НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЙ
И ПРОИЗВОДСТВЕННЫЙ
ЖУРНАЛ
МИНИСТЕРСТВА МЯСНОЙ
И МОЛОЧНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ СССР
ВСЕСОЮЗНЫЙ
НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ
ИНСТИТУТ
ХОЛОДИЛЬНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ
холодильная
"^техника
ИЗДАЕТСЯ С 1923 ГОДА
СОДЕРЖАНИЕ
Социалистическое соревнование в действии!
Кабасин Ю. И. Вахта четвертого года пятилетки 2
Правофланговые пятилетки 4
Пименова Т. Ф. Развитие производства сухого льда в
молочной промышленности 5
Ионов А. Г., Боголюбский О. К., Мекеницкий С. Я.
Эффективность ведрения роторных морозильных агрегатов на
рыбопромысловых судах 7
Гуйго Э. И., Малков Л. С, Камовников Б. П., Каухчешви-
ли Э. И. Результаты эксплуатации отечественных
промышленных сублимационных установок . 9
Дубинский М. Г., Гуревич Е. С, Нехорошее В. М., Ста-
висский А. Я., Шевкин В.В . Установка с воздушной тур-
бохолодильной машиной для замораживания плодов,
ягод и овощей 12
В порядке постановки вопроса
Сушон С. П., Рудницкий А. И., Минц М. И.
Эффективность применения абсорбционных и компрессионных
холодильных установок в промышленности 15
Данилова Г. Н., Иванов О. П., Варило В. Н. Испытания
фреоновых пластинчато-ребристых конденсаторов с
воздушным охлаждением 20
Бежанишвили Э. М., Попов В. М. Оптимизация
периодичности технического обслуживания поршневых холодильных
компрессоров 24
Сальный А. Т. Исследование аварийных режимов
холодильных компрессоров при пуске их с закрытым
нагнетательным вентилем 29
Никульча И. П., Беспалов И. Н. Оптимальное по
быстродействию управление температурой в системах
кондиционирования воздуха 31
Кропотов Г. А., Юркус И. Н., Пластинин Ю. М., Перево-
щиков В. Д., Гранкин П. С, Онохин Р. Д. Источники
повышенного шума компрессоров ДХ2-1010 для бытовых
холодильников 34
Данилов Р. Л., Турецкий В. М. Исследование коэффициента
теплоотдачи при дефлегмации водоаммиачных паров 36
Цветков О. Б., Лаптев Ю. А., Полякова Н. А.
Теплопроводность фреонов в широком интервале температур и
давлений 39
Левина М. М., Левин Б. К. Иванюк Н. М. Математическая
модель холодильной камеры 43
Фильчакова Н. Н. Способ оценки физико-химических свойств
стабилизаторов для мороженого 46
ОБМЕН ОПЫТОМ
Гущин А. В. Повышение эффективности работы
маслоотделителей 49
Гетлихер Д. Я., Никитин С. Г. Стенд для определения
неисправности в блоках пультов управления машинами
ПУМ-100 49
Новые изобретения 51
НА МЕЖДУНАРОДНОЙ ВЫСТАВКЕ сПОЛИМЕРЫ-74»
Пименова Т. Ф., Титов. В.Б. Оборудование для производства,
транспортировки и хранения жидкой двуокиси углерода 53
|Николай Николаевич Симонов| 55
НОВОСТИ ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
Вайн Л. Н., Зубенко Г. А. Бытовые холодильник:! с
принудительной циркуляцией воздуха фирмы «Хитати>>
СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
56
CONTENTS
Sosialist Competition in Action!
Kabasin U. I. Labour Shift of 4th Year of 5-Year Plan 2
Right-Flankers of 5-Year Plan 4
Pimenova T. F. Development of Dry Ice Production in Dairy
Industry 5
Ionov A. G., Bogolubsky O. K., Mekenitsky S. Y.
Effectiveness of Utilizing Rotary Freezing Units on Fishing Vessels 7
Guigo E. I., Malkov L. S., Kamovnikov B. P., Kaukhche-
shvili E. I. Results of Operating Freeze Driers of Soviet
Make ^
Dubinsky M. G., Gurevich E. S., Nekhoroshev V. M., Sta-
visky A. Y., Shevkin V. V. Plant with Air Turborefrige-
rating Machine for Freezing Fruits, Berries and Vegetables 12
For Discussion
Sushon S. P., Rudnitsky A. I., Mints M. I. Effectiveness
of Utilizing Absorption and Compression Refrigerating
Plants in Industry 15
Danilova G. N., Ivanov O. P., Barilo V. N. Testing Freon
Plate-Finned Air-Cooled Condensers 20
Bezhanishvili E. M., Popov V. M. Optimization of
Maintenance Periodicity of Reciprocating Refrigerating
Compressors 24
Salny A. T. Investigation of Emergency Operating Conditions
of Refrigerating Compressors when Starting with Closed
Discharge Valve 29
Nikulcha I. P., Bespalov I. N. Optimum Quick-Action
Temperature Control in Air-Conditioning Systems 31
Kropotov G. A., Yurkus I. N., Plastinin U. M., Perevoshchi-
kov V. D., Grankin P. S., Onokhin R. D. Sources of
Increased Noise in Compressors DX2-1010 for Domestic
Refrigerators 34
Danilov R. L., Turetsky V. M. Investigation of Heat Transfer
Coefficient at Fractionating Aqua-Ammonia Vapour 36
Tsvetkov О. В., Laptev U. A., Polyakova N. A. Thermal
Conductivity of Freons in Wide Temperature and Pressure Range 39
Levina M. M., Levin В. К., Ivanyuk N. M. Mathematical
Model of Cold Room 43
Filchakova N. N. Method of Evaluating Physica-Chemical
Properties of Ice Cream Stabilizers 46
PRACTICE EXCHANGE
Gushchin A. V. Increase of Oil Separator Operation Efficiency 49
Getlikher D. Y., Nikitin S. G. Stand for Detecting Troubles
in Blocks of Machine Control Panels PUM-100 49
New Inventions
AT INTERNATIONAL EXHIBITION «POLYMERS-74»
Pimenova T. F., Titov V. B. Equipment for Production,
TransportationAnd Storage of Liquid Carbon Dioxide
53
55
Мертешов М. Н. Холодильники одноэтажные
распределительные емкостью 400, 600, 700, 2000, 3500 и 6000 т 60
Рефераты 63
© Издательство «Пищевая промышленность», «Холодильная техника», 1974 г., № 11.
\ Nikolai Nikolayevich Simonov|
FOREIGN TECHNICAL NEWS
Wine L. N., Zubenko G. A. Domestic Refrigerators with
Forced Air Circulation of «Hitachi» Company 56
REFERENCE DATA
Merteshov M. N. Single-Storey Distribution Cold Storage
Warehouses of 400, 600, 700, 2000, 3500 and 6000 Ton
Capacity 60
Summaries 63

