выполнена в виде
чередующихся сухих и влажных
каналов, размещенных над дополнительным
поддоном, связанным с
баком-аккумулятором, причем сухие каналы
подключены к камере увлажнения, а во
влажных установлены оросители,
соединенные с баком-аккумулятором,
2. Гелиоустановка по п. 1,
отличающаяся тем, что она дополнительно
содержит резервный подогреватель на
линии соединения оросителей влажных
каналов с баком-аккумулятором.
A1) 1562613 E1M F 24 F 3/06 B1)
3786248/29-06 B2) 29.08.84 G1)
Центральный научно-исследовательский и
проектно-экспери ментальный институт
промышленных зданий и сооружений
и Специальное конструкторско-техно-
логическое бюро «Кондиционер» G2)
А. Г. Аничхин, Г. С. Куликов, Б. И.
Макаров, Л. И. Неймарк, Г. И. Чухман,
А. Н. Янпольский E3) 697.92
E4) E7) УСТАНОВКА ДЛЯ
УТИЛИЗАЦИИ ТЕПЛОВОЙ ЭНЕРГИИ В
СИСТЕМАХ ВЕНТИЛЯЦИИ И
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ, содержащая
теплообменники-утилизаторы,
связанные между собой циркуляционным
контуром с насосом и размещенные в
приточном и вытяжном каналах, и
воздухонагреватель с регулирующим
клапаном, соединенный с трубопроводами
теплого и холодного теплоносителя,
отличающаяся тем, что, с целью
повышения надежности работы в случае
значительных колебаний температуры
вытяжного воздуха, установка
дополнительно снабжена заборной линией
с клапаном и линией слива,
соединяющими циркуляционный контур с
трубопроводом холодного
теплоносителя, причем заборная линия
присоединена к трубопроводу по ходу
теплоносителя по линии слива.

Производство быстрозамороженных продуктов и готовых блюд шляется важной
отраслью холодильной промышленности во многих странах мира. Наибольшее
развитие она получила в США, странах Европейского экономического сообщества,
Японии. Читателям предлагается обзор, в котором освещены тенденции развития
производства и потребления быстрозамороженных продуктов в этих странах,
представлено современное состояние рынка оборудования для их производства,
хранения и транспортировки.
Обзор подготовлен по публикациям в журналах «Quick Frozen Foods
International", "Frozen Food Age", "Frozen and Chilled Foods", Frozen Food
Digest", "II Freddo", "Die Kalte-und Klimatechnik", в информационных изданиях,
Бюллетене Международного института холода и других иностранных источниках
за 1988-1990 гг.
УДК 641.528
Тенденции производства
быстрозамороженных продуктов
Производство
быстрозамороженных продуктов (БЗП) началось
впервые в США в 1935 г. с
появлением на рынке сухого льда. С
августа 1938 г. стал издаваться
журнал «Quick Frozen Foods»
(«Быстрозамороженные продукты»),
вызвавший большой интерес у
предпринимателей. Накануне второй
мировой войны правительство
США вынуждено было сократить
выпуск консервов, для
изготовления которых требовались жесть и
олово, являвшиеся стратегическим
сырьем, и взамен стало развивать
новую отрасль холодильной
промышленности, для которой в
качестве упаковочного материала
требовались лишь бумага и картон.
Война, таким образом, «помогла»
быстрозамороженным продуктам
занять надлежащее место в
питании потребителя.
В 1939 и 1940 гг. в США были
организованы. конференции с
выставками БЗП, а по окончании
войны в 1945 г. создана Ассоциация
производителей БЗП.
С 1959 г. названный журнал
стал международным изданием, в
котором материалы публикуют на
трех языках — английском,
французском и немецком. Он
распространяется в НО странах. Благодаря
его содействию в развитии
технического прогресса, обмене опытом и
информацией производство
быстрозамороженных продуктов
превратилось в развитую отрасль
промышленности во многих странах,
прежде всего в США.
Миллионы тонн БЗП
вырабатывают в Америке многие
специализированные фирмы и компании.
В 1987 г. на рынок было
поставлено 11,7 млн т общей стоимостью
44,057 млрд долларов.
Благодаря внедрению
низкотемпературных (—18°С и ниже)
транспортных средств и торгового
холодильного оборудования БЗП
доставляются во все, в том числе
отдаленные, населенные пункты и
реализуются через предприятия
торговли (магазины,
супермаркеты, кафе, рестораны), а также
торговые автоматы.
Росту потребления БЗП
способствует постановка на рынок многими
фирмами домашних
морозильников, в которых поддерживается
режим —18 °С и ниже,
позволяющий хранить запас быстрозаморо-
говли составляла примерно 65 %
общей стоимости, через
предприятия общественного питания —
35 %, в последующие годы поровну,
а в конце 80-х годов —
соответственно 45 и 55 %.
Особенно быстро росло
производство быстрозамороженных
готовых блюд. В список готовых блюд
входят комплексные обеды, ленчи,
закуски, птица с хлебом, пироги с
мясом и десертные, паштеты в
оболочке, национальные блюда
(итальянские, китайские, еврейские и др.),
пицца, овощные гарниры и кремы.
Стоимость важнейших готовых
блюд, произведенных в США,
увеличилась за последние 20 лет с
ТАБЛИЦА 1
Год
1942
1946
1950
1954
1958
1962
1966
1970
1974
1978
1982
1986
1987

Фрукты
124,5
245,5
215
236
277
302
343
336
343
286
371
390
522
БЗП, поставленные торговле
полученные по им
Овощи
Птица
100 31,7
215 68
268 143,5
442 306
772 655
1022 1020
1542 1150
2050 1195
2450 1065
2840 1100
3280 1310
3520 1522
3645 1705
Мясо
5,5
5,5
34
92
136
205
382
439
554
620
734
672
671


продукты
18,5
33,5
60
121
136
271
440
575
637
787
765
990
1055
(произведен»
порту), тыс.

