ЕЖЕМЕСЯЧНЫЙ
НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЙ
И ПРОИЗВОДСТВЕННЫЙ
ЖУРНАЛ
МИНИСТЕРСТВА МЯСНОЙ
И МОЛОЧНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ СССР
ВСЕСОЮЗНЫЙ
НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ
ИНСТИТУТ
ХОЛОДИЛЬНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ
ИЗДАТЕЛЬСТВО
«ПИЩЕВАЯ ПРОМЫШЛЕННОСТЬ»
холодильная
*'«" техника
ИЗДАЕТСЯ С 1923 ГОДА
СОДЕРЖАНИЕ
Исторические решения XXV съезда КПСС — в жизнь! 2
Палем В. М. Образование и использование фонда
материального поощрения на холодильниках оптовой
торговли 8
Калнинь И. М., Сухомлинов И. Ям Цирлин Б. Л.,
Чистяков Ф. М. Анализ эффективности воздушных
и парокомпрессионных холодильных машин при
положительных температурах охлаждения 12
Шляховецкий В. М. Систематизация циклов
холодильных машин 18
Ястребов В. С, Коваль Г. А. Эксплуатационная
надежность холодильных машин ХМ-ФВ20 22
Стефанович В. В., Дейнего Г. П. Системы охлаждения
судовых провизионных камер 26
Иванова Р. Б., Креймер Н. Г., Масленников А. А.,
Немцев А. В. Насосы для жидких хладагентов 30
Волынец А. 3., Сафонов В. К., Евтюгин А. Г. Основы
расчета десублиматсров сублимационных установок
непрерывного действия 36
Гольберг Л. Д., Чумак И. Г., Чуркин А. А.
Проникновение соли в растительные продукты при
замораживании в рассоле 40
XIV Международный конгресс по холоду
Сапронов В. И. Мировые тенденции в развитии
холодильного машиностроения 4 2
Клименко Т. А., Цирлин Б. Л., Бондарев В. Н.
Системы охлаждения герметичных компрессоров 44
Калиновски К. Применение показателя энергия/масса
для анализа холодильных установок 47
Стоккер В. Ф. Определение характеристик
абсорбционных водоаммиачных холодильных установок при
их моделировании на ЭВМ 49
ОБМЕН ОПЫТОМ
Сулимов С. И. Дополнения к схеме автоматики винтовых
компрессорных агрегатов S3-900 и S3-2500 52
Касич В. П., Карамазин А. В. Способ монтажа,
крепления и центровки оборудования на фундаменте 53
Кладий А. Г. Централизованная доставка сгущенного
молока на ^фабрику^мороженого 53
КОНСУЛЬТАЦИЯ
Соловьев Н. К- О деформациях строительных
конструкций холодильников при промерзании грунта
55
41, 51, 54, 60
НОВЫЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ
КРИТИКА И БИБЛИОГРАФИЯ
Якобсон В. Б. Раздел «Холодильные установки»
учебника для инженерно-строительных вузов и
факультетов 57
НОВОСТИ ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
Бурданова Г. А., Мерзлякова Е. Г. Холодильные
компрессоры фирмы «Грассо» 58
СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
Вавренюк В. М., Елецкий Е. Г., Коровина М. Н.,
Сапрыкина С. Н. Терморегулирующие вентили малой
производительности б 1
РЕФЕРАТЫ 63
CONTENTS
Historical Decisions of XXV Congress of CPSU—into Life! 2
Palem V. M. Formation and Utilization of Material
Stimulation Fund at Cold Storage Warehouses of
Wholesale Trade 8
Kalnin I. M., Suhomlinov I. Y., Tsirlin B. L., Chis-
tyakov F. M. Analysis^of Effectiveness of Air and
Vapour Compression Refrigerating Machines at Positive
Cooling Temperatures 12
Shlyahovetsky V. M. Systematization of Refrigerating
Machine Cycles 18
Yastrebov V. S., Koval G. A. Operation Reliability of
Refrigerating Machines XM-FV20 2 2
Stefanovich V. v., Deinego G. P. Cooling Systems of
Marine Provision Chambers 26
Ivanova R. В., Kreimer N. G., Maslennikov A. A., Nem-
tsev A. V. Pumps for Liquid Refrigerants 30
Voiynets A. Z., Safonov V. K-, Evtyugln A. G. Basis
for Calculating De sublimators of Continuous-Action
Sublimating Plants 36
Golberg L. D., Chumak I. G., Churkin A. A.
Penetration of Salt into Vegetable Products at Brine Freezing 40
XIV International Congress of Refrigeration
Sapronov V. I. World Trends in Development of
Refrigerating Machine-Building 4 2
Klimenko T. A., Tsyrlin B. L., Bondarev V. N. Cooling
Systems for Hermetic Compressors 44
Kalinovski K. Application of Energy/Mass Index for the
Analysis of Construction Development of Refrigerating
Systems 47
Stoecker W. F. Computer Simulation of the Performance
of an Aqua-Ammonia Absorption Refrigeration System 49
PRACTICE EXCHANGE
Sulimov S. I. Addenda to Automatic Circuit of Screw
Compressor Units S3-900 and S3-2500 5 2
Kasich V. P., Karamazin A. V. Method of Mounting,
Securing and Centering!Equipment on Foundation 53
Klady A. G. Centralized Delivery of Condensed Milk to
Ice Cream Factory 53
CONSULTATION
Solovyev N. K- Deformation of Building Constructions
of Cold Storage Warehouses at Soil Freezing
55
41, 51, 54, 60
NEW INVENTIONS
BOOK REVIEW
Yakobson V. B. Section «Refrigerating Plants» in Text-
Book for Building-Engineering Higher Educational
Institutions and Faculties
FOREIGN TECHNICAL NEWS
Burdanova G. A., Merzlyakova E. G.
pressors of «Grasso» Company
REFERENCE DATA
Vavrenyuk V. M., Yeletsky E. G., Korovina M. N.. Sap-
rykina S. N. Thermostatic Expansion Valves of Small
Capacity
SUMMARIES
Refrigerating Com-
57
58
61
63
© Издательство «Пищевая промышленность», «Холодильная техника», 1976 г.

награждений, предусмотренная в годовой
плановой смете фонда материального поощрения,
делится на 12, а затем на 25,4, т. е. определяется
среднемесячная сумма премий и поощрений.
Умножив полученную сумму на средневзвешенную
продолжительность отпуска (в днях), получим
требуемую сумму статьи сметы для оплаты
отпусков.
Централизованный фонд материального
поощрения создается в республиканской оптовой
конторе путем отчислений в размере не более 10%
общей суммы фондов материального поощрения
всех подчиненных предприятий с их согласия
и согласия соответствующих комитетов
профсоюза. Республиканская контора может
дифференцировать процент отчислений по отдельным
холодильникам в зависимости от размера фонда
материального поощрения, образованного на этих
холодильниках.
При составлении плановой сметы
расходования фонда материального поощрения
учитываются сумма фонда, предусмотренная по финан
совому плану на текущий год, и переходящие
остатки средств фонда за предыдущий год. При
этом полученная общая сумма распределяется
по статьям сметы вне зависимости от того, по
какой статье образовались переходящие остатки
в предыдущем году.
Для более правильного распределения средств
фонда материального поощрения по категориям
работающих и усиления зависимости размеров
премий от величины этого фонда установлено,
что при составлении сметы расходования фонда,
а также при утверждении положений о
премировании и определении размеров премий за
выполнение и перевыполнение плана руководящим,
инженерно-техническим работникам и
служащим прирост фонда материального поощрения
в части, направляемой на премирование рабочих,
грузчиков, инженерно-технических работников
и служащих, должен распределяться, как
правило, пропорционально фонду заработной платы
каждой из указанных категорий работников
УДК 621.572
Анализ эффективности воздушных и парокомпрессионных
холодильных машин при положительных температурах охлаждения
Канд. техн. наук И. М. КАЛНИНЬ, канд. техн. наук
И. Я. СУХОМЛИНОВ, канд. техн. наук Б. Л. ЦИРЛИН
ВНИИхолодмаш
Доктор техн. наук, проф. Ф. М ЧИСТЯКОВ
МВТУ им. Н. Э. Баумана
Воздушные холодильные машины (ВХМ)
применяются как в системах охлаждения при
низких температурах, так и наряду с парокомпрес-
сионными холодильными машинами (ПХМ) в
системах охлаждения при положительных
температурах [1—6].
Как правило, целесообразность использования
ВХМ определяется условиями эксплуатации.
К случаям, когда применение ВХМ может быть
оправдано, относится, например, охлаждение
объектов воздухом при значительном
гидравлическом сопротивлении системы.
Так, в установках для осушки зерна,
охлаждения самолетов на аэродроме, охлаждения
жидкостей барботажем холодного воздуха в
химических производствах сопротивления могут
достигать 2000—3000 кгс/м2, что требует
значительных дополнительных затрат энергии на их
преодоление. При этом, естественно, в
значительной степени изменяются энергетические
показатели установок в целом. <
Поскольку в технической литературе нет
данных о влиянии сопротивления системы на
суммарную эффективность ВХМ и установок с ПХМ,
вопрос этот приобретает актуальность.
В данной статье при сравнении
эффективности двух типов машин для ВХМ принят
открытый цикл, как, например, в ТХМ2-50
Казанского компрессорного завода.
Теоретические циклы
Эффективность указанных машин
сопоставляли по удельным параметрам, т. е. параметрам,
отнесенным к 1 кг выдаваемого продукта, в дан
12

Рис. 1. Теоретический цикл воздушной холодильной
машины без противодавления и с противодавлением.
ном случае к 1 кг холодного воздуха с
температурой Т4, одинаковой для обеих машин, и
одинаковым подогревом его АГ=Т2—Г4.
Принятое нами условие равенства
температуры холодного воздуха Т4 в ВХМ и ПХМ
приводит в теоретическом случае к равенству
холодильных коэффициентов цикла ВХМ и
сопоставительного цикла Карно ПХМ при
отсутствии сопротивления системы, что следует из
определения теоретического холодильного
коэффициента циклов [3, 4]*.
Для упрощения анализа, имея в виду, что
влажность приблизительно одинаково влияет на
эффективность рассматриваемых циклов, будем
считать воздух сухим.
На рис. 1 показан теоретический цикл ВХМ
с противодавлением /—2—3—4. Холодопроизво-
дительность такого цикла при условии
возможного подогрева воздуха до Тг определяется
площадью 1—4т—d—а—/ и равна
^1 = срАГ = ср(Г1-Г4).
Введем понятие исходного цикла. Это цикл
ВХМ без противодавления, имеющий при тех
же параметрах, т. е. при температурах Т\, Г3,
Г4, тужехолодопроизводительность, что и цикл
с противодавлением. На рис. 1 исходный цикл
соответствует контуру 1—2Т—ЗТ—4Т.
Приращение работы в цикле с противодавле-
* В работе [3] при правильном результате дано несколько
ошибочное объяснение эффективности циклов. Автор
считает, что равенство эффективности циклов есть результат
равенства потерь энергии в связи с конечной разностью
температур при теплообмене в ВХМ и ПХМ. При
одинаковом изменении энтропии AS уровни температур для
обеих машин и, следовательно, абсолютные величины
потерь энергии от внешней необратимости в теоретических
циклах ВХМ и ПХМ различны.
нием по сравнению с исходным, как следует из
рис. 1, равно разности теплот, отведенных на
верхнем уровне температур в обоих циклах, и
соответствует площади в—3—2—2Т—ЗТ—d—е.
Используя связь параметров в воздушном
цикле и имея в виду, что
k 1 k—i
p*) ~ [ Pi) ~ т* - тг ¦
Pi = Pl + AP»
где Ар — сопротивление системы,
получим
^в. н = ^в + Д^в. н» 0)
гДе 1в. н — работа теоретического воздушного цикла
с противодавлением;
/в — работа исходного теоретического воздушного
цикла;
1Н — работа сжатия, необходимая для преодоления
сопротивления системы.
Холодильный коэффициент теоретического
воздушного цикла с противодавлением может быть
выражен уравнением
о - Si Ь B)
*В ~Г Т *Н
1 4
Введение противодавления снижает
эффективность цикла воздушной машины. При этом
приращение работы воздушного цикла больше
работы сжатия, необходимой для преодоления про-
тиводавления в ~f~~ раз.
Действительно, для парокомпрессионной
машины в системе с противодавлением при условии
отвода внешним источником теплоты,
соответствующей работе сжатия в вентиляторе, значение
холодильного коэффициента установки равно
Еп- н = /п-Мн • C)
где /п — работа цикла парокомпрессионной машины;
/н — работа сжатия в вентиляторе (нагнетание),
необходимая для преодоления сопротивления
системы в схеме с парокомпрессионной машиной.
Схема работы парокомпрессионной машины в
системе охлаждения с противодавлением
показана на рис. 2.
Воздух (рис. 2, а) сжимается вентилятором 1
и подается в водяной теплообменник 2, где его
температура снижается до первоначальной,
равной 7\. Затем в теплообменнике 3 он
охлаждается уже хладагентом парокомпрессионной ма-
13

<=я
г L__J з ] ч
1 \ \
Вода
Хладагент
Хладагент
Рис. 2. Схемы работы парокомпрессионной машины в
системе охлаждения с противодавлением:
а — схема парокомпрессионной машины с предварительным
теплообменником; б — схема парокомпрессионной машины без
предварительного теплообменника.
шины до температуры 7% и поступает к
потребителю 4.
Если отвод всей теплоты, эквивалентной
работе сжатия вентилятора в теплообменнике 2,
невозможен (например, при отсутствии воды
необходимой температуры), то эта теплота будет
дополнительной нагрузкой на парокомпрессион-
ную машину.
На рис. 2, б показана схема установки без
теплообменника, когда теплота, эквивалентная
работе сжатия вентилятора, отводится в
испарителе 5.
Таким образом, в общем случае для
различных схем выполнения установок можно записать
gn — m/н
8п-н п1п + 1я • W
где <7д — холодопроизводительность парокомпрессионной
машины;
т — доля тепла, эквивалентного работе вентилятора,
отведенная в испарителе.
Поскольку
Яг — Яп— т1Я9
то, обозначив коэффициент, учитывающий
увеличение холодопроизводительности
парокомпрессионной машины,
получим
д=1 +
*ft*H
Яг
E)
где qx — полезная холодопроизводительность, равная
холодопроизводительности исходного цикла
парокомпрессионной машины в установке без
противодавления.
Тогда, для установки по схеме 2, б
холодильный коэффициент при т=1 равен
8П. Н =
nln + /н
Рассмотрим соотношение эффективности обеих
машин при введении противодавления.
Анализ парокомпрессионной машины,
работающей по схеме на рис. 2, а (уравнения 2
и 3), показывает, что эффективность установки
парокомпрессионной машины при равенстве
эффективности исходных теоретических циклов с
введением противодавления выше, чем
воздушной.
Для схемы 2, б (уравнения 2,4) с учетом 1Н=
=(п—1)<7г, «п=ев и ^п^в из сопоставления
холодильных коэффициентов рп.н и ев.н находим
^.=8п(д_1)A__?-)+»_ к F)
Как показывает решение этого уравнения, оно
справедливо при любых величинах п.
Следовательно, эффективность обеих установок
одинакова при всех значениях противодавления
системы.
На рис. 3, а показана зависимость
коэффициента п, подсчитанного по уравнению E)? от
противодавления системы в теоретическом
случае при Т1=298 К и различных AT, на рис. 3, б—
зависимость отношения теоретических
холодильных коэффициентов воздушной машины и
парокомпрессионной по схеме 2, а от противодав-
Vf308K
\?
wi.
Yl
to
AT=30°
—
20
10
(Хт
1,1
Щ
to
V
W5\
to
О 0,1 0,2 0, J 0,<t 0,5Шг/смг
$
Рис. 3. Зависимость коэффициентов п (а) и ат (б) от
противодавления.
14

Рис. 4. Действительный цикл воздушной холодильной
машины с противодавлением.
ления при 7,1=Т3=298 и 308 К, кТ=--Тг—Ть=
-10; 20; 30 К-
Отношение холодильных коэффициентов в этом
случае
ДГа + Т
ir»(«X-i)
G)
Из полученной зависимости и рис. 3, б
следует, что в теоретическом случае выигрыш
установки с парокомпрессионной машиной по схеме
2, а по сравнению с воздушной машиной
увеличивается с ростом противодавления и полезной
холодопроизводительноети. Для установки по
схеме 2, б—ост>2б = 1,0, т. е. эффективность
обеих установок одинакова.
При выполнении установки с
парокомпрессионной машиной по смешанной схеме, когда
теплота, эквивалентная работе сжатия
вентилятора, не может быть отведена полностью в
теплообменнике, величина ат равна
ат, 2а > ат> ат,2<э= 1,0.
Действительные циклы
На рис. 4 представлен действительный цикл
воздушной холодильной машины с
противодавлением. Для такого цикла холодильный
коэффициент может быть записан в виде
или, используя уравнения, связывающие
термодинамические параметры в контрольных
точках цикла:
Тг-Т4
ев. н
Тг
где
' 4ад
(я3ян) °к
Рч
1
~Т3 + Т4
(9)
я3 = —— — повышение давления, требуемое
для преодоления сопротивления
в теплообменнике;
= Т9
Г3~Г4
Т]т
• адиабатная температура на
выходе из турбины при заданном
отношении ят;
т)т— адиабатический к. п. д. турбины;
т]к — политропический к. п. д.
компрессора;
а„ =
inr^K-
Расчеты показывают, что эффективность
воздушного цикла даже при я3=лд = 1,0
снижается по сравнению с теоретическим при
уменьшении т]к1]т с 1,0 до 0,7 в 5—15 раз в зависимости
от подогрева воздуха (Т1—Г4). При этом
снижение эффективности тем больше, чем меньше
разность температур 7\—Г4. Так, при Т3=
=313 К, 7\=298 К, лк=0,82 и т]т-0,85
величина 8 для режима Г4=278 К снизится с 8 до
— 1,05, а для Г4=288 К —с 11,5 до 0,82.
При предельно достижимых значениях г]к=С,9,
г]т=0,9 и тех же температурах величина 8
уменьшится с 8 до 1,62 и с 11,5 до 1,27.
Для парокомпрессионных холодильных машин
влияние реальности процессов на эффективность
сказывается в меньшей степени. Так, например,
для холодильных машин с компрессорами П-110
и П-220 в режимах кондиционирования при
температуре конденсации /К=40°С получены
значения холодильного коэффициента, приведенные
в таблице.
Таким образом, при работе без
противодавления парокомпрессионная машина энергетически
существенно выигрывает по сравнению с
воздушной.
Введение противодавления, как и в
теоретическом случае, снижает эффективность обеих
машин.
е. „ =
в. н - (г2_ Г3) — G\ — Г,)*
(8)
Хладагент
Фреон-12
NH3
Температура кипения
— 5°С
3,6
3,56
о°с |
4,42
4,36
+ 5°С
5,23
5,23
к

Приращение работы в действительном цикле
воздушной машины с противодавлением, по
аналогии с рассмотренным ранее, можно записать
следующим образом: I
Л/в.н = Юн. (Ю)
где 1Я — работа сжатия в компрессоре, необходимая для
преодоления противодавления;
К — коэффициент, учитывающий приращение работы
в цикле с противодавлением:
ад
3
6 v ^чад
A1)
Тогда, холодильный коэффициент
действительного цикла воздушной машины с
противодавлением
•н ~ /в + Kin
A2)
где qB, lB, 1Н — действительные параметры цикла (для
упрощения дополнительные индексы не
вводятся).
Под /в ='
Яв
так же, как и в теоретическом
случае, подразумеваем работу исходного
действительного воздушного цикла без
противодавления, обеспечивающего ту же холодопроизводи-
тельность qB = q^
Для парокомпрессионных машин получим
действительный холодильный коэффициент:
для схемы 2, а
<7п
для схемы 2, б
I + /
п I *н
*'п+'н
A3)
где /п =
Яп
-п. д
- работа исходного действительного па-
рокомпрессионного цикла;
/н — работа вентилятора с учетом его к. п. д.
Рассмотрим соотношение эффективности
воздушной машины и парокомпрессионной,
выполненной по двум схемам, при условии равенства
полезной холодопроизводительности обеих
машин.
Тогда, для схемы 2, а
Зп. д [
Д7, + ев.д/С7,1\пнк - 1
в.д[АГ + 8п.дгДднак_1)]
A4)
для схемы 2, б
к^
2
L^^L
Г? -278К
• 7* =288К
4^t
/
Г7Г
^
*^\
^
^
100
1000 2000 №0Др}нг/м2
Рис. 5. Соотношение эффективности воздушной и
парокомпрессионной машин в зависимости от противодавления:
/ — кривые по схеме на рис. 2, а; 2 — кривые по схеме на рис 2,6
ац = -
АГ + 8В. д/СГДян" -И
дг + (8п.д + 1)гдянн -i;
A5)
Результаты расчета по зависимостям A4) и
A5) для различных противодавлений
представлены на рис. 5. Расчеты выполнены при Тг=
-298 К, Г3=308 К, Т4П=Г4—5К, пв=1,003,
т)н=0,75, tik=0,843 у]т=0,9 для Г4=278 К
и 74-288 К.
Холодильные коэффициенты исходных
действительных циклов определяли для воздушной
машины по зависимости (9), для
парокомпрессионной — по результатам испытания
холодильной машины с компрессорами П-110 и П-22^.
Эффективность парокомпрессионной машины
оказывается выше воздушной практически во
всем диапазоне противодавлений.
Только в случае выполнения
парокомпрессионной машины по схеме 2, б и при 74=288 К
эффективность обеих машин выравнивается при
/?>5000 кгс/м2 и дальнейшее увеличение
противодавления приводит к менее эффективной
работе парокомпрессионной машины.
Условия выравнивания эффективности обеих
машин осд — l можно записать в следующем виде:
для схемы 2, а
A6)
8п. д t , Тгеп. д J |
8в.д -1+ ДГ |А
1
1н
для схемы 2, б
8п. д . , 7\8п. д
бв.д ~ + Д^
if l
Л 8п. д
..-«{*&'-
l)-K(^-l
1
-г
¦)]
»)("."-->)
•
A7)

Из полученных зависимостей следует, что
возможность выравнивания эффективности машин
при заданных величинах Тг, Д7\ Ар
определяется соотношением эффективности
действительных исходных циклов, а также значениями т)т,
Лк и 'Пн- Учитывая, что условие еп н = ев н
выполнимо только при высоких
противодавлениях, для преодоления которых требуется
применение нагнетателя или компрессора, может быть
принято условие т]н=т]к. Тогда, из уравнения
A6) следует, что эффективность
парокомпрессионнои машины по схеме 2, а всегда выше
эффективности воздушной.
Когда теплота сжатия в вентиляторе
является дополнительной нагрузкой на парокомпрес-
сионную машину, из уравнения A7) видно, что
выравнивание эффективности обеих машин
возможно. Противодавление, "при котором
происходит выравнивание эффективности, тем больше,
чем больше разница эффективности исходных
действительных циклов парокомпрессионнои и
воздушной машин и отношение -у-.
При равенстве эффективности исходных
циклов введение противодавления снижает
эффективность парокомпрессионнои машины по схеме
2, б по сравнению с воздушной в области, где
К<(-1—+\) = А.
\ 8п. д /
В области К>А эффективность
парокомпрессионнои машины всегда выше воздушной, даже
при en^=*W
При К=А эффективность машин одинакова
только при еп.д=8в.д-
На рис. 6 показано изменение коэффициента
гз
Л в зависимости от ~f-~ и л в зависимости от еп.д
1 4
при следующих реально достигнутых
параметрах: я3=1,02, т]к=0,82, г)т=0,85.
Если считать, что для режимов кондициониро-
т
вания воздуха -f^ ^ 1Л, то, как видно из рис. 6,
К<.А и, следовательно, возможно выравнивание
эффективности циклов. Однако, как
показывает расчет по принятым параметрам,
противодавление, при котором это произойдет, достаточно
велико — более 4000 кгс/м2, что не характерно
для систем общепромышленного
кондиционирования.
В существующих системах кондиционирования
максимальные противодавления Ар составляют
для автономных кондиционеров 10—20,
общепромышленных систем кондиционирования 80—
120, судовых и специальных систем 300—
400 кгс/м2.
Эффективность парокомпрессионнои машины в
режимах кондиционирования при противодавле-
%0 1,1 U •&
Рис. 6. Изменение коэффициентов К и А для воздушной
и парокомпрессионнои машин.
ниях /?<1000 кгс/м2 всегда выше, чем
воздушной машины, и в случае отвода теплоты сжатия
вентилятора в испарителе парокомпрессионнои
машины.
Однако энергетический выигрыш от
применения парокомпрессионнои машины снижается с
ростом противодавления (см. рис. 5), поэтому
в системах охлаждения с повышенным
противодавлением — Ар>1000 кгс/м2 — применение
воздушной машины может оказаться
целесообразным, если предъявляются специальные
требования к установке.
Таким образом, эффективность воздушной и
парокомпрессионнои машин, работающих в
системах охлаждения с противодавлением,
снижается с увеличением сопротивления системы.
Парокомпрессионная машина, работающая в
системе охлаждения с противодавлением, при
отводе теплоты, эквивалентной работе сжатия
вентилятора, водяным теплообменником
энергетически всегда выгоднее воздушной машины.
Когда теплота, эквивалентная работе сжатия
вентилятора, в парокомпрессионнои машине
отводится в испарителе, то выравнивание
эффективности парокомпрессионнои машины и
воздушной, выполненной с предельными г)к и т]т,
возможно при высоких противодавлениях
системы.
Применение воздушных холодильных машин,
работающих по открытому циклу, для систем
общепромышленного и комфортного
кондиционирования энергетически не выгодно.
Целесообразность применения воздушных
холодильных машин при повышенных
сопротивлениях системы должно решаться с учетом
требований, предъявляемых к установке, на
основе глубокого технико-экономического анализа.
СПИСОК ИС ПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Прохоров В. И., Булычев О. П. Системы
кондиционирования воздуха с воздушными
холодильными машинами. М., ЦНИИГосстроя СССР, 1974.
2 Холодильная техника № 4
17

