ЕЖЕМЕСЯЧНЫЙ
НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЙ
И ПРОИЗВОДСТВЕННЫЙ
ЖУРНАЛ
МИНИСТЕРСТВА
МЯСНОЙ И МОЛОЧНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ СССР
ВСЕСОЮЗНЫЙ
НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ
И КОНСТРУКТОРСКО-
ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ
ИНСТИТУТ
холодильной
ПРОМЫШЛЕННОСТИ
МОСКВА ИЗДАТЕЛЬСТВО -ЛЕГКАЯ И ПИЩЕВАЯ ПРОМЫШЛЕННОСТЬ-
1983
ИЗДАЕТСЯ С 1923 ГОДА
СОДЕРЖАНИЕ
CONTENTS
РЕШЕНИЯ XXVI СЪЕЗДА КПСС - В ЖИЗНЬ!
Бригадной форме организации и стимулирования труда —
широкое внедрение!
Об итогах проведения эксперимента по повышению
творческой активности специалистов 2
Рекомендации по повышению творческой активности
инженерно-технических работников и служащих на
предприятиях мясной и молочной промышленности 5
Реализация Продовольственной программы СССР —
важнейшая задача пятилетки
Ратнер Б. Е. Деева И. Д. Пути сокращения потерь мяса
и других продуктов при хранении на распределительных
холодильных предприятиях Москвы 8
Чайка И. В. Рациональное использование сырья на
холодильных предприятиях Ростовской конторы 10
Гальперин Э. Я. Из опыта работы коллектива
Воронежского хладокомбината по экономии сырья и сокращению
потерь 11
За экономию сырьевых, топливно-энергетических и других
материальных ресурсов
Гиндоян А. Г., Лифанов Б. В. Выбор способа усиления
теплоизоляции действующих холодильников 14
НАУКА, ТЕХНИКА, ТЕХНОЛОГИЯ
Бежанишвили Э. М., Таланов А. В., Хазанов И. Г. К
определению численности обслуживающего и ремонтного
персонала холодильных установок 18
Баренбойм А. Б., Зеленовский В. Ф., Шлифштейн А. И.
Центробежный компрессор малой холодопронзводитель-
ности для судовой системы кондиционирования воздуха 25
Сутырина Т. М., Прозорова Т. В. Влияние теплового
сопротивления контакта на эффективность поверхностей
труб с насадными ребрами 28
Киневский О. Ф., Наумов А. В., Косторнов А. Г., Тита-
ренко И. В., Островский Ю. Н. Влияние капиллярно-
пористых покрытий поверхности теплоотдачи на скорость
охлаждения криоинструментов 36
Лавренченко Г. К., Никольский В. А., Баклан О. В., Арте-
менко Н. И. Термодинамические свойства нового
хладагента для бытовых холодильников 41
Коржеманова Л. А. К обоснованию температурных
режимов и сроков хранения трески 45
В порядке обсуждения
Розенфельд Л. М., Шмуйлов Н. Г. Письмо в редакцию 49
Из диссертационных работ
Аннотации диссертаций, защищенных на ученую степень
[ кандидата технических наук в Одесском
технологическом институте холодильной промышленности 50
ОБМЕН ОПЫТОМ
Жилунович А. Т. Преимущество осевого расположения
датчиков ПРУ 52
Бошерницан В. А., Быков В. Н., Шейнин Б. М.,
Румянцев Е. Б. Устройство для тепловых испытаний
ограждающих конструкций термокамер и бытовых холодильников 53
КРИТИКА И БИБЛИОГРАФИЯ
Архаров А. М. Новый справочник по холодильным
машинам 56
НОВОСТИ ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
Шавра В. М., Гопин С. Р., Соболев В. А., Пржетишев-
ский Ю. Б. Использование тепла конденсации в
холодильных машинах 57
СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
Ивахнов В. И., Тихомирова Л. Н., Драудина Л. К.,
Шаззо Р. И., Колесников В. Ф. Установки
технологического кондиционирования воздуха 60
DECISIONS OF XXVI CONGRESS OF CPSU-lNTO LIFE!
Wide Introduction of Brigade Form of Labour Organization
and Stimulation!
Results of Experiment on Increasing Creative Activities
of Specialists 2
Recommendations for Increasing Creative Activities of
Engineers, Technicians and Employees at Enterprises
of Meat and Dairy Industry 5
Realization of Food Program of USSR-Most Important
Task of Five-Year Plan!
Ratner В. Е., Deyeva I. D. Methods of Reducing Losses
of Meat and Other Products During Storage at
Refrigerated Distribution Enterprises in Moscow 8
Chaika I. V. Rational Utilization of Raw Materials at
Refrigerated Enterprises in Rostov 10
Galperin E. Y. From Experience of Collective of Voronezh
Refrigerated Combine on Economizing Raw Materials
and Reducing Losses 11
For Economy of Raw Material, Fuel-Energy and Other
Materiel Resources
Gindoyan A. G., Lifanov B. V. Method of Selecting
Thermal Insulation Reinforcement at Operating Cold
Stores 14
SCIENCE, ENGINEERING, TECHNOLOGY
Bezhanishvili E. M., Talanov A. V., Khazanov I. G.
Determination of Number of Servicing and Repair
Personnel for Refrigerating Plants 18
Barenboim А. В., Zelenovsky V. F., Shlifstein A. I. Small
Centrifugal Compressor for Marine Air Conditioning
System 25
Sutyrina T. M., Prozorova T. V. Influence of Contact
Thermal Resistance on Effectiveness of Pipe Surface
with Mounted Fins 28
Kinevsky O. F., Naumov A. V., Kostornov A. G., Tita-
renko I. V., Ostrovsky U. N. Influence of Capillary-
Porous Coating on Heat Transfer Surface upon Speed
of Cooling Cryogenic Tools 36
Lavrenchenko G. K., Nikolsky V. A., Baklan O. V.,
Artemenko N. I. Thermodynamic Properties of New
Refrigerant for Domestic Refrigerators 41
Korzhemanova L. A. Substantiation of Temperature
Conditions and Storage Terms for Cod 45
For Discussion
Rosenfeld L. M., Srfmuilov N. G. Letter to Editor 49
From Dissertations
Summaries of Dissertations Defended for Scientific Degree
of Candidate of Technical Sciences at Odessa
Technological Institute of Refrigerating Industry 50
PRACTICE EXCHANGE
Zhilunovich A. T. Advantages in Axial Arrangement of
Pickups PRU 52
Boshernitsan V. A., Bykov V. N., Sheikin В. М., Ru-
myantsev E. B. Device for Thermal Testing of Enclosures
of Thermal Chambers and Domestic Refrigerators 53
BOOK REVIEW
Arkharov A. M. New Handbook on Refrigerating Machines 56
FOREIGN TECHNICAL NEWS
Shavra V. M., Gopin S. R., Sobolev V. A., Przhe-
tishevsky U. B. Utilization of Condensation Heat in
Refrigerating Machines
REFERENCE DATA
Ivakhnov V. I., Tikhomirova L. N., Draudina L. K.,
Shazzo R. L, Kolesnikov V. F. Technological Air
Conditioning Plants
© Издательство «Легкая и пищевая промышленность», «Холодильная техника», 1983 г

Пример расчета премии с учетом
индивидуального вклада специалиста
Старший мастер В. Т. Иванова на
протяжении месяца получила в карточке по
одной отметке по пункту № 1 и № 2
повышающих факторов и одну отметку по
пункту № 2 понижающих факторов.
Итоговый процент будет равен +10 A0% +
+ 10%—10%).
Фамилии,' ими, отчество
специалистов
1. Иванова В, Т.
2. Петрова Н. П.
3. Соколова Г. В.
4. Королева В. М.
5. Смирнова Л. И.
Должность
:тарший мастер
мастер участка
:таршии инженер-тех-
юлог
экономист
-юрмировщик
Сумма
начисленной премии
за показатели и
условия
премирования, руб.
64—00
60—00
60—00
48—00
48—00
Итоговый
процент повышения
( + ), снижения
(-)
+ 10
+ 25
—25
+ 25
—25
Сумма
повышения ( + ),
снижения (—)
премии, руб.
+ 6—40
+ 15—00
— 15—00
+ 12—00
— 12—00
Премия к
выплате, руб.
70—40
75—00
45—00
60—00
36—00
Применение настоящих рекомендаций
имеет целью повысить эффективность
форм поощрения инженерно-технических
работников и служащих, исключить
элементы уравниловки в материальном
стимулировании, создать заинтересованность
у специалистов в развитии их творческой
инициативы и повысить инженерное
обеспечение производства.
Реализация Продовольственной программы СССР
важнейшая задача пятилетки
УДК 637.5.82.004.16
ПУТИ СОКРАЩЕНИЯ ПОТЕРЬ
МЯСА И ДРУГИХ ПРОДУКТОВ
ПРИ ХРАНЕНИИ НА
РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫХ
ХОЛОДИЛЬНЫХ ПРЕДПРИЯТИЯХ
МОСКВЫ
Б. Е. PATH ЕР, И. Д. ДЕЕВА
Московская городская контора Роемясомолторга
Распределительные холодильные
предприятия Москвы по роду своей
деятельности осуществляют приемку,
необходимую термическую обработку,
хранение и реализацию мяса и других
продуктов животноводства. Сохранение
хорошего качества продуктов при
минимальных количественных потерях —
важнейшая задача предприятий Мо
сковской городской конторы
Роемясомолторга.
При холодильной обработке и
хранении неизбежны потери продуктов от
усушки. Учитывая большие объемы
перерабатываемых грузов на московских
холодильниках, сокращение этих потерь
приобретает исключительно важное
значение для решения
Продовольственной программы СССР.
На холодильниках столицы в
десятой и одиннадцатой пятилетках
принят ряд мер, направленных на
улучшение условий хранения продуктов. С этой
целью проводилась реконструкция этих
предприятий, которая включала замену
строительно-изоляционных
конструкций, внедрение современных насосно-
циркуляционных схем с
непосредственным кипением аммиака в
охлаждающих батареях, модернизацию
камерного и компрессорного оборудования,
комплексную автоматизацию работы
холодильных установок. Всего за этот
период было реконструировано более
120 тыс. т холодильных емкостей.
Все работы по реконструкции
проводились без остановки предприятий,
собственными силами.
В результате реконструкции в
камерах хранения снижен температурный
режим с — 8 + — 12 до —18 ^ —20°С,
коэффициент теплопередачи наружных
ограждений уменьшен в 2—3 раза,
приведена в соответствие с калорическим
расчетом поверхность охлаждающих
батарей, сокращен расход
электроэнергии на выработку холода на 25—30%.
Важным этапом явилась замена
8

поршневых компрессоров винтовыми.
В настоящее время винтовыми
компрессорами полностью оснащены
компрессорные цехи холодильников № 3, 9, 12,
14 C-я очередь), а на остальных
предприятиях винтовые компрессоры
вырабатывают 60—80% потребляемого
холода. Внедрение винтовых
компрессоров, помимо обеспечения
безопасности в эксплуатации, что само по себе
является важнейшей задачей,
позволило бесперебойно снабжать предприятия
холодом, стабильно поддерживать
температурный режим в камерах и тем
самым снизить потери продуктов при
хранении.
Приведено в соответствие с
требованиями современной холодильной
технологии оборудование камер хранения
охлажденного мяса. В них применена
смешанная система охлаждения
(воздушная и батарейная), внедрена
система автоматического регулирования
температурного режима, смонтированы
подвесные пути и подъемники для
мяса.
Учитывая, что объемы поступления
охлажденного мяса будут возрастать,
на холодильниках продолжаются
работы по переоборудованию холодильных
емкостей под камеры хранения
охлажденного мяса. При освоении
промышленностью контейнерного способа
доставки охлажденного мяса эти камеры
будут размещать не только на первых,
но и на других этажах
технологических цехов.
До начала 70-х годов на
московских холодильниках отсутствовали в
необходимом количестве экспедиционные
камеры. Между тем они имеют
большое значение для своевременной
подготовки продуктов к реализации,
улучшения работы лифтов, уменьшения
простоев автомобильного транспорта.
После реконструкции практически на
всех холодильниках оборудованы
экспедиционные камеры для каждого вида
продукта (мясо, колбаса, сыр, яйцо
и т. д.).
Помимо реконструкции, требующей
привлечения научно-исследовательских
и проектных институтов, крупных
строительных организаций, коллективы
холодильников предпринимают и другие
меры, направленные на сокращение
потерь продуктов, в первую очередь,
мороженого мяса.
Для повышения относительной
влажности в камерах хранения мороженого
мяса применяют экранирование
пристенных батарей. Экраны выполняют
из ткани, на которую наносят
ледяную глазурь. Для этой цели
используют специальные машины. Опыт
многолетнего применения ледяных экранов
показал, что при соблюдении правил
их эксплуатации относительную
влажность в камерах хранения мороженого
мяса можно поддерживать на уровне
95—97%, даже при семи-десятиразовом
годовом грузообороте камер. При такой
влажности потери мороженого мяса
сокращаются.
Эксплуатация экранов выявила ряд
трудностей и нерешенных проблем.
В частности, на ряде холодильников
нет возможности раздельного
включения потолочных и пристенных батарей,
соотношение поверхности потолочных и
пристенных батарей не соответствует
оптимальному, крайне затруднена
уборка снега в продухе после оттаивания
пристенных батарей, в условиях
повышенного грузооборота камер нередко
нарушается герметичность экранов.
Все эти факторы существенно снижают
эффективность экранирования камер.
В 1979 г. Одесским технологическим
институтом холодильной
промышленности были закончены исследования
эффективности экранирования
холодильных камер на предприятиях
Московской городской конторы.
Исследования показали, что ледяные экраны
могут быть рекомендованы лишь для
камер длительного хранения
мороженого мяса при отсутствии грузовых
операций в них. В сложившихся в
настоящее врел*я условиях эксплуатации
холодильников — высокий уровень
грузооборота камер и в основном
краткосрочное хранение в них мяса —
отпадает необходимость в камерах
длительного хранения. Сейчас стоит задача —
определить эффективность
экранирования холодильных камер в этих
условиях, его влияние на величину потерь
мяса и разработать соответствующие
рекомендации по сокращению потерь.
Эти исследования в настоящее время
проводятся работниками московских
холодильников № 1 и 14 совместно
со специалистами ОТИХП.
Предусматривается также изучение
влияния на потери продуктов
внутренних теплопритоков, многократно
возрастающих при краткосрочном хранении.
Исходными данными при
проектировании холодильников являются: равно-
9

мерное поступление грузов и строгое
определение их температуры. Эти
данные — основные для калорического
расчета, а следовательно, и для подбора
холодильного оборудования..
Фактически в ряде случаев грузы поступают
в больших количествах и с
повышенными начальными температурами, в
результате чего применяемый
коэффициент неравномерности поступления
1,5 явно недостаточен.
Влияние этих факторов на величину
потерь продуктов намечено уточнить
при проведении указанной выше
исследовательской работы.
Для повышения влажности воздуха
в камерах с воздушным охлаждением
работники холодильника № 14
совместно со специалистами ОТИХП
установили в воздухоохладителях типа ВОП
секции подогрева. Модернизация этих
воздухоохладителей будет широко
проводиться на всех холодильных
предприятиях столицы, в том числе и на
строящихся.
Немаловажным фактором снижения
потерь мяса и мясопродуктов является
их упаковка. Технология хранения
продуктов и нормы потерь должны быть
рассчитаны на надежную герметизацию
и качественную упаковку.
Для решения задач, поставленных
Продовольственной программой СССР,
Московской городской конторой
Росмяеомолторга разработан
перспективный план развития
материально-технической базы, который предусматривает
дальнейшую реконструкцию
действующих и строительство новых
холодильных предприятий для ликвидации
дефицита холодильной емкости в Москве.
В частности, намечена реконструкция
технологических цехов с вводом
дополнительной емкости, переоснащение
производственных и вспомогательных
цехов, внедрение дополнительных средств
механизации погрузочно-разгрузочных
работ, улучшение условий труда.
Изыскиваются новые резервы экономии при
хранении мяса и других продуктов,
а также топливно-энергетических
ресурсов. Расширение фронта борьбы с
потерями будет способствовать успешному
решению Продовольственной
программы страны.
10
УДК 663.674:664.8.037.004.16
рациональное
использование
сырья на холодильных
предприятиях ростовской
КОНТОРЫ
И. В. ЧАЙКА
Ростовская контора Росмяеомолторга
В целях расширения ассортимента
выпускаемой продукции,
рационального использования сырья и
вспомогательных материалов на холодильниках
Ростовской конторы Росмяеомолторга
внедряется технология новых видов
мороженого и расширяется производство
быстрозамороженных плодов, ягод и
овощей.
Группой изобретателей Ростовского-
на-Дону холодильника № 1
предложены новые любительские виды
мороженого «Тихий Дон» и «Донское», а
также глазурь для мороженого, в
рецептурах которых молочный жир частично
заменен растительным. В цехе
мороженого этого холодильника
вырабатывается любительское мороженое
«Метелица» и «Север» с пониженным
содержанием сомо. Уменьшенное количество
сомо содержится и в мороженом
«Донское».
Почти вся продукция в последнее
время стала выпускаться в вафельных
стаканчиках, а в бумажных — только
плодово-ягодное мороженое.
Применение вафельных стаканчиков позволяет
уменьшать расход молочного сырья
в среднем на 6,5%.
На холодильнике № 1
осуществляется комплекс мероприятий,
направленных на снижение потерь сырья в
производстве мороженого на всех стадиях
технологического процесса. Только за
счет этого в 1981 г. выработано
дополнительно 34 т мороженого на сумму
44 тыс. руб. Такое же количество
мороженого за счет сэкономленного
сырья выработано и в 1982 г. Всего
же выработано в 1982 г. 14460 т
мороженого.
В течение многих лет предприятия
Ростовской конторы занимаются
заготовкой и замораживанием плодов, ягод
и овощей. В последние годы
Ростовской конторой взят курс на
расширение производства быстрозамороженной
плодоовощной продукции.
В 1979 г. введен в эксплуатацию
построенный на Шахтинском холодиль-

За экономию сырьевых, топливно-энергетических
и других материальных ресурсов
УДК 621.565.92:699.86
ВЫБОР СПОСОБА УСИЛЕНИЯ
ТЕПЛОИЗОЛЯЦИИ
ДЕЙСТВУЮЩИХ
холодильников
Канд. техн. наук А. Г. ГИНДОЯН,
Б. В. ЛИФА НОВ
ЦНИИпромзданий
Теплозащитные свойства ограждений
в процессе эксплуатации
холодильников необходимо поддерживать на
уровне, близком к оптимальному значению.
Оптимальный уровень
теплозащитных свойств зданий холодильников,
определяемый величиной
сопротивления теплопередаче R0 наружных
ограждающих конструкций, устанавливают
из экономических условий по
минимуму приведенных затрат [2]. При
экономически целесообразном
(оптимальном) уровне теплозащитных
свойств гарантируются минимальная
себестоимость хранения продуктов при
лучшем сохранении их вкусовых и
питательных качеств, а также
экономное потребление дорогостоящего
холода.
Как показывают натурные и технико-
экономические исследования,
значительная часть эксплуатирующихся
зданий холодильников нуждается в
улучшении теплозащитных свойств
вследствие двух основных причин: во-первых,
из-за снижения в 2 и более раза
первоначального сопротивления
теплопередаче, наступающего через 15—
25 лет эксплуатации в результате
увлажнения теплоизоляционных
конструкций [1], во-вторых, в связи с
ростом цен на энергию.
За последние 25 лет нормативные
значения сопротивления теплопередаче
ограждающих конструкций зданий
холодильников заметно увеличились [3].
В настоящее время утверждается
новая редакция главы СНиП
«Холодильники. Нормы проектирования»,
предусматривающая дальнейшее
улучшение теплозащитных свойств зданий
холодильников на 10—-15% в целях
приближения их к оптимальному
уровню.
Способ усиления теплоизоляции
действующих холодильников следует
выбирать с учетом фактического состояния
ограждающих конструкций, цели ре-
монтно-восстановительных работ,
необходимости реконструкции системы
охлаждения, что определяет величину
единовременных затрат /(,. руб/м .
Эти затраты зависят от
конструктивно-технологического решения ремонтно-
восстановительных работ и в общем
случае равны:
КТ = К, + К2 + К3 + К4, A)
где К\ — затраты на новые (дополнительные)
теплоизоляционные конструкции;
К2 — размер снижения прибыли от простоя
холодильных камер за период
ремонта;
/<з — затраты на демонтаж и последующий
монтаж приборов охлаждения;
К4 — затраты на демонтаж заменяемых
теплоизоляционных конструкций.
Величина затрат К\ зависит от
стоимости единицы дополнительного
термического сопротивления [2], ее
рассчитывают по формуле:
К^ЕНСИЗХИЗЯ*™, B)
где ЕИ — нормативный коэффициент
эффективности капитальных вложений @,15);
Сиз — сметная стоимость теплоизоляционных
конструкций (стоимость
теплоизоляции «в деле»), руб/м3;
Лиз — расчетный коэффициент
теплопроводности теплоизоляционного материала,
Вт/(м • К);
^из" — термическое сопротивление
дополнительного или нового слоя
теплоизоляции, м2 • К/Вт.
Затраты /С2, К3, /С4 в выражении B)
зависят в основном от способа усиления
теплоизоляции, а /С2 — еще и от
длительности ремонтных работ и размера
плановой прибыли предприятия
(холодильника) .
Принципиально возможны три
способа усиления теплоизоляции
холодильников в процессе их эксплуатации:
полная замена теплоизоляционных
конструкций; монтаж дополнительного
слоя теплоизоляции по существующим
конструкциям внутри охлаждаемых
помещений; монтаж дополнительного слоя
теплоизоляции снаружи (на внешней
поверхности ограждающих
конструкций).
По настоящее время широко
применяют два первых способа.
Ремонтные работы осуществляют в отдельных
камерах, которые выводят из
эксплуатации, так как при этом демонтируют
приборы охлаждения и заменяемые тепло-
14

изоляционные конструкции, а также
отепляют охлаждаемые помещения до
температуры воздуха не менее 5°С. Эти
работы нарушают ритм производства и
снижают размер прибыли за период
ремонта.
В последние годы в нашей стране
и за рубежом получает внедрение
способ монтажа дополнительной
теплоизоляции на наружной поверхности
ограждений зданий.
Применяя его, можно проводить
работы, не прекращая эксплуатации
охлаждаемых помещений, что особенно
важно для производственных
холодильников.
Этот способ позволяет усилить па-
роизоляцию ограждений, создать
условия для постепенного подсушивания
теплоизоляции со стороны
охлаждаемых помещений и одновременно
отремонтировать фасады здания, улучшив
их в архитектурно-эстетическом
отношении. Однако при монтаже
дополнительной теплоизоляции снаружи
ограждений (прежде всего стен)
необходимо применять такие дефицитные
материалы, как профилированный
металл с антикоррозийным
защитно-отделочным покрытием, и специальные
строительно-монтажные механизмы,
особенно при ремонте ограждений
многоэтажных зданий.
В ЦНИИпромзданий разработано
несколько способов усиления
теплоизоляции ограждений холодильников, в
том числе осуществляемых без
прекращения эксплуатации.
В таблице представлены основные
технико-экономические показатели этих
способов. При определении
единовременных затрат Кт [4] значения
составляющих /Ср Къ и К4 установлены
на основе сметных расчетов, значение
составляющей К2 принято по средним
нормам прибыли для
распределительных холодильников при длительности
ремонта, равной 3 мес.
С помощью данных, приведенных
в таблице, а также на рисунке,
проанализируем возможные способы
усиления теплоизоляции наружных стен
низкотемпературных камер
холодильника. Примем, что требуемое
дополнительное термическое сопротивление
слоя теплоизоляции /?J°n, B
соответствии с современными нормами,
составляет 2,5 м2 • К/Вт. Сравним
вышеуказанные три способа при
использовании плит пенопласта ПСБ-С.
Нъ5Туру6'/мг
1 I l ° L_J I I 1
О 1 Z ?,5 3 Rdu03n}M2-K/Bm
Зависимости приведенных единовременных затрат
Кт ( ) и стоимости восстановления единицы
термического сопротивления теплоизоляционного
слоя ST ( ) от термического сопротивления
/??°п дополнительного слоя изоляции из
пенопласта ПСБ-С:
/ — замена теплоизоляции внутри камеры (KT — 0,72R^n +
+ 4,5); 2 — усиление теплоизоляции внутри камеры
(Кт = 0,72/??°п + 3,5); 3 — усиление теплоизоляции
снаружи при послойной сборке {KT=0,87R*°n +1,8); /', 2', 3' —
соответствующие значения ST
Из данных таблицы видно, что
при монтаже дополнительного слоя
теплоизоляции снаружи слагаемые
единовременных затрат /С2 = /Сз = 0, а
затраты /D минимальны. При заданном
значении R*™ приведенные
единовременные затраты /Ст прямо
пропорциональны величине /?{J°n и для
указанных вариантов соответственно
равны: 6,3, 5,3 и 4,0 руб/м2 (см.
рисунок). Следовательно, при одинаковом
дополнительном термическом
сопротивлении приведенные единовременные
затраты при усилении тепловой
изоляции снаружи, осуществляемом без
прекращения эксплуатации камер,
будут наименьшими. В случае
совмещения теплоизоляционных работ с
работами по реконструкции системы
охлаждения камер составляющие
единовременных затрат /С2 = /<з = 0
(затраты К2 и /С3 при первых двух
способах переносятся на стоимость
реконструкции системы охлаждения).
В этом случае суммарные
единовременные затраты соответственно составят:
для первого способа — /(т=0,72х
Х2,5 + 1,2 = 3,0 руб/м2; второго — Кт =
= 0,72x2,5 + 0,2 = 2,0 руб/м2 и
третьего — Кт =0,87X2,5+ 1,8 = 4,0 руб/м2.
Очевидно, что в данном случае наиболее
экономичным является второй способ.
Восстановленные теплоизоляционные
конструкции целесообразно оценивать
также с помощью экономического
показателя теплотехнического качества ST,
15