Готовые
блюда
2,2
17,7
27
127
245
522
1065
1670
1700
2420
2400
2700
2775
ше в США
т
Концент-
ванные
соки
—
136
355
345
800
818
798
1045
1220
1385
1365
1328
\
Итого
282
540
880
1580
2 560
4 140
5 690
6 970
7910
9 350
10 230
11 170
11 700
Стой 1
мость
БЗП

произведенных в
США,
млн долл.
162,0
324,0
500,0
1 450,0
2 320,0 1
3 960,0
6 250,0
7 931,0
13 087,4
20 442,3
30 432,4 1
40 899,9
44 057,5
женных продуктов, обычно
закупаемых каждый цикэнд для
семейного потребления в течение
недели.
Развитие отрасли с 1942 г. по
настоящее время как в целом, так
и по отдельным видам БЗП
отражают цифры, приведенные в
табл. 1.
За последние 30 лет выпуск
БЗП увеличился более чем втрое.
За это же время общая стоимость
произведенных БЗП возросла в
15 раз. До 70-х годов реализация
через предприятия розничной тор-
ТАБЛИЦА 2
Год
Д>
Мясо
1976 42,8
1978 39,6
1980 34,7
1982 35,1
1984 35,6
1986 36,0
1988 33,6
шевое потребление, кг/год

Цыплята
18,2
19,9
21,3
22,6
24,0
25,7
28,8

Индейки
4,1
4,1
4,7
4,9
5,2
6,1
7,7
Вся
птица
23,5
25,4
27,5
29,0
30,3
33,0
37,5


продукты
5,8
6,1
5,8
5,6
6,2|
6,7
-6,8
©>
©>
of

§5
3
8
о
3
1,667 млрд до 9,13 млрд долларов,
или в 5,5 раза- Большая часть
готовых блюд реализуется через
розничную торговлю, меньшая —
через предприятия общественного
питания.
По данным Департамента
сельского хозяйства, за период 1976—
1988 гг. произошло
перераспределение душевого потребления
продуктов (табл. 2): снизилось
потребление мяса на 21,5 %, но зато
увеличилось потребление птицы на
60 % и морепродуктов на 20 %.
Душевое потребление мяса
крупного скота и мяса птицы
составляло в 1986 г. соответственно 36,0
и 33,0 кг/год, или суммарно
69,0 кг/год, что в 2 с лишним раза
больше, чем в Великобритании
C1 кг/год), занимающей первое
место в потреблении мясной
продукции в Европе.
По прогнозам на 1988 г. общее
душевое потребление мясных
продуктов намечалось довести до
69,3 кг/год.
В целях уменьшения
содержания в мясе жира, а следовательно,
холестерина, скот кормят больше
травой, чем зерном.
Продолжительность откармливания
сокращена со 160 до 110—115 дней. Больше
забивают молодняка. Применяя
селекцию, выращивают более тощий
скот.
Из разных видов
быстрозамороженной птицы основной удельный
вес в общей реализации занимает
индейка — 50%, или 840 тыс. т.
На втором месте цыплята — 30 %,
или 520 тыс. т.
В 1987 г. производство мяса
птицы возросло по сравнению с
предыдущим годом в целом на
12,3 % и достигло 1720 тыс. т.
Однако из-за снижения цен стоимость
этой продукции уменьшилась на
6,3 % и составила 3364 млн
долларов. Эта тенденция характерна
и для отдельных видов птицы: для
индейки рост производства на
15 %, снижение стоимости
реализации на 8 %, для цыплят
соответственно 12,2 и 8,2 %.
Цены снизились также на
замороженные ягоды. В 1987 г.
земляники произведено на 47,1 %
больше, чем в 1986 г., а стоимость ее
реализации возросла лишь на
17,9 %, вишни — соответственно
на 17,3 и 1 %.
Для быстрозамороженных
готовых блюд сложилась
противоположная ситуация: в 1987 г.
производство их превысило уровень
предыдущего года на 3 %, а общая
стоимость реализации поднялась
на 8,1%.
Годовой прирост (в 1987 г. по
сравнению с 1986 г.) производства
и стоимости реализации отдельных
видов готовых блюд составил:
комплексных обедов соответственно
1,6 и 9,8 %, завтраков 12,6 и
24,9 %, птицы в тесте 10,5 и 26,4 %.
Виды БЗП
Готовые блюда
Птица
Мясо*
Рыба и морепродукты
Овощи
Фрукты
Соки и напитки
Всего
* В указанное количесп
Объем реализации произведенных
в 1987 г. БЗП, млн т
Розничная
торговля
2,003
1,110
0,217
0,298
0,950
0,032
0,672

Предприятия

общественного
питания
0,781
0,600
0,458
0,759
2,702
0,490
0,657
Итого
2,783
1,710
0,675
1,057
3,652
0,522
1,329
5,282 6,446 11,728
ю включено замороженное
стандартные каналы распределения,, и не учтено мясо
для предприятий общественного питания ф
ТАБЛИЦА 3
Стоимость реализованных ]
БЗП, млрд долл
Розничная
торговля
9,370
2,218
0,818
3,346
2,263
0,085
2,076

Предприятия

общественного
питания
2,908
1,146
2,051
11,310
4,037
0,892
1,538
•
Итого 1
12,278
3,364
2,869
14,656
6,299
0,977
3,615
20,175 23,882 44,058 1
мясо, поставляемое через
l, производимое специально
ирм «Мак Дональде» или
жер Кинг» с быстрым обслуживанием потребителей
«Бард-
О современном состоянии
производства и потребления разных
видов быстрозамороженных
продуктов можно судить по данным
1987 г., приведенным в табл. 3.
Ассортимент поставляемых в
настоящее время в магазины и
предприятия общественного
питания быстрозамороженных
продуктов отличается большим
разнообразием.
Замороженное мясо (говядину,
телятину, свинину, баранину,
козлятину, ягнятину) продают в
основном в разделанном на порции виде,
птицу (индеек* цыплят, уток,
горных корнуэльских кур) — тушками
и кусками.
Богатый ассортимент рыбы и
морепродуктов: лосось, треска,
пикша, сайда, тунец, корюшка,
щука, форель, зубатка, камбала,
судак, креветки, хвосты омаров,
устрицы, крабы, морские гребешки,
моллюски, рыбные палочки,
шарики, пудинги.
Мясо, птицу и рыбу
замораживают сырыми и после кулинарной
обработки. Покупателям
предлагаются многообразные готовые
блюда и кулинарные изделия из них.
Из» овощей распространены
быстрозамороженные картофель,
сладкий картофель с джемом,
кукуруза, зеленый горошек, зеленые
бобы, спаржа, фасоль, морковь,
шпинат, листовая, спаржевая,
цветная и брюссельская капуста, тыква,
кабачки, репа, лук кольцами,
брюква, молодые листья горчицы.
Из фруктов —
быстрозамороженные клубника, вишня, яблоки,
персики, голубика, черная
смородина, красная и черная малина,
абрикосы, Бойзенова ягода, слива,
Логанова ягода (гибрид малины
с ежевикой), нецитрусовое пюре.
Американцы потребляют много
фруктовых соков. Замораживают
в основном концентрированные
соки. Наибольшую популярность
имеют апельсиновый и грейпфру-
В 1987—1988 гг. 70 %
апельсинового сока было произведено из
апельсинов, выращенных во
Флориде.
Солнечная погода в этом штате
способствует получению больших
урожаев апельсинов, грейпфрутов
и других цитрусовых. Таким
образом, Флорида имеет хороший шанс
увеличивать долю реализации
своих соков на рынке США.
В последнее время продажа
замороженных соков снизилась.
Например, грейпфрутового
концентрированного сока в 1987 г. было
продано на 25 % меньше, чем в 1978 г.
Это можно объяснить увеличением
его стоимости на 26 % по
сравнению со стоимостью апельсинового
сока (в 1978 г. он стоил на 7,2 %
дешевле апельсинового). Но
главная причина, видимо, в возросшем
спросе на охлажденные соки.
В 1987 г. охлажденного
грейпфрутового сока потребители купили
втрое больше, чем замороженного,
несмотря на то, что охлажденный
сок стоит на 18,4 % дороже.
Такая тенденция наблюдается
в отношении не только соков, но
и других продуктов.
В 1988 г. дискутировалась
проблема угрозы развитию
производства БЗП со стороны
промышленности, производящей охлажденные
продукты. Но пока еще во всех
регионах США, за исключением
Калифорнии, площади
низкотемпературных прилавков для БЗП в
магазинах увеличиваются быстрее,
чем для охлажденных продуктов.
США экспортирует
значительное количество
быстрозамороженных продуктов (мяса и птицы
разных видов, рыбы и рыбных
продуктов, овощей и фруктов,
концентрированных соков) и получают их
по импорту (в числе
импортируемых продуктов — помимо обычных,
конина, мясо лягушек). Объемы
экспорта — импорта БЗП
приведены в табл. 4.

