ЕЖЕМЕСЯЧНЫЙ
НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЙ
И ПРОИЗВОДСТВЕННЫЙ
ЖУРНАЛ
МИНИСТЕРСТВА МЯСНОЙ
И МОЛОЧНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ СССР
ВСЕСОЮЗНЫЙ
НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ
ИНСТИТУТ
ХОЛОДИЛЬНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ
холодильная
в/1978 техника
МОСКВА
ИЗДАТЕЛЬСТВО «ПИЩЕВАЯ ПРОМЫШЛЕННОСТЬ»
ИЗДАЕТСЯ С 1923 ГОДА
СОДЕРЖАНИЕ
Холодильное машиностроение на новом этапе развития
Быков А. В., Канышев Г. А., Пряхин Р. В., Криниц-
кий Д. Г. Винтовой бессальниковый холодильный
компрессор с электродвигателем на стороне нагнетания
Розенфельд Л. М., Шмуйлов Н. Г., Зац Б. С. Развитие
производства абсорбционных бромистолитиевых
холодильных машин
Калнинь И. Мм Лебедев А. А. Расчет характеристик и
оптимизация компрессорных систем
Медовар Л. Е., Медникова Н. М. О внедрении
децентрализованных систем охлаждения
Креймер Н. Г., Иванова Р. Б., Пытченко В. П
Эффективность применения циклонных маслоотделителей для
поршневых компрессоров
Герасимов Н. А., Осипов Ю. В., Федотова Е. М.,
Михайлов Ю. В. Повышение эффективности работы
испарительных систем аммиачных холодильных установок
Коноваленко Е. Д., Кузнецов С. Ф. Улучшение технико-
экономических показателей испарителя водоохлаждаю-
щей машины МКТ20-2-0
Лавочник А. И., Вальдман Г. С, Ильин Г. П.
Кондиционеры для кабин тракторов
Перельштейн И. Им Кусляйкин Г. А. Термодинамические
свойства фреона-502
«ОЛИМПИАДА-80»
Савицкий И. К., Гоголина Т. В., Романова Т. А., Ру-
кин Ю. В., Фомин А. Н. Холод для новостроек «Олим-
пиады-80»
ОБМЕН ОПЫТОМ
Гущин А. В., Мазлов В. П., Медникова Н. М.,
Медовар Л. Ем Шестак В. И. Опыт перевода камеры
хранения цельномолочной продукции на децентрализованную
систему охлаждения
Чернявский Э. И. Изменение схемы контроля давления
всасывания у бессальниковых компрессоров автономных
кондиционеров
ХРОНИКА
Заседание секции по теплоиспользующим холодильным
машинам Научного совета ГКНТ в Москве
ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ
Серебряков В. П., Просвирников М. М.,
Просвирников Б. М. Как предотвратить пуск аммиачного
компрессора с закрытым нагнетательным вентилем
ИЗОБРЕТЕНИЯ 46,
КРИТИКА И БИБЛИОГРАФИЯ
Финкельштейн С. М. Новая книга по кондиционированию
воздуха
ХОЛОД-78
Фролов Ю. Н. Холодильное оборудование на
Международной специализированной выставке в Минске
СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
Шпенцер В. Б. Об обозначении хладагентов в
технической документации и научно-технической литературе
Калнинь И. М., Лебедев А. А. Оптимальные значения
отношений теоретических объемных производительностей
компрессоров в двухступенчатых компрессорных системах
Перельштейн И. И., Кусляйкин Г. А. Таблица
термодинамических свойств на линии насыщения и диаграмма
этальпия — давление фреона-502
Рефераты
2
6
10
13
22
26
29
31
33
38
42
47
50
52
57
53
55
58
59
60
63
CONTENTS
Refrigerating machine-building at a new stage of
development 2
Bykov A. V., Kanyshev G. A., Pryakhin R. V., Krinit-
sky D. G. Screw semihermetic refrigeration compressor
with a motor on discharge line 6
Rosenfeld L. M., Shmujlov N. G., Zats B. S. Production
development of absorption lithium bromide refrigerating
machines 10
Kalnin I. M., Lebedev A. A. Performance calculation and
optimization of compressor systems 13
Medovar L. E., Mednikova N. M. On introducing
decentralized refrigerating systems 22
Krejmer N. G., Ivanova R. В., Pytchenko V. P.
Effectiveness of cyclone oil separator application for piston
compressors 26
Gerasimov N. A., Osipov Yu. V., Fedotova E. M., Mi-
khailov Yu. V. Way of effectiveness increase in
performance of evaporative systems of ammonia refrigerating
installations 29
Konovalenko E. D., Kuznetsov S. F. Improvement of
technical and economical coefficients of evaporator in
water cooler MKT20-2-0 31
Lavochnik A. I., Valdman G. S., Iljin G. P. Air
conditioning units for tractor cabin 33
Perelstein I. I., Kuslyajkin G. A. Thermodynamic
properties of Freon-502 38
«OLYMPIC S-80»
Savitsky I. K., Gogolina T. V., Romanova T. A.,
RukinYu.V., Fomin A. N. Refrigeration for new projects
of «Olympics-80» 42
PRACTICE EXCHANGE
Gushchin A. V., Mazlov V. P., Mednikova N. M.,
Medovar L. E., Shestak V. I. Experience in change of
refrigerating system for storage rooms with whole milk product
into decentralized refrigerating system 47
Chernyavsky E. I. Change in suction pressure control
arrangement in semihermetic compressor of self—contained air
conditioner 50
MI SCELLANY
Meeting of Heat — using refrigerating machines
section of Scientific Council of State Committee on
Science and Engineering in Moscow 51
SAFETY RULES
Serebryakov V. P., Prosvirnikov M. M., Prosvirni-
kov В. М. In what way ammonia compressor should be
prevented with closed discharge valve from being started 52
INVENTIONS 46,57
BOOK REVIEW
Einkelstein s. M. New book on air conditioning 53
REFRIGERATI О N-78
Frolov Yu. N. Refrigerating equipment in international
specialized exhibition in Minsk 55
REFERENCE DATA
Shpentser V. B. On refrigerating agents designation in
technical documentations and scientific and technical
literature 58
Kalnin I. M., Lebedev A. A. Optimum meanings of ratio
of theoretical volumetric compressor capacities in two-
stage compressor systems 59
Perelstein I. I., Kuslyajkin G. A. Table on thermodynamic
properties in saturation line and diagram on enthalpy-
pressure of freon-502 60
SUMMARIES 63
Издательство «Пищевая промышленность», «Холодильная техника», 1978 г.

УДК 621.514.52.041
Винтовой бессальниковый холодильный компрессор
с электродвигателем на стороне нагнетания
Канд. техн. наук А. В. БЫКОВ,
Г. А. КАНЫШЕВ, Р. В. ПРЯХИН,
Д. Г. КРИНИЦКИЙ
ВНИИхолодмаш
Винтовые холодильные компрессоры двухротор-
ного маслозаполненного типа (ВМХК) [2]
работают в составе парокомпрессионных машин на
различных хладагентах (хладоны, аммиак и др.)
в широком диапазоне температур кипения и
разности давлений. Теоретическая
производительность в основном составляет от 450 до 5500 м3/ч.
Компрессоры преимущественно имеют
сальниковое исполнение.
В целях повышения энергетической
эффективности компрессоров, упрощения и сокращения
материалоемкости масляных систем и более
широкого применения этого типа компрессоров
проводится большой объем
научно-исследовательских и опытно-конструкторских работ. Особое
значение при этом придается возможности
применения винтовых компрессоров меньшей
производительности (ниже 880 м3/ч), чем
выпускаемые в настоящее время.
Значительными преимуществами при малой
производительности обладают винтовые
компрессоры со встроенным электродвигателем.
Например, для комплексных машин,
предназначенных для охлаждения жидкого хладоносителя,
разработаны и применяются винтовые масло-
заполненные холодильные компрессоры
герметичного типа со встроенным электродвигателем
на стороне нагнетания.
Преимущества герметичных ВМХК по
сравнению с сальниковыми общеизвестны.
В отличие от герметичных поршневых
компрессоров в ВМХК электродвигатель устанавливают
на стороне нагнетания. Это связано со
следующими особенностями ВМХК:
температура паров хладагента на стороне
нагнетания ВМХК относительно низка, например,
для R22 ?Н<80°С во всем диапазоне рабочих
температур кипения и при /К<50°С;
на стороне нагнетания в парах хладагента
находится значительное количество масла, которое
необходимо отделить, охладить и возвратить в
компрессор.
При размещении встроенного
электродвигателя на стороне нагнетания по сравнению с
размещением на стороне всасывания значительно
повышается коэффициент подачи ВМХК
вследствие уменьшения дроссельных потерь на
стороне всасывания; повышается надежность и
долговечность электродвигателя из-за резкого
снижения температуры обмотки статора в связи
с более интенсивным отводом тепла
масло-фреоновой смесью; исключается дополнительный
маслоотделитель, что снижает массу, габаритные
размеры и трудоемкость изготовления ВМХК,
а также повышает объемные и энергетические
коэффициенты; обеспечивается надежная работа
электродвигателя в широких пределах
регулирования производительности ВМХК, особенно
при работе на низких температурах кипения.
Эффективность работы электродвигателя
зависит от интенсивности отвода от него тепла, а
следовательно, от теплофизических свойств
среды, в которой он находится. Статор и ротор
электродвигателя обдуваются парами R22,
содержащими капли масла. Учитывая наличие в
газообразном хладагенте большого количества
масла, для расчета процесса теплоотдачи можно
использовать при вязкостном режиме течения в
каналах известные критериальные зависимос-
сти [3].
Известно, что критерии Re, Pr, Gr, которые
необходимы при определении коэффициента
теплоотдачи, зависят от линейных размеров
каналов, скорости и свойств среды •—»
теплопроводности X, кинематической вязкости v,
теплоемкости су плотности р.
На стороне нагнетания среда представляет
собой гетерогенную систему <— смесь хладагента
с каплями масла, однако для расчета
теплообмена можно принять гомогенную систему,
свойства которой зависят от массовых соотношений
компонентов смеси.
Для условий работы герметичного ВМХК на
R22, масле ХС-40, при /0=0°С, /К-40°С
и g"=0,5 кг масла/кг хладагента (g"«—удельный
расход масла) соотношения физических
параметров смеси на стороне нагнетания и хладагента
на стороне всасывания имеют следующие
значения:
С учетом изложенного расчетный коэффициент
теплоотдачи а от поверхности статора электро-
6

двигателя к смеси приблизительно в десять раз
выше, чем на стороне всасывания.
На стороне нагнетания разность температур
Д? поверхности статора электродвигателя и
среды составляет 25—30°С вместо 90— 110°С при
размещении электродвигателя на стороне
всасывания, поэтому плотность теплового потока
на стороне нагнетания будет только в 2,5—3,5
раза выше, чем на стороне всасывания.
Если габаритные размеры электродвигателя
выбраны по условиям всасывания, то
температура обмотки статора при установке
электродвигателя на стороне нагнетания будет
значительно ниже, чем при установке его на стороне
всасывания.
Электродвигатель, установленный на стороне
нагнетания в герметичном ВМХК, позволяет
использовать его как ступень маслоотделителя.
Вследствие подвижности ротора, резкого
изменения сечений каналов на периферии статора
и размещения сеток в опорах подшипников
капли масла эффективно отделяются от
газообразного хладагента. Маслосборник расположен в
нижней части корпуса электродвигателя. Через
готверстия в корпусе в него стекает масло из
электродвигателя и возвращается газообразный
хладагент, выделившийся из масла.
Герметичный компрессорный агрегат [1]
(рис. 1) состоит из винтового двухроторного
компрессора 2, электродвигателя 3, винтового
герметичного насоса 4У масляных кожухотруб-
ных холодильников водяного охлаждения 6,
масляных фильтров 7, газового фильтра на
всасывании /, маслосборника 5 и системы
регулирования производительности. Технологическая
масляная схема и схема автоматизации
аналогичны схемам сальникового ВМХК.
Рис. 1. Винтовой герметичный маслозаполненный
холодильный компрессорный агрегат.
Техническая характеристика винтового компрессорного
агрегата
Теоретическая производительность,
м3/ч
Диаметр роторов, мм
Отношение длины к диаметру
роторов
Геометрическая степень сжатия
Частота вращения ведущего
ротора, с-1
Тип профиля
450
160
1,35
2,6
49,3
Ассиметричный
СКБ—К
90
Номинальная мощность
электродвигателя, кВт
Масляный насос
тип Винтовой герметичный
производительность, л/мин 80—100
номинальная мощность
двигателя, кВт 2,2
Регулирование производительности Автоматическое,
плавное до 25%
Рабочая разность давлений, кПа
(кгс/см2) 1700A7)
Максимальное давление
нагнетания, кПа (кгс/см2) 2100B1)
Хладагент R22 (ГОСТ 8502—73)
Масло ХС-40(ТУ 38—4051—
73)
Удельная металлоемкость*, кг/кВт 9,6
Удельный объем*, м3/кВт 0,0137
* Данные приведены при стандартных условиях.
Герметичный компрессорный агрегат был
испытан на R22 и масле ХС-40 в диапазоне
температур кипения »— 10-f-+10°C, конденсации 30—
50°С, воды на входе в маслоохладители 10—
40°С, масла на входе в компрессор 35—50°С
и перегреве паров хладагента на всасывании
10—15°С.

Графики изменения холодопроизводительно-
сти компрессорного агрегата Q0 в зависимости
от температур кипения t0 и конденсации /к
приведены на рис. 2, изменения холодильного
коэффициента е* компрессорного агрегата с
учетом электрической мощности масляного
насоса в зависимости от температур кипения t0
и конденсации tK >— на рис. 3.
Величина е* имеет относительно высокое
значение и плавно изменяется во всем
диапазоне температур: t0=>— 10-М0°С и ^К<50°С.
Зависимость коэффициента подачи X
компрессора от наружной степени повышения давления
jxh при различных температурах конденсации
приведена на рис. 4.
Подаваемое в компрессор масло
распределяется на подшипники компрессора и
электродвигателя, в гидравлические уравновешивающие
поршни и на впрыск в область сжатия. В рабочих
процессах винтового компрессора участвует все
масло.
На рис. 5 показана зависимость изменения
удельного расхода масла g, кг масла/кг
хладагента, от ян. Установлено, что при увеличении
степени повышения давления удельный расход
масла возрастает.
При указанных на рис. 5 удельных расходах
масла на всех режимах работы компрессора
получены высокие объемные и энергетические
характеристики, температура хладагента на
нагнетании и температура обмотки статора
электродвигателя соответственно не превышали 80 и
100°С.
Эффективность работы герметичного ВМХК
зависит от температуры масла, подаваемого в
46
3,2
2,8
2,4
2,0
?э
5У6
и
18
2,*
2,0
-8 -4 О 4 8t0,°C
а
о
J0
35
40
6
45 50tKX
Рис. 3. Зависимость электрического холодильного
коэффициента винтового герметичного агрегата от температуры
кипения (а) при /К=40°С и от температуры конденсации
(б) при /0=0°С.
Л
0,8
0,7
0,6
1
/
=сй^Г^
2
-с
^
2,5
5,0
3,5
4,0 4,5 Ян
Рис. 4. Зависимость коэффициента подачи от наружной
степени повышения давления:
1 — tK = 40° С; 2 — tK = 50° С.
00,квт
350
300
250
200
Qn,nBm
350
300
250
8t0;c
Рис. 2. Зависимость холодопроизводительности
винтового герметичного агрегата от температуры кипения (а)
при /К=40°С, ^М2=45°С и от температуры конденсации
(б) при /0=0°С, /М2=35—50°С.
a, кг масла/кг агента
J0,7r— -
0,6
0,5
0,4
0,3
2,5 5,0
rJLl
i ^Q**0^
tfh—
о
о
3,5
4,0
4,5Ян
Рис. 5. Зависимость удельного расхода масла от
наружной степени повышения давления.
компрессор. В герметичном ВМХК основная
часть тепла, выделяемого электродвигателем,
отводится маслом и составляет 20>--30% от
тепла, выделенного в компрессоре при данном
режиме работы.
На рис. 6 показана зависимость отношения
тепловой нагрузки маслоохладителя QT к холо-
8

0,2
o,t
^7
t
^Ml + ^M2
м. cp •
30
35
<tO
<t5
50tK?C
Рис. 6. Зависимость отношения тепловой нагрузки
маслоохладителя к холодопроизводительности от температуры
конденсации при /0=0°С.
Нм,Згп/(м2/<)
200
/50
/00
*t5 50 55
1 О
so ьмлр, °с
Рис. 7. Зависимость коэффициента теплопередачи
водяного маслоохладителя от средней температуры масла при
&'м=0,35 м/с и ww= 1,4-г2 м/с.
допроизводительности Q0 от температуры
конденсации tK при /0=0°С.
С повышением давления на стороне
нагнетания количество тепла, выделяемого в
компрессорном агрегате, увеличивается. Для
охлаждения масла применены масляные кожухотрубные
маслоохладители.
На рис. 7 показано изменение коэффициента
теплопередачи маслоохладителя kM в
зависимости от средней температуры масла
равной
t
м.ср»
°с,
где tM1, tM2 — соответственно температура масла на
входе и выходе из маслоохладителя, °С.
С повышением средней температуры масла
величина &м растет вследствие уменьшения
толщины пограничного слоя масла на трубках.
Значения &м получены при скорости воды в
трубках дою=1,4-т-2 м/с и скорости масла
wM=0,3-^0,4 м/с, при этом плотность теплового
потока qF составляла соответственно от 3500 до
8600 Вт/м2.
Плавное регулирование производительности
герметичного ВМХК обеспечивается изменением
рабочего объема цилиндра с помощью
золотникового поршня, приводимого в действие от
электрического механизма.
При уменьшении производительности
компрессора до 25% потребляемая мощность снижается
до 51 % от номинала. Использованный метод
регулирования обеспечивает автоматически
разгруженный пуск, при этом время разгона
электродвигателя не превышает 0,5 с.
Степень отделения масла от хладагента на
стороне нагнетания составляет 99%. Испытания
герметичного ВМХК показали, что холодильные
компрессоры этого типа являются
перспективными для применения в различных парокомпрес-
сионных холодильных машинах. Исполнение
герметичных ВМХК может быть также
вертикальным. Это позволит значительно расширить
область их применения.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. А. с. 580353 (СССР),
2. Освоение холодильных винтовых
компрессоров/А. В. Быков, И. М. Калнинь, Г. А. Каны-
шев и др.— Холодильная техника, 1974, № 2.
3. Цыганков А. С. Расчеты судовых теплообмен-
ных аппаратов. Л., Судпромгиз, 1956.
2 Холодильная техника № 8

Развитие производства абсорбционных
бромистолитиевых холодильных машин
Доктор техн. наук, проф. Л. М. РОЗЕНФЕЛЬД,
канд. техн. наук Н. Г. ШМУЙЛОВ
ВНИИхолодмаш
Б. С. ЗАЦ
Пензенский завод химического машиностроения
Технико-экономическая эффективность
использования абсорбционных бромистолитиевых
холодильных машин (АБХМ) для выработки
сезонного холода создает объективные условия для
развития их производства и широкого
внедрения.
Основой р азр аботанного В НИИхол одмашем
ряда АБХМ является агрегат АБХА-2500
холодопроизводительностью 2900 кВт
B500 тыс. ккал/ч).
Агрегат имеет оригинальную конструкцию с
уменьшенным гидродинамическим
сопротивлением блока абсорбер ¦— испаритель (рис. 1).
Испаритель состоит из секций с переменным
шагом труб, увеличивающимся от середины к
периферии, а в абсорбере осуществлено ленточное
расположение труб, обеспечивающее большую
поверхность контакта между паровой и жидкой
фазами с элементами адиабатно-изобарного
процесса.
Характеристики абсорбционного бромистоли-
тиевого холодильного агрегата зависят от
температурных параметров источников горячей
воды, охлаждающей воды и охлажденной воды
(рис. 2). Эти параметры позволяют осуществить
выбор агрегатов необходимой холодопроизво-
дительности в различных практических
условиях.
Наряду с серийным изготовлением АБХМ-
2500 прошли промышленные испытания
абсорбционные бромистолитиевые холодильные
агрегаты АБ X А-1000 производительностью
1,0 млн. ккал/ч и АБХА-5000
производительностью 5,0 млн. ккал/ч. Эти образцы
рассчитаны на стандартные для этого типа агрегатов
параметры — получение охлажденной воды с
температурой 7°С за счет использования горячей
воды с температурой до 120°С или водяного
пара давлением 150 кПа A,5 кгс/см2).
В абсорбере агрегата АБХА-1000, как и
агрегата АБХА-2500, происходит совмещенный
тепло- и массообменный процесс (рис. 3). Трубные
пучки абсорбера и испарителя компонуются в
вертикальном направлении, что позволяет
сократить количества рециркулируемых раствора
УДК 621.575.9.002.2.004.1
/ 5
Рис. 1. Конструктивная схема блока абсорбер —
испаритель агрегата АБХА-2500:
1 — абсорбер; 2 — секция с шагом труб 40 мм; 3 — испаритель;
4 — секция с шагом труб 32 мм; 5 — зона отбора"
паровоздушной смеси.
Рис. 2. Характеристики АБХА:
Qo — холодопроизводительность; th — температура греющего
источника; t — температура входящей охлаждающей воды;
t — температура выходящей охлажденной [воды.
ю

Рис. 3. Конструктивная схема блока абсорбер —
испаритель агрегата АБХА-1000:
/ — абсорбер; 2 — испаритель; 3 — место отбора
паровоздушной смеси
Рис. 4. Конструктивная схема блока абсорбер —
испаритель агрегата АБХА-5000:
/ — зона абсорбции; 2 — место отбора паровоздушной смеси;
3 — испаритель; 4 — водорастворный теплообменник; 5 —
секция с большим шагом труб.
и хладагента. Испытания подтвердили
проектные характеристики агрегата АБХА-1000,
которые по удельным показателям практически
совпадают с характеристиками агрегата АБХА-
2500. Зависимости, показывающие влияние
температур охлаждающей и охлажденной воды на
холодопроизводительность, близки
аналогичным зависимостям для АБХА-2500. При
создании АБХА-1000 были учтены результаты
исследований потерь в процессах абсорбции и
генерации раствора, что позволило осуществить
достаточно эффективный цикл: недонасыщение
раствора в процессе абсорбции составило 0,5—0,8%,
а недовыпаривание в процессе генерации
раствора V—1*—2%, что меньше, чем в аналогичных
процессах агрегата АБХА-2500.
Агрегат АБХА-5000 по принципу действия
отличается от холодильных машин этого типа как
отечественных, так и зарубежных. Впервые в
промышленной машине осуществлен адиабатно-
изобарный процесс абсорбции, позволяющий
существенно интенсифицировать процесс тепло-
и массообмена и снизить потери действительного
цикла (рис. 4). Использование этого принципа
сокращает теплопередающую поверхность
охлаждения в результате замены пленочного
аппарата противоточным теплообменником типа
«жидкость»— жидкость»; исключает контакт
натекающего в систему воздуха с трубками
абсорбера; уменьшает коррозию в этом аппарате
и влияние воздуха на процесс абсорбции паров;
снижает гидравлические потери пара, так как
водяной пар не проходит через трубный пучок
абсорбера.
Проведенные испытания выявили хорошее
совпадение действительных характеристик
агрегата АБХА-5000 с проектными и подтвердили
правильность основных технических решений,
которые в процессе создания агрегата были
проверены на специальном стенде Института
теплофизики СО АН СССР и рекомендованы к
практическому внедрению.
Базовый агрегат ряда АБХА-2500 серийно
выпускается с 1970 г. Пензенским заводом
химического машиностроения.
Со времени введения в эксплуатацию первых
серийных образцов АБХА-2500 ВНИИхолод-
машем установлен технический надзор за
условиями их обслуживания, состоянием
оборудования и качеством его работы. Результатом этой
работы явилась модернизация агрегата АБХА-
2500. Выпуск усовершенствованных образцов
начат во второй половине 1976 г.
Основное внимание в процессе модернизации
было направлено на повышение эффективности
работы агрегата, улучшение условий
эксплуатации, повышение качества и совершенствование
технологии изготовления. Модернизированные
образцы оснащены более эффективной системой
2*
и

отделения неконденсирующихся газов, что
позволило исключить ряд узлов автоматики,
облегчить условия работы герметичных насосов,
увеличить интенсивность циркуляции раствора и
хладагента, улучшить систему орошения
испарителя, благодаря чему повысилась его
эффективность, существенно снизить металлоемкость.
Для обеспечения удобства обслуживания и
ремонта оборудования торцы камер освобождены
от внешних трубопроводов, крышки аппаратов
выполнены на поворотных петлях.
На заводе-изготовителе Пензхиммаш
осуществлен ряд технологических мероприятий,
направленных на улучшение качества
выпускаемого оборудования. Внедрены
многошпиндельные станки с программным управлением
для сверления трубных решеток в пакете с
диафрагмами, специальные стенды для сборки
узлов, установки для подрезки труб,
полуавтоматической приварки труб и др.
Все это позволило значительно улучшить
экономические показатели агрегата АБХА-
2500 и добиться присвоения ему
государственного Знака качества.
В настоящее время на Пензенском заводе
химического машиностроения введен в строй
специализированный корпус для производства
АБХМ.
Абсорбционные бромистолитиевые агрегаты
АБХА-2500 широко внедряются в отраслях
промышленности, где наиболее целесообразно их
применение. В первую очередь, в
нефтехимической промышленности -— на предприятиях по
производству резинотехнических изделий, на
шинных и резиноасбестовых предприятиях. Хо-
лодопотребность их составляет 1160»—2320 кВт
A0—0 млн. ккал/ч) с сезонным потреблением
в течение 4—5 месяцев. Градирни и сети
оборотного водоснабжения, предусмотренные
технологией основного производства, в летнее время
используются для охлаждения воды,
циркулирующей через конденсаторы и абсорберы. Вместе
с тем эти предприятия потребляют большое
количество тепла ТЭЦ, мощности которой в летнее
время недогружены и могут быть использованы
для выработки холода с помощью
абсорбционных холодильных машин. Из предприятий этой
отрасли, оснащенных абсорбционными бромисто-
литиевыми холодильными машинами, следует
выделить Белоцерковский завод шин и РАИ,
Белорусский шинный комбинат, Балаковский
завод резинотехнических изделий,
Нижнекамский нефтехимический комбинат.
Из других отраслей промышленности наиболее
крупными потребителями агрегатов АБХА-2500
являются легкая промышленность (Шахтинский
и Тираспольский хлопчатобумажные
комбинаты), химическая (Орехово-Зуевский завод
«Карболит»), микробиологическая (Волгоградский и
Кирижский биохимзаводы).
Машинами этого типа оснащены более 25
объектов народного хозяйства.
Дальнейшее развитие конструкций бромисто-
литиевых машин, помимо усовершенствования
выпускаемых образцов, направлено на создание
машин, способных работать в системе ТЭЦ в
теплое время года на теплофикационной воде с
температурой 75—80°С, а также машин,
использующих высокотемпературные источники •—
тепло вторичных энергоресурсов, природного газа,
ТЭЦ или котельных.
ВНИИхолодмашем разработана и передана в
производство абсорбционная бромистолитиевая
холодильная машина холодопроизводитель-
ностью 581,5 кВт E00 тыс. ^кал/ч) при
стандартном режиме —- температуре охлажденной воды 7
и охлаждающей воды 26°С, использующая для
выработки искусственного холода
низкотемпературный греющий источник —- горячую воду
75»—80°С. Принципиально новое решение
основных процессов позволило осуществить
эффективные термодинамические циклы на основе
тепла низкой температуры.
Машины этого типа найдут широкое
применение в системах кондиционирования воздуха
общественных и жилых зданий, где источником
энергии может служить тепло систем горячего
водоснабжения.
Эффективное использование высокотемпер а -
турных источников тепла стало возможным с
появлением абсорбционных бромистолитиевых
машин с двухступенчатой регенерацией раствора,
улучшающей энергетические показатели на 25—
30%.
Во ВНИПИчерметэнергоочистка (г. Донецк)
на базе исследования опытно-промышленной
установки холодопроизводительностью 290 кВт
B50 тыс. ккал/ч) с двухступенчатой
регенерацией раствора разработан проект крупной бро-
мистолитиевой холодильной машины
холодопроизводительностью ~2900 кВт B,5 млн.
ккал/ч), работающей на тепле дымовых газов.
Конструкцией предусмотрено использование
блоков аппаратов машин этого типа,
выпускаемых Пензенским заводом химического
машиностроения.
Технико-экономический анализ потребности
промышленных предприятий в технологическом
холоде до 1990 г. и опыт промышленной
эксплуатации абсорбционных бромистолитиевых
машин выявили реальную возможность экономии
электроэнергии и топлива.
Так, экономия топлива, которая может быть
достигнута в результате применения агрегата
АБХА-2500, работающего на тепле ТЭЦ,
составляет 500 т у. т. за сезон C000 ч), при этом высво-
12