Для обеспечения сухим льдом мелких
потребителей, какими являются цехи мороженого I и
II групп, необходимы новые технические
решения, а именно, создание сухоледных агрегатов
мощностью 10, 20, 25, 50 и 70 кг/ч.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Пименова Т. Ф. Состояние и перспективы
развития производства сухого льда и сжиженного
углекислого газа в СССР.— «Холодильная техника», 1973,
N° 10, с. 1—5.
2. Клименко Б. С, Маркелюк Ф. В. Развитие
производства мороженого.— «Молочная
промышленность», 1973, № 6, с. 8—11.
3. МертешовМ. Н.,Величанский А. Я.
Проектирование цехов сухого льда.—«Холодильная техника»,
1970, №8, с 21—24.
4. Хранение и перевозка сухого льда.
Информационный листок. ЦНИИТЭИ мясомолпром СССР, 1973.
УДК 621.565
Эффективность внедрения роторных морозильных агрегатов
на рыбопромысловых судах
Канд. техн. наук А. Г. ИОНОВ, О. К. БОГОЛЮБСКИЙ
Калининградский технический институт рыбной
промышленности и хозяйства
С. Я. МЕКЕНИЦКИЙ
Всесоюзный научно-исследовательский институт мясной
промышленности
В последние годы на судах рыбопромыслового
флота широкое применение нашли роторные
плиточные скороморозильные агрегаты типов
MAP и АРСА. Они успешно эксплуатируются
на БМРТ «Гижига» с 1965 г. в условиях
океанического промысла.
В период с 1969 по 1973 гг. Калининградским
опытным заводом промысловой техники
изготовлено более 100 роторных агрегатов.
С 1971 г. на БМРТ «Короленко» и
«Тургенев», а с 1974 г. на БМРТ «Изумруд»
Калининградской базы тралового флота
эксплуатируются роторные скороморозильные агрегаты
МАР-8АМ с рассольным охлаждением.
При модернизации судов на них вместо
воздушных морозильных аппаратов туннельного типа
общей производительностью 30 т/сутки были
установлены по два спаренных роторных
скороморозильных агрегата производительностью
32 т/сутки.
Скороморозильные агрегаты показали
высокую надежность и работоспособность в морских
условиях и обеспечили выполнение и
перевыполнение плановых заданий по выпуску
мороженой продукции.
В табл. 1 приведены показатели работы
(добыча и замораживание) БМРТ «Короленко»
и «Тургенев» за 1971—1973 гг. по сравнению
со среднесписочным БМРТ, а в табл. 2 —
некоторые результаты работы БМРТ «Тургенев»
до переоборудования и после переоборудования
морозильных установок.
Из табл. 1, 2 видно, что после модернизации
суда успешно справлялись с заданиями подо-
Годы
1971
1972
1973
Судно
«Короленко»
«Тургенев»
Среднесписочный БМРТ
«Короленко»
«Тургенев»
Среднесписочный БМРТ
«Короленко»
«Тургенев»
Среднесписочный БМРТ
Та
Добыча,
тыс. ц
67,2
63,7
54,7
56,8
75,3
61,4
76,2
77,8
67,2
блица 1

Замораживание,
тыс. ц
43,3
44,5
35,9
37,2
48,2
40,0
46,9
50,0
40,2
1970
1971
1972
1973
Таблица 2
Годы
1966
1967
1968
1969
Добыча,
тыс. ц
44,8
76,7
46,9
53,6

Замораживание, тыс. ц
25,6
47,6
23,6
29,6
Товарная
продукция,
тыс. ц
1383
2632
1472
1833
Прибыль,
тыс. руб.
246
755
10
446
Переоборудование морозильной установки
63,7
75,3
77,8
44,5
48,2
50,0
2428
2730
2916
560
854
1029