ТАБЛИЦА 4
Продукты
Мясо и птица (свежие и
замороженные)
Говядина и телятина
Свинина, ягнятина, баранина
Цыплята (цельные, в кусках,
жареные)
Птица разная
Рыба и морепродукты (свежие и
замороженные)
Лосось
Рыба разная
1 Креветки
Крабы
Овощи и фрукты
Морковь
Горошек
Картофель
Голубика
Клубника
Вишня
Фруктовые концентрированные соки
Апельсиновый
Грейпфрутовый
Виноградный
Мясо (свежее и замороженное)
Говядина и телятина
Свинина, ягнятина, козлятина
баранина
Субпродукты
Конина
1 Лягушечье
Рыба и морепродукты (тунец, трес
ка, пикша, корюшка, лосось, щу
ка, форель свежие и заморожен
ные, целые и в блоках, крабы
креветки и др.)
Овощи и фрукты
Голубика, клубника
Морковь, огурцы, бобы, репа,
брюква и др.
1984 г.
Масса, т
105 995
46 976
196 065
19 564
103 891
76929
4931
7544
3746
9139
7847
4075
2830
1539
59 163
11 662
2136
506 339
216 469
5705
2284
3731
820 714
32 191
863 802
Стоимость,
тыс. долл.
1985 г.
Масса, т
Экспорт
451 072
100 266
224 737
27 344
346 632
126 392
36 618
29 901
2298
5563
6742
3422
3370
1894
110 844
18 148
3457
1 006 251
349 675
6209
6437
12 043
2 940 756
25 298
384 959
105789
34 854
198 050
18 932
131 383
78 646
5898
11 152
2508
7251
8224
2300
3008
789
42 718
39 303
4739
Импорт
549 824
270 345
5657
2800
4010
896 045
32 594
829 935
Стоимость,
тыс. долл.
453 935
63 833
201 598
22 976
464 230
154 542
42 374
47 642
1527
4498
5936
1786
3222
846
80 163
18 471
2030
1 077 393
426 409
6468
7229
15 234
3 090 742
23 263
439 498
1986 г.
Масса, т
173 648
21348
257 376
18 437
131 352
86 922
7230
16051
2714
11 867
10 574
3704
3838
1421
37 235
8481
1830
630 126
282 ИЗ
6380
2212
3800
963 089
29 650
853 264
Стоимость,
тыс. долл.
605 697
73 081
269 754
22 114
552 296
196 249
53 316
98 058
1757
7092
9869
2448
4978
2275
56 203
15 584
3477
1 103 793
519 514
7032
6849
17 954
3 709 532
25 026
432 304
1987 г.
Масса, т"
207 015
29 813
346 731
21089
122 334
106 437
6907
23 457
3785
12 538
14 979
9107
4908
2475
45 408
12 244
2201
676 318
318 520
9336
3188
2254
1 039 839
50 992
1 056 050
Стоимость, Г
тыс. долл.
755 007
117 513
359 802
24 034
608 565
276 881
54 962
161 879
2046
8172
13 838
5688
6080
2731
73 212
24 210
4719
1 343 373
609 370
12 472
10 301
11 878
4 530 027
45 108
489 015
S
©>
©>
3
о
Быстрыми темпами развивается
в США производство мороженого,
в основном ванильного и фруктово-
ягодного, в красочной упаковке,
предназначенного для семейного и
индивидуального потребления.
Насчитывается более 300 сортов и
видов выпускаемого мороженого.
В начале 1988 г. группа
специалистов из Великобритании,
представителей 14 ведущих фирм
по производству и реализации
мороженого, совершила 10-дневную
поездку в США для изучения
состояния отрасли промышленности,
производящей мороженое и
организации торговли им. В своем
отчете специалисты сообщили
следующее.
В США вырабатывают четыре
категории мороженого,
отличающиеся содержанием жира и взби-
тостыо. Эти показатели
регламентированы: содержание молочного
жира должно быть не менее 10 %,
максимальная взбитость 100 % (в
Великобритании допускается
содержание жира не менее 5 %,
взбитость не регламентирована).
По объему реализации первое
место занимает ванильное
мороженое. Пользуется спросом
шоколадное мороженое, клубничное,
малиновое, лимонное, с трюфелями,
ликером, мороженое в виде сэндвичей.
За последние годы появились
новые виды мороженого: фигурное
на базе фруктовых и
замороженных соков, мороженое с ягодами
и фруктами.
Большое внимание при
изготовлении мороженого уделяется
высокому качеству его ингредиентов.
Реализация мороженого в
1988 г. достигла 9 млрд. долларов.
Душевое потребление в среднем
составляет 7 кг/год.
Потребление мороженого в
США является установившимся
обычаем, имеющим глубокие корни.
Мороженое для американцев так
же популярно, как рыба и
картофельные чипсы для англичан. Его
едят американцы всех возрастов,
в любую погоду^ Оно является
неотъемлемой частью американского
образа жизни, рассматривается
как главный элемент диетического
питания.
Рынок США насыщен
мороженым. В местах больших скоплений
людей (например, на вокзалах, в
аэропортах, а также в универсамах
и других предприятиях торговли)
мороженое продается из автоматов.
Специализированные кафе
приносят владельцам большую прибыль.
Небольшие торговые фирмы имеют
в городе по 10—15 кафе. Крупная
фирма «Баскин Роббинс» владеет
2500 кафе на всей
территории США.
Большие средства фирмы
расходуют на рекламу своей
продукции. За 8 лет — с 1981 по 1988 гг. —
расходы на нее возросли с 14 до
100 млн долларов, или на 600 %.
Для рекламы использовали даже
дирижабль, курсировавший между
городами Лонг-Бич и Сан-Диего, а
также миниатюрные дирижабли в
магазинах.
Устраиваются национальные
месячники под лозунгом
«Мороженое для Америки». 17 июня про-