.Прохоров В. И. Использование воздушных тур-
бохолодильных машин для некоторых систем
кондиционирования.— «Холодильная техника», 1965, № 1,
с. 68—70.
.Прохоров В. И. О применении воздушных
холодильных машин в системах кондиционирования
воздуха. — «Холодильная техника», 1965, № 6, с. 30—35.
.Мартыновский В. С. Анализ действительных
термодинамических циклов. М., «Энергия», 1972.
5. Передвижные детандерные кондиционеры. —
«Холодильная техника», 1970, № 9, с. 29—31. Авт.:
Б. Д. Чижов, А. Д. Суслов, Ю. А. Новосельский,
Ю. Д. Фролов.
6. Edwards Т. S., Мс Donald A. T. Rotor
cooler — a new rotary vane open reversed Brayton cycle
air conditioning and refrigerating system. The XIII th
International Congress of Refrigeration. Washington,
1972.
УДК 621.57
Систематизация циклов холодильных машин
Канд. техн. наук В. М. ШЛЯХОВЕЦКИЙ
Краснодарский политехнический институт
На основе разработанных классификаций и
систематизации исследованы новые типы и
модификации холодильных машин, конструкции их
элементов и составы рабочих веществ холодильных
машин [ 1—4 ].
Классификации, в основу которых положены
конструктивные признаки, показывают только
способ реализации определенного
термодинамического процесса. Термодинамические процессы
существенно влияют на выбор технического
решения, конструктивные формы и компоновку
холодильной машины и на ее
технико-экономические показатели, поэтому они должны быть
приняты как первичная информация для
систематизации холодильных машин.
В замкнутом круговом цикле холодильной
машины (в дальнейшем — цикл) необходимо
обеспечить возврат рабочего вещества —
хладагента в первоначальное состояние. Для этого
достаточно использовать процессы сжатия,
расширения и теплообмена, которые можно
характеризовать четырьмя термодинамическими
параметрами: температура Г, энтропия 5, объем v и
давление /?.
Для описания процесса обозначим:
О — переменные параметры процесса и
соответствующими символами — постоянные
параметры процесса; знаком вектора со стрелкой
влево — комбинацию параметров,
характеризующую процесс сжатия, и соответственно со
стрелкой вправо — процесс расширения.
Комбинации параметров для процесса теплообмена
запишем без знака вектора, для процесса,
протекающего при температуре Т1 ниже температуры
окружающей среды Т0.с, характеризующие
параметры запишем в скобках.
Процессы сжатия и расширения определяют
условие "йрфО, значения параметров Г, 5, v
могут быть постоянными или переменными в
течение процесса. Возможные комбинации
параметров в этих процессах будут: при одном
постоянном параметре (S^idem) и двух
переменных r=Var, o=Var процесс запишется OSO\
при двух постоянных параметрах (T^idem,
S = idem, u=Var)—TSO и соответственно OSv.
Последние могут быть перекомбинированы к
виду STO и OvS. Наличие двух постоянных
параметров показывает, например, что процесс ТSO
происходит сначала как изотермическое сжатие
при переменных 5 и у, а затем как
адиабатическое сжатие при переменных Т и v (рис. 1).
Процессы теплообмена обусловлены <15ф0,
значения параметров Т, v, p могут быть
постоянными или переменными. Любой процесс
рабочего вещества, независимо от его физического
состояния, может быть охарактеризован комби-
Т\
4
0S0
?
0SV
OvS
Рис. 1. Процессы сжатия и расширения в циклах
холодильных машин.
18

rk
TOP
Рис. 2. Процессы теплообмена в циклах холодильных
машин.
нацией ООО, когда все параметры изменяются,
или при одном постоянном — в виде ТОО, OvO,
ООр (рис. 2). Комбинация, состоящая из двух
постоянных параметров — ТОр, справедлива
только для рабочего вещества в состоянии
влажного пара или при фазовом переходе.
Комбинации TvO и Ovp противоречат законам
термодинамики. Первая потому, что в газе и паре
изотермы не совпадают с изохорами; вторая —
исходя из выражения pv=RT, где при р, v и
R = const не может быть T=Var.
Комбинации процессов, используемые для
построения цикла, занесем в таблицу и дадим им
условные обозначения 1,2 и т. д. Обозначим
число возможных процессов сжатия через п и
соответственно процессов расширения и
теплообмена как п', т, т'.
Тогда массив математически возможных
циклов Мм.ц определится композицией [(п т) (т'
п')] и составит 625. Однако на Мм.ц
накладываются термодинамические ограничения по
совместимости отдельных процессов, чем
существенно сокращается число допустимых циклов.
Процессы,
при
сжатия
ч-
К
вные
начени
О со
ч о
и\о
>>о
1
2
3
4
5
к .
инаци
метров
^ со
2 О,
О со
« С
OSO
TSO
STO
OSv
OvS
dp ф 0
проходя
расширения
¦*
«
1 s
л) Ж
? в*
К со
О со
Ч о
о\о
>>о
г
2'
з'
4'
5х
к т
ж н
vo со
2 а
о <и
* С
050
TS0
STO
OSv
OvS
щие в замкнутом цикле
при
теплообмен
при Т
к
к
0) Ж
О со
Ч О
CJ\Q
>>о
а
6
с
d
е
г>го.с
К /п
Ж со
5 a
>о са
2 Л
о «л
м с
000
ТОО
ТОр
OvO
ООр
ds ф о
теплообмен при
Г
к
К
си я
Sg
о со
Ч О
О\0
>»о
а'
Ь'
с'
d'
е'
Г*'о. с
2 ь
Ж 0)
V3 со
2 а
о са
« К
@00)
(ТОО)
(Тор)
(ОоО)
(ООр)
Массив термодинамически допустимых циклов
Мт#ц составит
Мт. ц = Мм.ц — Мн. ц, A)
где УИН. ц — комбинации, попадающие под
термодинамические ограничения.
Рассмотрим эти ограничения. Процесс
теплообмена ТОр, характеризуемый постоянными
значениями температуры и давления, специфичен
только для влажного пара, и в комбинаторике
газовых циклов не должен учитываться.
Процесс теплообмена ТОО ограниченно стыкуется с
другими процессами, так как может
рассматриваться и как элемент процессов STO и ТSO,
и аналогично процесс OvO — как элемент
процессов OSv и OvS. Тем самым число возможных
циклов сокращается, однако их массив еще
достаточно велик.
Введем следующие определения,
характеризующие пространственную конфигурацию
циклов.
В парно-симметричном (ПС) цикле процессы
сжатия, расширения и теплообмена на верхнем
и нижнем (по отношению к Т0,с)
температурном уровне характеризуются попарно
одинаковыми комбинациями параметров и могут быть
обозначены, например, lal'a', lcl'c' (рис. 3, а).
В вертикально-симметричных (ВС) циклах
процессы сжатия и расширения характеризуются
одинаковыми комбинациями параметров, а
процессы теплообмена — различными
комбинациями, например цикл ldl'e' (рис. 3, б).
В горизонтально-симметричных (ГС) циклах
процессы теплообмена на верхнем и нижнем (по
отношению к Г0.с) температурных уровнях
характеризуются одинаковыми комбинациями
параметров, а процессы сжатия и расширения —
различными комбинациями, например цикл 1еЗ'е'
(рис. 3, в).
Несимметричными (НС) будут циклы, в
которых все процессы характеризуются своим
набором комбинаций параметров, например цикл
1аЗ'е' (рис. 3, г).
Трехпроцессными несимметричными (ТНС)
будем называть циклы, подобные, например,
циклу а2'V (см. рис. 3).
Таким образом, массив термодинамически
допустимых циклов составит
Мт. ц = Мт. у + Мт. н. с > B)
где Мт# у — сумма всех видов циклов;
Мт. у = 2 (ПС) + 2 (ВС) + 2 (ГС) + 2 (НС);
Мт. н. с — сумма трехпроцессных несимметричных
циклов.
Выполним оценку величины суммы
возможных циклов каждого вида.
Для циклов вида ПС можно принять пе=пг
и m~m' (см. таблицу), что при принятых огра-
19

п
A fata1
ГС
I—>-
Y /ff/i»' i
4h
ПС
Рис. 3. Примеры видов идеальных циклов холодильных
машин.
ничениях сокращает их число с 25 до 17. Для
циклов вида ВС, приняв п=п' и тфт' и
записав, что 2 (ВС)=[(п т)т'+(п т!) /п], при
ограничениях получено 20 вариантов. Циклы
вида ГС, при пфп' и т=т\ позволяют получить
2 (ГС)=[(т п) п'+(т п') п] и, при
ограничениях, 2 (ГС) = 16. Циклы вида (НС) при пщкп'
и тфт' обеспечили 2 (НС) =8. Для циклов
ТНС при вырождении процесса STO в ТОО
установлена возможность трех вариантов.
Таким образом, массив термодинамически
допустимых циклов Л4Т#Ц можно оценить величи
ной 70±4 цикла.
Чтобы наглядно показать массив
термодинамически допустимых циклов и обеспечить
возможность выбора необходимых циклов для
последующего термодинамического анализа,
предлагается системная решетка (рис. 4). Решетка
представляет собой прямоугольную систему, где
по горизонталям расположены справа условные
обозначения процессов сжатия, слева —
процессов расширения, по вертикалям — сверху
процессы теплообмена при Т(^Т0.0, снизу —
процессы теплообмена при Tt^T0,c. Общее поле
решетки ограничено четырьмя квадратами 0> /,
II, III, стороны которых образуют шкалы
отсчета для точек, характеризующих цикл
соответствующей конфигурации: шкала О — для
циклов ТНС, шкала / — для циклов ВС, шкалы
ТУ и III — соответственно для циклов ГС и НС.
Характеристики циклов вида ПС
определяются пересечением вертикалей и горизонталей.
Рассмотрим общую методику синтеза цикла.
Последовательность построения цикла должна
подчиняться положению, что достижение и
поддержание постоянного значения температуры Tt
ниже температуры Т0,с невозможно без затрат
внешней, по отношению к циклу, энергии.
За исходный процесс, с которого начинается
построение цикла, берется процесс сжатия.
Затем в направлении осуществления холодильного
цикла (против часовой стрелки) определяется
совместимый с процессом сжатия процесс
теплообмена на температурном уровне Тг^Т0,с. В
зависимости от вида цикла выбирается
сопрягаемый с процессом теплообмена процесс расшире-
Рис. 4. Системная решетка с массивом
термодинамически допустимых идеальных
циклов холодильных машин.
20

Рис. 5. Идеальные циклы вида ПС:
а — Карно; б —• Эриксона; в — Стирлинга; г —
синтезированный цикл.
ния. Замыкается цикл подбором процесса
теплообмена при 7Y<T0.C, одинаково возможным по
совместимости с процессами расширения и
сжатия.
Процессы, оцененные как возможные для
каждого вида циклов, располагаются в точках
пересечения вертикалей и горизонталей между собой
или со сторонами соответствующих
квадратов.
Определим местонахождение известных
циклов в системной решетке и возможности ее
использования для синтезирования циклов
различной конфигурации.
Цикл Карно (рис. 5, а) в области влажного
пара, характеризуемый процессами сжатия 050,
расширения 0S0, кипения (ТОр) и
конденсации TOpf получает шифр 1 с /V и находится
в точке пересечения горизонтали /—/' и
вертикали с—ё. Цикл Эриксона (рис. 5, б),
характеризуемый совмещенными изотермическими
«-' ¦ -*¦
процессами сжатия TSO, расширения TSO,
теплообмена ТОО и изобарными процессами
теплообмена (ООр) и ООр, получает шифр
4 ё 4'ё и находится в точке на пересечении
горизонтали 4—4' и вертикали е—ё. Аналогично
цикл Стирлинга (рис. 5, в), характеризуемый
совмещенными изотермическими процессами
сжатия TSO (расширения TSO) и теплообмена
ТОО у изохорическими процессами теплообмена
(OvO) и OvOy получает шифр 4d4'd' и находится
в точке на пересечении горизонтали 4—4',
но с вертикалью d—d'.
Как видно из рис. 4, циклы конфигурации ПС
отмечены кружками и их количество не
ограничивается известными циклами. Может быть
синтезирован еще ряд циклов такого же ранга.
Например, цикл (рис. 5, г) составлен из
процессов сжатия OSv и расширения OSv и
процессов теплообмена (ТОр) и ТОр. Положение этого
цикла с шифром 4с4''с' на решетке находим в
точке пересечения горизонтали 4—4' и вертикали
с—с'.
Треугольные несимметричные циклы (шкала 0)
получают, используя ключевые отрезки, при
стабильной связи 3—1, переборкой вариантов а'9
d' или е'.
Вертикально-симметричные циклы (шкала /)
могут быть построены следующим образом:
выбирается процесс сжатия, например 2, связь
"окоторого с процессами теплообмена на высшем
температурном уровне ограничена выборкой а,
d, е, указанной справа от вертикали шкалы.
Выбрав из нее процесс, например а,
соединяют 1 с а, и так как для цикла ВС справедливо
условие /'=/, то проводят отрезок а—Г.
Замыкают цикл любой из оставшихся
возможных выборок д! или ёу обеспечивающих
условия существования цикла и его конфигурацию
как цикла вида ВС.
Горизонтально-симметричные циклы
(шкала //) строят, учитывая, что возможные
процессы теплообмена на уровне температур Т{^.
^Г0.с (и соответственно Tf<T0.c)
ограничены выборками a, d, е. Выбрав, например, вид
процесса сжатия 2, можем обеспечить процесс
теплообмена из выборки a, d, e (по верхней
горизонтали шкалы // у выборок a, d> e в скобках
указаны совместимые процессы сжатия).
Соединив 2 с dy учитываем, что для цикла
справедливо условие 2'=?2 и возможный процесс
расширения ограничен вариантом L Поэтому из
точки d (/, 2) проводим отрезок до горизонтали
/_/' и по ней приходим к массиву, откуда
выбираем замыкающий симметричный процесс
Г d! и получаем цикл 2dl'd'.
Несимметричные циклы получают, используя
шкалу ///, простым перебором процессов, как
показано, например, для цикла 1ЪЗ'ё.
Термодинамический анализ циклов
холодильных машин длительное время ограничивался
рассмотрением немногих традиционных циклов
[1, 5]. Как видно из рис. 4, многообразие
возможных термодинамических циклов не
замыкается на нескольких традиционных
(например, Карно, Джоуля, Стирлинга) и что
термодинамически вероятно создание многих других
циклов.
21

Рассмотренный массив термодинамически
допустимых циклов касается идеальных циклов,
которые характеризуются полностью
обратимыми процессами. Последовательный переход
от идеального цикла к циклу, образованному
из процессов, имеющих собственные потери,
например в результате замены при расширении
процесса S = idem на ibidem, не меняет
существа рассмотрения и только увеличивает
общее множество циклов на соответствующее
число вариантов.
Поскольку не все термодинамические и
реально достоверные циклы, входящие в
рассмотренное множество, изучены и одни из них могут
оказаться перспективными, а другие —
малоэффективными, то особого внимания
заслуживает обоснование выбора критериев различия и
оценки циклов.
Термодинамический анализ реальных циклов
с учетом внутренних и внешних потерь
целесообразно выполнять с использованием эксер-
гетического метода анализа [6, 7].
* * &
На основе термодинамического анализа
предложена классификация видов идеальных
холодильных циклов.
Выполнен анализ математического массива
возможных циклов и в его рамках установлены
границы массивов термодинамически
допустимых циклов.
В. С. ЯСТРЕБОВ, Г. Л. КОВАЛЬ
Одесское СКВ ХМ
Для определения износостойкости сопряженных
пар трения и ресурса компрессора ФВ20
проведено исследование в эксплуатационных
условиях надежности холодильных машин ХМ-
ФВ20/1 и ХМ-ФВ20/Н*, изготовленных НПО
«Холодмаш».
Объем исследований, режим работы и
наработка холодильных машин приведены в табл. 1.
Холодильные машины работают на хладаген-
* Компрессоры, входящие в состав указанных машин,
условно обозначены ФВ20/1 и ФВ20/Н.
Составлена системная решетка, в которой
сгруппированы допустимые циклы,
позволяющая осуществить синтезирование допустимого
цикла по заданному исходному процессу,
например сжатию в компрессоре.
Анализ циклов на основе термодинамических
процессов позволяет наметить обобщенные
методы их анализа для прогнозирования новых
типов холодильных машин.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Архаров А. М. Низкотемпературные газовые
машины. М., «Машиностроение», 1969.
2. Бродянский В. М., Синявский Ю. В.
Термомеханический нагнетатель. В сб.: «Криогенное,
кислородное и автогенное машиностроение». М.,
ЦИНТИхимнефтемаш, 1970, № 2, с. 1—4.
3. Эффективные дроссельные рефрижераторы,
работающие на смесях.—«Химическое и нефтяное
машиностроение», 1971, № 12, с. 16—18. Авт.: В. М.
Бродянский, Э. Г. Громов, А. К- Грезин, В. М. Ягодин,
В. А. Никольский, А. Г. Тащина.
4. Г р а ч е в А. Б. Разработка и исследование
поршневых детандеров. Доклады науч.-техн. конф. МЭИ
на 1968—1969 гг. М., 1969, с. 142—146.
5. Мартыновский B.C. Термодинамические
характеристики циклов тепловых и холодильных машин.
М., Госэнергоиздат, 1952.
6. Мартыновский В. С. Анализ действительных
термодинамических циклов. М., «Энергия», 1972.
7. Бродянский В. М. Эксергети чески й метод
термодинамического анализа. М., «Энергия», 1973.
те —фреоне-12 (ГОСТ 19212—73), масле— ХФ
12-18 (ГОСТ 5546—66).
Компрессор ФВ20 двухцилиндровый,
непрямоточный, ход поршня 70 мм, диаметр цилиндра
101,6 мм, частота вращения 1410 об/мин у ФВ20/1
и 960 об/мин у ФВ20./П. Нагнетательный
клапан пятачкового типа, всасывающий —
пластинчатый, периферийно-кольцевой. Поршни,
поршневые кольца и пальцы — от двигателя
автомобиля ЗИЛ-120, вкладыши шатуна — от M-2i.
За период наблюдений детали компрессора,
подвергающиеся износу, микрометрировали по
общепринятой методике с точностью
измерений от 1 до Р мкм.
Характеристики деталей пар трения приве-
УДК 621.56/.57:62-19
Эксплуатационная надежность холодильных машин ХИ-ФВ20
22

Таблица 1
Холодильная
машина
ХМ-ФВ20/1
ХМ-ФВ20/1
ХМ-ФВ20/Н
ХМ-ФВ20/1
ХМ-ФВ20/1
ХМ-ФВ20/Н
ХМ-ФВ20/Н
ХМ-ФВ20/П
юмер
о
м
<
Заво
880
811
2185
641
884
1450
1643
2500
Год

выпуска
1970
1970
1968
1970
1970
1967
1967
1970
я <я
я е *
пуск
эксш
таци
1970
1971
1968
1970
1973
1967
1968
1973
Темпера
кипения
—14,5
—13
—13
—13
—13
—13
—13
—14,5
тура, °С

конденсации
32
37
32
37
32
36
34
37
Коэффициент
рабочего
времени
компрессора
0,98
0,38
0,78
0,38
0,98
0,64
0,45
0,87
Фактическая
наработка, ч

компрессора
14 250
3 271
33 600
5 686
980
14 177
8 900
31 760

холодильной
машины
14 560
8 690
42 800
15 030
1 000
22 150
20 000
36 500
Таблица 2
Сопряжение
Гильза —
кольцо компрессионное
Вкладыш шатуна —
коленчатый вал
Втулка верхней головки
шатуна —
палец
Пластины нагнетательного кла -
пана —
седло
Пластины всасывающего
клапана —
седло
Поршень —
кольцо компрессионное
Бобышка поршня —
палец
Номинальн ый
размер
сопряжения, мм
101,60
58,00
28,00
—
—
3,0
28,00
Скорость
скольжения,
м/с
ФВ20/1
3,80
4,30
0,21
—
—
ФВ20/П
2,60
2,90
0,14
—
—
Расчетное
удельное
давление р-10-4
Н/М2
21,58
266,83
765,18
—
—
568,98
Материал детали
Чугун СЧ 21—40
Чугун серый № 7 по
УК-15
Сплав СОС-6
Сталь 45
Бронза ОЦС4-4-2,5
Сталь 45
Сталь 70С2ХА
Сталь 45
Сталь 30 X ГС А
#
Сталь 45
Сплав алюминиевый по
УК-16
Чугун серый № 7
Сплав алюминиевый по
УК-16
Сталь 45
Твердость трущихся
поверхностей
деталей
НВ 190—241
HRb 98—160
—
HRc 52—60
НВ 130
HRc 52—60
Hv 686—600
НВ 228—255
Hv 550
НВ 228—255
—
HRb 98—106
—
HRc 52—60
23

Износ деталей в наиболее характерных
плоскостях и сечениях находится в пределах
точности измерения, поэтому графики построены
по средним значениям износов. Каждая точка
характеризует износ деталей одного
компрессора.
Совмещенные графики изнашивания деталей
пар трения позволяют проследить за изменением
во времени абсолютных величин износов и
зазоров.
Как видно из рис. 1, максимальный износ
гильз в зоне работы верхнего компрессионного
кольца (сечение / — /) и в плоскости Б — Б,
перпендикулярной оси коленчатого вала. Для
компрессора ФВ20/1 за 14000 ч разница в
износе 22 мкм, для ФВ27П за то же время
разница в износе не наблюдалась, а за 33600 ч
составила 12 мкм.
У поршневого пальца (рис. 2) больший износ,
чем у втулки верхней головки шатуна. Это
объясняется загрязненностью смазочного масла
абразивами, в результате чего происходит
процесс шаржирования более мягкого материала
втулки верхней головки шатуна [1]. Зазор в
сопряжении палец— втулка компрессора ФВ20/1
за 1450" ч больше зазора того же сопряжения
компрессора ФВ20/П на 10 мкм.
Как видно из рис. 2, шейки коленчатых валов
изнашиваются больше, чем вкладышей
шатунов. В период проведения микрометража
установлено, что в зонах выхода масла на шейках
валов образуется кольцевая выработка, а на
вкладышах подшипников — своеобразный
шаржированный абразивами кольцевой нарост.
Воздействие абразивов и других посторонних
частиц в масле повышает интенсивность износа
шеек вала. Зазор в сопряжении вал — шатун у
компрессора ФВ20/1 такой же (разница в
износе 6 мкм), что и у компрессора ФВ20/11 за14500 ч.
Таблица 4
Элементы холодильных машин
Сальник
Пластины клапанные
Масляный насос
Прижимной диск — кольцо резиновое
Вентиль с электромагнитным приводом
Датчик-реле температуры ТР-1-02-Х
Терморегулирующий вентиль
12ТРВ-40
Реле давления РД-3-01
Время наработки до отказа, ч
при наработке холодильных машин, ч
1000
ХМ-ФВ20Д
№ 884
1000
8690
ХМ-ФВ20/1
№811
400
2200
8495
1530
ХМ-ФВ20/1
№ 641
1195
5540
34 800
ХМ-ФВ20/И
№ 2185
19 000
22 150
ХМ-ФВ20/И
№ 1450
5 835
22 148
26 000
7 700
20 000
ХМ-ФВ20/И
№ 1643
2600
1000
Примечание. У элементов холодильных машин ХМ-ФВ20/1 № 880 и ХМ-ФВ20/П № 2500 при наработке
соответственно 14 560 ч и 36 500 ч отказов не зарегистрировано.
Таблица 3
Наименование детали
Гильза
Вкладыш шатуна
Коленчатый вал
Втулка верхней головки
шатуна
Палец
Кольцо компрессионное
(тепловой зазор)
верхнее
нижнее
Пластина нагнетательного
клапана i
со стороны пружины
со стороны седла
Пластина всасывающего
клапана
Кольцо маслосъемное
(тепловой зазор)
Средняя скорость
изнашивания в установившийся
период, м
ФВ20/1
2,80
0,41
0,50
0,18
0,25
115,00
25,00
22,00
30,00
35,00
62,00
км/тыс. ч
ФВ20/И
1,54
0,30
0,35
0,16
0,23
80,00
20,00
12,00
22,00
28,20
46,00
дены в табл. 2, средняя скорость их
изнашивания в установившийся период—в табл. 3,
время наработки деталей до отказа — в табл. 4.
По данным микрометража построены графики
изменения износов деталей по времени Д=/(т)
в сопряжениях: вкладыш шатуна — шейка
коленчатого вала, поршневой палец — втулка
верхней головки шатуна, а также графики
изменения износов гильзы, компрессионных колец,
маслосъемного кольца, пластин всасывающего
и нагнетательного клапанов.
В связи с тем что в период эксплуатации
холодильных машин у компрессоров ФВ20 были
различные коэффициенты рабочего времени, при
построении графиков износов эти коэффициенты
приведены к единице.
24

Ты см -dzA.
18
ft
10
Б
2
trS-
\сечения-
\I-r-x
\lHr-v
war- о
I
J
*0
HFf
Y?T
101,6 101,855
A-A
101,6 Щ635Д,ММ
5-5
101,6 101,635 А,мм
Рис. 1. Изнашивание гильз компрессоров холодильных
машин ХМ-ФВ20/1 (а), ХМ-ФВ20/И (б).
8 11
16 20 2? 28 Тыс.ч
IT
Рис. 2. Изнашивание деталей в сопряжениях: втулка —
палец (а) и коленчатый вал — вкладыш шатуна (б)
холодильных машин ХМ-ФВ20/1 (/) и ХМ-ФВ20/П B).
У компрессора ФВ20/1 изменение зазора в
замке верхнего компрессионного кольца (рис. 3)
превышает изменение зазора в замке нижнего
компрессионного кольца на 1,4 мм за 14500 ч.
У компрессора ФВ2~/П — на 0,3 мм за 33600 ч.
4 мим
Z
1 1
—*&d^
tgpg
Лг
^F
Z
-Л
а
J^-
•ъ
V
О if 8 12 16 20 2b 28 32Тысм
Рис. 3. Изменение теплового зазора поршневых колец
компрессоров холодильных машин:
/, 2 — верхние компрессионные кольца соответственно для
ХМ-ФВ20/1 и ХМ-ФВ20/П; 3, 4 — нижние компрессионные
кольца для ХМ-ФВ20/1 и ХМ-ФВ20/П; 5, 6 — маслосъемные
кольца для ХМ-ФВ20/1 и ХМ-ФВ20/П.
Разница зазоров в замках верхнего и
нижнего компрессионных колец за 14500 ч у
компрессоров ФВгО^ и ФВ20/П равна
соответственно 0,8 и 0,2 мм.
Маслосъемные кольца в процессе работы
находятся в более благоприятных условиях, чем
компрессионные. Однако скорость их
изнашивания та же, что и верхних компрессионных
колец. Это объясняется,, конструктивными
особенностями маслосъемных колец. За 14500 ч
зазор в замке маслосъемного кольца
компрессора ФВ20/1 больше зазора в замке кольца
компрессора ФВ20/И на 0,27 мм.
В результате ударов о седло пластины
всасывающих клапанов изнашиваются. Износ
прекращается по истечении" 6000 ч у компрессора
ФВ20/.1 и 11000 ч у ФВ20/И (рис. 4). По
статистическим данным, усталостное разрушение
всасывающих пластин наблюдалось у компрессора
ФВ20/1 после 10000 ч, у ФВ20/И после 14000 ч
наработки.
Пластины нагнетательных клапанов в период
работы попеременно ударяются о седло и
ограничитель подъема и изнашиваются с двух сторон.
Износ контактных поверхностей пластин
нагнетательных клапанов (рис. 5) прекращается
по истечении 3000 ч наработки у компрессора
ФВ20/1 и 9000 ч у ФВ20/И. Усталостное
разрушение нагнетательных пластин отмечено у
компрессора ФВ20/1 после 800 °> ч наработки,
у ФВ20/П после 12 000 ч.
При сравнении данных, приведенных в работе
[2] по компрессору ФУУ80 с частотой
вращения 1440 об/мин, с данными настоящих
исследований установлено, что скорости
изнашивания деталей в сопряжениях: шейка коленчатого
вала — вкладыш шатуна, поршневой палец —
втулка верхней головки шатуна у компрессора
ФВ20/1 существенно ниже, чем у ФУУ80.
Тепловые зазоры У компрессионных и масло-
съемных колец компрессора ФВ20/1 за 13 000 ч
наработки соответственно в 1,8 и 1,4 раза
меньше, чем колец компрессора ФУУ80. Это озна-
25