быче и замораживанию рыбы. За три года
эксплуатации БМРТ «Короленко» выловил
200,2 тыс. ц рыбы и выпустил 127,4 тыс. ц
мороженой рыбопродукции, что соответственно
на 10 и 8% выше показателей среднесписочного
траулера. БМРТ «Тургенев» за этот период
выловил 216,8 тыс. ц рыбы и выпустил
142,7 тыс. ц мороженой рыбопродукции, что
также выше соответствующих показателей
среднесписочного траулера на 19 и 23%.
За 1971—1973 гг. БМРТ «Тургенев»
выработал товарной продукции на 8 млн. руб.
A08% к плану). Прибыль составила
2 млн. 443 тыс. руб., что превышало плановую
на 428 тыс. руб., или на 22%. Благодаря
снижению эксплуатационных расходов и механизации
трудоемких операций себестоимость 1 ц
мороженой рыбопродукции^за 1971—1972 гг. снизилась
по сравнению с плановой до 2%. За отличную
работу экипажа БМРТ «Тургенев» занесен на
Доску почета базы.
Вся рыбопродукция, выпускаемая БМРТ
«Короленко» и «Тургенев», высокого качества.
Замороженные блоки рыбы имеют хорошую под-
прессовку и правильную геометрическую форму,
что позволило увеличить грузовместимость
трюмов судов с 500 до 560 т (на 12%).
При эксплуатации агрегатов
продолжительность замораживания рыб до среднеконечной
температуры в центральном слое замороженных
блоков —18° С, при работе в умеренных
широтах, составляет 2,5 ч, что соответствует
паспортным характеристикам агрегата. Обеспечивается
постоянная нагрузка на компрессоры, которые
работают устойчиво, без «влажного хода».
При модернизации рыбообрабатывающих
цехов судов типа БМРТ с заменой воздушных
морозильных аппаратов роторными агрегатами
с рассольным и аммиачным охлаждением
достигается ряд преимуществ, о чем говорят данные
табл. 3.
В табл. 3 сравниваются воздушный
туннельный аппарат с суточной производительностью
15 т и спаренный роторный плиточный агрегат
с суточной производительностью 16 т
(рассольное охлаждение) и 20 т (аммиачное охлаждение).
После модернизации судов значительно
улучшились условия работы и повысилась техника
безопасности, поскольку в роторных агрегатах
механизированы наиболее трудоемкие процессы
и операции по замораживанию рыбы.
Полностью исключены такие трудоемкие
ручные операции, как укладка противней в
тележки, транспортировка тележек в
морозильные камеры, выкатка их после
замораживания, подача противней на выбивку рыбы и
глазурование.
Таблица 3
Характеристика
морозильных аппаратов
Площадь, м2
собственно
аппарата
аппарата с
учетом
вспомогательных
механизмов
Объем, м3
собственно
аппарата
аппарата с
учетом
вспомогательных
механизмов
Установленная
мощность
электродвигателей, кВт
Масса аппарата, т
Трудозатраты, чел.-ч
Воздушный
туннельный
аппарат.
Спаренный роторный
(плиточный) агрегат
показатели
0)
К
В"
о
29,2
45,2
80
126,5
47
21
81,8
к
>>—
1,9
3,0
4,4
6,8
3,1
1,4
2,3
CU
к
3
VO
о
21,4
37,3
51,3
88,7
12,2
16
57,2
удельные на
1 т/сутки
(рассол)
1,3
2,3
3,2
5,2
0,75
1,0
2,0
удельные на
1 Т/сутки
(аммиак)
1,07
1,86
2,6
4,2
0,6
0,8
1,6
Опыт эксплуатации роторных
скороморозильных агрегатов на БМРТ «Короленко» и
«Тургенев» подтвердили основные их преимущества по
сравнению с воздушными аппаратами:
сокращение продолжительности замораживания в 1,5—
2,0 раза, равномерность тепловой нагрузки на
холодильную установку, высокая степень
механизации и автоматизации процессов загрузки
и выгрузки продуктов, получение блоков прави-
льныхгеометрических размеров, исключение
процессов оттаивания блоков и их глазуровки.
Внедрение роторных скороморозильных
агрегатов на рыбопромысловых судах
экономически эффективно, поскольку обеспечивает
возможность роста производительности при
замораживании, а следовательно, позволяет
увеличить вылов рыбы, грузовместимость трюмов,
сократить обслуживающий персонал, повысить
уровень механизации, улучшить условия труда,
высвободить часть площадей.
Установлено, что с повышением объема
среднесуточного вылова эффективность
агрегатов возрастает. Дополнительные
капиталовложения окупаются за два года.
В настоящее время в рыбной
промышленности эксплуатируются восемь больших
морозильных рыболовных траулеров типа
«Маяковский», оснащенных роторными
скороморозильными агрегатами МАР-8АМ с рассольным
8

охлаждением. На производственном
рефрижераторе «Светлый» с 1971 г. работают роторные
агрегаты МАР-8АМ с аммиачным
непосредственным охлаждением. На вновь строящихся
судах типа БМРТ в 1974—1975 гг. будет
установлено 120 роторных скороморозильных
агрегатов МАР-8АМ.
В 1974—1975 гг. шесть агрегатов
АРСА-3-15Р будут установлены на
производственном рефрижераторе «Калининград»
Калининградской базы рефрижераторного флота.
Экономическая эффективность
переоборудования судна определялась по прибыли,
получаемой при транспортном и
производственном вариантах его работы. Согласно расчету
СЭКБ Промрыболовства, экономический эффект
Доктор техн. наук, проф. Э. И. ГУЙГО,
канд. техн. наук Л. С. МАЛКОВ
Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
Канд. техн. наук Б. П. КАМОВНИКОВ
Всесоюзный научно-исследовательский институт
птицеперерабатывающей промышленности
Доктор техн. наук, проф. Э. И. КАУХЧЕШВИЛИ
Московский технологический институт
мясной и молочной промышленности
В последние годы в нашей стране заметно возрос
интерес к методу сублимационного
консервирования пищевых продуктов. Введены в
эксплуатацию сублимационные цехи на ряде
предприятий пищевой промышленности.
В данной статье обобщен опыт создания и
эксплуатации опытно-промышленных
сублимационных установок ОПВСУ-01 на Ленинградском
мясокомбинате и СУ-3,5 на Оршанском
мясоконсервном комбинате. Эти установки являются
типичными для отечественной сублимационной
техники моделями, так как в них реализованы
главные конструктивные принципы,
разработанные на базе исследований советских
специалистов.
Основные технические паспортные
характеристики установок приведены в табл. 1.
При проектировании установки ОПВСУ-01
2 Холодильная техника № 11
зависит от района промысла за счет различия
в ассортименте рыбы-сырца и режима работы
судна и для отдельных районов составляет
270 тыс. руб. Срок окупаемости дополнительных
капиталовложений 2—3 г.
В декабре 1973 г. на стенде Калининградского
технического института рыбной
промышленности и хозяйства был испытан агрегат АРСА-3-15Р
на фреоне-22. Комиссия в составе
представителей Гипрорыбфлота, НИКИМРП и
Калининградских рыбодобывающих организаций
подвела итоги испытаниям и рекомендовала
установить роторные морозильные агрегаты на одном
из строящихся судов в целях получения их
характеристик в эксплуатационных условиях.
реализованы следующие конструктивные
принципы.
—Малое расстояние между поверхностями
сублимации и десублимации, обеспечивающее
минимальное сопротивление потоку водяного пара.
— Радиационный высокотемпературный
энергоподвод к объекту сушки. В период создания
ОПВСУ-01 в сублимационной технике
преобладали кондуктивный и кондуктивно-радиацион-
ный способы энергоподвода. В современных
моделях сублимационных установок в основном
используется радиационный энергоподвод.
— Применение электрической энергии для
питания системы энергоподвода. За рубежом этот
вид энергии не получил распространения.
Однако тенденция к повышению температуры
поверхности нагревателей в целях ускорения
процесса сушки продолжает развиваться, особенно
в связи с переходом к радиационному
энергоподводу. В традиционных системах с жидким
теплоносителем повышение температуры
поверхности нагревателей свыше 120—150° С связано
с большими техническими трудностями.
Сохранение этой тенденции, вероятно, .приведет
к применению в технике сублимационной сушки
электрических систем энергоподвода.
9
УДК 621.565.047.25
Результаты эксплуатации отечественных промышленных
сублимационных установок