34
а»
х
о
§
X
Уважаемые читатели!
Не забудьте подписаться на 1992 год
на ежемесячный межотраслевой
теоретический и научно-практический журнал
«ХОЛОДИЛЬНАЯ ТЕХНИКА» —
это ваш информбанк
в области холодильной науки, техники и технологии!
Только в нем вы сможете:
НАЙТИ
всеобъемлющую информацию о новом
промышленном, судовом, торговом холодильном
оборудовании,бытовых холодильниках и кондиционерах,
холодильном транспорте различного назначения,
средствах и схемах автоматизации холодильных установок,
эффективных холодильных технологиях, проектах
холодильников, фабрик мороженого, заводах сухого
льда, об альтернативных хладагентах и системах
охлаждения.
ОЗНАКОМИТЬСЯ
с опытом монтажа и наладки холодильного
оборудования, с особенностями его эсплуатации,
нормативными документами.
ПОЛУЧИТЬ
сведения о деятельности Международного
института холода, работе XVIII международного конгресса
по холоду, состоявшегося в августе этого года в
Монреале, международных выставках холодильной
техники.
По многочисленным просьбам читателей в 1992 году
будут публиковаться:
• Рекомендации по ремонту и техническому
обслуживанию винтовых компрессорных агрегатов.
ф Цикл статей для изучающих основы холодильной
техники (продолжение).
• Правила устройства и безопасности эксплуатации
аммиачных холодильных установок (продолжение!.
Журнал распространяется только по подписке.
Оформить ее можно в местных отделениях связи и
пунктах подписки «Союзпечать».
Индекс журнала 71048.
Цена одного номера 2 р. 50 к.
Подписная цена на год 30 р.
"REFRIGERATION
TECHIQUE"
The journal "Refrigeration
Technique" reviews
refrigeration technology and
applications in all
industries.
ф The areas covered by the
journal include the development
and application of
highperformance
state-of-the-art refrigeration
technology, advances in
industrial, commercial, and
domestic refrigeration equipment,
air conditioning systems,
refrigerated trucks, refrigeration
equipment automation, cargo
handling mechanization,
planning, and operation;
frozen food factories, ice-cream
factories and dry-ice factories.
ф The journal reviews
refrigeration technology
exhibitions in the Soviet
Union and other countries,
international refrigeration
conferences, and developments
in refrigeration technology
worldwide.
ф The journal is intended for
refrigeration engineers,
designers, process engineers,
economists, refrigeration plant
operators, and maintenance
personnel, faculty members and
students of relevant institutes
and medium-level technical
schools.
Books from the USSR can be
bought through book-trading
firm doing business with
the Soviet foreign trade
association "Mezhdunarodnaya
Kniga". Detailed information
is available from the Soviet Trade
Representation in your country.
Address:
V/O "Mezhdunarodnaya Kniga",
39 Dimitrov St.,
Moscow, 113095, USSR
водится Национальный день
мороженого.
В Сан-Франциско в 1988 г. под
эгидой местной ТВ-станции прошла
выставка-торговля мороженым с
дегустацией, на которой, уплатив
12 долларов, можно было есть без
ограничения мороженое,
представленное 41 фирмой. Перед ее
открытием установилась очередь из более
2000 человек.
Фирма «Баскин Роббинс»,
имеющая свои торговые предприятия в
42 странах, подписала в 1988 г.
соглашение об открытии в Москве
трех магазинов мороженого, в
которые будет поставляться продукция
более 30 видов. Фирма намерена
развивать сеть таких магазинов
в СССР.
(Продолжение следует)
Материал подготовили
И. М. ГИНДИЛИН,
канд. экон. наук В. И. ДАНИЛИН
ВНИКТИхолодпром