Д,мщ
16 20 М 28 ЗгТысч
Рис. 4. Износ пластин всасывающих клапанов
компрессоров холодильных машин ХМ-ФВ20/1 (а) и ХМ-ФВ20/П
(б).
А,мкм,
300
ш
уу/УЛ
&
2оо\тшшт
Z&
7777\
28 32Тыс.ч
Рис. 5. Износ пластин нагнетательных клапанов
компрессоров холодильных машин ХМ-ФВ20/1 (а), ХМ-ФВ20/Н (б)
со стороны пружины A) и со стороны седла B).
чает, что межремонтный ресурс компрессора
ФВ20 может быть несколько большим, чем
компрессора ФУ У 80.
В компрессоре ФВ20 в связи с меньшей по
сравнению с компрессором ФУУ80 внутренней
поверхностью блок-картера после изготовления
остается меньшее количество абразивных частиц
в виде химического пригара после отливки
блок-картера (при том же качестве отливки в
период изготовления блоков на заводе). Таким
образом, меньший износ деталей сопряженных
пар трения компрессора ФВ20 объясняется
меньшим количеством абразивных частиц в
масле.
Исследование эксплуатационной
надежности холодильных машин ХМ-ФВ20 позволило
выявить наименее надежные детали, узлы и
комплектующие элементы холодильных машин:
пластины всасывающих и нагнетательных
клапанов, сальник компрессора, терморегулирую-
щий вентиль 12ТРВ-40, датчик реле
температуры ТР-1-02-Х, реле давления РД-3-01.
На основе проведенных исследований
доработано руководство по эксплуатации, в
частности, по изменению периодичности смены масла
в компрессоре, промывке масляного фильтра и
внутренней полости блок-картера при
профилактическом осмотре, замене резиновых колец
узла сальника и ревизии шатунных вкладышей
при малом ремонте.
По результатам исследований намечены
мероприятия, направленные на повышение качества
холодильного оборудования: покрытие
внутренних полостей блок-картера полимерами, замена
графитовых колец трения сальника стальными,
рабочая поверхность которых упрочнена спе
циальным сплавом (это повысит герметичность
и долговечность сопряжений уплотнительных
поверхностей сальника и уменьшит количество
продуктов износа, находящихся в картере),
технологическая доработка клапанной плиты.
Предстоит также разработать структуру
ремонтного цикла и установить объем ремонтных
работ, что позволит составить ремонтную
документацию холодильных машин ХМ-ФВ20.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. М и ш и н И. А. Долговечность двигателей. М.,
«Машиностроение», 1968.
2. Результаты длительных ресурсных испытаний
компрессора ФУУ80. — «Холодильная техника», 1974,
№ 2, с. 17—22. Авт.: Э. М. Бежанишвили, Н. В.
Романовский, М. П. Кашкин. В. И. Акимов.
УДК 621.565:629.124.72
Системы охлаждения судовых провизионных камер
Канд. техн. наук В. В. СТЕФАНОВИЧ, Г. П. ДЕЙНЕГО
Одесский институт инженеров морского флота
В последнее время на судах морского флота
широкое распространение получают методы
длительного хранения охлажденного мяса,
разработанные проблемной лабораторией ОИИМФ
[1, 2]. Исследования систем охлаждения были
проведены в натурных условиях на судах типа
«Сплит», «Пекин», «Иван Франко», а также в
опытных холодильных камерах. Цель
исследований — на основании анализа распределения
температуры и скорости движения воздуха, а
также с учетом естественной убыли продукта и
26

Рис. 1. Провизионная камера судов типа «Сплит»:
1 — охлаждающие батареи; 2 — дроссель АДТ-10; 3 — термо-
регулирующий вентиль; 4 — соленоидный вентиль.
эксплуатационных особенностей систем выбрать
наиболее рациональную систему охлаждения
для хранения охлажденного мяса.
Рассмотрим результаты испытаний каждой
системы в отдельности.
На рис. 1 схематично изображена
провизионная камера судов типа «Сплит» объемом 10,2 м3,
оборудованная батарейной системой
охлаждения. Система охлаждения поверхностью 14 м2
представляет собой три гладкотрубные батареи,
двухрядные, соединенные между собой
последовательно. Для определения температуры
воздуха и температуры поверхности шлангов
батарей использовали термопары. Система
охлаждения работает циклично.
Как показали испытания, температурный
режим в камере характеризуется следующими
параметрами. Разность температур воздуха в
момент включения и выключения подачи
фреона была в пределах 4—5°С. По высоте
незагруженной камеры наибольшая разность
температур воздуха в момент выключения подачи
фреона в батареи составляла 6°С; разность
средних температур воздуха по объему камеры и
поверхности батарей при включении подачи
жидкости в батареи была 2°С, а при выключении —
10—12°С. После отключения подачи фреона по
достижении заданного температурного режима в
камере температура воздуха продолжает снижаться,
так как в батареях с нижней подачей остается
большое количество фреона, который
продолжает испаряться. Таким образом, полученные
результаты испытаний данной системы
охлаждения показывают, что температурный режим в
камере поддерживается с большими
колебаниями температуры воздуха. Влияние таких
колебаний отрицательно сказывается на качестве
и естественных потерях хранимого груза.
Система охлаждения провизионной камеры
судна типа «Пекин» в отличие от
вышеописанной представляет собой однорядные,
гладкотрубные батареи общей поверхностью 7,8 м2,
образующие две самостоятельные группы и
установленные на стенах провизионной камеры
объемом 9 м3. Внутри каждой группы батареи
соединены между собой последовательно. Жидкий
фреон в каждую группу подводится по двум
параллельным трубопроводам. Необходимую
температуру воздуха в камере поддерживали,
регулируя температуру поверхности батарей путем
соответствующей настройки ТРВ. При этом
наблюдались значительные колебания
температуры воздуха, а также неравномерность ее
распределения по объему камеры. Температура
изменялась в пределах, допустимых для камер
судов типа «Сплит». Для охлажденного мяса
такие температурные режимы хранения
неприемлемы. Поэтому применили дроссели типа
АДТ-10 и АДД-20 и вентилятор, с помощью
которых улучшали равномерность
распределения температуры. Дроссель АДТ-10
обеспечивал практически один характерный цикл
работы батарей, составляющий в среднем 85 мин.
При установке на отсосном трубопроводе
дросселя типа АДД-20 цикл работы батарей
составлял 60—90 мин.
На рис. 2 показано изменение температуры
поверхности батарей, воздуха в камере и
охлажденного мяса при работе АДТ-10
(сплошная линия), АДД-20 (пунктирная линия) и
дополнительно установленного вентилятора
мощностью 0,05 кВт. Как видно из рис. 2,
температура мяса в течение цикла (линия 1) почти
27

Рис. 2. Изменение температуры поверхности батарей,
воздуха в камере и охлажденного мяса:
Температура: / — хранящегося мяса; 2 — воздуха в объеме
камеры; 3 — поверхности правой батареи; 4 — поверхности
левой батареи; 5 — воздуха в центре камеры; 6 — поверхности
батареи с верхней подачей; 7 — поверхности батареи с нижней
подачей.
не менялась. Средняя температура воздуха в
объеме камеры (линия 2) изменялась в пределах
—0,8ч—1,5°С. Температура поверхности
правой батареи (линия 3) — в пределах —1,3-f-
Ч—3,2°С, левой батареи (линия 4) —3,2ч-
Ч—4,8°С. Температура поверхности батареи с
нижней подачей (линия 7) была в пределах
—6,2ч—7°С, с верхней подачей (линия 6)
—2,7ч—5,7°С. Температура воздуха (линия 5)
в центре камеры составляла —0,6°С и в течение
цикла изменялась незначительно. Однако
наибольшая разность температур воздуха по
высоте камеры при этом была 2,2°С. Скорость
воздуха в обеих камерах при работе вентиляторов,
подающих настилающий поток на потолок,
распределялась в объеме неравномерно и
колебалась в пределах 0,8—0,1 м/с. Устойчивый цикл
работы батарей обеспечивал более стабильный
температурный режим воздуха в камере и в
конечном итоге постоянную температуру
хранящегося груза.
В провизионных камерах судов типа «Сплит»
и «Пекин» было проведено хранение
охлажденного мяса при указанных выше режимах,
утвержденных главным санитарным управлением
Минздрава СССР. Охлажденное мясо хранилось
25—30 суток. Величина естественной убыли
составила 0,14—0,2% в сутки.
Испытания оребренной батарейной системы
охлаждения были проведены в опытной камере
объемом 7,25 м3, оборудованной четырьмя
батареями типа ИРСН-12, образующими две
группы. Жидкий фреон для каждой группы
подавался в верхнюю батарею, а затем
поступал в нижнюю. Температура регулировалась
полупроводниковыми приборами ПТР-2-03 с
дифференциалом 0,5°С. В целях получения более
равномерной температуры в камере был
установлен вентилятор мощностью 0,05 кВт,
направляющий поток воздуха на потолок. Батареи
работали циклично. Продолжительность цикла
в среднем 10—14 мин. Средняя температура
трубок нижней батареи составляла —3,5°С,
ребер —1,8°С; трубы верхней батареи —5,0°С,
ребер —4,0°С. Изменения температуры
поверхности батарей, расположенных на правой
стенке камеры, были аналогичны приведенным.
Температура воздуха в верхней части камеры
изменялась от —1 до —0,6°С, в средней от —1,1 до
—0,7°С, в нижней от —1,9 до —0,8°С. Средняя
температура воздуха в верхней зоне за цикл
составляла —0,8°С, в средней —0,9°С, в
нижней —1,3°С. Такая небольшая разность
температур в объеме камеры связана в основном с
работой вентилятора. С выключением
вентилятора распределение температуры по объему
камеры резко ухудшилось, разность температур
по высоте камеры составила 3°С.
Естественная убыль мяса в этих опытах при
25-суточном хранении была в пределах 0,25—
0,28% в сутки. Относительная влажность
воздуха 90—94%. Увеличение естественной убыли
при хранении объясняется тем, что примененные
оребренные батареи значительно компактнее
гладкотрубных одинаковой холодопроизводи-
тельности и поэтому значительно хуже
экранировали теплопередающие поверхности стен.
Чтобы определить влияние
воздухораспределительного устройства на температурное и
скоростное поле, провели испытания в камере
объемом 6 м3, оборудованной оребренными
батареями, которые составили три группы. В камере
был установлен воздуховод со щелевой воздухо-
раздачей.
Принципиальная схема камеры с
размещенным оборудованием показана на рис. 3. Батареи
работали с нижней подачей, а отсос
осуществлялся через дроссель АДТ-10.
Воздухораспределительное устройство состояло из воздуховода
клиновидной формы со щелевыми отверстиями,
через которые подавался настилающий поток
воздуха на потолок камеры. Температура
регулировалась аналогично описанному выше.
Холодильная установка работала циклично по 10—
15 мин. Средняя температура трубы верхней
батареи составляла —3,4°С, ребер —2,7°С,
температура трубы нижней батареи —5,7°С,
ребер —5,6°С. Температурное поле камеры было
более равномерным, наибольшая разность
температур по высоте камеры не превышала 0,8—
1,0°С. Скорость воздуха в грузовом объеме
составляла 0,1—0,2 м/с при скорости истечения
из щелей 0,8—1,0 м/с. В камере батареи были
28

расположены таким образом, что в большей
степени экранировали теплопередающие
поверхности стен. Естественная убыль мяса при 25-
суточном хранении в среднем составила 0,2% в
сутки при относительной влажности воздуха
90—94%.
Исследования воздушной системы охлаждения
были проведены в провизионной камере судна
типа «Иван Франко» объемом 11,6 м3,
оборудованной воздухоохладителем поверхностью
охлаждения 20 м2. Система охлаждения не имела
воздухораспределительного устройства и
поэтому в камере создавалось неорганизованное
движение воздуха при работе вентилятора.
Скорость воздуха в объеме камеры при этом|рас-
пределялась крайне неравномерно. ^
На рис. 4 представлено распределение скоро-
/У/00
1 700 500 , 500 , 700
1,2
г —^
1 I?
—к
1**
1
15
1 и
э с
•t.5
) \
Воздух
\ с
) \
) к
юхлади,
xrr: \
Л1м/о
)
1,7м/с
S
5,35м/с
)
тель
300
700
700
1
Ж
Рис. 4. Распределение скорости воздуха в плоскости,
параллельной полу камеры.
Рис. 3. Принципиальная схема камеры:
/ —-компрессор ФА К-1,5; 2 — компрессор ФАК-1ЛЕ; 3 —
воздушный конденсатор; 4 — ресивер; 5 — фильтр-осушитель;
6 — теплообменник; 7 — соленоидный вентиль; 8 — терморегу-
лирующий вентиль; 9 — дроссель АДТ-10; 10, 11, 12 —
охлаждающие батареи; 13^— вентилятор BK-2; 14 — воздуховод.
сти воздуха в плоскости, параллельной полу
камеры на расстоянии 1—1,5 м от него.
Наибольшая скорость воздуха была на расстоянии 0,5 м
от воздухоохладителя и 0,5 м от подволока и
составляла 4,5 м/с. В остальных точках этой
плоскости скорость воздуха изменялась от 1,7
до 3,3 м/с. В плоскости, расположенной на
расстоянии 0,5 м от пола, скорость воздуха
находилась в пределах 0,2—0,4 м/с. После
достижения заданного температурного режима
вентилятор выключали, затем происходило отепление
воздуха в камере. При минимальном
дифференциале ТРДК в 1°С температура воздуха в центре
камеры повышалась на 1,5—2°С. Температурное
поле камеры при выключенном вентиляторе
было неравномерным. Разность температур в
момент включения вентилятора составляла в
среднем 3°С по объему камеры. Воздухоохладитель
оттаивали автоматически один раз в сутки. При
хранении охлажденного мяса относительная
влажность воздуха поддерживалась на уровне
92—94%. Ежесуточная естественная убыль
говядины 1-й категории при 25—30-суточном
хранении составила 0,32—0,3%.
На рис. 5 показано изменение массы и
динамика убыли полутуши говяжьего мяса при
хранении в камере, оборудованной ребристыми
пристенными батареями и
воздухораспределительным устройством. Характер изменения
массы мяса при хранении в камерах, оборудованных
вышеописанными системами охлаждения, был
аналогичен приведенному, единственное отличие
заключалось в наклоне кривой убыли,
характеризующейся величиной ежесуточных потерь.
29

О, кг
107
106
105
All к? -"»
w
0,5
П
юн
-105
-юг
1П1
Рис. 5. Изменение массы и динамика убыли
полутуши говяжьего мяса при хранении в
камере, оборудованной ребристыми батареями и
воздухораспределелительным устройством:
G — масса полутуши охлажденного мяса (говядина 1
категории); при его начальной температуре 8,8°С; д —
ежесуточная убыль.
/ г 5 h 5 6 7 3 6 10 11 12 13 ft 15 16 17 18 19 2021
Г,
В результате проведенных исследований
систем охлаждения судовых провизионных камер
установлено, что существующие батарейные
системы охлаждения и применяемые приборы
автоматического регулирования температуры не
обеспечивают поддержания требуемого
температурного режима. Температурное поле при
работе таких систем неравномерное.
Воздушные системы охлаждения
провизионных камер без воздухораспределяющих устройств
не позволяют равномерно распределять
скорость и температуру воздуха в объеме камер.
Кроме того, средняя скорость воздуха в
грузовом объеме значительно превышает
допустимое значение, которое определяется
требованием технологического режима.
В камерах объемом до 12 м3 с батарейной
системой охлаждения при их переоборудовании
наиболее целесообразно устанавливать
вентилятор с воздухораспределительным устройством.
Установка вентилятора без воздухораспреде-
2Z232*
; сутки
лительного устройства способствует
равномерному распределению температуры по объему,
но при этом приводит к повышенным скоростям
воздуха.
Для камер объемом более 12 м3
целесообразно применять смешанную систему охлаждения,
состоящую из воздухоохладителя с
воздухораспределительным устройством и гладкотруб-
ных батарей, которые лучше экранируют теп-
лопередающие поверхности ограждений
камер, чем оребренные, и отличаются лучшими
эксплуатационными характеристиками.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Хранение охлажденного мяса в среде с
углекислым газом. — «Мясная индустрия», 1972, № 11, с. 26—
27. Авт.: В. В. Стефанович, Г. П. Дейнего, Б. В. Ко-
марницкий, Е. И. Разумеенко, В. К. Проценко.
2. С т е ф а н о в и ч В. В., Дейнего Г. П.,
Комарницкий Б. В. Хранение охлажденного
мяса в судовых провизионных камерах с применением
бактерицидных ламп. — «Холодильная техника», 1973,
№ 9, с. 44—46.
УДК 621.651:621.564.22
Насосы для жидких хладагентов
Р. Б. ИВАНОВА, канд. техн. наук Н. Г. КРЕЙМЕР,
А. А. МАСЛЕННИКОВ
Всесоюзный научно-исследовательский институт
холодильной промышленности
А. В. НЕМЦЕВ
Московский хладокомбинат № 10
В СССР и за рубежом все большее
распространение получают насосно-циркуляционные
системы охлаждения, преимуществом которых
является безаварийность и возможность полной
автоматизации. Для широкого внедрения
таких систем необходимы насосы с широким
диапазоном производительности.
Во ВНИХИ провели испытания серийных
отечественных герметичных и сальниковых
электронасосов (специальных и общего назначения)
в целях установления возможности их приме-
30

Таблица 1
Марка
насоса
ЦНГ-63
ЦНГ-68
ЦНГ-69
ЦНГ-70М-1
ЦНГ-70М-2
ЦНГ-70М-3
ЦНГ-71
Подача, м3/с
(м3/ч)
0,011D0)
0,0055B0)
0,014E0)
0,0028A0)
0,025(90)
Напор
м
50
50
50
21
40
55
90
Частота
вращения

электродвигателя,
с г
(об/мин)
47,8B860)
47,8B870)
47,8B870)
47,8B870)
47,8B870)
Мощность

электродвигателя,
кВт
11,5
5,5
1,6
2,8
16


ряжение,
в
380
380
380
| 380
380
380
380
Габаритные
размеры, мм
длина
900
730
900
732
786
840
875

ширина
570
405
405
400
400
400
570

высота
420
350
420
340
340
340
426

Масса, кг
262
172
300
174
195
210
300
нения для перекачивания хладагентов —
аммиака и фреона-22.
Установлено, что наиболее перспективны
герметичные электронасосы типа ЦНГ,
выпускаемые серийно Кишиневским насосным
заводом им. Котовского.
Преимущества этих насосов по сравнению с
сальниковыми — компактность и отсутствие
утечки хладагента.
Электронасосы типа ЦНГ (табл. 1) —
одноступенчатые, за исключением ЦНГ-70,
который выпускается одно-, двух - и
трехступенчатым и в соответствии с этим имеет разные
напоры.
Смазка подшипников и охлаждение
внутренней полости электродвигателя насосов
осуществляются перекачиваемой жидкостью,
поступающей из напорной зоны насоса. Образующийся
пар отводится через штуцер в задней крышке
насоса. На трубке, по которой отводится пар,
имеется дроссельная шайба. Детали насосов,
соприкасающиеся с рабочей жидкостью,
выполнены из нержавеющей кислотостойкой стали.
Электронасосы выпускают во взрывозащищен-
ном исполнении (ВЗг).
Электронасосы ЦНГ-68 и ЦНГ-70М-1 были
испытаны при перекачивании чистого аммиака
и смеси аммиака с маслом ХА-23 и ХА-30 (при
содержании его до 10%) в интервале
температур +20ч—40°С. Электронасос ЦНГ-70М-1 был
проверен также при работе на фреоне-22.
Полученные при испытаниях на чистом
аммиаке рабочие характеристики электронасосов
представлены на рис. 1.
Определяли также кавитационный запас
насосов при различных режимах работы (в виде
зависимости напора от подпора жидкого
аммиака на всасывании насосов).
< Для электронасоса ЦНГ-68 кавитадионные
характеристики снимались в диапазоне подачи
от 1,4-Ю-3 до 8,4-Ю-3 м3/с E—30 м3/ч), а для
электронасоса ЦНГ-70М-1 — от 8,4-10_3 до
2,8-Ю-3 м3/с C—10 м3/ч).
Минимальный подпор на всасывании в
указанных интервалах температур получен для
электронасоса ЦНГ-68 при подаче до 5,5 -10~3
м3/с B0 м3/ч) и электронасоса ЦНГ-70М-1 во
всем диапазоне подачи — 1,5 м (при отсутствии
сопротивления на всасывании в насос). При
работе насоса ЦНГ-68 с подачей от 5,5-10~3 до
8,4-10~3 м3/с B0—30 м3/ч) необходимый подпор
на всасывании (без сопротивления)
увеличивается до 2,5—3 м.
н.пД%
56
53
50
н5т11
7
6
5
*
и*
'21
15
-15
12
~9
6
-з
tt,h
-58
-5k
-52
-50
-%
¦46
-Н
-V
-58
-56
-51
1
' +
s I~
г
?—J
f—HE
+Л
¦Щ
3 h
5
6
LJL'L ' 4 ' i
""НЕю. n?A$v^ О
клЛу+i
M
%
>-^^^S
7GH0?m3/c
L—*#i
^^^^^^Х-^^^^^-^сб I
5
0,2 0,6
10
1,0
15
a
№
20 25 й,мЗ/ч
1,8 2,2 2,ба-10?мУа
НкВт,
7 8 9 WQrfk
Рис. 1. Характеристики электронасосов при работе на
жидком аммиаке:
а — электронасос ЦНГ-68 при t0: + 40; О 20; д —
±0; О Ь20°с; б — электронасос ЦНГ-70М-1 при t9:
Н 40; д 30; П 10; О — ±0°С.
31

Рис. 2. Принципиальная схема установки герметичных
электронасосов ЦНГ-68 и ЦНГ-70М в холодильной
системе:
а — с одним штуцером в задней крышке; б — со специальными
штуцерами для подсоединения ПРУ-5; / — электронасос;
2 — маслосборник; 3— РКС; 4 — колонка для установки ПРУ-5;
5 — ПРУ-5; 6 — дроссельная шайба.
При испытаниях электронасосов на жидком
аммиаке с различным содержанием масла
определяли допустимую его концентрацию^ в
аммиаке в зависимости от температуры
перекачиваемой жидкости, при которой насосы
работоспособны.
В результате испытаний выявилось, что
электронасос ЦНГ-68 работал стабильно при
температуре жидкого аммиака'от 0 до —40°С в
диапазоне подачи 2,8-10-3—5,5-10~3 м3/с A0—
20 м3/ч) с содержанием*'масла в аммиаке до
4,2% и при температурах 0-.—15°С с
содержанием масла в аммиаке до 10%.
Электронасос ЦНГ-70М-1 работал
стабильно при концентрации масла в аммиаке до 4%
в рабочем диапазоне подачи 0,84-10~3—2,8Х
ХЮ~3 м3/с C—10;м3/ч) во всем интервале
температур перекачиваемой жидкости от 0 до
—40°С.
При перекачивании насосами жидкости с
низкой температурой забивалось отверстие в
дроссельной шайбе на линии отвода пара из полости
электродвигателя, диаметр которого был
увеличен от 2 до 5 мм.
При работе с аммиаком, содержащим
различное количество масла, повторный запуск
насоса после кратковременных и длительных
стоянок был затруднен, особенно при низких
температурах жидкости. Причины срыва насоса
при температуре жидкого^аммиака до —30°С —
вспенивание масла во всасывающем
трубопроводе, ниже этой температуры — попадание
загустевшей масляной массы во всасывающую
полость насоса.
Для нормализации запуска на всасывающем
трубопроводе установили маслосборник, в
который перед запуском насоса дренировалось
масло из всасывающего трубопровода.
Всасывающий трубопровод соединили с паровой
зоной циркуляционного ресивера трубкой для
отвода образующихся перед насосом паров,
В качестве защитных приборов при
эксплуатации насосов применяли РКС и ПРУ-5,
контролирующие соответственно разность
давлений нагнетания и всасывания насоса и уровень
жидкости, циркулирующей через
электродвигатель (рис. 2).
В результате проведенных испытаний элект-
Таблица 2
Параметры
Подача, м3/с-103
(м/3ч)
Напор, м
Потребляемая
мощность, кВт
Максимальное
значение к. п. д., %
Допустимая
концентрация масла
в аммиаке, %, в
интервале
температур
0-1—40°С
0-^— 15°С
Минимальный
подпор на
всасывании, м
Электронасосы
ЦНГ-68
2,8—8,4 A0—30)
50—55
4,2—7,0
(при работе с маслом
ся на 15—20
36
До 4,5
До 10
i (для подачи 2,8-10~3—
—5,5-Ю-3 м3/с
! или 10—20 м3/ч)
1,5 (для подачи до
! 5,5.10—3 м3/с
или 20 м3/ч,
без учета
сопротивления всасывающего
трубопровода);
2,5—3 (для подачи
свыше 5,5- Ю-3 м3/с
или 20 м3/ч,
без учета
сопротивления всасывающего
трубопровода)
ЦНГ-70М-1
0,84—
—2,8 C—10)
25—20
1,4—2,0
увеличивает-
%)
27
4
(для всего
рабочего
диапазона
подачи)
1,5 (без
учета
сопротивления
всасывающего