Таблица 1
Показатели
Сублимационная
камера
Единовременная
загрузка (мясо в
ломтиках
толщиной около 12 мм),
кг
Рабочая площадь
противней для
загрузки сырья, м2
Рабочий объем (без
десублиматора), м3
Форма корпуса
Тип корпуса
Система
энергоподвода
Установленная
мощность
нагревателей, кВт
Вид подводимой к
объекту сушки
энергии
Максимальная
температура
нагревателей, °С
Равномерность
распределения
энергии по
поверхности сушимого
продукта
Источники
энергопитания _
нагревателей
Расположение
нагревателей
относительно сушимого
продукта
Десублиматор
Максимальный
расход холода, тыс.
ккал/ч
Температура
поверхности десуб-
лимации, °С
Конструкция
Режим работы
Компоновка
Способ управления
процессом сушки
ОПВСУ-01
150
24
3,5
Прямоугольная
Непроходной
(кабинетный)
«Г-ч
38
Излучение oi
ламповых
2000
Неравномерное
(ДО 30%)

Автотрансформатор
АТМК-100/25
Многоярусное,
продукт и
нагреватели
размещены на одной
тележке
25
—25
1
Система вертик
cei
Поочередно
В отдельном 1
корпусе,
соединенном с
сублиматором
фланцем большого
диаметра |

Автоматический, по
экстремальным
температурам
объекта сушки
СУ-3,5
1000
112
26
Цилиндрическая
Проходной
(туннельный)
484
* электрических
нагревателей
1 2000
Равномерное (за
счет возвратно-
поступательного
движения
продуктовых тележек)
Блоки тиристор-
ных элементов,
автономные для
правой и левой
частей
сублимационной камеры
Многоярусное,
продукт и
нагреватели размещены на
отдельных
тележках
112
—35
альных трубчатых
сций
е включение
Совмещен в одвом
корпусе с
сублиматором
Автоматический,
программный, по
экстремальным
температурам
объекта сушки,
автономно для левой и
правой частей
сублиматора
I — Секционная конструкция
десублиматора, позволяющая включать его в работу по
частям. Это дает возможность максимально
использовать всю рабочую поверхность
десублиматора.
— Автоматическое управление процессом по
методу экстремальных температур объекта
сушки. В период создания ОПВСУ-01 в
сублимационной технике преобладал «барометрический»
способ управления. Переход к интенсивным
режимам сушки и совмещенным конструкциям
сублимационной камеры (сублиматора) и
десублиматора исключает возможность
использования «барометрического» метода управления.
Анализ результатов десятилетней
промышленной эксплуатации установки ОПВСУ-01
подтвердил прогрессивность заложенных в ее
конструкции принципов. Вместе с тем выявлены
недостатки, некоторые из которых были
устранены в процессе работы, другие — при
проектировании последующих моделей сублимационных
установок.
Для контроля температуры вначале
использовали миниатюрные полупроводниковые
термосопротивления, однако они оказались
ненадежными в эксплуатации и были заменены
малогабаритными термопарами. В схеме
автоматизации ОПВСУ-01 испытан вариант
многоконтурной системы автоматического управления
процессом сушки. Этот вариант не оправдал себя,
в связи с чем основным способом управления
стал метод экстремальных температур объекта
сушки.
К недостаткам в конструкции ОПВСУ-01
относятся совмещение продуктовых противней и
нагревателей в одной тележке, а также
значительная неравномерность (до 30%) поля
энергетической освещенности, создаваемого
излучателями на поверхности объекта сушки.
При создании крупнейшей в стране установки
промышленного типа СУ-3,5 (рис. 1) получили
дальнейшее развитие прогрессивные принципы,
заложенные в основу модели ОПВСУ-01, учтен
опыт ее эксплуатации и достижения
сублимационной техники.
Выбран проходной (туннельный) тип
сублимационной камеры, позволяющий организовать
производство по поточному принципу,
разделить сырьевое и упаковочное помещения.
Осуществлена идея сближения
сублимационной камеры и десублиматора: в установке СУ-3,5
они совмещены в одном корпусе и разделены
газопроницаемыми жалюзи.
Применена более совершенная (по простоте
изготовления и прочностным характеристикам)
цилиндрическая форма камеры, причем
свободные сегменты ее использованы для
размещения секций десублиматора, желобов для гидро-
ю