бождается около 3 млн. кВт«ч электроэнергии.
Тем не менее часто для получения сезонного
холода без достаточного обоснования применяют
компрессионные машины.
Уровень производства АБХМ и опыт их
эксплуатации позволяют в настоящее время реко-
Расчет характеристик и оптимизация
Канд. техн. наук И. М. КАЛНИНЬ, А. А. ЛЕБЕДЕВ
ВНИИхолодмаш
Система взаимодействующих элементов —
компрессоры или ступени сжатия,
вспомогательная аппаратура и коммуникации, но без
основных теплообменных аппаратов,—
осуществляющая выбранный термодинамический цикл
с заданными температурами кипения и
конденсации, является важнейшей частью
холодильных машин и установок и определена
авторами как компрессорная система. Согласно этой
характеристике компрессорная система для
осуществления обратного термодинамического
цикла должна быть замкнута. Поэтому вследствие
отсутствия в ней испарителя и конденсатора
принимаются условные процессы кипения и
конденсации.
Компрессорными системами являются
многочисленные, поставляемые промышленностью
одно-, двух- и многоступенчатые агрегаты
многоцелевого назначения, которые используют в
холодильных установках с различными
системами конденсации (водяными, воздушными,
испарительными) и кипения (непосредственным, в том
числе в технологических аппаратах, с
промежуточным теплоносителем и т. д.).
Таким образом, характеристики
компрессорных систем представляют самостоятельный
интерес. Вместе с тем выделение этих систем из
систем более высокого уровня (машин,
установок) имеет принципиальное методическое
значение для ступенчатой оптимизации и
поэлементного анализа холодильных систем [3].
Принятая авторами классификация холодильных
систем, а также их характеристики и вид
проводимой оптимизации на каждом уровне показаны
в табл. 1.
Оптимизация компрессорных систем должна
решать две задачи: достижение минимума затрат
энергии в выбранном термодинамическом
цикле для данного типа элементов, заданных
температур кипения и конденсации (критерий
мендовать применение теплоиспользующих
АБХМ вместо компрессионных машин. Расши -
рение применения теплоиспользующих машин
для получения сезонного холода даст
народному хозяйству существенную экономию топлива
и электроэнергии.
УДК 621.57.041.004.15
компрессорных систем
оптимизации — максимум холодильного
коэффициента) и выбор оптимального типа и размера
элементов (критерий оптимизации — минимум
стоимости выработки холода или безразмерных
затрат).
Математическая модель, на основе которой
с помощью ЭВМ решают подобные задачи,
представляет собой систему нелинейных уравнений,
в которой искомые и варьируемые величины
выступают в неявном виде.
Основой математической модели являются
три группы уравнений: исходные, балансные
и уравнения для расчета производных величин.
Первая группа объединяет уравнения,
описывающие процессы и зависимости в элементах
компрессорной системы: уравнения рабочих
коэффициентов ступеней сжатия; характеристик
теплообменной аппаратуры; параметров
термодинамического цикла; связи расходных и
геометрических параметров в элементах;
термодинамических параметров хладагентов; тепло-
физических свойств хладагентов и хладоноси-
телей.
Балансные уравнения являются связующими
при расчете отдельных элементов и
компрессорной системы в целом и включают уравнения
расходов хладагентов и хладоносителей,
гидравлических сопротивлений и изменения
энтальпии в элементах и трактах.
Уравнения для расчета производных величин
определяют внешние теплотехнические
характеристики и экономические показатели
компрессорной системы.
Кроме того, имеются граничные условия в
виде неравенств, отражающие физические,
технологические и эксплуатационные требования,
предъявляемые к компрессорной системе.
На базе перечисленных групп уравнений и
ограничивающих условий разработаны
расчетные комплексы (подпрограммы), с помощью
которых может быть составлена математическая
модель любой компрессорной системы.
Они делятся на комплексы, с помощью кото-
»

Таблица 1
Уровень
системы
I. Элементы системы
II. Компрессорные системы
III, Машины
Основные разновидности
системы (элементов)
Компрессор с
возможными подэлемен-
тами: собственно
ступень сжатия,
входное устройство,
вы>одное
устройство, встроенный
электродвигатель и
т. д.
Основная
теплообменная аппаратура
(испаритель,
конденсатор)
Вспомогательная
аппаратура
(промежуточные охладители
и сосуды и т. п., см.
табл. 2)
Внешние
теплообмен ные устройства
(градирни,
рассольные охладители,
технологические
охладители
непосредственного кипения)
С полным составом
реальных
элементов: ступени сжатия
(компрессоры), вся
вспомогательная
аппаратура,
необходимая для
осуществления заданного
цикла
С неполным
составом реальных
элементов
Без реальных
элементов
(теоретический цикл)
Комплексная
холодильная машина
Холодильная
машина без
испарительной части
(например, компрессорно-
конденсаторный
агрегат)
Холодильная
машина без
конденсаторной части
(например, компрессорно-
испарительный
агрегат)
Реальные процессы:
конечные параметры
процессов зависят от
характеристик элемента
системы
Сжатия, во
вспомогательных
аппаратах, коммуникациях
Сжатия, в
некоторых
вспомогательных аппаратах и в
коммуникациях
Во всех элементах
компрессорной
системы, испарителе
и конденсаторе
Во всех элементах
компрессорной
системы, в
конденсаторе
Во всех элементах
компрессорной
системы, в испарителе
Условные процессы:
конечные параметры
процессов заданы
В испарителе,
конденсаторе
В испарителе, в
конденсаторе, в
некоторых
вспомогательных
аппаратах и в
коммуникациях
Во всех
элементах
Во внешних теп-
лообменных уст-
ройствах
Во внешних теп-
лообменных
устройствах, в
испарителе
Во внешних
теплообмен ных
устройствах, в
конденсаторе 1
Основной вид
теплотехнических характеристик
Абсолютная
характеристическая
величина (теоретическая
объемная
производительность
компрессора, теплообменная
поверхность
аппарата и т. п.) в
сочетании с удельными, в
том числе
безразмерными,
характеристиками (рабочие
коэффициенты
компрессора,
коэффициента теплопередачи
аппарата и т. п.)
Размерные, внешние
характеристики
(мощность, холодо-
производительность
и пр.)
компрессорной системы в
зависимости от
температуры кипения t0 и
конденсации tK
Размерные внешние
характеристики
холодильной машины
в зависимости от
температуры хладо-
носителя на выходе
из испарителя tS2 и
температуры воды
на входе в
конденсатор /В1
Размерные внешние
характеристики в
зависимости от tBx
и t0
Размерные внешние
характеристики
агрегата в
зависимости от tS2 и tK
Вид оптимизации
Совершенствование
удельных
характеристик и их сочетаний,
направленное на
снижение
энергоемкости, материалоемкости
и т. п.
Энергетическая
оптимизация —
достижение максимума
холодильного
коэффициента и
экономическая оптимизация для
достижения
минимума затрат на
выработку холода для
заданного режима по
^о и tK
Экономическая
оптимизация в заданном
температурном
режиме

Продолжение
л 2
о S
^ S
Р^> О
Д
ш
о
д
аз
о
>»
>
Основные разновидности
системы (элементов)
Установка с
технологическим
охлаждением и с системой
оборотного
водоснабжения. Может
также отсутствовать
одно из внешних
устройств
Реальные процессы:
конечные параметры
процессов зависят от
характеристик элемента
системы
Во всех элементах
холодильной
машины и внешних
теплообмен ных
устройствах
Условные процессы:
конечные параметры
процессов заданы
Основной вид
теплотехнических характеристик
Размерные внешние
характеристики
установки в
зависимости от
температуры охлаждаемого
продукта,
температуры наружного
воздуха
Вид оптимизации
Экономическая
оптимизация в заданном
температурном
режиме
рых, решая системы уравнении, рассчитывают
параметры процессов, происходящих в
отдельных элементах (в ступени сжатия, теплообмен-
ной аппаратуре и т. д.), для расчета
производных величин (расчет внешних теплотехнических
характеристик, расчет экономических
показателей), не влияющих на расчет компрессорной
системы в целом, а также комплексы, с помощью
которых методом последовательного
приближения отыскивают оптимальное или равновесное
состояние компрессорной системы.
Расчеты термодинамических и теплофизиче-
ских свойств хладагентов и хладоносителей
выделены в так называемые стандартные
подпрограммы многоцелевого применения, к
которым обращаются на всех этапах расчета
элементов и компрессорной системы в целом. Для
аппроксимации исходных данных
аналитическими уравнениями также пользуются
стандартными аппроксимационными
подпрограммами.
Для любой компрессорной системы можно
выделить характерные отличительные
признаки, на основании которых можно
классифицировать эти системы (табл. 2). Разновидности
компрессорных систем определяются сочетанием
признаков и могут быть обозначены с помощью
кода, для составления которого приняты
следующие правила:
сначала указывается количество уровней
давления и марка хладагента (или хладагентов,
если система каскадная), затем ставят тире,
номер уровня давления, двоеточие и через
запятую обозначения элементов и условных
процессов, происходящих в них.
Если элемент относится одновременно к
разным уровням давления, то его следует относить
к низшему из них.
Составленный таким образом код
компрессорной системы отображает ее принципиальную
схему и термодинамический цикл, а также
комплексы, необходимые для составления
математической модели.
Термодинамические свойства хладагентов
рассчитывают на основе универсального уравнения
состояния Боголюбова-Майера, кривой
упругости пара, плотности кипящей жидкости и изо-
хорной теплоемкости идеального газа [6],
коэффициенты к которым для важнейших
хладагентов взяты из работ [2, 5, 7].
Зависимость энтальпии от температуры
кипящей жидкости аналитически описана с
помощью стандартной программы аппроксимации
с использованием полинома Чебышева (Гп) вида:
i = ехр [Ти].
Использование такой зависимости сокращает
продолжительность расчета термодинамических
параметров насыщенной и переохлажденной
жидкости.
Стандартные подпрограммы для расчета
термодинамических свойств хладагентов связывают
давление р, температуру Г, энтальпию i,
энтропию S, плотность р, удельные теплоемкости
ср и cv, показатель адиабаты k следующим
образом:
для насыщенного и
перегретого пара
р, i, S = / (р, Г);
р, », T = f(p, S);
р, Т, S = f(p, 0;
р, Т, p = f(S, i);
для
насыщенного пара
T, = f(p,);
ps = f(Ts);
для кипящей
жидкости
Р = /(Л;
i = / (Л;
T = f(i).
ср cv, k = f(p, T);
Комплексы для расчета теплообменных
аппаратов составлены на основе анализа и отбора
существующих уравнений, описывающих
процессы теплообмена и потери давления в
трактах.
В основу расчета процесса сжатия в ступени
компрессора положены зависимости рабочих
коэффициентов от ряда параметров, полученные
из эксперимента. С помощью аппроксимацион-
ных программ они преобразованы в уравнения
рабочих коэффициентов в функции одной или
нескольких переменных.
В зависимости от условий эксперимента
рабочие коэффициенты могут отражать либо инте-
15

Таблица 2
Отличительный признак
Хладагент
Количество уровней
давления термодинамического
цикла:
одноступенчатый цикл
двухступенчатый цикл
каскадный из двух
одноступенчатых циклов и
т. д.
Применяемые элементы
компрессорной системы,
осуществляющие процессы
заданного
термодинамического цикла:
ступень сжатия
регенеративный
теплообменник
промежуточный водяной
холодильник
водяной переохладитель
жидкого хладагента
промежуточный сосуд
переохладитель жидкого
хладагента
поверхностного типа
емкостный аппарат для
разделения фаз после
дросселирования
испаритель — конденсатор
Обозначение
По ОСТ 26.03—1018 — 76
ИСО 817 — 74
Арабские цифры
2
3
4
Буквенное
КМ
РТ
ПХ
ПВ
ПС
ПО
ОП
ик
Условные процессы
термодинамического цикла:
процесс в испарителе
процесс в испарителе
(испаритель не на нижнем
уровне)
процесс в конденсаторе
процесс изменения
температуры в тракте
процесс изменения
давления в тракте
Тип элементов
компрессорной системы
Для ступени сжатия:
поршневой компрессор
винтовой компрессор
ротационный компрессор
центробежный компрессор
(аналогично для других
элементов)
Используемые элементы и
условные процессы на
разных уровнях давления
термодинамического цикла
Буквенное
И
(И)
К
Т
Г
Арабские цифры
после обозначения
элемента
КМ1
КМ2
КМЗ
КМ4
Код компрессорной
системы, составленный на
основе принятых
обозначений и правил
16
тральные, либо поэлементные характеристики
ступени. Наличие поэлементных характеристик
усложняет алгоритм расчета, но делает его более
универсальным и результаты расчета при этом
лучше поддаются анализу.
Для поршневых, винтовых и ротационных
компрессоров интегральными
характеристиками являются коэффициент подачи,
индикаторный КПД, эффективный КПД и
температурный коэффициент [1], заданные в функции от
степени сжатия и, если необходимо, от давления
и температуры всасывания пара в ступень
сжатия.
Расчет процесса сжатия заключается в
определении параметров пара на выходе из ступени
при заданных параметрах на входе, расходе
пара либо степени сжатия.
По давлению пара на выходе из ступени с
помощью подпрограмм термодинамических свойств
находят остальные параметры при
адиабатическом сжатии, затем действительную температуру
пара на выходе, а по величине последней и
давлению — все остальные термодинамические
параметры пара на выходе из ступени в
действительном процессе. Расчет заканчивают
вычислением мощности, необходимой на привод
ступени сжатия.
При поэлементном расчете поршневого либо
винтового компрессора со встроенным
электродвигателем заданными являются параметры пара
на входе в последний. Параметры пара на входе
в собственно ступень определяют по величине
перегрева пара во встроенном электродвигателе
на основании ее экспериментальной зависимости
от нагрузки электродвигателя. Далее расчет
проводят обычным путем, однако поскольку
мощность электродвигателя определяют после
расчета эффективной мощности, необходимой
на привод ступени, решение находят методом
последовательных приближений.
Для центробежного компрессора
интегральными характеристиками являются коэффициент
адиабатного напора ступени и адиабатный КПД
в функции от коэффициента расхода на входе
в ступень и условного числа Маха по окружной
скорости на выходе из колеса, поэлементными
характеристиками — адиабатный КПД
входного устройства; коэффициент полного напора
в колесе, коэффициент адиабатного напора в
колесе; коэффициент полного напора в ступени,
коэффициент адиабатного напора в ступени;
адиабатный КПД выходного устройства. Эти
характеристики определены в функции от
коэффициента расхода на выходе из колеса.
При наличии интегральных характеристик
при заданных параметрах пара на входе в
ступень по геометрическим характеристикам
входного устройства определяют параметры пара
перед входом в колесо, коэффициент расхода,

условное число Маха, параметры характеристик
ступени в рабочей точке, адиабатный и полный
теплоперепады в ступени. С помощью
подпрограмм термодинамических свойств определяют
параметры пара на выходе из ступени при
адиабатическом, а затем действительном
сжатии.
При наличии поэлементных характеристик
расчет проводят методом итераций относительно
коэффициента расхода на выходе из колеса.
Уравнения параметров термодинамического
цикла для определения дополнительных
массовых расходов и положения точек цикла приняты
по работе [4].
При расчете условных процессов
термодинамического цикла определяют их конечные
параметры в зависимости от исходных данных.
Так, например, процесс кипения хладагента
в испарителе (И) может проходить от точки
входа парожидкостной смеси в испаритель либо
до кривой насыщения пара (х = 1), либо
изменяться (например, по заданному закону в
функции от массового расхода хладагента).
Характеристики компрессорной системы
можно рассчитывать либо по заданным температурам
кипения и конденсации, либо по заданным
температурам кипения и расходу в первой ступени
сжатия. В первом случае находят равновесный
режим работы отдельных ступеней сжатия и
аппаратов. Во втором случае режим работы первой
ступени определен. Сбалансированная работа
достигается изменением режимов работы
последующих ступеней сжатия и определением
температуры конденсации.
Опыт показывает, что при решении
большинства задач для компрессорных систем с числом
ступеней до двух и с компрессорами, для
которых относительно прост алгоритм расчета
процесса сжатия (все, кроме центробежного),
предпочтительным является первый метод.
Пользуясь табл. 2, можно составить
бесчисленное количество вариантов компрессорных
систем с различным числом уровней давлений.
Однако на практике используют довольно
узкий круг систем. Все возможные комбинации
и сочетания из указанных в табл. 3 элементов,
составленные с учетом термодинамических
свойств определенного хладагента, образуют все
многообразие наиболее актуальных
компрессорных систем.
Как отмечалось выше, оптимизационные
задачи делятся на два вида в зависимости от
критерия оптимизации. Средством оптимизации в
каждом из них является изменение параметров
процессов, происходящих в элементах
оптимизируемых систем, и поиск экстремума принятой
целевой функции для системы в целом. При этом
границы процессов могут изменяться от неко-
рого установленного предела до нуля, когда
данный элемент полностью «вырождается»,
т. е. перестает присутствовать в системе.
Одновременно часть процессов может иметь заранее
заданный характер или пределы, т. е. быть
условной (см. табл. 1). В пределе, при условных
процессах, во всех элементах компрессорная
система «превращается» в систему,
осуществляющую теоретический цикл. Элементы, указанные
в табл. 3 в скобках, не подлежат оптимизации,
так как в случае их присутствия в системе они
работают в термодинамическом цикле так, что
их возрастание от нуля до бесконечности
непрерывно увеличивает или уменьшает целевую
функцию.
Имеется в виду, что из двух типов
оптимизации компрессорной системы обязательным
является энергетический и во всех случаях он
предшествует экономическому. На стадии
энергетической оптимизации выбирают вид
термодинамического цикла, тип исполнения и размер
компрессорных ступеней, распределение
промежуточных давлений, оптимальную степень и
сочетание процессов во вспомогательной
аппаратуре. При этом, кроме реальных
характеристик элементов компрессорных ступеней, могут
быть использованы реальные характеристики,
связывающие границы основного процесса с
Таблица 3
Количество уровней давления
термодинамического цикла
2
3
4~и более
То же
Каскадная компрессорная
система
Тип ступеней сжатия
KMI, KM2, КМЗ
КМ4
KMI, КМ2, КМЗ
КМ4
КМ4
KMI, KM2, КМЗ
КМ4
Вид оптимизации
Энергетическая
РТ (ПВ)
КМ4 (ПВ)
КМ, РТ, ПС, ПХ (ПО,
ОП, ПВ)
| КМ, ПС, ПХ (ПО, ОП,
ПВ)
КМ, ПС, ПХ (ПО, ОП,
ПВ)
| КМ, РТ, ПС, ПХ (ИК,
ПО, ОП, ПВ)
КМ, ПС, ПХ (ПО, ОП,
! пв, ик)
Экономическая
РТ, ПВ
ПВ
РТ, ПХ, ПО, ПВ (ПС, ОП)
ПХ, ПО, ПВ (ПС, ОП)
ПХ, ПО, ПВ (ПС, ОП)
РТ, ПХ, ПО, ПВ, ИК
(ПС, ОП)
ПХ, ПО, ПВ, ИК (ПС,
ОП)
3 Холодильная техника № 8
17

гидравлическими потерями потока
парообразного хладагента в элементах и коммуникациях
(РТ, ПХ, ПС, Г).
На стадии экономической оптимизации
границы процессов во вспомогательной
аппаратуре дополнительно оценивают по их связям со
стоимостью аппаратов. Однако основная задача
экономической оптимизации.— сравнение
систем одного назначения с разнотипным набором
оборудования по стоимости выработки холода.
Авторами исследованы двухступенчатые
компрессорные системы на R22 и аммиаке.
Проведена энергетическая оптимизация с поиском
оптимального соотношения теоретической
объемной производительности второй и первой
ступени сжатия для теоретического цикла и
реальных компрессоров: двух поршневых (типа П110);
двух винтовых (типа 6ВХ-700, бустер, и 5ВХ-
350); винтового и поршневого (типа 6ВХ-700,
бустер, и типа П110 »— верхняя ступень сжатия).
Расчеты приведены для следующих вариантов
компрессорных систем:
:И, КМ; 2:ПХ, ПО, КМ; 3:К;
:И, КМ; 2: ПО, ПС, КМ; 3:К;
:И, КМ; 2:ПХ, ПО, ПС, КМ; 3:К;
-1:И, КМ; 2:ПХ, КМ; 3:К;
-1:И, КМ; 2:ПО, КМ; 3:К;
-1:И, РТ,КМ; 2:ПХ, КМ; 3:К;
-1:И, РТ, КМ; 2:ПХ, ПО, КМ; 3:К.
№ 1. 3NH3 —1
№ 2. 3NH3 — 1
№ 3. 3NHS — 1
№ 4. 3NH3-
№ 5. 3R22 -
№ 6. 3R22-
№ 7. 3R22-
Таким образом, с учетом разновидностей
компрессоров проанализированы 28 вариантов. Для
компрессоров использованы их реальные
рабочие коэффициенты (для двух поршневых
компрессоров одни и те же зависимости для
бустер-компрессора и верхней ступени), а их
реальную теоретическую объемную
производительность не принимали во внимание. Процессы
(рис. 1) во всех аппаратах условные, со
следующими ограничениями:
И:/1.о=^о.1+50С;
К:гз.7 = /0.3; ПО:*з.9 = /о.2 + 5°С;
ПС:t2 с = t0 2 + 5°С;
ПХ:*2Х=35°С; PT:fLP = tx 0 +30° С,
где ^i.o~ температура хладагента на выходе из
испарителя;
*ол—температура кипения;
t3.7 — температура хладагента на выходе из
конденсатора;
/0.3 — температура конденсации;
*3.9 — температура хладагента на выходе из ПО;
t0.2 — температура кипения в ПО:
t2 с — температура хладагента на выходе из ПС;
t2 х — температура хладагента на выходе из ПХ;
t} р — температура хладагента на выходе из РТ.
Результаты расчета оптимальных значений
отношений теоретических объемных производитель-
уА* Роз, П
1 тп
->Z
Рис. 1. Схема двухступенчатого термодинамического
цикла, содержащего все элементы согласно табл. 3. Процессы
в аппаратах:
встроенный электродвигатель: 1.0—1.1; РТ: 1.1 — 1.Р и 3.7—3.8;
ПХ: 2.2—2.X; ПО: 2.4—2.3; 3.8—3.9 и 2-Х — 2.1; ПС: 2.4—2.3
и 2.1—2.С; ПВ: 3.6 — 3.7; KM: 1.P —2.2ад—2.2 и 2.С — 3.2ад—3.2;
ОП: 2.4—2.3—2.4—2.6 и 2.Х—2.1; И: 1.4-1.3 —1.0; К: 3.2 —
3.3—3.6.
ностеи компрессоров приведены в справочном
разделе журнала для следующего диапазона
рабочих температур:
NHg^o.i8* — 204-— 50° С; t0,5 «= 'к = 30н-50° С;
R22:f0.!— — 20-Ь—60°С; t0.5 = 'к = 30^-50° С.
Реальные компрессорные системы »-ч агрегаты
АД130-7 и АД260-7, работающие на аммиаке по
схеме № 2, и МКТДЗО-2-5, работающая на R22
по схеме № 7,— имеют в своем составе винтовой и
поршневой компрессоры, аналогичные тем,
характеристики которых взяты для расчетов.
Соотношения теоретических объемных произво-
дительностей компрессоров этих систем
одинаковы и равны 0,342, т. е. соответствуют (с
незначительными отклонениями) оптимальным.
Величина оптимального отношения
теоретических объемов для каждой компрессорной
системы зависит не только от температурного
режима работы, но и от сочетания компрессоров и
особенно характера изменения для каждой
ступени эффективного КПД цс = f (p0.s/p0.i)-
С помощью программы расчета характеристик
компрессорной системы выборочно
проанализированы получаемые соотношения в
зависимости от отношения теоретических производитель-
ностей Z Для всех семи систем в варианте с двумя
винтовыми компрессорами (рис. 2-—4).
В табл. 4 приведены значения ^тюпт и
VT сум.опт ¦—-* величин, характеризующих
соответственно оптимальный теоретический объем
первой ступени и суммы двух ступеней, а в
табл. 5 •— значения этих величин для систем
№ 2 и № 7 при различных /0>2.
18

я/ 0,2 аз
a
0,5 I
$ ОМ
Рис. 2. Зависимость характеристик компрессорных сие- Рис. 3. Зависимость характеристик компрессорных
систем вариантов № 1—7 от ? при /0.i=—40°С, /0.3=40°С: тем от температурного режима при /0.3=40°С:
а — аммиак; б — R22. а — аммиак, система № 2; б — R22, система № 7.
3*
19

Отношение теоретических производительно-
стей ступеней сжатия VT2 и VTl (основной
аргумент):
Г ^Т2 , К Pi.P A-0, 1-1) .
L тг On Л )
Vv\ H P2.C B.Х, 2.1)
1 + а + Р;
Таблица 4
где Gl7 G2 — массовые расходы ступеней;
а, Р — доли добавочного массового расхода
соответственно из ПО и ПС;
Ац, А,2 — коэффициенты подачи ступеней;
Pi» Рг — плотности пара на всасывании.
Для анализа взяты следующие
характеристики.
Ут{Ю*м5/кДж /,6
Утсцм^мУнДж
Номер системы
1
2
3
4
5
6
7
vv юпт' м3',кДж
0,152-10-2
0,151-10-2
0,152-10-2
0,177-10-2
0,137-10-2
0,187-10-2
0,156-10-2
ут.сум.опгм3/кДж
0,196-10-2
0,199-10-2
0,195-10-2
0,222-10-2
0,190-10-2
0,238-10-2
0,207-10-2
и
о
—20
—30
—40
—50
—60
Ут Юпт' м3/кДж
Система № 2
:о,б2з-ю-3
;0,954-10
0,151-Ю-3
^0,253-Ю-2
Система № 7
0,713-10-3
0,103-10-2
0,156.10-2
0,247-10-2
0,413-10-2
Таблица 5
V сум- опт' мз/кДж
Система № 2
0,884-Ю-3
0,129-10-2
0,199-10-2
0,318-10-2
Система № 7
0,103-10-2
0,143.10-2
0,207-10-2
0,312.10-2
0,500-10-2
Величины, определяющие необходимый
теоретический объем первой ступени, VT1 и Уть
м3/кДж:
Рис. 4. Влияние изменения отношения теоретических
объемов при t0.1=—40°С, /0.3=40°С на характеристики
компрессорных систем:
а — аммиак, система № 2; б — R22, система № 7.
20
Цк
0,75
Пср
0,7
Ц{Ю;мщж 1,6
? 1,5
б2 i*
6п 15
"Nad q
бет If
/
Рог
Ai
ба>^
1
1
I
I
1
|
&&
i
i
lep
6
*NOd^
^7«
Ут.сцм
-бет
^v-
Рог
1,5
1,0
0,5
2,4
Умш1$мШк
2,2
2,0
0,1 0,2
W т 0,5 0,6
и
0,7 I