УДК 621.56/.57
Новое холодильное оборудование
*
В. С. БУРЯ К
ВНИИхолодмаш
Казанский компрессорный завод
совместно с ВНИИхолодмашем в
период с 1986 по 1990 гг. проводил
большую работу по подготовке к
серийному производству
фреоновых холодильных машин типа
ТХМВ на базе турбокомпрессоров
второго поколения.
Отличительные особенности
этих турбокомпрессоров — корпус
без горизонтального разъема,
встроенный мультипликатор
планетарного типа, регулирующий
аппарат на входе в первую ступень и
герметичная циркуляционная
принудительная система смазки.
В состав холодильной машины
входят: турбокомпрессорный
агрегат, зубчатая муфта,
электродвигатель, испаритель, конденсатор,
поплавковый регулятор, силовой
шкаф, шкаф управления и
устройств автоматики.
Модификации машин с
электродвигателем установленной
мощности 1250 кВт имеют
самостоятельную систему охлаждения
смазки электродвигателя.
Машины полностью
автоматизированы. Температура хладоноси-
теля на выходе из испарителя
регулируется автоматически с
точностью ±0,5 °С при изменении
тепловой нагрузки от 100 до 30 %.
Типоразмерный ряд фреоновых
турбокомпрессорных холодильных
машин: ЮТХМВ-2000-2, 10ТХМВ-
2000-2Т, 20ТХМВ-2000-2, 20ТХМВ-
2000-2Т, ЗОТХМВ-2000-2, 10ТХМВ-
4000-2, 20ТХМВ-4000-2, 20ТХМВ-
4000-2Т, 10ТХМВ-8000-2, 10ТХМВ-
8000-2Т, 20ТХМВ-8000-2.
Машины этого ряда
выпускаются на три температурных уровня
(_15, —5, +7 °С) по температуре
хладоносителя на выходе из
испарителя и два C0 и 40 °С) по
температуре охлаждающей воды на
входе в конденсатор.
* Продолжение. Начало см.
«Холодильная техника», 1991, № 7, 8.
Заводом совместно с
ВНИИхолодмашем проведена существенная
модернизация пропановых
холодильных турбокомпрессорных
агрегатов АТКП-235-4000, АТКП-335-
2000, АТКП -435-1600 с заменой их
на соответствующие машины типа
1АТКП.
Агрегаты состоят из
турбокомпрессора, редуктора, приводного
асинхронного электродвигателя,
агрегатов смазки (компрессора и
редуктора), рамы для крепления
компрессора и редуктора, системы
автоматического регулирования и
защиты.
Корпус турбокомпрессора
единый для всех модификаций, с
горизонтальным разъемом.
Агрегаты автоматизированы.
Диапазон регулирования холодо-
производительности от 100 до 50 %
с помощью аппаратов ВРА и от
50 до 10 % методом байпасирова-
ния пара с нагнетания на
всасывание.
Заводом совместно с
ВНИИхолодмашем впервые разработан
пропановый холодильный
турбокомпрессорный холодильный
агрегат АТП5-5/3, изготовляемый
серийно. Предназначен для
холодильных установок большой холодопро-
изводительности. В него входят:
центробежный компрессор,
мультипликатор, электродвигатель,
система смазки компрессора и
мультипликатора, система
автоматического регулирования и защиты.
Создан турбокомпрессорный
холодильный агрегат АТП5-16/1,
работающий на смеси пропан-бутан.
Начиная с 1988 г. холодильные
машины и агрегаты с
центробежными компрессорами выпускаются
по индивидуальным заказам. Такой
подход, характерный для всех
зарубежных компрессоростроитель-
ных фирм, дает максимальный
экономический эффект
потребителям — оборудование поставляется
заказчикам через 24 мес со дня
заключения договора на
разработку. Он стал возможен благодаря
большому комплексу НИР и ОКР,
проводимых во ВНИИхолодмаше
по созданию большого банка
ступеней сжатия, программ
автоматического расчета оптимальных
проточных частей компрессоров и
системы унификации узлов и деталей,
которая позволяет иметь
многочисленные варианты
компрессорных агрегатов при использовании
ограниченного количества базовых
узлов и технологической оснастки.
Все разрабатываемое
оборудование оснащается
микропроцессорными системами управления на
базе специализированных
контроллеров.
По индивидуальным заказам
разработаны и изготовляются
агрегаты АЦЗ. 1-02-1 для Тобольского
нефте-химического комбината,
1АЦ4.1-03-3 и 1АЦ4.1-03-1 для
ПО «Нижнекамскнефтехим»,
МЦКТ4.2-1-1 для ленинградского
ПО «Светлана» и др.
В рассматриваемом периоде
завод выпустил разработанные
совместно с ВНИИхолодмашем и
НИИтурбокомпрессором
фреоновые винтовые холодильные
компрессоры ВХЗО, ВХ260 и ВХ350,
предназначенные для
комплектации холодильных машин,
выпускаемых московским заводом
холодильного машиностроения
«Компрессор». В настоящее время выпуск
этих компрессоров постепенно
снижается в связи с освоением таких
винтовых компрессоров московским
заводом «Компрессор».
Завод выпускает воздушную
турбохолодильную машину ВХМ1-29,
разработанную
НИИтурбокомпрессором, которая заменит машину
МТХМ1-25Р.
В указанный период Казанский
компрессорный завод снял с
производства:
пропановые холодильные турбо-
компрессорные агрегаты АТКП-
235-4000, АТКП-335-2000, АТКП-
435-1600;
аммиачные холодильные турбо-
компрессорные агрегаты АТКА-
735-4000, АТКА-545-5000, АТКА-
445-6000;
фреоновые турбокомпрессорные
холодильные машины ХТМФ-235М-
2000, ХТМФ-248-4000, ХТМФ-348-
4000, ТХМВ-2000-2, ТХМВ-2000-2П;
аммиачный винтовой
холодильный бустер-компрессор
5ВХ-350/2,6Бр;
воздушные турбохолодильные
машины МТХМ1-25Р, МТХМ2-50.
В табл. 5 представлено
холодильное оборудование Казанского
компрессорного завода, снятое с
производства в 1986—1989 гг., и
холодильное оборудование,
выпускаемое взамен снятого, в табл. 6 —
холодильное оборудование,
серийной производство которого начато в
1986—1990 гг.

ТАБЛИЦА 5
Холодильное оборудование, снятое с производства
Наименование и марка
Фреоновая турбо-
компрессорная
холодильная машина
ТХМВ-2000-2
(R12)
Фреоновая турбо-
компрессорная
холодильная машина
ТХМВ-2000-2П
(R12)
Пропановый
холодильный турбо-
компрессорный
агрегат
АТКП-235-4000
Пропановый
холодильный турбо-
компрессорный
агрегат
АТКП-335-2000
Пропановый
холодильный турбо-
компрессорный
агрегат
АТКП -435-1600
Аммиачный
винтовой холодильный
бустер-компрессор
5ВХ-350/2,6Бр
Фреоновая турбо-
компрессорная
холодильная машина
ХТМФ-235М-2000
(R12)
Фреоновая турбо-
компрессорная
холодильная машина
ХТМФ-248-4000
(R12)
Техническая характеристика
Qo = 2530 кВт
B176 тыс. ккал/ч),
N, = 650 кВт при *s2 = 7 °С,
4,=35°С,
/1=136,6 с~1 (8200 об/мин)
Электродвигатель 2АЗМ1-800
мощностью 800 кВт,
я = 50 с-1 C000 об/мин)
Qo = 2488 кВт
B140 тыс. ккал/ч),
N, = 820 кВт при /s2 = 3°C,
/,tl=50oC,
/i = 136,6 с (8200 об/мин)
Электродвигатель 2АЗМ-1250
мощностью 1250 кВт,
л = 50 с-1 C000 об/мин)
Qo = 4070 кВт
C500 тыс. ккал/ч),
N,= 1270 кВт при /о=— 5°С,
/К = 40°С,
/г = 250 с A5 000 об/мин)
Электродвигатель
2АЗМП-2000
мощностью 2000 кВт,
л = 50 с-1 C000 об/мин)
Qo = 2209 кВт
A900 тыс. ккал/ч),
N,= 1137 кВт при /о=-25°С,
Л = 40 °С,
/г = 250 с A5 000 об/мин)
Электродвигатель
2АЗМП-2000 мощностью
2000 кВт,
м = 50 с C000 об/мин)
Qo=1710 кВт
A470 тыс. ккал/ч),
N,= 1150 кВт при /о=— 38 °С,
/К = 40°С,
п = 250 с A5 000 об/мин)
Электродви гател ь
2АЗМП-1600 мощностью
1600 кВт,
л = 50 с-1 C000 об/мин)
Qo= 157 кВт A35 тыс. ккал/ч),
N, = 41 кВт при /о=— 40 °С,
д1р=_10°С
Электродвигатель
А02-82-2 мощностью 55 кВт,
л = 48,7 с B920 об/мин)
Qo = 2640 кВт
B270 тыс. ккал/ч),
N, = 635 кВт при /о = 2°С,
/к = 40°С,
/i = 158,3 с (9500 об/мин)
Электродвигатель
2АЗМ1-800 мощностью
800 кВт,
« = 50 с-1 C000 об/мин)
Qo = 3200 кВт
B752 тыс. ккал/ч),
N,= 1300 кВт при /о= — Ю 6С,
/к = 35°С,
п =129,2 с G550 об/мин)
Электродвигатель
СТД-1600-23УХЛ4
мощностью 1600 кВт,
л = 50 с-1 C000 об/мин)
Год
снятия
с