Способ усиления
теплоизоляции
С прекращением
эксплуатации
холодильных камер
замена
теплоизоляции стен внутри
камер
то же
усиление
теплоизоляции стен внутри
камер
то же
Без прекращения
эксплуатации
холодильных камер
усиление
теплоизоляции стен снаружи
(послойная сборка)
то же
усиление
теплоизоляции стенде наружи
(навеска
трехслойных панелей)
то же
замена
теплоизоляции покрытий
снаружи
то же
усиление
теплоизоляции покрытий
снаружи
то же
Материал
теплоизоляции
Пенопласт
ПСБ-С
Жесткие
минерало-
ватные
плиты
Пенопласт
ПСБ-С
Жесткие
минерало-
ватные
плиты
Пенопласт
ПСБ-С
То же

Пенополиуретан
толщиной 6 =
= 80 мм,
Я?°п = 2,0
м*. К/Вт
То же
Пенопласт
ПСБ-С
Жесткие
минерало-
ватные
плиты
Пенопласт
ПСБ-С
Жесткие
минерало-
ватные
плиты
Защитно-
отделочный
слой

Штукатурка
—»—
—»—

Профилированный

алюминиевый лист

Профилированный
стальной
лист

Профилированный

алюминиевый лист

Профилированный
стальной
лист
Рубероид с
защитным
гравийным
покрытием
То же
—»—
—»—
Затраты на выполнение
*,
0,72tf*°n* '
i,04#*;n
о,72#дап
l,04/?gn
0,87Я^П +
+ 1,7
0,87/??°п +
+ 1,3
6,35
4,75
0,76/?ДОп
1,1/?Д°зп
0,76Я?°П
U *S°
руб/(м2 • год)
*2
1,5
1,5
1,5
1,5
0,0
0,0
0,0
0,0
0,0
0,0
0,0
0,0
Кг
1,8
1,8
1,8
1,8
0,0
0,0
0,0
0,0
0,0
0,0
0,0
0,0
к<
1,2
1,2
0,2
0,2
0,1
0,1
0,1
0,1
1,2
1,2
0,2
0,2
работ,
*т
0,72#2°п +
+ 4,5
l,04/?J°n +
+ 4,5
0,72Я?°П +
+ 3,5
l,04/?J°n +
+ 3,5
0,87R*°" +
+ 1,8
0,87Я?°П +
+ 1,4
6,45
4,85
0,76/?аоп +
+ 1,2
1,1/?*™+ 1,2
0,76Я?°П +
+ 0,2
1,1Я?°п + 0,2
Стоимость
восстановления
единицы
термического
сопротивления 5**,
руб/м2
5,22
5,54
4,22
4,54
2,67
2,27
3,22***
о до***
1,96
2,3
0,9
1,3
Значение коэффициента при /?^°п вычислено как произведение величин ?н,
* Значение величины ST дано при /???" = 1,0 м2 • К/Вт.
** Значение ST условно приведено к 7??°л=1,0 м2 • К/Вт
С К
из' ли;
представляющего собой приведенную Так как значение 5Т обратно пропор-
единовременную стоимость восстанов- ционально #„°n, т0 относительная раз-
ления единицы термического
сопротивления теплоизоляционного слоя, т. е.
от = Ат//?из
ница в затратах на восстановление
единицы термического сопротивления
сокращается с увеличением толщины
16

нового слоя теплоизоляции. В
частности, в рассмотренных выше примерах
разница в значениях ST при усилении
теплоизоляции внутри охлаждаемого
помещения (кривая 2' на рисунке)
и снаружи (кривая 3') уменьшается с
58% при RIT = 1,0 до 28% при /?Г = 3,0.
Отсюда следует, что с увеличением
/??°п относительное влияние способа
выполнения теплоизоляционных работ
на приведенные единовременные
затраты Кт уменьшается.
Обобщение приведенных данных
позволяет сделать следующие выводы:
— способ усиления теплоизоляции
наружных ограждений зданий
действующих холодильников необходимо
выбирать на основе
технико-экономического анализа;
— монтаж наружной
дополнительной теплоизоляции методом послойной
сборки в большинстве случаев наиболее
экономичен;
— при совмещении
теплоизоляционных работ с работами по рекон-
ЮОБРЕТЕНИЯ
A1) 996805 B1) 3310009/23-06 B2) 26.06.81
3E1) F 25 В 1/06 E3) 621.56 G2) С. Ф. Варзар,
Я. И. Френк, С. В. Рура E4) E7) ПАРОЭЖЕК-
ТОРНАЯ ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА, содер
жащая циркуляционный контур с компрессором,
конденсатором, дроссельным вентилем и
испарителем, а также теплообменник и эжектор,
приемная камера которого подключена к контуру после
испарителя, отличающаяся тем, что, с целью
повышения экономичности, установка
дополнительно содержит ресивер, включенный в контур после
конденсатора и снабженный жидкостной линией,
подключенной к активному соплу эжектора через
теплообменник, а диффузор эжектора соединен
с нагнетательной стороной компрессора, причем
жидкостная линия ресивера снабжена насосом.
(И) 996806 B1) 3311242/23-06 B2) 03.04.81
3E1) F 25 В 15/06 E3) 621.575 G2) А. Хан-
дурдыев, И. il. Толстых, С. А. Романовский
G1) Туркменский государственный университет
им. А. М. Горького E4) E7)
АДСОРБЦИОННАЯ ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА,
содержащая испаритель, абсорбер, теплообменник между
крепким и слабым растворами, подогреватель
слабого раствора, подключенный к внешнему
источнику тепла, и воздушный десорбер, в котором
поярусно расположены снизу вверх насадка,
ороситель, каплеотбойник и воздушный
теплообменник-регенератор, отличающаяся тем, что,
с целью снижения металлоемкости и
уменьшения гидравлического сопротивления между де-
сорбером и абсорбером, теплообменник между
крепким и слабым растворами выполнен в виде
орошаемого змеевика, размещенного в десорбере
под насадкой.
струкции системы охлаждения
экономически и технически целесообразно
применять способы усиления и замены
теплоизоляции внутри охлаждаемых
помещений.
Список использованной литературы
1 Гиндоян А. Г., Лифанов Б. В.
Допустимое снижение сопротивления
теплопередаче наружных ограждений
холодильников. — Холодильная техника, 1979, № 8,
с. 42—45.
2. Гиндоян А. Г., Лифанов Б. В.
Ходырева В. T Об оптимизации толщи
ны слоя тепловой изоляции ограждающих
конструкций зданий холодильников. —
Холодильная техника, 1980, № 2, с. 9—13.
3. Дуранов Е. Ф., Лифанов Б. В.,
Кожевников И. Г. Улучшение
теплозащитных свойств легких ограждающих
конструкций холодильников. — Холодильная
техника, 1981, № 4, с. 14—18.
4. Инструкция 'по определению
экономической эффективности капитальных вложений
в строительстве. СН 423—71. М.: Стройиздат,
1979, 40 с.
(И) 996807 B1) 3309171/23-06 B2) 24.06.81
3E1) F 25 В 19/00; F 25 D 3/12 E3) 621.565.3
G2) А. Е. Горбатенко, И. il. Велик, H. С. Аанов
E4) E7) ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА,
содержащая емкость с твердой углекислотой и
подключенный к емкости воздухоохладитель,
отличающаяся тем, что, с целью повышения
экономичности и интенсификации сублимирования
твердой углекислоты, воздухоохладитель
выполнен двухсекционным, а емкость — в виде
заключенных в изометрический контейнер
баллонов высокого давления, при этом секции
воздухоохладителя соединены между собой через полость
контейнера.
A1) 996809 B1) 3310008/23-06 B2) 26.06.81
3E1) F 25 В 43/02 E3) 621.574.3 G2) В. И.
Широков, В. H. Косенков, В. Д. Коробко, Г. il.
Фомин, Г. А. Панасян
E4) E7) УСТАНОВКА ДЛЯ ОЧ ИСТКИ ilAPOB
ХЛАДАГЕНТА ОТ МАСЛА, содержащая
компрессор, нагнетательная сторона которого через
воздушный холодильник соединена с нижней
полостью маслоотделителя, выполненного в виде
ректификационной тарельчатой колонны, верхняя
часть которой подключена через конденсатор
к ресиверу, связанному линией выхода жидкости
с верхней тарелкой колонны, отличающаяся тем,
что, с целью повышения экономичности,
установка дополнительно содержит газожидкостную
форсунку с расширительной камерой на выходе,
трехпоточный теплообменник и вихревую трубу
с автономным источником рабочего тела, при
этом форсунка установлена после воздушного
холодильника и ее жидкостная полость под
соединена к линии выхода жидкости из
ресивера, а трехпоточный теплообменник по первому
потоку включен в линию связи маслоотделителя
с конденсатором, по второму потоку — к
холодному и горячему концам вихревой трубы,
а автономный источник подключен к последней
через третий поток этого теплообменника.
2 Холодильная техника № 6
17

ТЕХНОЛОГИЯ
УДК 621.565:658.53
К ОПРЕДЕЛЕНИЮ ЧИСЛЕННОСТИ
ОБСЛУЖИ БАЮЩЕГО
И РЕМОНТНОГО ПЕРСОНАЛА
ХОЛОДИЛЬНЫХ УСТАНОВОК
Канд. техн. наук Э. М. БЕЖА НИШ ВИЛ И,
А. В. ТАЛАНОВ, И. Г. ХАЗА НО В
ВНИИхолодмаш
На фактическую потребность в
рабочей силе при эксплуатации
холодильного оборудования влияют
следующие основные факторы: холодо-
производительность и конструктивные
особенности оборудования, его
показатели надежности и
ремонтопригодности, уровень автоматизации и
степень заводской готовности,
применяемый хладагент.
Большая часть указанных факторов
обусловлена показателями качества
оборудования. Поскольку эти
показатели находятся в непрерывной
динамике, постольку нормативы
численности обслуживающего и ремонтного
персонала должны совершенствоваться
и периодически пересматриваться.
В подотрасли холодильного
машиностроения за последнее время
проводились планомерные работы по
совершенствованию, модернизации и
обновлению выпускаемого оборудования,
в результате чего изменилась
структура эксплуатируемого парка (за счет
постепенного ввода в эксплуатацию
холодильных машин,
характеризующихся новым уровнем качества).
Насыщение парка машинами нового
качества вызывает необходимость
разработки новых или пересмотра
действующих нормативов численности
обслуживающего и ремонтного персонала, их
утверждения в установленном порядке
и установления на их основе
штатов компрессорных цехов.
Во ВНИИхолодмаше разработаны
новые нормативы численности
обслуживающего и ремонтного персонала
холодильных установок. Их разработке
предшествовали анализ ряда изданных
ранее работ [1—6] и изучение
фактической численности обслуживающего
и ремонтного персонала на объектах
эксплуатации холодильных установок
в различных отраслях промышленности.
Проведенный анализ показал, что
действующие нормативы
характеризуются одними и теми же
недостатками — чрезмерной укрупненностью
и недостаточным учетом основных
факторов, влияющих на численность
персонала холодильных установок.
Обследование объектов эксплуатации
подтвердило отсутствие на практике
единого подхода к установлению
численности обслуживающего и
ремонтного персонала.
Численность, как правило,
устанавливается коньюктурно, исходя из
сложившейся многолетней практики. Известны
случаи, когда численность персонала,
обслуживающего более крупные и
сложные в эксплуатации холодильные
установки, ниже численности
персонала, обслуживающего установки
меньшей производительности (например,
Московский хладокомбинат № 10
и Черкизовский молочный завод,
Московский мясокомбинат и Останкинский
молочный завод и т. д.).
Новые, предлагаемые ВНИИхолод-
машем нормативы численности
обслуживающего персонала на один
эксплуатируемый компрессор при трехсменной
работе холодильной установки,
приведены в табл. 1. Нормативы
дифференцированы в зависимости от типа
холодильного оборудования, его
производительности, применяемого хладагента,
уровня автоматизации и степени
заводской готовности.
Уровень автоматизации холодильных
машин оказывает очень сильное
влияние на численность обслуживающего
персонала, причем определяющим
является их приспособленность к работе
в автоматическом режиме
управления.
Новые нормативы учитывают три
уровня автоматизации:
холодильная машина не
приспособлена к работе в автоматическом
режиме управления, отсутствуют отдельные
приборы регулирования и
сигнализации, пуск и остановка осуществляются
вручную с местного или выносного
пульта управления, требуется
постоянное обслуживание в течение смены;
холодильная машина снабжена всеми
необходимыми приборами защитной
автоматики, контроля, регулирования
и сигнализации, однако она не прис-
18

Таблица 1
Холодо
производительность
установки, кВт (база
компрессоров)
3,5—12
(D
12—35
(И)
35—100
(III)
115—250
(IV)
350—500
(V)
600—1400
(VI)
Свыше 1500
(VII)
Хладагент
Фреон
Фреон
Аммиак
Фреон
Аммиак
Фреон
Аммиак
Фреон
Аммиак
Аммиак
Фреон
Исполнение компрессоров
Сальниковые
Бессальниковые
Герметичные
Сальниковые
Бессальниковые
Сальниковые
Сальниковые
Бессальниковые
Сальниковые
Сальниковые
Поршневые
Винтовые
Поршневые
Винтовые
Поршневые
Центробежные
Центробежные
Нормативы численности обслуживающего персонала
на компрессор, чел
Холодильные машины, поставляемые
в виде агрегатов
Не работают в
автоматическом режиме
управления
Не
полностью
укомплектованы
приборами

регулирования
—
—
1,12
1,04
0,98
1,7
1,6
2,0
1,45
1,88
1,32
2,75
2,45
2,3

Укомплектованы
всеми
приборами

гулирования
—
0,25
0,22
0,9
0,82
0,78
1,3
1,23
1,6 ,
1,15
1,5
1,05
2,2
1,9
1,8
Работают
в
автоматическом
режиме
управления
0,03
0,028
0,023
0,12
0,11
0,38
0,35
0,33
0,57
0,55
0,8
0,55
0,75
0,5
—
—
Блочные холодильные
машины
Не
работают в
автоматическом
режиме
управления
—
0,21
0,2
0,8
0,74
0,7
1,25
1,17
1,1
1,0
—
1,75
Работают
в
автоматическом
режиме
управления
0,025
0,023
0,02
0,1
0,09
0,36
0,33
0,31
0,54
0,52
0,51
0,47
—
—
Примечания. 1 Для двухступенчатых агрегатов, состоящих из двух автономных компрессорных агрегатов, нормативы численности
обслуживающего персонала определяются как сумма нормативов на каждый компрессор, умноженная на коэффициент 0,9.
2. Для двухступенчатых в одном корпусе компрессоров нормативы численности обслуживающего персонала увеличиваются
в 1,5 раза по сравнению с нормативами для базового одноступенчатого компрессора .
пособлена к работе в автоматическом
режиме управления (например, пуск
центробежных и оппозитных
компрессоров осуществляется только
вручную), требуется периодическое
обслуживание в течение смены;
холодильная машина снабжена всеми
необходимыми приборами защитной
автоматики, контроля, регулирования
и сигнализации, может работать в
автоматическом режиме управления, пуск
и остановка осуществляются
автоматически, постоянного обслуживания в
течение смены не требуется.
Численность обслуживающего
персонала для холодильной установки кон-
2*
19

кретного предприятия определяется по
формуле:
ЛГов-З^овЛ/С),
где No6i — норматив численности
обслуживающего персонала на один
компрессор данного типа, чел.;
ni— количество эксплуатируемых в составе
установки компрессоров данного типа
(без учета резерва);
К — коэффициент снижения норматива
при эксплуатации нескольких
компрессоров одного типа.
Значения эмпирического
коэффициента К в зависимости от
количества однотипных компрессоров:
п. 1 2—3 4—6 7—9 10 и более
К 1 0,9 0,8 0,7 0,6
Если в результате расчета по
приведенной формуле получается дробное
число, то оно должно быть
увеличено до ближайшей большей целой
величины.
Сопоставление новых нормативов
численности обслуживающего
персонала с нормативами ЦБНТ [5]
показывает, что они ниже или близки для
холодильных машин средней холодопроиз-
водительности и несколько выше для
крупных машин.
Численность ремонтного персонала
зависит от объемов и периодичности
проведения плановых ремонтов или
от среднегодовой трудоемкости ремонта
холодильной машины. При определении
среднегодовой трудоемкости в объем
ремонтных работ включают также
ремонт электрооборудования и
приборов, входящих в состав холодильной
машины.*.
Примерная структура трудоемкости
ремонта холодильной машины такова:
ремонт компрессорного оборудования
50—55%, ремонт электрооборудования,
приборов защиты и регулирования
15—20%, ремонт теплообменной,
емкостной, вспомогательной аппаратуры
и запорной арматуры 30—35%.
Численность ремонтного персонала
для холодильной установки
предприятия рассчитывается по формуле:
* Статья о среднегодовой трудоемкости
ремонта холодильных машин будет опубликована в
очередном номере журнала.
где Npi — норматив численности ремонтного
персонала на одну холодильную
машину на базе компрессора
определенного типа;
ni — количество машин данного типа в
установке.
Норматив численности ремонтного
персонала на одну холодильную
машину определяется по формуле:
Npi = S/680,
где S — среднегодовая трудоемкость ремонта
холодильной машины, чел • ч;
680 — четырехмесячный фонд рабочего
времени одного слесаря-ремонтника,
чел • ч.*.
Предлагаемые нормативы
численности ремонтного персонала приведены
в табл. 2 (они ниже нормативов
ЦБНТ). В табл. 3 сопоставляется
численность обслуживающего и
ремонтного персонала по нормативам
ВНИИхолодмаша и ЦБНТ для
нескольких предприятий — потребителей
холода.
Разработанные ВНИИхолодмашем
новые нормативы получили
положительную оценку основных
потребителей холода. Они переданы в ЦБНТ
Госкомтруда СССР для
использования при переиздании общесоюзных
нормативов в одиннадцатой пятилетке.
На основе разработанных
нормативов сделано прогнозирование условного
высвобождения рабочей силы в
отраслях — потребителях холода — за
одиннадцатую пятилетку. При расчетах
к новым (модернизированным)
холодильным машинам относили те, сроки
серийного освоения которых
соответственно не превышают: для машин
с компрессорами I—II баз 4 лет, с
компрессорами III базы 5 лет, с
компрессорами IV—VII баз 7 лет.**
* При определении фонда рабочего
времени принято, что планово-предупредительный
ремонт холодильного оборудования проводится в
течение четырех месяцев зимне-весеннего сезона
(с декабря по март включительно), т. е. в период
наименьших тепловых нагрузок. При месячном
фонде рабочего времени 170 чел • ч за четыре
месяца он составит 680 чел • ч. Остальное
время ремонтный персонал участвует в проведении
технических обслуживании, занят текущими ре-
монтно-восстановительными работами
холодильного оборудования, а также ремонтом другого
энергетического оборудования.
** Максимально возможная
продолжительность, при которой выпуск новых или
модернизированных изделий стимулируется
поощрительными надбавками к ценам за эффективность и
государственный Знак качества без улучшения
технико-экономических показателей.
20

Таблица 2
Холодопроизводительность
установки, кВт (база
компрессоров)
3,5—12
(I — торговое
холодильное оборудование)
12—35
(И)
35—100
(III)
115—250
(IV)
350—500
(V)
600—1400
(VI)
Свыше 1500
(VII)
Исполнение
компрессоров

Сальниковые

Бессальниковые

Сальниковые

Бессальниковые

Сальниковые

Бессальниковые

Сальниковые
Винтовые
Оппозит-
ные

Центробежные
Хладагент
. Фреон
. Фреон
. Фреон
. Фреон
!и
Аммиак
Фреон
Аммиак
Фреон
Аммиак
Аммиак
Аммиак
Пропан
. Фреон
. Фреон
. Фреон
. Фреон
Компрессор — представитель
базы
ФВ6
2ФВБС4
ФУ12
ФУБС12
АУ45
ФУ40
ПБ40
П110
ВХ350
А01200П
Турбокомпрессор,
входящий в состав агрегата
АТКА-735
Турбокомпрессор,
входящий в агрегат
АТКА-545
Турбокомпрессор,
входящий в агрегат
АТКП-435
Турбокомпрессор,
входящий в машину
ХТМФ235М-2000
Турбокомпрессор,
входящий в машину
ХТМФ248-4000
Турбокомпрессор,
входящий в машину
ТХМВ-2000
Турбокомпрессор,
входящий в состав машины
ХТМФ348-4000
Нормативы численности
слесарей-ремонтников, чел.
на компрессор
0,013
0,012
0,02—0,032
0,019—0,03
0,065—0,16
0,038—0,085
0,051—0,08
0,1—0,147
0,106
0,34—0,55
0,52
0,54
0,46
0,33
0,19
0,17
0,38
на машину
0,017
0,016
0,028—0,047
0,027—0,043
0,098—0,24
0,062—0,138
0,079—0,124
0,148—0,217
0,19
0,519—0,84
0,72
0,76
0,65
0,6
0,33
0,3
0,7
21

Продолжение табл. 2
Холодопроизводительность
установки, кВт (база
115—500
(старые, снятые с
производства машины)
Исполнение
компрессоров

Поршневые
Хладагент
Аммиак
Компрессор — представитель
базы
АВ100
АУ200
АУУ400
Нормативы численности
слесарей-ремонтников, чел
на компрессор
0,12
0,17
0,276
на машину
0,177
0,25
0,318
Примечания. 1. Нижний предел нормативов относится к машинам с двухцилиндровыми компрессорами, верхний — с
восьмицилиндровыми компрессорами (при отсутствии в данной базе двухцилиндровых компрессоров нижний предел относится к
четырехцилиндровым компрессорам).
2. При наличии в данной базе двух-, четырех- и восьмицилиндровых компрессоров норматив для четырехцилиндрового
компрессора принимается как среднеарифметическая величина от указанных пределов.
3. Для группы центробежных аммиачных и пропановых компрессоров нормативы численности в графе «на машину» приведены
на компрессорный агрегат.
Таблица 3
Предприятие
Ивановский
распределительный
холодильник
Черкасская база
«УкрмясомОлторг»
Черкизовский
мясоперерабатывающий
комбинат
Останкинский
молочный комбинат
Томский
хладокомбинат
Ялтинский
холодильник
Компрессоры, входящие
в холодильную
установку
АД130Х6
АД 130X3
А110
АУ200Х13
АУ300Х7
S3-900X14
1 (винтовые
компрессоры
производства ГДР)
АД130ХЗ
С4х 225X4
(поршневые
компрессоры
производства ВНР)
АД130Х5
АУ200
АВ100
ДАУУ 100x2
,.,-
Обслуживающий персонал, чел.
ВНИИхо-
лодмаш
10
7
10
17
10
12
ЦБНТ
9
7
6
14
10
12

Фактическая
численность
12
12
12
32
10
12
Ремонтный персонал, чел.
ВНИИхо-
лодмаш
2
1
4
5
2
3
ЦБНТ
6
5
6
11
8
10

Фактическая
численность
3
2
3
4
3
3
22

Таблица 4
Холодильная
машина
МВВ4-1-2
ХМФ16
1ХМФУ401
1ХМФУУ801
МКТ110-7-2
МКТ110-7-3
МКТ220-7-2
МКТ220-7-3
АД130-7-4
АД130-7-5
МКТ350-2-1*
Улучшение показателей качества
влияющих на объемы обслуживания
Уровень автоматизации
Новое изделие

Автоматическое
оттаивание
—
—
Работает в

автоматическом
режиме
Базовое
изделие
Ручное
оттаивание
—
—
Не
работает в
автоматическом
режиме
Степень заводской готовности
Новое изделие
—
Поставка
в виде
моноблока
Поставка
в виде
моноблока

Укомплектовано всеми
приборами
регулирования
Базовое изделие
—
Поставка
в агрегатиро-
ванном виде
Поставка
в агрегатиро-
ванном виде
Не полностью

укомплектовано
приборами
регулирования
влияющих на объемы ремонта
Ресурс до
капитального
ремонта, тыс. ч
Новое
изделие
33
—
—
30
30
50
Базовое
изделие
30
—
—
27
27
25
Межремонтный
ресурс, тыс. ч
Новое
изделие
5,5
—
—
5,0
5,0
5,5
Базовое
изделие
5,0
—
—
4,5
4,5
4,17
*В качестве базового изделия принята машина с компрессором 22ФУУ400
Методически расчет условного
высвобождения рабочей силы проводили
в такой последовательности:
устанавливали номенклатуру и объем
выпуска новых (модернизированных)
холодильных машин с улучшенными
показателями качества, влияющими на
объемы обслуживания и ремонта
оборудования;
выявляли связи между
изменяющимися показателями качества и
нормативами численности обслуживающего и
ремонтного персонала;
определяли соответствующее
снижение нормативов численности
обслуживающего и ремонтного персонала;
разность между старыми и новыми
нормативами показывала уменьшение
потребности в рабочей силе на одну
машину, а при умножении на объем
выпуска — условное высвобождение
за годы одиннадцатой пятилетки.
В табл. 4 в примере для
некоторых машин показано улучшение
показателей качества, влияющих на
численность обслуживающего и
ремонтного персонала; в табл. 5 —
изменение нормативов численности при
23

Таблица 5
МВВ4-1-2
ХМФ16
1ХМФУ401
1ХМФУУ801
МКТ110-7-2
МКТ110-7-3
MKT220-7-2
MKT220-7-3
АД130-7-4
АД130-7-5
MKT350-2-1
Численность обслуживающего
персонала, чел.
Старый
норматив
0,03
0,11
0,35
0,35
—
—
2,8
1,6
Новый
норматив
0,027
0,09
0,33
0,33
—
—
2,2
0,45
Снижение
норматива
0,003
0,02
0,02
0,02
—
—
0,6
1,05
Среднегодовая трудоемкость
ремонта, чел • ч
старых
машин
13,6
—
—
—
111
165
197
277
машин
улучшенного качества
12,3
—
—
—
100
148
177
133
Численность ремонтного персонала,
чел.
Старый
норматив
0,02
—
—
—
0,163
0,243
0,29
0,407
Новый
норматив
0,018
—
—
—
0,147
0,217
0,26
0,19
Снижение
норматива
0,002
—
—
—
0,016
0,026
0,03
0,217
улучшении показателей качества.
По расчетам общее условное
высвобождение рабочей силы за
одиннадцатую пятилетку составит около
17 тыс. человек.
Список использованной литературы
1. Бежанишвили Э. М., Хазанов И. Г
Трудоемкость ремонтных работ и нормы
численности ремонтного персонала
холодильных установок. — Холодильная техника,
1972, № 5, с. 21 — 26.
2. Бежанишвили Э. М., Хазанов И. Г.,
Попов В. М. К методике расчета
численности машинистов холодильных установок. —
Холодильная техника, 1973, № 10, с 32—36.
3. Временное положение о системе
планово-предупредительного ремонта аммиачного
холодильного оборудования. М.: ВНИХИ,
ВНИИхолодмаш, 1975, с. 1—85.
4. Вспомогательное пособие по
определению численности персонала компрессорных
цехов предприятий республиканской конторы
«Укрмясорыбторг» Министерства торговли
СССР. Киев, 1978, с. 1—5.
5. Нормативы численности рабочих
холодильных установок. (Центральное бюро
нормативов по труду при
Научно-исследовательском институте труда Государственного
комитета СССР по труду и социальным вопросам).
М., 1979, с. 1—8.
6. Нормативы численности персонала
компрессорных, холодильных, технологических,
сухоледных цехов и цехов по производству
мороженого на распределительных
холодильниках. М., 1963, с. 1—9.
24