'Tl
где Q0 — холодопроизводительность компрессорной
системы, кВт;
qv — удельная объемная холодопроизводительность,
кДж/м3.
Величины, характеризующие необходимый
суммарный теоретический объем двух ступеней
^т.сум и ^"т.сум» м3/кДж (оказывают влияние на
экономические показатели системы):
77 ^Т1+УТ2 0+0
' т. сум —
Qo
<7iAl
V,
'т. сум
т. сум
Vt сум. опт
Величины, сравнивающие показатели
теоретического двухступенчатого цикла с
простейшим одноступенчатым для тех же температур
(см. рис. 1):
On = —г- ,
Яо
^ад _ А*ад1 + Ь2Д^аД2 .
AC Ai;
?^ад ¦
ад
ад
^
"JVafl
где vaA — адиабатная работа сжатия
компрессорной системы, отнесенная к
единице массового расхода первой
ступени;
q0, q0 — удельная холодопроизводительность
соответственно двухступенчатой и
одноступенчатой компрессорной си_
стемы, кДж/кг;
Д/ад, ^гад1» А1ад2 — разность энтальпий в адиабатном
процессе соответственно в
одноступенчатом цикле и по ступеням
сжатия в двухступенчатом цикле,
кДж/кг;
ет = —— — холодильный коэффициент двухсту-
тад
пенчатого цикла с адиабатными
процессами сжатия;
8Т — холодильный коэффициент
одноступенчатого цикла с адиабатным
процессом сжатия.
Величины, характеризующие потери
двухступенчатой компрессорной системы, приведены ниже.
Холодильный коэффициент системы с
действительными процесс ами сжатия
где v — работа сжатия компрессорной системы,
отнесенная к единице массового расхода первой
ступени;
Аг
N*
Gi *lei
ад!
Д*.
ада
Лег
Ne — эффективная мощность, кВт;
Gx — расход хладагента в первой ступени, кг/с;
Леъ Лег "~~ эффективные КПД ступеней.
Коэффициент, характеризующий
эффективность теоретического цикла компрессорной
системы,
'Пк:
ее
где 8С — холодильный коэффициент цикла Карно.
Осредненный эффективный КПД
компрессорной системы
^ад
V
8
ЛсР: V " 8Т
Величина, учитывающая все виды потерь,
-5^=ЛкЛср.
^Чувствительность изменения холодильного
коэффициента к изменению ?
в интервале
бе . Де/е
6? ~ ± Д?/?
и в точке
бе _1_
6? = ± е
дг
ас
где Де, Д? — абсолютные изменения обеих величин в
некотором интервале;
б? — средние абсолютные значения величин в
этом же интервале.
Величина, характеризующая положение
промежуточного давления в цикле,
Ро.2 = "
РО.2
УРо.1Ро.з '
где Ро.х — давление кипения, Па;
Ро.з — давление конденсации Па.
Подобный анализ позволяет сравнивать
эффективность вариантов систем, целесообразность
применения двухступенчатой системы (с точки
зрения энергетики), природу и степень влияния
видов потерь в зависимости от температурного
режима работы, величину потерь при
отклонении от оптимальных параметров.
Сделанный анализ показал, что наиболее
эффективной для аммиака является система № 3,
а для R22»—> № 5. Однако максимальное
расхождение е не превышает 12%. •¦<*
Следует отметить, что в системах № 6 и № 7
для R22 РТ установили в целях обеспечения
работоспособности компрессора путем
повышения температуры всасывания. n#
Эффективность применения двухступенчатого
(теоретического) цикла составляет 4»—-31 % для
аммиака и 5—25% для R22. Для действительных
циклов (с учетом реального КПД
одноступенчатого компрессора) в режиме /0>1 = •—40°С и
а

U з = 40°С — около 68% для аммиака и 88%
для R22.
Потери цикла г]к ниже и стабильнее при
изменении ?, чем потери в процессе сжатия т}ср,
которые в основном и определяют положение
еопт. Вместе с тем чувствительность 6е/8? в
достаточно широкой зоне изменения ? не
превышает ±0,2B% изменения 8 на 10%»-—?) и,
следовательно, эффективная работа
двухступенчатой системы в достаточно широком
диапазоне температурных режимов возможна при
правильном выборе ?. Если невозможно достичь
?<шт> то следует учитывать, что при ? < ?опт
обеспечивается минимальная величина VT сум
при заданной холодопроизводительности Q0,
что предопределяет повышение экономичности
системы.
В области ? > ?0пт требуемый теоретический
объем ступени низкого давления 1/т1
уменьшается и понижается чувствительность Se/S?.
Однако эти соотношения различны для разных
систем и температурных режимов. Поэтому решение
о выборе ? необходимо принимать с учетом
суммы факторов, включая предполагаемый
диапазон температурных режимов работы системы,
располагаемые ступени сжатия и т. п. Расчеты
Л. Е. МЕДОВАР, канд. техн. наук Н. М. МЕДНИКОВА
Всесоюзный научно-исследовательский
институт холодильной промышленности
Внедрение на предприятиях фреоновых
децентрализованных систем охлаждения -— полностью
укомплектованных автоматизированных систем,
обеспечивающих охлаждение конкретного
объекта (камеры, хранилища) и выполненных на базе
серийно выпускаемого оборудования, в
частности с применением серийных агрегатирован-
ных холодильных машин,»— способствует
повышению эффективности производства,
ускорению научно-технического прогресса.
Тенденция использования
децентрализованных систем охлаждения и замена ими, где это
возможно, централизованных аммиачных и
рассольных систем обусловлена малой
металлоемкостью, высокой степенью агрегатирования и
заводской готовности применяемых холодильных
машин, собранных в виде единого агрегата и
полностью укомплектованных (включая элементы
автоматизации и контроля) на заводе-изготовителе,
по рассмотренным программам предоставляют
разработчику необходимые данные для такого
выбора.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Быков А. В. Безразмерная характеристика
температуры конца сжатия для низкотемпературных
одноступенчатых холодильных поршневых
компрессоров с воздушным охлаждением.— Холодильная
техника, 1972, № 2.
2. Исследование и обоснование
термодинамических свойств рабочих веществ. —Труды ВНИХИ/под
ред. И. И. Перелыытейна, М., 1977.
3. К а л н и н ь И. М. Критерии эффективности
холодильного оборудования.— Холодильная техника,
1978, № 5.
4. К а л н и н ь И. М. Характеристики холодильных
центробежных компрессоров.— Труды ВНИИхолод-
маша, 1969, вып. 1.
5. Перельштейн И. И., Парушин Е. Б.
Калорическая диаграмма энтальпия — давление
аммиака. — В кн.: Термодинамические свойства
важнейших рабочих веществ холодильных машин. М.,
1976.
6. Перельштейн И. И., Парушин Е. Б.
Методика -определения термодинамических свойств
основных хладагентов по экспериментальным
данным.— Холодильная техника, 1976, № 1.
7. Перельштейн И. И. Таблицы и диаграммы
термодинамических свойств фреонов-12, 13, 22. М.,
ВНИХИ, 1971.
заправленных хладагентом и испытанных в
заводских условиях.
Высокая степень заводской готовности машин
в децентрализованных системах охлаждения
повышает их надежность и долговечность, снижает
стоимость монтажных работ на объекте, сводя их
в основном к установке машин, подключению
питания и разводке воздуховодов, сокращает
сроки ввода машин в эксплуатацию.
Агрегатированные холодильные машины для
децентрализованных систем охлаждения выпус- Ц
кает за рубежом большинство фирм, являющихся
ведущими в области холодильной техники [3].
Зарубежные децентрализованные машины малой
и средней производительности комплектуются
поршневыми бессальниковыми компрессорами,
работающими на R22, и полностью
автоматизированы.
В СССР децентрализованные системы
охлаждения на базе фреоновых холодильных машин,
разработанных ВНИИхолодмашем, широко
используются во фруктохранилищах, на транспор-
УДК 621.565.004
О внедрении децентрализованных систем охлаждения
22

те, предприятиях торговли и в сельском
хозяйстве [1, 4, 6, 10].
В настоящее время накоплен опыт
эксплуатации децентрализованных систем охлаждения на
предприятиях мясной и молочной
промышленности, в первую очередь, для автоматического
поддержания заданного микроклимата в
технологических камерах (для систем
технологического кондиционирования воздуха).
Так, разработанная ВНИХИ совместно с ПО
«Мелитопольхолодмаш» децентрализованная
система на базе фреоновой машины ХМ1-20
[1,2] номинальной холодопроизводительностью
27 кВт широко применяется для систем
технологического кондиционирования воздуха.
Основным отличием систем с машинами типа
ХМ1-20 от других с отечественными машинами
является возможность автоматического
поддержания не только заданной температуры, но и
влажности. Наличие в этих машинах
высоконапорного центробежного вентилятора позволяет
использовать системы воздухораспределения,
создающие равномерное распределение
температуры и влажности воздуха в камере [11].
Схема автоматизации обеспечивает
устойчивую работу системы в диапазоне температур
8s—16°С и относительной влажности 75*—95%.
Особенностью схемы автоматизации является
регулирование работы системы пуском-остановкой
компрессора по команде регулятора
температуры или регулятора влажности.
Машина ХМ1-20 полностью агрегатирована,
и ее монтаж сводится лишь к подводу воды, пара,
подключению питания и подсоединению к
воздуховодам. Она широко используется для
создания и поддержания заданного микроклимата в
камерах созревания и хранения сыров, в
камерах сушки колбас. Оснащение машины эритем-
ным облучателем, бактерицидными лампами
позволяет также проводить санитарную
обработку воздуха (рис. 1).
Машина разработана в двух модификациях:
с водяным (ХМ1-20) [1,9] и воздушным (ХМВ1-
20) охлаждением конденсатора [21.
В машине ХМВ1-20 (рис. 2) вместо водяного
конденсатора установлен ресивер для
хладагента тех же габаритных размеров. Воздушный
конденсатор размещают вне здания.
Децентрализованные системы охлаждения на
базе серийных холодильных машин
целесообразно использовать также для камер хранения
готовой продукции, в частности, цельномолочной,
на молзаводах (в первую очередь, мелких и
средних). Эксплуатация децентрализованной
системы охлаждения на базе установки ХМВ1-9
ПО «Мелитопольхолодмаш» на Тимашевском мол-
заводе Краснодарского края показала, что такая
система проще, надежнее и удобнее
существующей рассольной, при которой для поддержания
Рис. 1. Размещение фреоновой машины ХМ1-20,
предложенное СКО ВНИХИ, в камере созревания сыра:
/ — машина ХМ1-20; 2 — эритемный|облучатель; 3 —
воздухораспределительное устройство; 4 — стеллажи с сыром.
температуры в камерах хранения аммиачные
компрессоры должны работать в ночное время.
Применение фреоновой децентрализованной
автоматизированной системы охлаждения
позволило освободить обслуживающий персонал от
работы в ночное время и значительно облегчило
его работу в дневное.
Однако испытания показали, что для камер
хранения цельномолочной продукции
целесообразнее применять машины не с
испарительными батареями (как ХМВ1-9), а с
воздухоохладителями, включенными в общий агрегат
(например, упрощенный вариант машины ХМ1-
20 без регулирования влажности и подогрева
воздуха). Поскольку продукты упакованы, они
не подвержены усушке, в то же время
использование воздухоохладителя сокращает
продолжительность достижения в камере требуемого
температурного режима.
Широкое распространение получают в
настоящее время фреоновые децентрализованные
системы для охлаждения молока. В них применяют
различные схемные решения и различное
оборудование, в том числе разработанные ВНИИхолод-
машем и серийно выпускаемые промышленностью
агрегатированные автоматизированные водоох-
лаждающие машины, позволяющие получить
холодную воду с температурой 2°С [9].
23

Рис. 2. Схема холодильной машины ХМВ1-20:
/ — ресивер; 2 — компрессор; '3 — отделитель конденсата;
4 — вентилятор; 5 — конденсатоотводчик; 6 — паровой
калорифер; 7 — воздухоохладитель; 8 — датчик влажности; 9 —
датчик температуры; 10 — паровой регулирующий клапан с
электроприводом; И — теплообменник; 12 — фильтр-осушитель;
13 — увлажняющее устройство; 14 — воздушный конденсатор.
Тепловая нагрузка оборудования
молочнотоварных ферм и заводов переменна по времени,
поэтому для уменьшения установленной
мощности машин (т. е. и их количества) используют
аккумуляторы, позволяющие компенсировать
недостатки холода при пиковых нагрузках.
На рис. 3 показана децентрализованная
система охлаждения молока с
льдогенератором-аккумулятором, обслуживаемым автономной
холодильной машиной, и интенсивным
теплообменником для охлаждения молока. Лед в периоды
между поступлениями молока намораживается
на секциях испарителя панельного типа,
работающего в составе фреонового агрегата.
На рис. 4 показана также
децентрализованная система охлаждения молока с водоохлаж-
дающей машиной и аккумулятором ледяной
воды. Вода, отеплившаяся в молокоохладителе,
поступает в испаритель холодильной машины,
из которого насосом подается в бак
аккумулятора. Из него она другим насосом направляется
в молокоохладитель. Подобная схема была
проверена при охлаждении молока рассолом от
централизованной системы холодоснабжения в
производственных условиях молзавода [8].
Опыт проектирования и эксплуатации
децентрализованных систем охлаждения позволяет,
дополнительно к вышеуказанным,
сформулировать их основные особенности и преимущества:
независимость работы от основной центральной
системы холодоснабжения камер с иными
температурными режимами;
возможность подбора компрессора и всей
холодильной машины в соответствии с тепловой
нагрузкой обслуживаемой камеры;
Молоко
—*-1
/-"
^Отепленная
|т боба
О
Лгтх
Г
и
/
2
Д Галол
г дод
ЖГ}
а
3
|/
йЗ\
Рис. 3. Система охлаждения молока с применением
льдогенератора:
/ — льдогенератор со встроенной автономной холодильной
машиной; 2 — молочный насос; 3 — теплообменник-молокоохла-
дитель; 4 — танк для хранения молока; 5 — водяной^насос.
24

5 У *
Lift
Н
"П
3 ...J
/
¦d-
Рис. 4. Система охлаждения молока с водоохлаждающей
машиной и аккумулятором ледяной воды:
/ — водоохлаждающая машина; 2 — насос отепленной воды;
3 — насос холодной воды; 4 — молокоохладитель; 5 —
бак-аккумулятор.
отсутствие взрывоопасного аммиака и
вызывающего коррозию металлов рассола и замена их
взрывобезопасным хладагентом (R12, R22 и др.);
отсутствие постоянного обслуживания,
достаточны лишь периодические кратковременные
проверки.
При использовании фреоновых систем
охлаждения отпадает необходимость в отдельном
компрессорном помещении. Фреоновые агрегатиро-
ванные холодильные машины можно
монтировать рядом с обслуживаемой камерой в том же
здании и даже в самой камере (например,
машина ХМ1-20). Однако при монтаже холодильной
машины вблизи рабочих мест персонала,
обслуживающего камеру, кроме выполнения правил
техники безопасности [5], необходимо
соблюдать санитарные нормы уровня шума. При их
превышении холодильные машины
децентрализованных систем охлаждения целесообразно
монтировать или в отдельном помещении вблизи
камеры, или отгораживать специальной
перегородкой для уменьшения шума.
Несмотря на преимущества фреоновых
децентрализованных систем охлаждения, при их
внедрении возникает ряд организационных и
технических трудностей.
Воздухораспределение. В связи с тем что
машины типа ХМ1-20 снабжены
высоконапорными вентиляторами, позволяющими применять
устройства, обеспечивающие равномерное
распределение воздуха в камере [7],
гидравлическое сопротивление воздуховода и расход
энергии больше, чем при их отсутствии или при
использовании осевых вентиляторов. Однако в
последнем случае градиенты температур и влаж-
ностей воздуха по объему камеры выше, и в
отдельных зонах камеры продукт может омываться
воздухом с параметрами, намного
отличающимися от номинальных. Поэтому выбор системы
воздухораспределения должен определяться
технико-экономическим расчетом из условия
допустимого для каждого продукта отклонения
температуры и влажности, при котором не будет
заметного снижения его качества.
Подогрев воздуха. В установках для систем
технологического кондиционирования
необходимо подогревать воздух в паровых (как
например, при использовании машин типа ХМ1-20),
либо в электрических калориферах.
Подогревать воздух паром на первый взгляд
может показаться предпочтительнее вследствие
снижения расхода электроэнергии. Однако
сменность и часы работы котельной и предприятия
(например, сырзавода) не всегда совпадают,
поэтому представляется целесообразным
выпускать обе модификации (с паровым и
электрическим калориферами).
Тип конденсатора. Технико-экономическое
сопоставление показывает, что системы с
водяным конденсатором и градирней и системы с
воздушным конденсатором практически
равноценны, хотя последние имеют ряд
эксплуатационных преимуществ [2].
Однако монтаж воздушного конденсатора вне
здания и подсоединение его к компрессору и
ресиверу должна осуществлять специализированная
организация, способная выполнять подобные
работы.
Кроме того, при использовании воздушного
конденсатора температура и давление
конденсации, а также холодопроизводительность
системы зависят от изменяющейся во времени
температуры окружающего воздуха. Это осложняет
регулирование холодопроизводительности и
поддержание заданного режима в камере.
В настоящее время температуру конденсации
регулируют последовательным отключением
вентиляторов конденсатора при понижении
давления конденсации или температуры окружающего
воздуха. Однако расчеты показывают [2], что
при низких температурах окружающего
воздуха необходимы дополнительные мероприятия,
например, ограждение конденсатора
конструкцией с регулируемыми жалюзи или применение
устройств, обеспечивающих отключение части
поверхности конденсатора [11].
Ответственность за установку. При
централизованных системах охлаждения все основное
оборудование установлено в компрессорном цехе.
При децентрализованном холодоснабжении
машины размещены возле камеры или в самой
камере и за их сохранность должно отвечать лицо,
ответственное за данную камеру. Однако
периодические осмотры и обслуживание должен
осуществлять механик компрессорного цеха или,
при большом количестве систем (в том числе и
4 Холодильная техника № 8
25

размещенных на разных территориях),
специально выделенный механик.
Обучение персонала» Работа
децентрализованных систем охлаждения имеет свои особенности,
поэтому обслуживающий персонал должен
пройти соответствующий инструктаж. Механики,
выделенные для обслуживания фреоновых машин,
в соответствии с правилами техники безопасности
[5], должны пройти специальное обучение и
получить соответствующее удостоверение.
В программы семинаров, курсов повышения
квалификации необходимо включать разделы,
посвященные фреоновым машинам и
децентрализованным системам охлаждения. До
настоящего времени, несмотря на расширение
применения фреоновых машин на предприятиях, этого
не делается.
Ремонт и гарантийное обслуживание
фреоновых машин на предприятиях мясной и молочной
промышленности целесообразно осуществлять
силами специализированной организации,
например «Союзмясомолмонтаж», которая должна
снабжать прикрепленные к ней предприятия
запчастями и осуществлять монтаж новых машин,
в том числе с воздушными конденсаторами.
Внедрение фреоновых децентрализованных
систем охлаждения на основе научно и технически
обоснованных решений даст существенный
экономический эффект, облегчит обслуживание,
повысит его безопасность и культуру.
Канд. техн. наук Н. Г. КРЕЙМЕРГ
Р. Б. ИВАНОВА, В. П. ПЫТЧЕНКО
Всесоюзный научно-исследовательский
институт холодильной промышленности
В настоящее время отечественная
промышленность выпускает агрегатированные холодильные
машины с максимальной эксплуатационной
готовностью. Громоздкие промывные
маслоотделители, требующие при монтаже заглубления
относительно конденсатора в среднем на 1,5 м,
не могут быть использованы в агрегатированных
установках, в которых предусматривается
возврат масла в картер компрессора.
На протяжении ряда лет во ВНИХИ
исследовали механические маслоотделители различных
конструкций [1 ]•—фильтрующие с набивка-
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Автоматизированная система
технологического кондиционирования воздуха на базе
фреоновой холодильной машины ХМ1-20 для камер
созревания сыра/Е. М. Агарев, Л. Е. Медовар,
Н. М. Медникова и др.— Холодильная техника,
1975, № 8.
2. Агарев Е. М., Медникова Н. М.,
Медовар Л. Е. Системы технологического
кондиционирования воздуха на базе децентрализованных
фреоновых холодильных установок.— Серия:
Холодильная промышленность и транспорт. ЦНИИТЭИ-
мясомолпром, 1976, № 11.
3. Каталоги фирм «Генас» (Франция), «Фрига-
Бон» (ФРГ), «ИЛКА» (ГДР), «Гиртон» (США).
4. М у р а т о в О. В., Ласкер Я. Н.
Комплексные холодильные машины типа MX.— Холодильная
техника, 1972, № 7.
5. Правила техники безопасности на фреоновых
холодильных установках. М., ВНИХИ, 1967.
6. Р а е в А. А., Берсенева Н. С.
Холодильное оборудование для охлаждения молока на
животноводческих фермах.— Холодильная техника, 1977,
№ 5.
7. Сравнительный анализ системы воздухорас-
пределения для камер созревания сыров/Б. В. Пере-
садин, Ю. В. Маяковский, Р. И. Шаззо и др.—
Холодильная промышленность и транспорт,
ЦНИИТЭИмясомолпром, 1976, № 9.
8. Фридман Б. А. Система холодоснабжения
с аккумулятором холода на молочном заводе в
г. Сумы.— Холодильная техника, 1975, № 2.
9. Холодильные машины и аппараты.
Каталог, т. II М., ЦИНТИхимнефтемаш, 1975.
10. Шинка В. Я., Р а е в А. А.,
Берсенева Н. С. Блочные автоматизированные
холодильные машины для сельского хозяйства.—
Холодильная техника, 1975, № 7.
11. Hege Н. R.—Die Kalte, 1970, № 10.
УДК 621.512.041:621.177.004.15
ми из стружки, сетки, капроновой ваты и
циклонные с различными направляющими
аппаратами. Установлено, что эффективность
циклонных маслоотделителей, при одинаковых с
другими моделями габаритных размерах, несколько
выше при значительно меньшем гидравлическом
сопротивлении. Высокие скорости паров
аммиака позволяют интенсифицировать работу
циклонного маслоотделителя и увеличить диапазон
размеров отделяемых капель. В механических
маслоотделителях отделяется только капельное
масло, а не его пары. В литературных источниках,
например [2], отмечается, что в целях
увеличения эффективности маслоотделения путем
конденсации паров масла в механических
маслоотделителях необходимо предусматривать
охлаждающие рубашки или змеевики.
Эффективность применения циклонных маслоотделителей
для поршневых компрессоров
26

Рис. 1. Схема маслоотделителя конструкции московского
завода «Компрессор».
\Газ
JH
7
i>
п
i
i__L
?
'J
Ж-
^-rdJ
tМасло
Рис. 2. Схема маслоотделителя конструкции ВНИХИ.
Исследованиями ВНИХИ испаряемости
холодильных масел ХА-23 и|ХА-30 и влияния
охлаждения паров на эффективность маслоотде-
ления [1] установлена теоретическая
возможность присутствия в аммиаке при температурах
нагнетания более 100°С значительного
количества масла в паровой фазе, однако в
действительности оно оказалось весьма незначительным.
Поэтому усложнение конструкции
маслоотделителя за счет устройства охлаждающей рубашки
нецелесообразно, так как в нем возможна
конденсация паров аммиака, в результате чего при
перепуске масла в картер компрессора может
попасть жидкий аммиак.
По рекомендациям ВНИХИ, компрессорные
агрегаты А110 и А220 были оснащены
циклонными маслоотделителями конструкции
московского завода «Компрессор» (рис. 1).
Нагнетаемые пары аммиака поступают в верхнюю часть
спирального направляющего аппарата 2,
помещенного в обечайку 1. Под действием
центробежной силы из потока отделяются капли масла.
В нижней части аппарата поток паров
поворачивается и направляется вверх, где он вторично
меняет направление, и по трубе 3 удаляется из
маслоотделителя. Отделившееся масло
отводится с помощью поплавкового устройства в картер
компрессора.
Во ВНИХИ был сконструирован и изготовлен
циклонный маслоотделитель (рис. 2),
конструкция которого несколько отличается от описанной
выше. Пары аммиака поступают в него по
тангенциальному патрубку / и попадают в I
ступень маслоотделителя. Вращаясь в межстенном
пространстве, они входят в направляющий
аппарат 2 II ступени маслоотделителя,
выполненной в виде улитки с плавно уменьшающимся
сечением, в результате чего скорость паров
повышается. Выходя из направляющего
аппарата, пары вращаются вокруг внутренней
трубы 3 и опускаются до отбойника 4, затем они
по трубе 3 направляются вверх к выходу из
маслоотделителя. Масло, отделившееся в I и
II ступенях, скапливается в ресиверной части
маслоотделителя. Из I ступени масло
сливается в ресиверную часть по специальному
перепускному патрубку 5 с сифонной частью для
предотвращения перетекания паров между
ступенями.
Для определения эффективности работы
маслоотделителей и выявления путей
совершенствования серийного варианта на специальном
стенде ВНИХИ (рис. 3) были проведены
сравнительные испытания маслоотделителей завода
«Компрессор» и ВНИХИ в агрегате с поршневым
компрессором П ПО. Габаритные размеры и
присоединительные патрубки маслоотделителей
были одинаковыми. Уносимое из компрессора 1
масло улавливалось в одном из двух испыты-
4*
27

ваемых маслоотделителей 2, параллельно
присоединенных к нагнетательной линии. За ними
были последовательно установлены еще два
Рис. 3. Схема испытательного стенда.
$,мл/м\
Ч 5 В V,m/c
а
i,mto Г~~ ~1 Г
15 5,0 7,5 10,0 /Щ^мф5
5
Рис. 4. Зависимость эффективности работы
маслоотделителей \ от скорости паров аммиака V(a) и концентрации
?вх (б) на входе в маслоотделители:
1 — маслоотделитель ВНИХИ; 2 — маслоотделитель завода
« Компрессор».
служебных маслоотделителя 3, 4 для улавлива-
вания и определения количества масла,
поступающего из опытных образцов. Количество
масла, унесенного из компрессора, определяли
с помощью специального приспособления,
состоящего из мерного сосуда 5 со смотровым
стеклом для точного определения количества
масла, добавляемого в картер. Вместо
смотрового стекла к картеру компрессора был
присоединен переливной сосуд 6 с установленной
внутри У-образной трубкой 7. Свободный конец
У-образной трубки располагался на одном
уровне с маслом. При повышении уровня масло
переливалось через край трубки и скапливалось
в переливном сосуде 6, соединенном
уравнительной трубкой с паровым объемом картера. Перед
испытанием компрессор заправляли маслом до
перелива с последующим удалением перелитого
масла из сосуда 6.
После работы компрессора на определенном
режиме масло дозаправляли через несколько
часов после остановки компрессора в целях
предотвращения влияния слива масла из
системы смазки компрессора. Масло,
накапливающееся в маслоотделителях, периодически
выпускали и измеряли.
Маслоотделители испытывали в диапазоне
режимов работы холодильной установки t0 =
= — 5-. 15°С, /к = 20—40°С при
температуре нагнетаемых компрессором паров 90—
140°С и температуре масла в картере
компрессора 40—50°С. Результаты сравнительных
испытаний представлены на графиках (рис. 4).
В качестве величины, характеризующей
эффективность работы маслоотделителей, принято
количество масла в 1 м3 парообразного аммиака,
уносимого из испытываемых маслоотделителей.
Как видно из графиков, эффективность обоих
маслоотделителей сравнительно высока и при
скоростях паров до 5 м/с практически
одинакова. Кснцелтрация масла в выходящих парах
составляла 0,8 мл/м3. Эффективность
маслоотделителя конструкции ВНИХИ остается
практически стабильной в рассматриваемом
диапазоне скоростей потока и при изменении
начальной концентрации масла (на входе в
маслоотделитель), в то время как эффективность
маслоотделителя московского завода «Компрессор»
резко снижается при увеличении скорости
потока и начальной концентрации масла. Это
можно объяснить тем, что маслоотделитель ВНИХИ
в отличие от модели завода «Компрессор» имеет
ресиверную часть, отделенную от рабочего
объема отбойником. В результате предотвращается
вторичный унос масла потоком пара. Кроме
того, в маслоотделителе ВНИХИ благодаря
применению тангенциального входа и
специального направляющего аппарата паровой поток
более организован и упорядочен. Об этом сви-
28