трубопровода)
32

гг{т1 njn.
щшшщ
Рис. 3. Схематичный разрез
электронасосов 1,5ХГ-6-2,8-1МФ и 2ХГ-
9-2,8-1МФ:
/ — рабочее колесо; j 2 — шнек; 3 —
электродвигатель; 4 — ,подшипник; 5 —
фильтр.
ронасосы ЦНГ-68 и ЦНГ-70М были
рекомендованы к применению в насосно-циркуляционных
системах охлаждения холодильных установок.
Диапазон работы насосов с учетом влияния
концентрации масла дан в табл. 2.
Электронасосы ЦНГ-68, ЦНГ-70М-1 и ЦНГ-
70М-2 прошли производственную проверку и
эксплуатируются успешно на ряде
производственных и распределительных холодильников
и на судах.
У насосов, выпускаемых с 1973 г., не
предусмотрены штуцера для подсоединения прибора
ПРУ-5. В задней крышке насосов имеется
только один штуцер для отвода жидкости,
охлаждающей электродвигатель. В связи с этим
рекомендуется схема подключения ПРУ-5 через
колонку, параллельно трубе, отводящей жидкость
из электродвигателя насоса (рис. 2, а).
Колонка может быть выполнена из трубы
диаметром 57 мм, высотой 500 мм.
Герметичные электронасосы марки ЦНГ
выпускают с охлаждающей водяной рубашкой в
расчете на работу их при температуре
перекачиваемой жидкости до 100°С. При перекачива-
Л,м
25
23
22
71
N,HBmi
3
/Л
8
7
6
f
L
1
клд.,
-30
10
10
%
-20
19
-18
17
-IS
15
/
¦
1
/
+
+
.... ^
^
tiSJ
>
г
/
1
пев
Г0
ТяЯ
±&
,4
4
+•+
-1д
*й
*чЬ
:**
± ..
Ч*
dP
ы
6
"#
S5
N
!#
2
1
ё=
т
i*i
t<
§>
о
+
/У
А
>-
?
¦ь
m
о
—-
d
-ч-
г-о
**
1
/У
•с?
¦т—
—¦
/i
Л^
Г
f
^
э
-к
f-°
</7^
3*
О
Ь
*
-sfe—
Г±=
4
1
=^
Q'10?m*/c
^
с\
)
кпд. расчетное
у
Л
t. ^'ff> Y , Рис. 4. Рабочие характеристики электронасосов 1,5ХГ-
6-2,8-ШФ (а)-2ХГ-9-2,8-1МФ (б) при *0:
-J 40; ф 20; 0 — 5°С.
3 4 5 6 7MQ*NVc
1А
9\
Л кВт оп
^
j
\ Z
1
50
\м
30
\20
10
I 0
- о
18
-16
14
-12
10
^
—г
ё
^
т
vA
s
ь*
_
I
4*1
Т,1
^
и
Г
-1
т—
//
/V
/
¦•+
—г
wd (расчетное)
^-*
Н
\
¦*-
>ш
—
—
1
1
1
&
-тгт
1
1
1
1
^?V
1
1
1
1
ТГ
ii
п_1
Zed
ы
4 ?
//7 12 ft #/5>У</
^7 / if 6
10 12 ft 10 18 20 22 2Ь 2S28Qm%
33

Таблица 3
Параметры
Подача, м3/с-103 (м3/ч)
Напор, м
Потребляемая
мощность кВт
Максимальное
значение к. п. д., %
Минимальный подпор
на всасывании
насосов, м
Электронасосы
1,5ХГ-6-2,8-1МФ
0,84—
—3,9C—14)
24,7—19
1,9—3,1
33
2ХГ-9-2.8-1МФ
0,84—8,0 E—29)
при /Ж=5°С
0,84—7,8 E—28)
при tm=— 20°C
0,84—7,2 E—26)
при *ж=—40°С
19,5—16
2,9-4,2
43
1,5 (без учета сопротивления
всасывающего трубопровода)
нии хладагентов водяная рубашка должна быть
заглушена.
Кишиневским заводом были изготовлены
также герметичные электронасосы 1,5ХГ-6-2,8-1МФ
и 2ХГ-9-2,8-1МФ, предназначенные для
перекачивания жидкого фреона-22 в холодильных
установках промысловых рефрижераторных
судов (рис. 3).
Отличительной особенностью их
конструкций является специальный шнек на стороне
всасывания, улучшающий кавитационные
характеристики. В этих насосах отсутствует
водяная рубашка.
Электронасосы 1,5ХГ-6-2,8-ШФ и 2ХГ-9-2,8-
-1МФ были испытаны во ВНИХИ на фреоне-22
при температуре +5, —20 и —40°С и
содержании масла ХФ-22 5—7%.
Рабочие характеристики насосов
представлены на рис. 4.
672
Рабочие диапазоны электронасосов,
полученные по результатам испытаний, приведены в
Электронасосы 1,5ХГ-6-2,8-1МФ и 2ХГ-9-2,8-
-1МФ рекомендованы к применению в насосно-
циркуляционных системах холодильных
установок.
При эксплуатации герметичных насосов
требуется сравнительно высокая квалификация
обслуживающего персонала и предъявляются
особые требования к чистоте системы; при выходе
из строя электродвигателя насосы не подлежат
ремонту.
В настоящее время потребность в насосах для
холодильных установок очень велика, и она
не может быть полностью покрыта
герметичными насосами. Поэтому наряду с герметичными
насосами целесообразно применять и
сальниковые.
Из сальниковых насосов широко
используют электронасосы марки ЗЦ-4А-2Г,
выпускаемые серийно Целиноградским насосным заводом.
Подача этого насоса 8,4-10~3 м3/с C0 м3/ч) при
напоре 35 м. Насос ЗЦ-4А-2Г может
применяться для перекачивания жидкого аммиака при
температуре не ниже —20°С. При более низких
температурах перекачиваемой жидкости его не
применяют из-за хрупкости чугуна, из которого
изготовлена проточная часть.
Во многих случаях для холодильных
установок требуются насосы меньшей подачи.
Поэтому для исследования был выбран опытный
образец сальникового электронасоса марки
1,25Х-2-2Г, изготовленный Целиноградским
насосным заводом (рис. 5).
Насос предназначен для перекачивания
нейтральных жидкостей с плотностью до 1800 кг/м3
в диапазоне температур +90ч—40°С. Номиналь-
Рис. 5. Общий вид сальникового электронасоса 1,25Х-2-2Г:
/ — корпус насоса; 2 — сальниковая камера; 3 — подшипниковая камера; 4 — соединительная муфта; 5 — шариковые
подшипники; 6 — станина; 7 — корпус сальниковой камеры;8 — направляющий цилиндр; 9 — пружина; 10 —
фторопластовое уплотнительное кольцо фасонного сечения; // —резиновое кольцо; 12 — фторопластовое кольцо; 13 — подвижное кольцо
пары трения; 14 — неподвижное кольцо пары трения.
34

ная подача его 0,84- Ю-3 м3/с C м3/ч) при
напоре 40 м.
В конструкции насоса применено
уплотнение типа 2Г (цифра означает группу
уплотнения, буква Г — тип уплотнения). Торцовое
уплотнение представляет собой сальниковую
камеру, в корпусе которой расположен
направляющий цилиндр, фиксирующий положение
неподвижных колец пары трения. На втулку вала
насажены две обоймы со сверлениями под
пружины. Вал уплотнен фторопластовыми
кольцами фасонного сечения, сальниковая камера (по
торцам) — резиновым и фторопластовым
кольцами. В опытном образце была применена пара
трения графит по графиту. Подвижное кольцо
выполнено целиком из силицированного
графита, обладающего повышенной твердостью,
неподвижное кольцо — из более мягкого графита
и вставлено в стальную обойму.
В соответствии с каталогом на торцовые
уплотнения в серийно выпускаемых насосах
вращающееся кольцо изготовлено из стали 9X18
(С— 0,9%; Сг— 18%); рабочий торец кольца
подвергается термообработке до твердости HRC>
>48-f-52; неподвижное кольцо — из углеграфита
2П-1000 с пропиткой фенолформальдегидной
смолой или из графитосвинцового материала
марки АГ-1500-СО5.
При работе сальник охлаждается
циркулирующей затворной жидкостью, нейтральной по
отношению к перекачиваемой жидкости и
подводимой через штуцера диаметром 6 мм в
корпусе сальника в количестве 2,8- Ю-3 л/с A0 л/ч)
при давлении, превышающем давление на
входе в насос на 0,3-105— 1 • 105 Па @,3—1 кгс/см2).
По техническим условиям электронасос 1,25Х-
-2-2Г выпускается с рабочим колесом диаметром
170, 150 и 130 мм и соответственно может иметь
напоры 42, 32,5 и 24 м при подаче 0,84- Ю-3 м3/с
C м3/ч).
Техническая характеристика насоса 1,25Х-2-2Г
(по паспорту завода)
Подача, м3/с (м3/ч)
Напор, м
Частота вращения электродвигателя
с-1 (об/мин)
Мощность электродвигателя, кВт
Допустимый кавитационный запас, м
Давление на входе в насос, кПа
(кгс/см2)
3Q10?m3/c
0,84.10-3C
40
46,7B800)
4
3
Номинальное значение к. п. д., %
Не более 500 E)
35
Температура перекачиваемой жидкости, °С —40ч--}-90
Плотность перекачиваемой жидкости,
кг/м3 1000—1800
Габаритные размеры насоса, мм
длина 1033
ширина 340
высота 374
Масса насоса с электродвигателем, кг 175
При пробном запуске насоса с заводской
парой трения (графит по графиту) сильно нагре-
й,м3/ч
нис. 6. Рабочие характеристики электронасоса 1,25Х-
2-2Г при t0:
л 40; # 20; © — ±0°С.
валась сальниковая камера и значительно
изнашивалось неподвижное графитовое кольцо.
Поэтому в дальнейших испытаниях на аммиаке
применили пару трения графит — сталь.
Подвижное кольцо изготовляли из стали 40Х с
последующей термообработкой до твердости HRC=
=56-^-62, неподвижное кольцо — из графита
марки АГ-1500Б-83, которое затем вставили в
стальную обойму. Фланцы на всасывании и
нагнетании насоса были расточены в
соответствии со стандартом на холодильное
оборудование, отверстия для подвода и отвода
охлаждающей жидкости увеличены с 6 до 10 мм.
В качестве охлаждающей жидкости при
испытании насоса использовали масла ХА-23 и
ХА-30, которые заливали в масляный бачок,
установленный над насосом, соединив его
уравнительной линией с циркуляционным
ресивером для выравнивания давлений, действующих
на торцовое уплотнение со стороны корпуса
насоса и внутренней полости сальника.
Электронасос 1,25Х-2-2Г с внесенными
конструктивными изменениями был испытан на
чистом аммиаке и смеси аммиака с маслом
(содержание его до 10%) в диапазоне температур
0ч—40°С в течение 150 ч.
Полученные рабочие характеристики
представлены на рис. 6.
35

На основании испытаний диапазон работы
насоса на чистом аммиаке характеризуется
следующими параметрами:
Подача, м3/с-103 (м3/ч) 0,84—2,8C—10)
Напор, м 42—37
Потребляемая мощность, кВт 1,64—2,5
Максимальное значение к. п. д., % 30
Температура перекачиваемой жидкости, °С 0 ч—40
Минимальный подпор на всасывании
насоса, м 1,5 (без учета
сопротивления
всасывающего
трубопровода)
Испытания при перекачивании насосом
аммиака с концентрацией масла ХА-30 от 0 до;!10%
проводили в диапазоне температур 0-.—40°С
при подачах 1.10~3 C,5) и 2,8- Ю-3 м3/с A0 м3/ч).
Установлено, что насос работал стабильно
при 10%-ной концентрации масла в интервале
температурой—15°С и 5%-ной — в интервале
температур —15-=—40°С.
Наличие масла в аммиаке приводило к
ухудшению рабочих характеристик насоса при
температурах ниже —15°С. Так, например, для
подачи 2,8-10" м3/с A0 м3/ч) при температуре
жидкого аммиака —40°С напор насоса
уменьшался на 3 м, потребляемая мощность увеличивалась
на 20%, а к. п. д. снижался с 30 до 23%. Это
можно объяснить загустением масла при
отрицательных температурах аммиака.
Испытания показали хорошую
работоспособность насоса с примененной парой трения
сталь — графит. Электронасос 1,25Х-2-2Г
также может быть рекомендован к применению
для перекачивания жидкого аммиака в насосно-
циркуляционных системах охлаждения
холодильных установок.
УДК 621.565.59.047.25
Основы расчета десублиматоров сублимационных
установок непрерывного действия
А. 3. ВОЛЫНЕЦ, В. К. САФОНОВ,
А. Г. ЕВТЮГИН
Наиболее экономичный неэффективный способ
удаления паров в сушильных вакуумных суб-
лимационных^установках — десублимация, т. е.
конденсация непосредственно в твердое
состояние на различных охлаждаемых поверхностях.
Устройства, применяемые для вымораживания
пара, принято называть десублиматорами. Они
могут быть встроенными в сублимационную
камеру или выносными. Несмотря на важную роль
условий эвакуации узаров в работе
сублимационных сушилок, все еще не определены свободные
от эмпирических коэффициентов способы
расчета десублиматоров. Это объясняется, прежде
всего, недостаточной изученностью процесса де-
сублимации в условиях, характерных для
большинства промышленных сублимационных
сушилок, — общее давление р = 13-=-500 Н/м2,
температура теплоотводящей поверхности TTGn=
= 210-^260 К.
Сравнительно недавно выполнены
теоретические и экспериментальные исследования [1 —
5], восполняющие этот пробел. Результаты этих
работ, а также известных ранее [6] положены
в основу предлагаемых способов расчета
десублиматоров.
iMeTOAHKa расчета десублиматоров зависит
от конкретных условий развития процесса де-
сублимации, его механизма. Поэтому
необходима классификация встречающихся на
практике случаев, характерных для процесса десуб-
лимации. Классификацию целесообразно
проводить по следующим признакам:
I. Характер расхода пара, поступающего в десубли»
матор
1. Постоянный расход
2. Переменный расход
II. Состав парогазовой смеси
1. «Чистый» пар
2. Пар, содержащий неконденсирующиеся примеси
III. Расположение поверхности десублимации
(теплоотводящей поверхности)
1. Теплоотводящая поверхность расположена
между местом входа пара и подсоединения системы
откачки
2. Теплоотводящая поверхность расположена за
(по ходу движения парогазовой смеси) местом
подсоединения вакуумного насоса
3. Промежуточный случай
IV. Механизм развития процесса десублимации
1. Поршневое вытеснение
2. Равномерное распределение пара
3. Диффузионный
4. Смешанный
V. Характер обновления теплоотводящей поверхности
1. Периодическое обновление
2. Непрерывное обновление
Рассмотрим содержание некоторых
признаков приведенной классификации.
36

тп
Рис. 1. Схема расположения теплоотводящей
поверхности (вид сверху):
а — соответствует случаю II 1.1; б — II 1.2; в, г — II 1.3.
По характеру расхода пара, поступающего
в десублиматор, можно разделить возможные
расчетные случаи на две большие группы.
Первая соответствует десублиматорам
сублимационных установок непрерывного действия, вторая —
периодического.
При работе большинства сублимационных
сушилок в десублиматор поступает «чистый»
пар, т. е. пар, в котором так мало
неконденсирующихся примесей, что их присутствие
практически не влияет на процесс. Основную роль
играет термическое сопротивление слоя
образующегося десублимата.
При десублимации пара, содержащего
неконденсирующиеся примеси, влиянием
диффузионного сопротивления пренебречь уже нельзя.
Трудно провести четкую грань между этими
случаями, так как диффузионное сопротивление во
многом зависит от гидродинамической
обстановки. Условно назовем «чистым» пар, в
котором объемное содержание примесей менее 1%.
Такое количество примесей в случае продольного
обтекания элементов теплоотводящей
поверхности не изменяет интенсивности процесса.
При расчете следует определять, с каким из
трех приведенных в классификации случаев
расположения теплоотводящей поверхности мы
имеем дело (рис. 1). Так, в наиболее
распространенном случае III. 1 для «чистого» пара
интенсивность процесса зависит от термического
сопротивления слоя образующегося льда. Наоборот,
в случае III. 2 — от диффузионного
сопротивления, даже, если пар «чистый» в принятом
значении.
В данной статье рассмотрим методику
расчета десублиматоров при непрерывном
поступлении «чистого» пара при условии, что тепло-
отводящая поверхность расположена перед
системой откачки (I. 1, II. 1, III. 1). Кроме того,
ограничимся рассмотрением случаев IV. 1 и
V. 1, 2.
Расчет протяженности теплоотводящей
поверхности при десублимации в условиях меха-
Частый пар
fer4
Грана ца раздела -поршень

Неконденсирующиеся примеси
ДесудлимапУ
V>
Теплоотбодящая
, поберхность
I >>>)>> Г> >>>>>> >У > )>?) У*) ,, f,,, s / s ///,,,,, s ,,, ,
а х0 х(г,) Х(г2) х
Хладоноситель
Рис. 2. Распределение десублимата на пластине при
«поршневом» механизме развития процесса за время т^
(сплошная линия) и за время t2>tx (пунктирная линия).
низма поршневого вытеснения. Периодическое
обновление поверхности (IV. 1, V. 1). Процесс
десублимации протекает по механизму поршневого
вытеснения, если давление неконденсирующихся
газов на выходе из десублиматора превышает
равновесное давление пара при температуре
теплоотводящей поверхности (например, 7теп =
218 К, равновесное давление 2 Н/м2, для
откачки используется вакуумный насос,
создающий давление 30 Н/м2).
Сущность механизма поршневого
вытеснения поясним на примере десублимации водяного
пара при его движении между двумя
пластинами (рис. 2). Поверхность пластин на участке
0 — X охлаждается хладоносителем,
температура которого ГхЛ ниже температуры насыщения
пара Тнас. Поэтому пар, соприкасаясь с
теплоотводящей поверхностью, десублимируется.
После того как парциальное давление пара
уменьшится до значения, соответствующего
равновесному, при ГхЛ десублимация прекратится.
Модель поршневого вытеснения
предполагает четкую границу раздела (поршня) между
областями пара и неконденсирующегося газа.
Процесс развивается следующим образом.
Пар проходит над поверхностью ранее
образовавшегося десублимата и десублимируется на
ней. В результате увеличения толщины
десублимата его термическое сопротивление возрастает,
а скорость десублимации на каждом элементе
участка, покрытого десублиматом, уменьшается.
Поэтому в целом участок, занятый десублиматом,
не справляется со всем потоком "поступающего
пара, и «поршень» перемещается, освобождая
дополнительную часть теплоотводящей
поверхности. Задача состоит в определении параметров
десублимата (толщины и протяженности) во
времени.
При аналитическом рассмотрении этой
задачи [4, 5] считалось, что направление'тепловых
потоков в десублимате нормально к
теплоотводящей поверхности, распределение температуры в
нем соответствует стационарному, изменение
энтальпии пара пренебрежимо мало по сравнению
с теплотой фазового перехода, диссипативный
37

перепад давления также пренебрежимо мал.
При этих допущениях система уравнений,
соответствующая рассмотренной модели, для
области 0 — Х(т) имеет вид:
dh jX (Гдес — Тхл)
дх - (h + Щг •
A)
X (т)
, т = р f h (х, T)ldx
о
B)
где h — высота слоя десублимата, м;
X — коэффициент теплопроводности льда, Вт/ (м • К);
г — теплота десублимации, кДж/кг;
т0 — расход пара на единицу ширины теплоотводя-
щей поверхности при х = 0, кг/(м-с);
р — плотность, кг/м3.
Дополнительные условия: при т = 0 h = 0;
прих ^ X (т) h = 0; прих — 0т = т0 = const.
Фиктивная толщина льда Ah определяется
как
^=Ч^-ё
C)
где а — коэффициент теплоотдачи со стороны хладонс-
сителя к стенке, Вт/(м2-К);
бс — толщина стенки теплоотводящей поверхности, м;
%с — коэффициент теплопроводности материала
стенки, Вт/(м-К),
при А/г = 0, что соответствует многим
практически важным случаям (металлическая тепло-
отводящая поверхность, высокое значение
коэффициента теплоотдачи со стороны хладоноси-
теля к стенке). Решение системы при значениях х
в пределах 0 > х > X (т) запишем в форме
= А9 V*A-
Am,
8ml A
D)
E)
где А =
X (Гдес — Гхл) р *
При А/г Ф 0 точное решение системы
уравнений A) и B) найти не удается. В приближенном
решении участок десублимации разбивается на
два: первый —
Х(т).
При этом
На первом
от 0 до Х0, второй — от Х0 до
Х0 = т0 Ah А р.
участке
/*о= ]/¦
2т
Лр2
на втором участке
+ Aft2
•АЛ
Х(т) =
4/яп
(X (т)-Х0)'
т Х0 D — я)
/г0ря
я
(Q
(")
(8)
(9)
Это решение удовлетворяет интегральному
уравнению B), а на участке 0 — Х0 —
дифференциальному уравнению A). При Д/i-*- 0Xo^-
->- 0 и решения G), (8) переходят в D), а решение
(9)-в E).
При расчете поверхности десублимации при
ее непрерывном обновлении в условиях
механизма поршневого вытеснения (случай IV. 2)
достаточно воспользоваться зависимостью (9),
при этом следует иметь в виду, что десублимат
образуется за промежуток времени между двумя
моментами обновления элемента поверхности.
Основные расчетные соотношения для
процесса десублимации, развивающегося по механизму
равномерного распределения пара.
Периодическое обновление поверхности (У. 1). Механизм
равномерного распределения пара имеет место,
если со стороны системы откачки давление равно
давлению насыщения при температуре тепло-
отводящей поверхности.
В отличие от механизма поршневого
вытеснения, для которого характерно постепенное
продвижение зоны десублимации вдоль тепло-
отводящей поверхности, при равномерном
распределении пара десублимат образуется
одновременно на всей поверхности теплоотвода. Этот
механизм действует при условии, если
концентрация неконденсирующихся примесей по мере
десублимации пара не достигает значения, заметно
влияющего на интенсивность процесса.
В качестве ориентировочной концентрации
инертных примесей, не оказывающей влияния на
интенсивность процесса, можно принять 1 %.
Например, если натекание инертных примесей
0,00013 Н-м/с, а давление 13 Н/м2, то быстрота
откачки насосом должна быть не менее 1 л/с.
При этом система откачки, следующая за тепло-
отводящей поверхностью, должна обеспечивать
практически откачку водяного пара.
Вращательный механический насос с масляным
уплотнением, как правило, не обеспечивает режима
равномерного распределения. В результате
попадания паров воды в насос возникает
противодавление со стороны насоса, и механизм процесса
десублимации переходит в поршневой.
При постоянном расходе пара по мере
увеличения толщины слоя десублимата в условиях
протекания процесса по механизму равномерного
распределения давление в аппарате постоянно
растет. Это происходит вследствие увеличения
температурного перепада в слое льда и,
следовательно, повышения температуры на
поверхности десублимации.
Если пренебречь количеством пара,
откачиваемым насосом, в сравнении с количеством де-
сублимирующегося пара, то нетрудно получить
38

Отсос
Бункер
Рис. 3. Схема скребкового десублиматора.
закон изменения температуры поверхности де-
сублимации:
т\ г т + АЯ тл гр
Тдес =
Яр
-+^х
A0)
где тл — интенсивность процесса десублимации, кг/(м2 • с)
Учитывая, что давление в аппарате
соответствует равновесному при температуре
поверхности десублимата, легко определить
давление пара в аппарате в любой момент времени.
Непрерывное обновление теплоопгводящей
поверхности для случая равномерного распределения
пара. Основные расчетные соотношения (V. 2).
Условимся называть обновление теплоотводя-
щей поверхности непрерывным, если при
постоянном расходе пара имеется система отсчета,
относительно которой состояние десублимата
остается неизменным.
Например, в скребковом десублиматоре
(рис. 3), если наблюдение за состоянием
поверхности проводить относительно скребка,
основные параметры десублимата будут оставаться
постоянными. Это определение позволяет
подойти к расчету интенсивности процесса
десублимации аналогично тому, как рассчитывают процесс
конденсации в жидкое состояние, когда
состояние пленки во времени остается неизменным.
Исходное уравнение для расчетов десублима-
торов с непрерывно обновляемой поверхностью
в общем виде можно записать так:
М = 2 f J тл (х, у) dS.
i = 1 S
A1)
где п — количество скребков;
S — поверхность десублимации, заключенная между
двумя скребками, м2;
у — расстояние, описываемое по дуге от скребка в
направлении, противоположном направлению его
вращения, м;
У — расстояние между двумя скребками по
окружности, м;
т — интенсивность десублимации, кг/(м2*с).
Для скребкового десублиматора, показанного
на рис. 3, общее количество поступающего пара
(кг/с) равно
L Y
M = n\§mdS = n ^dxjjmdy, A2)
В рамках принятых допущений
т- (К + Щг '
A3)
Толщина десублимата h0 определяется по
формуле G), в которой т следует принять
равным частному от деления Y на линейную
скорость скребка v. После подстановки и несложных
преобразований получим формулу для
вычисления L:
npv I у
Ы(ТДес~Тхл)У
rpv
+ Д/12 — Л/г. A4)
Расчеты показывают, что при одинаковой
скорости вращения скребка поверхность
десублимации в случае развития процесса по механизму
поршневого вытеснения несколько больше, чем
в случае равномерного распределения
десублимата. Однако при возрастании v общая
поверхность десублимации S стремится к одному и тому
же пределу
М ДЯг
U дес — I хл) k
Этот предел достигается фактически при
сравнительно небольшой частоте вращения скребка
A—2 об/мин), что позволяет в большинстве
случаев рассчитывать поверхность скребковых
десублиматоров по простой зависимости A5).
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Т е п л о- и массообмен при десублимации водяного пара
в условиях среднего вакуума. — Труды IV
Всесоюзного совещания по тепло- и массообмену, т. 2. Минск,
1972, с. 193—202. Авт.: А. А. Гухман, А. 3. Волынец,
В. К. Сафонов, В. Э. Матханова.
2. С а ф о н о в В. К-, Волынец А. 3. Десублима-
ция чистого водяного пара на плоской поверхности. —
«ИФЖ», 1972, № 2, с. 288—293.
3. С а ф о н о в В. К-, Волынец А. 3. О движении
поверхности раздела фаз при десублимации водяного
пара в граничных условиях третьего рода. — «ИФЖ»,
1972, № 5, с. 920—921.
4. Волынец А. 3., Сафонов В. К.
Распределение десублимата при движении пара между
пластинами. — «ИФЖ», 1973, № 1, с. 47—52.
5. Волынец А. 3., Сафонов В. К. Десублима-
ция движущегося пара при наличии термического
сопротивления между хладоносителем и теплоотводящей
поверхностью. — «ИФЖ», 1973, №3, с. 419—424.
6. Ч и ж о в Г. Б. Физические основы сушки
замороженных биоматериалов. — «Холодильная техника»,
1948, № 4, с. 59—66.
39