УДК 621.514.515:628.84
ЦЕНТРОБЕЖНЫЙ
KOMilPECCOP МАЛОЙ
ХОЛОДОВ РОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ
ДЛЯ СУДОВОЙ СИСТЕМЫ
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
Канд. техн. наук А. Б. БАРЕНБОЙМ,
канд. техн. наук В. Ф. ЗЕЛЕНОВСКИЙ,
А. И. ШЛИФШТЕЙН
Одесский технологический институт
холодильной промышленности
В автономных судовых системах
кондиционирования воздуха необходимо
применять центробежные компрессоры
сравнительно малой холодопроизводи-
тельности с приводом от встроенного
высокочастотного электродвигателя.
Один из таких компрессоров,
разработанный в ОТИХП, показан на
рис. 1. Отличительной особенностью его
проточной части является применение
простого по конструкции рабочего
колеса полуоткрытого типа с сильно
загнутыми назад лопатками и без-
диффузорной улитки. Основные
геометрические размеры колеса:
наружный диаметр D2 = 140 мм, ширина
лопаток на входе 6, = 11,2 и выходе
Рис. 1. Малорасходный фреоновый
центробежный компрессор со встроенным
высокочастотным электродвигателем:
/ — рабочее колесо; 2 — улитка; 3 — подшипник;
4 — клеммник; 5 — электродвигатель; 6 —
охлаждающая рубашка
fo2=9,3 мм, угол лопатки на входе
рл1 =26 и выходе (Зл2 = 15°, число
лопаток z = 8, их толщина 6 = 2 мм.
Профиль средней линии лопатки в
радиальной плоскости очерчен дугами
окружностей двух радиусов.
Меридиональный профиль лопаток образован
прямой линией.
Отсутствие покрывающего диска в
рабочем колесе позволяет получить
круговую решетку с тонкими
лопатками; благодаря уменьшению массы
ротора сокращается продолжительность
разгона электродвигателя. Ротор
компрессора вращается в двух
прецизионных радиально-упорных
шарикоподшипниках. Габаритные размеры
компрессора 510X260X310 мм.
В целях получения высоких
значений КПД и степени повышения
давления центробежного компрессора
проведен анализ взаимосвязи характера
распределения относительной скорости
газа у поверхности лопатки рабочего
колеса с величиной профильных потерь
и коэффициентом напора с
использованием данных [3, 4]. Результаты этого
анализа показали, что при безотрывном
течении для уменьшения потерь в
решетке поток следует тормозить на
входных участках лопатки и ускорять
его вблизи выхода из колеса. В то же
время для увеличения напора,
создаваемого рабочим колесом, необходимо
стремиться к тому, чтобы разность
скоростей на задней и передней сторонах
25

лопатки достигла как можно больших
значений. Однако это может привести
к большим положительным градиентам
давления на участках торможения и,
следовательно, к отрыву пограничного
слоя.
Одним из возможных путей,
позволяющих уменьшить потери энергии
путем торможения потока на начальном
участке лопатки и одновременно
повысить коэффициент напора колеса
путем поддержания достаточно больших
разностей скоростей по обе стороны
лопатки, является создание рабочих колес
с таким распределением скорости, при
котором на участках торможения
потока пограничные слои близки к
отрыву, но не отрываются от обтекаемых
поверхностей.
Характер распределения скорости,
при котором реализуется предотрывное
течение, был найден расчетом
пограничных слоев в замедляющихся
потоках. При этом учитывали влияние
сил Кориолиса и центробежных сил,
связанных с кривизной лопатки, на
интенсивность турбулентного обмена и,
следовательно, на величину
продольного градиента давления, при которой
может произойти отрыв потока [2, 3].
Результаты расчетно-теоретического
анализа обтекания круговых решеток
Рис. 2. Зависимость распределения
относительной скорости газа w у поверхности лопаток
от отношения текущего значения диаметра D
к наружному диаметру колеса D2:
а — при различном числе лопаток: — 2 = 5;
2 = 8; — • 2=10; —х 2=12;
б — при различной форме входной кромки: / — профиль I;
2 — профиль II; 3 — профиль III
показали, что для рабочих колес с
сильно загнутыми назад лопатками
распределение скорости, позволяющее
получить предотрывное течение, может
быть получено путем выбора
соответствующих геометрических параметров.
На рис. 2, а показано
распределение относительной скорости в рабочих
колесах с рл2 = 15° при различных
числах лопаток и отношении входного
диаметра лопаток к наружному
диаметру колеса X = Z)/D2 = 0,45. Ближе к
оптимальным являются распределения
скорости, характерные для колес с
восемью и десятью лопатками. В более
густой решетке (z = 12) поток слишком
заторможен на задней стороне лопатки,
а в колесе с малым числом лопаток
(г = 5) — на передней.
Дальнейшие исследования показали,
что улучшить характер распределения
скорости у поверхности лопаток можно,
увеличивая значение к. Для К = 0,48 и
г = 8 (кривая / на рис. 2, б)
характерно постоянство скорости на большей
части задней стороны лопатки, что
должно привести к уменьшению потерь.
Однако в этом колесе увеличилась
максимальная скорость газа у входной
кромки. Расчетами рабочих колес с
входной кромкой — очерченной по
дуге окружности (профиль I),
эллипсоидной формы (профиль II), со скосом ее
на задней стороне лопатки
(профиль III) — установлено, что наличие
скоса входной кромки на задней
стороне лопатки позволяет значительно
снизить максимальную скорость
потока на входе.
Ofi 0,5 0,8 0,7 0,8 0,3 D/Dz
а
Цм/с
150
125
100
75
50
25
О
I
It
у 1,2
L-
(Г
1
к
\
л»
// ^^
+
*• ^f
У/
/у
0,4 0,5
W
0,7 0,8 0,9B/]>Z
$
26

Для проверки результатов расчетно-
теоретического анализа
экспериментально исследован центробежный
компрессор с рабочими колесами,
отличающимися числом лопаток, входным
диаметром лопаток и формой входных
кромок. Испытания проводили по циклу
паровой холодильной машины на
хладагенте R113 при постоянной
температуре кипения 5°С и перегреве паров
на всасывании 3—5°С. Условиям
опытов соответствовали значения чисел
Ма = 1,28-М,64 и Re„ = C,14-3,8) • 106.
В опытах, по исследованию влияния
густоты решетки рабочего колеса на
эффективность работы центробежного
компрессора число лопаток изменяли
от 5 до 12.
На рис. 3 представлены
зависимости внутреннего КПД и
коэффициентов напора колес и ступеней на
оптимальных режимах работы от числа
лопаток. Максимумы кривых КПД г]™ах
и т]]Т1ах и коэффициентов напора о|)к. опт
и гропт примерно соответствуют z = 8.
Отношение диаметров X в опытах
изменялось от 0,43 до 0,48.
Максимальные значения КПД колеса т]?ах и
ступени т]гшах на оптимальных режимах
работы с увеличением X монотонно
возрастают (рис. 4). При этом
оптимальные значения коэффициентов напора
колеса t|?K опт повышаются до А,=0,45
и затем практически остаются
постоянными независимо от числа Ми. Кривые
оптимальных значений коэффициентов
напора %т ступени имеют слабо выра-
Рис. 3. Зависимости внутренних КПД колес
tjJJJ3* и ступеней л}11351, коэффициентов напора
колес фкопт и ступеней фопт на оптимальных
режимах работы от числа лопаток z при
различных значениях числа Ми:
Ми=\,28; Ми = 1,46; Мы=1,64
0^3 0,И 0,45 0,46 0,47 Л
Рис. 4. Зависимости внутренних КПД колес
т1/ках и ступеней г\™ах, коэффициентов напора
колес ij)K опт и ступеней ij)onT на оптимальных
режимах работы от отношения диаметров К
рабочего колеса при различных значениях Ми:
Мы=1,33; Мы = 1,52; Мы=1,71
женный максимум в диапазоне А,=
=0,45-0,46 при Мм = 1,33 и 1,52.
Характеристики колес и ступеней с
различной формой входной кромки
лопаток колеса представлены на рис. 5,
из которого видно, что оптимальное
значение коэффициента расхода фг2 для
различных профилей входной кромки
лопаток равно 0,05. Скос входной
кромки на задней стороне лопатки
существенно повышает КПД ступени
в левой части характеристики и на
оптимальном режиме работы. При этом
наблюдается более пологое протекание
характеристик компрессора.
Проведенные экспериментальные
исследования свидетельствуют о хорошем
согласовании опытов с данными
теоретического анализа.
На основании результатов этих
исследований выбран оптимальный
вариант проточной части малорасходного
центробежного компрессора с z = 8,
X = 0,48 и профилем III лопатки
рабочего колеса.
Холодопроизводительность
разработанного центробежного компрессора
при температурах кипения 7°С и
конденсации 35°С равна 12 кВт,
потребляемая при этом мощность составляет
3 кВт. Достигнутое на номинальном ре-
27

Пи
0,6
0,5
о,з
0,6
0,5
ОЛ
0,3
У*
&
s0"
Г v
г*
w
Jin
^
HN
^.0
^p
T
—*Tf$
^
fe>
^
^^V>
§JNj
' 0,025 0,035 0,045 0,055 0,065 (frz
0,5
ОЛ
0,3
4>
0,5
o,<*
0,3
Рис. 5. Характеристики колес и ступеней
с различной формой входной кромки лопаток
рабочего колеса:
ф — профиль I; X — профиль II; О — профиль III
жиме максимальное значение
внутреннего КПД, равное 0,63, следует
считать достаточно высоким для
центробежного компрессора малой холодо-
производительности, работающего при
A4W = 1,52. Его напорная
характеристика отличается устойчивостью и не имеет
выраженной помпажной зоны при
малых значениях коэффициента расхода,
что позволяет регулировать холодо-
производительность в широком
диапазоне.
В компрессоре был применен
новый способ смазки высокоскоростных
подшипников качения масляным
туманом, образуемым сжатыми парами
хладагента, [1]. При высоких
температурах на их поверхностях трения,
работающих в среде хладагента,
образуется пленка хлорида, которая имеет
низкий коэффициент трения, что
позволяет уменьшить потребляемую
мощность и повысить надежность
компрессора.
Результаты испытаний показали
эффективность центробежного
компрессора и соответствие его характеристик
условиям технического задания. Новый
компрессор малой холодопроизводи-
тельности рекомендован приемочной
междуведомственной комиссией для
применения в системах
кондиционирования воздуха на транспорте.
Список использованной литературы
1. А. с. 347507 (СССР).
2. Баренбойм А. Б. Малорасходные
фреоновые турбокомпрессоры. М.: Машиностроение,
1974, 224 с.
3. Баренбойм А. Б., Шлиф штейн А. И.
Газодинамический расчет холодильных
центробежных компрессоров. М.:
Машиностроение, 1980, 152 с.
4. Rot t a J.— Ing. Arch., 1952, H. 20,
S. 195—207.
УДК 536.24.001.5:621.565.93/.94
ВЛИЯНИЕ ТЕПЛОВОГО
СОПРОТИВЛЕНИЯ КОНТАКТА
НА ЭФФЕКТИВНОСТЬ
ПОВЕРХНОСТЕЙ ТРУБ
С НАСАДНЫМИ РЕБРАМИ
Канд. техн. наук Т. М. СУТЫРИНА,
Т. В. ПРОЗОРОВА
ВНИИхолодмаш
Трубчато-ребристые аппараты с
насадными ребрами широко применяют
в холодильном машиностроении в
качестве конденсаторов воздушного
охлаждения и воздухоохладителей.
Несмотря на плотную посадку, в зоне
контакта труб с ребрами имеется
термическое сопротивление, которое
снижает тепловую эффективность ореб-
рения в большей или меньшей
степени в зависимости от факторов,
определяющих качество контакта. Эти
факторы могут быть выявлены на
основе рассмотрения физической
сущности контактного сопротивления.
При соприкосновении двух
поверхностей непосредственный контакт
практически всегда происходит в
отдельных местах, что связано с наличием
на соприкасающихся поверхностях
неровностей в виде шероховатости,
волнистости и т. п. Сопротивление
контакта, обусловливающее
температурный перепад в соединении труба —
ребро, является следствием
локализации области передачи тепла в местах
фактического контакта, а также
наличия в этой зоне малотеплопроводной
газовой среды и малотеплопроводной
пленки (окисной, лаковой и др.),
препятствующих теплопередаче [2].
Увеличение площади фактического
контакта сопрягаемых поверхностей
способствует уменьшению
сопротивления контакта. Для трубчато-ребристых
поверхностей площадь фактического
28

контакта в соединении труба — ребро
определяется, в первую очередь,
натягом, создаваемым при раздаче труб.
Большое влияние оказывает также
наличие пленки из мягкого металла
(олово, цинк), которая
предварительно наносится на трубу, а в процессе
раздачи пластически деформируется
и заполняет газовые пустоты.
Несколько влияют и температурные
деформации, возникающие в процессе работы
аппарата. Среди малотеплопроводных
пленок наибольший интерес
представляют пленки из лака, часто
используемые для защитного покрытия
ребер трубчато-ребристых аппаратов.
В соответствии с изложенным
исследование влияния контактного
сопротивления на характеристики аппаратов
проводили по нескольким
направлениям (рис. 1). Характеристики
испытанных образцов оребренных труб
модернизированных воздушных
конденсаторов КВМ приведены в табл. 1.
На некоторых этапах эксперимента
образцы испытывали при различных
температурах греющей среды.
Для оребрения были использованы
гофрированные алюминиевые
просечные ребра. Этот тип ребер был выбран
из следующих соображений.
Эффективное оребрение обусловливает высокий
коэффициент теплоотдачи со стороны
воздуха и, следовательно, увеличивает
долю контактного сопротивления в
общей сумме тепловых сопротивлений.
При этом усиливается количественное
влияние различных факторов, связан-
Рис. 1. Этапы исследования
ных с контактным сопротивлением,
на характеристики аппаратов. С другой
стороны, именно для эффективных
поверхностей с высокой степенью
оребрения исследование теплового
сопротивления контакта и изыскание путей его
снижения являются особенно
актуальными. Более того, чтобы получить
достоверные расчетные зависимости
для этих поверхностей требуется
определить величину теплового
сопротивления контакта и ее колебания при
различных способах подготовки и
соединения сопрягаемых поверхностей
(труба — ребро).
Испытания проводили на образцах,
состоящих из пучка медных труб
диаметром 12x1 мм, оребренных
прямоугольными алюминиевыми
гофрированными просечными ребрами
толщиной 6=0,3 мм, шагом sp = 3,5 мм
и условной высотой /гр= 16,9 мм.
Расположение труб коридорное с шагом
по вертикали и горизонтали 30 мм.
Количество рядов труб по ходу
воздуха — три и по фронту — шесть.
Размеры фронтального сечения —
300x180 мм. Отверстия в ребрах
выполнены с отбортовкой
(воротниками) шириной 2 мм. Площадь
теплопередающей поверхности
образцов 3 м2, коэффициент оребрения
Р = 16,7, наружная степень оребрения
фн=15,3. Геометрия пучка
соответствует применяемой в настоящее время
в холодильном машиностроении.
Исследование проводили в режиме
воздушного конденсатора на
испытательном стенде, представляющем
собой аэродинамическую трубу замкну-
Влияние беличаны натяга
6 соединении
„ труд~а - рео~ро "
ШЗ(лЧО?
КВМЗ(л)~10,7
квмз(л)-ю/>Л
квмз-г„о"
КВМд-Г
Влияние покрытия\
труб" мягкими
металлами
К
«з
^
^
Влияния лако-
Вого, Покрытия
ре&ер
«*
¦53
^
И
<5> 7>
Г$
м
«CJ
И3 ^
^
Чз
к
In
is
Влияние
способа раздачи
труб'
§•1
29

Таблица 1
Условное обозначение
конденсатора
КВМ1 (эталон)
КВМЗ(Л)-10,9
КВМЗ(Б.Л)-М
КВМЗ(Л)-10,7
КВМЗ(О)
КВМЗ(Ц)
КВМЗ(Л)-10,47
KBM3; КВМЗ-К*
КВМ-13,4
КВМЗ-Г
квмз-г«о»
КВМЗ-Б.Р
Способ
соединения труб с
ребрами
Пайка

Механическая
раздача, натяг
0,58

Механическая
раздача, натяг
0,29 мм
То же,
натяг
0,32 мм

Механическая
раздача, натяг
0,05 мм
То же,
натяг
0,32 мм
То же, не

контролировали

Гидравлическая
раздача, натяг
0,29 мм

Гидравлическая
раздача,
отсутствие
натяга
Без раздачи
Покрытие
труб

Припой

Олово

Олово

Олово

Олово
Цинк

Олово
Пас-
сиви-
fcpoea-
;ние
То
же

Олово
Оло-
| ВО

Олово
ребер
Припой
Лак
Без лака
Лак
Лак
Лак
Без лака
Без лака
Без лака
i Без лака
* Контрольный образец.
того типа с вентилятором, имеющим
тиристорный привод, с помощью
которого плавно изменяли расход воздуха.
Для определения последнего
использовали сопла. В трубы подавали
горячую воду, расход которой находили
объемным способом. Температуру
воздуха до и после пучка измеряли
20 хромель-копелевыми термопарами,
воды на входе и выходе из труб —
термопарами с дублированием
лабораторными термометрами. Испытания
проводили в условиях полного
теплового моделирования. Измерения делали
в установившемся режиме.
Допустимый дебаланс теплового потока по
воде и воздуху принят равным 5%.
Влияние контактного сопротивления
на тепловую эффективность образцов
оценивали сопоставлением
критериальных зависимостей Nunp=/(Re).
Значения Nunp определяли по приведенному
коэффициенту теплоотдачи со стороны
воздуха апр. Значение апр находили
по общему коэффициенту
теплопередачи &н, определенному по опытным
данным и расчетному значению
коэффициента теплоотдачи aw со стороны
воды. Таким образом, величина апр
представляет собой среднее значение
коэффициента теплоотдачи на стороне
воздуха с учетом коэффициентов
эффективности ребер Ер и
эффективности контакта Е^ характеризующих
величину падения температурного
перепада из-за теплового сопротивления
соответственно ребра и зоны контакта:
4>сн.р *
t /в
„ 1ПРН П ''И /лч
где *р, *в, ^0Сн.р» *тр — температура
соответственно средняя ребра, воздуха,
основания ребра, трубы.
Приведенный коэффициент
теплоотдачи апр связан с конвективным ак
зависимостью [1]:
/ 1 —ЕПЕК\
апр^акЕ=аДЕрЕк+ -Д к) , C)
где Е — эффективность оребренной поверхности.
Коэффициент Ек учитывает
уменьшение количества передаваемого тепла
из-за наличия теплового сопротивления
контакта /?кт. Эти две величины
связаны между собой уравнением,
полученным на основе уравнения C) [1]:
к С 1 \ { '
1 + авЕрй„A—)
Это уравнение справедливо для
случая, когда весь тепловой поток
преодолевает контактное сопротивление,
например, для ребер с воротниками,
охватывающими трубу на длине шага
ребер. Для ребер без воротников
зс

величины Ек и /?кт связаны более
простой зависимостью:
Результаты, полученные по
уравнениям D) и E), расходятся между
собой и особенно значительно при
малых наружных степенях оребрения
и высоких значениях а^ Так, если
при ф„ = 20, ак = 40 Вт/(м2 • К) и /?кт =
= 0,005 м2 • К/Вт расхождение по
формулам D) и E) составляет всего 1%,
то при <рн=5, ак=100 Вт/(м2«К)
и /?кт= 0,005 м2 • К/Вт оно
увеличивается до 10%. Заметим, что
особенно большое расхождение
наблюдается при использовании уравнения D)
вместо уравнения E) при расчете
испарителей с внутритрубным
кипением, где значения <хк достигают
порядка 3000 Вт/(м2 • К), а ср„«2,5.
Сопоставление критериальных
зависимостей Nunp=f(Re) для оребренных
трубных пучков одинаковой геометрии
и, следовательно, имеющих
одинаковые коэффициенты теплоотдачи ак
и коэффициенты эффективности ребер
Ер, позволяет оценить влияние
теплового сопротивления контакта на
интенсивность внешней теплоотдачи. Более
того, именно эти зависимости дают
полную характеристику внешней
теплоотдачи трубчато-ребристого
аппарата с учетом технологии изготовления,
поэтому их следует использовать при
теплоэнергетическом сопоставлении
различных трубчато-ребристых
поверхностей.
Определение теплового
сопротивления контакта путем непосредственного
измерения температуры трубы и
основания ребра осложняется главным
образом тем, что в практических
условиях изготовления аппаратов
контакт между трубами и ребрами
неодинаков и по периметру отверстия
в ребре, и в различных отверстиях
одного ребра, и в различных ребрах
по длине трубы. Это обусловлено
неодинаковыми размерами отверстий
и труб (в пределах допуска на
изготовление), а также их кривизной,
наличием эллипсности труб и отверстий
в ребрах. Кроме того, надежно
заделывать термопары в основание ребра
толщиной 0,3 мм чрезвычайно трудно.
В результате измеренная разность
между температурами основания ребра
и трубы может внести
существенную погрешность при определении
среднего для всего аппарата
значения теплового сопротивления
контакта и его влияния на тепловые
характеристики. В наших исследованиях
точность проведенного
сопоставительного анализа влияния различных
технологических факторов на
характеристики аппаратов составила ~3%. Это было
установлено по результатам испытания
двух образцов КВМЗ и КВМЗ-К,
выполненных одинаковым образом —
по натягу, покрытию труб и ребер,
способу раздачи.
На первом этапе испытывали
образцы с различным натягом. В
соединении труба — ребро натяг
определяется как разность диаметров трубы
после ее раздачи (у крайних ребер)
и отверстия в ребре до раздачи.
Величину натяга находили как
среднее значение из 24 измерений
диаметра трубы и 100 измерений
диаметра отверстий. При механической
раздаче труб различный натяг
обеспечивался протяжкой труб дорном
разного диаметра.
Значения диаметра калибрующей
части дорна и средней величины
натяга для испытанных образцов
даны ниже.
КВМЗ(Л)-10,47 КВМЗ(Л)-10,7 КВМЗ(Л)-10,9
Диаметр 10,47 10,7 10,9
дорна, мм
Натяг, мм 0,05 0,32 0,58
Тепловые характеристики образцов
с различным натягом
представлены на рис. 2. Из рис. 2
видно, что характеристики образцов
КВМЗ(Л)-10,7 и КВМЗ(Л)-10,9
практически одинаковы. Для образца
КВМЗ (Л)-10,47 (с минимальным
натягом) величина Nunp меньше на
9—10% во всем испытанном
диапазоне чисел Re, чем для двух других
образцов. Визуальный осмотр показал,
что у образца КВМЗ (Л)-10,9 часть
воротников ребер имела трещины,
поэтому, несмотря на большой натяг,
площадь фактического контакта в
соединении труба — ребро не
увеличилась. Этим и объясняется
совпадение характеристик образцов
КВМЗ(Л)-10,7 и КВМЗ(Л)-10,9.
Перед изготовлением образцов
механической раздаче было подвергнуто
несколько пробных секций. При этом,
31

Nunp
17
16
15
14
13
12
11
10
75
*x
!D
X
j У
9
X
У
/
r
*
J
о
<
.?
'С
/
J
<
/\
Ь
i
1000
2000
3000
Рис. 2. Тепловые характеристики образцов с
различным натягом, обеспеченным механической
раздачей труб:
X — натяг 0,58 мм (КВМЗ(Л)-10,9), О — натяг 0,32 мм
(КВМЗ(Л)-10,7), ? натяг 0,05 мм (КВМЗ(Л)-10,47)
помимо указанных выше диаметров
дорна, использовали также дорны
диаметром 10,8 и 11,1 мм. Наличие
рваных воротников наблюдали уже при
протяжке дорном диаметром 10,8 мм,
при протяжке дорном диаметром
11,1 мм практически все воротники
имели трещины. С учетом результатов
проведенных испытаний и визуальных
наблюдений ожидать заметного
улучшения характеристик при обеспечении
натяга свыше 0,32 мм не приходится.
А поскольку повышенный натяг
требует больших усилий при протяжке
и вызывает большие деформации
секций (усадку, искривление), то можно
сделать вывод о нецелесообразности
создания натягов свыше 0,32 мм.
Наличие минимального, но
гарантированного натяга, равного 0,05 мм,
хотя и приводит к ухудшению тепловой
характеристики (см. рис. 2), однако оно
не превышает 10%.
"Тепловая эффективность резко
ухудшается при отсутствии
гарантированного натяга, что было обнаружено
на втором этапе испытаний на образце
с гидравлической раздачей труб.
Первоначально этот образец был испытан
до раздачи (КВМЗ-Б.Р), т. е. при
свободной посадке ребер с зазором,
необходимым для автоматической
насадки ребер на трубы (~0,3 мм
на сторону) Затем на том же
образце была проведена гидравлическая
раздача труб до диаметра,
обеспечивающего отсутствие натяга, при этом
зазор в различных местах колебался
от 0 до максимум 0,07 мм на сторону
(КВМЗ-Г«0>>). В этом случае
большую часть ребер (одетых
одновременно на шесть труб) не могли
сдвинуть вручную с места, т. е. была
видимость плотной посадки. И наконец,
тот же образец был подвергнут
раздаче труб давлением 27 МПа,
обеспечивающей гарантированный натяг
в среднем 0,29 мм (образец КВМЗ-Г)
Соответствующие тепловые
характеристики представлены на рис. 3.
Установлено, что раздача труб, не
обеспечивающая натяга (кривая 2),
приводит к ухудшению тепловой
характеристики в 1,5—2,0 раза в
диапазоне чисел Re = 1000-^4500, по
сравнению с тепловой характеристикой при
раздаче, выполненной со средним
натягом 0,29 мм (кривая /).
Указанное снижение тепловой эффективности
совершенно недопустимо и указывает
на необходимость строгого контроля
за технологическим процессом раздачи
труб. В пределе, при отсутствии
Nunp
16
> П I
12 |
10
9
8
7
6
5
2,2
I \Сг\ ^4
I—— li-Tr
^г\\\\—Г
| | | J^tpi I I I I t
1000
2000
3000
$000 Re
Рис. 3. Тепловые характеристики образцов с
различным натягом, обеспеченным гидравлической
раздачей труб:
Л — раздача выполнена с натягом 0,29 мм (КВМЗ-Г),
ф раздача, не обеспечивающая натяга (КВМЗ-Г«0»),
ф — отсутствие раздачи (КВМЗ-Б.Р)
32