детельствует пониженное гидравлическое
сопротивление маслоотделителя ВНИХИ. Несмотря
на более сложную конструкцию,
гидравлическое сопротивление маслоотделителя ВНИХИ
составляло при режиме работы установки /0 =
= — 5°С и *К = 35°С около 1,6 кПа
@,016 кгс/см2), а маслоотделителя завода
«Компрессор» 2,5 кПа @,025 кгс/см2).
Испытания показали, что циклонный
маслоотделитель, которым комплектуются
компрессоры П110 и П220, обеспечивает эффективное
отделение масла от нагнетаемых паров аммиака.
При скорости пара 6—6,5 м/с унос масла за
пределы маслоотделителя не превышает 2 мл/мэ
пара.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Креймер Н. Г., Медникова Н. М.,
Пытченко В. П. Исследование
маслоотделителей для аммиачных холодильных установок.—
Труды ВНИХИ. Совершенствование оборудования
холодильных установок. М., 1975.
2. Курылев Е. С, Герасимов Н. А.
Холодильные установки. Л., Машиностроение, 197Q*.
УДК 621.574.3.048.892.092.001.4
Повышение эффективности работы испарительных систем
аммиачных холодильных установок
Проф. Н. А. ГЕРАСИМОВ,
канд. техн. наук Ю. В. ОСИПОВ, Е. М. ФЕДОТОВА
Ленинградский технологический институт холодильной
промышленности
Ю. В. МИХАЙЛОВ
Ленинградский хладокомбинат
Существенным резервом увеличения
эффективности работы аммиачных холодильных установок
является снижение замасленности охлаждающих
систем. При работе холодильной установки
масло постоянно поступает в испарительную систему
и скапливается в ней в значительном количестве
[4, 5]. Наличие масла ухудшает теплопередачу
и распределение жидкого аммиака по
охлаждающим приборам. Это приводит к необходимости
работать с пониженной температурой кипения и
к увеличению энергетических затрат на
выработку холода. Кроме того, масло при низкой
температуре имеет высокую вязкость и может
закупорить импульсные трубки, подключающие
приборы автоматики, снижая надежность
аварийной системы автоматики. По этой же причине
нарушается надежная работа соленоидных
вентилей.
Замасленность испарительных систем можно
уменьшить путем улучшения отделения масла и
усовершенствования его выпуска из
испарительной системы.
Замасливание испарительной системы —
основной результат неудовлетворительной работы
маслоотделителей. Наиболее распространенным
типом маслоотделителя, устанавливаемого на
паровой линии после компрессора, является в
настоящее время барботажный маслоотделитель
ОММ. Главное условие эффективной работы
маслоотделителя этого типа — достаточное
заполнение его жидким аммиаком, который должен
подаваться под избыточным давлением. На ряде
предприятий из-за ошибок в проектах исключена
возможность питания маслоотделителей жидким
аммиаком. Переделки схем холодильных
установок для осуществления питания
маслоотделителей по рекомендациям ВНИХИ связаны с
необходимостью перестановки по высоте
конденсаторов, маслоотделителей и линейных
ресиверов, т. е. требуют выполнения большого объема
строительно-монтажных работ, что трудно
осуществить в условиях работающего предприятия*
Авторами был предложен способ питания
маслоотделителей жидким аммиаком из
дополнительно устанавливаемого конденсатора.
Размеры последнего выбирают так, чтобы количество
жидкого аммиака, который конденсируется в
этом аппарате, было достаточным для
необходимого охлаждения пара в маслоотделителе.
Монтажные работы в этом случае не требуют
длительного выключения холодильной установки
[1, 3].
Другим возможным способом улучшения
работы маслоотделителя является подача жидкого
аммиака в него от одного из установленных
вертикальных конденсаторов, уровень в котором
искусственно повышается. Подтапливание части
поверхности конденсатора жидким аммиаком
обеспечивает необходимое избыточное давление
для питания маслоотделителя (см. рисунок).
29

'-ffP>4*-\
a
y/mmfrWm^^^
Схема подтопления вертикального конденсатора для
создания необходимого напора жидкого аммиака,
питающего маслоотделитель: ^
/ — маслоотделитель ОММ; 2 — регулятор уровня; 3 —
переливная колонка; 4 — вертикальный конденсатор; 5 —
уравнительная линия; л.р — линейный ресивер.
Такая схема реализована на Ленинградском
хладокомбинате. Исследование ее работы
показало, что заполнение жидким аммиаком
маслоотделителей увеличило количество
отделяемого масла в три раза. Поэтому одним из наиболее
рациональных средств повышения эффективности
барботажных маслоотделителей является
надежное поддержание в них требуемого уровня
жидкого аммиака. Необходимо также больше
внимания уделять выпуску масла из линейных
ресиверов.
Масло, попавшее в испарительную систему,
может быть удалено из нее во время оттаивания.
Недостаточная продолжительность оттаивания и
неправильное выполнение этого процесса
приводят к неполному удалению масла из
охлаждающих приборов. Так, по нашим наблюдениям, во
время оттаивания охлаждающих приборов
одного из холодильников после их длительной работы
было выпущено около 200 кг масла. При
вторичном оттаивании, которое было проведено через
день после первого, было удалено еще более
100 кг масла. Расчеты показали, что при
безнасосной схеме такое количество масла из
линейного ресивера в охлаждающие батареи попасть
не могло. Следовательно, во время первого
оттаивания не все масло успело стечь вместе с
жидким аммиаком в дренажный ресивер.
Вязкость масла в несколько сот раз выше
вязкости жидкого аммиака. По этой причине масло
стекает медленнее аммиака. В таблице показано
Отношение скоростей течения
жидкого аммиака и масла
и'ыНз^хА-гз
WNHjWXA-30
-Температура масла и жидкого
-|аммиака, °С
0
16,7
18,7
10
12,5
14,4
20 | 30
9,7
11,2
8,2
9,1
отношение скоростей масла и жидкого аммиака.
Скорости вычисляли по формуле Нуссельта
для "стенания жидкости тонким слоем под
действием силы тяжести. Было принято, что с
некоторыми допущениями данная формула может
быть применена в рассматриваемом случае.
С понижением температуры отношение скоростей
стекания увеличивается. Поэтому в процессе
оттаивания необходимо обеспечить не только
полное удаление снеговой шубы, но и масла.
Для повышения скорости стекания масла
целесообразно батареи не только прогревать
паром, но и продувать их.
Масло можно удалять из испарительных
систем в насосно-циркуляционных схемах с
помощью гидроциклонов [2]. Опыт эксплуатации
гидроциклона в течение года на холодильной
установке Ленинградского хладокомбината
показал его эффективность. Гидроциклон установлен
после циркуляционного аммиачногона!СосаЗЦ-4а,
подающего хладагент в камерные приборы
охлаждения (температура кипения — 28°С).
Выпуск масла в среднем составлял 70 кг каждую
неделю.
Одновременно с отделением масла система
очищается от механических загрязнений, что
важно для повышения надежности работы
приборов автоматики. Измерение количества
отделяемого с помощью гидроциклона масла
позволило оценить его концентрацию в потоке жидкого
аммиака в насосно-циркуляционной схеме. Как
показали расчеты, в данном случае массовая
концентрация масла в смеси с жидким аммиаком
составляет 0,01—0,02 J/o. Практически
количество масла, выпускаемого из охлаждающих
приборов во время их оттаивания, составляет
3—10% количества аммиака в испарительной
системе. Поэтому можно предположить, что
масло движется значительно медленнее, чем
жидкий аммиак, или в циркуляции принимает
участие лишь незначительная его часть.
Реализация указанных рекомендаций
позволит значительно снизить замасленность
испарительных систем аммиачных холодильных
установок и повысить эффективность их работы.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. А. с. 468063 (СССР).
2. Вагабов И. И., Олейник В. В., Ковнер-
цев Е. 3. Промышленные испытания гидроциклона
для разделения масла и жидкого аммиака. —
Холодильная техника, 1976, № 10.
3. Гущин А. В. Повышение эффективности работы
маслоотделителей. — Холодильная техника, 1974, № 11
4. Лукьянов Г. Д., Суедов В. П. Некоторые
вопросы маслоотделения на холодильных установках.—
Труды республиканской научной конференции. Л., 1972.
5. Результаты обследования систем и схем
охлаждения распределительных холодильников/Н. А.
Герасимов, М. М. Голянд, Е. Л. Федотов и др. —Труды
научной конференции. Л., 1970.
30

621.57.048.004.15
Улучшение технико-экономических показателей
испарителя водоохлаждающей машины МКТ20-2-0
Е. Д. КОНОВАЛЕНКО, С. Ф. КУЗНЕЦОВ
Мелитопольский завод холодильного
машиностроения им. 30-летия ВЛКСМ
Холодильная машина МКТ20-2-0 (ХМВ-36М)
предназначена для охлаждения воды или
рассола в системах технологического и
комфортного кондиционирования, в установках с
использованием промежуточного хладоносителя и пр.
Машина позволяет получать ледяную воду
(температура 2°С), в связи с чем она нашла
применение в сельском хозяйстве на молочно-товар-
ных фермах. Выпускается серийно с 1976 г.
Нами проведены работы по снижению
металлоемкости ее испарителя.
Теплообменная поверхность кожухотрубного
испарителя машины изготавливается из медных
труб диаметром 20 мм с алюминиевым десяти-
канальным сердечником, отношение
внутренней поверхности к наружной 2,55. Хладагент
кипит внутри труб, хладоноситель
перемещается в межтрубном пространстве, имеющем
поперечные направляющие перегородки.
Как показали исследования ряда авторов
[1—3], существенное влияние на габаритные
размеры и массу испарителей оказывает
правильный выбор скоростей хладагента и
хладоносителя, распределение хладагента по теплообмен-
ным трубам испарителя, перегрев хладагента
в испарителе.
Анализ работы испарителя водоохлаждающей
машины МКТ20-2-0 показал, что скорости
хладоносителя и хладагента в испарителе, а также
коэффициент теплопередачи сравнительно
низкие. При расходе Vs = 2,8-10~3 м3/с скорость
хладоносителя ws= 0,55 м/с, а скорость
хладагента, при тепловой нагрузке испарителя
Фисп = 35 кВт, w0 = 0,05 м/с.
Недостатком серийного испарителя является
также продольное перемещение в нем
хладоносителя через зазоры B мм) между трубами и
поперечными перегородками, предусмотренные для
удобства сборки испарителя, и зазоры B—3 мм)
между наружными диаметрами перегородок и
внутренними диаметрами обечайки испарителя.
Продольное перемещение хладоносителя
снижает его реальную скорость в поперечном к теп-
лообменным трубам направлении и уменьшает
коэффициент теплоотдачи со стороны
хладоносителя.
Влияние продольных перемещений
хладоносителя на коэффициент теплопередачи
испарителя было исследовано в опытном испарителе
с полиэтиленовыми перегородками,
исключавшими продольные перемещения. Испытания
проводили на хладагенте R12, в качестве
хладоносителя был использован раствор хлористого
кальция.
Влияние продольных перемещений
хладоносителя на коэффициент теплопередачи при
различных скоростях хладоносителя показано на
рис. 1. Как видно из графика, при скорости
ws = 0,2 м/с коэффициент теплопередачи,
отнесенный к внутренней оребренной поверхности,
снижается из-за продольного перемещения
хладоносителя на 25%, при скорости 0,5 м/с —
на 6%, и только при скорости 0,8 м/с продольное
перемещение хладоносителя практически не
влияет на коэффициент теплопередачи.
Водоохлаждающие машины, как правило,
работают в широком диапазоне температур
хладоносителя (от 10 до —20°С) и при низких
температурах его расход значительно меньше
расчетных величин, принимаемых для
высокотемпературных режимов работы, и соответственно
низка скорость. Применение плотных
перегородок позволяет вследствие увеличения реаль-
КВт/(№-к)
220^
0,2 0,3 Ot
0,5 0,6
0,7wS)m/c
Рис. 1. Зависимость коэффициента теплопередачи
испарителя, отнесенного к внутренней оребренной
поверхности, от скорости хладоносителя при удельном тепловом
потоке <7^вн=2200 Вт/м2:
X опытный испаритель; Q-
ритель.
— серийный испа-
31

дои скорости хладоносителя повысить на средне-
температурных режимах коэффициент
теплопередачи и поднять температуру кипения на 1,5—
2°С. Это дает возможность увеличить удельную
электрическую холодопроизводительность
машины при низких температурах хладоносителя
на 6—8%.
Влияние скорости хладоносителя на
коэффициент теплопередачи исследовано в
испарителе холодильной машины МКТ20-2-0 и
макетном испарителе. Необходимость проведения
исследований с двумя испарителями вызвана тем,
что повышение скорости хладоносителя до 1 м/с
в испарителе холодильной машины МКТ20-2-0
приводило к увеличению его расхода до V8 =
= 5,2-10~3 м3/с, в результате чего усугублялась
погрешность опыта, связанная с малыми
значениями перепада температур хладоносителя в
испарителе.
Уменьшением диаметра обечайки и
увеличением числа перегородок в опытном макете
испарителя удалось достичь скорости w8 = 1 м/с
при расходе Vs & 2,8-10~3 м3/с.
Скорость хладагента регулировали
изменением площади живого сечения для его прохода
путем отключения ряда трубок испарителя.
Зависимость коэффициента теплопередачи испарителя
от скорости хладагента исследовали при тепловой
нагрузке испарителя <2иСП~35 кВт. Такая
нагрузка соответствует наиболее напряженной его
работе в эксплуатационных условиях. Скорость
хладоносителя повышали от 0,5 до 1 м/с, скорость
хладагента — от 0,05 до 0,1м/с. Хладоносите-
лем служил раствор хлористого кальция.
Хладагент — R22.
Зависимость коэффициента теплопередачи,
отнесенного к внутренней оребренной поверхности,
от скорости хладагента при скоростях
хладоносителя 0,5 и 1,0 м/с показана на рис. 2.
Повышение скорости хладоносителя и
скорости хладагента существенно улучшает
коэффициент теплопередачи испарителя, что дает
возможность уменьшить его теплопередающую
поверхность.
Вместе с тем увеличение скоростей
хладоносителя и хладагента, вместе с ростом
коэффициента теплопередачи, сопровождается
повышением гидравлического сопротивления
испарителя.
Так, при увеличении скорости хладагента w0
с 0,05 до 0,1 м/с гидравлическое сопротивление
испарителя возрастет на Д/?0 = 5-103 Па, а при
увеличении скорости хладоносителя ws с 0,5
до 1,0 м/с гидравлическое сопротивление
возрастает по хладоносителю на Aps = 3-104 Па.
Повышение гидравлического сопротивления
ведет к дополнительным энергетическим
затратам на единицу вырабатываемого холода,
поэтому от правильного выбора скоростей хладоно-
ъ,8т/(м*Ю
625
600
575
550
525
500\
W\
450\
№
*00]
|( 4
2г
/ \
Ц04 0,050,06 0070,06 0,05 0,1 0,11щ,м/с
Рис. 2. Зависимость коэффициента теплопередачи^Щис-
парителя, отнесенного к внутренней оребренной
поверхности, от скорости хладагента при различных скоростях
хладоносителя:
/ — о; =0,5 м/с; 2 — о>е = 1,0 м/с.
О О
сителя и хладагента существенно зависят
технико-экономические показатели испарителя.
Рациональные скорости хладоносителя и
хладагента определены сравнением экономического
эффекта от снижения металлоемкости
испарителя в результате уменьшения его теплопере-
дающей поверхности с дополнительными
энергетическими затратами, вызванными работой
машины при более высоких скоростях
хладоносителя и хладагента.
Зависимость экономической эффективности,
получаемой при уменьшении теплопередающей
поверхности испарителя холодильной машины
МКТ20-2-0, от скоростей хладоносителя и
хладагента приведена на рис. 3.
з,руб\
70
60
50
30
20
/О
О
ОМ 0,05 0,06 0,07 0,06 0,05 0,1Щ,м/с
Рис. 3. Зависимость экономической эффект и внести,
получаемой при уменьшении теплопередаюшей поверхности
испарителя холодильной машины МКТ20-2-0, от скоростей
хладагента и хладоносителя:
1 — оу0 = 0,5 м/с; 2 — ш =1,0 м/с.
2
'/
32

Теплопередающая
поверхность
испарителя
(внутренняя), м2
16,0
14,2
12,9
12,2
14,6
12,7
11,5
10,6
Скорость

хладоносителя в
испарителе, м/с
0,5
0,5
0,5
0,5
1.0
1,0
1,0
1,0
Скорость
хладагента
в испарителе.
м/с
0,05
0,07
0,09
0,11
0,05
0,07
0,09
0,11
Расход
электроэнергии за год,
кВт • год
54 000
54 280
54 520
54 800
54 600
54 900
55 160
55 400
Расчетная
себестоимость
холодильной машины,
руб.
2446
2402
2369
2351
2411
2364
2333
2310
Расчетная
экономическая
эффективность, руб.
0
32
55
61
9
43
63
76
Расчет выполнен для годового ресурса работы
холодильной машины п = 4000 ч при тепловой
нагрузке испарителя QHCn = 35 кВт.
Экономическую эффективность от уменьшения теплопере-
дающей поверхности испарителя холодильной
машины при одновременном увеличении
скоростей хладагента и хладоносителя определяли
по формуле
3=(Сб-Сн)+(Яб-Ян)к,
где Сб — плановая себестоимость холодильной машины
МКТ20-2-0 (базовая модель), руб;
Са — расчетная себестоимость новой модели,
отличающейся от базовой только площадью тепло-
передающей поверхности испарителя, руб;
Яб, Ян—годовые эксплуатационные издержки
потребителя при использовании базовой и новой
модели, руб;
к — коэффициент приведения годовой экономии
к суммарной, получаемой за весь срок службы.
Плановая себестоимость базовой модели
МКТ20-2-0 с внутренней поверхностью
испарителя 16 м2 по калькуляции завода-изготовителя
принята равной 2446 руб., а для других
вариантов испарителей с внутренней поверхностью от
14,2 до 10,6 м2 — рассчитана по калькуляциям
затрат на изготовление (результаты расчета
приведены в таблице).
Годовые эксплуатационные издержки
потребителя определены по энергетическим затратам
на производство одинакового количества холода
за год для моделей с различной внутренней
поверхностью с учетом энергетических потерь,
связанных с изменением гидравлических
сопротивлений хладагента и хладоносителя.
Результаты расчета экономической
эффективности машины приведены в таблице.
На основании проведенных
экспериментальных исследований сделан вывод о
целесообразности применения в существующей конструкции
испарителя холодильной машины МКТ20-2-0
плотных перегородок. Установлено, что для
улучшения технико-экономических показателей
испарителя холодильной машины МКТ20-2-0
желательно довести скорость хладоносителя до
&>s=1,0m/c, а скорость хладагента до w0 =
= 0,1 м/с, что позволит снизить металлоемкость
испарителя на 105 кг и сэкономить за год 76 руб.
на одну машину.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Дьячков Ф. Н. Исследование теплообмена
и гидродинамики при кипении фреона-22 в трубах
с внутренним оребрением.— Холодильная техника,
1977, № 1.
2. Результаты испытаний испарителя ИФ-50
с внутритрубным кипением холодильного
агента/Шапошников Ю. А., Галежа В. Б., Брун. А. X. и др.—
Холодильная техника, 1977, № 2.
3. Теплообменные аппараты холодильных
установок/Данилова Г. Н., Богданов С. И.,
Иванов О. П. и др.— Л., Машиностроение, 1973.
Кондиционеры для кабин тракторов
УДК 628.84:629.114.2
Канд. техн. наук А. И. ЛАВОЧНИК,
Г. С. ВАЛЬДМАН, Г. П. ИЛЬИН
Ташкентский политехнический институт
им. А. Р. Беруни
Для разнохарактерных работ на хлопковых
полях широко применяют колесные тракторы
Т-28Х4М, МТЗ-50Х, МТЗ-80Х. Перспективным
планом развития тракторного машиностроения
намечено с 1980 г. оборудовать эти тракторы
герметизированными кабинами. Однако их
эксплуатация возможна лишь при использовании
кондиционера, обеспечивающего
круглогодичное кондиционирование воздуха в кабине.
Применение только обычной вентиляции, особенно
летом, недостаточно, так как в этот период даже
в вентилируемых кабинах температура воздуха
33

превышает температуру наружного воздуха не
менее чем на 15—20°С и достигает в условиях
жаркого климата 55—60°С
Поэтому оснащение системами
кондиционирования воздуха кабин тракторов,
эксплуатируемых в метеорологических условиях,
характеризующихся интенсивной солнечной
радиацией, высокими температурами наружного
воздуха, его значительной запыленностью и
загазованностью, является важной задачей. При
этом, ввиду частого использования тракторных
агрегатов для химической обработки
хлопчатника, и в частности для дефолиации,
предшествующей машинной уборке хлопка, необходимо
оснащать их системой надежной очистки воздуха
от сильнодействующих ядохимикатов.
Следует учитывать также специфику
метеорологических условий хлопкового поля, в
частности, наличие в период междурядной обработки
хлопчатника (май — август) локальной
относительной влажности воздуха над полем,
отличающейся от общей в данном районе и равной 55—
65% при температуре 25—38°С.
В связи с этим на кафедре «Холодильных и
компрессорных машин и установок»
Ташкентского политехнического института в содружестве
с Ташкентским тракторным заводом были
разработаны и испытаны на стенде и в полевых
условиях два варианта охлаждающих систем для
кабин тракторов: на базе кондиционеров
испарительного типа и на базе кондиционеров паро-
компрессионного типа.
В стационарных установках испарительного
охлаждения воздуха наибольшее
распространение получили контактные тепломассообхменные
аппараты, выполненные в виде форсуночных
камер или орошаемых слоев насадки [2]. Однако
применение форсуночных камер в
кондиционерах для транспортных средств увеличивает
габаритные размеры и массу кондиционера, а
также снижает его эксплуатационную надежность
главным образом из-за засорения форсунок.
При использовании в качестве контактной
поверхности неподвижного орошаемого слоя
насадки обычно применяют три способа ее
укладки: свободную, заполнение рабочего объема
связанным насадочным материалом и укладку
насадки по заданной геометрической модели.
Опыты, проведенные О. Я. Кокориным [2],
показали, что при свободной укладке и
заполнении связанным насадочным материалом
получаются наиболее высокие показатели по
гигроскопичности, а следовательно, и эффективности
испарительного охлаждения. Однако в связи
с повышенной вибрацией, испытываемой
кабиной, предпочтительно укладывать орошаемый
слой по заданной геометрической модели. В
качестве материала насадки для тракторного
кондиционера испарительного типа был принят
листовой мипласт, обладающий
удовлетворительными физико-механическими свойствами.
До разработки конструкции кондиционера
на экспериментальном стенде были исследованы
элементы испарительной насадки, в которых
пластины мипласта длиной 150, 200, 250 или
300 мм были уложены с образованием каналов.
Исследования проведены при двух возможных
способах увлажнения пластин: за счет
капиллярных сил при подаче воды к пластинам снизу
и пленочного стекания воды и капиллярного
смачивания при подаче воды на пластины
сверху и снизу (рис. 1). Температуру воздуха ^вх
на входе в испытуемую насадку поддерживали
равной 35°С при относительной влажности срвх =
= 28 ч- 36%. Скорость воздуха в
экспериментах изменялась от 2 до 6 м/с.
Рис. 1. Схема смачивания испарительной насадки сверху
и снизу:
/ — насос; 2 — слой гигроскопичного материала (пенополиви*
нилформаль); [3 — пластины [мипласта; 4 — поддон; 5 — бак.
Вследствие сравнительно небольшого
диапазона изменения физических свойств воздуха
в условиях кондиционирования результаты
экспериментов обобщены зависимостями в
размерном виде. Анализ экспериментальных данных
(рис. 2) показывает, что коэффициент
эффективности испарительного охлаждения Еа
возрастает с длиной пластин, однако при этом
аналогично увеличивается и аэродинамическое
сопротивление Др. Одновременное смачивание
элемента насадки сверху и снизу позволяет
интенсифицировать процесс испарительного
охлаждения при уменьшении длины пластин, а
следовательно, и аэродинамического сопротивления
кондиционера.
Установлено, что для обеспечения 0,8 < ?а^
< 0,85 скорость воздуха в живом сечении
насадки должна составлять 2—4 м/с.
На основании полученных результатов на
Ташкентском тракторном заводе совместно с
ГПКТБМ (г. Ташкент) был разработан и
изготовлен промышленный образец кондиционера
рассматриваемого типа.
34

fa
ОМ
0,85\
аво\
0,70
0,65
аь^
*si
1 ^*****"**-s
*N
Л
i Л *
!s^31
A /
S^>
i-^
f
^¦V
0
a
tyfla\
200
150
100
50
б щ м/с
л
^
\ ^r
^°2
5>J I
^H* I
^1
C*
i
v/,m/c
Рис. 2. Зависимости коэффициента испарительного
охлаждения ?а (а) при /Вх=35°С и ф=28—36% и
аэродинамического сопротивления Ар (б) орошаемого слоя из мипласто-
вых пластин от скорости движения воздуха w:
2 _ /=150 мм; 2 — /=300 мм; 3 — /=250 мм; 4 — /=200 мм;
/ — подача воды снизу; // — подача воды ;сверху [и ?низу.
Корпус кондиционера выполнен из
полистирола. Вентиляторный блок состоит из двух
вентиляторов-пылеотделителей конструкции
НАТИ общей производительностью 500 м3/ч с
приводом от электродвигателей МЭ226Б. Мипла-
стовые пластины размером 150 X 82 мм
смачивались сверху и снизу. Для циркуляции воды
использовали центробежный насос с
электродвигателем МЭ219. Кондиционер был
установлен в цельнометаллической герметизированной
кабине трактора Т-28Х4М и испытан в полевых
условиях в соответствии с ГОСТ 7057—73.
Анализ результатов испытаний (табл. 1)
показал, что температура воздуха в зоне
дыхания водителя ниже наружной на 4—6°С при
относительной влажности на рабочем месте 75%
и скорости воздуха в зоне обдува до 1,8 м/с.
Температура внутренних ограждений кабины при
этом остается высокой C3—45°С). Средняя
температура воздуха в кабине ниже температуры
наружного воздуха всего лишь на 2,1—4,0°С.
Таким образом, установлено, что
испарительные кондиционеры в кабинах тракторов могут
обеспечивать лишь некоторую тепловую защиту,
но не создавать условии, соответствующих
требованиям, которые предъявляются к
транспортным кондиционерам по ГОСТ 12.2.019—76, не
говоря уже о более обоснованных и жестких
санитарно-гигиенических нормах [1].
Кроме того, в условиях значительной
загрязненности воздуха хлопкового поля
ядохимикатами в период работы с ними система
кондиционирования должна обеспечить рециркуляцию
большей части воздуха внутри кабины, так как
в противном случае потребуется чрезмерно
большая емкость фильтрующих элементов для
снижения концентрации ядохимикатов в воздухе,
подаваемом на рабочее место, до допустимых
значений.
Это возможно осуществить лишь с помощью
парокомпрессионных кондиционеров.
На базе компрессора ФУ-4А был разработан
и исследован кондиционер на R12.
Исследования, проведенные на экспериментальном стенде
(рис. 3), показали, что внутри кабины можно
получить параметры воздуха,
регламентированные ГОСТ 12.2.019—76 при температурах
наружного воздуха, достигающих даже 40—
42°С. Однако полевые испытания
разработанного кондиционера выявили его весьма
существенный недостаток — недопустимо высокое
давление хладагента в системе при стоянке
трактора в поле, на хозяйственном дворе и в других
незащищенных от солнечной радиации местах.
Таблица 1
Наружный воздух
Темпера-
т>Ра *нар>
36,2
37,5
35,4
33,6
32,3
32,2

Относительная
влажность
<W %
36
34
40
43
51
50
Воздух в кабине

Температура у
головы
ггол' и
32,1
33,1
32,6
31,5
28,1
30,7

Температура у
груди
30,1
31,3
30,0
28,5
30,4
28,2

Относительная
влажность
У груди
Фгр, %
72
71
72
72
74
75

Температура у ног
W' °с
34,4
34,7
33,5
32,4
30,9
31,5
Температура
внутренних
поверхностей каби-
ны 'пов' °С
35—44
35—45
35—43
35—41
33—39
33—39
Средняя
температура в кабине
'гол+ггр+
+*ног
3
°С
32,2
33,3
32,3
30,8
29,8
30,1
, 1
и 2*
G 25
У о
со ^
с 2. 1
4,0
4,2
3,1
2,8
2,5
2,1
Скорость
воздуха в кабине (у
груди) w, м/с
1,8
1,8
1,8
1,8
1,1
1,8
Направление
движения воздуха
на выходе
В зону груди
То же
« «
« «
В зону головы
В зону груди