изводства
1986
1986
1986
1986
1986
1986
1987
1987
Холодильное оборудование, заменяющее снятое с производства
Наименование и марка
Фреоновая турбо-
компрессорная
холодильная машина
ЮТХМВ-2000-2
(R12)
Фреоновая турбо-
компрессорная
холодильная машина
10ТХМВ-2000-2Т
(R12)
Пропановый
холодильный турбо-
компрессорный
агрегат
1 АТКП-235-4000
Пропановый
холодильный турбо-
компрессорный
агрегат
1 АТКП-335-2000
Пропановый
холодильный турбо-
компрессорный
агрегат
1АТКП-435-1600
Фреоновый
винтовой холодильный
компрессор
ВХ30-2-6G)
(R22)
Фреоновая турбо-
компрессорная
холодильная машина
ЮТХМВ-2000-2
(R12)
Фреоновая турбо-
компрессорная
холодильная машина
10ТХМВ-4000-2
(R12)
Техническая характеристика
Qo = 2550 кВт
B193 тыс. ккал/ч),
N, = 630 кВт при /s2 = 7°C,
^,=30°С,
/г = 130,5 с G831 об/мин)
Электродвигатель
СТД-630-23УХЛ4
мощностью 630 кВт,
л = 50 с C000 об/мин)
Qo = 2480 кВт
B140 тыс. ккал/ч),
N, = 950 кВт при /s2 = 7°C,
/Ы=40°С,
дг=154 с (9254 об/мин)
Электродвигатель
СТД-1250-23УХЛ4
мощностью 1250 кВт,
л = 50 с-1 C000 об/мин)
Q0=5400 кВт
D660 тыс. ккал/ч),
N, = 2000 кВт при /о=— 5°С,
/к = 50°С,
я = 240 с A4 400 об/мин)
Электродвигатель
4АЗМП-2000/6000/УХЛ4
мощностью 2000 кВт,
я = 50 с C000 об/мин)
Qo = 2800 кВт
B430 тыс. ккал/ч),
N,= 1750 кВт при /о= — 25 °С,
/К = 50°С,
/1 = 240 с A4 400 об/мин)
Электродвигатель
4АЗМП-2000/6000/УХЛ4
мощностью 2000 кВт,
п = 50 с-1 C000 об/мин)
Q,= 1800 кВт
A550 тыс. ккал/ч),
N,= 1450 кВт при /0= — 38 °С,
/к = 50°С,
/г=240 с A4 400 об/мин)
Электродвигатель
4АЗМП-1600/6000/УХЛ4
мощностью 1600 кВт,
« = 50 с-1 C000 об/мин)
Q0 = 134 кВт A15 тыс. ккал/ч),
N3 = 37 кВт при /о=— 50 °С,
/пр=-20°С
Электродвигатель
4А225М2УЗ мощностью 55 кВт,
п = 48,8 с B925 об/мин)
Qo = 2550 кВт
B193 тыс. ккал/ч),
N, = 630 кВт при /s2 = 7°C,
^,=30°С,
/1 = 130,5 с G831 об/мин)
Электродвигатель
СТД-630-23УХЛ4
мощностью 630 кВт,
/г = 50 с C000 об/мин)
Q0 = 4750 кВт
D100 тыс. ккал/ч),
N,= 1120 кВт при /52 = 7°С,
twl=30°C,
/г = 92,7 с E561 об/мин)
Электродвигатель
СТД-1250-23УХЛ4
мощностью 1250 кВт,
л'=50 с C000 об/мин)
Год 1
начала!
серий-1
ного
про- 1
извод-
ства 1
1986
1986
1985
1985
1985
1980
1986
1986 1

Продолжение таблицы 5
Холодильное оборудование, снятое с производства
1 Наименование и марка
Фреоновая турбоком-
прессорная
холодильная машина
ХТМФ-348-4000
1 (R12)
Воздушная турбо-
холодильная машина
МТХМ2-50
Аммиачный
холодильный турбокомпрессор-
ный агрегат
АТКА-735-4000
Аммиачный
холодильный турбо-
компрессорный
агрегат
АТКА-545-5000
Аммиачный
холодильный турбо-
компрессорный
агрегат
АТКА-445-6000
Воздушная турбо-
холодильная машина
МТХМ1-25Р
Условные обозначени
Техническая характеристика
Qo = 2560 кВт
B202 тыс. ккал/ч),
Ne= 1200 кВт при /0= — 20 °С,
*К = 35°С,
« = 129,2 с-1 G550 об/мин)
Электродвигатель
СТД-1250-23УХЛ4
мощностью 1250 кВт,
« = 50 с C000 об/мин)
Qo = 58,l кВт
E0,0 тыс. ккал/ч),
^ = 93 кВт при /Bi=28,5°C,
/в2 = 5°С,
« = 308,3 с A8 500 об/мин)
Электродвигатель
4AH250S2Y3 мощностью
110 кВт,
« = 50 с C000 об/мин)
Qo = 4950 кВт
D25,7 тыс. ккал/ч),
Ne=U№ кВт при /о=— 5°С,
;K = 38°C,
« = 250 с A5 000 об/мин)
Электродвигатель
СТМП-1500-2 мощностью
1500 кВт,
« = 50 с~' C000 об/мин)
Q0 = 6400 кВт
E504 тыс. ккал/ч),
М-= 2800 кВт при to = — 17 °С,
*k = 38°C,
« = 250 с A5 000 об/мин)
Электродвигатель
СТДП-4000-2УХЛ4
мощностью 4000 кВт,
« = 50 с~ ¦ C000 об/мин)
Qo=7900 кВт
F794 тыс. ккал/ч),
yV, = 2400 кВт при t0=— 8 °С,
^к = 38°С,
« = 219,5 с A3 170 об/мин)
Электродвигатель
СТДП-3150-2УХЛ4
мощностью 3150 кВт,
« = 50 с-1 C000 об/мин)
Qo = 30,2 кВт
B6,0 тыс. ккал/ч),
Ne = S5 кВт при /В1 = 15°С,
/в2=-80°С,
« = 353,3 с B1200 об/мин)
Электродвигатель
4AH250S2Y3 мощностью
ПО кВт,
« = 50 с C000 об/мин)
Год
снятия
с