какой-либо раздачи труб (кривая 3),
приведенный коэффициент теплоотдачи
в 4—5 раз меньше по сравнению
с коэффициентом теплоотдачи образца
с гарантированным натягом. И в этом
случае по ребрам все же передается
тепло, хотя и в значительно меньшей
степени. Тепловой поток в оребренном
пучке выше по сравнению с
расчетным тепловым потоком для гладко-
трубного поперечно-обтекаемого
пучка тех же труб примерно в 2 раза.
Безусловный интерес представляет
сопоставление тепловых характеристик
образцов, выполненных с механической
и гидравлической раздачей труб.
Предположительно можно было ожидать,
что механическая раздача труб должна
обеспечивать более равномерное
прилегание трубы к ребрам и
увеличивать площадь фактического контакта.
Для проверки этого предположения
был изготовлен экспериментальный
образец КВМЗ(Б.Л)-М с такими же
ребрами и тем же натягом, что и в
образце КВМЗ-Г. Установлено, что в
диапазоне чисел Re = 1000-7-4000 для
образцов с механической раздачей
тепловая характеристика на 5—10% лучше,
чем для образцов с гидравлической
раздачей.
По мнению авторов, это можно
объяснить калибровкой труб в
процессе механической раздачи.
До настоящего времени
существовало мнение, что гидравлическая
раздача обеспечивает лучший контакт,
чем механическая. Авторами будут
проведены дополнительные испытания
образца с гидравлической раздачей
с большим натягом. Возможно, что
натяг 0,29 мм не является
оптимальным для гидравлической раздачи труб.
Все рассмотренные выше
экспериментальные образцы были изготовлены
на основе медных с покрытием
оловом труб. В серии экспериментов
по выявлению влияния покрытия труб
на тепловые характеристики аппаратов
были испытаны образцы с
гальваническим покрытием труб оловом —
КВМЗ (О) и цинком — КВМЗ(Ц)
(толщина покрытия 18—20 мкм),
а также два образца КВМЗ и КВМЗ-К
без покрытия труб, а лишь с их
осветлением. Во всех этих образцах
ребра с трубами соединяли
механической раздачей труб с
обеспечением одинакового натяга 0,32 мм.
По результатам испытаний (рис. 4)
M//wJZ
щ—
fff
12 —
1П I
ч*ик
7 L
/г]4
i i№\ i
Jnf?
1 liH'l
radriii
1000 2000 3000 Re
Рис. 4. Влияние покрытия труб на тепловые
характеристики аппаратов:
О — пассивирование (КВМЗ-К), # — пассивирование
(КВМЗ), D — олово (КВМЗ-0), Д — цинк (КВМЗ-Ц)
можно сделать два основных вывода:
покрытие труб мягким металлом
существенно улучшает тепловую
эффективность аппарата, вид покрытия
(олово или цинк) заметного влияния
на нее не оказывает.
Тепловые характеристики образцов
с покрытием труб по сравнению с
характеристиками образцов без
покрытия, улучшаются от 9 до 20%
в диапазоне чисел Re = 1000^-4000.
При этом более высокий, эффект от
покрытия труб наблюдается при
больших числах Re, т. е. при более
высоких скоростях воздуха, когда
снижается общее тепловое сопротивление.
Одинаковое количественное влияние
покрытия труб оловом и цинком
объясняется, по-видимому, тем, что
покрытие цинком, имеющее более
высокую твердость (НВ = 20), чем
покрытие оловом (НВ = 5),
характеризуется и более высокой
теплопроводностью: Хц=116 Вт/(м*К), а Х0 =
= 64 Вт/(м • К).
Эти два фактора, влияющие на
тепловое сопротивление контакта в
противоположных направлениях,
компенсируют друг друга, и в результате
обеспечиваются практически
одинаковые тепловые характеристики.
Следовательно, нанесение на трубы
покрытия из мягкого металла
является эффективным способом уменьшения
контактного сопротивления, и его
следует использовать для улучшения
тепловых характеристик трубчато-реб-
ристых аппаратов, особенно при их
интенсификации. При этом с
экономической точки зрения выгоднее
применять цинковое гальваническое
покрытие, поскольку цинк является более
дешевым материалом. По
чувствительности к коррозионному воздействию
33

оба вида покрытия практически
одинаковы. Как показали специально
проведенные исследования, после
коррозионного воздействия влажной среды
в камере гидростата в течение 6 мес
тепловые характеристики образцов с
покрытием труб как оловом, так и
цинком ухудшились на 10%.
Результаты исследования влияния
покрытия ребер лаком толщиной 3—
5 мкм представлены на рис. 5.
Сопоставляемые образцы были выполнены
на основе труб с покрытием оловом
при механической раздаче с
одинаковым натягом. Лаковое покрытие
ребер ухудшает тепловую
характеристику на 4—14% в диапазоне
чисел Re = 2000-^4000. В области
меньших чисел Re его влияние не
улавливается
Указанное выше ухудшение
характеристик, строго говоря, является
следствием дополнительного сопротивления
нетеплопроводной пленки не только
в зоне контакта, но и на
поверхности ребра. Однако вторая
составляющая мала по сравнению с первой
(при высоких степенях оребрения),
поэтому без особой погрешности
ухудшение характеристики может быть
отнесено только за счет увеличения /?кт.
В аппаратах общепромышленного
назначения скорость воздуха, как
правило, не превышает 7 м/с, т. е.
находится в диапазоне, где нет
заметного влияния лакового покрытия ребер
на их тепловые характеристики. В то
же время лаковое покрытие ребер,
предохраняющее их от коррозии, увели-
Nunp
20
19
18
17
16
15
14
13
12
то
2000
JOOO WOO Re
чивает срок службы аппарата, что
и предопределяет его целесообразность.
Однако для аппаратов специального
назначения, в которых, с одной
стороны, в целях уменьшения массы и
габаритов принимаются высокие скорости
воздуха (кув=10 м/с), а с другой
стороны, не выдвигается жестких
требований по ресурсу работы
аппаратов, предпочтение следует отдать
ребрам без лакового покрытия для
максимального повышения их
эффективности.
Сопоставление рассмотренных выше
образцов проводили при практически
одинаковой температуре греющей среды
*ш=35-ь-40°С. Для определения
влияния этой температуры некоторые
образцы были подвергнуты
дополнительным испытаниям при одинаковых
режимных параметрах, но с различной
температурой tw в интервале 20—50°С,
соответствующем расчетным условиям
для конденсаторов с воздушным
охлаждением. Результаты этих
испытаний показали, что в указанном
интервале температур, хотя и
прослеживается тенденция к ухудшению
тепловых характеристик с понижением
температуры, однако максимальное
различие во всем диапазоне температур на
режимах с высокими скоростями
воздуха (Re =3200, аув=9,5 м/с), не
превышает 6%. При более низких
скоростях это различие еще меньше.
Анализ результатов проведенного
исследования показывает, что наиболее
существенное влияние на величину
контактного сопротивления оказывают
покрытие труб мягкими металлами
и величина натяга. Их совместное
влияние в практических условиях
наглядно иллюстрируется графиком на
рис. 6, на котором представлены
характеристики образца КВМЗ(Б.Л)-М,
выполненного на основе труб с ПОКрЫ-
/4
12
10
1\JS
1000
то
2000 Re
Рис. 5. Влияние покрытия ребер лаком:
Д — КВМЗ(Б.Л)-М (ребра не покрыты лаком);
О — КВМЗ(Л)-10,7 (ребра покрыты лаком)
Рис. 6. К анализу влияния технологических
факторов в реальных аппаратах:
/ — КВМЗ(Б.Л)-М; 2 — КВМ-13,4
34

тием оловом и с гарантированным
натягом 0,29 мм, и образца КВМ-13,4,
изготовленного на основе непокрытых
труб с неконтролируемым натягом.
Видно, что разница в эффективности
наружной теплоотдачи в этом случае
составляет при Re ==2000 (шв=6 м/с)
примерно 23%. На больших скоростях
это различие еще существеннее.
Полученные в настоящей работе
экспериментальные данные были
обработаны по методу наименьших
квадратов в целях определения
аналитических зависимостей вида Nunp=aRen
Значение коэффициентов а и п для
образцов с оптимальным натягом
@,28—0,32 мм), представляющих
практический интерес, даны в табл. 2.
Таблица 2
Характеристика образцов
Покрытие труб мягким металлом,
ребра без покрытия
То же, но ребра покрыты лаком
Отсутствует покрытие труб мягким
металлом, ребра покрыты лаком
Коэффициенты
а
0,13
0,26
0,37
п
0,6
0,51
0,45
Эти зависимости с достаточной
для инженерных расчетов точностью
могут быть использованы при
проектировании аппаратов, теплообменная
поверхность которых выполнена из
медных труб диаметром 12 мм с
гофрированными просечными
алюминиевыми ребрами толщиной 0,3 мм,
насаженными механическим способом
с гарантированным натягом.
Для расчета приведенного
коэффициента теплоотдачи апрс помощью
зависимостей Nunp=/(Re) не надо знать
величины теплового сопротивления /?кт.
Однако эти зависимости носят сугубо
частный характер и не могут быть
распространены на аппараты с другой формой и
геометрией теплообменной поверхности.
При использовании обобщенных
зависимостей, строящихся на основе
конвективных коэффициентов теплоотдачи,
представляет интерес сопоставление
не только характеристик аппаратов
при различных факторах, влияющих на
тепловое сопротивление контакта, но и
числовых значений контактного
сопротивления.
Числовые значения /?кт определяли
косвенно-аналитическим путем по
экспериментальным зависимостям для апр,
полученным при разных значениях RKV
Если для двух образцов со значением
Rкт и #кт и с одинаковой зависимостью
для конвективного коэффициента
теплоотдачи aK=f(wB) известны зависимости
<Р=!(и>в) и a%=f(wB), то для
значений скорости воздуха wBl и wB2 связь
между ак и апр можно представить в
виде четырех уравнений вида anp=aK?,
где ? = f(aK, RKT). Поскольку величина
/?кт зависит только от качества
контакта, то для каждого из образцов она
одинакова при всех скоростях воздуха. Это
позволяет представить соотношения
между апр, аки /?ктв виде четырех
уравнений с четырьмя неизвестными,
которые можно решить с помощью ЭВМ.
Полученные этим методом
значения /?ктдля разных образцов
представлены в табл. 3. Проверка этих значений
путем сопоставления с эталонным
образцом, имеющим /?кт=0 (соединение
ребер с трубами с помощью пайки),
дала удовлетворительные результаты.
Таблица 3
Образец
КВМ1
КВМЗ(Б.Л)-М
КВМЗ(Л)-10,7 1
КВМЗ@) (
КВМЗ(Ц) J
квмз-г
КВМЗ(Л)-10,47
КВМЗ; KBM3-K
КВМ-13,4
КВМЗ-ПЮ»
КВМЗ-Б.Р
м2 . К/Вт
0
0,0018
0,0027
0,0031
0,0045
0,0052
0,006
0,02
0,14
д#кт. %,
при Re =2000,
a>t = 6 м/с
0
10
14
15
26
28
32
50
80
В табл. 3 даны также значения
величины А/?кт> представляющей собой
долю теплового сопротивления
контакта в общем наружном тепловом
сопротивлении. Эта величина зависит как от
качества контакта, так и от режимных
параметров, и особенно велика при
отсутствии гарантированного натяга
(образцы КВМЗ-Г «О», КВМЗ-Б.Р).
Значения /?кт определены со
значительно большей погрешностью, чем
погрешность сопоставления
характеристик аппаратов, особенно для образцов с
высоким качеством контакта, для кото-
35

рых она доходит до 30%. Однако
использование в расчетах полученных
значений /?кт приводит к небольшой
погрешности определения величины
NunpE-6%).
Представленные в табл. 3
значения RKT отнесены к общей наружной
теплопередающей поверхности
образцов. При использовании этих значений
для аппаратов с насадным оребрением
других типоразмеров следует
пересчитать эти значения пропорционально
отношениям общей наружной
теплопередающей поверхности к поверхности
прилегания воротников ребер к
трубкам. Для испытанных образцов это
отношение составляет 25. При меньшей
величине этого отношения значение
RKT будет соответственно меньше.
Интересно сопоставить величины RKV
полученные в настоящем исследовании,
со значениями, указанными в
работах [1, 3]. В работе [1] для насадных
ребер с контактом механическим
нажатием при хорошем выполнении и
соответствующей степени оребрения
рекомендуется величина #кт=
= 0,00515 м2 • К/Вт. Эта величина
хорошо согласуется с контактным
сопротивлением образцов КВМЗ и КВМЗ-К,
изготовленных с оптимальным натягом,
но без покрытия труб мягким металлом.
В работе [3] для аппарата с
пластинчатыми алюминиевыми ребрами и мед-
УДК 536.24
ВЛИЯНИЕ
капиллярно-пористых
покрытий поверхности
теплоотдачи
на скорость охлаждения
криоинструментов
О. Ф. КИНЕВСКИЙ, А. В. НАУМОВ,
канд. техн. наук А. Г. КОСТОРНОВ,
И. В. ТИТАРЕНКО,
канд. техн. наук Ю. Н. ОСТРОВСКИЙ
Все более широкое использование
капиллярно-пористых покрытий
поверхности в различных аппаратах и
устройствах обусловлено их интенсификацией
теплообмена при пузырьковом [1] и
пленочном [2] режимах кипения.
В частности, представляет интерес
изучение эффективности покрытия в
широко распространенных устройствах
для криодеструкции и криоконсервации
биологических объектов.
ными трубами с механической
раздачей приводится величина /?кт =
=0,0067 м2 • К/Вт. Эта величина
примерно соответствует образцу КВМ13,4,
выполненному механической раздачей
труб с неконтролируемым натягом на
основе труб без покрытия мягким
металлом.
В заключение необходимо
подчеркнуть, что технология изготовления
трубчатых аппаратов с насадным
оребрением, определяющая контактное
сопротивление, оказывает существенное
влияние на их эффективность. Это
влияние увеличивается при интенсификации
теплоотдачи, поэтому любая
интенсификация аппаратов должна
сопровождаться строгим контролем за качеством
контакта труб с ребрами, определяемым
прежде всего оптимальным
гарантированным натягом и покрытием труб
мягким металлом.
Список использованной литературы
1. Гоголин А. А. Кондиционирование воздуха
в мясной промышленности. М.: Пищепром-
издат, 1966, 240 с.
2. Попов В. М. Теплообмен в зоне контакта
разъемных и неразъемных соединений. М..
Энергия, 1971, 216 с.
3. Термическое сопротивление в месте
соприкосновения труб и пластинчатых
ребер / Д. М. Иоффе, Э. В Ядин, И. Е. Беляк и
др.— Холодильная техника, 1970, № 12,
с. 18—21.
Особенность работы таких устройств
заключается в нестационарности тепло-
подвода в процессе замораживания
биологического объекта. Кроме того, в
большинстве случаев, криоинструмент
соприкасается с биологической тканью
до начала подачи в него хладагента.
При этом его температура
практически не отличается от температуры
ткани (около 310 К). При подаче в
криоинструмент жидкого азота с небольшим
избыточным давлением E0—200 кПа)
разность между температурами стенки
криоинструмента и жидкого азота
достигает 220 К. В результате на
внутренней поверхности криоинструмента
возникает пленочное кипение азота с
относительно низкой интенсивностью
теплоотдачи.
Авторами исследовано влияние
различных волокнистых и сетчатых капил-
36

лярно-пористых покрытий на
интенсификацию процесса теплообмена в крио-
инструментах.
Поскольку процессы, происходящие
внутри капиллярно-пористого
покрытия, недоступны для визуального
наблюдения и прямых измерений,
влияние такого покрытия на теплоотдачу
оценивали по изменению
температуры рабочей поверхности криоинстру-
мента во времени в условиях,
приближенных к реальным.
Эксперименты проводили на макете
криохирургического аппликатора
(рис. 1), состоящего из тонкостенного
@,14 мм) нержавеющего A2Х18Н10Т)
стакана / диаметром 38 мм с
припаянными к нему твердым припоем (ПСр-72)
медным (М 1) теплопередающим дном
10 и резьбовой втулкой 4. Стакан
помещен в теплоизоляционный
пенопластовый (ПС-1-150) кожух 5. Внутри
стакана имеется прижим, выполненный
из тонкостенного @,14 мм)
нержавеющего A2Х18Н10Т) цилиндра 6
диаметром 28 мм с припаянными втулками 3,
11. К нижнему торцу втулки // крепили
исследуемые покрытия 9У прижимаемые
к внутренней поверхности дна 10 с
помощью накидной гайки 2. В дно 10 были
зачеканены медь-константановые
термопары 7, 8 (толщина электродов
0,2 мм), подключенные к автомати-
3 8 7
Рис. 1. Конструкция макета криохирургического
аппликатора:
/ — стакан; 2 — накидная гайка; 3, 11 — втулка;
4 — резьбовая втулка; 5 — кожух; 6 — цилиндр;
7,8 — медь-константановые термопары; 9 —
исследуемое покрытие; 10 — дно
ческим потенциометрам КСП-4.
Опорные спаи термопар были термостати-
рованы: один — при температуре
тающего льда, другой — кипящего азота.
Показания термопар фиксировали в
течение всего опыта. Расхождение в
показаниях термопар во всем диапазоне
не превышало 3—4 К. При обработке
результатов показания термопары,
термостатированной в тающем льду,
использовали в диапазоне температур
от 273 К до 160 К, а второй
термопары — при Г<160 К. Это обеспечивало
более точное измерение температуры
поверхности во всем исследуемом
интервале.
Поскольку на практике для
уменьшения контактного сопротивления
поверхность объекта, подлежащего крио-
воздействию, часто смачивают
физиологическим раствором или водой, что
обеспечивает надежный контакт крио-
инструмента с примерзающей к нему
тканью, в наших исследованиях
наружная рабочая поверхность
аппликатора контактировала с водой,
начальная температура которой равнялась
295 К. Продолжительность охлаждения
отсчитывали с момента заполнения
аппликатора жидким азотом. Каждый
опыт повторяли 3—5 раз.
Характеристики
капиллярно-пористых покрытий из спеченных
волокон меди и нержавеющей стали
диаметром 0,03 мм приведены в табл. 1,
а сетчатых покрытий из латуни и
меди — в табл. 2.
Результаты испытания аппликатора
без покрытия внутренней поверхности
теплопередающей стенки (рис. 2)
качественно совпадали с результатами
исследований Вествотера [5] по
«нестационарной закалке» медных
образцов в жидком азоте.
По характеру этой кривой и
значениям температуры рабочей
поверхности аппликатора можно сделать вывод,
что в условиях проведения
исследований даже через 20 мин после начала
охлаждения пленочное кипение на
гладкой поверхности не сменяется
пузырьковым.
Использование капиллярно-пористых
покрытий из спеченных волокон
сокращает время выхода на пузырьковый
режим кипения, а значит и
увеличивает скорость охлаждения
теплопередающей стенки, так как максимум
через 10—15 мин после начала экспе-
37

Параметры
Материал
Пористость, %
Толщина покрытия, мм
1
88,8
0,13
2
90,7
0,2
3
73,9
0,2
4
60,0
0,2
№ образцов
5
6
Медь
92,9 1 70,2
0,4 1 0,4
7
58,8
0,4
8
92,1
0,8
9
68,8
0,8
10
59,0
0,8
10 г, мин
Рис. 2. Влияние пористости и материала
капиллярно-пористого покрытия из спеченных волокон
на охлаждение рабочей поверхности аппликатора:
теплообменник без покрытия
римента температура рабочей
поверхности теплообменника практически
стабилизируется на минимальном
уровне, который определяется
характеристиками покрытия. Практическое
постоянство температуры после этого момента
свидетельствовало о наступлении
пузырькового режима кипения на
большей части внутренней поверхности
теплообменника.
Сетчатые покрытия хотя и не
обеспечивают за этот же промежуток
времени выхода на пузырьковый режим
кипения, однако некоторые из них
(рис. 3) также существенно
увеличивают скорость охлаждения теплопере-
дающей стенки.
Пленочный режим кипения на
внутренней поверхности аппликатора
характеризуется наличием паровой
прослойки между поверхностью теплоотдачи и
жидкостью. При этом на поверхности
Т,К
280
260
2h0
220
200
180
WO
W
по
wo
\ +w>^
I Образцы
I o-W-2S
i -№27
*-№28
\*-№29
ш- №-30
Id- №- V
|x-/V
+ -/V
°-32
°-33
Ks^a
\\h
.
^
^
\\ \
%V
\]
Ж
\
\
w
\
I si
i-X I
Чя
I
0,2
15 1
5 W Г, мин
Рис. З. Влияние структуры сетчатого
капиллярно-пористого покрытия на охлаждение рабочей
поверхности аппликатора:
теплообменник без покрытия
раздела паровой прослойки и жидкого
хладагента имеются волны [4], в связи
с чем можно предположить, что, даже
если средняя толщина пленки пара
больше толщины капиллярно-пористого
покрытия, гребни некоторых волн
достигают поверхности покрытия и
смачивают ее. Вследствие действия
капиллярных сил на смоченном участке
жидкость растекается по поверхности
покрытия и проникает в его
глубину. В результате этого, с одной
стороны, уменьшается толщина паровой
прослойки, а значит, и ее
термосопротивление, а с другой, —
увеличивается теплоотдача при испарении
жидкости со смоченного участка
поверхности.
В самом же капиллярно-пористом
материале происходит сложное взаимное
влияние каркасной теплопроводности н
капиллярных сил.
38

Таблица 1
11
91,7
3,5
12
90,5
0,15
13
94,2
0,2
14
90,4
0,2
15
69,8
0,2
16
17
18
19
Нержавеющая сталь
59,7
0,2
88,8
0,3
89,4
0,4
69,4
0,4
20
59,9
0,4
21
93,9
0,8
22
69,6
0,8
23
60,4
0,8
24
90,2
2,0
25
91,4
3,6
Таблица 2
Материал
Пористость, %
Толщина покрытия, мм
Диаметр проволоки, мм
Размер ячейки, мм
26
36,9
0,10
0,053
0,082
27
37,6
0,16
0,088
0,14
№ обр
28
29
Латунь
45,8
0,20
0,132
0,275
52,1
0,25
0,15
0,39
азцов
30
50,9
0,50
0,22
0,55
31
36,9
1,00
0,36
1,40
32
33
Медь
27,5
0,06
0,034
0,037
—
0,12
0,06
0,10
Каркасная теплопроводность
капиллярно-пористого покрытия зависит как
от пористости покрытия (т. е. от
отношения объема пустот к объему
покрытия), так и от теплопроводности
образующего это покрытие материала.
Исследования (см. рис. 2)
капиллярно-пористых структур из спеченных
волокон показывают,что влияние
теплопроводности сильнее проявляется в
первые 5 мин охлаждения, когда (судя
по величинам температуры теплопере-
дающей стенки) осуществляется в
основном пленочное кипение.
При этом в медном покрытии
относительно низкой пористости из-за
высокой теплопроводности градиент
температуры по высоте незначителен. В
результате толщина паровой пленки над
капиллярно-пористым покрытием будет
практически такой же, как и над
гладкой поверхностью, а, значит,
теплоотдача может интенсифицироваться только
благодаря капиллярному смачиванию,
которое зависит от пористости.
С увеличением пористости медного
покрытия градиент температуры по
высоте увеличивается, вследствие чего
толщина паровой пленки уменьшается
вплоть до полного исчезновения. При
этом относительно высокая каркасная
теплопроводность материала в
сочетании с капиллярным смачиванием
значительно интенсифицирует процесс
теплоотдачи, в связи с чем в процессе
охлаждения эффективность медного
капиллярно-пористого покрытия из
спеченных волокон зависит от пористости.
Низкая теплопроводность
капиллярно-пористого покрытия, спеченного из
волокон нержавеющей стали (Х18Н9Т),
обусловливает более сложное влияние
пористости на эффективность
охлаждения теплообменника.
Высокопористое (90%) покрытие из
нержавеющей стали, обладая низкой
эффективной теплопроводностью,
практически не отводит тепло от тепло-
передающей стенки. Вследствие этого
температура наружных слоев такого
покрытия оказывается недостаточной
для поддержания устойчивого
пленочного кипения, и паровая пленка над
поверхностью покрытия исчезает почти
сразу после начала охлаждения. Это
способствует смачиванию покрытия
хладагентом и подсасыванию его к теп-
лопередающей стенке за счет
капиллярных сил.
При уменьшении пористости (менее
70%) увеличение каркасной
теплопроводности покрытия, спеченного даже из
волокон нержавеющей стали,
обеспечивает интенсивный отвод тепла от
стенки, улучшая ее охлаждение.
Таким образом, несмотря на
низкую теплопроводность покрытия из
нержавеющей стали, оно оказывается
достаточно эффективным в начальный
период охлаждения, превосходя даже
медное покрытие средней пористости
(до 60%).
Следовательно, процесс теплоотдачи
на поверхностях с
капиллярно-пористыми покрытиями из спеченных волокон
аналогичен процессу теплоотдачи на
оребренных поверхностях, где, как
известно [3], при определенных,
характерных для работы криоинструмен-
39