/J /f #" # /7 y. 78 /3
I I \ /t4
12 JL^fMWls,
~-5
П7-1 J
Рис. З. Схема стенда для испытаний тракторных
кондиционеров:
/—компрессор; 2 — гидродвигатель;? 3 — измерительный
комплект К-50; 4 — электродвигатель; 5 — гидронасос; 6,8 —
расходомер; 7 — маслобак; 9 — маслоохладитель; 10 —
электрогидравлический золотник: 11, 12 — электронагреватели; 13 —
конденсатор; 14 — вентилятор; 15 — ресивер; 16 — фильтр-
осушитель; 17 — вентилятор; 18 — терморегулирующий
вентиль; 19 — испаритель; 20 — термоизоляционная камера.
В таких условиях при характерных для
Средней Азии температурах наружного воздуха и
уровнях солнечной радиации чрезмерно
высокое давление паров хладагента на сальник
компрессора, ТРВ и другие аналогичные
элементы вызывает частичную или полную утечку
хладагента.
С учетом этих особенностей эксплуатации
тракторных кондиционеров был разработан и
исследован второй вариант кондиционера паро-
компрессионного типа, рабочим веществом
которого была выбрана неазеотропная смесь
хладагентов, содержащая 40% (массовых) R22 и 60%
R142, позволяющая существенно снизить как
давление конденсации, так и давление в системе
кондиционера при стоянке трактора (табл. 2).
За основу конструкции, как и в предыдущем
образце, принят компрессор ФУ-4А,
удовлетворяющий в основном требованиям,
предъявляемым к компрессорам транспортных
кондиционеров.
Таблица 2
Температура
поверхности
трактора, °С
40
45
50
55
Давление (абсолютное) хладагента, кПа
(к гс/см2)
R12
90,0(9,6)
105,8A0,8)
119,6A2,2)
133,1 A3,6)
R22+R142
79,4(8,1)
90,1(9,2)
101,9A0,4)
112,8A1,5)
Кондиционер состоит из конденсаторно-ис-
парительного и компрессорного блоков. Первый
блок включает в себя ребристо-трубчатый
конденсатор поверхностью 10,5 м2,
воздухоохладитель поверхностью 4,5 м2, два осевых
вентилятора для обдува конденсатора, диаметральный
вентилятор (диаметр 90 мм, длина 450 мм) для
воздухоохладителя, электродвигатели МЭ240 и
МЭ272, два терморегулирующих вентиля,
ресивер, испаритель—конденсатор, сепаратор, проти-
вопылевой контактный сухой фильтр, систему
воздухораспределения и систему очистки от
ядохимикатов. Все узлы блока смонтированы
на общем основании, которое вставляют в проем
в крыше кабины трактора Т-28Х4М и МТЗ-80Х.
Компрессорный блок состоит из компрессора
ФУ-4А и гидромотора для его привода,
смонтированных на общей раме.
Были проработаны варианты компоновки и
размещения узлов кондиционера на тракторах
Т-28Х4М и МТЗ-80Х ввиду специфики
хлопководческих тракторов, требующей определенных
ограничений размеров и конфигурации кабины,
наличия свободных мест для навески и
крепления сменных сельскохозяйственных орудий.
Применение гидрообъемной передачи для
привода компрессора позволило разместить
компрессорный блок в кабине трактора под сиденьем
(Т-28Х4М) и слева от сиденья (МТЗ-80Х);
остальные узлы были расположены в
монтажном проеме крыши кабины.
Электродвигатели вентиляторов подключены к
системе электрооборудования трактора.
На тракторах Т-28Х4М и МТЗ-80Х имеются
две гидравлические системы: одна
предназначена для усилителя рулевого управления и
работает от шестеренчатого насоса НШ-10Е,
другая — для осуществления ряда операций при
эксплуатации навесных агрегатов. Последняя
36

п,об/мин
/550ь
/SOOY
жо\
\ LL I
J/кч i4!
ff [*4^-L4j
I г л I I И
\NeyBm
WOO
f500
1Ш
1J00
1200
Ne,n8n\
100
20 JO <tO 50 60 70 80tMj°C
Рис. 4. Зависимость частоты вращения гидродвигателя п
и потребляемой мощности Ne гидропередачи от
температуры масла tM (НШ-46 —МГ-13):
/ — п холостого хода; 2 — п с нагрузкой; 3 — Na холостого
хода. е
Рис. 5. Зависимость эффективного холодильного
коэффициента 8е, эффективной мощности Ne и холодопроизводи-
тельности Q0 кондиционера от температуры воздуха в
кабине /каб и температуры хладагента на выходе из
конденсатора tK:
R142 и R22; R12.
имеет шестеренчатый насос НШ-32. В связи
с тем что для междурядной обработки
хлопчатника эта гидросистема используется лишь
эпизодически и кратковременно (в течение 2—7 с
через 10—20 мин), ее рационально использовать
для привода компрессора кондиционера. Во
время включения в работу навесных агрегатов
трактора гидромотор компрессора с помощью
электрогидравлического золотника
автоматически отключается.
При исследовании гидропривода компрессора
на экспериментальном стенде (см. рис. 3) было
установлено:
давление масла в гидросистеме навесных ору-
301цаб>°с
дий при работе компрессора в режиме
кондиционирования составляет 2,5—3 МПа B5—
30 кгс/см2);
для поддержания температуры масла в
оптимальных пределах необходимо отводить от
гидросистемы 290—350 Вт B50—300 ккал/ч)
тепла;
холодопроизводительность кондиционера
рационально регулировать с помощью
электрогидравлического золотника 14ПГ73-12,
управляемого терморегулятором, установленным в
кабине;
Таблица 3
Наружный воздух
Темпера-
32,8
34,7
36,8
39,4
39,2

Относительная
влажность
51
46
43
38
31
Воздух в кабине

Температура у
головы
<гол> °с
23,9
25,0
25,7
27,1
26,9

Температура у
груди
<гр' °С
23,2
24,5
25,1
26,7
26,4

Относительная
влажность
У груди
Фгр' %
46
47
44
45
41

Температура у ног
'ног' °С
23,4
24,2
24,6
26,0
26,1
Температура
внутренних
поверхностей
кабины *пов, °С
26—30
26—31
26—31
27—34
27—33
Средняя температура
в кабине
f *гол~*"*гр+*ног
ср з
°С
23,5
24,5
24,9
26,5
26,5
Перепад
температур
Hag ср»
9,3
10,2
11,9
12,9
12,7
Примечание. Скорость воздуха в кабине у груди водителя 0,5 м/с. Направление движения воздуха на выходе —в
зону пояса.
37

для привода компрессора целесообразно
использовать гидромотор МГ-13 или насос серии
НШ, работающий в гидросистеме.
На рис. 4 приведена зависимость частоты
вращения гидродвигателя п и потребляемой
мощности гидропередачи от температуры масла /м.
Кондиционер был испытан при тепловых
нагрузках 1160—3500 Вт A000—3000 ккал/ч) в
интервале температур наружного воздуха от 25
до 43°С.
Стендовыми испытаниями установлено, что
результаты опытов (рис. 5) соответствуют
расчетным параметрам.
Длительные полевые испытания
кондиционера, конечные результаты которых приведены
в табл. 3, продолжались в общем более двух лет.
Они не только подтвердили результаты
стендовых исследований, но и показали, что благодаря
Канд. техн. наук И. И. ПЕРЕЛЬШТЕЙНГ Г. А. КУСЛЯЙКИН
Всесоюзный научно-исследовательский институт
холодильной промышленности
Фреон-502 является одним из перспективных
низкотемпературных хладагентов.
В нашей стране теоретическое,
экспериментальное и технико-экономическое исследование
низкотемпературных холодильных машин на
фреоне-502 впервые проведено А. В. Быковым.
Сопоставлением свойств различных хладагентов
установлено, что наиболее предпочтительным
рабочим веществом для циклов со сравнительно
большой разностью температур кипения и
конденсации является фреон-502 [3—6]. Это
подтвердилось результатами испытаний
герметичных компрессоров на этом хладагенте [7, 8].
По сравнению с фреоном-22 фреон-502
обеспечивает повышение холодопроизводительности,
улучшение энергетических показателей и работу
компрессора на более легком тепловом режиме.
Промышленное производство фреона-502
планируется на одиннадцатую пятилетку.
Имеющиеся в литературе сведения о теплофи-
зических и термодинамических свойствах
фреона-502 ограничены и в ряде случаев нуждаются
в уточнении. Так, экспериментальные данные
Мартина и Даунинга [16] о плотности
перегретого пара плохо согласуются с более поздними,
хотя и менее точными, данными Дёринга [14].
Экспериментальные зависимости давления на-
снижению давления конденсации и, особенно,
давления хладагента при стоянке трактора в
незащищенных от высоких температур
наружного воздуха и от солнечной радиации местах,
его эксплуатационная надежность значительно
повысилась.
Работа трактора Т-28Х4М в агрегате с
опрыскивателем ОВХ-14 в период
дефолиации хлопчатника подтвердила достаточную
эффективность кондиционера и для
поддержания на рабочем месте концентрации
ядохимикатов в пределах санитарно-гигиенических норм.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Каспаров А. А. Гигиена труда и
промышленная санитария. М., 1977.
2. К о к о р и н О. Я. Установки кондиционирования
воздуха. М., 1970.
УДК 621.564.25
сыщенного пара от температуры приведены в
ряде работ [14—16], но все они, кроме данных
Мартина и Даунинга [16], имеют невысокую
точность. Экспериментальных данных о
теплоемкости фреона-502 в литературе нет.
Расчетно-аналитическое исследование
термодинамических свойств фреона-502 впервые
провел И. С. Бадылькес [2]. На базе
ограниченных опытных данных им была рассчитана
методом подобия плотность насыщенных и
перегретых паров, предложено уравнение
состояния, составлены таблицы термодинамических
свойств, а также построена диаграмма
энтальпия — давление. Однако современным
требованиям эти результаты не удовлетворяют ни по
точности, ни по диапазону параметров. Более
обоснованное уравнение состояния Мартина [16]
описывает его же экспериментальные данные с
погрешностью 0,5—0,7%, а в отдельных
случаях— до 3%. Еще менее точно уравнение
состояния Дёринга.
Термодинамические таблицы насыщенных и
перегретых паров Мартина и Дёринга, как
показал анализ, были рассчитаны при пониженных
значениях теплоемкости в идеально-газовом
состоянии. Диаграмма энтальпия — давление,
которую Дёринг строил на базе своего
недостаточно точного уравнения состояния, тоже не
может быть признана удовлетворительной.
Из сказанного следует, что для разработки
надежных таблиц и диаграмм необходимо все-
Термодинамические свойства фреона-502
38

стороннее экспериментальное и расчетное
исследование фреона-502, которое и было
выполнено авторами. Для измерений были получены в
Государственном институте прикладной химии
компоненты фреона-502: фреон-22 с примесью
0,1 мае. % фреонов-12 и 23, а также фреон-115
с примесью 0,1 мае. % фреона-114.
Содержание нелетучего остатка в обоих компонентах не
превышало 0,005 мае. %.
Плотность фреона-502 определяли методом
неразгруженного пьезометра постоянного
объема с «горячим вентилем». Для термостатирова-
ния применяли жидкостный термостат с
регулятором ВРТ-2. Температуру измеряли
платиновым термометром ПТС-10, включенным в потен-
циометрическую схему, давление — грузопорш-
невыми манометрами МП-60 и МП-600 класса
0,05 с помощью нуль-индикатора
оптико-механического типа, разработанного в лаборатории
теплофизических исследований ВНИХИ [10].
В этом приборе для индикации величины
прогиба мембраны используется принцип «светового
рычага».
Теплоемкость жидкого фреона-502
определяли методом адиабатического калориметра с
дискретным нагревом. Примененная
калориметрическая установка в общих чертах повторяет один
из вариантов разработанной во Всесоюзном
научно-исследовательском институте
физико-технических и радиотехнических измерений
установки, прототип которой описан в работе [13].
Коэффициент сжимаемости перегретого пара
измерен на десяти субизохорах в диапазонах
плотности р=0,031-ь-0,51 г/см3, температуры
*=25+225°C и давления р-F,2-Ы46)-105 Па.
На основе полученных данных по методике
[9, 11] составлено уравнение состояния:
к i = 1 / = о
где Z — коэффициент сжимаемости;
Т — температура, К;
р — плотность, г/см3;
bij—индивидуальные постоянные;
т= 77355,31.
Значения btj приведены в табл. 1
Значения Z, определенные по результатам
измерений, расходятся с рассчитанными по
Таблица 1
Ч
bij
ч
21
22
30
31
40
ь11
41
50
60
bij
10 11,5944846
11 —33,0491065
12 30,4711957
13 —11,1581969
20 —2,13291566
0,3478332
2,15198303
4,47459341
1,56071224
—6,6585147
—4,09218266
7,27850465
—1,47605382
уравнению A) не более чем на 0,2%, что
согласуется с погрешностью, вычисленной по
правилам оценки точности косвенных измерений.
Результаты измерений теплоемкости cv
двухфазной системы для плотности 0,8335 г/см3 и
значения теплоемкости c's жидкости на линии
насыщения приведены в табл. 2. При расчете
величины c's предполагали, что состав пара в
калориметре при всех температурах опыта не
отличался от состава жидкости.
Таблица 2
t, °с
—60
-50
—40
—30
—20
—10
0
10
20
30
40
50
60
65
cv, кДж/(кг-К)
1,004
1,020
1,038
1,059
1,082
1,107
1,134
1,162
1,194
1,229
1,268
1,313
1,368
1,401
cs, кДж/(кг-К)
0,992
1,003
1,017
1,033
1,052
1,073
1,097
1,125
1,158
1,200
1,254
1,325
1,438
Зависимости давления насыщенного пара р$,
105Па, и плотности кипящей жидкости р',
г/см3, от температуры в соответствии с [12]
описаны уравнениями:
In-
Ркр
-= 6,7281пт+2,б39г|)(т);
In-
Ркр
¦= 1,4748A— tI/» + 0,2535S(t),
B)
C)
где г|) (т) ==
4(т-1)
•4,51пт + 5 (т);
S(t) = (t-1)
fr-1J
+ •
1
Ркр = 40,Ы0-5 Па; ркр = 0,5717
кие параметры.
г/см3 — критичес-
При расчете теплоемкости с°, кДж/(кг-К),
фреона-22 и фреона-115 в идеально-газовом
состоянии авторами были введены поправки на
ангармоничность, достигающие 1 % и
базирующиеся на прецизионных калориметрических
измерениях. С учетом поправок зависимость
теплоемкости фреона-502 от температуры
описывается уравнением:
с° = 0,10479+0,74949т— 0,18789т2 + 0,00849т3. D)
На основе уравнений A) — D) рассчитаны
термодинамические свойства фреона-502 на
линии насыщения и в области перегрева.
39

Q,H/c
190
180
170
160
ISO
140
130
120
110
100
!
!
1
i
i !
a
/f
Л
M
1
Фреон-502
-Ш
г i *
i
22j-105fla
^
S^
1
i
\}*ШШ>ШШЖ'\
~1^шш&щт%;
ШШрШул
Мшшшш^
ЩШ^шул
Ж
ж
5?i
'В'
щ
i *
I
/\
/
v
/
&
m
/
'/
V/
/ /
)L
/ у
'Л
A
vi
/
л
V\
'A
/a
1 1
\m
\
У/
m
ж
mm
W#/
'ШЖ//
n
A
fk
/A
IK
к
'&
'A
A
h
к
V/
V/j
A
Ш
Ш
V
tl
к
m
иш
u\
f\
V/
'A
f-
V
f
—
—
'50
-WO
-SO
50
100
150 t/C
20 21 2223
40
ZO 30 40 50 60 70 80 t,°C
Рис. 1. Диаграмма скорость звука — температура фреона-502.

л
11
w
0,3
Aft
\
\
\
\
VL
—
T
1
!
I
1
1
<?.
1l/
*
VI
/2\
еон-оиу.
1
'Л
/
«V
m
18
i
<
'/
/,
Y/
%
'/,
V/
/,
>
/Jl
\?H
р-НО'Па
^;
Й
//
f
&
УМ,
bvm
V'
m
> >
i
%
i
l
\m
i
щ
/
w
f
l
i
. i
Ш/
I
"^
-wo
~50
JO
w
t,°c
Рис. 2. Диаграмма показатель изоэнтропы —
температура фреона-502.
Таблицы насыщенных паров и диаграмма
энтальпия — давление даны в справочном отделе
настоящего номера.
На рис. 1 и 2 приведены зависимости
скорости звука а и показателя изоэнтропы К по
изобарам от температуры [ 1 ].
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. А л е ш и н Ю. П., Арефьева Л. Н., К у с -
л я й к и н Г. А. Скорость звука и показатель
изоэнтропы фреонов-142 и 502. — Труды ВНИХИ.
Исследование и обобщение термодинамических свойств
веществ. М., 1977.
2. Бадылькес И. С. Термодинамические свойства
азеотропной смеси фреона-22 и фреона-115. —
Холодильная техника, 1964, № 5.
3. Б ы к о в А. В. Новые рабочие вещества
низкотемпературных холодильных машин. — Холодильная
техника, 1969, № 3.
4. Быков А. В., Сапронов В. И. Исследование
характеристик бессальникового компрессора при работе
на фреоне-502. — Холодильная техника, 1971, № 6.
5. Быков А. В. Энергетическая эффективность
низкотемпературных холодильных машин. — Холодильная
техника, 1974, № 7.
6. Б ы к о в А. В. Технико-экономические показатели
низкотемпературных машин. — Холодильная техника,
1975, № 9.
7. Захаров В. С, Якобсон В. Б.
Исследование герметичных компрессоров на фреонах-502 и 22.—
Холодильная техника, 1970, № 5.
8. О применении фреона-502 в бытовых
холодильниках/А. И. Кривошеее, В. А. Тихомиров,
Ю. И. Щурыгин и др. — Холодильная техника, 1974,
№ 8.
9. Перельштейн И. И., Парушин Е. Б.
Методы расчета термодинамических и теплофизических
свойств веществ по ограниченному объему опытных
данных. — Холодильная техника, 1978, № 3.
10. Перельштейн И. И., Кусляйкин Г. А.
Исследование термодинамических свойств фреона-502.—
Труды ВНИХИ. Исследование и обобщение
термодинамических свойств веществ. М#, 1977.
11. П е р е л ь ш т е й н И. И., Парушин Е. Б.
Методика определения термодинамических свойств
основных хладагентов по экспериментальным данным.—
Холодильная техника, 1976, № 1.
12. П е р е л ь ш т е й н И. И., Парушин Е. Б.
Обобщенные температурные зависимости для давления
насыщенных паров и плотности кипящей жидкости. —
Труды ВНИХИ. Термодинамические свойства
важнейших рабочих веществ холодильных машин. М., 1976.
13. Термодинамические исследования при
низких температурах. II. Измерение теплоемкости
твердых тел и жидкостей между 12 и 300 К/П. Г. Стрелков,
Е. С. Ицкевич, В. Н. Кострюков и др. — Журнал
физической химии, т. 28, вып. 3, 1954.
14. D 6 г i n g R. Thermodynamic properties of azeotropic
refrigerant compound R502 determined as. result of
new experimental investigation. B2.
(Доклад XIV Международному конгрессу по холоду,
Москва, 1975).
15. Loffler H. J. Thermodynamische Eigenschaften
binarer Gemische aus Kaltemittel 502 und Kaltema-
schinenolen.— Kaltetechnik-Klimatisierung, 1967, Bd. 19,
№ 7.
16. Martin J. J., Downing R. С
Thermodynamic properties of refrigerant 502.— ASHRAE Trans .,
1970, Vol. 76.
ВНИМАНИЮ ЧИТАТЕЛЕЙ!
В 1978 г. выйдет в свет и поступит в продажу книга: Константинов Л. И.г
Мельниченко Л. Г. СУДОВЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ УСТАНОВКИ. 25 л., 10 000 экз., 1 р. 24 к.
В книге описаны схемы судовых холодильных установок, приведены анализ их
работы, расчет и подбор холодильного оборудования. Впервые рассмотрены вопросы,
связанные с определением оптимальных параметров проектируемых судовых
холодильных установок. Приведены также сведения о малых холодильных установках
(холодильных шкафах, камерах), о наземном холодильном транспорте (железнодорожном
и автомобильном), о производстве водного и сухого льда.
Книга предназначена в качестве учебника для студентов вузов рыбного хозяйства.
Заказы на книгу (без денежных переводов) следует направлять по адресу: 113035,
Москва, М-35, 1-й Кадашевский пер., 12. Отдел распространения издательства
«Пищевая промышленность».
41

Jll
9991
«ОЛИМПИАДА-80»
УДК 621.565:628.84:685.65
Холод для новостроек «Олимпиады-80»
И. К. САВИЦКИЙ, Т. В. ГОГОЛИНА, Т. А. РОМАНОВА,
Ю. В. РУКИН, А. Н. ФОМИН
ВНИИхолодмаш
Проведение в 1980 г. в г. Москве XXII
Олимпийских игр вызвало необходимость создать
новые и реконструировать существующие
сооружения как зрелищно-спортивного, так и
технического назначения, многие из которых являются
потребителями искусственного холода.
Наиболее крупными потребителями холода из
новостроек Олимпиады-80 можно считать
Олимпийский спортивный комплекс на проспекте
Мира и Олимпийский телерадиокомплекс.
Проекты холодильных центров для этих
комплексов выполнены ВНИИхолодмашем в
содружестве с Моспроектом-2, Моспроектом-1 и
Государственным союзным проектным
институтом Минсвязи СССР.
Олимпийский спортивный комплекс
Олимпийский спортивный комплекс (см. фото
на обложке) строится в районе проспекта Мира.
Это —- уникальное сооружение, имеющее
оригинальное архитектурно-строительное решение:
в виде постамента-подиума, над которым
воздвигаются крытый стадион на 45 тыс. зрителей
и плавательный бассейн на 15 тыс. зрителей.
В подиуме будут размещены тренировочные
залы и ряд других помещений, а также
автомобильные проезды.
Высота зала крытого стадиона 25 м. Карниз *—
кольцо на уровне 40 м опирается на колонны с
шагом 22 м.
Для создания комфортных условий в крытом
стадионе мощные системы кондиционирования
воздуха (СКВ) будут подавать в помещение до
2 млн. м3/ч воздуха, охлажденного в
кондиционерах с поверхностными воздухоохладителями.
Одним из интересных технических решений
комплекса является универсальная спортивная
арена крытого стадиона. Благодаря уложенным
в нее трубам рассольного охлаждения она
может быть превращена в искусственный каток, а
различные съемные покрытия позволяют
использовать ее для легкоатлетических
состязаний и игры в футбол.
Схема укладки охлаждающих труб арены
дает возможность создавать ледяное поле
размером 112x72 м и поле меньших размеров для
хоккея или балета на льду.
Звукоизолирующим занавесом зал можно
разделить на две части, и на одной половине
проводить, например, соревнования по боксу, а на
другой ь_ хоккейный матч.
Кроме главной спортивной арены, в
помещении крытого стадиона есть тренировочный
каток размером 61x30 м.
Проект арены и тренировочного катка
выполнен Союзспортпроектом.
Хладоцентр предназначен для обеспечения
холодом ледяных полей суммарной площадью до
10 тыс. ма многофункционального назначения и
систем кондиционирования воздуха стадиона и
плавательного бассейна.
При разработке проекта обеспечения холодом
искусственных ледяных полей закрытого
помещения были рассмотрены и проанализированы
две системы охлаждения: с вторичным хладо-
носителем и с непосредственным кипением
хладагента R12. Первая широко распространена у
нас в стране и за рубежом. Вторая система
охлаждения в некоторых случаях применяется в
зарубежной практике, однако для нее требуется
большое количество хладагента R12 для
зарядки, использование герметичных насосов,
повышенная плотность змеевиков поля и их
соединений. Поэтому для Олимпийского спортивного
комплекса была запроектирована хорошо
зарекомендовавшая себя в эксплуатации система с
вторичным хладоносителем.
Системы кондиционирования воздуха будут
42

работать с резко переменными нагрузками как
по сезонам, так и по часам суток. Для этих
условий была признана целесообразной закрытая
система по воде, которая имеет определенные
преимущества: вода не насыщается воздухом, и,
как следствие, не возникает повышенной
коррозии и биологических обрастаний; нет
открытого бака с самосливом в него отепленной воды
от поддонов форсуночных кондиционеров.
Принятая система холодоснабжения СКВ
предъявляет повышенные требования к
диапазону регулирования производительности
холодильных машин с точки зрения недопустимости
чрезмерного понижения температуры
циркуляционной воды, что представляет опасность для
кожухотрубной аппаратуры.
Хладоцентр оснащается турбокомпрессор-
ными холодильными машинами с регулируемой
производительностью.
Охлаждение воды до 6°С для СКВ
предусмотрено тремя фреоновыми турбокомпрессорными
машинами ХТМФ-248-4000 общей холодопроиз-
водительностью 14 тыс. кВт A2 млн. ккал/ч),
охлаждение рассола до >— 18°С для ледяных
полей *— двумя машинами ХТМФ-348-4000 общей
холодопроизводительностью 4,65 тыс. кВт
D млн. ккал/ч). Схемы циркуляции рассола и
охлажденной воды»— одноконтурные.
Для обеспечения минимальных нагрузок
систем кондиционирования воздуха и ледяных
полей приняты три поршневые холодильные
машины марки ХМ-22ФУУ400/2. Когда какая-либо
из машин работает на режим кондиционирования,
вода охлаждается в водо-рассольных
теплообменниках.
Схема рассольных трубопроводов показана
на рис. 1.
В таблице приведены данные по потреблению
холода системами кондиционирования воздуха.
Холодильные машины, охлаждающие рассол,
могут работать раздельно на арену и
тренировочный каток, что обеспечивает экономичный
режим эксплуатации при различных заданных
температурах льда на арене и тренировочном
катке. В зависимости от назначения катков
температура льда может быть от ¦—2 до •—-8°С. Для
поддержания разных температур льда на
отдельных полях арены имеются смесительные
рассольные насосы, располагаемые в канале
управления арены. Таким образом, схема рас-
солопроводов позволяет создавать одновременно
три поля с разными температурами льда.
Регулирование холодопроизводительности
турбомашин автоматическое от 40 до 100%.
Насосы включают и выключают вручную.
Кроме холодильных машин, в помещении хла-
доцентра расположены рассольные насосы,
насосы охлаждаемой воды, насосы оборотного
водоснабжения и дренажный рассольный бак
емкостью 200 м3 (рис. 2).
Охлаждение оборотной воды —
вентиляторными градирнями, установленными на крыше
хладоцентра. Крыша имеет два уровня:
верхний *— над холодильными машинами, нижний »—
над насосами, поэтому градирни, располагаемые
на крыше над насосами, хорошо вписываются в
контур здания.
Максимальная потребляемая мощность
хладоцентра (без градирен) 6600 кВт.
Рис. 1. Принципиальная схема рассольных трубопроводов
хладоцентра Олимпийского спортивного комплекса:
/ — отепленный рассол с арены; 2 — отепленный рассол с
тренировочного поля; 3 — охлажденный рассол на тренировочное
поле; 4 — охлажденный рассол на арену; 5 — охлажденный
рассол на секции арены; 6 — отепленная вода от кондиционеров;
7 — охлажденная вода к кондиционерам; / — испарители
холодильных машин ХТМФ-348-4000; // — испарители холодильных
машин ХМ-22ФУУ400/2.
I i ¦ j l^KJ ¦—тг РТУ ¦ -г-
43

Проводимые мероприятия и количество
зрителей
Главная спортивная
арена
Массовый митинг
D3 тыс. чел.)
Футбол
C7 тыс. чел.)
Русский хоккей,
каток,
конькобежные соревнования
C7 тыс. чел.)
Раздельное
использование с
трансформацией
(хоккей, зрелище)
Bx15 тыс. чел.)
Подготовка льда и
тренировки
Бокс A6 тыс. чел.)
Баскетбол
A4 тыс. чел.)
Плавательный
бассейн
Тренировки
спортсменов
Соревнования в
одном из залов
D тыс. чел.)
Соревнования в
одном из залов
D тыс. чел.)
Соревнования в
одном из залов
D тыс. чел.)
Соревнования в
дв>х залах
Соревнования в
двух залах
Максимальный расход холода, тыс. кВт (млн. ккал/ч)
по стадиону
на

ционирование
воздуха
14,5 A2,5)
13,4A1,5)
11,6A0,0)
11,6A0,0)
—
11,5(9,88)
на
замораживание
большого
поля
—
—
—
2,9B,5)
—
на
поддержание льда
большого
поля
—
1,75A,5)
2,32B,0)
1,16A,0)
—
—
на
замораживание

тренировочного
поля
—
—
—
0,7@,6)
—
—
на
поддержание льда

тренировочного
поля
0,58@,5)
0,58@,5)
0,58@,5)
0,58@,5)
0,58@,5)
—
на

ционирование
воздуха в

плавательном
бассейне
1,75A,5)
1,75A,5)
1,75A,5)
3,5C,0)
3,5C,0)
Всего
-15,1A3)
-17,5A5)
16,25A4)
—15,8A3,6)
-7F,0)
15A2,8)
F^^
* А\+-
L
ЖЗ^^Ж"
/
г
z
-*—*-
А—f-
11500
iU-
А-А
]?&
Рис. 2. Размещение оборудования в хладоцентре
Олимпийского спортивного комплекса:
1 — холодильные машины ХТМФ-248-4000; 2 — холодильные
машины ХТМФ-348-4000; 3 — холодильные машины ХМ-
22ФУУ400/2; 4 — насосы; 5 — дренажный рассольный бак.
Олимпийский телерадиокомплекс его большого технического хозяйства, установ-
Останкинский телецентр — гордЬсть и укра- лены две фреоновые турбокомпрессорные ма-
шение столицы. шины ХТМФ-235-2000/П, а для минимальных
В хладоцентре, являющемся^одним из звеньев нагрузок—две поршневые машины ХМ-ФУ175/4,
ц