УДК 634.233+664.51+634.232.037.5
Проникновение соли в растительные продукты
при замораживании в рассоле
Л. Д. ГОЛЬБЕРГ
Симферопольский консервный завод им. С. М. Кирова
Доктор техн. наук, проф. И. Г. ЧУМАК, А. А. ЧУРКИН
Одесский технологический институт холодильной
промышленности
На консервном заводе в г. Симферополе
испытан метод применения контактного
замораживания овощей и фруктов в рассоле.
Исследования проводили в течение 7 лет. За это время
заморожено более 3000 т перца, что позволило
выработать в межсезонный (зимне-весенний)
период свыше 20 млн. у. б. закусочных
консервов высокого качества.
При контактном замораживании продуктов
в растворе поваренной соли одновременно с
теплообменом происходит диффузия соли в
продукт, интенсивность которой существенно
зависит от условий теплообмена и свойств
замораживаемого объекта.
Для выяснения зависимости конечного
эффекта диффузии от двух названных причин
было проведено опытное сравнение диффузии
соли в воду и лед.
В сосуд, разделенный на две равные части
вертикальной полупроницаемой
перегородкой из целлофана, заливали рассол и воду. Че-
10
9
8
J? 7
6
1э °
^3 U
ъ 3
2 1
/
j
-//
///
Пь
1/
ч/
*
1 L
\
!
О 160 300 МО 600 300
/200
Зависимость проникновения соли в воду от времени и
температуры рассола:
1—3 — проникновение соли в воду при температуре воды и
рассола соответственно 16, 20 и 22° С; 4 — проникновение соли
в воду при одновременном ее замерзании (температура
рассола — 18°С).
рез определенные промежутки времени брали
пробы воды и определяли содержание соли;
использовали рассол с различной
температурой. По результатам анализов построены
кривые 1, 2 и 5 (см. рисунок).
Как и следовало ожидать, диффузия соли
происходила тем быстрее, чем выше
температура рассола и воды.
В аналогичном опыте, но при разделении
целлофановой перегородкой льда и рассола,
несмотря на длительность эксперимента
A,5 ч), во льду не было обнаружено соли.
В таких же опытах, когда с одной стороны
перегородки находилась вода, а с другой —
рассол при температуре —18°С, сочетание
замораживания воды и проникновения соли в
нее давало результаты, показанные в табл. 1.
По данным табл. 1 построена кривая 4
(см. рисунок).
Из табл. 1 видно, что после второй минуты
среднее содержание соли в воде составило
0,49%. В это же время поверхность раздела
жидкостей покрывалась пленкой льда, что
предотвращало дальнейшее просаливание. Таким
образом, просаливание происходило в течение
первых двух минут и практически не менялось
длительное время.
Результаты опытов подтверждают, что
диффузия соли в замораживаемые продукты
происходит только до замораживания
поверхностного слоя продукта. К тому же, чем интенсивнее
теплообмен, тем быстрее начинается
кристаллообразование в поверхностном слое и в итоге в
замораживаемые продукты соль проникает в
меньших количествах. Сокращая время
пребывания продуктов в рассоле до подмораживания
поверхностного слоя, можно сократить
просаливание. Если же предварительно подморозить
Таблица 1

Интервалы
времени, с
15
30
45
60
120
240
Среднее
содержание соли при
температуре рассола
— 18°С, %
0,13
0,18
0,20 1
0,25
0,49
0,47

Интервалы
времени, с
360
480
600
900
1200
Среднее
содержание соли при
температуре
рассола —18°С,
0,46
0,50
0,48
0,49
0,50
40

Таблица 2
Содержание соли, %
Перец
Следы
0,69
0,43
Следы
Вишня
Следы
0,11
0,069
Следы
Черешня
Следы
0,062
0,042
Следы
Состояние продукта
Свежий
Замороженный в
рассоле без предварительной
обработки
Предварительно
охлажденный
Предварительно
замороженный
поверхностный слой продукта, а затем домора-
живать его в рассоле, то проникновения соли
можно избежать.
Для проверки данных предположений
провели серию опытов по замораживанию
растительного сырья (перец, вишня, черешня) в
рассоле.
Сырье замораживали в рассоле тремя
методами: без предварительного охлаждения, с
НОВЫЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1L90699B1) 1818710/27-11B2) 10.08.72E1)В 60 р!3/20 E3)
625.244G2) М. Г. БЕРЕНШТЕЙН, Р. Н. ГЛИНКИНА,
Б. А. ТРУДОВ, А. Ф. ИРДЕЕВ, О. В. КИТАЕВ,
П. А. ПОПАЗ, С. В. ТРОФИМОВ, А. М. ШКУРАТОВ
G1) Брянский ордена Ленина и ордена Трудового Красного
Знамени машиностроительный завод
E4)РЕФРИЖЕРАТОРНЫЙ ВАГОН, содержащий
грузовое помещение с размещенным в его торцовой части
воздухоохладителем и компрессорно-конденсаторный
агрегат, отделенный от грузового помещения
теплоизолирующей одноступенчатой перегородкой, отличающийся тем,
что, с целью уменьшения теплового влияния на груз в
процессе оттаивания воздухоохладителя, ступенька
перегородки расположена под воздухоохладителем, а в нише,
образованной ступенькой, расположен компрессорно-
конденсаторный агрегат.
зш
предварительным охлаждением ледяной водой
до температуры 4-ь5°С и с предварительным
подмораживанием поверхностного слоя до
— 1,5н—2°С в воздухе. Сырье замораживали
путем погружения в рассол с температурой
— 18°С. При достижении температуры —10-5-
-.— 12°С в центре продукта брали пробы на
содержание соли. Данные анализов (средние
из 7 вытяжек) приведены в табл. 2.
Содержание поваренной соли во всех
опытах определяли титрованием исследуемой
вытяжки раствором азотнокислого серебра в
присутствии хромовокислого калия.
По данным, приведенным в табл. 2,
просаливание овощей во время замораживания
погружением в рассол незначительно. В отдельных
случаях, особенно при замораживании
плодов, для уменьшения просаливания
целесообразно осуществлять сначала охлаждение в
воздухе до криоскопической температуры (—2;
—3°С) на поверхности продукта, а затем
замораживать его до желаемой конечной
температуры в рассоле. Практика работы
консервного завода это подтвердила.
A1) 494515 B1) 1980288/29-33 B2) 27.12.73 E1) Е 04 h 9/16
E3) 624.147 G2) В. И. ФИОНИЧЕВ, Л. С.
ЛИВШИЦ и В. П. ПОЛЯКОВ G1) Специальное
конструкторское бюро Всесоюзного научно-исследовательского
института по монтажным и специальным строительным работам
E4) СПОСОБ ВОЗВЕДЕНИЯ ИЗОТЕРМИЧЕСКИХ
СООРУЖЕНИЙ путем установки опалубки и последующего
намораживания на нее ледяного покрытия, отличающийся тем,
что, с целью повышения теплоизоляции, сокращения
трудоемкости и сроков возведения сооружения, устанавливают
воздухоопорную опалубку, в процессе намораживания
постепенно повышают давление воздуха под опалубкой,
а по окончании намораживания давление снижают и
температуру повышают, удаляя с опалубки воду, с
образованием воздушной прослойки между опалубкой и ледяным
покрытием, после чего температуру под опалубкой
снижают до эксплуатационной.
41

XIV МЕЖДУНАРОДНЫЙ КОНГРЕСС ПО ХОЛОДУ
Мировые тенденции в развитии холодильного
машиностроения
(Обзор докладов на заседаниях комиссии В2 МИХ)
В работе комиссии В2 «Холодильное машиностроение»
приняли участие ученые научно-исследовательских и
учебных институтов, специалисты предприятий и
ведущих фирм. Рассмотрены наиболее актуальные проблемы
развития холодильного машиностроения.
Состоялось восемь научно-технических заседаний по
следующим темам: холод и окружающая среда;
использование счетно-вычислительных устройств для
проектирования и эксплуатации холодильных машин; новые
достижения в области холодильного оборудования;
надежность и безопасность холодильного оборудования.
Заслушаны 59 докладов, из них 35 от
социалистических стран. Советский Союз представил 14 докладов, ГДР —
12, США — б, Великобритания — 4, ПНР — 4, ЧССР —
3, Голландия — 3, Дания — 3, ФРГ — 2, Швейцария —
2, Швеция, СФРЮ, Куба, Норвегия, Франция, Турция —
по одному.
В заседаниях комиссии В2 приняло участие около 500
человек.
Как показали доклады и дискуссии, в холодильном
машиностроении не наблюдается в настоящее время
коренных изменений. Происходит углубленное исследование
машин и их элементов, детальная отработка конструкций,
что является основой для усовершенствования
холодильного оборудования. Кроме того, они выявили уровень
развития мировой науки и техники в области холодильного
машиностроения, дали полное представление о
направлении работ в отдельных странах и облегчили уточнение
задач предстоящих исследований.
В рассмотренных докладах содержится ряд новых
прогрессивных научно-экспериментальных и технических
тенденций и выводов, представляющих научный и
прикладной интерес.
В докладах были рассмотрены следующие проблемы:
оптимизация холодильных машин и установок с
применением ЭВМ; моделирование рабочих процессов поршневых
компрессоров; работа клапанов поршневых компрессоров;
охлаждение компрессоров; новые конструкции винтовых
и ротационных компрессоров; борьба с шумом и
вибрациями; использование и оптимизация абсорбционных
холодильных машин; регулирование производительности
компрессоров; применение хладагентов; надежность и
безопасность холодильного оборудования; совершенствование
теплообменной аппаратуры.
Большие успехи наблюдаются в применении ЭВМ для
оптимизации холодильных машин и моделирования
рабочих процессов установок и компрессоров. Этой теме
посвящено 11 докладов.
В современных условиях, когда особое внимание
уделяется экономии энергии, охлаждающей воды и металлов,
вопросы оптимизации холодильных систем приобретают
важное значение. Исследования в этой области ведутся во
всех странах проектно-конструкторскими организациями и
высшими учебными заведениями. Так, среди
представленных докладов работы ученых и специалистов фирмы «Кер-
риер», Иллинойского университета (США), фирмы «Грен-
ко» (Голландия), Исследовательского центра по
судостроению, Вроцлавского технического университета (ПНР),
Института воздушной и холодильной техники (ГДР),
ВНИИхолодмаша, СКВ ТХМ и МВТУ им.Н. Э.Баумана
(СССР).
Эти работы интересны с методической точки зрения
(построение алгоритма и блок-схемы, выработка
параметров оптимизации) и с точки зрения количественных
данных — полученных оптимальных соотношений
параметров установок в зависимости от исходных величин.
Экономический эффект от применения таких программ
достигается при проектировании (высвобождение рабочего
времени высококвалифицированных специалистов), а
главное, при эксплуатации холодильных машин и установок
за счет выявления эффективных решений, которые не могут
быть достигнуты при проектировании обычными методами.
Методики представленных работ делятся на две
группы. Одни используют принцип энергетической
оптимизации машин, учитывающие только энергетическую
эффективность. Они рассмотрены в докладах X. Кершбаумера
(США) «Примеры параметров, определяющих потребление
энергии центробежных компрессоров, действующих в
системах рекуперации тепла», С. Новотны (ГДР) «Система
моделей оптимизации расхода электроэнергии в
холодильных стационарных установках», К. Калиновски (ПНР)
«Применение энергомассового индекса для анализа
разработки холодильных систем», К- Мачека (ПНР) «Влияние
изменения стоимости электрической энергии и воды на
размеры оборудования при оптимизации жидкостного
охлаждающего агрегата», В. Ф. Стоккера (США)
«Моделирование на ЭВМ работы водоаммиачной
абсорбционной холодильной установки».
Другие методики проводят комплексную оптимизацию
по стоимости выработки холода (доклад Д. П. М. Дриссена
и Д. Боша «Применение компьютера для проектирования
холодильных установок»).
В докладах по моделированию рабочих процессов
поршневых компрессоров рассмотрены: расчет с помощью
математического моделирования на ЭВМ рабочих процессов,
протекающих в поршневых компрессорах; взаимосвязь
различных процессов в поршневых компрессорах —
теплообмена, сжатия, расширения из мертвого пространства,
работы клапанов, колебаний давления и динамики
течения газа в рабочих полостях; взаимосвязь компрессора со
всей холодильной установкой, в частности, вопросы
пульсации давления в трубопроводах, соединяющих
компрессор с теплообменной аппаратурой.
Характерны в этом отношении доклады Д. Ф. Т. Мак-
ларена и А. Б. Трамчека (Великобритания) «Последние
достижения в моделировании поршневых компрессорных
установок», О. Хайнемана (ГДР) «Общая программа ЭВМ
для термодинамической оценки холодильного компрессора
и применение ее для расчета рабочих характеристик»,
X. Найорка и др. (ГДР) «Вопросы динамических
процессов компрессионных холодильных машин».
Проводимая с помощью математического
моделирования оптимизация рабочих процессов в компрессоре
позволяет создать высоконадежные и экономичные
конструкции компрессоров.
Ряд докладов посвящен использованию ЭВМ для сбора
42

информации и обработки данных непосредственно при
экспериментальном исследовании процессов, протекающих в
поршневых компрессорах.
Например, в докладе Д. Ф. Т. Макларена, С. В. Керра
и Р. А. Кроуфорда (Великобритания) «Применение
компьютера для экспериментального исследования поршневых
компрессоров» говорится о создании быстродействующей
системы сбора измеряемых параметров, их преобразования
и ввода в ЭВМ с последующим расчетом интересующих
характеристик компрессора по программе математического
обеспечения ЭВМ.
Освоение таких систем позволит значительно ускорить
проведение экспериментальных работ, расширить объем
получаемой информации и сократить число
исследователей.
Четыре доклада были посвящены исследованию работы
клапанов поршневых компрессоров. Они охватывают
вопросы динамики движения самодействующих клапанов
поршневых компрессоров и влияния на них конструкции
компрессора и режима его эксплуатации.
Вопросы динамических нагрузок на пластины клапанов,
определяющих их прочностные характеристики, освещены
в докладах М. Маовени, Д. Ф. Гамильтона и Р. Коэна
(США) «Определение распределения и уровня
динамического напряжения в самодействующих клапанах
компрессора с переменной массой и жесткостью» и А. М. Бреде-
сена (Норвегия) «Моделирование динамики клапанов
компрессора».
Используемые математические модели позволяют
установить необходимую величину подъема пластин,
своевременность открытия и закрытия клапанов.
Наблюдается тенденция к расширению температурного
диапазона одноступенчатого сжатия в сторону снижения
температур кипения и повышения температур
конденсации. Усилия направляются на снижение температурного
уровня поршневых компрессоров за счет уменьшения
температуры масла в картере.
В. Вилладсен (Дания) доложил об оригинальной
системе охлаждения масла и полостей нагнетания для
средних и крупных поршневых аммиачных компрессоров.
В докладе В. С. Бондарева, Т. А. Клименко и
Б. Л. Цирлина (СССР) представлена новая система
охлаждения герметичных компрессоров, позволяющая
расширить диапазон их использования в области температур
кипения —35-f—40°С на фреоне-22 и — 55-^— 60°С на
фреоне-502.
Интересна информация о некоторых прогрессивных
направлениях в конструировании холодильных машин и
теплообменной аппаратуры. Это, прежде всего, касается
однороторных винтовых компрессоров с вертикальным
валом, систем охлаждения поршневых компрессоров.
В докладах Р. Д. Кларка (Великобритания), Е.
Кальмана (Франция), И. Кейера и Е. Ф. де Вильде (Голландия)
описаны конструкция и принцип работы однороторного
винтового компрессора. У основного ротора шесть пазов
и две запирающие звездочки с двумя выступами.
Особенность конструкции — полностью разгруженный вал
ротора. Профиль паза ротора специальный (выдан патент).
Для компрессоров характерно экономичное плавное
регулирование производительности путем перепуска газа
из рабочей полости цилиндра на всасывание за счет
поворота кольца, являющегося частью цилиндра на
нагнетании. В докладе И. Кейера и Е. Ф. де Вильде сообщается,
что фирмой «Грассо» (Голландия) разработан
параметрический ряд однороторных холодильных компрессоров
теоретической производительностью от 800 до 2400 м3/ч.
В докладе Р. В. Гланваля (Швеция) «Разработка
ротационного пластинчатого компрессора для применения в
области кондиционирования воздуха» предлагается
конструкция герметичного маслозаполненного компрессора
двойного действия с цилиндром специального профиля и
вертикально расположенным валом. Электродвигатель на
стороне нагнетания. По сравнению с поршневым
ротационный пластинчатый компрессор на 40% легче, а
занимаемый им объем на 50% меньше при тех же условиях работы.
Одна из актуальных задач в области развития винтовых
холодильных компрессоров — повышение энергетических
показателей их работы. Применяемые для смазки,
охлаждения и уплотнения маслозаполненных холодильных
винтовых компрессоров масла неодинаковы по вязкости,
растворимости в них фреонов, температуре застывания.
Перечисленные свойства масел сильно влияют на объемные и
энергетические характеристики винтового
маслозаполненного фреонового компрессора. Это показано в докладе
Г. А. Канышева и др. (СССР) «Влияние вязкости масла и
растворимости хладагента в масле на характеристики
винтового компрессора». Применение масел с оптимальными
свойствами приводит к повышению объемных и
энергетических коэффициентов (до 20%), особенно при высоких
степенях повышения давлений.
Проблеме борьбы с шумом и вибрациями посвящены
доклады Ю. В. Дмитриева и А. С. Нуждина (СССР) о
прогнозировании вибраций и К. Кьельдсена и О. Ниссена
(Дания) о максимальном сокращении шума в современных
компрессорных бытовых холодильниках и морозильниках.
В докладе советских специалистов приведена методика
расчета уровня вибраций компрессоров и машин на их
базе, определяемого на стадии разработки. Второй доклад
свидетельствует о проведении фундаментальных
исследований на специально сконструированных лабораторных
макетах. В нем представлены некоторые результаты по
малым герметичным компрессорам (объект исследования —
21 вариант одного и того же компрессора).
В группе докладов по абсорбционным холодильным
машинам следует назвать доклады Л. М. Розенфельда,
А. В. Быкова и др. (СССР) о применении абсорбционных
бромистолитиевых машин для выработки сезонного
холода на базе использования тепла ТЭЦ в неотопительный
период с целью экономии топливно-энергетических
ресурсов, С. Шульца (ФРГ) о расчете абсорбционных машин на
ЭВМ и о новых решениях технологических схем водоам-
миачных машин, Б. Нильсена (Дания) об исследовании
солнечных генераторов для абсорбционных холодильных
машин.
Проблемы использования вторичных энергоресурсов и
солнечной энергии для производства холода и
энергоснабжения с помощью абсорбционных машин вызывают
огромный интерес ученых и специалистов всего мира.
Большое внимание уделено регулированию
производительности холодильных машин различных типов как
эффективному средству экономии энергии.
Основная тенденция, наметившаяся в докладах, —
выбор оптимальной системы регулирования
производительности на основе технико-экономического анализа с учетом
энергетических показателей при различной глубине
изменения производительности, простоты осуществления,
стоимостных характеристик, плавности регулирования,
унификации по применяемым хладагентам, точности
поддержания регулируемых параметров.
Заслуживает внимания оригинальная система
регулирования производительности однороторного винтового
компрессора, эффективность которой обеспечивается
поддержанием внутренней степени сжатия в процессе
регулирования (И. Кейер и Е. Ф. де Вильде «Однороторный
винтовой компрессор» — Голландия).
В докладе А. В. Быкова и др. «Исследование способов
регулирования производительности поршневых
холодильных машин» рассматриваются конструкции устройств
регулирования производительности, имеющие
электромагнитный привод, и способы управления электромагнитными
клапанами. Производительность изменяется
непосредственным воздействием электромагнитного поля на пластину
всасывающего клапана. Способ надежен и дешев,
обеспечивает высокую точность регулирования.
На XIV конгрессе МИХ проблемам применения новых
рабочих веществ в холодильном машиностроении не было
43

уделено большого внимания. Характеристики
холодильного оборудования, так же как и результаты исследований,
приводятся на аммиаке, фреонах-12, 22, 502.
О важности и актуальности проблемы надежности и
безопасности холодильного оборудования свидетельствует
тот факт, что ее обсуждение было вынесено на пленарное
заседание (доклад А. Б. Ньютона, США, «Факторы,
влияющие на надежность холодильного оборудования»).
Кроме того, на заседаниях комиссии были обсуждены
следующие вопросы:
устройства, предохраняющие от повышения давления в
различных элементах холодильной установки;
защита холодильных компрессоров от гидравлических
ударов;
динамика и прочность клапанов и влияние этих
характеристик на долговечность пластин;
введение в системы холодильных установок веществ,
поглощающих влагу;
введение присадок в масла, обеспечивающих повышение
износостойкости трущихся деталей;
организация рационального технического
обслуживания холодильных установок.
Способы обеспечения надежности холодильных
установок привлекают все большее внимание специалистов во
всем мире. Совершенствуется математическая теория
надежности, выявляются основные факторы, влияющие на
надежность холодильных машин. Ряд исследований
посвящен химическим процессам, протекающим в холодильной
установке. Изучается прочность узлов и безопасность
работы холодильных установок (доклад Г. Хайнриха,
ГДР, «Современное состояние и текущие проблемы
надежности промышленного холодильного оборудования»).
Вопросы организации обслуживания и ремонта
холодильного оборудования находятся в центре внимания
Т. А. КЛИМЕНКО, канд. техн. наук Б. Л. ЦИРЛИН
ВНИИхолодмаш
В. Н. БОНДАРЕВ
Союзкомпрессормаш
(По материалам доклада на XIV Международном
конгрессе по холоду)
Снижение температуры кипения в холодильных машинах
с одноступенчатым сжатием сопровождается повышением
давления, т. е. удельной работы сжатия, и одновременным
снижением массовой производительности. В результате
возрастает тепловая напряженность компрессора и
встроенного электродвигателя.
Несмотря на увеличение отвода тепла в окружающую
среду (от 1 кг циркулирующего хладагента), повышаются
температуры пара в компрессоре, механизма движения и
масла, ухудшаются условия охлаждения встроенного
электродвигателя. Наибольшие трудности обычно связаны
с чрезмерным нагревом масла и ухудшением его
смазывающих свойств. Это требует применения специальных
способов охлаждения компрессоров *.
* Исследование различных систем охлаждения
герметичных компрессоров. «Холодильная техника», 1964,
№ 3, с. 28—33. Авт.: Л. Г. Мельниченко, Е. Д. Крицкий,
Б. Д. Редкозуб, Ю. В. Глувко.
ведущих фирм США, Англии, Италии и других стран. Этой
проблеме посвящен доклад Э. М. Бежанишвили и др. (СССР)
«Повышение надежности холодильного оборудования на
основе оптимизации периодичности обслуживания и
ремонта».
В докладах по теплообменной аппаратуре затронуты
две основные темы: уточнение методов расчета теплообмен-
ных аппаратов, применяемых в холодильных установках
(О. Фабрис, Югославия, «Определение эффективности
ребра с помощью ЭЦВМ»), и повышение теплотехнических и
энергетических показателей холодильных установок
путем применения отдельных более усовершенствованных
элементов (Л. Клазар, ЧССР, «Промежуточный
охладитель в двухступенчатой холодильной схеме»).
На рабочем заседании комиссии были определены темы,
представляющие наибольший интерес для дальнейшего
обсуждения:
энергетическая эффективность холодильных машин
различных типов, в том числе использующих вторичные
энергоресурсы и солнечную энергию;
применение воздушных конденсаторов в целях
экономии водных ресурсов и однотипных с ними
воздухоохладителей;
аппараты замораживания и размораживания пищевых
продуктов;
проблемы надежности холодильного оборудования.
Часть этих тем будет рассмотрена на сессиях комиссии
В2 в 1977 г. и 1978 г.
Заседания комиссии В2 проходили на высоком научно-
техническом уровне и вызвали большой интерес у
специалистов. Творческий обмен мнениями послужит
дальнейшему прогрессу в области холодильного машиностроения.
Обзор подготовил канд. техн. наук В. И. Сапронов
УДК 621.57.041-213.3.037.1
Вместе с тем значительные достоинства герметичных
компрессоров заставляют искать пути эффективного их
применения для режимов с низкими температурами
кипения.
Необходимость снижения температуры масла особенно
видна при переводе герметичных компрессоров с частоты
вращения 1500 на 3000 об/мин, при этом возрастает
теплота трения и уменьшается поверхность, отводящая тепло
в окружающую среду.
Возможные способы решения этой задачи:
подбор рабочих веществ, которые имеют более низкие
температуры в конце сжатия и обеспечивают лучшие
условия охлаждения электродвигателя, например, замена
фреона-22 фреоном-502;
принудительное охлаждение компрессора, что чаще
всего осуществляется обдувом кожуха электродвигателя
воздухом;
размещение компрессора в потоке воздуха,
охлаждающего конденсатор, либо применение в компрессоре
отдельного вентилятора.
Эффективно, разумеется, и одновременное
использование этих способов. Однако не во всех случаях они
могут быть приняты и не всегда решают проблему
полностью.
На рис. 1 показаны варианты систем охлаждения
масла в компрессоре. Общим для них является маслоохлади-
Системы охлаждения герметичных компрессоров
44