Рис. 1. Установка промышленного типа СУ-3,5:
1 — сублиматор; 2 — система десублимации; 3 — жалюзи;
теплоподводящие панели; 5
6 — поворотная консоль с
- подвесные продуктовые тележки;
подвесной дверцей сублиматора.
9Й
w
jfHs (жидкость)
От регулирующей станции
Конденсат
удаления льда и подвесных путей продуктовых
и энергетических тележек.
Для повышения надежности нагревателей
продуктовые и энергетические тележки выполнены
"раздельно, т. е. по технологической линии
циркулируют только продуктовые тележки, а
энергетические остаются в сублимационной камере
(рис. 2).
В установке СУ-3,5 достигнуто практически
равномерное поле энергетической освещенности
на поверхности продукта: в поперечном
направлении оно реализуется за счет различной
плотности расположения излучателей в кассетах,
в продольном — за счет
возвратно-поступательного движения продуктовых тележек
относительно энергетических.
Применявшийся в системе энергоподвода
ОПВСУ-01 громоздкий источник питания
нагревателей— автотрансформатор АТМК-100/25
заменен в модели СУ-3,5 малогабаритным тирис-
торным блоком питания.
Система энергоподвода СУ-3,5 разделена
на две автономные, отдельно
управляемые подсистемы, обслуживающие правую
и левую части сублимационной камеры.
Это обеспечивает гибкость эксплуатации
установки: на правой и левой частях камеры можно
одновременно по различным программам
проводить сушку разных видов сырья. Можно
использовать в работе только одну подсистему,
если другая находится в ремонте или на
профилактическом осмотре.
Дальнейшее развитие получила система
автоматического управления, использующая
информацию об экстремальных температурах
продукта: в контур управления введен регулятор
с программным устройством.
В создании установки СУ-3,5 и организации
цеха сублимации на Оршанском мясоконсервном
комбитате участвовало 19 организаций. За
период опытной эксплуатации установки СУ-3,5
план выпуска сублимированных продуктов
выполнен с превышением. Таким образом,
основные технические принципы, реализованные
в модели СУ-3,5, получили производственную
Рис. 2. Схема расположения помещений цеха
сублимационной сушки: *| \
1 — накопитель сырья, подготовленного к сушке; 2 — отделение
загрузки; 3 — сублиматор; 4 — морозилка; 5 — сырьевое
отделение; 6 — отделение санитарной обработки; 7 — отделение
упаковки.
9*
и

проверку и могут быть положены в основу
вновь создаваемых конструкций
(многокамерных и непрерывных установок).
Полученные в ходе пуска, наладки и
опытной эксплуатации установки СУ-3,5 данные
используются нашими специалистами для
разработки и создания нового, более
совершенного сублимационного оборудования. В
частности, в настоящее время коллективы
специалистов МТИММП, ЛТИХП, ВНИИПП
проводят исследования и разработку новых типов
эляктрических излучателей.
Создание модели СУ-3,5, как в свое время
модели ОПВСУ-01, является новым этапом в
развитии отечественной сублимационной техники.
Это подтверждается сравнением приведенных
в табл. 2 данных о величинах
основного'показателя технологического совершенства
сушильных установок — напряжения рабочего объема
сублимационной камеры по перерабатываемому
сырью.
Сопоставление установки СУ-3,5 с лучшими
современными зарубежными моделями
убеждает, что ее технические данные находятся на
уровне показателей передовых зарубежных
фирм. Следовательно, развитие отечественной
сублимационной техники основывается на
перспективных принципах и решениях, способных
обеспечить создание эффективного и
высокопроизводительного серийного оборудования.
Доктор техн. наук М. Г. ДУБИНСКИЙ,
канд. техн. наук Е. С. ГУРЕВИЧ,
канд. техн. наук В. М. НЕХОРОШЕВ,
А. Я. СТАВИССКИЙ, В. В. ШЕВКИН
Новые возможности для интенсификации
процессов быстрого замораживания открывают
воздушные тур бохолодильные машины,
вырабатывающие холодный воздух с температурой до
—120° С.
Опыт показал эффективность применения этих
Таблица 2
Страна-изготовитель
СССР, консервный завод «Смычка»
A954 г.)
СССР, Ленинградский мясокомбинат —
ОПВСУ-01 A962 г.)
СССР, Кишиневский консервный
комбинат — СУ-250 A971 г.)
СССР, Оршанский мясоконсервный
комбинат—СУ-3,5 A972 г.)
Франция, «Сожев»—В-20
Франция, «Сепиталь»
Великобритания «Виккерс Армстронг»
Великобритания, «Митчелл»
Дания, «Атлас» — Марк-1
Дания, «Атлас» — Рей-75
Дания, «Атлас» — Конрад-200
Голландия, SEC
Италия, FDM
ГДР, «Хохвакуум-Дрезден» — TG-75
ФРГ, «Лейбольд» — CQC
США, «Стоке»
США, FMC
Япония, «Киова»
Напряжение
рабочего объ«
ема
сублимационной
камеры по сырью
(объемная

производительность),
кг/м3 в сутки
50
87
91
116
25
91
95
62
62
131
121
55
85
116
120
86
52
159
Примечание. Данные, характеризующие объемную
производительность отечественных установок, получены по результатам
эксплуатации, остальные данные приведены на основе
рекламных каталогов фирм.
машин для быстрого замораживания плодов,
ягод, овощей, мяса в блоках, готовых
обеденных блюд, кулинарных изделий, рыбного
филе, рыбы.
Наиболее выгодно применять воздушные тур-
бохолодильные машины для замораживания
сыпучих продуктов в псевдоожиженном слое
методом флюидизации.
Для быстрого замораживания плодов, ягод
и овощей в псевдоожиженном слое создана
установка УМ-1.
УДК 664.84/85.037.5
Установка с воздушной турбохолодильной машиной
для замораживания плодов, ягод и овощей
12