4-
-f; • '-f-i/i rWi-TTTTT^• •;gjL ф«и 4 fcj |ae^
Ш
4
12.1
=t=4
fc»
I J T>1* .*/* 71'
Ezzzqzzzzzzzigzzzzzzzgpzzzzz^^
66000
Рис. З. Размещение оборудования в новом хладоцентре
телерадиокомплекса:
/ —холодильные машины TXMB-2000-2; 2—агрегат компрессор-
но-конденсаторный АК-ФУ40/1; 3 — насос для масла; 4 — насос
вакуумный; 5 — линейный ресивер; 6 — осушитель; 7—9 —
щиты.
охлаждающие воду для систем
кондиционирования воздуха (СКВ) телецентра. Холодопро-
изводительность станции 4,65 тыс. кВт D млн.
ккал/ч), установленная мощность
электродвигателей 1780 кВт.
В связи с переходом на цветные телевизионные
передачи и заменой технологического
оборудования выявился дефицит холода,
вырабатываемого существующим хладоцентром.
Вскоре в Останкино, по соседству с
телецентром, поднимется одна из новостроек Олимпиады-
80 --¦ Олимпийский телерадиокомплекс. Для
создания комфортных условий в многочисленных
помещениях телерадиокомплекса потребуется
5,8 тыс. кВт E млн. ккал/ч) холода.
Учитывая существующий дефицит холода и
возрастающие потребности в нем, решено
построить новый хладоцентр холодопроизводитель-
ностью 11,6 тыс. кВт A0 млн. ккал/ч).
Новый хладоцентр будет укомплектован тур-
бокомпрессорными машинами марки ТХМВ-2000-
2 (рис. 3). Суммарная установленная мощность
электродвигателей 4060 кВт.
Хладоцентр строится в две очереди. После
окончания первой очереди строительства будут
введены в действие три турбокомпрессорные
машины ТХМВ-2000-2 суммарной холодопроизво-
дительностью 7 тыс. кВт F млн. ккал/ч),
которые снабдят холодом системы
кондиционирования воздуха Олимпийского телерадиокомплекса
E,8 тыс. кВт —-i 5 млн. ккал/ч) и телецентра
A,16 тыс. кВт*—1,0 млн. ккал/ч).
Во вторую очередь будут введены в
эксплуатацию две турбокомпрессорные машины ТХМВ-
Рис. 4. Эскиз объединенного хладоцентра
телерадиокомплекса:
/ — вновь проектируемый хладоцентр; 2 — маслопункт; 3 —
градирни; 4 — внутренний двор с наклонным въездом; 5 —
существующий хладоцентр.
45

2000-2 суммарной холодопроизводительностью
4,65 тыс. кВт D,0 млн. ккал/ч), которые
удовлетворят возросшие потребности в холоде
действующего телецентра.
Охлаждение конденсаторов холодильных
машин нового хладоцентра предусмотрено от
системы оборотного водоснабжения. В целях
экономии артезианской воды, необходимой для нужд
кинопроизводства, охлаждение конденсаторов
существующего хладоцентра также переводится
на систему оборотного водоснабжения.
С пуском нового хладоцентра действующий
хладоцентр будет также продолжать работать.
На рис. 4 изображено эскизное решение
объединенных хладоцентров в Останкино.
Как существующий хладоцентр, так и вновь
строящийся заглублены на отметку ниже 6 м
для максимального сохранения естественного
ландшафта — зоны Останкинского парка с
дубравой. В невысоком надземном помещении рас-
ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1) 583153 B1) 2325646/23-06 B2) 23.02.76 2 E1)
С 09 К 5/00//F 25 В 15/02 E3) 621.575 G2) И. И.
Орехов, Е. А. Копылов, Л. С. Тимофеевский, А. В. Ба-
раненко, М. Н. Герчикова G1) Ленинградский
технологический институт холодильной промышленности
E4) БИНАРНАЯ СМЕСЬ ДЛЯ АБСОРБЦИОННОЙ
ХОЛОДИЛЬНОЙ МАШИНЫ, включающая воду в
качестве хладагента и абсорбент, отличающаяся тем, что,
с целью повышения экономичности и эксплуатационной
надежности, смесь содержит в качестве абсорбента
водный раствор хлорида триметил Р-оксиэтиламмония при
следующем соотношении компонентов, вес. %:
Вода 14—28
Хлорид триметил Р-оксиэтиламмоний 72—86
A1) 583786B1) 2113214/28-13 B2) 25.12.74 2E1)
А 01 J 25/00; А 23 С 3/04 E3) 637.352G2) И. И.
Волчков G1) Всесоюзный научно-исследовательский
институт молочной промышленности
E4) 1. УСТАНОВКА ДЛЯ ОХЛАЖДЕНИЯ
ТВОРОГА, включающая по меньшей мере один
цилиндрический корпус, снабженный охлаждающей рубашкой,
бункер и ротор с конической насадкой и шнековыми
витками по ее наружной поверхности, смонтированный
внутри корпуса с образованием кольцевого зазора для
охлаждения творога в тонком слое, отличающаяся тем,
что, с целью повышения производительности,
интенсификации процесса охлаждения и удобства
обслуживания установки, ротор снабжен наружной охлаждающей
рубашкой и установленным центрально в его
внутренней полости полым валом с конической втулкой и
решетчатым диском, служащими для подачи в рубашку
ротора хладагента и его вывода.
2. Установка по п. 1, отличающаяся тем, что на
цилиндрической части ротора установлены шнековые
витки.
положатся вспомогательные службы. Градирни
заглублены настолько, чтобы не просматривались
с основных дорог. Наклонный въезд приведет к
внутреннему техническому двору, также
заглубленному.
Гостиничный комплекс
Следует упомянуть еще об одной крупной
новостройке Олимпиады-80, где имеются
значительные потребности в искусственном холоде.
Это — гостиничный комплекс в Измайлово на
10 тыс. мест. Проект хладоцентра с тремя
фреоновыми турбокомпрессорными машинами
ХТМФ-235М разработан ГПИ «Сантехпроект».
Хладоцентр расположится на отметке—7 м.
Он предназначен для охлаждения воды в
системах кондиционирования воздуха.
Строительство Олимпийских объектов
ведется ускоренными темпами, чтобы обеспечить
своевременный ввод их в действие к 1980 г.
A1) 579507 B1) 2114169/28-13 B2) 21.02.75 2 E1
F 25 D 13/00; F 24 F 3/14 E3) 621.565.9 G2) Б. С. Ти-)
хонов G1) Московский ордена Трудового Красного
Знамени институт народного хозяйства им. Г. В.
Плеханова v »*
E4) ХОЛОДИЛЬНИК ДЛЯ ХРАНЕНИЯ
МОРОЖЕНЫХ ПРОДУКТОВ В ПЕРЕСЫЩЕННОМ ^ВОЗДУХЕ,
содержащий холодильные камеры, образованные
наружными и внутренними ограждениями, систему
охлаждения и генератор пересыщения воздуха влагой,
отличающийся тем, что, с целью уменьшения усушки
продуктов при хранении и снижения энергозатрат,
холодильные камеры снабжены съемными экранами из
гибкого материала, размещенными вдоль внутренних
поверхностей наружных ограждений.
A1) 579950B1) 2117047/28-13 B2) 18.03.75 2 E1)
F 25 D 29/00 E3) 621.565.92 C1) Р 2413509.9 C2)
20.03.74 C3) ФРГ G2) Ганс Натманн (ФРГ) G1)
Линде АГ (ФРГ)
E4) 1. СИСТЕМА АВТОМАТИЧЕСКОГО
УПРАВЛЕНИЯ РАБОТОЙ ХОЛОДИЛЬНОГО АГРЕГАТА,
содержащая по крайней мере одну транзисторную
включающую ступень с реле времени и делителем
напряжения, состоящим из сопротивлений действительной
величины и заданной величины, транзистора и диода,
отличающаяся тем, что, с целью повышения точности
и надежности управления, она снабжена операционным
усилителем с обратной связью, выход которого
соединен с транзисторной включающей ступенью, а
отрицательный вход его — с положительным полюсом диода,
последовательно связанным с эмиттер-коллекторной
цепью транзистора.
2. Система по п. 1, отличающаяся тем, что
сопротивление действительной величины и сопротивление
заданной величины параллельно соединены с
дополнительными сопротивлениями.
3. Система по пп. 1 и 2, отличающаяся тем, что
коллектор одной из транзисторных включающих ступеней
через сопротивление связан с отрицательным входом
операционного усилителя.
46

ОБМЕН ОПЫТОМ
621.565.9.004
Опыт перевода
камеры хранения
цельномолочной продукции
на децентрализованную
систему охлаждения
Л. В. ГУЩИН, В. П. МЛЗЛОВ
Северо-Кавказское отделение ВНИХИ
Канд. техн. наук Н. М. МЕДНИКОВА,
Л. Е. Медовар, В. И. ШЕСТАК
Всесоюзный научно-исследовательский
институт холодильной промышленности
Большинство молочных заводов малой и
средней производительности в настоящее время
обеспечиваются холодом от центральных аммиачных
холодильных установок с рассольной системой
охлаждения для камер хранения продукции и
технологических аппаратов.
Основными недостатками такой системы
являются: активная коррозия оборудования и
трубопроводов; необходимость периодического
приготовления и добавления рассола в систему
вследствие утечек; усложнение обслуживания.
Чтобы уменьшить использование рассола, ряд
предприятий, в основном крупные гормолзаводы
и сырзаводы, перешли на охлаждение молока
ледяной водой, получаемой в панельных
испарителях аммиачных установок. Такие испарители
позволяют охлаждать воду до температуры,
близкой к 0°С. Однако холодильные камеры
по-прежнему имеют аммиачное или рассольное
охлаждение.
В целях замены рассольной системы
охлаждения камер хранения цельномолочной
продукции на Тимашевском гормолзаводе
Краснодарского края была проведена производственная
проверка децентрализованной системы
охлаждения, выполненной на базе серийной
фреоновой холодильной машины ХМВ1-9.
По ее результатам система была принята
ведомственной комиссией и рекомендована к
применению. В процессе работы были проведены также
сравнительные испытания обеих систем
охлаждения в камере хранения цельномолочной
продукции.
Камера состоит из двух отделений с
кирпичной изолированной перегородкой (рис. 1).
Общая площадь камеры 70 м2, высота 3,9 м.
Камеру используют для хранения молока,
сметаны, творога, простокваши. Режим работы
шшт<ш,
-7500
Рис. 1. Камера хранения цельномолочной продукции с
холодильным оборудованием:
а, б — отделения камеры; / — компрессорно-конденсаторный
агрегат; 2 — арматурный щит; 3 -— щит автоматического
управления; 4 — испарительные батареи,* попарное расположенные
друг под другом; 5 — воздухоохладители рассольной системы;
6 — служебный вентилятор; + — точки измерения температур
воздуха.
47

камеры: с 9 до 14—16 ч >— загрузка (двери в
камеру открыты); с 14—16 до 5 ч •— охлаждение и
хранение (двери закрыты); с 5 до 9 ч>—
выгрузка охлажденной молочной продукции (двери
открыты).
Камера оборудована постаментными
воздухоохладителями (по одному в каждом
отделении), в которые холодный рассол поступал из
общего рассольного бака по трубопроводу
длиной около 30 м. Отепленный рассол возвращался
в бак и смешивался с рассолом, охлажденным в
кожухотрубных испарителях трех аммиачных
холодильных машин KSA-600. Рассол в баке
перемешивался мешалкой с установленной
мощностью электродвигателя 1,7 кВт.
Воздухоохладители повер хностью
охлаждения 50 ма изготовлены из труб диаметром 57 X
Х3,5 мм с витыми стальными ребрами толщиной
1,5 мм, высотой 60 мм и шагом навивки 30 мм.
Описанная система охлаждения была
заменена децентрализованной, состоящей из
холодильной машины ХМВ1-9 [2] и служебного
вентилятора. Хладагент»-—R12. Испарительные
батареи и термореле размещены в охлаждаемой
камере, а компрессорно-конденсаторный
агрегат, запорная и регулирующая аппаратура *-— в
отдельном помещении. Служебный вентилятор
обеспечивает дополнительный приток
наружного воздуха в помещение компрессорно-кон-
денсаторного агрегата в целях снижения
давления конденсации, особенно в летнее время.
Особенностью схемы машины ХМВ1-9 (рис. 2)
является то, что для поддержания в допустимых
пределах давления всасывания при достижении
необходимой температуры в каждом отделении
камеры отключается лишь половина
испарительных батарей.
Защита от недопустимого понижения давления
осуществляется с помощью реле низкого
давления, отключающего компрессор. При этом
соленоидный вентиль перед жидкостным
коллектором закрывает доступ хладагента ко всем
батареям.
Холодильная машина ХМВ1-9 предназначена
для работы по четырехкамерной схеме,
применяемой на предприятиях торговли. fei
На Тимашевском заводе она используется
полностью, но работает по однотемпературнои
Рис. 2. GxeMa фреоновой децентрализованной системы
охлаждения с холодильной машиной ХМВ1-9:
а, б — отделения камеры; / — служебный вентилятор; 2 —
компрессорно-конденсаторный агрегат A KB 1-9; 3 — фильтр-
осушитель; 4 — регенеративный теплообменник; 5 —
соленоидный вентиль; 6 — терморёле; 7 — испарительные батареи
ИРСН-12.5.
48

схеме, так как в отделениях камеры
поддерживается одинаковая температура.
В каждом отделении установлено по 10
батарей и по два термореле, которые
отрегулированы на заданную температуру в интервале 0—
2°С и размещены в разных местах камеры,
причем каждое реле воздействует на
соответствующий соленоидный вентиль, открывая или
закрывая доступ хладагента в батареи. Место
установки реле выбрано на основании
предварительных испытаний с тем, чтобы обеспечить
равномерное поле температур в камере.
Сравнительные испытания обеих систем
проводили при практически одинаковых тепловых
нагрузках и температурах в камере. При этом
определяли основные характеристики и
параметры процессов охлаждения при работе каждой
системы: холодопроизводительность, расход
электроэнергии, температуру воздуха в камере,
давления и температуры хладагента и рассола.
При испытании децентрализованной системы
рассольную систему полностью отключали.
Температура воздуха в камере измерялась в
точках, указанных на рис. 1, и фиксировалась
термографами; по результатам измерений
находили среднюю температуру воздуха в камере.
Холодопроизводительность фреоновой
системы определяли по характеристике компрес-
сорно-конденсаторного агрегата АКВ1-9 при
рабочих значениях температур кипения t0 и
конденсации ?к (по давлениям кипения р0 и
конденсации рк), а холодопроизводительность
рассольных воздухоохладителей — как сумму хо-
лодопроизводительности фреоновой системы и
количества тепла, эквивалентного работе
вентиляторов воздухоохладителей, поскольку
непосредственно определить
холодопроизводительность не представлялось возможным.
При определении мощности, потребляемой
фреоновой системой, учитывали мощность
служебного вентилятора.
Потребляемую мощность Nmu для
охлаждения камер при централизованной рассольной
системе охлаждения рассчитывали по формуле:
2 Qo в. о 2
'2i^ с + ^А^в. о»
'«кам
2<г
о р. с
где ^ Qo в. о — холодопроизводительность воздухоохла-
1 дителей в камере;
2 Фо Р- с — суммарная холодопроизводительность
рассольной системы охлаждения завода;
2 Np. с — мощность рассольной системы
охлаждения завода;
2
2 ^в- о — мощность вентиляторов воздухоохлади-
1 телей в камере.
Испытания показали, что фреоновая
децентрализованная система охлаждения работает в
условиях молзавода вполне удовлетворительно,
за время ее эксплуатации (более года) отказов в
работе не было. Она обеспечивает
автоматическое поддержание заданной температуры в
камере 0»—2°С при хранении продуктов.
Холодопроизводительность системы при
испытаниях составила в среднем 11,6 кВт при
температуре кипения около—13°С; суммарная
мощность, потребляемая электродвигателями
компрессора, вентиляторов воздушного
конденсатора и дополнительного вентилятора,— 8 кВт,
а суточный расход электроэнергии —- 130 кВт-ч.
Принятое размещение батарей и термореле
обеспечивает удовлетворительное распределение
температур воздуха в камере.
Однако продолжительность достижения
заданной температуры в камере при использовании
децентрализованной системы с испарительными
батареями большая: при загрузке камеры
продукцией из расчета 150 кг на 1 ма пола воздух
в камере охлаждался до температуры 2°С в
течение 5—6 ч с момента включения компрессора.
Фреоновая холодильная машина работает
периодически — при загрузке и разгрузке камеры
она отключается обслуживающим персоналом.
Общая продолжительность работы машины 13—
16 ч в сутки.
При централизованной системе охлаждения и:
одновременной работе аммиачных холодильных
машин как на охлаждение камер, так и на
технологические аппараты разность между средней
температурой рассола в испарителе и кипения
составляла 7,5—8,5°С, а разность температур в,
воздухоохладителе (средней температуры
рассола и воздуха в камере) 15°С. Общая разность
температур воздуха в камере и кипения
аммиака при рассольной системе была 22—23°С.
При децентрализованной системе разность
температур воздуха в камере и кипения хладагента
не превышала 16°С.
Коэффициенты теплопередачи батарей и
воздухоохладителей при испытаниях оказались
соответственно равными 2,9 и 10 Вт/(ма-К).
Потребляемая мощность для охлаждения
камеры при централизованной системе
охлаждения была 9,8 кВт, а децентрализованной —
8 кВт. Благодаря автоматической работе
фреоновой машины после выхода камеры на режим
температура в ней поддерживалась практически
постоянной. При рассольной же системе в
случае остановки компрессоров на ночное время
температура в камере существенно повышалась
(до 10°С).
В настоящее время для поддержания
температуры в технологических камерах молзаводов
средней производительности аммиачные
компрессоры должны работать в ночное время и

необходимо присутствие обслуживающего
персонала.
Применение фреоновой децентрализованной
системы охлаждения позволяет избежать этого,
так как она не требует постоянного
обслуживания и допускает лишь периодические осмотры.
Экономический эффект от применения
децентрализованной системы охлаждения по
сравнению с рассольной системой составляет 1400 руб.
в год.
Однако испытания показали, что для
децентрализованных систем охлаждения
технологических камер молзаводов более целесообразными
явились бы агрегатированные
автоматизированные фреоновые установки с
воздухоохладителями, которые в настоящее время серийно не
выпускаются. Поскольку продукты в камере
УДК 628.84:621.57.041.316.79
Изменение схемы контроля
давления всасывания у
бессальниковых компрессоров
автономных кондиционеров
Э. И. ЧЕРНЯВСКИЙ
Череповецкий металлургический завод
Бессальниковые компрессоры 2ФВБС6,
2ФУБС12 и 2ФУУБС25 и их модификации
применяются на Череповецком металлургическом
заводе в автономных кондиционерах,
обслуживающих кабины металлургических кранов и
различные бытовые и производственные помещения.
Ранее манометр, стационарно установленный
на кондиционере для контроля за давлением
всасывания, подключали к штуцеру тройника
всасывающего вентиля, при этом контроль за
состоянием фильтрующего элемента
всасывающего фильтра был затруднен и практически
степень его загрязненности определяли визуально
только при вскрытии фильтра.
Работники завода предложили изменить
схему контроля давления всасывания (см. рисунок).
К корпусу фильтра 2 приварили патрубок 7 с
резьбой, соответствующей резьбе ввертного
штуцера тройника 8, который ранее был установлен
на всасывающем вентиле 4. Вместо тройника в
корпус всасывающего вентиля 4 ввернули
штуцер 5. Его конструкция и размеры соответствуют
находятся в упаковке, вопрос об их усушке при
использовании воздухоохладителей не
возникает, продолжительность же выхода камеры на
режим будет значительно короче, а
распределение температур в камере ¦— равномернее. Опыт
применения таких установок в системах
технологического кондиционирования воздуха в
настоящее время уже имеется [1].
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Автоматизированная система
технологического кондиционирования воздуха на базе
фреоновой холодильной машины ХМ1-20 для камер
созревания сыра/Е. М. Агарев, Л. Е. Медовар,
Н. М. Медникова и др.— Холодильная техника,
1975, № 8.
2. Холодильные машины и аппараты, каталог ч. 2,
М., ЦИНТИхимнефтемаш, 1975.
штуцеру на нагнетательном вентиле 16>
служащему для постоянного присоединения реле
давления 9 и манометра 10.
Один из штуцеров тройника 8 присоединили к
реле давления 9, а второй — к мановакууммет-
ру И, стационарно установленному для
контроля за давлением на линии всасывания
компрессора 1.
12 /J ft 15
Схема контроля давления всасывания в бессальниковых
компрессорах:
/ — компрессор; 2 — фильтр; 3 — фильтрующий элемент; 4 —
всасывающий вентиль; 5 — штуцер; 6 — переносной мановаку-
умметр; 7 — патрубок М12Х1.25; 8 — тройник; 9 — реле
давления; 10 — манометр; // — мановакуумметр;
12—воздухоохладитель; 13 — терморегулирующий вентиль; 14 — ресивер;
15 — конденсатор; 16 — нагнетательный вентиль.
50

В процессе работы холодильной установки
автономного кондиционера жидкий хладагент R12,
находящийся в ресивере 14 под давлением
конденсации, поступает к терморегулирующему
вентилю 13, дросселируется, а парожидкостная смесь
попадает в воздухоохладитель 12.
Образующиеся при кипении в нем пары отсасываются
компрессором 1 через всасывающий вентиль 4 и
фильтрующий элемент 3 всасывающего
фильтра 2. Далее пары сжимаются и нагнетаются
компрессором в конденсатор 15 и после их
конденсации >— в ресивер 14.
При периодических осмотрах автономного
кондиционера к штуцеру 5 всасывающего вентиля 4
присоединяют переносной мановакуумметр 6 и
по разности показаний мановакуумметров 6 и
11, которая возрастает при уменьшении
пропускной способности фильтрующего элемента,
определяют степень его загрязненности и,
соответственно, необходимость очистки или замены.
Штуцер 5 может быть использован также для
испытания кондиционера на плотность, для ва-
куумирования системы и зарядки кондиционера
хладагентом. При этом нет необходимости
отключать мановакуумметр или реле давления,
как это было в прежней конструкции.
Внедрение предложения ц в листопрокатном
цехе завода в 1977 г. позволило улучшить
обслуживание автономных кондиционеров.
ХРОНИКА
Заседание секции
по теплоиспользующим
холодильным машинам
Научного совета ГКНТ в Москве
Постановлением Государственного
комитета Совета Министров СССР по
науке и технике организована секция
по теплоиспользующим холодильным
машинам в составе Научного совета
ГКНТ по проблеме «Производство и
применение искусственного холода в
отраслях пищевой промышленности,
сельском хозяйстве, торговле и на
транспорте». Секция призвана
заниматься вопросами разработки
основных направлений
научно-исследовательских и опытно-конструкторских
работ в области абсорбционных
холодильных машин, изучением и анализом
)тенденций развития производства и
'применения машин этого типа,
состоянием использования вторичных
тепловых ресурсов и
технико-экономической эффективностью применения
теплоиспользующих машин для
выработки холода.
18 мая 1978 г. в Москве состоялось
первое заседание секции, посвященное
проблеме «Применение
теплоиспользующих машин для выработки холода
с целью экономии
топливно-энергетических ресурсов». В работе
заседания приняли участие представители
научно-исследовательских и учебных
институтов, проектных организаций,
министерств и ведомств.
Заседание открыл председатель
секции, первый заместитель директора
ВНИИхолодмаша канд. техн. наук
И. М. Калнинь. В своем выступлении
он отметил, что работа секции
направлена на выполнение решений
XXV съезда КПСС. Использование
вторичных тепловых ресурсов и тепла
ТЭЦ в неотопительный период для
выработки искусственного холода с
помощью теплоиспользующих
холодильных машин позволяет получить
значительную экономию топлива и
электроэнергии. Вместе с тем проектные
организации не всегда достаточно
обоснованно осуществляют выбор типа
холодильного оборудования для ряда
отраслей химической,
нефтехимической и легкой промышленности и
предпочитают применять
традиционные парокомпрессионные
холодильные машины.
Участники заседания заслушали
доклады начальника отдела
теплоиспользующих холодильных машин
ВНИИхолодмаша канд. техн. наук
Н. Г. Шмуйлова о развитии
разработок абсорбционных холодильных
машин и их производства и доктора техн.
наук, проф. Л. М. Розенфельда о
состоянии научно-исследовательских
работ и задачах их дальнейшего
развития. В докладах отмечалось, что
разработан и освоен в производстве ряд
абсорбционных бромистолитиевых и
водоаммиачных холодильных машин.
На заводе «Пензхиммаш» введен в
строй специализированный корпус по
производству абсорбционных
бромистолитиевых машин, что позволит
обеспечить потребность народного
хозяйства в этих машинах. Развернуты
научно-исследовательские и проектно-
конструкторские работы. Для
дальнейшего развития и эффективного
применения теплоиспользующих машин
необходимо ускорить решение вопроса
о льготных тарифах на отпуск тепла
ТЭЦ в неотопительный период,
правильно выбрать тип холодильного
оборудования большой мощности и
систематически координировать научно-
исследовательские работы.
При обсуждении докладов выступили
пять человек.
В принятом решении намечены
задачи по обеспечению более широкого
применения абсорбционных
холодильных машин в различных отраслях
народного хозяйства и направления
дальнейшего развития
научно-исследовательских и
опытно-конструкторских работ в этой области
51

ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ
УДК 621.574.3.041-57-783
Как предотвратить пуск
аммиачного
компрессора с закрытым
нагнетательным вентилем
В. П. СЕРЕБРЯКОВ, М. М. ПРОСВИРНИКОВ,
Б. М. ПРОСВИРНИКОВ
Казанский хладокомбинат
Как показал анализ причин аварий поршневых
компрессоров аммиачных холодильных
установок (Сенягин Ю. Я. Предупреждение
аварий аммиачных поршневых компрессоров.•—
Холодильная техника, 1978, № 2), 10 % аварий,
приводящих к разрушению компрессоров,
происходят в результате пуска их по недосмотру с
закрытым нагнетательным вентилем.
Установленные на компрессорах средства защиты >—
предохранительный клапан и реле давления
нагнетания >— не гарантируют от аварий. В первом
случае из-за неправильной тарировки клапана
и механических повреждений, во втором<— из-за
отключения реле давления из схемы или
неисправностей в цепях управления и защиты
компрессора.
Чтобы исключить возможность пуска
компрессора с закрытым нагнетательным вентилем,
нами предложено установить на нем концевой
выключатель новой конструкции, состоящий из
подвижного постоянного магнита и
неподвижного магнитоуправляемого герметичного
контакта (геркона), включенного в цепь
управления электродвигателем компрессора (см.
рисунок).
Применявшиеся ранее на горизонтальных
компрессорах концевые выключатели имели
открытые электрические контакты, которые
окислялись. Кроме того, появление компрессоров с
байпасным пуском сделало их бесполезными.
Пуск современных компрессоров
предусмотрен с открытыми нагнетательными вентилями.
Установка предлагаемого легкого концевого
выключателя повышает защищенность машин, так
как полностью исключает пуск компрессора с
закрытым нагнетательным вентилем.
Концевой выключатель работает без
механических соприкосновений. Геркон обладает
большой надежностью, герметичен, не окисляется,
управляется магнитным полем, технический
ресурс циклов срабатывания не менее 300000.
Конструкция нового концевого выключателя
проста. В центре маховика нагнетательного
вентиля в специальной обойме из листового железа
устанавливают круглый постоянный магнит
(диаметром и высотой 26 мм). Обойму крепят к
штоку той же гайкой, что и маховик. На угловом
кронштейне, закрепленном на одном из
фланцевых болтов вентиля, устанавливают геркон,
расположенный на единой оси с магнитом.
Расстояние между магнитом и герконом выбирают
таким, чтобы при полном выдвижении штока
вентиля между ними был воздушный зазор 10—
12 мм.
При закрытом нагнетательном вентиле зазор
увеличивается до 40»—45 мм, контакт геркона
размыкается, электрическая схема
предотвращает пуск компрессора.
При полностью открытом вентиле контакт
геркона замыкается, схема управления дает
разрешение на пуск компрессора или подготовку
его к пуску.
4JP | Hf
Схема установки концевого выключателя на
нагнетательном вентиле компрессора:
/ — постоянный магнит диаметром 26 мм; 2 — геркон; 3 — ход
штока вентиля; 4 — регулировка зазора.
Контакты геркона включают в цепь питания
пультов управления УК-74, ПУМ-100, ПУМ-
200.
В концевом выключателе применен
постоянный магнит круглого сечения, так как при
вращении он не изменяет направления магнитного
поля.
Постоянные магниты приведенных размеров,
а также герконы выпускаются отечественной
промышленностью.
На Казанском хладокомбинате новый
концевой выключатель смонтирован в винтовом
агрегате АД130-ЗР для отработки
эксплуатационных данных и выявления надежности его
работы.
52