тов условиях, ребра из менее
теплопроводного материала эффективнее
интенсифицируют теплоотдачу, чем ребра
из высокотеплопроводного материала.
В интервале температур,
соответствующих пузырьковому режиму
кипения, капиллярно-пористое покрытие
способствует стабилизации
пристенного слоя жидкости и повышению ее
перегрева, увеличивая тем самым
количество активных центров
парообразования, а значит, интенсифицируя
процесс теплоотдачи в целом.
С другой стороны, при пузырьковом
кипении капиллярно-пористое покрытие
затрудняет поступление жидкости к теп-
лопередающей стенке и отвод
образующегося пара. Поэтому наиболее
эффективным в этих условиях
оказывается высокопористое покрытие из
спеченных волокон (см. рис. 2).
Зависимость эффективности
капиллярно-пористого покрытия из
спеченных волокон от толщины
определяется двумя факторами. С одной
стороны, чем больше толщина покрытия,
тем ниже температура его наружных
слоев. Вследствие этого утончается
паровая пленка и создаются
благоприятные условия для смачивания
покрытия жидкостью. Но, с другой
стороны, с ростом толщины покрытия
возрастает сопротивление выходу пара,
образующегося в результате испарения
жидкости, проникающей в капиллярную
структуру, что приводит к снижению
интенсивности теплоотвода. Таким
образом, должна существовать некоторая
оптимальная толщина
капиллярно-пористого покрытия из спеченных
волокон, при которой наблюдается
наибольшая интенсификация теплоотдачи.
Действительно, как показали проведенные
эксперименты (рис. 4), оптимальными
для исследованных
капиллярно-пористых структур из спеченных волокон
является толщина порядка 0,2—0,4 мм.
Исследование сеточных покрытий
показало (см. рис. 3), что, поскольку
контактные сопротивления между ними
и теплопередающей стенкой
существенно выше, чем у покрытий из
спеченных волокон (так как в первом случае
контакт осуществляется по точкам, а
во втором — по линиям), влияние
каркасной теплопроводности сеточного
покрытия на скорость охлаждения
теплопередающей стенки незначительно.
Поэтому интенсификация процесса
зависит только от капиллярного
смачивания, которое тем лучше, чем
меньше поры между элементами сетки и
поверхностью теплоотдачи.
Из рис. 3 видно, что
максимальные скорости охлаждения
теплообменника возможны при минимальных
диаметрах проволоки и размерах ячей-
Рис. 4. Влияние толщины капиллярно-пористого
покрытия на температуру рабочей поверхности
аппликатора после двух (а) и пяти (б) минут
охлаждения
Т, К
220
200
180
160
МО
120
100
80
70,
\^
\0ffpa
I °
\
у
ЗЦЬ
-И/2
\
\
/\
4
7 ГО
1 Vl
• - №-1,2,5,8,11
Д- №-16,20,23
L А №1? 1U17 1Я 91
Oh 1*Г _
ш-N'-3,6,9
1 V-№-15,19,22
Г D
I I
- /У-
ли
L
-J л
L
Г/ s
I/
0,06 OJ 0,150,2 0,3 Ofi
a
0,8
220
200
180
160
MO
120
WO
80
70
k
I
T T—F5
И
i ri
/ 4
ь I
SyMM
0,06 0,1 0,150,2 0,3 Ofi Of 2 ?
40

ки сеток. Сеточные покрытия,
выполненные из проволоки относительно
большого диаметра (более 0,5 мм),
даже замедляют охлаждение
теплообменника, причем тем больше, чем
крупнее сетка.
Сравнение результатов исследования
покрытий показывает (см. рис. 4),
что в теплообменниках, в которых
нельзя применить покрытие толщиной,
превышающей 0,15 мм (некоторые
типоразмеры нейрохирургических и
офтальмологических криозондов),
целесообразно интенсифицировать теплообмен
с помощью одного слоя
мелкоячеистой сетки. В остальных случаях
наиболее эффективно использовать
высокопористое покрытие из спеченных
высокотеплопроводных волокон толщиной
0,2—0,4 мм.
УДК 621.564:536:641.546.444
ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ
СВОЙСТВА НОВОГО ХЛАДАГЕНТА
ДЛЯ БЫТОВЫХ ХОЛОДИЛЬНИКОВ
Канд. техн. наук Г. К. ЛАВРЕНЧЕНКО
Одесский технологический институт холодильной
промышленности
В. А. НИКОЛЬСКИЙ, О. В. БАКЛАН,
Н. И. АРТЕМЕНКО*
Всесоюзный научно-исследовательский
экспериментально-конструкторский
институт электробытовых машин
и приборов
Применение специально
сформированных смесей веществ в
дроссельных циклах позволяет улучшить
энергетические характеристики криогенных
систем [7] и низкотемпературных
холодильных машин [4, 5]. Используя
многокомпонентные хладагенты
(МКХА), энергетически выгодно
вырабатывать холод и на более высоком
температурном уровне, например, при
условиях, характерных для
многотемпературных бытовых холодильников [1].
ВНИЭКИ электробытовых машин
и приборов совместно с Одесским
технологическим институтом
холодильной промышленности в 1977—1981 гг.
* В р а б о т е принимали участие: И. П. Наумен-
ко, В. Ф. Возный, В. Ы. Валякин (Всесоюзный
научно-исследовательский
экспериментально-конструкторский институт электробытовых машин
и приборов).
Список использованной литературы
1. Афанасьев Б. А., Смирнов Г. Ф.
Исследование теплообмена и предельных
тепловых потоков при кипении в капиллярно-
пористых структурах.— Теплоэнергетика, 1979,
№ 5, с. 65—67
2. Интенсификация теплообмена при
кипении криогенных жидкостей / В. К. Орлов,
В. Е. Позняк, В. Н. Савельев и др.—
Материалы XXI Сибирского теплофизическо-
го семинара (октябрь 1978 г.) «Теплообмен
и гидро-газо-динамика при кипении и
конденсации», Новосибирск, 1979, с. 83—89.
3. Киневский О. Ф., Кривешко А. А.,
Островский Ю. Н. Экспериментальное
исследование эффективности оребрения
теплообменников криохирургических инструментов.—
Промышленная теплотехника, 1981, Т. 3, № 6,
с. 19-23.
4. Ковалев С. А., Жуков В. М., Кузма-
Кичта Ю. А. Методика исследования
границы раздела фаз при пленочном кипении
жидкостей с помощью оптического квантового
генератора.— Инженерно-физический журнал,
1973, Т. 25, № 1, с. 20—26.
5. Peyayopanakul W., WestwaterJ. W.—
Int. J. Heat.Transfer, 1978, Vol. 21, pp. 1437—
1445.
выполнили комплекс работ по
созданию и оптимизации
высокоэффективных агрегатов для бытовых
холодильников и морозильников
параметрического ряда, в которых в качестве
рабочего вещества применен новый
МКХА. Он сформирован на основе
двуокиси углерода (мольное содержание
0,14) и хладагента R601 (ТУ 6—02—
1226—82), состоящего из галогено-
производных углеводородов R22, R12,
R142.
Были изучены термодинамические
свойства МКХА. Для этой цели из-за
сложности состава хладагента выбран
экспериментально-теоретический метод,
базирующийся на использовании
ограниченного объема экспериментальных
данных и расчетах по математической
модели, построенной на основе теории
приближенного термодинамического
подобия (однофазные области) и
теории регулярных растворов (двухфазная
область) [8].
Из теории соответственных состояний
[8] следует, что при заданных
температуре и давлении термодинамические
свойства смеси аналогичны свойствам
некоторого гипотетического
индивидуального вещества. Поэтому
Qm=Q(T>P,~%), A)
N
[т = 2 ioy (T) Zmj + М (Т, р Д ), B)
41

N N
Sm= Д Ssj(T)Zmj-R J, Zmi In (Zmj) +
+ Д5(Г, p, Л), C)
где Qm, im, Sm — соответственно плотность,
энтальпия, энтропия смеси;
q(T, р, А ) — плотность гипотетического инди-
_^ видуального вещества;
А — параметры обобщенного
уравнения состояния;
N — количество компонентов смеси;
i0j — энтальпия /-го компонента в
смеси в идеально-газовом состоянии;
Zmj — мольная доля /-го компонента
_> смеси;
Л/(Г, р, А) —отклонение энтальпии
гипотетического индивидуального
вещества от ее значений в идеально-
газовом состоянии;
Ss: — энтропия /-го компонента смеси
в стандартном состоянии при
атмосферном давлении;
R — универсальная газовая
постоянная;
&S(T, p, А) —отклонение энтропии
гипотетического индивидуального
вещества от ее значения в
стандартном состоянии.
Для расчета параметров,
приводящих уравнение состояния к
безразмерной форме, использовали правило
Стюарта, Букхарта, By, которое при
определении объемов жидких и газовых
смесей по таблицам Лидерсена дает
среднюю ошибку 4,3% [8].
Для описания термодинамических
свойств в однофазной области было
взято уравнение состояния Гиршфель-
дера [8], которое связывает между
собой приведенные к критическим
параметрам температуру (Тг = Т/ТС),
давление {рг=р/рс) и плотность (Qr =
= q/qc) во всей области состояний.
Особенностью этого уравнения является
использование различных
аналитических форм для описания
термодинамических свойств трех основных
однофазных областей:
газовой фазы при
Qr<U
плотного газа при
ог>1, тг>\
жидкой фазы при
•qf>U Т,<\.
Для получения уравнения Гиршфель-
дера в обобщенной форме в работах
[2, 3] были введены зависимости
давления насыщенного пара, сжимаемости
в критической точке, плотности газа и
жидкости на линии насыщения от
приведенных температуры, давления и без-
42
размерного фактора корреляции р.
Фактор корреляции р для компонентов,
входящих в состав МКХА, был определен
по экспериментальным данным о
свойствах газа и жидкости на линии
насыщения. В результате этого в диапазоне
приведенных температур Гг=0,5-г-3 и
давлений рг =0,006 — 2,0 погрешность
расчетов индивидуальных компонентов
смеси по плотности составила для газа
0,5—2%, для жидкости 2—5%.
Применительно к смесям фактор
корреляции рт находили по правилу
аддитивности, т. е.
/V
1= 2P/Z-
/-1
'1 my
D)
Энтальпию и энтропию смеси при
заданных значениях Т и р в двухфазной
области рассчитывали по следующим
выражениям:
im=i'(T,p,T)L + i"(T,p,7\(\-L); E)
Sm-Sr(T,p,?)L+S»(T,p,T)(\-L)9 F)
где /', S' — энтальпия и энтропия жидкости,
определяемые составом равновесной
жидкой фазы X (Хь ..., XN);
i", S" — энтальпия и энтропия газа,
определяемые составом равновесного пара
T(YU...,YN);
L — мольная доля жидкости в смеси.
В выражения {5) и F) входят
значения энтальпий и энтропии смеси,
полученные по моделям для однофазных
состояний (жидкость и газ), тем самым
обеспечивается согласованность
термодинамических свойств в этих
состояниях с данными для двухфазной
области.
Равновесные составы X, Y и мольную
долю жидкости рассчитывали по
методике Чао-Сидера, применяемой для
получения констант фазового равновесия
(ФР) /-го компонента K^YJX^ Эту
константу для каждого компонента
смеси при заданных температуре Т и
давлении р определяли из соотношения:
К,=
р СП
G)
где
v>i=f(T, р) — коэффициент фугитивности
жидкости в стандартном
состоянии, зависящий от свойств
чистого/-го компонента;
У1 — коэффициент активности /-го
компонента,
характеризующий отклонение свойств
жидкой фазы от свойств идеаль-
^ ного раствора;
Фг=/G\ р, ф,) — коэффициент фугитивности
пара, описываемый
уравнением состояния Редлиха-
Квонга.

Оригинальный метод Чао-Сидера не
позволяет при корректировке констант
фазового равновесия учитывать
экспериментальные данные о ФР бинарных
смесей, которые можно образовать из
компонентов многокомпонентной смеси.
Поэтому коэффициент активности,
согласно рекомендациям [11],
определяли из модифицированного уравнения:
N N
In yK=vK 2 2 Ф,Фу [BiK- 1 Вц J , (8)
/= l / = l ~
где fi,7 = ^_[F,.-буJ + 2/ч6,бу];
Фг- — приведенный мольный объем /-го
компонента,
vt, б, — мольный объем и параметр
растворимости для /-го компонента, взятые при
стандартной температуре;
1ц — параметр (перекрестный) бинарного
взаимодействия, определяемый из
экспериментальных данных о ФР.
В литературе имеются данные о ФР
бинарных смесей, состоящих из
компонентов МКХА: R22—R12 [10],
С02—R22 [12], R22—R142 [9]. Это в
основном значения температуры и
давления при заданных составах жидкой
фазы; они образуют подмножество
(Г—р—X) из континиума
экспериментальных данных (Т—р—X—Y) о ФР.
Бинарные смеси С02—R142, R12—
R142, С02—R12, свойства которых не
описаны в литературе, были
исследованы синтетическим методом на
установке для изучения ФР [6].
Для указанных бинарных смесей в
табл. 1—3 приведены
экспериментальные значения давлений, измеренные в
точках йач ала кипения, для ряда
интересующих изотерм.
Погрешность определения состава
смеси весовым методом не превышала
0,001 моль/моль, а погрешность
измерения температуры — 0,01 К.
Погрешность определения давления с
учетом ошибок отнесения для всего
Таблица 1
моль/моль
0,2806
0,3946
0,5468
0,7409
Давление, МПа, при температурах
начала кипения смеси С02—R142
233К
0,412
0,564
0,801
253К
0,562
0,775
1,067
1,442
273К
0,951
1,311
1,807
2,474
283К
1,649
2,273
3,131
293К
1,492
2,035
2,805
Таблица 2
моль/моль
0,1658
0,4141
0,6567
0,8595
Давление, МПа, при температурах
начала кипения смеси R12—R142
ЗОЗК
0,478
0,583
0,687
0,713
323К
0,809
0,971
1,129
1,173
343К
1,287
1,526
1,801
1,816
363К
1,946
2,275
2,598
2,683
Таблица 3
моль/моль
0,1467
0,3878
0,7139
0,8313
0,9216
0,9666
Давление, МПа, при заданных температурах
начала кипения смеси С02—R12
233К
0,2718
0,5384
0,8130
0,8693
0,9408
0,9776
253К
0,4945
0,9847
1,492
1,650
1,832
1,907
273К
0,8280
1,629
2,652
2,914
3,212
3,363
293 К
1,295
2,487
4,647
5,204
5,492
313К
1,8947
3,557
Таблица 4
Бинарная смесь
С02—R12
С02—R22
С02—R142
R12—R142
R12—R22
R22—R142
hi • ю
—0,5717260
—0,0097027
—0,3944200
—0,3757610
—0,5701090
—0,0467886


квадратичное
отклонение, %
1,05
3,75
3,75
3,07
4,22
4,01
комплекса измерений находилась в
пределах 0,2—0,5%.
По литературным и полученным
экспериментальным данным были найдены
параметры I.. для бинарных смесей из
условия минимума величины:
v [Psk—P(T/Xk)]2
g2=\/M Zj 1Иэк и\ k kn , (9)
k = 1 Pbk
где M — количество экспериментальных
точек для бинарной смеси;
рэк — экспериментальное давление в /г-й
точке на поверхности начала кипе-
ния;
p(TkXk) — расчётное давление при
температуре начала кипения Tk и составе
жидкой фазы Xk.
Найденные перекрестные параметры
L для всех бинарных смесей, которые
можно образовать из компонентов,
входящих в МКХА, приведены в табл. 4.
Использование этих параметров позво-
43

лило аппроксимировать
экспериментальные данные со среднеквадратичной
погрешностью по давлению в точке
начала кипения не более 4,2%.
Адекватность описанной модели
термодинамических свойств четырехкомпо-
нентной смеси экспериментальным
данным оценена сравнением результатов
расчетов и измерений ФР жидкость —
пар смеси С02— R22— R12— R142.
Экспериментально определены
температуры начала кипения при давлениях 0,1;
0,2; 0,3; 0,4 МПа. В опытах
использовали компоненты смеси со следующей
чистотой: С02—99,7; R22—99,55; R12—
99,6; R142—99,6%.
Сравнение (рис. 1) результатов
расчета (кривая) с опытными данными
(точки на рисунке) для этой смеси
показывает, что погрешность расчета
температуры начала кипения смеси, близкой
по составу к МКХА, не превышает 5%.
Это подтверждает достаточно точное
описание свойств указанной четырех-
компонентной смеси.
Разработанная математическая
модель была использована для расчета
свойств хладагента. В табл. 5 даны
значения термодинамических параметров
на линии насыщения: давления р,
плотности q, энтальпии / и энтропии S. При
этом параметры с одним или двумя
надстрочными штрихами относятся
соответственно к состоянию кипящей
жидкости и сухого насыщенного пара.
Таблица 5
т,
к
233
238
243
248
253
258
263
268
273
278
283
288
293
298
303
308
313
318
323
328
333
338
343
МПа
0,1916
0,2298
0,2737
0,3239
0,3808
0,4450
0,5171
0,5976
0,6873
0,7867
0,8964
1,017
1,150
1,293
1,451
1,623
1,810
2,012
2,229
2,464
2,716
2,987
3,278
р",
МПа
0,0576
0,0725
0,0905
0,1119
0,1371
0,1668
0,2014
0,2415
0,2880
0,3411
0,4017
0,4708
0,5490
0,6382
0,7381
0,8505
0,9743
1,114
1,270
1,444
1,637
1,870
2,117
кг/м3
2,778
3,434
4,213
5,125
6,187
7,414
8,834
10,46
12,33
14,46
16,87
19,61
22,71
26,27
30,25
34,78
39,82
45,56
52,11
59,69
68,30
79,30
91,64
кг/м3
1361
1348
1334
1320
1305
1290
1275
1260
1244
1228
1212
1196
1180
1164
1147
ИЗО
1113
1095
1077
1059
1040
1020
1000
кДж/кг
457,2
462,3
467,5
472,8
478,2
483,6
489,0
494,5
500,0
505,5
511,0
516,6
522,4
528,3
534,5
541,0
547,7
554,8
562,1
569,8
577,7
585,8
594,1
кДж/кг
678,7
681,8
684,9
688,0
691,0
694,0
697,0
700,0
703,0
705,9
708,9
711,8
714,6
717,4
720,1
722,7
725,3
727,7
730,0
732,1
734,0
735,4
736,6
S',
кДж/(кг • К)
0,8087
0,8380
0,8656
0,8907
0,9150
0,9376
0,9590
0,9799
1,0000
1,0201
1,0402
1,0603
1,0804
1,1013
1,1223
1,1444
1,1666
1,1901
1,2139
1,2386
1,2642
1,2906
1,3169
5",
кДж/(кг • К)
1,7955
1,7888
1,7825
1,7767
1,7716
1,7670
1,7633
1,7595
1,7566
1,7536
1,7511
1,7490
1,7473
1,7457
1,7444
1,7432
1,7423
1,7415
1,7406
1,7398
1,7394
1,7377
1,7365
16
14
сз 12
3 "
^10
4
2
0
-
i
<
i
i
Y
/
/
i I
210 250 250 270 290 310
Температура Т,н
Рис. 1. .Зависимость давления р
многокомпонентной смеси С02—R22—R12—R142 от
температуры начала кипения Т
Энтальпия и энтропия кипящей
жидкости при температуре 273 К приняты
соответственно равными 500 кДж/кг
и 1 кДж/(кг • К).
На рис. 2 показана калорическая
диаграмма энтальпия — давление
МКХА для диапазона температур
233—353 К и давлений до 3,5 МПа.
Построенная диаграмма,
охватывающая практически важные однофазные
и двухфазные области, позволяет
проводить расчеты термодинамических
циклов и может быть использована при
44

500 » 550
600
Изменение шкалы
Рис. 2. Диаграмма энтальпия — давление
(/—р) многокомпонентного хладагента
проектировании агрегатов бытовых
холодильников, работающих на МКХА.
Список использованной литературы
1. А. с. 616493 (СССР).
2. Болотин Н. К., Шеломенцев А. М.
Обобщенное уравнение для расчета давления
насыщенного пара неполярных веществ. —
Теоретические основы химической технологии,
1974, № 5, с. 634—641.
3. Болотин Н. К., Шеломенцев А. М.,
Шиманский Ю. И. Обобщенные
уравнения для расчета калорических функций
газов и жидкостей. — Инженерно-физический
журнал, 1978, № 3, с. 620—630.
4. Бродянский В. М., Грез и н А. К.
Повышение эффективности низкотемпературных
холодильных машин. — Холодильная
техника, 1973, № 3, с. 1—6.
5. Исследование энергетических характе-
650 660,670 680 690 700 710 720 730 7W 750 760 770 780 790
L, кДж/кг
0,10
09
v.08
6,07
0,06
0,95
ристик дроссельного микроохладителя /
Г. К. Лавренченко, В. С. Зиновьев, А. М.
Сысоев и др. — Холодильная техника, 1978,
№ 9, с. 34—39.
6. Лавренченко Г. К., Егоров А. В.,
Валякин В. Н. Экспериментальное
исследование области несмесимости фреона-14 с
фреоном-22. — В кн.: Холодильная техника
и технология: Киев, 1979, вып. 28, с. 19—22.
7. Перспективы использования дроссельных
циклов на смесях в криогенных системах /
В. М. Бродянский, В. М. Ягодин, В. А.
Никольский и др. — Химическое и нефтяное
машиностроение, 1976, № 1, с. 21—23.
8. Рид Р., Шервуд Т. Свойства газов и
жидкостей. Л., Химия, 1971, 702 с.
Э.Селиверстов В. М., Миркин В. Б.
Использование бинарной смеси фреонов-22 и 142
в холодильных установках. — Труды ЛИВТ,
1969, вып. 69, с. 22—31.
10. Kriebel М. — Kalt. — Klim., 1967, № 1,
S. 8—14.
И. Lee В. I., Edmister W. S. A. — AIChE J.,
1971, №6, pp. 1412—1418.
12. Nohka J., Sarashina E., Arai J. —
J. Chem. Eng. Japan, 1973, № 1, pp. 10—17
УДК 637.56.037.074
К ОБОСНОВАНИЮ
ТЕМПЕРАТУРНЫХ РЕЖИМОВ
И СРОКОВ ХРАНЕНИЯ ТРЕСКИ
Канд. техн. наук Л. А. КОРЖЕМАНОВА
Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
Исследовано качественное состояние
трески в процессе холодильного
хранения в целях уточнения технологических
режимов и сроков ее хранения.
Объектом исследования служила
непотрошеная треска весеннего вылова.
Глазированную треску хранили в
промышленных условиях на судне при
температуре — 18°С в течение 1 мес. После
доставки ее на берег определяли
исходные качественные показатели. Затем
рыбу упаковывали в полиэтиленовые
пакеты и картонные коробки и хранили
на распределительном холодильнике
при температурах —10, —18 и —28°С.
Исследования проводили с интервала-
45

ми 1—2 мес в зависимости от
температуры хранения.
При оценке качества тощей рыбы
главная роль отводится изменениям
белков, от состояния которых зависят
питательная и биологическая ценность,
способность к удержанию влаги,
нежность мышечной ткани и другие важные
признаки. Поэтому о качестве трески —
типичного представителя рыб тощих
пород — в процессе хранения при
указанных температурах судили по
поведению основных групп белков.
Методом фракционирования [5]
выделяли группу саркоплазматических
белков (фракция I) и три группы
миофибриллярных белков (фракции II, III,
IV).
Для анализов брали среднюю пробу
от различных частей рыбы.
В целях выявления структурных
изменений в тканевых белках
калориметрическим методом [4] определяли
наличие заряженных групп на поверхности
саркоплазматических и
миофибриллярных белков. Особое внимание было
уделено сульфгидрильным (SH-) группам,
содержание которых устанавливали
спектрометрическим методом [2].
Структурные изменения мышечной
ткани рыбы приводят к изменению ее
пищевой ценности. Она определяется
расщепляемостью белков под действием
трипсина и химотрипсина: чем лучше
белки расщепляются протеиназами, тем
выше их усвояемость. Расщепляемость
белков под действием трипсина и
химотрипсина оценивали по тирозину,
выделившемуся при четырехчасовом
гидролизе при температуре 37°С [1].
Экстрагированием белков трески
буферными растворами различной ионной
силы [5] определяли растворимость
белков. Количество белка
устанавливали микрометодом Кьельдаля,
небелкового азота — в трихлоруксусном
фильтрате с конечной концентрацией
С13ССООН 5%.
Проведенные исследования показали,
что направленность изменений при всех
трех температурных режимах хранения
одинаковая. Скорость же их зависит от
температуры хранения.
Происходящие в мышечных белках
структурные перестройки приводят к
значительным количественным
изменениям кислых и основных групп на
поверхности саркоплазматических и
миофибриллярных белков. Характер
измени?
^ 0,2*t
0,12
vk "
Wj
хг—«
Г >(
;>к
\Л\
* 2 4 6 в 10 12 Н мес
Рис. I. Изменение количества SH-групп белков
фракции II в период хранения трески при
температурах —10 (/), —18 B)у —28°С C)
нения заряженных групп во всех
четырех фракциях сходный.
На рис. 1 показано изменение
количества реакционноспособных SH-групп
на поверхности миофибриллярных
белков фракции II в период хранения
трески при —10, —18 и —28°С. В первые
месяцы хранения трески количество этих
групп резко снижалось при всех трех
температурных режимах. Так, ко
второму месяцу при —10°С оно снизилось
на 78%, при —18°С — на 70,7%, при
—28° С — на 50% по отношению
к исходному количеству этих групп.
Разрыв внутримолекулярных связей
в результате денатурации может быть
одной из причин повышения количества
реакционноспособных SH-групп в
последующий период хранения. К
четвертому месяцу, по сравнению с
предшествующим месяцем, у трески,
хранившейся при —10°С, оно увеличилось
на 61%, при —18°С — на 23,5%.
При —28°С подобное явление
наблюдалось к седьмому месяцу хранения.
Наиболее значительное повышение
количества реакционноспособных
SH-групп в треске, хранившейся при
— 10°С, обнаружено на седьмом
месяце хранения, при —18°С — на
двенадцатом месяце. В треске,
хранившейся при —28°С, за 14 мес хранения
подобного резкого повышения не
отмечено.
Структурные перестройки в
мышечной ткани трески при ее хранении
оказывают существенное влияние на ата-
куемость белков
пищеварительными ферментами и на
растворимость белков. Уменьшение количества
заряженных групп на поверхности
саркоплазматических и миофибриллярных
белков приводит к ухудшению атакуе-
мости и снижению растворимости.
Изменение атакуемости белков всех
четырех фракций трипсином и химо-
трипсином имело сходный характер.
На рис. 2 показано изменение
атакуемости белков фракции II трипсином.
К третьему месяцу хранения она
46