В 3 7 13
Рис. 1. Принципиальная схема скороморозильной
установки с машиной ТХМ1-25.
Принципиальная схема скороморозильной
установки с машиной ТХМ1-25 показана на рис. 1.
Установка состоит из воздушной турбохоло-
дильной машины ТХМ1-25, серийно
изготовляемой Казанским компрессорным заводом,
опытного скороморозильного аппарата М.01.02,
вентилятора, дроссельной заслонки,
соединительных воздуховодов и измерительной системы.
Установка работает следующим образом.
Атмосферный воздух через дроссельную
заслонку ) поступает в центробежный
вентилятор 2 и нагнетается в турбохолодильную
машину 3. Далее воздух проходит в осевой
вентилятор 4, являющийся узлом машины, и через
клапанную коробку 5 — в регенератор 6.
Охлажденный в регенераторе воздух через
клапанную коробку 7 подается в
скороморозильный аппарат <S, где подогревается
примерно на 30° С, отбирая тепло от замороженного
продукта. Выходящий из аппарата воздух
поступает в турбодетандер 9, где расширяется,
при этом температура его понижается.
Далее воздух через клапанную коробку 7
направляется во второй регенератор 10,
охлаждая его насадку, и через клапанную коробку 5
попадает на вход в компрессор 11. В
компрессоре, расположенном на одном валу с турбоде-
тандером, воздух сжимается до атмосферного
давления и, нагретый до 110° С, выбрасывается
в атмосферу. Периодически через одну минуту
регенераторы переключаются.
Привод турбокомпрессора осуществляется от
электродвигателя через мультипликатор 12.
Основной частью морозильного аппарата
является теплоизолированная шахта 13
прямоугольного сечения. В шахте друг над другом
расположены металлические лотки 14 с
сетчатым дном. В лотках находится подлежащий
замораживанию продукт. Холодный воздух
продувается через слой продукта снизу.
Продукт замораживается либо в режиме
псевдоожижения для частиц размером до 20—25 мм,
либо в плотном слое для более крупных частиц.
Лотки загружаются и выгружаются
соответственно через входной 15 и выходной 16
шлюзы и перемещаются автоматически с помощью
гидроцилиндров 17 и 18 через систему
рычагов 19 по сигналам реле времени.
Дополнительный вентилятор с дроссельной заслонкой на
входе предназначен для обеспечения и
поддержания необходимого избыточного давления
воздуха в аппарате, что предотвращает
поступление атмосферного воздуха через неплотности
загрузочного и разгрузочного шлюзов и
создает условия для длительной непрерывной
работы установки.
Цикл подачи лотков в аппарат и время
замораживания задаются настройкой реле времени
в зависимости от вида продукции. При этом с
учетом того, что в шахте аппарата размещается
девять лотков, цикл подачи лотков Дт (ч),
производительность аппарата G (кг/ч), масса
продукта, загружаемого в лоток, М (кг) и время
замораживания т (ч) связаны следующими
соотношениями:
M-GAt.
При проектировании аппарата его
конструктивные параметры выбирали из условия
обеспечения замораживания мелкого продукта в
псевдоожиженном слое при гидравлическом
сопротивлении аппарата, соответствующем
характеристикам турбохолодильной машины.
Расчетные зависимости гидравлического
сопротивления слоя продукта и скорости воздуха
в режиме псевдоожижения от диаметра частиц
продукта показаны на рис. 2. Как видно, при-
щм/с
р,Па
- 800
-600
- ш
-200
h/J
у^Гр\
ао/
0,02
0,OJ
Рис. 2. Расчетные зависимости гидравлического
сопротивления слоя продукта р и скорости воздуха w в режиме
псевдоожижения от диаметра частиц продукта d.
13

нятому гидравлическому сопротивлению
аппарата 800 Па соответствует скорость воздуха
2,4 м/с.
При этом продукт с частицами диаметром до
25 мм замораживается в псевдоожиженном слое,
а с более крупными частицами в плотном слое.
В связи с этим поперечное сечение шахты
аппарата было выбрано из условия получения
скорости перед слоем 2,5 м/с.
Установка УМ-1 имеет следующие основные
технические параметры: производительность
(на расчетном режиме) 200 кг/ч, потребляемая
электрическая мощность 87 кВт, масса 5500 кг,
длина 12, ширина 3,4 и высота 2,4 м.
Целью опытно-промышленных испытаний
установки являлось:
— отработка механической части аппарата
для обеспечения его длительной работы при
температурах воздуха, выходящего из машины,
до —100° С;
— снятие теплотехнических характеристик
установки УМ-1, определение ее
производительности при замораживании ягод и плодов и
сведение теплового баланса;
— исследование процесса быстрого
замораживания различных видов плодов, ягод и овощей
при температурах холодного воздуха от —50
до —100° С;
— отработка технологических режимов
замораживания различной продукции;
— определение максимального времени
непрерывной работы установки.
Установка была оснащена системой измерений,
позволяющей определять температуры и
давления в различных точках воздушного тракта,
расход воздуха через аппарат и утечки из него
воздуха (рис. 3).
Вследствие сложности замера температур
плода в движущихся лотках процесс
замораживания записывали на ЭПП-09 при неподвижных
лотках и средней температуре воздуха, после
чего содержимое лотка помещали в сосуд Дьюа-
Рис. 3. Экспериментальный стенд установки с системой
измерений:
/ -— машина TXM1-25; 2 — водяные пьезометры; 3 — сопла
Витошинского; 4 — скороморозильный аппарат; б —
регистрирующий прибор ЗПП-09М; 6 — электрический
воздухонагреватель.
14
ра и фиксировали процесс выравнивания
температур по объему плода.
Температуру воздуха измеряли трехспайной
медь-константановой термопарой, температуру
в плоде хромель-копелевыми термопарами и
регистрировали на ленте самопишущего
прибора ЭПП-09М с точностью измерения =?2° С;
давление воздуха — водяными пьезометрами с
точностью ±2 (мм вод. ст.); расход воздуха —
с помощью сопел Витошинского, оборудованных
трубками Пито и термопарами, при этом точность
измерения расхода воздуха --?0,025 кг/с.
Эталонным для каждого вида продукта счи- ^
талось время замораживания, при котором
средняя конечная температура плода составляла
—18-^—20° С.
По результатам замеров температуры и
расходов воздуха определяли холодопроизводи-
тельность машины и по расходу замороженного
продукта сводили тепловой баланс установки.
Испытания показали работоспособность
аппарата до температуры воздуха на входе в него
—90° С и соответствие его характеристик
расчетным.
При температуре воздуха на входе в аппарат
—50-j- —55° С производительность его
составила 205—213 кг/ч, а при —70° С — 180 кг/ч.
При имевшейся негерметичности шлюзов
аппарата (утечки холодного воздуха до 8%)
обеспечивалась непрерывная работа в течение
8 ч, после чего требовалась осушка
регенераторов машины ТХМ1-25. Как показали
исследования, введение мероприятий по повышению
герметичности аппарата значительно повысит
производительность и увеличит время
непрерывной работы установки до 20 ч и более.
Тепловой баланс установки определяли из
следующего соотношения:
Q=Qi+Q2+Q3+Q4,
где Q0 — холодопроизводительность машины ТХМ1-25;
Qi — теплопритоки от продукта при его
охлаждении от окружающей температуры до заданной
средней конечной температуры (—18° С);
Q2 — теплопритоки через теплоизоляцию аппарата
и воздуховодов;
Q3 — теплопритоки от лотков;
Q4 — потери холодопроизводительности с утечками
холодного воздуха из аппарата.
Тепловой баланс показывает, что коэффициент
Qi
полезного использования холода ф =^-
примерно
но равен 70%. При этом расход холода на
замораживание составил 4,6Ы05 Дж/кг
(ПО ккал/кг).
На рис. 4 представлена зависимость
производительности установки УМ-1 от температуры
наружного и подаваемого к аппарату воздуха
при абсолютной влажности окружающего
воздуха 9 г/кг.