КРИТИКА И БИБЛИОГРАФИЯ
УДК 628.8 4@49.3
Новая книга по кондиционированию воздуха
Карпис Е. Е. Повышение эффективности работы систем
кондиционирования воздуха. М., Стройиздат, 1977, 192 с, тираж 7000 экз. Цена 70 коп.
Рецензируемая книга посвящена наиболее важным
проблемам повышения энергетической эффективности
систем кондиционирования воздуха (СКВ) современных
производственных, общественных и жилых зданий. В
ней обобщается опыт отечественных и зарубежных
исследований, проектирования и эксплуатации систем
кондиционирования воздуха, расчета СКВ и их
элементов.
Книга состоит из восьми глав. Изложение материала
отличается строгой логичностью.
Начинается книга классификацией и описанием
архитектурно-строительных и теплотехнических мер,
обеспечивающих повышение теплоэнергетической
эффективности СКВ на ранних стадиях проектирования зданий
и систем. Рассмотрен выбор ориентации и формы
зданий в целях уменьшения теплопотерь и теплопоступле-
ний, способы борьбы с инфильтрацией. Однако
сравнение количественных показателей этих мер недостаточно
лол но.
В следующей главе даются аналитические
выражения энтальпийных и эксергетических КПД одноканаль-
ных воздушных и водовоз душных СКВ при многих
схемных решениях. Этот материал приобрел бы
большую полноту, если бы был проиллюстрирован
числовыми примерами оценок систем.
Третья глава посвящена актуальным вопросам
утилизации тепла и холода удаляемого воздуха. Даны
подробные методики теплотехнического расчета
утилизационных устройств. Раздел III. 10, в котором сжато
перечислены мероприятия по повышению энергетической
эффективности СКВ на стадии проектирования,
желательно развить, дополнив его количественными
показателями, и представить в виде самостоятельной главы.
В последние годы в ряде отраслей промышленности
требуется высокая степень чистоты воздушной среды в
производственных помещениях. Четвертая глава дает
возможность проектировщикам решить одну из
важнейших проблем — создание так называемых «чистых
помещений». В этой же главе помещен большой материал
ло кондиционированию и вентиляции
животноводческих и птицеводческих зданий. Приведены схемы
организации воздухообмена, нормы подачи наружного
воздуха, расхода холода и оптимальные параметры
воздуха в этих помещениях, освещен опыт зарубежных
стран. Все это позволяет определить правильное
направление в проектировании подобных зданий. При
переиздании книги целесообразно четвертую главу
дополнить рассмотрением современных СКВ на
предприятиях связи, общественного питания, пищевой,
текстильной, полиграфической, электротехнической,
машиностроительной, металлургической
промышленности, в кабинах кранов и пультов управления
горячих цехов.
Несмотря на широкое применение ЭВМ в народном
хозяйстве, в литературе не получили надлежащего
освещения приемы проектирования СКВ в
вычислительных центрах. Не было также материалов, относящихся
к проектированию этих систем в
научно-исследовательских институтах химического, физического и
биологического профилей, в фитотронах и вегетационных
камерах. Эти вопросы подробно рассмотрены в пятой
главе. Материал отличается существенной новизной.
Однако следовало бы дать сведения и о системах вытяжной
вентиляции, без которых, в частности, не могут
работать СКВ в научно-исследовательских институтах.
В шестой главе рассмотрены СКВ для общественных
и жилых зданий с учетом зарубежного опыта, приведены
схемы организации воздухообмена в помещениях, дано
сравнение затрат в зависимости от используемого
оборудования. Целесообразно было бы дополнить главу
количественными оценками различных схем воздухо-
распределения.
В седьмой главе намечены пути совершенствования
оборудования СКВ, улучшения обработки воздуха, а
также защиты калориферов от замерзания. Описаны
новые способы обработки воздуха и приведены
материалы экспериментальных исследований камер орошения с
центробежными вращающимися распылителями воды.
В данную главу целесообразно включить методики
прямых и обратных теплотехнических расчетов этих камер.
Схемы и расчеты различных видов комфортных СКВ
с некоторыми данными по их эксплуатации приведены в
восьмой главе. Особый интерес представляют методы
расчета теплотехнических, гидравлических и
акустических характеристик новой однотрубной системы хо-
лодоснабжения эжекционных доводчиков.
Для полноты материала необходимо включить в
книгу при ее переиздании отдельную главу, посвященную
оценкам технико-экономической эффективности СКВ,
схем воздухораспределения, тепловлагообменных
аппаратов, источников холодоснабжения и тепловых
насосов. Приведенные замечания в основном
обусловлены малым объемом книги A3 печ. л.).
В целом книга представляет полезное пособие для
инженерно-технических работников проектных, научно-
исследовательских и эксплуатационных организаций и
может быть с успехом использована в учебном процессе
на факультетах теплоснабжения, отопления,
вентиляции и кондиционирования воздуха строительных и
средних учебных изаведений.
С. М. ФИНКЕЛЬШТЕЙН
53

Дмитрий Георгиевич Рютов
Советская холодильная наука понесла тяжелую
утрату. 19 июня 1978 г. на 71-м году жизни
после тяжелой и продолжительной болезни
скончался член КПСС с 1951 г.г бывший
заместитель директора ВНИХИ по научной работе,
заместитель главного редактора журнала
«Холодильная техника», канд. техн. наук
Дмитрий Георгиевич Рютов.
Ушел из жизни один из тех замечательных
ученых, самоотверженным трудом которых
закладывались основы холодильной
технологии пищевых продуктов в нашей стране.
Д. Г. Рютов родился 6 ноября 1907 г. в с. Бе-
ловеж (Белоруссия).
После окончания в 1931 г. Московского
института народного хозяйства им. Г. В.
Плеханова Дмитрий Георгиевич Рютов работал в
проектном институте Гипромясо, а с 1933 г. —
во Всесоюзном научно-исследовательском
институте холодильной промышленности. В 1950—
1956 гг. был директором Всесоюзного научно-
исследовательского института мясной
промышленности, в 1956—1967 гг. —
заместителем директора ВНИХИ по научной работе, а
затем начальником технологического отдела.
Уже в самом начале научной деятельности
Д. Г. Рютов проявил незаурядный талант
ученого, способного решать сложные
научно-технические проблемы.
Одна из первых научных работ Дмитрия
Георгиевича была посвящена исследованию
процесса замораживания мяса. Результаты
этого исследования, опубликованные в книге
«Быстрое замораживание мяса», написанной в
соавторстве с проф. Д. А. Христодуло, до сих
пор используются специалистами при
разработке скороморозильных аппаратов.
Диапазон научных интересов Дмитрия
Георгиевича был чрезвычайно широк. Им создана
теория тепло-влажностных процессов в
камерах хранения мороженых продуктов, которая
легла в основу всех дальнейших работ в этом
направлении. Многое было сделано по
изучению проблемы сокращения потерь влаги
продуктами при их холодильной обработке и
хранении.
Всего Д. Г. Рютовым опубликовано свыше
100 научных трудов по различным вопросам
холодильной технологии, характеризующих
глубину его эрудиции. Эти труды получили
широкое признание не только в Советском
Союзе, но и за рубежом.
Имя Дмитрия Георгиевича Рютова известно
далеко за пределами нашей страны. Он
неоднократно избирался в руководящие органы
Международного института холода (М\ЛХ).
С 1967 г. Д. Г. Рютов являлся его почетным
членом.
Более 20 лет Дмитрий Георгиевич был
заместителем главного редактора журнала
«Холодильная техника», в котором им опубликовано
более 70 статей по различным вопросам
холодильной технологии.
В 1951 г. Д. Г. Рютов вступил в ряды КПСС.
В течение 25 лет он работал пропагандистом.
Дмитрий Георгиевич активно участвовал в
работе многих научных организаций: он был
членом правления Всесоюзной холодильной
секции НТО пищевой промышленности,
холодильной секции Научно-технического совета
Министерства мясной и молочной
промышленности СССР, ученого совета ВНИХИ и др.
Многолетняя научная деятельность Д. Г.
Рютова была отмечена правительственными
наградами — двумя орденами «Знак Почета» и
медалями.
Огромная эрудиция Д. Г. Рютова,
стремление передать свой опыт молодым
специалистам, трудолюбие, исключительная
скромность и чуткое отношение к людям снискали
ему глубокое уважение всех, кто с ним
работал.
Светлая память о замечательном человеке
и талантливом ученом навсегда сохранится
в наших сердцах.

621.567.59:061.43A00)D7+57)
Холодильное оборудование
на Международной
специализированной
выставке в Минске
Ю. Н. ФРОЛОВ
ВНИИхолодмаш
В г. Минске с 23 мая по 1 июня 1978 г.
проводилась Международная
специализированная выставка
«Холодильники в сельском хозяйстве, пищевой,
мясо-молочной и рыбной
промышленности, торговле, транспорте и быту» —
«Холод-78», организованная
Министерством мясной и молочной
промышленности БССР при содействии
Торгово-промышленной палаты СССР.
Выставку открыл министр мясной
и молочной промышленности СССР
С. Ф. Антонов.
Представленные экспонаты из 12
зарубежных стран (всего 15 фирм), в
том числе из ГДР, ПНР и ЧССР,
демонстировали последние достижения
в области создания систем охлаждения
и замораживания продуктов, средств
транспортировки и хранения
охлажденных продуктов, бытовых
холодильников.
Внешнеторговое объединение «Тех-
нокоммерц» (ГДР) экспонировало
натурный образец передвижной
холодильной машины KL-A50,
предназначенной для охлаждения
влажного зерна на зерноприемных пунктах.
Хладагент — R22, холодопроизводи-
тельность машины обеспечивает
охлаждение 150 т зерна в сутки до
температуры 6—10°С. Машина работает
без рециркуляции охлажденного
воздуха. Охлаждение конденсатора
воздушное. Конденсатор шестисекцион-
ный, с волнистыми стальными
ребрами, насаженными на медные трубы.
Минимальная температура воздуха
на выходе из машины 2°С. Это
обеспечивается применением
автоматического дросселя давления типа «до
себя», расположенного на
всасывающем трубопроводе. Машина может
работать при температуре
окружающего воздуха до 43°С.
Машина выпускается в трех
вариантах исполнения, отличающихся
величиной свободного напора воздуха на
выходе 2; 3,4; 7,4 кПа (соответственно
200, 350, 750 мм вод. ст.). Выбор
необходимого варианта осуществляется
в зависимости от высоты слоя зерна,
подлежащего охлаждению.
Холодопроизводительность машины
при температуре окружающего
воздуха 32°С составляет 51,5 кВт
D4200 ккал/ч); производительность
по воздуху 4500 м3/ч; масса 1580—
1770 кг (в зависимости от варианта
исполнения). Работа машины
полностью автоматизирована.
Фирма «Пако» (Бельгия)
представила танки-охладители молока
емкостью 1200 дм3 и 2800 дм3. Молоко
охлаждается водой (промежуточный
хладоноситель) в ванне из
полированной нержавеющей стали. Для
аккумуляции холода предусмотрена
возможность намораживания льда на
испарителе.
Танк емкостью 1200 дм3
комплектуется компрессор но-конденсатор ным
агрегатом с герметичным компрессором
фирмы «Юните Герметик», который
крепится к торцевой стенке бака.
Компрессор но-конденсатор ный
агрегат, обслуживающий танк-охладитель
емкостью 2800 дм3, располагается
отдельно. В его состав входит
сальниковый компрессор фирмы «Комеф»
(Франция) с ременной передачей.
Охлаждение конденсаторов воздушное.
Оба танка снабжены мешалкой,
привод которой располагается в крышке
танка. При этом танк емкостью
2800 дм3 оборудован
автоматизированной системой мойки, работающей
по специальной программе.
Фирмой выпускается также ряд
аккумуляционных водоохладителей,
представляющих собой
теплоизолированный бак, внутри которого
размещены панельные испарители.
Конструкция водоохладителя
обеспечивает возможность накопления слоя
льда толщиной 25 мм с каждой
стороны панели, выполненной из
нержавеющей стали. Расчетное время
наполнения льда 8 ч. Аккумуляционные
водоохладители комплектуются ком-
прессорно-конденсаторными
агрегатами тех же фирм, что и для танков,
охлаждения молока.
Комплект оборудования для
охлаждения молока экспонировала также
фирма «Полимекс» (ПНР).
Комплект состоит из трех
цилиндрических резервуаров с двойными
стенками из нержавеющей стали, в
пространстве между которыми циркулирует
охлаждающая вода. Два резервуара
предназначены для охлаждения
молока, третий представляет собой
аккумуляционный водоохладитель. Ком-
прессорно-конденсаторный агрегат
расположен на верхней крышке
резервуара. Он выполнен на базе узлов
холодильной машины ХМВ1-6,
серийно выпускаемой ПО «Мелито-
польхолодмаш» (бессальниковый
компрессор 2ФВБС6, конденсатор,
электровентилятор). Испаритель
погружного типа представляет собой змеевик
из стальной трубы.
Комплект холодильного
оборудования обеспечивает охлаждение 2500 дм3*
молока за 2 ч при условии
предварительной аккумуляции холода в
течение 8 ч.
Фирма «Альфа-Лаваль» (Швеция)
представила информацию в виде
планшетов и каталогов о холодильных
установках с винтовыми
(горизонтальными и вертикальными) и
поршневыми компрессорами.
В состав объединения
«Альфа-Лаваль» с 1973 г. входит фирма «Сталь»,,
которая также демонстрировала на
выставке отдельные проспекты на
холодильные установки и компрессоры.
Фирма «Сталь» выпускает
компрессоры трех серий:
Р — поршневые компрессоры пяти
видов для небольших холодильных
установок;
U — большие поршневые
компрессоры с 3, 4, 6 и 8 цилиндрами. У всех
компрессоров одинаковые диаметр
цилиндра и длина хода поршня, что
обусловливает взаимозаменяемость
многих деталей;
S — винтовые компрессоры семи
типоразмеров.
На всех холодильных установках с
винтовыми компрессорами внедрена
система «Сталомайзер».
Фирмой запатентована система
«Стальэлектроник», позволяющая
регулировать работу холодильной
машины как с одним компрессором, так
55

г J t
5 6 у
шшкшппппж
5225
IJUUIJi
шшшп
f\r
А^-
1Ч1111111111Ш11I111Щ|ПППЛПППППЛПП
ш
|ПР°]
ТГ
zsa?
ТГ
Рис. 1. Низкотемпературная лабораторная установка для быстрого
замораживания продуктов фирмы «Фригоскандия»:
/ — компрессорный агрегат; 2 — центробежный вентилятор; 3 — изоляционное
ограждение; 4 — испаритель; 5 — поддон с продуктами; 6 — осевой вентилятор;
7 —^стеллаж для замораживания продуктов; 8 — указатель температуры; 9 — место
для самописца температуры; 10 — электрический пульт управления.
и с /г-м числом компрессоров, а также
контролировать уровень в различных
сосудах во всей установке.
Фирма «Фригоскандия» (Швеция)
представила лабораторную установку
для быстрого замораживания
продуктов до температуры —25 н 40°С
(рис. 1). Установка состоит из
охлаждаемой камеры и двух холодильных
машин с бессальниковыми
поршневыми компрессорами западногерманской
фирмы «ДБМ», обеспечивающими
одноступенчатое сжатие
хладагента R13B1.
Одна холодильная машина
(расположена в правой части камеры)
предназначена для работы на основном
режиме — контактное замораживание
продуктов, размещаемых на
алюминиевых полках камеры; другая — для
работы на дополнительном режиме —
замораживание методом флюидизации
продуктов в специальном контейнере,
размещаемом внутри камеры.
Подготовка камеры к работе
сводится к подключению электропитания
и воды для охлаждения конденсатора.
Для охлаждения электродвигателя
вокруг его корпуса навита медная труба,
внутри которой циркулирует
охлаждающая вода.
Холодильный автомобильный
транспорт представлен фирмами
Чехословакии и ФРГ.
Предприятие «Орличан» (ЧССР)
экспонировало
полуприцеп-рефрижератор Н13Х грузоподъемностью 13 т,
предназначенный для перевозки
скоропортящихся грузов при
температуре в кузове от —20 до +12°С и
температуре окружающего воздуха от —20
до +35°С.
Кузов полуприцепа оборудован
крюками для перевозки мяса в
подвешенном состоянии. Конструкция пола
позволяет производить погрузку с
помощью автопогрузчика с нагрузкой
на ось 2,5 т. Необходимый
температурный режим в кузове автоматически
поддерживается холодильно-нагрева-
тельной компрессионной машиной
BISE32. Холодопроизводительность
8,5 кВт G300 ккал/ч) при температуре
в кузове 0°С.
Машина выполнена на базе
четырехцилиндрового компрессора типа V361
с алюминиевым корпусом. Привод
комбинированный: от электродвигателя
(при стоянках) или от бензодвигателя
Ш 744. Хладагент — R22.
Применена автоматизированная система
оттаивания испарителя путем подачи в него
горячих паров хладагента. Так же
осуществляется и обогрев грузового
помещения.
Демонстрировавшийся на выставке
автопоезд, состоящий из тягача
1632LS фирмы «Мерседес-Бенц» с
полуприцепом фирмы «Фрюхауф»,
предназначен для междугородных
перевозок. Его полезная
грузоподъемность 18,7 т, объем грузового
помещения 60 м3. Длина полуприцепа 12 м.
Внутри имеется устройство для
подвешивания туш, состоящее из шести
труб, расположенных в продольном
направлении, по которым
перемещаются крюки. Стопорное
устройство предохраняет крюки от
самопроизвольного отсоединения.
Обшивка кузова выполнена из
стеклопластика. Материал
изоляции — пенополиуретан.
Коэффициент теплопередачи /г=0,4 Вт/(м2*К)
[0,35 ккал/(ч.м2.°С)].
Полуприцеп оборудован
холодильной установкой фирмы «Термокинг»
типа NWD30, которая обеспечивает
поддержание температуры в кузове
—25°С при температуре окружающего
воздуха +30оС.
Авторефрижератор модели 809
фирмы «Мерседес-Бенц» предназначен для
внутригородских перевозок.
Грузоподъемность 3,5 т. Толщина
изотермического кузова 120 мм; k=
= 0,4 Вт/(м2-К) [0,35 ккал/(ч.м2.°С)].
Авторефрижератор оборудован
холодильной машиной типа ХМД с
дизельным двигателем. Коэффициент
теплопередачи ограждений
изотермического контейнера фирмы «Фрюхауф»
0,4Вт/(м2-К) [0,35 ккал/(ч-м2-°С)].
Изоляционный материал —
пенополиуретан. Толщина боковых стенок
80 мм, крыши 150 мм, пола 120 мм.
Внутренняя и наружная обшивки
рефрижераторного контейнера
FRC-5-198 фирмы «Кегель» выполнены
из стеклопластика. Фирма может
поставлять два варианта контейнера:
с изоляцией толщиной 30 мм (&=
= 0,65 Вт/(м2-К) [0,56 ккал/(ч-м2.°С)])
и 100 мм (&=0,26 Вт/(м2-К)
[0,22ккал/(ч.м2.°С)]).
Финские фирмы представили
различное холодильное оборудование:
теплообменную аппаратуру,
компрессорные машины, бытовые
холодильники, раздвижные двери холодильных
складов.
Фирма «Морус» (Финляндия)
выпускает конденсаторы отдельной
поставки с горизонтальным и вертикаль-
кал ьным прососом воздуха для работы
на хладагентах R12, R22, R502.
На выставке экспонировался
конденсатор типа FLH5 поверхностью
302 м2, рассчитанный на
тепловую нагрузку 97,5 кВт/(м2-К)
[84000 ккал/(ч.м2-°С)] (рис. 2).
Вертикальное движение воздуха
обеспечивается двумя осевыми вентиляторами
(VB= 36000 м3/ч). Включение
вентиляторов ступенчатое. Конденсатор можно
монтировать на открытых
транспортных или стационарных площадках.
Корпус изготовлен из алюминиевых
листов.
Этой же фирмой представлена ком-
56

Рис. 2. Воздушный конденсатор FLH фирмы «Морус».
прессорная машина «Морус»,
предназначенная для работы на
хладагентах R12, R22, R502.
Приборы автоматики холодильных
установок представила фирма «Дан-
фосс» (Дания).
Характерной особенностью
исполнительных механизмов новой серии РМ,
в отличие от серии РН, является
конструктивное оформление пилота на
корпусе исполнительных механизмов, а
также различные комбинации
управляющих устройств, смонтированных на
корпусе одного исполнительного
механизма.
Новым в номенклатуре фирмы
является поплавковый пропорциональный
регулятор уровня типа PHNL+SV
производительностью по хладагенту
R22 до 1,7 МВт A,5 млн.ккал/ч) и
по аммиаку до 8,1 МВт G млн. ккал/ч).
Этот регулятор представляет собой
исполнительный механизм серии РН и
поплавковое устройство типа SV,
смонтированное на крышке
исполнительного механизма.
Представлен новый ряд электронных
датчиков-реле температуры серии
ЕКТ с диапазоном настройки от —60
до 600°С в зависимости от исполнения.
Расширена номенклатура
регуляторов температуры нагнетания серии
TEAT в сторону увеличения
производительности до 93 кВт (80 тыс. ккал/ч)
на хладагенте R22.
ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1M79296B1) 2308829/23-26 B2) 04.01.76BE1)
С 09 К 5/04/F 25 В И/00 E3) 621.565.2 G2) А. П.
Кузнецов, Д. Н. Еременко, Ж. И. Еременко G1)
Одесский технологический институт холодильной
промышленности
E4) РАБОЧАЯ СМЕСЬ ДЛЯ ТЕПЛОВЫХ НАСОСОВ,
КОНДИЦИОНЕРОВ И ХОЛОДИЛЬНЫХ ТУРБОКОМ-
ПРЕССОРНЫХ МАШИН на основе октафторциклобута-
на ФС 318 (C4F3), отличающаяся тем, что, с целью
увеличения удельной объемной холодопроизводительности
и снижения общей степени сжатия, рабочая смесь
дополнительно содержит дифтордихлор метан Ф12
(CF2C12) при следующих^соотношениях ингредиентов,
вес. %:
Октафторциклобутан ФС318 (C4F8) 10—79
Дифтордихлорметан Ф12 (CF2C12) 21—90
A1) 584162 B1) 2396883/29-06 B2) 10.08.76 2E1)
F 24 F 3/14//F 25 В 11/00 E3) 628.854 G2) Л. И.
Блинов, А. А. Гайдуков, В. М. Сумм, В. И. Любарский
E4) СИСТЕМА КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ
ВОЗДУХА, содержащая подключенную к кондиционируемому
объекту воздушную холодильную машину с
компрессором, охладителем сжатого воздуха и турбодетандером
и устройство для очистки сжатого воздуха от влаги,
имеющее десорбер и абсорбер, включенные в
циркуляционный контур жидкого абсорбента, отличающаяся
тем, что, с целью повышения экономичности путем
использования тепла сжатого воздуха для регенерации
абсорбента, охладитель размещен в десорбере.
A1M83937B1J106256/29-06B2) 13.02.75 BE1
В 60 Н 1/02; F 24 F 11/00 E3) 697.94 G2) Ю. А. Воло
китин, Л.С.Еремин G1) Всесоюзный научно-исследо
вательский и проектно-конструкторский институт по
оборудованию для кондиционирования воздуха и
вентиляции
E4I. УСТРОЙСТВО ДЛЯ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ
ВОЗДУХА В РАБОЧЕЙ КАБИНЕ МАШИНЫ,
например крана с регулируемыми силовыми приводами от
асинхронных электродвигателей с фазным ротором,
содержащее бак-аккумулятор, соединенный с помощью
трубопроводов с регулируемым теплообменником вода-
воздух, отличающееся тем, что, с целью повышения
экономичности путем уменьшения энергозатрат на
обработку воздуха и одновременного повышения удобства
эксплуатации, устройство дополнительно содержит
термоэлектрическую батарею, спаи которой снабжены
теплообменниками, и в баке-аккумуляторе размещены
теплообменники одного из спаев этой батареи, к которой
подсоединены через блок реверсирования
преобразователи электрического тока, включенные параллельно, и,
каждый преобразователь содержит блок регулирования
скорости электродвигателя, фазный ротор которого
через блок переключения электрически связан с
указанным преобразователем.
2. Устройство по п. 1, отличающееся тем, что, с
целью обеспечения непрерывного поддержания
комфортного состояния в кабине, блок переключения
соединен с силовой электрической сетью, к управляющему
входу указанного блока подсоединен выход
логического блока, один вход которого соединен с системой
регулирования теплообменником вода — воздух, например,
через концевой выключатель исполнительного
механизма, а другой вход логического блока связан с блоком,
регулирования скорости электродвигателя.
57

СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
УДК 621.575:061.24
Об обозначении хладагентов
в технической документации
и научно-технической
литературе
В. Б. ШПЕНЦЕР
ВНИИхолодмаш
Госстандарт СССР утвердил предложение Постоянной
советской части ИСО/ТК 86 «Охлаждение»
(ВНИИхолодмаш, ГИПХ, ВНИХИ, ОТИХП, ЛТИХП,
ВНИИНП, ВНИИторгмаш, ВНИИНмаш) о внедрении
в СССР Международного стандарта (МС) ИСО 817
«Органические хладагенты». Стандарт предусматривает
цифровые обозначения хладагентов в технической
документации на холодильное оборудование, хладагенты,
масла, тару для транспортировки хладагентов и масел,
приборы автоматики, контроля и сигнализации
холодильного оборудования и терминологию холода.
Необходимость внедрения в СССР МС ИСО 817
вызвана развитием международной торговли,
существованием множества торговых названий (марок) хладагентов
и их патентованием. Условное (символическое)
обозначение хладагентов по МС ИСО 817 принято во всех
странах СЭВ.
МС ИСО 817 допускает несколько обозначений
хладагентов: условное (символическое), торговым
названием (маркой), химическим названием, химической
формулой. При этом символическое обозначение
хладагентов является предпочтительным по следующим
причинам:
употребление химических названий и формул сложно
и неудобно из-за громоздкой структуры органических
хладагентов и расхождений в химических названиях
одних и тех же соединений в разных странах;
применение торговых названий (марок) затруднено
существованием множества марок хладагентов на основе
углеводородных соединений. Использование одного
торгового названия невозможно, так как разные названия
часто обусловлены разными техническими
требованиями.
Условное обозначение хладагентов, установленное
МС ИСО 817, состоит из символа R и определяющего
числа, назначение которого широко освещено в
технической литературе и не требует пояснений.
Условные обозначения органических хладагентов и
их смесей приведены в табл. 1, неорганических — в
табл. 2.
Условные обозначения хладагентов R12 и R22 уже
закреплены соответственно государственными
стандартами: ГОСТ 19212—73 (изменение 1) — «хладон 12»,
58
Таблица 1
Символическое
обозначение
органических
хладагентов
R10
R11
R12
R12B1
R12B2
R13
R13B1
R14
R21
R22
R30
R50
R142
R170
R290
R502
R1150
R1270
Химическое название
Тетрахлорметан
Фтортрихлорметан
Дифтордиахлорметан
Дифторхлорбромметан
Дифтордибромметан
Трифторхлорметан
Трифторбромметан
Тетрафторметан
Фтордихлорметан
Дифторхлорметан
Дихлорметан
Метан
1, 1-дифтор-2-
хлорэтан
Этан
Пропан
1 Дифторхлорме-
тан/хлорпентафтор-
этан D8,8/51,2% по
массе)
Этилен
Пропилен
Химическая формула
СС14
CFC13
CF2CU
CF2ClBr
CF2Bro
CFgCl
CF3Br
CF^
CHFC12
CHF2C1
CH2C12
CH4
CHF2CH2Cl
CH3CH3
CH3CH 2C H 3
CHF2C1/CC1F2CF3
CH2=CHo
CH2=CH-CH3
Таблица 2
Символическое
обозначение
неорганических
хладагентов
R717
R718
R729
R744
Химическое название
Аммиак
Вода
Воздух
Двуокись углерода
Химическая
формула
NH3
Н20
С02
ГОСТ 8502—73 (изменение 1) — «хладон 22», —
установившими, что условные обозначения R12 и R22
являются равнозначными в технической документации
и научно-технической литературе наряду с торговыми и
химическими названиями хладагентов.
МС ИСО 817 позволяет также употреблять условные
обозначения хладагентов в текстах вместо
прилагательных, например: компрессор на R12, холодильная
машина на R22 и т. д. В связи с этим в текстовых
документах не рекомендуется применять прилагательные,
образованные от слов фреон, хладон, аммиак —
желательно заменять их символическими обозначениями,
как указано выше. Однако, по мнению автора, следует
сделать исключение для прилагательных,
образованных от слов фреон и аммиак, при обозначении групп
холодильного оборудования, работающего на
органических хладагентах или аммиаке. Например:
«фреоновые машины и агрегаты», «фреоновое холодильное
оборудование».