I* w
It
I fi
- \
-Ц
i h
1 I I I ! I 1
к
\1
1 П
к /
г (
(v
,
z
# лг /«*л?
Рис. 2. Изменение атакуемости белков фракции II
трипсином в период хранения трески при
температурах —10 (У), —18 B), —28°С C)
снизилась у трески, хранившейся
при —10 и —18°С, на 30%, а
при —28°С замечено ее временное
повышение. Самая низкая атакуемость
наблюдалась при —10°С на пятом
месяце, при —18°С — на пятом-шестом,
при —28°С — на десятом месяце, а
самая высокая — при —10°С на шестом
месяце, при —18°С — на восьмом,
при —28°С — на четырнадцатом
месяце хранения.
Как видно из рис. 3, где показано
суммарное изменение растворимости
миофибриллярных белков фракций II,
III, IV, в начальный период хранения
трески растворимость мышечных
белков резко снижалась. Через 3 мес
хранения при —10°С она снизилась на 65%,
при —18°С — на 42%, при —28°С —
на 40%. Ухудшение растворимости в
наибольшей .степени обусловлено
труднорастворимыми белками. Эта группа
белков являлась наиболее лабильной
на протяжении всего периода
хранения. Повышение растворимости белков
трески, хранившейся при —10°С,
отмечено к четвертому месяцу хранения,
при —18°С — к восьмому, при
—28°С — к четырнадцатому месяцу.
Понижение растворимости в конце
хранения связано, видимо, с образованием
комплексов между молекулами самих
белков и молекулами белков с
окисленными липидами.
1*7
3 5
L \
1 \л
- *
-
NT*
^=
/ г
1-
и
Й
s^
г
8 10 12 ft мес
Рис. 3. Изменение растворимости
миофибриллярных белков в период хранения трески при
температурах — 10 (У), —18 B), —28°С C)
Для выбора рациональной
температуры хранения трески в зависимости от
предполагаемого срока хранения
полученные экспериментальные данные
были обобщены. Для этой цели
воспользовались обобщенной характеристикой
качества продукта Q по пригодности
его для хранения [3]. Величину Q
вычисляли по формуле
Q , 2 (">«
S(-)
где Q
Я
численная значимость признаков в их
совокупности;
a,—ft/ 8х*
отношение измеренной величины
признака к произвольной постоянной той
же размерности;
g — коэффициент значимости признака в
оценке качества продукта;
п, I, х — соответственно количество признаков
i-й признак, один из i-x признаков.
Относительную значимость каждого
из обобщенных признаков
устанавливали с учетом содержания белков
в каждой фракции, отнесенного к
общему содержанию растворимого
белка, и с учетом важности
признаков в оценке качества продукта. Так,
исходя из того, что саркоплазматиче-
ские белки (фракция I) составляют
около 40% от общего содержания
растворимых белков, миофибриллярные белки
фракции II — 20%, фракции III — 15%,
фракции IV — 25%, и учитывая
специфическое действие фермента,
коэффициенты значимости признака,
характеризующего расщепляемость белков,
установлены соответственно для
фракций I, II, III, IV:
?,=0,4; ?2=0,2; ?3 = 0,1; ?4=0,3.
2я(*)я~1А
Принимая gx=g2y получаем
а, =2,0; а2 = 1,0; а3=0,5; а4 = 1,5.
Рассчитаны величины: Qj на основе
расщепляемости всех белков под
действием трипсина и химотрипсина, Q2 на
основе растворимости мышечных
белков, Q3, Q4 и Q5 на основе поведения
соответственно кислых и основных, в
том числе сульфгидрильных групп. Для
обобщенной оценки качества трески
рассматривали совокупность величин
Qj, Q2, Q3, Q41 Qs- Учитывая важность
признака, приняли:
gi^O.4; g2 = 0,3; g3=g4=g5 = 0,\; gx = g3.
47

2n(g)n = l, a,=4, a2 = 3, a3 = a4 = a5=l
Для удобства сравнения качества
трески на различных этапах хранения
рассчитано изменение ее качества
относительно исходного (месячного)
значения по формуле 7? = Qf/ QHCX
Относительное изменение качества
трески в период хранения показано на
рис. 4. Как видим, снижение качества
наступает в различные сроки в
зависимости от температуры хранения. При
— 10°С самое низкое качество трески
отмечено на третьем месяце хранения,
при —18°С — на шестом, при —28°С —
на десятом. Снижение качества в эти
сроки обусловлено двумя процессами:
вымораживанием влаги и состоянием
максимального окоченения мышечной
ткани. Разрешение посмертного
окоченения способствовало повышению
качества трески в последующий период
хранения. Наилучшее качество треска,
хранившаяся при —10°С, имела на
четвертом месяце хранения, при —18°С —
на восьмом, при —28°С — на
четырнадцатом месяце.
Таким образом, опираясь на данные
об изменениях белков, следует сделать
вывод, что до 8 мес треску можно хра-
ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1) 998820 B1) 3299765/23-26 B2) 27.05.81
3E1) F 25 J 3/08 E3) 621.59 G2) Г. А. Аанасян,
И. М. Молочников, Л. А. Марты не н ко, Т. И.
Новик G1) Всесоюзный научно-исследовательский
и проектный институт по переработке газа
E4) E7) СПОСОБ ОТДЕЛЕНИЯ ДИОКСИДА
УГЛЕРОДА ОТ УГЛЕВОДОРОДНЫХ
СМЕСЕЙ преимущественно при компрессорном
режиме добычи нефти закачкой в пласт диоксида
углерода при высоком давлении, включающий
абсорбцию диоксида углерода аминами из
сжатой исходной смеси с последующей
регенерацией абсорбента и выделением из него
диоксида углерода, его сжатие, отличающийся
тем, что, с целью уменьшения энергетических
затрат, исходную смесь делят на два потока,
первый из которых сжимают до промежуточного
давления, второй подвергают абсорбции, затем
сжимают до промежуточного давления,
смешивают с первым потоком и разделяют
низкотемпературной сепарацией на паровую фракцию
углеводородов и жидкую фракцию диоксида
углерода, сжатию подвергают жидкую фракцию,
а паровую фракцию возвращают в исходную
смесь.
Рис. 4. Относительное изменение качества трески
в период хранения ее при температурах —10 (/),
— 18 B), —28°С C)
нить при —18°С. При увеличении
сроков хранения, в частности до 15 мес,
необходимо понизить температуру до
—28°С. В случае, если срок хранения
трески не превышает 4 мес, ее можно
хранить при —10°С.
Список использованной литературы
1 А. с. 487346 (СССР).
2 Головкин Н А , Коржеманова Л. А
Изменение сульф гидр ильных групп белков при
хранении мяса в переохлажденном состоянии—
Мясная индустрия СССР, 1973, № 5, с. 32—33.
3. Чижов Г. Б. Метод количественной оценки
качества продуктов и его изменения.—
Холодильная техника, 1978, № 1, с. 27—28.
4. Frankel — Contr at H., Cooper H,—
J. Biol. Chem., 1944, № 1, p. 239.
5. Golovkin N. A., Meluzova L. A.—
Bull. Inst. Int. Froid, 1969, № 49, Annex 146
pp. 87—92.
A1) 996808 B1) 3308157/23-06 B2) 03.04.81
3E1) F 25 В 29/00; F 25 С 3/02 E3) 621.574 G2)
А. С. Тесленко G1) Государственный проектный
институт «Казсантехпроект»
E4) E7) 1. СИСТЕМА ТЕПЛОХЛАДОСНАБ-
ЖЕНИЯ ОБЪЕКТА, размещенного в закрытом
помещении, преимущественно искусственного
ледяного катка, содержащая холодильные машины
с конденсаторами и испарителями, первые из
которых подключены к вентиляторной градирне,
а вторые — к прямой и обратной
рассольным магистралям, к которым также подсоеди^
нены охлаждающие приборы объекта и
аккумулятор холода, и кондиционер, подсоединенный на
выходе термостатированного воздуха к
помещению, в котором размещен охлаждаемый объект,
отличающаяся тем, что, с целью повышения
экономичности, система дополнительно содержит
два поверхностных теплообменника,
установленных на входе воздуха в кондиционер и
градирню соответственно, причем эти
теплообменники на входе и выходе подключены
посредством терморегулирующих вентилей к обратной
рассольной магистрали перед испарителями.
2. Система по п. 1, отличающаяся тем, что
она дополнительно содержит трехходовой термо-
переключающий вентиль, установленный на линии
соединения охлаждающих приборов с прямой
рассольной магистралью, и его третий ход подключен
к обратной рассольной магистрали.
48

В порядке обсуждения
УДК 621.575.001.375
ПИСЬМО В РЕДАКЦИЮ
В последнее время появился ряд
публикаций об оптимизации
абсорбционных бромистолитиевых
холодильных машин (АБХМ) [1, 3—6]. Подход
к оптимизации АБХМ был предметом
дискуссии на III Всесоюзной научно-
технической конференции по
холодильному машиностроению (г. Одесса,
сентябрь 1982 г.).
В статьях [1, 3, 4, 5] рассматривается
оптимизация АБХМ так называемым
методом термоэкономики. При этом
утверждается, что этот метод,
разработанный в США М. Трайбусом и Р. Эван-
сом, имеет преимущества перед методом
технико-экономическим, который
распространен в настоящее время, но
«...мало пригоден для оптимизации
холодильных установок с учетом сезонных
изменений температуры окружающей
среды, температуры охлаждающей воды
и величины нагрузки, что в
наибольшей степени соответствует реальным
условиям эксплуатации
оборудования» [1].
По нашему мнению, такая постановка
вопроса является неправильной. Любой
корректно примененный метод
оптимизации по экономическому критерию
должен привести к единому результату
(минимальным расчетным затратам на
выработку холода в заданных
условиях) и отвечать требованиям [2].
Критерием оценки результатов
оптимизации является практика. В нашей
статье [6] были сопоставлены
расчетные параметры АБХМ,
оптимизированной термоэкономическим методом, и
проектной серийной машины при
одинаковых исходных данных. Однако это
сопоставление было названо
некорректным в статье «Еще раз об оптимизации
холодильных установок» (Холодильная
техника, 1982, № 10)из-за того, что в
сопоставляемых установках были
применены различные схемы протекания
охлаждающей воды. Произведенный нами
пересчет показывает, что это уточнение
практически не изменяет приведенных
в статье [6] результатов (см. таблицу).
Оптимизированная
термоэкономическим методом АБХМ имеет более чем
на 40% большую суммарную тепло-
обменную поверхность, до 3% меньший
тепловой коэффициент и несколько
больший расход охлаждающей воды,
что в целом дает повышенные
приведенные затраты на выработку холода.
В работах [3, 4, 5] предлагается
оптимизировать АБХМ для конкретных
условий частного объекта. Такой подход
по существу предполагает отказ от
серийного производства АБХМ, а это
приведет к снижению эффекта от
экономии топливно-энергетических
ресурсов в связи с уменьшением объема
внедрения и увеличению стоимости
АБХМ. Следовательно, такой подход
в современных условиях неприемлем.
Правильная постановка задачи
оптимизации АБХМ должна исходить
прежде всего из необходимости их серийного
производства в Советском Союзе.
Определение минимума приведенных затрат
целесообразно проводить при
оптимизации режима работы серийной АБХМ
в конкретных системах тепло-, водо-,
энергоснабжения. Таковы результаты
обсуждения этих материалов на III
Всесоюзной конференции.
Список использованной литературы
1. Курылев Е. С, Оносовский В. В.,
Бахарев И. Н. Еще раз об оптимизации
холодильных установок. — Холодильная техника,
1982, № 10, с. 41—43.
2. Методика (основные положения)
определения экономической эффективности
использования в народном хозяйстве новой техники,
изобретений и рационализаторских предложений.
М.: Экономика, 1977, 45 с.
Расчетные параметры
Суммарная поверхность аппаратов, м2
Тепловой коэффициент
Расход охлаждающей воды, м3/ч
Таблица 2 из статьи [6]
(стоимость тепла 3,78
руб/(МВт. ч)
Данные
термоэкономической
оптимизации
997
0,70
177
Сравнительный
проектный
режим
721,2
0,73
173
Расчет при одинаковой схеме
подачи воды (кондеьсатор-аб-
:орбер) и той же стоимости тепла
Данные
термоэкономической
оптимизации
997
070
i 77
Сравнительный
проектный
режим
701
0,72
175
49

3. ОносовскийВ. В., БахаревИ. Н.
Оптимизация режима работы абсорбционной бро-
мистолитиевой холодильной машины. — В кн.:
Повышение эффективности холодильных машин.
Л., 1980, с. 3—8.
4. Оносовский В. В., Бахарев И. Н.
Крайнев А. А. Термоэкономическая модель
абсорбционной бромистолитиевой холодильной
машины. — В кн.: Машины и аппараты
холодильной, криогенной техники и
кондиционирования воздуха. Л., 1978, с. 20—28.
5. Оптимизация режима работы
абсорбционных бромистолитиевых холодильных машин —
Из диссертационных работ
УДК 621.56/.59@43.3) @48.2)
АННОТАЦИИ ДИССЕРТАЦИЙ,
ЗАЩИЩЕННЫХ НА УЧЕНУЮ
СТЕПЕНЬ КАНДИДАТА
ТЕХНИЧЕСКИХ НАУК
В ОДЕССКОМ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОМ
ИНСТИТУТЕ
ХОЛОДИЛЬНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ
ЛЯСКОВСКИ А. Исследование
нестационарных тепловлажностных
процессов в судовых помещениях
с целью обоснования системы
управления.
Проведен анализ требований, предъявляемых
к условиям комфортного микроклимата на судах,
существующих способов регулирования и типов
систем автоматизации судовых установок
кондиционирования воздуха.
Предложена математическая модель судового
помещения как управляемого объекта с учетом
всех факторов, влияющих на теплоощущение
человека, и проведены исследования динамики
тепловлажностных процессов в помещении.
Аналитически определена взаимосвязь
составляющих результирующей температуры (РТ) и
выполнены сравнительные исследования
динамики изменения фактической и комфортной
(вычисляемой) температуры воздуха в судовом
кондиционируемом помещении. Предложен и обоснован
новый способ автоматического поддержания
комфортных условий в судовых жилых'помещениях,
позволяющий управлять расходом воздуха,
подаваемого в помещение, по отклонению от
комфортной (вычисляемой) температуры воздуха в
нем, что обеспечивает комфортный микроклимат
в соответствии с заданным значением РТ.
Приведены материалы о внедрении
результатов диссертационной работы в ЦНИИМФ,
ОВИМУ, НПО «Пищепромавтоматика» и др.
Диссертация содержит 92 с. машинописного
текста, 45 рис., 6 табл., 5 прилож. Список
литературы — 86 названий.
важный резерв экономии энергоресурсов/Е. С. Ку-
рылев, В. В. Оносовский, И. Н. Бахарев и др. —
Холодильная техника, 1981, № 10, с. 19—23.
6. РозенфельдЛ. М., Шмуйлов Н. Г.
Выбор расчетных режимов абсорбционных
бромистолитиевых холодильных машин в зависимости
от параметров внешних источников. —
Холодильная техника, 1982, № 6, с. 31—36.
Д-р техн. наук, проф. Л. М. РОЗЕНФЕЛЬД,
канд. техн. наук Н. Г. ШМУЙЛОВ
ВНИИхолодмаш
МАРТЫНОВСКИЙ А. В. Свободно-
поршневые криогенные детандерные
микроохладители с дроссельным
тормозом. Разработка, теоретическое и
экспериментальное исследование.
Работа посвящена теоретическому и
экспериментальному исследованию свободнопоршневых
микроохладителей, созданию методов их расчета,
рекомендаций по конструированию.
Разработана и исследована математическая
модель рабочего процесса, учитывающая влияние
сил инерции, трения и гидравлических
сопротивлений. Выявлены специфические источники потерь
эксергии, обоснованы пути их уменьшения, в
частности, на основе выполнения машины по схеме
с составным поршнем-вытеснителем.
Показано, что в широком диапазоне
производительности влияние сил трения и инерции на
кинематические характеристики пренебрежимо
мало; на основе допущения о равенстве этих
сил нулю разработана аналитическая
инженерная методика расчета.
Экспериментально определены гидравлические
характеристики газовых трактов машин и
дроссельных узлов. На основе сравнения
теоретических результатов с опытными, полученными инди-
цированием рабочих полостей, сделаны выводы
о достаточно высокой точности предложенных
методов расчета, сформулированы рекомендации
по конструированию микроохладителей.
Диссертация содержит 115 с. машинописного
текста, 49 рис., 18 прилож. Список литературы —
105 названий.
ЦВИГОВСКИЙ Г. К. Повышение
эффективности работы рефрижераторных
трюмов с воздушным охлаждением при
плотной укладке мороженых продуктов.
Проведен анализ технологических условий
хранения мороженой рыбы, эффективности
различных систем воздушного охлаждения,
результатов исследований этих систем и методики их
расчета. Показано преимущество бесканального
воздухораспределения и необоснованность
существующих методик * расчета систем воздушного
охлаждения. Определены задачи исследования.
Разработаны теоретические предпосылки и
физическая модель процесса охлаждения
мороженой рыбы, упакованной в картонные ящики при
различных способах и плотности укладки
штабелей. Вскрыты особенности аэродинамики и
теплообмена в таких штабелях.
Создана математическая модель процесса до-
мораживания груза в рефрижераторном трюме
50

и на ее основе выполнен анализ взаимосвязи
основных качественных и количественных
характеристик элементов системы: груз — трюм —
холодильная установка.
По единой методике выполнен ряд натурных
испытаний различных систем воздушного
охлаждения и подтверждена достоверность модели.
На основе результатов теоретических и
экспериментальных исследований разработаны
обоснованные рекомендации по проектированию систем
воздушного охлаждения, обеспечивающие
оптимизацию их основных характеристик,
уменьшение энергозатрат в режиме хранения, и
предложена новая холодильная камера для хранения
пищевых продуктов. Экономический эффект от
внедрения рекомендаций может составить
5 тыс. руб. в год на 1000 м3 полезной
грузовместимости рефрижераторного трюма.
Диссертация содержит 107 с. машинописного
текста, 74 рис., 3 табл., 70 прилож. Список
литературы — 119 названий.
КОЗЬМИНЫХ Н. А. Исследование
нестационарных режимов работы насос-
но-циркуляционных систем
охлаждения.
На основе изучения нестационарных режимов
работы насосно-циркуляционных систем
охлаждения (НЦС) производственных и распределитель-
тюн m
A1) 996810 B1) 3296216/28-13 B2) 18.03.81
3E1) F 25 D 13/06; F 25 D 3/10 E3) 621.565.4
G2) А. Г. Криштафович, А. А. Середкин,
С. Б. Шевалдин G1) Северо-Кавказское
отделение Всесоюзного научно-исследовательского
института холодильной промышленности E4) E7)
УСТРОЙСТВО ДЛЯ ЗАМОРАЖИВАНИЯ
ПИЩЕВЫХ ПРОДУКТОВ, содержащее
вертикальный теплоизолированный цилиндрический корпус,
механизм перемещения продуктов, выполненный
в виде установленного на приводном валу
винтового конвейера, загрузочный и разгрузочный
механизмы, сообщенные соответственно с
приемным и выдачным люками, отличающееся тем,
что, с целью упрощения конструкции,
загрузочный и разгрузочный механизмы
расположены соответственно в верхней и нижней
частях корпуса и представляют собой каждый
укрепленный на приводном валу ротор,
состоящий из наружного и внутреннего колец,
соединенных одно с другим радиальными
перегородками с образованием секторных ячеек,
при этом от зоны замораживания и от торцовой
стенки корпуса роторы отделены
горизонтальными перегородками, а между перегородками
и ротором установлены подпружиненные уплот-
нительные пластины, причем в торцовой стенке
корпуса и расположенных рядом с ней
перегородке и пластине укреплены патрубки для
подсоединения к вакуум-насосу и насосу откачки
паров хладагента.
ных холодильников получена математическая
модель НЦС, которая позволяет провести
математический эксперимент с целью исследования
различных режимов работы НЦС и может быть
использована при разработке методики расчета
этих систем, учитывающей специфику физических
процессов, протекающих в насосно-циркуляцион-
ном контуре.
Проведено моделирование на аналоговой
вычислительной машине. В результате анализа
полученных данных сделан вывод о степени
влияния различных параметров на процессы
изменения парового и жидкостного объемов
циркуляционного ресивера. Установлены границы
безопасного режима эксплуатации НЦС при
различных внешних возмущающих воздействиях.
Получены безразмерные комплексы,
определяющие подобие НЦС, и критериальные
уравнения для расчета емкости циркуляционного
ресивера и производительности циркуляционного
насоса, а также предложена методика этих
расчетов.
Сравнением разработанной методики с
применяемыми при проектировании в настоящее время
показаны ее обоснованность и правомерность.
Определены возможные пути снижения
материалоемкости НЦС и повышения их надежности
и эффективности.
Диссертация содержит 100 с. машинописного
текста, 33 рис., 23 табл., 3 прилож. Список
литературы — 115 названий.
A1) 1002752 B1) 3342770/23-06 B2) 02.10.81
3E1) F25 В 1/00; F 25 В 7/00 E3) 621.574 G2)
A. il. Кузнецов, Д. Н. Еременко, Б. А. Ломовцев,
Ж. И. Еременко G1) Одесский технологический
институт холодильной промышленности
E4) E7) УСТАНОВКА ДЛЯ ОТВОДА ТЕШ1А
ОТ ТЕПЛОВЫДЕЛЯЮЩЕГО ОБЪЕКТА, со
держащая циркуляционный контур для биагент-
ной смеси хладагентов, в котором
последовательно установлены компрессор, конденсатор
высокотемпературной фракции,
испаритель-конденсатор, теплообменник-регенератор
низкотемпературной фракции, дроссель, испаритель и
охладитель жидкой высокотемпературной фракции,
подсоединенный со стороны выхода жидкости
посредством второго дросселя к испарителю-
Конденсатору, который на выходе паров этой
фракции подключен к всасывающей стороне
компрессора, отличающаяся тем, что, с целью
расширения температурного диапазона
отводимого тепла, установка дополнительно содержит
последовательно соединенные и включенные в
контур между конденсатором высокотемпературной
фракции и испарителем-конденсатором
ректификационную колонну с теплообменной
поверхностью в нижней части, служащей
переохладителем парожидкостнои смеси обеих фракций
после указанного конденсатора, дефлегматор,
конденсатор паров низкотемпературной фракции
с ресивером и охладитель жидкости этой фракции,
вторая полость которого включена р линию
связи испарителя-конденсатора с всасывающей
стороной компрессора.
51

тшшш опытом
УДК 621.3.084.2
ПРЕИМУЩЕСТВО ОСЕВОГО
РАСПОЛОЖЕНИЯ ДАТЧИКОВ ЯРУ
А. Т. ЖИЛУ НО ВИЧ
Калининградская база тралового флота
На БМРТ проекта 394 всех
модификаций с камерами замораживания
туннельного типа датчики ПРУ
расположены по краям батарей
воздухоохладителей ВО-800 и др. (рис. 1). В
результате анализа и сравнительной
оценки схем с крайним и осевым
расположением датчиков ПРУ (рис. 2)
выявлен ряд крупных недостатков
первой и достоинств второй.
Базисная линия
Линия горизонта
Рис. 1. Схема аммиачной батареи (вид с кормы)
с крайным расположением датчиков ПРУ*
а — крен левый; б — крен правый; 1 — датчик; 2 —
батарея; 3 — коллектор; N — вертикаль; М осевая линия
Рис. 2. Схема аммиачной батареи (вид с кормы)
с осевым расположением датчиков ПРУ
(обозначения см. на рис. 1)
Батареи заполняют аммиаком по
базисной линии ОВ (см. рис, 1).
Поскольку жидкость в батарее имеет
свободную поверхность, ее уровень
будет совпадать с линией горизонта ОА,
проходящей условно через отметку
уровня на корпусе датчика (примем
через его центр). Линии горизонта и
базисная совпадают, если судно
находится на «ровном киле», что в реальных
условиях моря практически
исключается.
Расчеты показывают, что для
батареи шириной 1920 мм (ВО-800) с
крайним расположением датчика ПРУ
каждый градус крена (в пределах
до 10°) изменяет объем заполнения
батареи жидкостью примерно на 2,3%.
При крене «на датчик» (см. рис. 1, а)
объем заполнения батареи уменьшается
пропорционально площади
треугольника АО В. В результате на эту же
величину снижается активная теплообмен-
ная поверхность батареи. При крене
«от датчика» (см. рис. 1, б) объем
заполнения батареи увеличивается, но
пропорционально не площади
треугольника АО В, а только площади фигуры
aFOB, которая меньше первой на
величину AFa.
Площадь треугольника AFa, к тому
же, следует считать «опасной зоной»,
так как трубопровод всасывающего
коллектора частично или полностью
(в зависимости от крена) будет
находиться в этой зоне, и жидкий аммиак
может засасываться из затопленного
коллектора в отделитель жидкости и
далее в компрессор, что может привести
к влажному ходу или заливу
компрессора жидким аммиаком. Кроме того,
отсутствие на участке FE свободной
поверхности жидкого аммиака
значительно ухудшит условия кипения и па-
роотделения.
Таким образом, и правый, и левый
крены при крайнем расположении
датчика ПРУ отрицательно влияют на
работу холодильной установки, в
частности, на процесс теплообмена в
батареях воздухоохладителей.
Схема с осевым расположением
датчика ПРУ (см. рис. 2) имеет
значительные преимущества перед первой
схемой. При такой установке датчика
крен до 5° не влияет на объем
заполнения батареи, так как площади
треугольников СОО' и АОВ равны. Иначе,
на сколько справа от осевой линии М
объем заполнения уменьшается, на
52