Рис. 1. Варианты систем охлаждения:
а — циркуляция хладагента через маслоохладитель,
осуществляемая компрессором; б — охлаждение масла отдельным
контуром;
/ — испаритель; 2, 3, — конденсатор; 4 — маслоохладитель;
5 — наружный охладитель.
тель, помещенный в картере. Масло охлаждается за счет
испарения жидкости.
В первой системе (рис. 1, а) в маслоохладитель 4
подается весь хладагент из конденсатора 2 холодильной
машины. Образующийся пар повторно конденсируется в
дополнительной секции конденсатора 3 холодильной
машины.
Недостаток системы — увеличенное противодавление
на стороне нагнетания компрессора из-за гидравлических
сопротивлений маслоохладителя и вторичного
конденсатора и связанный с этим дополнительный расход энергии.
Для первой системы возможен вариант с подачей в
маслоохладитель картера части хладагента, отбираемой
из конденсатора с помощью эжектора, помещенного на
линии нагнетания компрессора. Проведенные нами опыты
показали, что этот способ менее эффективен, чем
остальные.
Система, разработанная во ВНИИхолодмаше (рис. 1, б),
не связана с системой циркуляции хладагента в
холодильной машине, а представляет собой отдельный
замкнутый контур, в котором циркулирует хладагент, отводящий
тепло от компрессора. Температура замерзания этого
хладагента должна быть ниже возможной температуры в
картере.
Новая система позволяет обеспечить охлаждение
компрессора без затрат энергии. Циркуляция обеспечивается
теплом, отбираемым от масла в картере.
Ее преимущество — малая разность давлений в
охлаждающем контуре и в картере, тогда как в системе,
показанной на рис. 1, я, маслоохладитель картера
испытывает разность давлений нагнетания и всасывания. При
выборе рабочего вещества для циркуляционного контура
следует учитывать температуру масла в картере и среды,
охлаждающей конденсатор контура, конструкцию
маслоохладителя, взаиморасположение компрессора и
конденсатора контура (охладителя).
В настоящей работе проведены экспериментальные
исследования этой системы.
Номинальная холо до производительность опытных
образцов герметичного компрессора 11,6 кВт A0000 ккал/ч)
/20
110
WO
30
во\
70
60
т^4^
о^ч
L /
г
-45 -<t0 -35 -30 -25 -20 t0,°r.
а
щ
щ
80\
60
1
1/
-W
-35
-30 -25 t0i°C
Рис. 2. Зависимость температуры масла от температуры
кипения без охлаждения и с охлаждением водой (а) и
воздухом (б):
/ — без охлаждения масла; 2 — с охлаждением, конденсатор
контура охлаждается водой; 3 — то же, конденсатор контура
охлаждается воздухом с температурой 45°С.
при работе на фреоне-22 на стандартном режиме и частоте
вращения 3000 об/мин. В охлаждающем контуре
циркулировал фреон-12.
Охлаждающий контур состоит из двух основных
частей: маслоохладителя 4, расположенного в нижней части
кожуха компрессора под уровнем масла, и наружного
охладителя 5 — конденсатора контура (рис. 1, б).
Маслоохладитель в наших опытах представлял собой
змеевик из одного витка накатанной медной трубки
(наружный диаметр ребер 20 мм, коэффициент оребрения
3,5, внутренняя тепло передающая поверхность 0,22 м2).
Конденсатор контура был испытан в двух вариантах:
с водяным и воздушным охлаждением.
Водяной конденсатор — змеевик из гладкой медной
трубы @16 мм, тепло передающая поверхность 0,15 м2,
скорость воды, омывающей поверхность змеевика, 0,5 м/с).
Воздушный конденсатор — ребристый. Наружный
диаметр труб 16 мм, ребра — алюминиевые, размером 40X
Х40 мм, шаг ребер 5 мм, наружная тепло передающая
поверхность 0,72 м2.
Применение охлаждающего контура дало следующие
результаты.
Снижение температуры масла (рис. 2, а) при t0 = —30°С
и /к = 40°С достигало 35°С. При более низких
температурах кипения опыты проводились лишь с включением
охлаждающего контура, поскольку без него температура
масла в картере достигала уже 125°С при tp = —30°С и
45

-W ~hO
15 -20t0yoC
Рис. З. Температура газа по тракту:
/ — после нагнетательного клапана без охлаждения масла;
2 — то же, с охлаждением; 3 — перед всасывающим клапаном
без охлаждения масла; 4 — то же, с охлаждением.
имела, как видно из графиков, тенденцию к дальнейшему
существенному росту. Температура гильз цилиндров была
близка к температуре масла, превышая ее на 2—10°С.
С снижением температуры кипения увеличивалось
количество отведенного тепла охлаждающим контуром.
Такой характер зависимости теплоотвода от температуры
кипения сохранялся до t0 = —35°С, tK = 40°С. При
температурах кипения ниже —35°С дальнейшего повышения
теплоотвода не наблюдалось.
В то же время температура нагнетания (рис. 3)
продолжала падать. По мере снижения t0 возрастал удельный
отвод тепла в окружающую среду от кожуха компрессора.
С этим в значительной степени связано снижение
температуры нагнетания. На кривой зависимости температуры
нагнетания от температуры кипения всегда есть максимум
первой. Этот максимум располагается неодинаково у
разных компрессоров и при работе на различных рабочих
веществах. Охлаждение масла привело к смещению
максимума в сторону более высоких температур кипения.
Снижение температурного уровня компрессора улучшило
охлаждение электродвигателя, при t0 = —30°С a tK = 40°С
температура обмоток снизилась на 18°С.
На рис. 2, б показаны зависимости температуры масла
от температуры кипения при работе с охлаждающим
контуром в случае воздушного охлаждения конденсатора
контура. Приведенные данные относятся к температуре
конденсации 50°С и температуре воздуха, обдувающего
конденсатор контура, 45°С.
Эффект охлаждения масла и гильз цилиндров здесь
еще больше, чем в предыдущем случае. Для лучшего
выявления эффекта влияния маслоохлаждающего контура
кожух компрессора не обдувался.
Столб жидкости в конденсаторе контура, от которого
во многом зависит интенсивность циркуляции, был выше,
чем в контуре с конденсатором водяного охлаждения, на
70—100 мм.
В действительных условиях при воздушных системах
охлаждения конденсатора кожух компрессора, как
правило, обдувается воздухом, поступающим после
прохождения конденсатора холодильного агрегата, что
обеспечивает еще более благоприятные условия работы. Обду-
О Q
у- О
^ У
i
-50° С
mJf?\
с
t
*кнт>°С\
60
20
Рис. 4. Температура насыщения пара в маслоохлаждаю-
щем контуре.
вание кожуха воздухом, нагретым даже до 45—60°С,
весьма эффективно. Оно устраняет застойные зоны у кожуха и,
что особенно важно, под нижним его днищем.
Давление рабочего вещества в маслоохлаждающем
контуре и соответствующая ему температура насыщения
устанавливаются в зависимости от соотношения
поверхностей и объемов охладителя и конденсатора контура,
количества жидкости и пара, содержащихся в каждом из
этих элементов контура.
Давление и температура насыщения по всему контуру
практически одинаковы, поскольку в нем малы
гидравлические потери.
На рис. 4 показана зависимость температуры насыщения
в контуре от температуры кипения.
Из рис. 2—4 видно, что разность температур масла в
картере и кипящего рабочего вещества в контуре
сравнительно высока D0—50°С). Это и определяет
эффективность маслоохладителя.
Охлаждение компрессора привело также к повышению
его объемных и энергетических характеристик. Так, при
t0 = —30 и —45°С (^к = 40°С) увеличение холодильного
коэффициента составило соответственно 2 и 12,5%.
Значительный эффект снижения температуры в
компрессоре со встроенным электродвигателем может быть
получен при переходе от фреона-22 к фреону-502. Однако
и при работе на фреона-502 введение принудительного
охлаждения указанным способом не теряет своей
актуальности.
Специально проведенные опыты показали, что
применение фреона-502 наиболее эффективно для снижения
температуры электродвигателя, температура масла
снижается в меньшей степени.
Так, при переходе к фреону-502 в данной конструкции
(/0 = —35°С, /к = 40°С) температура обмоток
электродвигателя снизилась на 20°С, а температура масла — на
7°С. Указанные данные относятся к работе без маслоохлаж-
дающей системы. Для снижения температуры обмоток
электродвигателя была изменена система подвода
всасываемого пара к электродвигателю компрессора. В
исходной конструкции пар поступал из всасывающего
патрубка непосредственно в кожух компрессора и смешивался
с паром, находящимся в кожухе, при этом его температура
перед электродвигателем повышалась на 70—80°С при
температуре кипения от —30 до —45°С.
В измененной системе электродвигатель закрыт
внутренним кожухом, к которому пар подводился
непосредственно от всасывающего патрубка. Это позволило
снизить температуру обмоток на 25—32°С при температуре
кипения от —30 до —45°С. Температура обмоток при t0 =
= —45°С стала ниже 100°С.
Устройство системы принудительного охлаждения
масла и рациональная организация газового тракта позволят
значительно расширить диапазон работы герметичного
компрессора в области низких температур кипения.
46

УДК 621.56/.57.002
показателя энергия/масса для анализа холодильных установок
К. КАЛИНОВСКИ
Польша
(По материалам доклада на XIV Международном
конгрессе по холоду)
Возрастающая потребность в энергии и сырье приводит к
необходимости изыскивать наиболее эффективные методы
оптимального проектирования холодильных установок.
Эта задача предполагает рассмотрение вопросов,
связанных с правильным определением их целевого назначения
при минимальной затрате энергии и массы.
Для холодильных установок, предназначенных для
рыболовных судов, исходные данные (расчетная
температура наружного воздухадемпература в трюмах и их размер,
производительность по замораживанию) определяются
судовладельцами, которые задают размер холодильной
установки и, следовательно, ее энергетические
характеристики.
Холодильные установки, служащие для снижения
температуры воздуха до заданной величины,
осуществляют это назначение благодаря затрате энергии.
Основываясь на обратном цикле Карно, получают минимальный
расход энергии, теоретически необходимый для снижения
температуры. Однако фактический расход энергии в
холодильных установках значительно выше и зависит от
типа хладагента, к. п. д. холодильных компрессоров и
двигателей, числа и размера насосов, вентиляторов,
мешалок.
Перечисленные факторы обусловлены допущениями,
определяющими характеристики холодильной установки.
Например, допущения, заключающиеся в том, что
установка двухступенчатая, компрессионная,
предназначена для непосредственного охлаждения трюмов с
принудительным движением воздуха, приводят к принятию
соответствующего цикла охлаждения и числа
вентиляторов в трюмах.
Если вместо непосредственного охлаждения
хладагентом в трюмах применяется охлаждение с промежуточным
хладоносителем, возникает необходимость в
дополнительных насосах для хладоносителя, а также в
соответственном снижении температуры кипения хладагента.
Энергетический к. п. д. холодильной установки можно
проанализировать различными методами. Наиболее общий метод
заключается в определении показателя эффективности по
отношению к циклу Карно:
Qo-N' TK-T0
где г)с-
Qo-
N,
• показатель эффективности холодильной
новки по отношению к циклу Карно;
-общая холодопроизводительность компрессоров,
определяемая при температурах кипения и
конденсации данного холодильного цикла, .кВт;
уста-
Таблица 1
Показатели
Температура, °С
наружного воздуха
морской воды
воздуха в трюме
Емкость трюма, м3
Способ охлаждения
трюма
Циркуляция воздуха
в трюме
Охлаждение рыбы
Тип морозильного
аппарата
Производительность
морозильных
аппаратов, кг/ч
Хладагент
Производительность
компрессора при
—40-ь+35°С, кВт
Установленная
мощность, кВт
Масса, т
I960
25
20
—20
1560
С п
—

Туннельный
1250
А
279
306
101
Суда разных типов, построенных в 196 0
1963
35
28
—23
1625
1966
30
20
—25
1980
ромежуточным хладоно
Естественная
Вода
Туннельный
и плиточный
1250
—

Туннельный
1360
ммиак
366
380
ПО
328
360
105
1967
30
25
-25
1985
жителем
—
1500
326
386
82
1968
35
30
—28
680
—
1970
35
28
—28
1890

Непосредственное,

хладагентом

Принудительная
Лед
m
1560 | 1600
365
308
68
384
495
72
— 1975 гг .
1971
35
28
—25
2000
С
промежуточным
хладоноси-
телем

Естественная
Лед и вода
шточный
1550
Фреон-22
342
452
95
1973
35
30
—28
1215
1974
35
28
—28
2040
1975
40
30
—29
2120
Непосредственное,
хладагентом
Принудительная
I |
Лед 1 Вода 1 Лед
1540 | 1800 | 2500
293
445
58
384
546
62
512
690
81
47

ЛГ — общая мощность на валу всех элементов
(насосов, вентиляторов), необходимых для
обеспечения движения хладоносителей или
хладагентов, кВт;
Ne — общая номинальная подводимая мощность
холодильной установки, равная сумме
номинальных подводимых мощностей всех компрессоров,
насосов, вентиляторов и т. п., кВт;
Тк — температура конденсации, К;
Т0 — температура кипения, К.
Применение данной формулы или ее соответствующих
вариантов для анализа энергетического к. п. д.
холодильной установки позволяет добиться оптимизации установки,
а также сравнить изготавливаемые установки с точки
зрения затраты энергии.
Холодильная установка состоит из компрессора,
теплообменника, насосов, труб. Эти технические изделия
изготовляются из разных материалов, среди которых первое
место занимает сталь, затем медь и ее сплавы. Поэтому,
когда речь идет о массе холодильной установки,
необходимо иметь в виду именно эти металлы.
Себестоимость холодильной установки в основном
зависит от ее массы. Однако эта зависимость не является
прямо пропорциональной, поскольку большое влияние
оказывают производительность труда и расход энергии,
связанные с изготовлением элементов, типом
используемых металлов, степенью сложности.
Масса установки тесно связана с площадью. Чем больше
масса установки, тем, как правило, больше занимаемая
ею площадь. Это влияет на рост потребности в стали для
судовых конструкций и повышает расход энергии.
При проектировании, когда оцениваются тенденции
развития, а также проводится технико-экономический
анализ, необходимо располагать показателями,
характеризующими основные параметры установок.
Такую функцию может выполнять показатель энергия/
масса, выраженный следующей формулой:
_ N
wEM = "дГ »
где^ WEM —- показатель энергия/масса холодильной
установки, кВт/т;
N — общая установленная мощность
холодильной установки, равная сумме
установленных мощностей всех холодильных
компрессоров, насосов, вентиляторов, кВт;
М — общая масса холодильной установки,
представляющая собой сумму масс ее
компонентов, но без массы изоляции и оборудования
охлаждаемых трюмов, т.
По сравнению с другими параметрами, определяющими
основные качества холодильных установок, этот
показатель позволяет осуществить детальный анализ. Примером
тому могут служить холодильные установки на
рыболовных судах, построенных на польских судостроительных
заводах за период с 1960 по 1975 г. Были
проанализированы все типы холодильных установок, построенных за
данный период.
Характеристики выбранных установок приведены в
табл. 1.
Результаты анализа представлены на рис. 1 и 2.
Рост показателя Wem отражает развитие холодильных
установок. Каждое последующее поколение установок
отличается возросшим «поглощением энергии», т. е. на
каждую единицу массы холодильной установки нового
поколения приходится больше энергии.
Существует две основные причины роста показателя
Wem в рассматриваемый период времени. Первая — это
увеличение перепада температур. За 15 лет средний
перепад между температурами окружающей среды и охлаж-
JO
20
1U
0
-10
-го\
-JO
Цц,нШт
9
а
7
5"
4
-T-ATTj
ш
I-—1
EZ
Jl^
/
0,5
а?
^fe
щ
?//
ж
223 ь^И)Е
/Л
i/A
Y/i
V/
77&/<
1
г
r-4—
ЖШГл
Щ2
Ера
wkM
щ
ZZX
par
^^^^tzb^^Ll
/A
a
тттж
^
Щ&
ш
ул
"штл
V/
шш&ж
I
/У,
Г
&
Y/s
'/fVyW/Mf/s
W
'/Л'/у'/ЛС/'
б
уш
'/ЛЩ^&УУ
'/л
Ь2
«»жг
щ
~*ж
'/)т//тг/Л
I960 196Z /№ 1966 1968 1970 197Z т/Ьды
Рис. 1. Общие энергетические характеристики
холодильных систем:
а — температура; б — показатель энергия/ масса; в —
эффективность относительно цикла Карно;
/ — расчетные температуры наружного воздуха и морской воды;
2 — температура в трюмах; /, //, /// — последовательные
поколения холодильных установок.
tool
90\
80\
70\
60\
50\
NtKBn\
600\
500\
Щ
jom
200
1000 2000 JOOO WOO 5000
Емкость трюма • производительность
морозильного аппаратау м3- т/ч
Рис. 2. Масса (а) и установленная мощность (б)
холодильных установок:
/, //, /// — последовательные поколения холодильных
установок.
даемого помещения повысился с 45 до примерно 65°С.
Это объясняется не только уменьшением температуры в
трюмах, но и возрастанием наружных расчетных
температур. Последнее связано с потребностью все более
универсального использования судов в различных
климатических условиях. В рассматриваемый период времени рост
^
_ш^-
Шг
V
¦ i
а
6
*i
1 ^Л
&i
кш
р
г#
[1Г
7/г
V/r
—1
48

Таблица 2
/
Показатели
Расчетная температура, °С
наружного воздуха
морской воды
воздуха в трюме
Хладагент
Способ охлаждения трюма
Циркуляция воздуха в трюме
Тип морозильного аппарата
Охлаждение рыбы
Показатель энергия—масса,
кВт/т
Поколения холодильных установок
I
25—30
20—25
—20-ь — 25
Аммиак
II
30—35
20—28
—23-^—28
С промежуточным хладоно-
сителем
Естественная
Туннельный
Нет
2—3,5
ш
30—40
25—30
—25-^—30
Фреон-22
Непосредственное,
хладагентом
Принудительная
Плиточный
Да
4—5
Да
7,5—9
перепада температур носил характер почти непрерывного
процесса.
Вторая причина увеличения показателя WEM
заключается в уменьшении массы холодильных установок при
одновременном увеличении перепада температур. Каждые
несколько лет меняются возможности выбора основных
факторов, определяющих характеристики холодильной
установки и непосредственно влияющих на указанный
процесс. В основном это — хладагент, способ
охлаждения, тип морозильной установки, характер движения
воздуха в трюме (свободная конвекция, охлаждение с
принудительным движением воздуха).
Введение новой технологии, новых хладагентов,
аппаратуры, упаковок для пищевых продуктов и других
изделий происходит каждые несколько лет. Это объясняет
скачкообразное изменение показателя энергия/масса,
который отражает также технический прогресс в
производстве холодильных установок.
Энергия, затрачиваемая на холодильную установку,
и масса установки зависят также от размера охлаждаемых
трюмов и производительности морозильных аппаратов
(см. рис. 2). Небольшое увеличение показателя
эффективности холодильных установок % за рассматриваемый
период времени объясняется в основном применением метода
непосредственного охлаждения и использованием мощных
плиточных скороморозильных аппаратов.
В табл. 2 приведены основные характеристики
поколений холодильных установок.
Анализ холодильных установок, размещенных на
построенных в Польше рыболовных судах, подтверждает
целесообразность применения показателя энергия/масса.
Поскольку этот показатель основан на статистических
данных, он позволяет выделить поколения холодильных
установок и их характерные особенности.
Технический анализ, основанный на указанном методе,
может использоваться в следующих случаях:
исследование состояния технического прогресса и
развития холодильных установок;
научное прогнозирование;
оптимизация холодильных установок.
Предлагаемый метод может облегчить проектирование
и изготовление холодильных установок таким образом,
чтобы они выполняли свое целевое назначение с
наивысшим энергетическим к. п. д. и при наименьшей массе.
Статью подготовили канд. техн. наук Т. М. СУТЫРИНА,
Н. И. БАРЧУК
УДК 621.567.57
Определение характеристик абсорбционных водоаммиачных холодильных
установок при их моделировании на ЭВМ
В. Ф. СТОККЕР
США
(По материалам доклада на XIV Международном
конгрессе по холоду)
Моделирование характеристик абсорбционной
холодильной установки значительно сокращает время и упрощает
разработку новой ее модели. Термин «моделирование» в
данном случае означает предсказание рабочих переменных
величин (температур, давлений и других свойств рабочих
веществ, расходных и энергетических показателей) в
установившемся режиме во всех точках исследуемой системы.
При математическом моделировании водоаммиачной
абсорбционной холодильной установки, предназначенной для
кондиционирования воздуха, исследовалось влияние
увеличения поверхности испарителя, регенеративного
теплообменника, абсорбера, конденсатора, дефлегматора, ки
49

Рис. 1. Схема циклов:
/ — дефлектор; // — конденсатор; /// — ректификатор; IV —
кипятильник; V — переохладитель; VI — растворный
теплообменник; VII — абсорбер; VIII — испаритель.
пятильника, ректификатора на холодопроизводительность
и тепловой коэффициент.
Математическая задача представляет собой
одновременное решение ряда алгебраических уравнений,
большинство которых нелинейные.
Программа ЭВМ для определения характеристик
абсорбционной водоаммиачной холодильной установки
использует * метод Ньютона — Рафсона, который позволяет
решать уравнения методом последовательных
приближений.
В процессе составления программы ЭВМ
разрабатывался усовершенствованный метод определения частных
производных, который сократил время счета этой
программы на 40%.
Ввод и вывод программы. Схема работы моделируемой
абсорбционной установки показана на рис. 1. Точки /—
17 цикла означают состояние водоаммиачного раствора.
Агрегат имеет воздушное охлаждение. Состояние
окружающего воздуха, поступающего в конденсатор,
характеризуется точкой 18, а в абсорбер — точкой 19. Агрегат
охлаждает воду от состояния, определяемого точкой 20,
до точки 21. Кипятильник работает за счет
непосредственного сжигания топлива, а точка 22 характеризует высшую
температуру газа.
Данные на входе включают: расход раствора и
температуру в точках 18, 19, 20 и 22, а также кратность
циркуляции раствора в точке /. Кроме этого, в программу
вводятся коэффициенты теплопередачи и площади
теплообмена всех аппаратов.
Подпрограмма должна включать уравнения теплового
и материального балансов, свойств водоаммиачного
раствора и интенсивности теплопередачи всех аппаратов. Для
всех аппаратов принимался противоток в уравнениях
тепло- и массопередачи.
Данные на выходе по программе содержат массовую
скорость, температуру, энтальпию и давление в точках
1—17. При расчете установки принимаются только два
давления, поскольку падение давления в аппаратах не
учитывается.
Для моделирования системы потребовалось 8Ь
уравнение и такое же число неизвестных переменных величин.
Уравнения свойств водоаммиачного раствора. Большая
часть информации, приводимая в литературе по
термодинамическим свойствам водоаммиачного раствора,
представлена в форме таблиц или графиков. Для программы
ЭВМ информация о свойствах дана в виде уравнений,
составленных по табличным данным Института технологии
газа, обработанным методом наименьших квадратов. В
программе использовались восемь разных зависимостей
свойств:
Р = / (t, *i); t = f(pt х,)\ хг = / (р, t); х р= / (t, xx)\
К = / (*, *,); К = / (t, х%); Ла = / (р, 0; К = / (P.O.
где р — давление;
t — температура;
хг — концентрация аммиака в жидкости;
xv — концентрация аммиака в парах;
hv — энтальпия пара;
hx — энтальпия жидкости;
/ia — энтальпия перегретого аммиака;
hw — энтальпия перегретых паров воды.
Обобщенная программа ЭВМ, использующая метод
Ньютон — Рафсона. Решение ряда нелинейных
уравнений методом Ньютона-Рафсона осуществляется по
следующим этапам:
1. Все члены переносят на одну сторону:
Уг (*i, *2> — » хп) = 0;
Уп (х1> х2> ». . хп) = 0.
2. Принимают значения неизвестных хг — хп и
вычисляют значения функций, обозначая эти значения с
помощью Rx — Rn.
3. Вычисляют значения элементов в матрице частных
производных
3@1. ¦¦-. Ун)
6 (*! , . . . , Хп) •
4. Решают для Ал: следующую систему совместных
линейных уравнений
ty\ дУ\ дУ\
Rn =
дУп
дхл
Ахг ¦
дУп
дх9.
Ах2 + ...
дУп
дх7Ах»'
5. Ал: — поправки на текущие значения хх,
*ihob = *ютаР — A*i и т. д.
6. Если Ал: достаточно малы, вычисление может
быть закончено, в противном случае пересчитывают Rt и
возвращаются к пункту 3.
Приведенная выше система почти независима от
установки, исключая, конечно, своеобразие уравнений и
принимаемых значений переменных величин. Обобщенная
программа для ЭВМ стандартизирована и применялась при
моделировании абсорбционной установки.
Одной из особенностей обобщенной программы
является то, что она позволяет вычислить в цифровой форме
все частные производные:
dxj
•, xn)—yi(xl
*1 )*п
б
где б — приращение независимой переменной.
Моделирование абсорбционной установки и решение
совместных уравнений имеют аналог в графическом
моделировании бромистолитиевой установки,
разработанном Левером.
Усовершенствование программы частных производных.
Обобщенная программа моделирования установки
эффективно использовалась для расчета небольших
установок (примерно 20 или 30 уравнений). Однако при
моделировании абсорбционной установки число уравнений
значительно увеличилось, так как вводились дополнительные
данные. Это потребовало усовершенствовать программу для
сокращения времени и стоимости расчета.
50