изводства
1987
1987
1988
Холодильное оборудование, заменяющее снятое с производства
Наименование и марка
Техническая характеристика
Фреоновая турбо- Qo=3250 кВт
компрессорная хо- B750 тыс. ккал/ч),
лодильная машина Ne = 1220 кВт при ts2— — 15 °С,
ЗОТХМВ-4000-2 /„, =30 °С,
(R12) « = 118,8 с G125 об/мин)
Электродвигатель
СТД-1250-23УХЛ4
мощностью 1250 кВт,
« = 50 с C000 об/мин)
Снята без замены. Новое холодильное оборудование
разрабатывается по индивидуальному заказу
потребителя.
Снят без замены. Ведется разработка и освоение
аммиачных агрегатов второго поколения типа АЦ4.1-7.
До серийного освоения агрегатов типа АЦ4.1-7
агрегаты типа АТКА могут быть заказаны потребителем
в индивидуальном порядке.
1989 Снят без замены. Ведется разработка и освоение ам-
j
миачных агрегатов второго поколения типа АЦ4.1-7.
До серийного освоения агрегатов типа АЦ4.1-7 агре-
j
^аты типа АТКА могут быть заказаны потребителем
з индивидуальном порядке.
1989 Снят без замены. Ведется разработка и освоение ам-
1989
я: Qo — холодопроизводительность; N
миачных агрегатов второго поколения типа АЦ4.1-7.
До серийного освоения агрегатов типа АЦ4.1-7
агрегаты типа АТКА могут быть заказаны потребителем
в индивидуальном порядке.
Воздушная турбо- Q0 = 29,0 кВт
холодильная машина B5,0 тыс. ккал/ч),
ВХМ1-29 yV*=147 кВт при /Bi=20°C,
/в2=-80°С,
« = 288,3 с A7 300 об/мин)
Электродвигатель
4АМН280Э2УЗ мощностью
145 кВт,
« = 50 с" C000 об/мин)
Год
начала

серийного


изводства
1986
;
J
|
1990
, — эффективная мощность; М,л — электрическая мощность;
п — частота вращения; to, /K, tnp, tw[, ts2, tBi, U2 — температура соответственно кипения, конденсации, промежуточная
на входе в конденсатор, теплоносителя на выходе из
испарителя, воздуха на входе и выходе турбокомпрессора.
воды

ТАБЛИЦА 6
Наименование и марка
Техническая характеристика
Год начала
серийного
производства
Пропановый турбокомпрессорный
холодильный агрегат
АТП5-5/3
Фреоновая турбокомпрессорная
холодильная машина
10ТХМВ-4000-2Т
(R12)
Фреоновая турбокомпрессорная
холодильная машина
10ТХМВ-8000-2
(R22)
Фреоновая турбокомпрессорная
холодильная машина
1ОТХМВ-8О0О-2Т
(R22)
Фреоновая турбокомпрессорная
холодильная машина
20ТХМВ-2000-2
(R12)
Фреоновая турбокомпрессорная
холодильная машина
20ТХМВ-2000-2Т
(R12)
Фреоновая турбокомпрессорная
холодильная машина
20ТХМВ-4000-2
(R12)
Фреоновая турбокомпрессорная
ная машина
20ТХМВ-4000-2Т
(R12)
Qo=5400 кВт D644 тыс. ккал/ч), Ne=4250 кВт при /0=— 38 °С,
/К=47°С, п=147 с-1 (8800 об/мин)
Электродвигатель СТДП-6300-2УХЛ4 мощностью 6300 кВт,
п==50 с-1 C000 об/мин)
Qo=5340 кВт D592 тыс. ккал/ч), We=1820 кВт при /s2=7 °С,
/ш1=40°С, А1=109 с-1 F529 об/мин)
Электродвигатель СТД-2500-23УХЛ4 мощностью 2500 кВт,
п=50 с-1 C000 об/мин)
Qo=8800 кВт G568 тыс. ккал/ч), #е=2020 кВт при
ts2==7°C, ^=30 °С, А1=109 с-1 F529 об/мин)
Электродвигатель СТД-2500-23УХЛ4 мощностью 2500 кВт,
л=50 с-1 C000 об/мин)
3150 кВт при /s2=7°C,
мощностью 4000 кВт,
Qo=9750 кВт (8385 тыс. ккал/ч), Ne=
/Ы=40°С, л=127 с-1 G623 об/мин)
Электродвигатель СТД-4000-23УХЛ4
/г=50 с-1 C000 об/мин)
Qo=1900 кВт A686 тыс. ккал/ч), #е=705 кВт при /s2=—5 °с>
^,=30 °С, «=154 с-1 (9254 об/мин)
Электродвигатель СТД-800-23УХЛ4 мощностью 800 кВт,
«==50 с-1 C000 об/мин)
Qo=1850 кВт A591 тыс. ккал/ч), We=950 кВт при ts2=— 5 °С,
/ш1=40°С, /г=172 с-1 A0 302 об/мин)
Электродвигатель СТД-1250-23УХЛ4 мощностью 1250 кВт,
л=50 с-1 C000 об/мин)
Qo=4170 кВт C586 тыс. ккал/ч), We==1340 кВт при ts2= — 5 °С,
/Ы=30°С, п=109 с-1 F529 об/мин)
Электродвигатель СТД-1600-23УХЛ4 мощностью 1600 кВт,
л=50 с-1 C000 об/мин)
холодиль- Q0=4050kBt C483 тыс. ккал/ч), Ne—1740 кВт при ts2~ — 15°C,
/ш1=30°С, я=119
Электродвигатель
Фреоновая турбокомпрессорная
ная машина
20ТХМВ -8000-2
(R22)
Фреоновая турбокомпрессорная
дильная машина
ЗОТХМВ-2000-2
(R12)
G125 об/мин)
СТД-2000-23УХЛ4 мощностью 2000 кВт,
я=50 с-1 C000 об/мин)
холодиль- Qo=7550 кВт F493 тыс. ккал/ч), Ne—2400 кВт при ts2=—5 °С,
/ш1=30°С, п=\27 с-1 G623 об/мин)
Электродвигатель СТД-2500-23УХЛ4 мощностью 2500 кВт,
м=50 с-1 C000 об/мин)
Qo= 1510 кВт A299 тыс. ккал/ч), We=650 кВт при /s2= —15 °с>
/^=30 °С, л=172 с-1 A0 302 об/мин)
Электродвигатель СТД-800-23УХЛ4 мощностью 800 кВт,
л=50 с-1 C000 об/мин)
Агрегат турбокомпрессорный холодильный
на смеси пропан-бутан
АТП5-16/1
Q0=18 600 кВт
рьс=0,2 МПа
A5 996 тыс.
B кгс/см2),
ккал/ч), Ne-
рнаг=1 МПа
л=142 с-1 (8500 об/мин)
Электродвигатель СТДТ-8000-23УХЛ4
л=50 с-1 C000 об/мин)
=6000
A0
кВт при
кгс/см^),
мощностью 8000 кВт,
1985
1985
1986
1986
1987
1987
1987
1987
1987
1988
198§
Условные обозначения: рвс, рнаг — давление всасывания и нагнетания, остальные обозначения см. табл. 5.
В кухне будущего
нет холодильника
Датское отделение
международной организации «02»,
занимающееся разработкой
экологически чистых продуктов и
растворов, спроектировало
кухню будущего. Выглядит
она довольно непривычно.
В ней соединились простые,
порой старомодные, решения
и новейшая технология.
Кухня будущего спроектирована
для людей с новым
мышлением, хорошо знакомых с
экологическими проблемами.
В ней все выполнено из
экологически чистых материалов,
широко используется
свойство некоторых из них к
регенерации.
Стены кухни — с изоляцией
из утиного пуха, окрашены
натуральной краской,
содержащей красящие пигменты,
которая получена из
минералов и растений.
В связи с новыми
методами хранения планируется
широко использовать сушку
продуктов — становится
практически ненужным холодильник.
Вместо него в северной части
кухни имеется встроенная
кладовая. В холодное время
года в ней используется
естественный холод, а в теплые
месяцы низкая температура
будет поддерживаться за счет
холодильного агрегата,
работающего на солнечных
батареях.
По материалам
«Свенска дагбладет», Швеция