столько же он увеличивается слева от
осевой линии. До 5° крена «опасная
зона» отсутствует полностью, при
большем крене она возрастает
незначительно. При крене до 5° жидкость будет
иметь свободную поверхность по всей
условной верхней плоскости батареи.
Это создаст благоприятные условия
для кипения и пароотделения. При
крене до 5° включительно можно с
достаточной для практики точностью
считать, что батарея заполняется
аммиаком по базисной линии, т. е. по расчету.
В настоящее время на всех БМРТ
проекта 394 датчики ПРУ
воздухоохладителей расположены в камерах
замораживания за ограждающими
металлическими шторами. Это крайне
затрудняет технический уход за датчиками.
Для осмотра датчиков при таком
расположении нужно освободить камеры
от замораживаемой рыбы и отключить
ее на значительное время. Поэтому во
время заводского ремонта судна датчи-
К отделителю
жидкости.
м
Ы
Н жидкостношьл
колонке \\
Рис. 3. Элемент конструкции переборки камеры
замораживания с вынесенным наружу датчиком
(вид сбоку):
/ — базисная линия; 2 -
ки целесообразно вынести наружу, за
переборку камеры (рис. 3). Отсечные
вентили (на рисунке не показаны)
можно установить в камере или снаружи ее.
Внекамерное расположение датчиков
обеспечит возможность надлежащего и
доступного ухода и контроля за ними.
По обмерзанию датчиков можно
получить дополнительную информацию
об уровне аммиака в батареях камер.
УДК 536.6:621.565.92.001.4
УСТРОЙСТВО ДЛЯ ТЕПЛОВЫХ
ИСПЫТАНИЙ ОГРАЖДАЮЩИХ
КОНСТРУКЦИЙ ТЕРМОКАМЕР
И БЫТОВЫХ ХОЛОДИЛЬНИКОВ
В. А. БОШЕРНИЦАН, В. Н. БЫКОВ,
Б. М. ШЕЙКИН, Е. Б. РУМЯНЦЕВ
Качество теплоизоляционных
конструкций и материалов обусловливается
рядом теплофизических свойств,
которые оцениваются комплексом
различных показателей.
Одной из интегральных
характеристик, учитывающих теплоизоляционные
свойства всей конструкции, является
коэффициент теплопроходимости kF,
который характеризует свойства
изделия в целом в зависимости от качества
изготовления отдельных элементов и
сборки.
Стандарты не предусматривают
испытания теплоизоляционных
конструкций холодильников в целях
определения kF, однако жестко
регламентируют параметры, непосредственно
связанные с теплопроводностью и
суммарными теплопритоками [3].
Поэтому большой практический
интерес представляет быстрое и точное
определение значения kF.
Экспериментально величину kF
устанавливают следующим образом.
Через стенки испытываемой
конструкции с помощью электронагревателя,
помещенного внутри холодильника,
создают тепловой поток.
Вольтметром и амперметром (или
ваттметром) измеряют электрическую
мощность нагревателя и по ней
находят количество тепла Q.
Термопарами или термометрами
сопротивления, распределенными
равномерно по объему теплоизоляционной
конструкции, измеряют температуру
внутри нее и снаружи. По
полученным значениям определяют Д/ср[1].
Недостатком такого способа является
сложность измерений, трудоемкость
обработки результатов и, в связи с этим,
снижение точности получаемых
результатов.
Одной из проектно-конструкторских
организаций Министерства сельского
хозяйства СССР разработано
устройство для определения коэффициента
теплопроходимости изоляционных
конструкций объемом от 80 до 1500 л.
Для автоматизации и ускорения
измерений с ее помощью находят
среднюю разность температур, а не
абсолютные значения локальных
температур с последующим их усреднением.
Величину Д?ср определяют термодатчи-
53

ками, равномерно распределенными
вокруг ограждающей конструкции с
внутренней и внешней стороны, с
последующим преобразованием сигналов
от термодатчиков в величину Д/ср.
Для этого авторами разработан
специальный нормирующий
преобразователь.
Второй существенной особенностью
предлагаемого устройства является
возможность задания различных значений
фиксированного теплового потока Q
в зависимости от средней площади
поверхности испытываемой
конструкции. Фиксированные значения Q могут
быть заданы ступенчато — от 16
до 600 Вт.
И, наконец, в целях ускорения
получения значений kF и уменьшения
субъективной составляющей ошибки
в измерительную цепь для обработки
результата введен цифровой
функциональный преобразователь [2],
позволяющий индицировать конечный
результат в Вт/К.
Функциональная схема устройства
для измерения kF представлена на
рисунке.
Внутри теплоизоляционной
конструкции холодильника находятся источник
теплового потока Н и интегральный
термометр В1, состоящий из 14
термометров сопротивления,последовательно
соединенных и равномерно
распределенных по объему. Источник теплового
потока Н — электронагреватель
питается через стабилизатор СТП.
Термометр В2 аналогичен В1. Его
термометры сопротивления равномерно
размещены снаружи испытываемой
1 jL4 J
I j—l?
Ycrn
—43
. Li
Tn
=m iz
1ш*р
FU
ЦНП
<РП
r
\кЛ
Функциональная схема устройства для испытания
ограждающих конструкций холодильников на
теплопроходимость:
В1, В2 — интегральные термометры сопротивления; НП —
нормирующий преобразователь, МУ — масштабный усилитель,
ЦИП — цифровой измерительный прибор; ФП «—» —
функциональный преобразователь, СТП, ЗТП — соответственно
стабилизатор и задатчик теплового потока, И «kF» —
индикатор; Н — нагреватель
конструкции. Все термометры
подключены к нормирующему
преобразователю НП, который преобразует их
сопротивление в напряжение,
пропорциональное разности температур Д/ср
внутреннего и наружного воздуха:
U(Mc?)=Kl(tl-t2),
где(/(Д/с р) —напряжение, пропорциональное
разности температур, At =t{—12;
t{ — средняя температура внутреннего
воздуха;
t2 — средняя температура наружного
воздуха, измеренная на расстоянии
200 мм от наружной поверхности
конструкции;
К\ — коэффициент пропорциональности
между напряжением и
температурой.
Преобразователь НП функционально
связан с маштабным усилителем МУ,
коэффициент пропорциональности
которого численно равен /B=1/Q и
определяется задатчиком теплового потока
ЗТП в зависимости от заданной
величины Q. Таким образом, на
выходе усилителя МУ сигнал численно
равен \/kF. Его измеряют цифровым
измерительным прибором ЦИП,
который позволяет получать значение
напряжения, пропорциональное 1 /kF,
в виде двоично-десятичного кода для
дальнейших преобразований в
функциональном преобразователе ФП. Кроме
того, ЦИП с помощью НП измеряет
отдельно температуры tx и t2,
необходимые для контроля за работой
устройства.
Функциональный преобразователь
ФП представляет собой цифровой
процессор, собранный на основе
большой интегральной схемы [2] и
реализующий функциональную зависимость
у=1/х.
Результат преобразования
индицируется на цифровом индикаторе.
Измерение коэффициента теплопро-
ходимости сводится к установке
задатчиком необходимого теплового по-
тока, выдержке паузы на время
переходного процесса для
стабилизации температуры внутри и снаружи
конструкции и нажатию кнопки «пуск»
на приборе ЦИП. После чего
показания kF индицируются в Вт/К.
Автоматизация процесса измерений
позволяет использовать разработанное
устройство при периодических цеховых
испытаниях изготавливаемых
теплоизоляционных конструкций. Это, в свою
54

очередь, дает возможность оперативно
вмешиваться в технологический процесс
в целях предотвращения брака, а также
контролировать качество готовых
сборочных единиц и изделий. Так,
например, использование такого устройства
в процессе испытания холодильников
при выпуске их в количестве 250 тыс. шт.
в год позволяет получить
экономический эффект до 50 тыс. руб.
ИЮБРЕТЕНИЯ
A1) 1002753 B1) 3377117/23-06 B2) 28.12.81
3E1) F 25 В 1/00 E3) 621.574 G2) А. Г. Ионов,
С. П. Сердобинцев G1) Калининградский
технический институт рыбной промышленности и
хозяйства E4) E7) 1. ХОЛОДИЛЬНАЯ
УСТАНОВКА для охлаждения объекта с циклично
изменяющейся тепловой нагрузкой,
преимущественно скороморозильного аппарата, содержащая
ресивер с паровой и жидкостной полостями,
к первой из которых подключен холодильный
агрегат с компрессором, конденсатором и
дросселем, а к второй — контур циркуляции жидкого
хладагента с насосом и охлаждаемым объектом,
отличающаяся тем, что, с целью повышения
экономичности, установка дополнительно
содержит тепловой стабилизатор с постоянной
времени, равной 0,3—1,0 продолжительности цикла
тепловой нагрузки, включенной в контур
циркуляции жидкого хладагента между охлаждаемым
объектом и ресивером.
2. Установка по п. 1, отличающаяся тем,
что тепловой стабилизатор размещен в
жидкостной полости ресивера.
A1) 1002756 B1) 3355767/23-06 B2) 04.11.81
3E1) F 25 В 15/04; F 25 В 49/00; С 01 С1/04
E3) 621.575 G2) А. К. Бабиченко, С. А. Еро-
щенков, В. Т. Ефимов, А. Р. Букаров, В. il.
Василенко, В. И. Мериуц E4) E7) СПОСОБ
РЕГУЛИРОВАНИЯ
ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ АГРЕГАТА СИНТЕЗА АММИАКА с кон
денсационной колонной и испарителями,
включенными в циркуляционную магистраль со смесью
газа с парами аммиака, абсорбционной и турбо-
холодильной установками, снабженными
конденсаторами воздушного охлаждения, путем
изменения подачи жидкого хладагента в испарители
в зависимости от его уровня и концентрации
в последних и расхода отводимой из них
флегмы, отличающийся тем, что, с целью
повышения экономичности, дополнительно измеряют
температуру воздуха, охлаждающего конденсаторы,
и температуру газа на входе в
конденсационную колонну и по измеренным величинам
дополнительно изменяют подачу жидкого
хладагента в испарители.
Список использованной литературы
1. Дмитриев В. И., Писаренко В. Е.
Определение теплоизоляционных свойств
ограждений бытового двухкамерного
холодильника. — Холодильная техника, 1980, № 8,
с. 26—28.
2. Проектирование микроэлектронных
цифровых устройств / О. Е. Пятлин, П. И. Ов-
сищер, И. М. Лазер и др. М.: Советское
радио, 1977, с. 43—52.
3. Стандарт СЭВ 608—77. Приборы
холодильные бытовые, с. 15—21.
A1) 1002759 B1) 3361701/23-06 B2) 03.12.81
3E1) F25 В 33/00; F 25 В 15/10 E3N21.575G2)
Л. И. Морозюк, Н. Ф. Хоменко, В. К. Шпилевой,
Г. М. Олифер G1) Одесский технологический
институт холодильной промышленности и Василь-
ковский завод холодильников
E4) E7) 1. КИПЯТИЛЬНИК
ДИФФУЗИОННОГО ХОЛОДИЛЬНОГО АГРЕГАТА, содержа
щий корпус с нагревателем внутри и
подключенный к корпусу термосифон, отличающийся
тем, что, с целью упрощения конструкции и
повышения экономичности, термосифон размещен
снаружи корпуса и имеет с ним тепловой контакт.
2. Кипятильник по п. 1, отличающийся тем,
что нагреватель имеет тепловой контакт с
корпусом в месте расположения термосифона.
3. Кипятильник по п. 2, отличающийся тем,
что часть нагревателя встроена в стенку
корпуса.
A1) 1002760 B1) 3301698/23-06 B2) 18.06.81
3E1) F 25 В 39/00; F 28 D 15/00 E3) 621.565.94
G2) А. Ф. Семенов, В. il. Павлов, В. Б. Осин,
Ю. Д. Шапошников
E4) E7) ТЕТ1ЛООБМЕННЫЙ AililAPAT,
преимущественно конденсатор-испаритель,
содержащий расположенные одна над другой и
разделенные перегородкой камеры с подводящими
и отводящими патрубками для рабочих сред
и оребренные стержни из теплопроводного
материала, введенные внутрь камер и жестко
укрепленные на перегородке, отличающийся тем,
что, с целью снижения трудоемкости при
ремонте аппарата, стержни выполнены составными
и их части соединены между собой в зоне
перегородки посредством резьбового соединения.
A1) 1000693 B1) 3354991/23-06 B2) 19.11.81
3 E1) F 25 В1/00 E3) 621.57 G2) А. И.
Набережных, О. il. Голубев, А. В. Максимов G1)
Московский технологический институт
Министерства бытового обслуживания населения РСФСР
E4) E7) КОМПРЕССИОННАЯ
ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА, содержащая замкнутый
контур рабочего тела, в который
последовательно включены компрессор, форконден-
сатор, охлаждающий змеевик, конденсатор,
дроссель и испаритель, отличающаяся тем, что,
с целью повышения холодопроизводительности
и долговечности, она дополнительно содержит
второй форконденсатор, установленный з
контуре перед первым форконденсатором, а
компрессор снабжен охлаждающей рубашкой,
включенной в контур между форконденсаторами.
55

КРИТИКА.
i мммогмтия
УДК 621.57@35.5)@49.32)
НОВЫЙ СПРАВОЧНИК
ПО ХОЛОДИЛЬНЫМ МАШИНАМ
«Холодильные машины». Серия «Холодильная
техника». Под ред. А. В. Быкова. Справочник.
М.: Легкая и пищевая промышленность, 1982,
46 000 экз., 224 с, 1 р. 60 к.
Справочник «Холодильные машины» серии
«Холодильная техника» является логическим
продолжением справочника «Холодильные
компрессоры». Преемственность между ними имеет
принципиальное значение.
Рецензируемый справочник содержит семь
глав.
Первая глава посвящена общим принципам,
на которых основаны конструкции и работа
холодильных машин и тепловых насосов. В ней
приведена подробная классификация
холодильных машин, указаны предпочтительные области
применения машин различных типов. Для паро-
компрессионных холодильных машин дана
унифицированная методика расчета, пригодная для
самых разных вариантов схем — от
одноступенчатой до сложных многоступенчатых.
Приведен общий материал по теплотехническим
характеристикам холодильных машин, включая
обобщенные характеристики, позволяющие в первом
приближении сопоставлять разнообразные
машины, работающие в неодинаковых
температурных режимах. Значительная часть главы
посвящена тепловым насосам, которые в настоящее
время получили широкое применение. Здесь
представлены материалы по теории и расчету,
рабочим веществам, схемам и конструкциям.
Несколько инородным в этой главе выглядит
анализ работы одноступенчатой парокомпрессион-
ной холодильной машины в нестационарном
режиме, поскольку он относится к частному
случаю.
Во второй главе даны обширные сведения об
агрегатированном холодильном оборудовании
(комплексных машинах и агрегатах различного
состава). Приведен фактический материал,
включающий основные технические характеристики,
чертежи общих видов, графики холодопроиз-
водительности и потребляемой мощности
большого числа холодильных машин и агрегатов.
Описаны в основном все выпускаемые
отечественной промышленностью парокомпрессионные
холодильные машины, за исключением тех,
которые представлены в других справочниках
данной серии. Следует отметить отсутствие данных
о машинах, снятых с производства, но пока еще
находящихся в эксплуатации, а также
недостаточность сведений о холодильном оборудовании
иностранных фирм.
В третьей главе описаны абсорбционные
холодильные машины, в основном водоаммиачные
и бромистолитиевые. Рассмотрены процессы
в ? , i -диаграмме, тепловые расчеты, схемы и
конструкции, технические характеристики
конкретных моделей. Представлен материал об
эффективности применения абсорбционных
холодильных машин. По сравнению с аналогичной
главой энциклопедического справочника
«Холодильная техника» (М., Госторгиздат, 1960,
т. 1, 544 с), здесь содержится гораздо больше
информации (новые типы бромистолитиевых
машин; схемы со ступенчатой абсорбцией, абсорб-
ционно-резорбционные и др.; конструкции
аппаратов и т. д.).
Четвертая глава включает сведения об эжек-
торных холодильных машинах, которые, хотя
и имеют свою область применения и
производятся отечественной промышленностью, но
отличаются значительными необратимыми потерями.
Конструкции эжекторных машин за последние
годы существенно не изменились. Однако холо-
допроизводительность машин, выпускаемых
московским заводом «Компрессор», возросла в 1,5
раза и достигла 1750 кВт.
Пятая глава посвящена воздушным
холодильным машинам. Здесь изложены основы теории,
приведены схемы, конструкции и технические
характеристики детандерных холодильных машин
и охлаждающих устройств с вихревыми
трубами. В сравнении с вихревыми охладителями де-
тандерные машины рассмотрены недостаточно
полно. Вряд ли это справедливо. В частности,
в разделе «Основы теории и расчета» турбо-
детандерных холодильных машин,
представляющих собой сложные объекты современного
машиностроения, используются всего лишь две
формулы, относящиеся к холодильному
коэффициенту цикла; о расчете элементов этих машин
(компрессор, детандер, теплообменные аппараты)
практически не сказано ничего. На наш взгляд,
это — существенный пробел в данном
справочнике.
Две последние небольшие главы содержат
материал по автоматизации холодильных машин
и хладоносителям. Здесь приведены сведения о
системах автоматизации, способах регулирования
холодопроизводительности. Даны общие схемы
автоматизации холодильных машин различных
типов (с поршневым, винтовым и центробежным
компрессорами, а также абсорбционных машин).
Рассмотрены теплофизические и
эксплуатационные свойства хладоносителей.
В целом новому справочнику следует дать
высокую оценку. В нем отражены достижения
отечественного и мирового холодильного
машиностроения за время, прошедшее после выхода
энциклопедического справочника по холодильной
технике в 1960 г. Форма изложения и текст
справочника, как и предшествующих
справочников данной серии, отличаются ясностью и
способствуют тому, чтобы читатель мог свободно
ориентироваться в многообразии холодильного
оборудования.
Заслуженный деятель науки и
техники РСФСР, д-р техн. наук,
проф. А. М. АРХАРОВ
56

новости
иностранно!
тиснит
УДК 621.57-935.4:621.175
ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ТЕПЛА
КОНДЕНСАЦИИ
В ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИНАХ
Канд. техн. наук В. М. ШАВРА
Всесоюзный заочный институт
пищевой промышленности
Канд. техн. наук С. Р. ГОПИН
Специальное конструкторское бюро по созданию
воздушных и газовых турбохолодильных машин
В. А. СОБОЛЕВ, Ю. Б. ПРЖЕТИШЕВСКИЙ
Московский специализированный комбинат
холодильного оборудования
В последние годы за рубежом использование
отработанного тепла холодильной машины
является предметом ряда исследований и разработок
[3,4,5].
Регенерация тепла уже много лет
применяется в энергетике (подогреватели питательной
воды, экономайзеры, воздухоподогреватели,
газотурбинные регенераторы и т. д.), но в
холодильной технике ей уделяется еще недостаточное
внимание. Это можно объяснить тем, что обычно
сбрасывается тепло низкого потенциала (при
температуре ниже 100°С), поэтому для его
использования необходимо вводить в холодильную
систему дополнительные теплообменники и приборы
автоматики, что усложняет ее. При этом она
становится более чувствительной к изменению
внешних параметров.
В связи с энергетической проблемой в
настоящее время проектировщики, в том числе и
холодильного оборудования, вынуждены более
внимательно анализировать традиционные системы в
поисках новых схем с регенерацией тепла
конденсации [2].
Первенство в разработке технологии
регенерации тепла принадлежит европейским фирмам,
так как в Европе сложились более высокие цены
на электроэнергию в сравнении с ценами в США
[2].
Фирма «Костан» (Италия) в последние годы
разработала и поставляет в СССР комплектное
холодильное оборудование с системой утилизации
тепла воздушных конденсаторов для отопления
торгового зала магазинов типа «Универсам».
По данным фирмы «Костан», такие системы
позволяют сократить общее энергопотребление в
магазине на 20—30%.
Основная цель регенерации — использование
максимально возможного количества тепла,
выделяемого холодильной машиной в окружающую
среду. Обычно оно используется по двум схемам.
Тепло передается либо непосредственно потоком
теплого воздуха в торговый зал магазина во
время отопительного сезона, либо в
дополнительный теплообменник-аккумулятор для получения
теплой воды, которая используется для
технологических нужд в течение всего года.
Опыт эксплуатации систем по первой схеме в
США [1] показал, что они просты в
эксплуатации, но сравнительно громоздки, требуют
установки дополнительных вентиляторов для
перемещения большого количества воздуха и воздушных
фильтров, что в конечном итоге повышает
первоначальные эксплуатационные расходы.
Учитывая экономические факторы,
предпочтение отдается более сложным схемам, хотя их
реализация неизбежно сталкивается с большими
проблемами при эксплуатации [3].
Потенциальное количество тепла холодильных
машин, которое можно использовать для
регенерации, достаточно велико.
Ниже приведены данные, характерные для
централизованного хладоснабжения магазинов
«Универсам» в США при холодопроизводитель-
ности холодильной машины от 3 до 15 кВт [1]:
Температура кипения Общее количество тепла,
хладагента /0, с
R12
—6,7
— 12,2
R502
—31,7
—37,2
С
кВт,
выделяемого
холодильной машиной
10,0—45,7
7,2—37,5
11,4—27,8
9,1—23,3
Этого количества тепла достаточно для
создания комфортных условий в магазине в течение
всего отопительного сезона за исключением самых
холодных дней [1]
Фирма «Данфосс» [3] разработала
следующие схемы регенерации тепла холодильных
машин и способы автоматизации их работы.
Наиболее простая схема с последовательным
соединением конденсатора и аккумулятора
кЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧУЧЧЧЧТ^1
лулчул-^ул^л^-^\1\з
\SSS\\SSSS\S\SSS\\\\\^4
Рис. 1. Схема регенерации тепла с последователь
ным соединением конденсатора и аккумулятора
а — простая схема; б — с регулятором давления; в — с диф
ференциальным клапаном; г — с ресивером специальной кон
струкции; д — с ресивером вертикального типа; / — компрес
сор; 2 — теплообменник-аккумулятор; 3 — воздушный кон
денсатор; 4 — ресивер; 5 — регулятор давления; 6 — диф
ференциальный клапан. Штриховой линией показана циркуля
ция воды
57

(рис. 1, а) работает следующим образом. При
температурах воды на входе в теплообменник-
аккумулятор 2 tw и окружающего воздуха t0B,
равных 10°С, температура конденсации tK состав-
ляет~20°С.
В течение короткого времени (например, ночи)
вода в аккумуляторе нагревается до 50°С, a tK
повышается до 30°С. Объясняется это тем, что
общая производительность конденсатора и
аккумулятора понижается, так как при нагреве воды
снижается первоначальный температурный напор
в аккумуляторе.
Повышение tK на 10°С вполне допустимо,
однако при неблагоприятных сочетаниях высокой
температуры t0B и малого потребления воды
может наблюдаться и более значительное ее
повышение. Эта схема имеет следующие недостатки
при эксплуатации: колебания давления
конденсации; периодическое значительное понижение
давления в ресивере, что ведет к нарушению
питания испарителя жидкостью; возможное
обратное перетекание жидкости в воздушный
конденсатор во время остановки компрессора, когда
/0 в значительно ниже температуры в ресивере.
Установка регулятора давления конденсации
5 (рис. 1, б) позволяет предотвращать обратное
перетекание конденсата из ресивера в
воздушный конденсатор, а также поддерживать
необходимое давление конденсации, например
соответствующее /К = 25°С.
При повышении tw до 50°С и t0B до 25°С
регулятор давления 5 полностью открывается,
при этом падение давления в нем не превышает
0,001 мПа.
Если tw и /ов снижаются до 10°С, то
регулятор давления закрывается и внутренняя
полость воздушного конденсатора, а также часть
змеевика теплообменника-аккумулятора
заполняются жидкостью. При повышении tK до 25°С
регулятор давления снова открывается и
жидкость из воздушного конденсатора выходит
переохлажденной. Давление над поверхностью
жидкости в ресивере будет равно давлению
конденсации минус падение давления в регуляторе 5,
причем давление в ресивере может стать
настолько низким (например, соответствовать /К = 15°С),
что жидкость перед подачей к регулирующему
вентилю не будет переохлажденной. В этом
случае необходимо ввести в схему регенеративный
теплообменник.
Для поддержания давления в ресивере в
схему также вводится дифференциальный клапан 6
(рис. 1, в). При /ОВ=20°С и /Ш=40°С
дифференциальный клапан закрыт, падение давления в
трубопроводах воздушного конденсатора,
теплообменника-аккумулятора и регулятора давления
5 незначительно.
При понижении t0 3 до 0°С, a tw до 10°С
жидкость перед регулятором давления 5 будет
иметь температуру примерно 10°С. Падение
давления в регуляторе давления 5 станет
значительным, откроется дифференциальный клапан
6, и горячий пар будет поступать в ресивер.
Однако и это полностью не исключает
проблемы отсутствия переохлаждения жидкости в
ресивере. Необходима обязательная установка
регенеративного теплообменника либо
использование ресивера специальной конструкции (рис. \,г).
В этом случае холодная жидкость из
конденсатора направляется непосредственно в жидкостный
трубопровод. Того же можно достигнуть
установкой вертикального ресивера (рис. 1, д), в котором
более холодная жидкость опускается на дно, а
горячий пар поступает в верхнюю часть.
Расположение регулятора давления 5
предпочтительно по схеме (рис. 2) между
теплообменником-аккумулятором и воздушным
конденсатором по следующим причинам: зимой может
потребоваться много времени на достижение
необходимого давления конденсации; в компрессорно-
конденсаторном агрегате редко бывает
достаточной длины трубопровод между конденсатором и
ресивером; в существующих установках
необходимо отключать сливной трубопровод с целью
встраивания теплообменника-аккумулятора. По
этой схеме устанавливается и обратный
клапан 7.
Разработаны [3] схемы с параллельным
соединением воздушных конденсаторов для
поддержания в одном помещении температуры 20°С, а в
другом, где часто открываются зимой двери,
10°С. Такие схемы также требуют установки
регуляторов давления и дифференциальных клапанов
(рис. 3).
При параллельном соединении конденсаторы
с регенерацией тепла в летнее время обычно не
работают, и давление в них несколько ниже,
чем в основном конденсаторе. Вследствие
неплотного закрытия соленоидных и обратных клапанов
возможны рециркуляция жидкости и их
заполнение. Во избежание этого в схеме
предусматривают байпасный трубопровод (рис. 4), через
который периодически включается конденсатор с
регенерацией тепла по сигналу реле времени.
Колебания тепловой нагрузки основного
конденсатора и конденсаторов с регенерацией тепла
требуют использования в таких схемах ресивера
большей емкости, чем в холодильных машинах
без регенерации тепла, либо установки
дополнительного ресивера параллельно первому, что
приводит к необходимости увеличения количества
хладагента для заправки системы.
Анализ в работе [4] различных схем
регенерации тепла с использованием стандартных
теплообменников коаксиального типа (труба в трубе)
при полной конденсации в них и использовании
лишь теплота перегрева паров показывает, что
установка работает экономичнее при полной
конденсации в регенераторе тепла лишь при
непрерывном и стабильном использовании теплой воды.
Эффективность использования тепла
холодильной машины для получения теплой воды,
работающей по двум циклам (с температурой
кипения — 10°С и разными температурами
конденсации 35 и 55°С) рассматривается в работе [5].
В качестве регенератора тепла используется
дополнительный противоточный водяной
теплообменник, передающий тепло перегрева паров
хладагента при температурном напоре 5°С.
Показано [5], что при холодопроизводитель-
ности компрессора 10 кВт и потребляемой мощ-
Рис. 2. Схема установки регулятора давления:
/—6 — обозначения см. на рис. 1; 7 — обратный клапан;
8 — реле давления, включающее и выключающее двигатель
вентилятора
58