GjKd/ч
ZOO
150
WO
V tu°c \
10
zo
JO
tHrC
Рис. 4. Зависимость производительности G установки
УМ-1 от температуры наружного tH и подаваемого t1 к
аппарату воздуха.
При отработке режимов замораживания
наблюдалось растрескивание сливы и вишни
при температуре воздуха на входе в аппарат
ниже —60° С. Это связано с применением для
замораживания низких температур и
усугубляется прямоточным движением продукта и
холодного воздуха.
Для уменьшения количества механических
повреждений продукта в серийном варианте
скороморозильной установки предусмотрен
клапан переключения направления движения
воздуха. При этом мелкие плоды и овощи
замораживаются в псевдоожиженном слое при
прямоточном движении холодного воздуха и
продукта, а крупные — в плотном слое, при
противотоке.
В 1971—1974 гг. установка была испытана на
Адыгейском консервном комбинате
Краснодарского управления консервной
промышленности. В испытаниях участвовали Гипронисель-
пром Минсельхоза СССР и кафедра
технологии консервирования Краснодарского
политехнического института.
Исследования замороженной на установке
продукции показали, что она имеет высокое
качество, в значительной степени сохраняя
внешний вид и состав свежей.
В сентябре 1973 г. установка успешно
прошла междуведомственные приемочные
испытания и рекомендована к серийному
производству.
По данным института Гипронисельпром,
наряду с установками производительностью около
200 кг/ч весьма перспективны установки
производительностью до 600—800 кг/ч. Это
повышает эффективность их применения на крупных
пищевых предприятиях.
В ПОРЯДКЕ ПОСТАНОВКИ ВОПРОСА
УДК 621.575.003
Эффективность применения абсорбционных
и компрессионных холодильных установок в промышленности
Канд. техн. наук С. П. СУШОН,
канд. техн. наук А. И. РУДНИЦКИЙ,
канд. экон. наук М. И. МИНЦ
Украинский филиал НИИПиН при Госплане СССР
В настоящее время в промышленности
применяются несколько типов абсорбционных
холодильных установок (АХУ):
водоаммиачные одно- и двухступенчатые,
использующие тепло пара котлов-утилизаторов,
промышленных котельных и отборов турбин
ТЭЦ, физическое тепло горячих газов с
температурой 180—200° С, тепло перегретой воды
с температурой 160—180° С и другие
энергоносители;
бромистолитиевые, работающие на
низкопотенциальном тепле или использующие побочные
энергетические ресурсы (пар избыточным
давлением 70—250 кПа, горячую воду с
температурой 70—120° С).
При определенных условиях применение АХУ
приводит к более совершенной системе холодо-
снабжения, при этом они могут оказаться
эффективнее, чем широко распространенные
компрессионные холодильные установки (КХУ).
При проектировании новых холодильных
станций, а также расширении действующих выбор
типа холодильных установок должен быть
обоснован с учетом развития энергетической си-
15

стемы страны, а не только отдельного
промышленного предприятия( или промышленного узла).
Полученные с использованием цен и тарифов
на энергоносители локальные решения по
выбору типов холодильных установок,
эффективные для отдельных промышленных предприятий,
в ряде случаев могут быть неэффективными для
народного хозяйства в целом.
До настоящего времени при выборе типа
установок для холодоснабжения промышленных
предприятий проектные и другие организации
часто не учитывают необходимые показатели
и не применяют замыкающих затрат на топливо
и- электроэнергию, что иногда приводит к
необоснованным решениям. В связи с этим назрела
необходимость создания научно обоснованной
методики определения экономической
эффективности применения АХУ в промышленности.
Такая методика разработана в Украинском
филиале Научно-исследовательского института
планирования и нормативов *.
В основу «Методики определения
экономической эффективности применения абсорбционных
холодильных установок в промышленности»
легли основные положения «Типовой методики
определения экономической эффективности
капитальных вложений» [1].
«Типовой методикой» при выборе варианта
технического решения рекомендуется
сопоставлять характерные для каждого рассматриваемого
варианта удельные полные приведенные
затраты на выработку холода. Более эффективным
считается вариант, который характеризуется
меньшей величиной приведенных затрат на
выработку холода [2].
Полные приведенные затраты на единицу
выработанного холода (руб/Гкал холода)
определяются по формуле
3 = И+ЕК, A)
где И — эксплуатационные расходы на выработку
холода, руб/Гкал холода;
Е — нормативный коэффициент эффективности
капитальных затрат (принимается равным 0,12);
К — капитальные затраты на холодильную
установку, руб/Гкал холода.
Сравнительный расчет экономической
эффективности АХУ, использующих различные
энергоносители, должен учитывать состояние
топливно-энергетического хозяйства данного
экономического района и всей страны в целом.
Поэтому затраты на энергоносители необходимо
оценивать по замыкающим затратам на топливо,
тепловую и электриче скую энергию, определяе-
* Кроме авторов статьи, в разработке методики приняли
участие канд. техн. наук Г. Н. Шмуйлов (ВНИИхо-
лодмаш), канд. техн. наук |М. С. Карнаух | (ОКБ
ЭТХИМ^и канд. техн. наук Ф. С. Абдулаева (ЛТИХП).
мым в результате оптимизации
топливно-энергетического баланса всей страны.
Методика составлена для обоснования выбора
типа холодильных установок, работающих:
на паре отборов турбин ТЭЦ (замыкающие
затраты на энергоноситель формируются по
замыкающим затратам на тепловую энергию,
получаемую от рассматриваемой замыкающей ТЭЦ);
на паре промышленных котельных
(замыкающие затраты на энергоноситель формируются
по замыкающим затратам на тепловую энергию,
получаемую от рассматриваемой замыкающей
котельной);
на побочных (вторичных) энергетических
ресурсах (ПЭР) (замыкающие затраты на
энергоноситель оцениваются в зависимости от условий
энергоснабжения от источников ПЭР и
утилизирующих эти побочные энергетические ресурсы
устройств);
на жидком или газообразном топливе
(замыкающие затраты на энергоноситель
рассчитываются по замыкающим затратам на
используемое топливо).
При выполнении расчетов по выбору типа
холодильных установок за базовые принимаются
соответствующие компрессионные установки.
Замыкающие затраты на энергоноситель для
КХУ определяются по замыкающим затратам
на электрическую энергию.
Сравниваемые варианты (АХУ и КХУ)
должны быть приведены к одинаковой холодопроиз-
водительности при обеспечении заданной
должной надежности холодоснабжения обеими
установками.
Расчеты выполняются с учетом режимов
работы холодильных установок в течение года:
базисного (время работы свыше 7000 ч/год);
неравномерного (время работы менее 7000 ч/год);
сезонного (время работы — летний сезон,
период минимального потребления энергии).
Для холодильных установок с сезонным
режимом работы замыкающие затраты на
энергоносители формируются только по затратам на
топливо, расходуемое на тепловых
электростанциях, без учета затрат на энергетическое
оборудование и строительство станции.
При определении экономической
эффективности сравниваемых вариантов (КХУ и АХУ)
учитываются все элементы затрат, связанных
с выработкой холода,— капитальные затраты
и эксплуатационные расходы, как
неэнергетические, так и энергетические.
Элементы капитальных затрат: строительство
зданий и сооружений холодильных станций;
основное и вспомогательное оборудование и его
монтаж; арматура, трубопроводы, приборы
контроля и средства автоматики; первое заполнение
установки рабочим веществом, маслом и т. д.
и