\W %&
0,8 0,3 to 1,1 1,1
Отношение, площадь
кипятильника
Рис. 2. Влияние изменения площади кипятильника на
холодопроизводительность, приведенный тепловой
коэффициент и1 температуру кипятильника:
/ — температура кипятильника; 2 — приведенный тепловой
коэффициент; 3 — холодопроизводительность.
НОВЫЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1L91345B1J000149/28-13B2) 25.02.74 E1) А ОН 25/00;
А 23 b 7/00 E3) 664.8.03G2) Г. Г. КИРЕУЛИИШИЛИ
E4) СПОСОБ ПРЕДОХРАНЕНИЯ ПЛОДОВ ЯБЛОК ОТ
ЗАГАРА И ПОБУРЕНИЯ В ПРОЦЕССЕ ХРАНЕНИЯ,
отличающийся тем, что, с целью повышения эффективности
способа, плоды обрабатывают монохроматическим синим
светом с. длиной волны 440—470 нм в течение 10—15 мин.
A1) 489927 B1) 1928517/24-6 B2) 12.06.73 E1) F 28 f
1/08 E3) 621.565.94 G2) И. М. РУДЕНКО и Н. Т. СПО-
ДЫРЯК G1) Казахский научно-исследовательский
институт энергетики
E4) ВОЛНИСТАЯ ТЕПЛООБМЕННАЯ ТРУБА,
отличающаяся тем, что, с целью интенсификации теплообмена,
полуволны выполнены со средним радиусом,
составляющим 3,8-г4,1 внутреннего диаметра трубы в пределах угла,
равного 70—90°.
A1) 488972 B1) 1978547/24-6 B2) 19.12.73 E1) F 28 d
15/00; F 25 b 19/02; F 25 d 7/00 E3) 621.565.58 G2)
Г. Ф. СМИРНОВ, Л. Н. МИЩЕНКО G1) Одесский
технологический институт холодильной промышленности
E4) 1. ТЕПЛОВАЯ ТРУБА, преимущественно для
неметаллических теплоносителей, содержащая корпус с
капиллярной структурой на его внутренней поверхности,
образованной набором проволочных металлических сеток,
отличающаяся тем, что, с целью увеличения передаваемой
мощности и упрощения технологии изготовления, сетки
выполнены в виде колец, установленных
перпендикулярно продольной оси трубы, с зазором между ними, не
превышающим диаметра проволок сеток, и имеющих ширину,
не большую четырех размеров ячейки сетки.
Усовершенствование программы расчета частных
производных разрабатывалось и рассчитывалось следующим
образом. В первый раз, когда вычислялись частные
производные, они все принимались равными нулю. Во время
последующих операций в подпрограмме частных
производных, написанной на языке Фортран, осуществлялась
операция пропуска тех уравнений, где данная переменная
величина не появляется.
Новая программа частных производных потребовала
немного больше времени для вычисления, но значительно
меньше времени для счета. В результате сокращение
времени счета составило почти 40%.
Результаты моделирования. После разработки
программы были выполнены прогоны числовых значений для
исследования изменений в параметрах конструкций.
Изменения характеристики, в частности холодопроизводи-
тельности и приведенного теплового коэффициента, были
исследованы в сравнении с основной конструкцией.
На рис. 2 показан эффект от увеличения площади
кипятильника. Увеличение ее на 20% повышает температуру
кипятильника на 3°С, при этом приведенный тепловой
коэффициент падает, что вообще нежелательно. Однако в
связи с тем, что подвод дымовых газов в кипятильник
осуществляется при постоянной температуре, при увеличении
площади генератора можно выделить больше тепла из
дымовых газов, которое в другом случае было бы потеряно.
Статью подготовили канд. техн. наук Н. Г. ШМУЙЛОВ,
Б. А. ЧЕРНОКЛИНЦЕВА
2. Труба по п. 1, отличающаяся тем, что кольца
выполнены с перемычками, образующими артерии.
3. Труба по пп. 1 и 2, отличающаяся тем, что, с целью
уменьшения термосопротивления, корпус образован
оплавленной внешней поверхностью колец.
A1) 491006 B1I995042/28-13 B2) 23.01.74 E1) F 25 d 3/10
E3) 621.565.4 G2) Б. В. ЛОМАКОВ, Г. В. СЕМЕНОВ,
М. Н. УСТИНОВ G1) Всесоюзный научнс-исследователь-
ский институт птицеперерабатывающей промышленности
E4). 1. УСТАНОВКА ДЛЯ КРИОГЕННОГО
ЗАМОРАЖИВАНИЯ ЖИДКИХ ПРОДУКТОВ В ВИДЕ ГРАНУЛ,
включающая теплоизолированную камеру с размещенными
внутри нее каплегенератором и емкостью для криогенной
жидкости, отличающаяся тем, что, с целью обеспечения
компактности и уменьшения расхода криогенной
жидкости, емкость имеет кольцевую форму, а каплегенератор
установлен с возможностью вращения вокруг
вертикальной оси.
2. Установка по п. 1, отличающаяся тем, что,
каплегенератор оснащен гибким трубопроводом, подсоединенным
к системе подачи жидкого продукта посредством
переходной муфты.
A1) 496444 B1) 2035394/24-6 B2) 14.06.74 E1) F 25 b 1/08
E3) 621.576.7 G2) С. И. БЫХОВСКИХ, М. С. МИГ-
ДАЛ, Е. Л. МИХАЛЕВ, В. М. УШАКЕВИЧ и
М. А. СИЛЬМАН
E4) ПАРОЭЖЕКТОРНАЯ ХОЛОДИЛЬНАЯ
УСТАНОВКА, содержащая двухсекционный испаритель,
установленный перед одной из секций на линии подачи
технологической воды, дистанционный отсекающий вентиль
и дроссельные регулирующие шайбы, размещенные на
линии подачи воды в другую секцию, отличающаяся тем,
что, с целью повышения эксплуатационной надежности,
дистанционный вентиль снабжен байпасным
трубопроводом и дроссельным клапаном, управляемым по уровню
воды в отключенной секции испарителя.
51

ОБМЕН ОПЫТОМ
Дополнения к схеме автоматики
винтовых компрессорных агрегатов
S3-900 и S3-2500
УДК 621.574.56
С. И. СУЛИМОВ
Новокузнецкий холодильник
На ряде предприятий Росмясорыбторга
работают двухступенчатые установки, состоящие из
винтовых компрессорных агрегатов S 3-900 и
S 3-2500 фирмы «Кюльаутомат» и ГДР. Однако
схема шкафа управления винтового
компрессорного агрегата не предусматривает
возможности работы компрессоров в составе
двухступенчатой автоматизированной установки.
Несложные дополнения к схеме, сделанные на
Новокузнецком холодильнике, позволяют это
осуществить.
Чтобы обеспечить блокировку обеих ступеней
при аварийной остановке одной из них, шкафы
управления агрегатов S3-900 и S3-2500 были
соединены между собой по схеме, показанной
на рис. 1. При срабатывании любой защиты на
одном из компрессоров включается реле с15
и отключается контактор с2. Таким образом,
оказывается замкнутой цепь отключения
другого компрессора и он отключается. Контакт
контактора включения с2 гидравлического
насоса позволяет избежать остановки
компрессоров при ложных срабатываниях защит от
помех в электрической сети. В таких случаях,
хотя реле d5 включается, контактор с2 не
отключается и цепь отключения другого компрессора
не замыкается.
Рис. 1. Схема взаимной блокировки компрессоров S3-900
(а) и S3-2500 (б):
йЪ — контакт реле сбора аварийных сигналов; с2 — контакт
контактора включения гидравлического насоса; / — в цепь
отключения агрегата S3-2500; II — в цепь отключения
агрегата S3-900.
Рис. 2. Схема регулирования и защиты от превышения
уровня жидкого аммиака в промежуточном сосуде:
ЛС — сигнальная лампа; R — гасящее сопротивление; КД —
кнопка деблокировки; РП — промежуточное реле; СВ —
соленоидный вентиль подачи жидкого аммиака в промежуточный
сосуд; 1РУ — реле уровня, регулирующее уровень аммиака
в промежуточном сосуде; 2РУ, ЗРУ — реле уровня,
контролирующие аварийный уровень аммиака в промежуточном сосуде;
РП-1 — РП-4 — контакты реле РП; I — в цепь отключения
агрегата S3-900; II — в цепь отключения агрегата S3-2500.
Уровень жидкого аммиака в промежуточном
сосуде поддерживается автоматически
смонтированными на нем тремя датчиками реле
уровня (рис. 2). При повышении уровня жидкого
аммиака в промежуточном сосуде отключается
промежуточное реле РП, останавливаются оба
компрессора и загорается сигнальная лампа ЛС,
которая монтируется на шкафу компрессорного
агрегата S3-2500 в одном ряду с сигнальными
лампами остальных защит. Величина
добавочного сопротивления R рассчитывается в
зависимости от рабочего напряжения сигнальной
лампы. В качестве кнопки деблокировки КД
используется свободный контакт кнопки сброса
неисправности на шкафу компрессорного
агрегата S3-2500.
Компрессорные агрегаты S3-2500 и S3-900
с описанными дополнениями к схеме автоматики
работают на Новокузнецком холодильнике
второй год. Эксплуатация их не вызывает
затруднений.
52

УДК 62-218.2:621.525
Способ монтажа,
крепления и центровки оборудования
на фундаменте
В. П. КАСИЧ, А. В. КАРАМАЗИН
Светлогорский завод искусственного волокна
Б
~1
Aj
та
о
га
!>1!
Ь=4
J L
L_i
jl-e-li
В
L±l;
из
j J
71
/1 -/1
>-|_ЕВ0-*о..Щт
¦¦•го ; .#
.. о •, <?' . *. 0 ел » .. .' л' • & •
5-6
ш?
ш
7*
W&
1 2 J ^567
Способ крепления оборудования на фундаменте*:
/ — анкерный болт; 2, 6 — пластины; 3 — швеллер № 16;
4 — швеллерная балка; 5 — окно; 7 — гайка; 8 — пластина
с гайкой.
На Светлогорском заводе искусственного
волокна при монтаже центробежных насосов 12НДС,
6НДВ и компрессоров 1ВВ-10/8 был применен
способ, значительно упрощающий центровку
соединительных втулочно-пальцевых полумуфт
с гибкими элементами.
После выполнения основного массива
фундамента на нем делают насечку. На анкерные
болты 1 (см. рисунок), залитые цементом,
укрепляют четыре основные швеллерные балки 4.
С помощью металлических пластин 2 балки
устанавливают по уровню в соответствии с проектом.
Предварительно затягивают гайки 7 анкерных
болтов. Установив опалубку, заливают балки
цементным раствором, который должен
заполнить все пространство под швеллерами. Чтобы
исключить попадание цементного раствора в
«коробочки», образовавшиеся после приварки
швеллеров № 16 3 к основным швеллерным
балкам 4, их заполняют ветошью через окна 5
размером 140x40 мм. После затвердевания
цементной доливки гайки анкерных болтов
затягивают до конца, затем на балке
устанавливают оборудование. Через окна вставляют
пластины с приварными гайками 8, через отверстия
в лапах насоса и двигателя — болты. Для
усиления швеллерных балок к ним приваривают
пластины 6. На полумуфты насоса и двигателя
устанавливают приспособление для центровки.
Благодаря возможности перемещения
двигателя и насоса относительно друг друга
центровка требует меньших затрат труда.
УДК 637.142.22
Централизованная доставка сгущенного молока
на фабрику мороженого
Л. Г. КЛАДИЙ
Росмясорыбторг
Впервые в системе Росмясорыбторга на Лен-
хладокомбинате по инициативе
рационализаторов Н. В. Фадеева, А. А. Прокофьева,
Б. Р. Френкеля и при непосредственном
участии главного инженера К- А. Иванова
внедрена установка для приема, бестарного
хранения и дозировки сгущенного молока с сахаром.
Этот продукт централизованно доставляется два
раза в неделю на фабрику мороженого в авто-
молцистернах Вильяндским молочноконсервным
19
S3

Технологическая схема подачи сгущенного молока в
заготовительные ванны:
/ — автоцистерна; 2 — насос НШМ-10; 3 — танк ТМАВ-6;
4 — танк ТМАВ-2; 5 — дозаторы; 6 — заготовительные ванны.
комбинатом (ЭССР). Единовременная загрузка
цистерны примерно 14 т. Протяженность
маршрута около 450 км.
В комплект установки входят: два насоса
НШМ-10 с электродвигателями мощностью по
10 кВт и с частотой вращения 1500 об/мин, два
танка ТМАВ-6, два танка ТМАВ-2, три
дозатора емкостью 120 кг.
Сгущенное молоко из автомолцистерны
подается по трубопроводу из нержавеющей стали
НОВЫЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1) 495506 B1) 1648181/24-6 B2) 19.04.71 E1) F 25 b
15/02 E3) 621.575 G2) Р. Л. ДАНИЛОВ G1)
Всесоюзный научно-исследовательский институт холодильной
промышленности
E4) АБСОРБЦИОННАЯ ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА,
содержащая генератор крепкого раствора, дефлегматор
для его ректификации, конденсатор, абсорбер и испаритель
для производства холода, отличающаяся тем, что, с целью
повышения экономичности, на линии связи дефлегматора
с конденсатором установлен теплообменник для
конденсации паров хладагента крепким раствором из
абсорбера, а испаритель выполнен в виде двух последовательно
соединенных по пару кожухотрубных аппаратов.
A1) 495450 B1) 2027607/24-6 B2) 21.05.74 E1) F 04 b
51/00; GOlm 15/00; F 25 bl/00 E3) 621.515:621.574.001.4
G2) Г. И. ЛЕВИН, В. Г. МАРЧЕНКО, Ю. А.
СТЕПАНОВА, Т. Г. СЕЛЕЗНЕВА, В. П. ТОРИН и
В. Е. ХАЛАНСКИЙ
E4) УСТАНОВКА ДЛЯ ИСПЫТАНИЯ ФРЕОНОВОГО
КОМПРЕССОРА ХОЛОДИЛЬНОЙ МАШИНЫ,
содержащая калориметр со змеевиком-испарителем для
утилизации 'холодильной нагрузки и электронагревателем,
охлаждаемый водой конденсатор с ресивером жидкого
в,танки приемного отделения и далее из танков
насосами НШМ-10 на пятый этаж к дозаторам,
расположенным над заготовительными ваннами
(см. рисунок).
Танки и дозаторы оснащены поплавковыми
регуляторами, которые отключают насосы при
достижении заданного уровня.
Для нормальной работы насосов необходимо
обеспечить подпор (из танков или цистерны)
на всасывании не менее 1 м, при этом диаметр
всасывающего трубопровода (от танков или
цистерны) длиной более 3 м не должен быть
менее 76 мм.
Приемное отделение находится в смежном со
зданием фабрики мороженого полуподвальном
помещении площадью 25—30 м2. Для
рационального использования площади, а также
обеспечения необходимого подпора танки
смонтированы на антресолях, сваренных из стального
проката.
Условногодовая экономия от внедрения
установки составила 9633 руб. при расходе 1600 т
сгущенного молока. Высвобождено два
человека. Процесс стал закрытым и
механизированным, что положительно сказалось на качестве
мороженого. Высвободились площади, занятые
бочкотарой, и повысилась санитарная культура
производства.
хладагента и прибор для определения концентрации масла
во фреоне, отличающаяся тем, что, с целью сокращения
времени и расширения диапазона испытаний путем
определения концентрации масла в процессе работы установки,
к паровому пространству прибора подключен
всасывающий патрубок вспомогательного компрессора,
последовательно с которым установлен дополнительный конденсатор,
соединенный по жидкостному пространству с ресивером.
A1) 495451 B1) 2033693/24-6 B2) 21.05.74 E1) F 04 b
51/00; G 01 m 15/00; F 25 b 1/00 E3) 621.512:621.574.001.4
G2) Г. И. ЛЕВИН, Л. Г. ЛУКИН, В. Г.
МАРЧЕНКО, В. Г. НИСТРАТОВ, Ю. А. СТЕПАНОВА,
В. П. ТОРИН и В. Е. ХАЛАНСКИЙ
E4) 1. УСТАНОВКА ДЛЯ ИСПЫТАНИЯ
ХОЛОДИЛЬНОГО КОМПРЕССОРА, преимущественно фреонового,
содержащая калориметр, охлаждаемый водой конденсатор
и емкость для замера расхода воды, отличающаяся тем,
что, с целью повышения точности испытания, емкость
состоит из двух одинаковых камер с общей
разделительной стенкой и золотниковым устройством в каждой из них
с общим исполнительным механизмом, электрически
связанным с поплавковыми контактами и со счетчиком
расхода воды, для поочередного наполнения камер водой и их
опорожнения.
2. Установка по п. 1, отличающаяся тем, что на
линии входа воды в конденсатор установлен сильфон,
разделенный поперечной перегородкой на полости, в одной из
которых размещен регулирующий орган, связанный'^
задающим органом, расположенным во второй полости
и соединенным с водяным пространством конденсатора
54
03

КОНСУЛЬТАЦИЯ
УДК 725.355
О деформациях строительных
конструкций холодильников
при промерзании грунта
Н. К. СОЛОВЬЕВ
Как известно, деформации строительных
конструкций холодильников возникают в
результате промерзания и последующего вспучивания
грунта под основаниями фундаментов. Такие
явления происходят вследствие нарушения
проектных температурных режимов, отсутствия
систематического контроля температуры грунта и
квалифицированного технического надзора за
эксплуатацией систем его обогрева под
холодильниками.
Для характеристики различных случаев
деформаций строительных конструкций
приведем примеры из практики эксплуатации
холодильников, основанные на результатах
многолетних наблюдений автора.
Ленинградский холодильник № 5
одноэтажный, вначале в его камерах поддерживались
плюсовые и нулевые температуры. В 1948 г.
холодильник был реконструирован и переведен
на хранение масла при температурах от —8 до
—16°С. В результате реконструкции полы были
приподняты на 70 см и сделано засыпное
изолированное подполье. В течение последних 20 лет
наблюдались различные деформации в стенах,
перекрытиях, фундаментах, полах (рис. 1).
Рис. 1. Деформации конструкций холодильника:
/ — уровень вспучивания пола; 2 — первоначальный уровень
пола; 3 — уровень грунтовых вод; 4 — силы мерзлоты ; 5—
шурф.
После обнаружения значительных
деформаций полов и колонн была проверена в 1959 г.
глубина промерзания грунта. Внутри
холодильника открыли шурф, глубина промерзания
определялась на расстоянии 2,8 м от уровня пола.
Когда при выемке земли дошли до теплого
грунта, в шурф под напором хлынула грунтовая вода
и наполнила его до отметки уровня грунтовых
вод. Это показывает, что появление деформаций
связано с недостатками проектирования.
Поскольку холодильник одноэтажный,
обнаруженные деформации, согласно заключению
консультантов Ленинградского
инженерно-строительного института, данному в 1970 г.,
опасений не вызывает.
Холодильники № 4 и 4а в Ленинграде
многоэтажные, большой емкости, состоят из двух
смежных корпусов (рис. 2). Старый корпус
холодильника № 4 — шестиэтажный с подвалом,
новый — пятиэтажный с подвалом.
•В корпусе холодильника № 4 в 1938 г. были
обнаружены деформации строительных
конструкций вследствие вспучивания промерзшего
грунта в основаниях колонн и полов, причем
внутренняя железобетонная этажерка в
отдельных местах поднялась на 70—80 см, а наружные
стены остались на месте.
По контурам наружных стен, на которые
опирались железобетонные перекрытия, были
обнаружены трещины железобетонных плит с
раскрытием снизу на 10—12 мм и обнажением
армирования.
За годы блокады промерзший грунт в
основаниях постепенно оттаял, несущие конструкции
осели на прежнее место, а фундаменты колонн
даже несколько ниже его (видимо, подстилающий
слой грунта был разжижен при оттаивании).
Причина столь резких деформаций кроется в
нарушении эксплуатационного режима работы
холодильника: температура в подвале
постепенно снижалась, грунт под основаниями колонн
промерзал и вспучивался, технически грамотных
наблюдений за поведением конструкций не
проводилось.
В 1974—1975 гг. деформаций не обнаружено.
Подвальный этаж работал при температурах не
ниже 0°С.
В настоящее время трудно судить о
надежности ранее деформированных конструкций.
Можно лишь с уверенностью сказать, что
расчетная прочность армирования из-за коррозии
через трещины и от обратных перегибов в период
оттаивания сильно снижена.
В новом корпусе холодильника № 4а после
войны деформаций не наблюдалось. Корпус и до
войны, ив первые послевоенные годы имел,
согласно проекту, отепленный подвал (нулевые и
плюсовые режимы). После ликвидации отопле-
55

[лччччччччччч^
r^^^^i
i
k\W;
^Xii^^^^:
I iSAf
J0M
Рис. 2. Расположение корпусов холодильника (М 1:100):
/ — корпус № 4; 2 — корпус № 4а.
ния температура в подвале стала снижаться.
Это связано также с расположением над
подвалом морозильных камер (для мяса) с
температурой —18°С и с плохой изоляцией перекрытия.
В результате температура в подвале достигла
—8-.—10°С. Началось промерзание грунта.
Особенно сильно промораживались основания под
фундаментами колонн (колонны сечением 90 х
Х90 см являлись «мостиками холода»). С
эксплуатационной точки зрения минусовый режим в
подвале был выгоден. Однако нужно было вести
постоянные наблюдения за состоянием
конструкций.
Только когда появились явные признаки
вспучивания полов, трещины в перекрытиях и в
главных железобетонных прогонах возле опи-
рания их на наружные стены, было установлено
наблюдение за деформациями с помощью
гипсовых маяков. Кроме того, был заведен
температурный журнал. Однако эта работа велась
недостаточно квалифицированно и нерегулярно.
Возникла угроза аварии. В наиболее опасных
местах поставили подпорки.
В 1970 г. для определения надежности
несущих конструкций администрация
холодильника обратилась за технической консультацией
в Ленинградский инженерно-строительный
институт, который провел
высококвалифицированное обследование конструкций и дал ряд
рекомендаций, в частности, не форсировать
оттаивание грунта.
С 1973 г. начали проводить тщательные
наблюдения за поведением грунта. Путем точной
нивелировки было установлено (на начало 1975 г.)
продолжающееся поднятие колонн до 6 мм за
год. Следовательно, процесс вспучивания
промерзшего грунта не прекратился.
Железобетонные колонны перекрытий по
этажам за все годы, вплоть до 1975 г., поднялись
на 60 см. Наружные стены не деформировались.
При деформации железобетонный прогон
возле опирания его на стену сильно надломился и
нижняя арматура B019) была разорвана (рис. 3).
В месте разрыва во избежание обвала под прогон
поставили стойку.
Узел надлома
Рис. 3. Деформации железобетонного ребристого
перекрытия возле наружной стены:
/ — камера хранения мороженого мяса; 2 — железобетонный
прогон 60x30 см; 3 — камера хранения в подвале; 4 — силы
мерзлоты; 5 — железобетонная колонна 90x90 см.
При проектировании одноэтажных
холодильников с камерами для хранения мороженых
продуктов ни в коем случае не следует рассчитывать
на защиту от промерзания грунта с помощью
плитной или засыпной теплоизоляции пола.
Необходимо применять автоматизированную
систему обогрева грунта с надежно работающими
датчиками температуры и с фиксацией
температур грунта на записывающей аппаратуре.
Если необходимо устройство под камерами
холодильника подвала, его нужно отеплять,
чтобы гарантировать поддержание в нем плюсовых
или нулевых температур.
Наиболее целесообразным проектным
решением для многоэтажных холодильников является
размещение на первом этаже камер с нулевыми
и плюсовыми температурами, помещений для
экспедиционных операций. Если же при этом
проектируется подвал, то такое решение первого
этажа создаст наилучшие условия для
поддержания нужного режима в подвале.
Необходимо учредить за эксплуатацией
систем обогрева грунта постоянный технический
надзор, которому было бы предоставлено право
налагать взыскание на лиц, виновных в
нарушении режимов эксплуатации, предусмотренных
проектом.

КРИТИКА
И БИБЛИОГРАФИЯ
Раздел ««Холодильные установки»
учебника для инженерно-строительных вузов и факультетов
М. П. Калинушкин. Гидравлические машины и холодильные установки.
Изд. 3-е, переработанное и дополненное. М., «Высшая школа», 1973,
224 с, цена 55 к.
Доктор техн. наук В. Б. ЯКОБСОН
ВНИИторгмаш
Широкое применение холода в различных областях
народного хозяйства вызвало появление нового типа
учебной литературы — учебников по холодильным машинам
и установкам для нехолодильных учебных заведений.
Рецензируемая книга предназначена для студентов
специальности «Теплогазоснабжение и вентиляция» и может
быть использована инженерно-техническими работниками,
занимающимися проектированием и эксплуатацией
гидравлических машин и холодильных установок.
Данная рецензия касается раздела, посвященного
холодильным установкам (глава VI).
В начале раздела дано представление о назначении
холодильных установок, приведены их классификация,
схема действия паровой компрессионной машины и
свойства хладагентов. Рассмотрены компрессоры и теплообмен-
ные аппараты, другие типы машин, способы охлаждения,
указаны параметры работы компрессионных холодильных
установок и примеры подбора машин.
Содержание раздела выбрано правильно. Вместе с тем
изложение основ холодильной техники в учебнике, где
этому вопросу отводится очень небольшой объем B1
страница), представляет значительные трудности. В этом
случае особенно важно выделить главное.
В курсе, предназначенном для специалистов по
кондиционированию, правильней было бы ограничиться
рассмотрением основного типа установок — с поршневыми
и центробежными фреоновыми компрессорами, лишь
упомянув об абсорбционных и пароэжекторных машинах
и указав соответствующую литературу. Но в учебнике
описаны не только эти сравнительно редкие, но и
воздушные низкотемпературные машины, а также пластинчатые,
зубчатые и водокольцевые компрессоры. Последние в
холодильных машинах совершенно не применяются, но им
уделено больше внимания, чем бессальниковым,
герметичным и центробежным вместе взятым.
В начале главы автор вводит термин «холодильные
жидкости», указав в примечании, что термин «холодильный
агент» или «хладагент» неудачны. Далее применяются
термины: хладопроизводительность, пароинжекторная
машина, регулировочный вентиль, маслоуловитель,
вторичный конденсатор, тогда как принятыми в холодильной
технике являются: холодопроизводительность, пароэжектор-
ная машина, регулирующий вентиль, маслоотделитель,
переохладитель. Вместо «фреон-22» пишется «фреон Ф22»,
температура кипения обозначается индексом «и», а не «О».
Ошибки в терминологии затруднят для студентов
пользование литературой по новой для них специальности.
Встречаются стилистические погрешности. Например,
«вместо компрессора сжатие паров происходит при затрате
тепла» (с. 145), «газ в сжиженном состоянии
просачивается через дросселирующий клапан» (с. 135).
Правильнее сказать: «жидкий хладагент проходит через
дросселирующий вентиль».
Следует отметить некоторые ошибки. В кожухотрубных
конденсаторах рассол не используется (с. 141),
производительность компрессоров регулируют изменением частоты
вращения только при наличии многоскоростных
двигателей. Нельзя произвольно принять вместо 960 об/мин
1160 об/мин (с. 143 и 149), а также приводить в качестве
расчетного «нормальный» режим работы — t0 = —10СС,
tK = 25°C (с. 148). Ошибочно принимать тепловые
нагрузки конденсатора, переохладителя и испарителя
равными между собой (с. 150) — они, как следует из
предыдущего материала курса, принципиально различны.
При последующих изданиях раздел по холодильным
установкам должен быть либо исключен, либо полностью
переработан: значительно расширен, четко направлен,
тщательно отредактирован. В списке литературы нужно
указать современные каталоги, справочники,
нормативные материалы.