Рис. 3. Схема регенерации с
параллельным включением воздушных
конденсаторов:
/ — компрессор; 2 — воздушный конденсатор
с регенерацией тепла; 3 — основной
воздушный конденсатор; 4 — ресивер; 5 — регулятор
давления; 6 — дифференциальный клапан;
7 — обратный клапан; 8 — реле давления,
включающее и выключающее двигатель
вентилятора, 9 — соленоидный клапан; 10 —
реле температуры; // — дополнительный
радиатор отопления
Рис. 4 Схема с байпасной линией низкого
давления:
1— // — обозначения см. на рис 3; 12 — реле времени
ности 2,1 кВт (/к = 35°С) в основном
конденсаторе можно нагреть воду (при расходе ее
0,012 кг/с) с 10 до 30°С, а затем в регенераторе
повысить температуру воды с 30 до 65°С.
В цикле с гк = 55°С при холодопроизводитель-
ности 10 кВт и потребляемой мощности 3,5 кВт
в основном конденсаторе вода (при расходе
0,05 кг/с) нагревается с 10 до 50°С и затем в
дополнительном теплообменнике-регенераторе
вода (при расходе 0,017 кг/с) нагревается с 50
до 91°С. С точки зрения энергетического анализа
в первом случае полезно используется 13,7%,
во втором — 52% всей подводимой энергии.
Во всех случаях при выборе системы
регенерации тепла холодильной машины необходимо
определить следующее:
холодопроизводительность компрессора и
тепловую нагрузку на конденсатор;
режим работы холодильной машины в летний
и зимний периоды;
потребность в утилизированном тепле;
взаимосвязь между обогревом помещения и
нагревом воды;
требуемую температуру теплой воды и расход
ее по времени;
надежность работы холодильной машины в
режиме получения холода.
Опыт эксплуатации систем регенерации тепла
за рубежом [1] показывает, что первоначальные
капитальные затраты на систему регенерации
тепла в крупных магазинах окупаются в течение
5 лет, поэтому внедрение их экономически
целесообразно.
Список использованной литературы
1. Ленгли Б. К. Холодильная техника и
кондиционирование воздуха. М.: Легкая и
пищевая промышленность, 1981, 479 с.
2. Таборек Д. Проектирование
теплообменников. — В кн.: Теплообмен. Достижения.
Проблемы. Перспективы. М.: Мир, 1981,
с. 265—307.
3. Lassen О. — The Danfoss J., 1981, № 1,
pp. 2-5.
4. Hage M. — Klima + Kalteingenieur, 1979,
№ 5, S. 211—214.
5. Touber S. — Koeltechniek, 1981, № 11,
S. 230—232.
ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1) 1000697 F1) 885746 B1) 3255657/23-06
B2) 27.02.813E1) F 25 В 29/00 E3) 621.574
G2) В. В. Завадский, И. М. Шлигерский G1)
Сибирский автомобильно-дорожный институт
им. В. В. Куйбышева
E4) E7) УСТАНОВКА ДЛЯ ТЕПЛО- И
ХЛАДОСНАБЖЕНИЯ по авт св. № 885746,
отличающаяся тем, что, с целью увеличения
тепло- и холодопроизводительности, она
дополнительно содержит противоточный
теплообменник, одна ветвь которого включена между
испарителем и компрессором одной
холодильной машины, а другая — между конденсатором
и регулирующим вентилем другой холодильной
машины.
A1) 1000694 F1) 920332 B1) 3312214/23-06
B2) 30.06.81 3 E1) F 25 В 5/00; F 25 В 7/00
E3) 621.56 G2) С. Р. Гопин, Ю. С. Костылев,
В. А. Тихомиров, В. М. Чантурия, Е. А. Вер-
вельская, С. И. Куркин, Л. Г. Каплан, И. Н. Бе-
регович, В. Я. Якименко, М. А. Шкоп G1)
Всесоюзный научно-исследовательский и
экспериментально-конструкторский институт торгового
машиностроения
E4) E7) ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА
по авт. св. № 920332, отличающаяся тем, что,
с целью улучшения теплового контакта между
контурами холодильных машин, каждый
отделитель жидкости имеет второй змеевик,
размещенный внутри первого и соединенный на входе
с испарителем своей машины, а на выходе с
полостью отделителя жидкости этой машины в его
придонной части.
59

1ТДЕЛ
УДК 628.84:637.513.13
УСТАНОВКИ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
Канд. техн. наук В. И. ИВАХНОВ,
канд. техн. наук Л. Н. ТИХОМИРОВА,
Л. К. ДРАУДИНА
ВНИКТИхолодпром
Канд. техн. наук Р. И. ШАЗЗО,
В. Ф. КОЛЕСНИКОВ
СКО ВНИКТИхолодпром
Установки технологического
кондиционирования воздуха (технологические кондиционеры
рассольные ЯЮ-ОТР-7, ЯЮ-ОТР-13 и аммиачные
ЯЮ-ОТА-16) предназначены для поддержания
необходимого температурно-влажностного
режима в камерах созревания сыров, сушки колбас
и других помещениях с аналогичными темпе-
ратурно-влажностными режимами. Установки
выпускаются в климатическом исполнении «УХЛ»
категории 4 по ГОСТ 15150—69. Они
являются модернизированными модификациями ранее
выпускавшихся технологических кондиционеров
КТР-7, КТР-13, КТА-16.
Технические характеристики установок
приведены в табл. 1.
Установки укомплектованы воздухообрабаты-
вающим агрегатом и щитом автоматического
управления. Воздухообрабатывающий агрегат
выполнен в виде сборной горизонтальной
секционной конструкции и состоит (по направлению
движения воздуха) из воздушного фильтра,
камеры смешения, воздухоохладителя, калорифера
и увлажнителя (рис. 1). На рис. 1 вид в плане
воздухообрабатывающего агрегата приведен
только для установки ЯЮ-ОТР-13, планы двух
других установок аналогичны. Ширина (размер
Л на рис. 1) для рассольных установок дана
по калачам, для аммиачной — по патрубкам,
расположенным с обеих сторон
воздухоохладителя.
Агрегат устанавливают на бетонное
основание, к которому его крепят фундаментными
болтами диаметром 18 (ЯЮ-ОТР-7) или 20 мм
(ЯЮ-ОТР-13 и ЯЮ-ОТА-16).
В воздухообрабатывающем агрегате
осуществляется очистка рециркуляционного
воздуха от механических примесей, смешение
наружного и рециркуляционного воздуха,
охлаждение, осушка, нагрев и увлажнение.
Воздухоохладитель установки подключают к
действующей на предприятии системе
охлаждения (рассольной или непосредственного
охлаждения), калорифер — к коммуникациям горячей
воды или пара, увлажнитель — к паровой
линии.
Увлажнитель рекомендуется устанавливать
после вентилятора на горизонтальном участке
внутри нагнетательного воздуховода.
Установки обеспечивают автоматическое
регулирование параметров (температуры и
относительной влажности) воздуха включением в
работу по сигналу датчиков температуры и
влажности воздуха воздухоохладителя, калорифера и
увлажнителя.
Жидкий аммиак подается в нижние
патрубки воздухоохладителя, расположенные с обеих
его сторон, пары аммиака из воздухоохладителя
отсасываются через верхние патрубки,
расположенные также с обеих сторон аппарата.
Рассол в воздухоохладители рассольных
установок поступает через нижние патрубки и
выходит через верхние, причем в установке
ЯЮ-ОТР-7 вход и выход рассола
предусмотрены с одной стороны, в установке ЯЮ-ОТР-13 —
с разных сторон.
Установки включают и выключают вручную
со щита автоматического управления.
Их можно монтировать непосредственно в
камере либо в соседнем помещении (например,
коридор, антресоль). В последнем случае
воздухообрабатывающий агрегат соединяют с
кондиционируемым помещением нагнетательным
воздуховодом. Воздух рекомендуется всасывать
непосредственно в фильтр установки. Щит
автоматического управления (рис. 2) можно
устанавливать рядом с воздухообрабатывающим
агрегатом или в другом помещении, удобном для
контроля и управления работой установки. К
Таблица 1
110КЗЗЭТ6Л И
Холодопроизводительность, кВт (ккал/ч), при
температуре воздуха на входе в воздухоохладитель
12°С
Производительность по воздуху, м3/с(м3/ч) при
полном напоре 980 Па
Теплопроизводительность, кВт (ккал/ч),
калорифера
Диапазон регулирования
температуры, °С
относительной влажности, %
Потребляемая (электрическая) мощность
вентилятора, кВт
Марка вентилятора
Масса, кг
воздухообрабатывающего агрегата
щита управления
Марки технологических кондиционеров
ЯЮ-ОТР-7
20,0
A7 200)
1,94
G000)
21,0
A8 000)
10—16
70—95
5,5
Ц14-46 №4
1620
100
ЯЮ-ОТР-13
32,0
B7 500)
3,6
A3 000)
32,0
B7 500)
10—16
70—95
7,5
Ц14-46 №6,3
2620
100
ЯЮ-ОТА-16
50,0
D3 000)
4,4
A6 000)
50,0
D3 000)
10—16
70—95
7.5
Ц14-46 №6,3
2620
100
60

I (
в
1 v
k>j
|| 1
p
лРассол
4^
г
1^"
D
4>
Аммиак
Рис Г Габаритные и присоединительные размеры
воздухообрабатывающих агрегатов установок:
а — Я10-ОТР-13; б - ЯЮ-ОТР-7; в — ЯЮ-ОТА-16;
12 — датчики температуры и влажности; 3 —
воздушный фильтр; 4 — камера смешения; 5 —
воздухоохладитель; 6 — калорифер; 7 — вентилятор; 8. —
увлажнитель; размер Л = 1700 мм для ЯЮ-ОТР-13, 1260 мм для
ЯЮ-ОТР-7, 2100 мм для ЯЮ-ОТА-16
Рис. 2. Габаритные и присоединительные размеры
щита автоматического управления
—*л
А
т
100 600 /
I л I
dd;
! Р
. •»—J
010
395
Таблица 2
Тип установки
ОТР-7
ОТР-13
ОТР-7
ОТР-13
ОТА-16
ОТР-7
ОТР-13
ОТА-16
Наименование
Запорный, ГОСТ 18136—72
Запорный, ГОСТ 5761—74
Запорный, ГОСТ 5761—74
Вентиль
Обозначение
15кч16бр
15кч19П2
15кч 18п
°У
50
25
40
40
15

Количество
4
1
1

Продолжение табл. 2
Тип установки
Наименование
Обозначение

Количество
ОТА-16
ОТР-7
ОТР-13
ОТА-16
ОТР-7
ОТР-13
ОТА-16
ОТР-7
ОТР-13
ОТА-16
Запорный, ГОСТ 23229—78
Электромагнитный (СВМ),
ТУ—26—07—032—70
Электромагнитный,
ТУ—26—07—074—72 (на линии
парового увлажнения)
С электромагнитным приводом и
защелкой, ТУ—26—07—1049—72
15с 18п
15кч 888р
ПЗ.26.291— 010М
15кч 892п1—пЗ
15кч 892п1 — п4
40
40
10
25
50
2
1
1
1
1
щиту подводится от сети переменный ток
напряжением 380 В (три фазы и ноль)
Завод-изготовитель комплектует установку
воздухообрабатывающим агрегатом, щитом
автоматического управления и запорными
вентилями (табл. 2).
На базе этих установок могут быть
разработаны проекты сыродельных заводов и сырохрани-
лищ из расчета, что одна установка ЯЮ-ОТР-7
может обеспечить поддержание температурно-
влажностного режима в камере созревания
объемом 700 м3; установка ЯЮ-ОТР-13 — 1300,
установка ЯЮ-ОТА-16 — в камере объемом 1600 м3
Установки ЯЮ-ОТР-7, ЯЮ-ОТР-13 и
ЯЮ-ОТА-16 по ТУ 49—862—82 серийно
изготавливает Курганский опытно-механический
завод Росмясомолремпроекта F40027, г. Курган,
Химмашевская, 7,). Калькодержатель рабочей
документации — Северо-Кавказское отделение
ВНИКТИхолодпрома C50072, г. Краснодар,
72, ул. Тополиная, 2, СКО ВНИКТИхолодпром)
иювкпния
A1) 1006881 B1) 3324313/28-13 B2) 07.05.81
3 E1) F 25 D 21/02 E3) 621.574 G2) В. Н.
Дегтярев, В. А. Хромов, В. А, Канаво, В. С. Хорьков
E4) E7) УСТРОЙСТВО ДЛЯ
УПРАВЛЕНИЯ ОТТАИВАНИЕМ ИСПАРИТЕЛЯ
ХОЛОДИЛЬНОЙ МАШИНЫ, снабженного винтовыми
ребрами, содержащее последовательно
соединенные блок управления, усилитель и блок
оттаивания, отличающееся тем, что, с целью
снижения расхода энергии путем повышения
точности определения начала оттаивания, блок
управления содержит задатчик толщины
снеговой шубы, выполненный в виде переменной
емкости, при этом испаритель и задатчик
включены в цепь обратной связи усилителя, а
последний связан с блоком оттаивания через
трансформатор и детектор.
A1) 1006877 B1) 2985460/23-06 B2)
18.09.80 3 E1) F 25 В 9/02 E3) 621.576 G2)
В. М. Шляховецкий, Ю. С. Беззаботов, А. В. Ко-
новаленко G1) Краснодарский ордена
Трудового Красного Знамени политехнический институт
E4) E7) УСТРОЙСТВО ДЛЯ
ОХЛАЖДЕНИЯ ЖИДКОСТИ, содержащее последовательно
установленные сопло Л аваля с дозатором
охлаждаемой жидкости и холодоприемник с
магистралями подвода смеси, отвода газа и
охлажденной жидкости, отличающееся тем, что, с
целью снижения газодинамических потерь,
устройство дополнительно содержит тороидальную
электромагнитную катушку, магистрали
подвода смеси и отвода газа направлены по
внутренней касательной к ней, а магистраль отвода
охлажденной жидкости направлена по дуге
равноудаленной от катушки.
62

A1) 1000699 B1) 3330483/28-13 B2) 03.08.81
3 E1) F 25 D 29/00; С 12 F 3/08 E3) 663.257.9
G2) fl. С. Кудырко, il. В. Юрченко, В. М. Саен-
ко G1) Каменский спиртокомбинат
E4) E7) УСТАНОВКА ДЛЯ
ОХЛАЖДЕНИЯ ЖИДКОСТИ, включающая теплообменник,
чан-смеситель, насос, трубопроводы для
жидкого хладоносителя, охлаждаемой и охлажденной
жидкости и датчик температуры жидкости,
отличающаяся тем, что, с целью уменьшения на-
кипеобразования на поверхности
теплообменника, она снабжена сборником жидкости,
подключенным к трубопроводу охлаждаемой
жидкости перед насосом, и имеет дополнительный
трубопровод, связывающий трубопровод
охлажденной жидкости со сборником, при этом на
трубопроводе охлажденной жидкости перед чаном-
смесителем установлен клапан постоянного
давления, а в сборнике размещены датчик уровня
жидкости, связанный с установленным на
дополнительном трубопроводе регулирующим
механизмом, и датчик температуры жидкости,
сообщенный с регулирующим механизмом,
смонтированным на участке трубопровода
охлаждаемой жидкости между насосом и
теплообменником.
(И) 1006878 B1) 3322275/23-06 B2)
20.07.81 3 E1) F 25 В 9/02 E3) 621.576 G2)
В. М. Шляховецкий G1) Краснодарский
ордена Трудового Красного Знамени
политехнический институт
E4) E7) УСТРОЙСТВО ДЛЯ
ОХЛАЖДЕНИЯ ЖИДКОСТИ, содержащее сопло Лава-
ля с дозатором охлаждаемой жидкости и холо-
доприемник, отличающееся тем, что, с целью
снижения термодинамических потерь, между
соплом и холодоприемником дополнительно
установлен смеситель, выполненный в виде двух
концентрично расположенных одна в другой
цилиндрической и конической труб, из которых
наружная меньшим основанием обращена к холо-
доприемнику, а внутренняя — имеет
перфорированный участок длиной, равной 4—11 d,
отстоящий от сопла на расстоянии 2—9 d, где d —
диаметр внутренней трубы.
'ЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛ/ УЧЛЛАЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛЛ^
УДК 621.565.92:699.86
Выбор способа усиления теплоизоляции
действующих холодильников. ГИНДОЯН А. Г., ЛИ-
ФАНОВ Б. В. «Холодильная техника», 1983, № 6.
Проанализирована структура единовременных
затрат при различных способах усиления
теплоизоляции ограждений зданий холодильников в
процессе эксплуатации. На основе
технико-экономического анализа предложен метод выбора
оптимального способа замены и усиления
теплоизоляции.
Таблица 1. Иллюстрация 1. Список
литературы — 4 названия.
УДК 536.24
Влияние капиллярно-пористых покрытий
поверхности теплоотдачи на скорость охлаждения
криоинструментов. КИНЕВСКИЙ О. Ф.,
НАУМОВ А. В., КОСТОРНОВ А. Г., ТИТАРЕН-
КО И. В., ОСТРОВСКИЙ Ю. Н.
«Холодильная техника», 1983, № 6.
Приведены результаты исследований влияния
сетчатых и выполненных из спеченных
волокон капиллярно-пористых покрытий
поверхности теплоотдачи на интенсивность
переходного процесса при охлаждении
криохирургических инструментов. Определены параметры
покрытий, обеспечивающие наибольшие скорости
охлаждения теплопередающей стенки.
Таблиц 2. Иллюстраций 4. Список литературы —
5 названий.
УДК 621.565:658.53
К определению численности обслуживающего и
ремонтного персонала холодильных установок.
БЕЖАНИШВИЛИ Э. М., ТАЛАНОВ А. В.,
ХАЗАНОВ И. Г. «Холодильная техника», 1983,
№ 6.
Разработаны новые нормативы численности
обслуживающего и ремонтного персонала
холодильных установок. Приведена методика расчета
численности машинистов и слесарей-ремонтников.
Новые нормативы сопоставлены с нормативами
ЦБНТ и фактической численностью
обслуживающего и ремонтного персонала на предприятиях —
потребителях холода. На основе разработанных
нормативов сделано прогнозирование
ожидаемого условного высвобождения рабочей силы в
сфере эксплуатации холодильного оборудования
за одиннадцатую пятилетку.
Таблиц 5. Список литературы — 6 названий.
УДК 621.514.515:628.84
Центробежный компрессор малой холодопроиз-
водительности для судовой системы
кондиционирования воздуха. БАРЕНБОЙМ А. Б., ЗЕЛЕ-
НОВСКИЙ В. Ф., ШЛИФШТЕЙН А. И.
«Холодильная техника», 1983, № 6.
Приведены результаты расчетно-теоретического
анализа и данные экспериментальных
исследований, направленных на улучшение
характеристик центробежного компрессора малой холодо-
производительности. Показано, что выбор
оптимальных значений густоты лопаточной решетки
и отношения диаметров лопаток, а также
рациональное профилирование входной кромки
лопатки позволяют существенно повысить КПД
и коэффициент напора рабочего колеса и
ступени. На основании выполненных исследований
выбран оптимальный вариант проточной части
и создан центробежный компрессор холодопро-
изводительностью 12 кВт. Результаты испытаний
показали достаточно высокую энергетическую
эффективность и надежность этого компрессора.
Иллюстраций 5. Список литературы — 4
названия.
63

УДК 621.564:536:641.546.444
Термодинамические свойства нового хладагента
для бытовых холодильников. ЛАВРЕНЧЕН-
КО Г. К., НИКОЛЬСКИЙ В. А., БАКЛАН О. В.,
АРТЕМЕНКО Н. И. «Холодильная техника»,
1983, № 6.
Описаны результаты экспериментальных и
теоретических исследований, на основе которых
разработана математическая модель
термодинамических свойств 'нового МКХА, представляющего
смесь С02—R22—R12—R142. Построена
диаграмма энтальпия — давление в интервале
температур 233—353 К и давлений до 3,5 МПа.
Диаграмма позволяет с достаточной точностью
делать расчеты термодинамических циклов, ее
можно использовать также при проектировании
агрегатов холодильников, работающих на
данном МКХА.
Таблиц 5. Иллюстраций 2. Список литературы —
12 названий.
УДК 637.56.037.074
К обоснованию температурных режимов и
сроков хранения трески. КОРЖЕМАНОВА Л. А.
«Холодильная техника», 1983, № 6.
Приведены результаты исследования
качественного состояния трески в процессе хранения при
температурах —10, —18 и —28°С. Изменения
мышечных белков трески при холодильном
хранении оценивали по содержанию заряженных
групп, в том числе и сульф гидр ильных, на
поверхности саркоплазматических и миофибрилляр-
ных белков, расщепляемости белков под
действием трипсина и химотрипсина, растворимости
мышечных белков. Эти показатели использовали в
качестве набора признаков, по которым
рассчитали обобщенные критерии качества трески по
пригодности ее для хранения. На основании
полученных данных установлены рациональные
температурные режимы в зависимости от
предполагаемых сроков хранения трески.
Иллюстраций 4. Список литературы — 5
названий.
УДК 621.3.084.2
Преимущество осевого расположения датчиков
ПРУ. ЖИЛУНОВИЧ А. Т. «Холодильная
техника», 1983, № 6.
Показаны недостатки крайнего расположения
датчиков ПРУ в случае бокового крена судна.
При осевом расположении датчика крен до
5° не влияет на объем заполнения батареи.
Создаются благоприятные условия для кипения
и пароотделения.
Иллюстраций 3.
УДК 536.6:621.565.92.001.4
Устройство для тепловых испытаний
ограждающих конструкций термокамер и бытовых
холодильников. БОШЕРНИЦАН В. А., БЫКОВ В. Н.,
ШЕЙКИН Б. М., РУМЯНЦЕВ Е. Б.
«Холодильная техника», 1983, № 6.
Рассмотрена функциональная схема
автоматизированного устройства для испытания
ограждающих конструкций термокамер, холодильных
шкафов, морозильников и климатических камер на
теплопроходимость.
Иллюстрация 1. Список литературы — 3
названия.
УДК 536.24.001.5:621.565.93/.94
Влияние теплового сопротивления контакта на
эффективность поверхностей труб с насадными
ребрами. СУТЫРИНА Т. М., ПРОЗОРОВА Т. В.
«Холодильная техника», 1983, № 6.
Представлены результаты экспериментального
исследования влияния различных технологических
факторов на тепловое сопротивление контакта
и характеристики аппаратов с насадным оребре-
нием. Рассмотрено влияние натяга в соединении
труба — ребро, способа раздачи труб, их
покрытия мягкими металлами, покрытия ребер
лаком. Дана количественная оценка влиянию этих
факторов. Работа направлена на интенсификацию
трубчато-ребристых аппаратов с гофрированным
просечным оребрением путем улучшения контакта
труб с ребрами.
Таблиц 3. Иллюстраций 6. Список литературы —
3 названия.
РЕДАКЦИОННАЯ КОЛЛЕГИЯ: М. П. Кузьмин (главный редактор), Л. Д. Акимова (зам. главного редактора),
Н. Д. Абрамов, Е. М. Агарев, Л. Ф. Бондаренко, д-р техн. наук, проф. В. М. Бродянский, д-р техн. наук А. В. Быков,
И. М. Гиндлин, д-р техн. наук, проф. А. А. Гоголин, А. П. Еркин, И. М. Калнинь, д-р техн. наук, проф. Э. И. Каухчешви-
ли, В. Д. Леонов, А. П. Леонтьев, Г. А. Новиков,д-р техн. наук В. В. Оносовский, д-р техн. наук, проф. И. И. Орехов,
М. М. Позин, H. К. Плотников, Ю. Я. Сенягин, А. Н. Сергиенко, В. М. Шавра.
Технический редактор Н. Н. Зиновьев;
Рукописи не возвращаются
Сдано в набор 19.04.83 г. Подписано в печать 20.05.83 г Т-11043 Формат 70x108 1/16. Фотонабор. Высокая печать.
Объем 4,0 печ. л. Усл.-печ. л. 5,6. Усл. кр.-отт. 6,13. Уч. изд. л. 7,0. Тираж 10730 экз. Заказ 989
Адрес редакции: 125422, Москва, А-422, ул. Костикова, \г
Телефон 216-77-00
Ордена Трудового Красного Знамени
Чеховский полиграфический комбинат ВО «Союзполиграфпром»
Государственного комитета СССР по делам издательств,
полиграфии и книжной торговли
142300, г Чехов Московской области
64