621.574.041.001.24
Оптимальные значения отношений
теоретических объемных производительностей
компрессоров в двухступенчатых компрессорных системах
Канд. техн. наук И. М. КАЛНИНЬ,
А. А. ЛЕБЕДЕВ
ВНИИхолодмаш
При проектировании двухступенчатых холодильных
машин и установок необходимо знать отношения
объемных производительностей компрессоров второй и
первой ступеней ?опт = VT2/VT1, при которых
обеспечивается максимальная энергетическая
эффективность. Оптимальное отношение теоретических объемных
производительностей (описанных объемов для
поршневых компрессоров) зависит от принципиальной схемы
машины, температурного режима работы и
характеристик основного оборудования, прежде всего
компрессоров.
В таблице приведены значения ?0пт> полученные в
результате энергетической оптимизации семи
двухступенчатых компрессорных систем, работающих на
аммиаке и R22*. Каждая система оптимизирована для
Продолжение
Сочетания пар
компрессоров
нижней и
верхней
ступеней
Температура
конденсации
№ схемы
Температура кипения t0, °C
— 20
-30
— 40
— 50
-60
Аммиак

Поршневой —
поршневой
50
40
0,2792
0,3787
0,2997
0,2470
30
0,2415
0,3234
0,2582
0,2090
0,3196
0,4358
0,3502
0,2717
0,3686
0,4929
0,3983
0,3094
0,2097
0,2653
0,2205|
0,1831
0,2691
0,3709
0,2919
0,23331
0,2313
|0,2966i
0,2444
0,2017
0,3083
0,4275|
0,3259
0,2590
0,2554|
0,3384
0,2731
0,2203|
0,1779|
0,2098|
0,1790
0,15361
0,1960
1,2300|
0,1979
0,16761
0,2142!
0,2542|
0,2223;
0,18641
* См. ст. — И. М. К а л н и н ь, А. А. Лебедев
«Расчет характеристик и оптимизация компрессорных
систем» в этом номере.
Сочетание пар
компрессоров
нижней и
верхней
ступеней
Винтовой —
поршневой
Винтовой —
винтовой

Теоретический цикл
Температура
конденсации
50
40
30
50
40
30
50
40
30
№ схемы
1
2
3
4
1
2
3
4
1
2
3
4
1
2
3
4
1
2
3
4
1
2
3
4
1
2
3
4
1
2
3
4
1
2
3
4
Температура кипения t0, °C
— 20
0,3277
0,3852
0,3398
0,2892
0,3321
0,3740
0,3373
0,2986
0,3405
0,3668
0,3402
0,3077
0,3417
0,3861
0,3422
0,2984
0,3773
0,4176
0,3758
0,3346
0,4189
0,4665
0,4199
0,3743
0,2723
0,3716
0,2962
0,2242
0,3236
0,4301
0,3474
0,2658
0,3696
0,4950
0,4078
0,3200
— 30
0,3390
0,3943
0,3429
0,2956
0,3379
0,3853
0,3420
0,2974
0,3404
0,3802
0,3423
0,3062
0,3007
0,3363
0,2976
0,2632
0,3248
0,3556
0,3204
0,2920
0,3635
0,3922
0,3582
0,3274
0,2170
10,3140
0,2348
0,1730
0,2522
0,3702
0,2777
0,2030
0,2969
[0,4182
0,3208
0,2429
-40
0,34581
0,3957
0,3464
0,2981
0,35121
0,3942|
0,3494
0,3064
0,350б|
0,3847
0,3454
0,3098
0,2709
0,3000
0,2666
0,2341
0,2883
0,3149
0,2857
0,2552
0,3098
0,3317
0,3056
0,2789
0,1654
0,2568
0,1835
0,1278
0,1999
0,2987
0,2184
0,1498
0,2315
0,3418
0,2603
0,1781
— 50
0,3311
0,3684
0,3273
0,2856
0,3430
0,3764
0,3379
0,2996
0,3503
0,3803'
0,3454
0,3093
0,2188
0,2360
0,2129
0,1867
0,2433
0,2579
0,2359
0,2110
0,2748
0,2886
0,2649
0,2441
0,1257
0,2098
0,1413
0,0934
0,1529
0,2385
0,1639
0,1077
0,1762
0,2630
|0,1965
0,1287
-60
—
—
—
—
—
—
—
—

Продолжение
Продолжение
Сочетания пар
компрессоров
нижней и
верхней
ступеней
«So
Е С*о
2 х
Температура кипения t0,'C
— 20
-30
-40
-50
— 60


вой—поршневой
Винтовой —
поршневой
50
40
0,50991
0,2260
0,3903
0,5552
0,2216
0,4834
30
50
40
30
0,6508
0,2366
0,5600|
R22
0,4121
0,2202j
0,3252
0,4974
0,30551
0,3955
0,4639
0,30301
0,3778
0,4300
0,2987
10,3674
0,4615
0,22651
0,3776
0,5228
0,2251
0,4150
0,3397
0,1959
0,2715!
0,3915
0,2170
0,3105
0,4295|
0,2265
0,3350
0,2634
0,1567
0,2068
0,2959j
0,1820
0,2448
,0,3291
0,2009|
10,2774
0,4954,
0,3223
0,3938
0,4887
0,3195!
0,3950
0,4693
0,3206!
0,3923
0,4765,0,4479
0,3133 0,3029
0,3913 0,3574
0,4862|
0,3297
0,40001
0,4866
|0,33741
0,4019
0,4544
0,3114
0,37861
0,1748
0,1100
0,1412
0,2153
0,1263
0,1722
0,2560
0,1535
0,2015
0,4364
0,2949
0,3537
0,4380
0,3090
0,3479
0,4652
0,3244
0,3900
0,4424
0,3137
0,3585
теоретического цикла и трех сочетаний компрессоров:
двух поршневых (типа ППО), двух винтовых (типа
6ВХ-700, бустер, и 5ВХ-350), винтового и поршневого
(типа 6ВХ-700, бустер, и ППО — верхняя ступень).
Сочетание пар
компрессоров
нижней и
верхней
ступеней
Винтовой —
винтоиой

Теоретический цикл
<я о
50
40
30
50
40
30
№ схемы
5
6
7
5
6
7
5
6
7
5
6
7
5
6
7
5
6
7
Температура кипения t0, °C
— 20
0,5109
0,3356
0,4063
0,5534
0,3796
0,4498
0,6133
0,4272
0,5084
0,4867
0,2535
0,3946
0,5332
0,2993
0,4584
0,5833
0,3558
0,5148
-30
0,4344
0,2919
0,3508
0,4676
0,3289
0,3907
0,5122
0,3749
0,4304
0,3927
0,1982
0,3239
0,4362
0,2288
0,3709
0,4880
0,2749
0,4157
— 40
0,3559
0,2382
0,2907
0,3834
0,2708
0,3267
0,4257
0,3116
0,3652
0,3227
0,1446
0,2515
0,3577
0,1751
0,2838
0,4103
0,2017
0,3362
-50
0,2793
0,1875
0,2336
0,3038
0,2138
0,2596
0,3383
0,2493
0,2912
0,2485
0,1002
0,2005
0,2846
0,1215
0,2221
0,3208
0,1418
0,2505
— 60
0,2370
0,1541
0,1970
0,2464
0,170S
0,2080
0,2665
0,1906
0,2266
0,1895
0,0738
0,1423
0,2148
0,0821
0,1671
0,2424
0,0984
0,1891
При расчете использованы экспериментальные
зависимости коэффициента подачи и эффективного КПД от
отношения давлений нагнетания и всасывания (в случае
сочетания поршневых компрессоров зависимости для
бустер-компрессора и верхней ступени одинаковы).
УДК 621.564.25@83)
Таблица термодинамических
свойств
на линии насыщения
и диаграмма
энтальпия—давление
фреона-502
Канд. техн. наук И. И. ПЕРЕЛЬШТЕЙН, Г. А. КУСЛЯЙКИН
Всесоюзный научно-исследовательский институт
холодильной промышленности
По уравнениям, которые приведены в помещенной в;
настоящем номере статье «Термодинамические
свойства фреона-502», рассчитаны: давление насыщенного
пара /?, удельный объем v, плотность р, энтальпия Я,
энтропия S и теплота парообразования г (см.
таблицу и рисунок).
Параметры, приведенные в таблице с одним
надстрочным штрихом, относятся к нижней пограничной
кривой, с двумя штрихами — к верхней.
60

-ОСЛОСЛОСЛОСЛ©СЛО000>4*Ь0©00а>4*Ь0©000Ъ4>.Ь0ОЬ0
и , I I I I I II I I I ! I I i I II I I II I I I I I I II I
I | | n- *- »— *- >- to tO Ю Ю ЮСО СО СО COCO 4* 4* 4*. 4* 4* СЛ СЛ СЛ СП СЛ OO-^l ^J 00
4*Ф00©1О4*0>00©Ю4*а>00©Ю4*С500©1О4ьа500©*04*.а>00ОСЛ©СЛ©
'ОООООООООООО
4^С0СОСОЬО?ОюЮ*-ь-ь-^-н-н->—>_*>—
^VTo^a>OoToOOO>Ol^oVV^O>obiOOlOO>ToOoV
Ос04^0^Ю^^ЮЮСОС04^0СООСОООСЛ4^С>СО(^Юь-Ю4*004^^00Ю<^ОСЛ
4^С04^00Ю4^4^^0^^4^^(^ООСЛ050^^СОСОООСООС7>Ю0010СЛО^СЛЮ<^<^ЮС^
4ьОо-ча>4^,^1>—слсосослю
Г Г Г Г г Р Я Р Р Р Р Р Р Р Я Я Р Р Р Я Р Р Я Р Я Р Я Р Р Я Р Я Р Р Я Я Р Р Я Я Р Р Р Я Я Я Р Р Р Р Р Р Р Р Р Р Р Р Р Я Р
>| со ~ о оТоТоТо~соТ»Ъооооо ооТхГоо оо oo^^VjVjVjVq^
слсо-^сососослюо^слсосою^-ь— оососооо^^а>а>с>слсл4^4^сососоюю^^^ооосососоооо^
ОСОС»СЛ004^00^^0000СОЮа>СОСО^»—СЛО4^С04^С04^О(^^С75Ю004^Оа>Ю00СЛн-00
ооаэа^^о^оо^^юаэ^оаэсосо^^юсо^аэ^союаэюо^
о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о о
о~о о о~о о о о о о о о о о о о о о о о о о
ООООООООО^^^^ь-^~^^н-ЮЮЮЮЮЮЮСОС0С0СОСО4^4^4^№С^
н-ЮС04^СЛСЛС>^СЮО^^^4^Сла>^00С0О^Ю4^СЛ^00ОЮ4^а>
^С005^000^^00ь-СЛЬОСО^СЛ4^СО^С04^С75СОЮ^КЭСО^а5^СО
СЛ4^>—ЬО^ОО^-^СОСЛСОСООСО^ь— СО^СЛ^СЛЮООСОООСЛ4^^4^^00СООСЛ050ЭО^Юа>10С7>4^0Ю
сл^ЪоТосо о о о^-^-~>—~ ТоТоТоТо Т0Т0Т0Т0Т0Т0Т0Т0 со coTw соЪо со со со со со со со coTj^~^
^4^4^ь-с^04^^0СОО^СОО^ЮЮС04^СЛО^^ООСОСОО^ЮСОС04^010^0^
>—О^ООЮСОО^СО^СОООСЛ»—ОООС000^05СЛ4^Ю~СО^СЛСО*-С00^4^^СОС^
4^00СЛ^СОО^ООО^СООСОО^ЮСЛ^00^4^^00Ю4^СЛ4^СОО^С00010С^
СЛСО tO ЬО •— н- н- >— и-
^4^^СОСО^4^Ю^СО00^^О)О^О^СЛСЛСЛ^4^4^4^СОСОС0С0СОЮЮЮ
j— oj^^j^ Q^iootopopjpi^j—j^i^jD^^.^—jjo^^oj— oo a> 4^too ooj-qpi соjo o^oроы pi&* j>^to^—*-*pppo oo j<i a> a>pij^^^jjojjo co^to^--^--^--
VwosVb-Ь ^и1сл~со~сл a>To~coToVi а>Ъ5Т»^Ъ>~н-Т»а5 oiu^
WH-00^O03^O^4O00WC0SWrf^WH-(?)(^^t0WO(^05Cnc0OSC04O(X)O00O<^(^O400WO^4^H-400OW
COWb-h-H-oOiC^H-sWOOOOb-OW
СлСл4^4^4^^4^4^4^4^4^4^4^4^4^4^^^^ь^^^к^^
Ю^СООООО^О^СЛСЛ^СОСОСОЮЮЮЮ^н-н-н-^ОООООСОСОсО^ООООФ
ро~&$о~рэр1роюр*&рэ~роръ4ь^ю^р1ъо5^ро a> 4^ to oj<i ел co^jOj-vi ел co^-jo^jp1^^p -^ ел co^^^ ai co^^j^i oijjo^-jd ел о ел о
To слТт> со coTp*ToToTo"-<i Ъгог^-Ъо ел То То ЪэТ^ То То °° аэТ^ со Т—ТэТоЪо^ Ъ> огелТй-^Ъо Ъо со То "to То То То То со со со "соТ^Т^слслоэоэ^Ъооо оюслоо
С^СЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛС^
ЮСЛСЛСЛСТ>О^О^О^СЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛСЛ4^4^4^4^4^4^4^4^4^4^4^
JD0 ро Ы jO jZ> ^— ^— CZ) jO jX JJ5 СЛ ^ СО СО ^О ^- ^— ОСООО^^аЭСЛ^СОЮ^-^-ОСООО-^СЭ СЛ^Й 4^COtO^-OCOOO-vJ C75 СЛ^ j^ COJO^ jD jOjXj^I^^^-^CO^J)
"со ~~ "со "^ "со Ъо "^ ЪтЪгЪо "со со а^ "со "юи^
4*СЛ0^^00С0ОО^^ЮЬ0ЮЮЮЬОС0С0С0С0С0С0С04^4^^4^4*4^4^4^С^
^О^— j-sJjO jO 00 ^1 ^—j-J JsO j<I ^— рйр\р>ро СО^-Ю^СЛ^ООСО^- tOCO4^C75^J00CO^— ЮС04^СЛ05-<1000^— tO CO ^ Ol Ci J<l jX> jO jD ^— ^tO CO ^ pi CT> jO *- CO O)
Ъ>Ъ1^Тх)Ъ>о"юа5Т^Т7>^ЪослТоЪосоТоТ^Ъосо"^^Тй^
^ ^ ^ ^ ^ ^ ^ ^ ^ ^ ^ ^ ^ ^ ^ ^» ^ ^ 4* 4^ 4s» 4*
^^^^^^^^^^^^^^^4* 4*. 4^.^.^. 4* 4* 4s» ц». 4^ 4* 4*. 4b. CO qjy>y,^0 CO CO OD CO CO CO CO CO CO COjjO COCO CO CO CO CO CO CO CO COjjo CO CO CO CO CO CO CO
со со со to To To To ^-^—^—">—"—t- о о о о о о о о о Яоооо <о То То То То То То То То То То То оо ооЪо ооЪо оо оо ооТэо ооЪо T»"^ViVjVj Vj*Vj Vj^j а> Ъ>
С04^>—^СЛ(^ь—СО^СЛСО^-ОСОСООО^О^О^СЛ4^СО^Ю^-ОО^ОО^О^С75СЛ4^СОС^
н-СОО^С00^4^СОСОСОС04^^СОн-4^0^00~СОО^ОО~СО<^000
^^^^^^^^^^^^^j^^^^^^^^j^^j^^^jl^ 4^ 4* 4*- 4^ 4*. 4^ 4* 4*. 4*. 4»- 4*- 4^ 4^ 4*. 4*. 4*. 4*. 4* 4^ 4*- 4*- 4*- 4*. 4*. 4^ 4* ^ ^ ^?*> ^ ^ ^
" riTjiUiOiOa^OiUiOiUtUt От ЪгЪэ От Ъг^ЪтЪгЪтЪа
-н-ь-к-н—^-^-н—н-гоЮЮЮЮЮЮЮЮЮЮЮЮСОСОСОСОСОСОСОСОС0^4^4^4^4^СЛС^
^^^^^^^^^^^J^^^^^^^^J^^J^^^^^^ *^ ** ^ **" *** ^ ^ ^ ^ **" ^ **¦ ^ ^ ^ ^ *" ** **" ^ **" ^ *" **" ^ ^.Г^Г^^Г^^ч/
coT^T^V^ ел Ъп ел Ъч Tinoiaioa Ъг oi at at utut от ЪгЪ^Ъ^ о>
СОСТ)^С»СОООО*—^-ь-к-н—^-^-н—н-гоЮЮЮЮЮЮЮЮЮЮЮЮСОСОСОСОСОСОСОСОСО^^
|^ОСТ50^4^О4^00ОЮ4^0^^^0000С0ОО^-Ю1ОС04^4^СЛС7^,^00С0О>-- ЮС04^СЛ^00С0^-С04^а>00О1О4^СТ)С0>--4».СЛСО1ОСл00ГООО^-С0

g ^ ^ 5 <а {а
. *> * *5
WWW «f » <5Г «5Г
Sfc SS S S?
Swerww «s- <sr <5>-
62
DUrOlKd эпнэидир

РЕФЕРАТЫ
УДК 621.514.52.041
Винтовой бессальниковый холодильный компрессоре
электродвигателем на стороне нагнетания.
БЫКОВ А. В., КАНЫШЕВ Г. А., ПРЯХИН Р. В.,
КРИНИЦКИЙ Д. Г. «Холодильная техника», 1978,
№ 8.
Рассмотрены результаты испытаний отечественного
винтового бессальникового компрессора и
маслоохладителя. Приведены данные по эффективности
охлаждения электродвигателя, установленного на стороне
нагнетания винтового холодильного бессальникового
компрессора. Показано, что применение в винтовых
холодильных герметичных компрессорах
электродвигателя на стороне нагнетания вместо установки его на
стороне всасывания значительно снижает массу,
габаритные размеры компрессорного агрегата, повышает
надежность, увеличивает объемные и энергетические
коэффициенты.
Иллюстраций 7. Список литературы —3 названия.
УДК 621.575.9.002.2.004.1
Развитие производства абсорбционных бромистолитие-
вых холодильных машин. РОЗЕНФЕЛЬД Л. М.,
ШМУЙЛОВ Н. Г., ЗАЦ Б. С. «Холодильная
техника» , 1978, № 8.
Отмечены основные конструктивные особенности ряда
абсорбционных бромистолитиевых холодильных
агрегатов АБХА-2500, АБХА-1000, АБХА-5000.
Рассмотрены пути совершенствования машин. Показано, что
применение АБХМ, использующих тепло ТЭЦ, даст
значительную экономию топлива и электроэнергии.
Иллюстраций 4.
УДК 621.57.041.004.15
Расчет характеристик и оптимизация компрессорных
систем. КАЛНИНЬ И. М., ЛЕБЕДЕВ А. А.
«Холодильная техника», 1978, № 8.
Приведены основные положения программ расчета и
оптимизации компрессорных систем с помощью ЭВМ.
Даны принципиальные положения оптимизации
холодильных систем всех уровней. Показаны результаты
энергетической оптимизации и анализа характеристик
ряда двухступенчатых компрессорных систем на
аммиаке и R 22 с различными типами компрессоров.
Таблиц 5. Иллюстраций 4. Список литературы — 7
названий.
УДК 621.565.004
О внедрении децентрализованных систем охлаждения.
МЕДОВАР Л. Е., МЕДНИКОВА Н. М.
«Холодильная техника», 1978, № 8.
Описаны примеры использования децентрализованных
систем охлаждения для технологического
кондиционирования воздуха, охлаждения молока и камер
цельномолочной продукции. Рассмотрены особенности и
преимущества фреоновых децентрализованных систем
охлаждения, основные вопросы, возникающие при их
внедрении.
Иллюстраций 4. Список литературы—11 названий.
УДК 621.512.041:621.177.004.15
Эффективность применения циклонных
маслоотделителей для поршневых компрессоров. КРЕЙМЕР Н. Г.,
ИВАНОВА Р. Б., ПЫТЧЕНКО В. П. «Холодильная
техника», 1978, № 8.
Приведены результаты сравнительных испытаний
циклонных маслоотделителей конструкции ВНИХИ и
московского завода «Компрессор» в агрегате
компрессора П110. Получены графические зависимости
количества масла, уносимого в 1 м3 парообразного аммиака за
пределы маслоотделителей, от скорости пара и
начальной концентрации масла.
Иллюстрации 4. Список литературы — 2 названия.
УДК 621.574.3.048.892.092.001.4
Повышение эффективности работы
испарительных систем аммиачных холодильных установок.
ГЕРАСИМОВ Н. А., ОСИПОВ Ю. В., ФЕДОТОВА Е. М.,
МИХАЙЛОВ Ю. В. «Холодильная техника», 1978,
№ 8.
Замасливание испарительных систем холодильных
установок значительно ухудшает их
технико-экономические показатели. Снижение замасленности
осуществляется путем улучшения отделения масла от аммиака
на стороне высокого давления и усовершенствованием
выпуска масла из испарительной системы. Для этого
рекомендуется продувать батареи при оттаивании и
использовать гидроциклоны.
Таблиц 1. Иллюстраций 1. Список литературы —
5 названий.
УДК 621.57.048.004.15
Улучшение технико-экономических показателей
испарителя водоохлаждающей машины МКТ20-2-0. КОНО-
ВАЛЕНКОЕ. Д., КУЗНЕЦОВ С. Ф. «Холодильная
техника», 1978, № 8.
Приведены сравнительные результаты исследований
технико-экономических показателей серийного и
опытного испарителей с внутритрубным кипением
хладагента, испытанных в составе холодильной машины МКТ20-
2-0 (ХМВ-36М). Применение уплотняемых перегородок
в серийном испарителе позволило увеличить
коэффициент теплопередачи при скорости хладоносителя
0,2 м/с на 25%, при скорости 0,5 м/с — на 6%.
Определено влияние скоростей хладоносителя и хладагента на
коэффициент теплопередачи, при этом оценена
экономическая эффективность от взаимного влияния
снижения металлоемкости в результате увеличения
коэффициента теплопередачи и некоторого ухудшения
энергетических показателей вследствие изменения
гидравлических характеристик испарителя.
Таблиц 1. Иллюстраций 3. Список литературы — 3
названия.
УДК 628.84:629.114.2
Кондиционеры для кабин тракторов.
ЛАВОЧНИК А. И., ВАЛЬДМАН Г. С, ИЛЬИН Г. П.
«Холодильная техника», 1978, № 8.
Приведены результаты сравнительных стендовых и
полевых испытаний систем кондиционирования воздуха
в кабинах тракторов, предназначенных для работы на
хлопковых полях, на базе кондиционеров парокомпрес-
сионного и испарительного типов. Показано
преимущество парокомпрессионных кондиционеров,
работающих на неазеотропной смеси хладагентов R 22 и R142.
Таблиц 3. Иллюстраций 5. Список литературы — 2
названия.

УДК 621.564.25
Термодинамические свойства фреона-502. ПЕРЕЛЬ-
ШТЕЙН И. И., КУСЛЯЙКИН Г. А. «Холодильная
техника», 1978, № 8.
Приведены результаты экспериментального и расчетно-
аналитического исследований термодинамических
свойств фреона-502. Даны уравнения состояния, кривой
давления пара, плотности кипящей жидкости и
теплоемкости в идеально-газовом состоянии. По полученным
уравнениям рассчитаны скорость звука и показатель
изоэнтропы, а также построены приведенные в
справочном отделе таблицы насыщенных паров и диаграмма
энтальпия — давление.
Таблиц 2. Иллюстраций 2. Список литературы — 16
названий.
УДК 621.565.9.004
Опыт перевода камеры хранения цельномолочной
продукции на децентрализованную систему охлаждения.
ГУЩИН А. В., МАЗЛОВ В. П., МЕДНИКО-
ВАН. М., МЕДОВАР Л. Е., ШЕСТАКВ. И.
«Холодильная техника», 1978, № 8.
Описан опыт перевода камеры хранения
цельномолочной продукции Тимашевского гормолзавода с
рассольной системы охлаждения на децентрализованную
фреоновую с холодильной машиной ХМВ1-9. Приведены
результаты сравнительных испытаний рассольной
централизованной системы и примененной
децентрализованной. Показаны преимущества последней.
Иллюстраций 2. Список литературы — 2 названия.
УДК 621.84:621.57.041.316.79
Изменение схемы контроля давления всасывания у бес-
сальниковых компрессоров автономных кондиционеров.
ЧЕРНЯВСКИЙ Э. И. «Холодильная техника»,
1978, № 8.
В предложенной схеме контроля давления всасывания
у бессальниковых компрессоров реле давления
стационарно установлено на патрубке фильтра для
постоянного контроля за давлением всасывания. К штуцеру
всасывающего вентиля компрессора подсоединяют манова-
куумметр и по разности показаний его и мановакуум-
метра, соединенного с фильтром, определяют степень
загрязнения фильтрующего элемента.
Иллюстраций 1.
УДК 621.574.3.041-57-783
Как предотвратить пуск аммиачного компрессора с
закрытым нагнетательным вентилем.
СЕРЕБРЯКОВ В. П., ПРОСВИРНИКОВ М. М.,
ПРОСВИРНИКОВ Б. М. «Холодильная техника», 1978, № 8.
Предложен новый концевой выключатель,
устанавливаемый на нагнетательном вентиле. Выключатель
состоит из подвижного постоянного круглого магнита
(диаметром и высотой 26 мм) и неподвижного магнито-
управляемого герметичного контакта (геркона),
включенного в цепь управления электродвигателем
компрессора. Концевой выключатель надежно
предохраняет холодильную установку от аварийной ситуации —
пуска компрессора с закрытым нагнетательным
вентилем.
Иллюстраций 1.
На первой странице обложки. Олимпийский спортивный комплекс.
РЕДАКЦИОННАЯ КОЛЛЕГИЯ: М. П. Кузьмин (главный редактор), |д. Г. Рютов[ (зам. главного редактора), Л. Д. Акимов^
(зам. главного редактора), Н. Д. Абрамов, Е. М. Агарев, А. В. Быков, П. В. Васильев, И. М. Гиндлин, доктор техн. наук,
проф. А. А. Гоголин, И. М. Калнинь, А. В. Кан, доктор техн. наук, проф. Э. И. Каухчешвили, Н. П. Коновалов, М. М. Позин,
А. Н. Сергиенко, доктор техн. наук, проф. Г. Б. Чижов, М. М. Шаповаленко, доктор техн. наук, проф. А. П. Шеффер.
Технический редактор Н. Н. Зиновьева
Рукописи не возвращаются
Сдано в набор 04.07.78. Подписано в печать 04.08.78.
Объем 4,0 печ. л. Усл. печ. л. 6,72.
Т-15802.
Уч.-изд. л. 7,75.
Формат 84X108Vi6
Тираж 15 950 экз.
Печать высокая.
Заказ 1481
Адрес редакции: 125422, Москва, А-422, ул. Костякова, 12.
Телефон 216-86-73
Чеховский полиграфический комбинат Союзполиграфпрома при Государственном комитете СССР по делам издательств.
полиграфии и книжной торговли. 142300, г. Чехов Московской области