новости
ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
Холодильные компрессоры фирмы ««Грассо»
Г. Л. БУРДАНОВА, Е.
ВНИИхолодмаш
Г. МЕРЗЛЯКОВА
В период работы XIV Международного конгресса по
холоду в Москве в Политехническом музее экспонировались
холодильные компрессоры голландской фирмы «Грассо».
Одновинтовые холодильные маслозаполненные
компрессоры MS10 могут использоваться как
одноступенчатые или бустер-компрессоры для охлаждения и
замораживания продуктов, кондиционирования воздуха, а также
в тепловых насосах, работающих на аммиаке и фреоне-22.
На рис. 1 представлена принципиальная схема
одновинтового компрессора. У ротора шесть пазов. Две
звездочки (по 11 зубьев на каждой) находятся в зацеплении
с ротором и образуют изолированные полости, в которых
происходит всасывание, сжатие и нагнетание хладагента.
Описанный объем (м3/ч) компрессора определяется
по формуле
Vs = 0,72- Ю-»]/ Bflt
где п — частота вращения ротора;
VB — объем впадины в начале сжатия, см3.
Всасыбание
Нагнетание 1
\
Нагнетание
Рис. 1. Принципиальная схема одновинтового
компрессора:
/ — ротор; 2 — звездочки.
Производительность компрессора может плавно из
меняться от 100 до 20% поворотным кольцом. При
регулировании полость, в которой находится сжатый
хладагент, соединяется со стороной всасывания и происходит
перепуск части его объема на всасывание.
Особенность конструкции поворотного кольца состоит
в том, что одновременно с регулированием изменяется
геометрия окна нагнетания. В результате в компрессоре
сохраняется постоянная геометрическая степень сжатия:
где Vlt V2 — объемы хладагента соответственно в
начале и конце сжатия.
Ротор из алюминиевого сплава посажен на стальной
вал. Со стороны всасывания вал установлен на
двухрядном шариковом подшипнике качения, который фиксирует
его в осевом направлении. Корпус компрессора чугунный
со встроенным цилиндрическим газовым фильтром.
Регулирующее кольцо вращается от привода. Зубья звездочек
\В конденсатор
Из испарителя *^\
технологическая схема ком-
Рис. 2. Принципиальная
прессорного агрегата:
/ — компрессор; 2 — электродвигатель; 3 — масляный
сепаратор; 4 — отделяющая сетка; 5 — масляный насос; 5, 7 —
масляные фильтры; 8 — маслоохладитель; 9 — масляный
коллектор; 10 — линия впрыска; // — линия подачи масла в сальник;
12 — линия подачи масла на регулирующее кольцо; 13 —
соленоидный вентиль.
58

Рис. 3. Система смазки компрессора
КА85:
/ — реверсивный насос; 2 — масляный фильтр
на стороне нагнетания; 3 — масляный фильтр
на стороне всасывания.
не соприкасаются с ротором, и уплотнение компрессора
происходит за счет масляного клина.
На рис. 2 приведена принципиальная технологическая
схема компрессорного агрегата.
Из компрессора сжатый хладагент вместе с маслом
проходит вначале в масляный сепаратор, где механически
отделяется от капель масла, и далее в конденсатор. Затем
масло ^'направляется в маслоохладитель, очищается в
фильтрах грубой и тонкой очистки и поступает в
компрессор.
Фирма выпускает ряд сальниковых компрессорных
однороторных агрегатов четырех типоразмеров с
наружным диаметром роторов от 240 до 345 мм. У каждого типа
компрессора четыре степени сжатия в зависимости от
диапазона температур кипения, на которые он рассчитан.
Степеням сжатия соответствуют определенные буквы,
обозначающие компрессор. Холодопроизводительность
компрессоров 375, 566, 738 и 1123 тыс. ккал/ч при
перегреве на всасывании 5°С, хладагенты — аммиак и фреон-22.
При работе на фреоне-22 диапазон температур кипения
от —40 до +15°С (/к = 20ч-55°С), при работе на
аммиаке—от —45 до +15°С (/« = 20ч-55°С).
Поршневые непрямоточные блок-картерные
компрессоры серии АС80 с воздушным охлаждением D, 5, 6, 7,
8, 10, 12 и 16-цилиндровые) работают на фреонах-12 и 22.
Они применяются в установках кондиционирования
воздуха и как тепловые насосы. На фреоне-22 диапазон
температур кипения от —5 до +Ш°С (/к до 55°С), на фреоне-
12 — от —5 до +15°С (*к до 75°С),
Холодопроизводительность четырехцилиндрового
компрессора на фреоне-12 при /0 = 5°С, /к = 55°С и частоте
вращения 1450 об/мин — 69100 ккал/ч, потребляемая
мощность 26,4 кВт, диаметр цилиндра 95 мм, ход поршня
70 мм, максимальная разность давлений, действующая на
механизм движения, 18 кгс/см2, максимальное
отношение давлений 10.
Блок-картер — сварной, цилиндровые гильзы —
сменные, поршни из легкого сплава с двумя поршневыми
кольцами, шатуны из легкого сплава без вкладышей
подшипников.
Коленчатый вал вращается во взаимозаменяемых
втулках, запрессованных в крышки подшипников
скольжения. Сальник вала кольцевого типа с парой трения
бронза — сталь, уплотнением по валу О-образным резиновым
кольцом. Газовый всасывающий фильтр большой
поверхности, из нержавеющей стали. Всасывающие и
нагнетательные клапаны кольцевые.
У каждой пары цилиндров одна крышка, в которой
смонтированы байпасный и обратный клапаны для
регулирования холодопроизводительности.
Система смазки (рис. 3) осуществляется с помощью
реверсивного насоса ], установленного в крышке
подшипника на стороне нагнетания и приводимого в действие
коленчатым валом посредством специального диска.
Масляный фильтр на стороне нагнетания бумажный, легко
заменяемый 2, на стороне всасывания — металлический
сетчатый 3.
Предусмотрен подогрев масла электрическим
элементом, вмонтированным в торцовую пластину со стороны
насоса и погруженным в масло.
Для четырехступенчатого регулирования
холодопроизводительности установлены электрические трехходовые
соленоидные вентили, байпасные и обратные клапаны.
Компрессоры с непосредственным приводом снабжены
приборами автоматической защиты и
контрольно-измерительными.
Серия КА85 включает четыре типа компрессоров (двух-,
четырех- и шестицилиндровые — одноступенчатые и
шестицилиндровые — двухступенчатые), которые
работают на аммиаке, фреонах-12, 22, могут использоваться
для сжатия бутана, пропана, азота, получения низких
температур кипения и. кондиционирования воздуха.
Диаметр цилиндра ПО мм, ход поршня 85 мм,
максимальное допустимое давление 18 кгс/см2, максимальная
частота вращения 1450 об/мин,
холодопроизводительность при t0 = —10°С, *к = 25°С и п = 1450 об/мин от
42300 до 222000 ккал/ч, потребляемая мощность от 14,6
до 56,6 кВт.
Компрессоры сальниковые, поршневые,
непрямоточные, блок-картерные, с водяным охлаждением цилиндров.
Блок-картер сварной, гильзы цилиндров чугунные
сменные. У поршня три компрессионных кольца и одно масло-
съемное. В верхнюю головку шатунов, изготовленных из
легкого сплава, запрессована бронзовая втулка, а в
нижнюю — подшипник. Всасывающие и нагнетательные
клапаны кольцевые, выполнены из специальной стали.
Коленчатый вал чугунный, на обоих его концах
смонтированы подшипники скольжения. Выход вала
компрессора с сальниковым уплотнением.
59

Смазка осуществляется насосом, приводимым в
действие от вала компрессора. Давление масла изменяется
регулятором. На стороне нагнетания установлен масляный
фильтр.
Привод компрессора — от электродвигателя или через
ременную передачу.
Компрессоры имеют автоматическое или ручное
регулирование холодопроизводительности посредством
механизма подъема клапана, который приводится в действие
давлением масла в масляной системе. При ручном
регулировании в трубопроводе между масляным насосом и
механизмом подъема клапана устанавливается
распределитель масла. При электрическом регулировании ручной
распределитель заменяется одним, двумя или четырьмя
электрическими трехходовыми соленоидными вентилями.
Их количество зависит от числа цилиндров и требуемой
степени регулирования.
Компрессоры снабжены приборами защиты и
контрольно-измерительными приборами.
Проспект «Monoscrew» фирмы «Grasso».
НОВЫЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1) 494158 B1) 1894401/28-13 B2) 15.03.73 E1) А 23 b 3/06
E3) 664.8.037.59.05 G2) Н. С. БЕРОВ, :В. Н. СОСНОВ-
СКИЙ, Г. С. КОНОКОТИН, Н. В. ФОМИН,
Л. А. КОРОБЫКО, С. П. ТУЧИНСКАЯ, Ж- А.
ПЛАТОНОВА и В. А. СКАЧКОВ G1)
Научно-исследовательский и конструкторский институт механизации рыбной
промышленности
E4) 1. УСТРОЙСТВО ДЛЯ ДЕФРОСТАЦИИ БЛОКОВ
МОРОЖЕНЫХ ПИЩЕВЫХ ПРОДУКТОВ, например
рыбы, состоящее из цепного конвейера для установки блоков
на ребро, расположенных над верхней ветвью конвейера
оросителей, равномерно распределенных по длине
конвейера вибраторов и ванны с пароподогревателем для
сбора воды, отличающееся тем, что, с целью ускорения
процесса дефростации и снижения потерь продукта, конвейер
выполнен штанговым и снабжен укрепленными на
штангах направляющими, образующими ручьи для блоков,
а оросители представляют собой плоскоструйные
форсунки лепесткового типа.
2. Устройство по п. 1, отличающееся тем, что, с целью
регулирования пленочной струи и предотвращения згсо-
и и м и 1
р^
рения форсунок, лепестки последних подпружинены,
например, резиновыми кольцами.
3. Устройство по п. 1, отличающееся тем, что
пароподогреватель выполнен в виде барботера.
4. Устройство по п. 1, отличающееся тем, что в нем
имеются продольный и поперечный транспортеры для
отвода размороженного продукта.
A1) 494575 B1) 1928654/28- 13 B2) 06.06.73 E1) F 25 d 17/08
E3) 621.565.3 G2) B.C. ТИХОНОВ G1) Московский
ордена Трудового Красного Знамени институт народного
хозяйства им. Г. В. Плеханова
E4) УСТАНОВКА ДЛЯ ХРАНЕНИЯ МОРОЖЕНЫХ
ПРОДУКТОВ, включающая камеру, воздухоохлаждаю-
щее устройство, циркуляционный воздушный контур с
нагнетателем, связанный с камерой и с патрубком
подпитки наружным воздухом, и фильтры, отличающаяся тем,
что, с целью поддержания в камере переувлажненной
низкотемпературной среды, она снабжена расширителем,
размещенным в камере и установленным на конце
напорного трубопровода, проходящего через теплообменник,
соединенный с камерой, внутреннее пространство которой
сообщено с атмосферой, и с всасывающим патрубком
нагнетателя, при этом к последнему подключен патрубок
подпитки наружным воздухом.
60

СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
Терморегулирующие вентили
B. М. ВАВРЕНЮК
Тартуское объединение «Промприбор»
Е. Г. ЕЛЕЦКИЙ, М. Н. КОРОВИНА
СКБприбор
C. Н. САПРЫКИНА
ВНИИхолодмаш
Разработаны, испытаны и осваиваются в серийном
производстве терморегулирующие вентили для фреонов-12
и 22 производительностью от 0,4 до 10 тыс.. ккал/ч, всего
33 типоразмера.
Вентили проходного типа, с нижним расположением
винта задатчика. Упругий элемент — мембрана.
Наполнитель термосистемы комбинированный (двухкомпонент-
ная смесь), что обеспечивает работоспособность прибора
при температуре мембранной головки на 15°С ниже
температуры термобаллона, а также небольшое (около 2°С)
изменение перегрева начала открытия клапана при
определенной настройке вентиля.
Техническая характеристика вентилей
Показатели
Рабочая среда
Диапазон
температур
кипения, °С
Максимальная
температура
конденсации, °С
Стандартные
условия, °С
'к
to
Настройка
перегрева начала
открытия при
стандартных
условиях, °С
Тип вентиля
12ТРВ
12ТРВЕ
Фреон-12 с
маслом
ХФ-12-18
—30-^ + 10
70
30
—15
4=?1 !
22ТРВВ
22ТРВВЕ
22ТРВ
22ТРВЕ
Фреон-22 с маслом
ХФ-22с-16, ХФ-22-24,
ХС-40
—50^-—10
—204-+20
60
30
—40
4=Ы
35
5
4+1
УДК 621.318
малой производительности
Продолжение
Показатели
Номинальная
холодопроизво-
дительность
при
стандартных условиях,
тыс. ккал/ч

Неравномерность при
стандартных
условиях
Диапазон
настройки
перегрева начала
открытия клапана
при
стандартных условиях,
°С
Максимальная
холодопроизво-
дительность, %
от номинальной
Максимальное
рабочее давле-
ление, кгс/см2
Максимальная
температура
термобаллона,
°С
а,
н
см
1;
1,6;
2,5;4;
6,3
w
см
0,4;
1;0,63;
1,6;
2,5;
4;
6,3
5±1
2—8
20
Тип вентиля
СО
CQ
си
н
СМ
см
0,63;
1;1,6;
2,5;
4;
6,3
щ
CQ
CQ
Си
Н
СМ
см
0,4;
0,63;
1;1,6;
2,5;
4;
6,3
5±=1
2—8
О,
н
см
см
2,5;
4;6,3;
10
4:
2-
130+20
25
100
w
И
Ом
Н
со
С 1
2,5;
4;6,3;
10
i=l
-8
Вентили подсоединяются накидными гайками на
отбортованную медную трубку. Монтаж вентиля на щитке
может быть выполнен с помощью хомута, который
закрепляется на специальном посадочном пояске на-корпусе
вентиля.
Дистанционность (длина капилляра) 1,5 и 3 м.
Вентили выпускаются двух модификаций: с линией
6i

Рис. 1. Терморегулирующие вентили с внутренним
уравниванием 12ТРВЕ, 22ТРВВЕ, 22ТРВЕ.
100%"с конденсацией влаги и выпадением инея на
корпусе, любом атмосферном давлении, а вентили исполнения
ОМ5 — также в атмосфере морского тумана.
Вентили предназначены для стационарных,
передвижных и судовых холодильных установок, отвечают
требованиям Регистра СССР и требованиям к приборам,
применяемым на железнодорожном и автомобильном
транспорте.
Вентили работоспособны при качке и наклонах в
любую сторону на любой угол и с любой продолжительностью,
при вибрации (частота 3—10 Гц, амплитуда не более 5 мм
и частота 10—150 Гц, ускорение 15 м/с2), ударах и тряске
(частота 40—80 в минуту, ускорение до 150 м/с2). Вентили
сохраняют работоспособность после воздействия вибраций
(частота до 50 Гц, максимальное ускорение 50 м/с2) и ударов
(транспортной тряски) с частотой 80—120 в минуту и
ускорением 30 м/с2.
Габаритный чертеж вентилей с внутренним
уравниванием представлен на рис. 1, вентилей с внешним
уравниванием — на рис. 2. Масса вентиля с внутренним урав-
Рис. 2. Терморегулирующие вентили с внешним
уравниванием 12ТРВ, 22ТРВВ, 22ТРВ.
0^0max
внешнего уравнения (ТРВ) и с внутренним уравниванием ниванием не более 0,7 кг, с внешним уравниванием — не
(ТРВЕ).
В соответствии с ГОСТ 15150—69 вентили имеют
исполнения У2 и ОМ5, работоспособны при температуре
окружающей среды —50-^+65°С, относительной влажности
более 0,8 кг.
Присоединительные размеры вновь разработанных
вентилей такие же, как у ТРВ-2М. **' -\&\
Серийное производство вентилей начнется в 1976 г.
62

РЕФЕРАТЫ
УДК 658.387НОТ:621.565
Образование и использование фонда материального
поощрения на холодильниках оптовой торговли. ПАЛЕМ В. М.
«Холодильная техника», 1976, № 4.
Даны методические рекомендации по образованию фондов
материального поощрения на холодильниках оптовой
торговли, переведенных на новую систему планирования
и экономического стимулирования.
Таблиц 1.
УДК 621.572
Анализ эффективности воздушных и парокомпрессионных
холодильных машин при положительных температурах
охлаждения. КАЛНИНЬ И. М., СУХОМЛИНОВ И. Я.,
ЦИРЛИН Б. Л., ЧИСТЯКОВ Ф. М. «Холодильная
техника», 1976, № 4.
Рассмотрена эффективность установок на базе воздушных
и парокомпрессионных машин для охлаждения объектов
при температурах выше 0° С и повышенных
сопротивлениях системы охлаждаемого объекта. Анализ выполнен
для теоретического и действительного случаев. Показано,
что эффективность обеих машин снижается с увеличением
противодавления. Получены аналитические соотношения
в виде, удобном для сравнения эффективности установок
с воздушной и парокомпрессионной машинами, в
зависимости от противодавления и определены условия, при
которых возможно выравнивание их эффективности.
Таблиц 1. Иллюстраций 6. Список литературы — 6
названий.
УДК 621.57
Систематизация циклов холодильных машин. ШЛЯХО-
ВЕЦКИЙ В. М. «Холодильная техника», 1976, № 4.
Предложено использовать основные термодинамические
процессы как основу для создания систематики
холодильных циклов. Составлена таблица комбинаций
термодинамических параметров, описывающих процессы в цикле,
на основе которой оценен массив термодинамически
допустимых циклов. Предложена видовая классификация
циклов по характеру составляющих цикл процессов и
конфигурации цикла. Составлена системная решетка, в
которой сгруппированы термодинамически допустимые
циклы. Описана методика синтезирования цикла по исходному
процессу сжатия. Указаны области применения
систематики и возможности ее использования для
прогнозирования новых типов холодильных машин.
Таблиц К Иллюстраций 5. Список литературы — 7
названий.
УДК 621.56/.57:62-19
Эксплуатационная надежность холодильных машин
ХМ-ФВ20. ЯСТРЕБОВ В. С, КОВАЛЬ Г. А.
«Холодильная техника», 1976, № 4.
Приведены характеристики изнашивания и безотказности
холодильных машин ХМ-ФВ20, полученные на основе их
исследования в эксплуатационных условиях. Дан
сравнительный анализ результатов исследования компрессоров
ФВ20 и ФУУ80. Намечены мероприятия по повышению
качества холодильных машин.
Таблиц 4. Иллюстраций 5. Список литературы — 2
названия.
УДК 621.565:629.124.72
Системы охлаждения судовых провизионных камер.
СТЕФАНОВИЧ В. В., ДЕЙНЕГО Г. П. «Холодильная
техника» , 1976, № Г 4.
Изложены результаты испытаний систем охлаждения
провизионных камер на судах типа «Сплит», «Пекин», «Иван
Франко», а также в опытных холодильных камерах.
Приведено распределение температур и скоростей воздуха по
объему камеры для различных систем охлаждения, а
также величин естественной убыли охлажденного мяса.
Иллюстраций 5. Список литературы — 2 названия.
УДК 621.651:621.564.22
Насосы для жидких хладагентов. ИВАНОВА Р. Б., КРЕЙ-
МЕР Н. Г., МАСЛЕННИКОВ А. А., НЕМЦЕВ А. В.
«Холодильная техника», 1976, № 4.
Приведены результаты испытаний герметичных
электронасосов ЦНГ-68, ЦНГ-70М-1, 1,5ХГ-6-2,8-1МФ и 2ХГ-
-9-2,8-1МФ, а также сальникового электронасоса 1,25Х-
-2-2Г в целях установления возможности их применения
для перекачивания жидкого аммиака и фреона-22.
Испытанные насосы оказались пригодными для работы в на-
сосно-циркуляционных системах холодильных установок.
Приведены их напорные и кавитационные характеристики
при перекачивании хладагентов.
Таблиц 3. Иллюстраций 6.
УДК 621.565.59.047.25
Основы расчета десублиматоров сублимационных
установок непрерывного действия. ВОЛЫНЕЦ А. 3.,
САФОНОВ В. К-, ЕВТЮГИН А. Г. «Холодильная
техника», 1976, № 4.
Предложена классификация для методик расчета
вакуумных десублиматоров (аппаратов, предназначенных для
конденсации водяных паров вымораживанием на
различных охлаждаемых поверхностях). Дана методика расчета
десублиматоров непрерывных сушильных сублимационных
установок (постоянный расход пара), работающих при
периодическом и непрерывном удалении десублимата.
Иллюстраций 3. Список литературы — 6 названий.
УДК 634.233+664.51+634.232.037.5
Проникновение соли в растительные продукты при
замораживании в рассоле. ГОЛЬБЕРГ Л. Д., ЧУМАК И. Г.,
ЧУРКИН А. А. «Холодильная техника», 1976, № 4.
Показана возможность замораживания в растворе
поваренной соли перца, вишни и черешни, что дает возможность
продлить сезон их переработки и потребления.
Предложено охлаждение в воздушной среде до криоскопической
температуры и последующее замораживание в рассоле в целях
уменьшения просаливания.
Таблиц 2. Иллюстраций 1.
УДК 621.57.041-213.3.037.1
Системы охлаждения герметичных компрессоров.
КЛИМЕНКО Т. А., ЦИРЛИН Б. Л. БОНДАРЕВ В. Н.
«Холодильная техника», 1976, № 4.
Проанализированы различные системы и способы
снижения температурного уровня высокооборотных
герметичных компрессоров. Полученные результаты исследований
принудительного охлаждения масла и рациональной
организации газового тракта позволяют слелать вывод о
возможности значительного расширения диапазона работы
герметичного компрессора в области низких температур
кипения.
Иллюстраций 4.
63

УДК 621.56/.57.002
Применение показателя энергия/масса для анализа
холодильных установок. КАЛИНОВСКИ К. «Холодильная
техника», 1976, № 4.
Для оценки конструктивного совершенства холодильных
установок разработан показатель, представляющий собой
отношение установленной мощности всех элементов
установки к их общей массе. Проанализирована динамика
изменения этого показателя применительно к трем
поколениям польских судовых холодильных установок.
Таблиц 2. Иллюстраций 2.
УДК 621.56/.57
Определение характеристик абсорбционных водоаммиач-
ных холодильных установок при их моделировании на ЭВМ.
СТОККЕР В. Ф. «Холодильная техника», 1976, № 4.
Описана программа ЭВМ, использующая метод Ньютона-
Рафсона для определения характеристик абсорбционной
водоаммиачной холодильной установки. Предложена
усовершенствованная программа расчета частных
производных. Приведены результаты моделирования.
Иллюстраций 2.
УДК 621.574.56
Дополнения к схеме автоматики винтовых компрессорных
агрегатов S3-900 и S3-2500. СУЛИМОВ С. И.
«Холодильная техника», 1976, № 4.
Описаны дополнения к схеме автоматики винтовых
компрессорных агрегатов S3-900 и S3-2500 для использования
их в составе автоматизированной двухступенчатой
установки. Дополнения предусматривают взаимную
блокировку обеих ступеней, автоматическое поддержание
уровня жидкого аммиака в промежуточном сосуде и защиту
от превышения уровня в промежуточном сосуде.
Иллюстраций 2.
Чеховский полиграфический комбинат Союзполиграфпрома
при Государственном комитете Совета Министров СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли,
г. Чехов Московской области
УДК 62-218.2:621.525
Способ монтажа, крепления и центровки оборудования на
фундаменте. КАСИЧ В. П., КАРАМАЗИН А. В.
«Холодильная техника», 1976, № 4.
На Светлогорском заводе искусственного волокна при
монтаже центробежных насосов 12НДС, 6НДВ и
компрессоров 1ВВ-10/8 был применен способ, значительно
упрощающий центровку соединительных втулочно-пальцевых
полумуфт с гибкими элементами. Благодаря возможности
перемещения двигателя и насоса относительно друг друга
центровка требует меньших затрат труда.
Иллюстраций 1.
УДК 637.142.22
Централизованная доставка сгущенного молока на
фабрику мороженого. КЛАДИЙ А. Г. «Холодильная техника»,
1976, № 4.
Осуществлена централизованная доставка сгущенного
молока в автомолцистернах емкостью 14 т на Ленхладоком-
бинат с Вильяндского молочноконсервного комбината
(ЭССР). Описана установка для приема, бестарного
хранения и дозировки сгущенного молока с сахаром.
Иллюстраций 1.
УДК 725.355
О деформациях строительных конструкций холодильников
при промерзании грунта. СОЛОВЬЕВ Н. К-
«Холодильная техника», 1976, № 4.
Даны примеры неправильной эксплуатации
холодильников, в результате которой возникают деформации
строительных конструкций, приводящие к авариям. Приведены
рекомендации по размещению камер и тепловым режимам.
Иллюстраций 3.
На первой странице обложки: Терморегулирующий малогабаритный вентиль для фреонов-12 и 22. Осваивается
Тартуским приборостроительным заводом.
РЕДАКЦИОННАЯ КОЛЛЕГИЯ: доктор техн. наук В. Ф. Лебедев (главный редактор), Д. Г. Рютов (зам. главного
редактора), Л. Д. Акимова (зам. главного редактора), Н. Д. Абрамов, Е. М. Агарев, А. В. Быков, П. В. Васильев,
И. М. Гиндлин, доктор техн. наук, проф. А. А. Гоголин, И. М. Калнинь, А. В. Кан, доктор техн. наук, проф
Э. И. Каухчешвили, Н. П. Коновалов, М. М. Позин, А. Н. Сергиенко, доктор техн. наук, проф. Г. Б. Чижов,
М. М. Шаповаленко, доктор техн. наук, проф. А. П. Шеффер, доктор техн. наук В. Б. Якобсон.
Технический редактор Н. Н. Зиновьева
Рукописи не возвращаются
Т—05568. Сдано в набор З/Ш-1976 г. Подписано в печать 1/IV-1976 г.
Объем 4 печ. л. Усл.-печ. л. 6,72. Уч.-изд. л. 7,91.
Формат 84Xl08Vi6. Тираж 16 569.
Адрес редакции: 125422, Москва, А-422, ул. Костякова, 12. Телефон 216-86-73
Заказ 403