РЕФЕРАТЫ
УДК 628.84
Роторный пластинчатый тепломассооб-
менный аппарат. ТАРАБАНОВ В. М.,
ШУЛЬЖЕНКО А. В.,
ТАРАБАНОВ М. Г. «Холодильная техника»,
1991, № 9.
Описан роторный пластинчатый тепло-
массообменный аппарат,
предназначенный для тепловлажностной обработки
воздуха в системах кондиционирования,
вентиляции, а также для охлаждения
воды в системах оборотного
водоснабжения. Приведены примеры расчета
аппарата.
Таблица 1. Иллюстраций 2.
УДК 621.656.044
Целесообразность применения
воздушных конденсаторов в холодильных
установках. ШИХОВ Г. Л., АБДУЛЬМА-
НОВ X. А. «Холодильная техника»,
1991, № 9.
Отмечены преимущества воздушных
конденсаторов по сравнению с
водяными. Показано, что довольно большие
поверхность охлаждения и масса,
дополнительный расход электроэнергии на
привод их вентиляторов и высокая
температура окружающего воздуха в летнее
время необоснованно считаются
препятствиями в использовании воздушных
конденсаторов для отвода теплоты от
холодильной машины. Анализ работы
действующих холодильных установок на
двух предприятиях мясной
промышленности и проведенные расчеты
доказывают, что заменой водяных
конденсаторов воздушными можно существенно
улучшить их эксплуатационные
показатели.
Иллюстраций 4. Список литературы —
8 названий.
УДК 536.24.001.5
Теплоотдача при движении
двухфазного потока смесей аммиака с маблом
в обогреваемых змеевиках. РАСЩЕП-
КИН А. Н.,- ДАНИЛОВА Г. Н.,
АЗАРСКОВ В. М. «Холодильная
техника», 1991, № 9.
Приведены экспериментальные данные
по теплоотдаче к смеси аммиака с
маслом ХА-30 в четырехтрубном
плоском змеевике при температуре
кипения /0=—20 и —10 °С, массовой
расходной концентрации ?=0,1...5 % и
массовой скорости шр=6...68 кг/(с-м2).
Установлено, что теплоотдача к смеси
в 5—10 раз меньше, чем к чистому
аммиаку. Приведены эмпирические
формулы для расчета локального и
среднего коэффициента теплоотдачи, а
также потерь давления в змеевике.
Иллюстраций 6. Список литературы —
2 названия.
УДК 536.244
Исследование теплоаэродинамических
характеристик шахматных пучков с
нетрадиционной компоновкой оребрен-
ных труб. КУНТЫШ В. Б.,
СТЕНИН Н. Н., КРАСНОЩЕКОВ Л. Ф.
«Холодильная техника», 1991, № 9.
Приведены результаты исследования
теплоотдачи и аэродинамического
сопротивления шахматных
четырехрядных пучков из труб с накатными
алюминиевыми двухзаходными
ребрами. Исследуемые пучки образованы
путем смещения труб в каждом
поперечном ряду по направлению
потока воздуха. Установлены оптимальные
границы такого смещения.
Таблица 1. Иллюстраций 5. Список
литературы — 3 названия.
УДК 621.57.042
Оптимизация настройки ТРВ циклично
работающих малых холодильных
машин. АНДРЮЩЕНКО А. Г.
«Холодильная техника, 1991, № 9.
Представлены результаты
исследований влияния настройки ТРВ на
энергетические характеристики холодильной
машины низкотемпературного прилавка
ПХН-1-0,28. Показана зависимость
коэффициента рабочего времени,
среднего значения потребляемой мощности,
расхода электроэнергии от перегрева
начала открытия (настройки) ТРВ.
Предложен способ настройки ТРВ,
основанный на анализе колебаний
перегрева хладагента в испарителе.
Иллюстраций 5. Таблица — 1. Список
литературы — 9 наименований.
ВНИМАНИЮ
РАБОТНИКОВ
МОЛОЧНОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ!
В 1992 г. возобновляется
издание научно-технического
и производственного журнала
«МОЛОЧНАЯ
ПРОМЫШЛЕННОСТЬ»
Журнал будет публиковать
проблемные, дискуссионные статьи,
рекомендации ученых по
дальнейшему развитию техники и технологии
производства продукции, освещать
опыт работы передовых
предприятий промышленности, организации
деятельности коллективов в
условиях дефицита сырья, топлива,
оборудования, финансов, переход
экономики на рыночные отношения и
другие материалы.
Повыситься оперативность подачи
материалов, увеличится количество
рекламных объявлений, статей
информационного характера,
полезных советов и консультаций.
Подписку можно оформить
до 1 ноября
в местных отделениях связи,
пунктах «Союзпечати»
и у общественных
распространителей по месту
работы. Цена подписки на
год 12 руб.,
одного номера — 2 руб.
ВСЕСОЮЗНАЯ
АССОЦИАЦИЯ
«ГЕРМЕТИЧНОСТЬ»
предлагает
РАЗРАБОТКУ
методов и средств
герметизации промышленной
продукции и технологического
оборудования;
течеискателей
общепромышленных, бытовых и
специальных (гелия, водорода,
кислорода, фреона,
аммиака, углеводородов и других
газов);
сигнализаторов и
газоанализаторов экологически
вредных веществ;
методов и средств
герметизации стыков, соединений,
трубопроводов, арматуры,
оборудования.
ИСПЫТАНИЯ
разнообразной продукции
на герметичность.
ОБУЧЕНИЕ
методам контроля
герметичности с аттестацией по
трем уровням
классификации.
Сокращенные сроки,
высокое качество
гарантируем!
Ассоциация приглашает
организации и предприятия
войти в состав ее
коллективных членов, а
специалистов — в число ее
действительных членов.
Адрес ассоциации
«Герметичность»:
606023, Дзержинск,
Нижегородская обл., Бульвар Мира,
21.
Телефон 5-44-16.