Элементы эксплуатационных расходов:
амортизационные отчисления на оборудование,
здания и абсорбент; затраты на текущий ремонт,
профилактическое обслуживание; дозаправку
маслом, абсорбентом; на хладагент; заработная
плата обслуживающего персонала с
начислениями; затраты на охрану труда и др.
Неэнергетические приведенные затраты на
единицу выработанного холода в КХУ (руб/Гкал
холода) определяются по формуле
B)
где|7/*э— эксплуатационные расходы (без
энергетических затрат), руб/Гкал холода;
/С*э — суммарные капитальные затраты, руб;
Фо°Д — годовая выработка холода холодильной
установкой (станцией), Гкал холода/год.
Неэнергетические приведенные затраты на
единицу выработанного холода в АХУ подсчиты-
ваются аналогично.
Энергетические затраты на единицу
выработанного холода в КХУ (руб/Гкал холода) [3]
находятся по удельному расходу
электроэнергии на привод основных и вспомогательных агре-
гатов^и по замыкающим затратам на
электрическую энергию, установленным для района, в
котором расположено предприятие, с учетом
режима работы холодильной установки в течение
года и затрат на транспорт и распределение
электроэнергии. Расчет ведется по формуле
'И
A + од фэ
ДЗ.
hn
¦(W9+WB.S),
C)
где as — относительные потери электроэнергии в
распределительных сетях;
Фэ — замыкающие затраты на электроэнергию
для объединенной энергетической системы
(ОЭС), руб/(МВт-ч) (замыкающие затраты на
топливо — уголь, нефть и природный газ,
тепловую и электрическую энергию для
различных экономических районов в статье не
не приводятся);
A3 — приведенные затраты на сооружение и
эксплуатацию распределительных
электрических сетей, руб/МВт;
hn — количество часов работы холодильной
станции, ч/год;
^Э'^в.э — удельный расход электроэнергии на привод
соответственно основных и вспомогательных
агрегатов установки, МВт«ч/Гкал холода.
Замыкающие затраты на электроэнергию
руб/(МВт -ч) по ОЭС определяются в зависимости
от режима работы холодильных установок:
при базисном режиме принимаются по их
значениям для базисного периода;
при неравномерном режиме (за исключением
случая работы установок в летний период)
3 Холодильная техника JNfe 11
величина замыкающих затрат на
электроэнергию рассчитывается по формуле [4]
фэ
Н {hn — /*пик) Ф§ + Ьпик (he-hn) q?HK
(ho-
'пик,
)hn
D)
где /i6, /1пик — годовое число часов использования
максимума соответственно в базисной (h^ =
= 7 тыс. ч/год) и пиковой (йпик=1 тыс.
ч/год) зонах графика нагрузки ОЭС;
Фб? Фпик ~" замыкающие затраты на выработку
электроэнергии соответственно в базисной и
пиковый периоды годового использования
максимума нагрузки потребителями,
руб/(МВт-ч);
при сезонном режиме находятся по
замыкающим затратам на топливо и по удельному его
расходу на замыкающей ТЭС * в данной ОЭС:
ФЭ = Фоэс^оэс,
E)
где Фоэс ~~ замыкающие затраты на топливо,
сжигаемое на замыкающей ТЭС, руб/т у. т.;
Ьоэс — удельный расход топлива на замыкающей
ТЭС, т у. т./(МВт-ч).
Затраты на распределительные сети
электроэнергии от подстанции высшего напряжения
ОЭС до холодильной станции формируются в
зависимости от принятого напряжения и
конкретной схемы электроснабжения холодильных
установок. (Эти затраты для трех характерных
схем электроснабжения потребителей в
зависимости от величины их нагрузки и района
расположения указаны в приложениях к методике
и в статье не приводятся).
Удельные полные приведенные затраты на
единицу выработанного холода в КХУ (руб/Гкал
холода) представляют собой сумму
энергетических и неэнергетических затрат:
3* = [<1 +а2)фэ +^fJ(^e+^B.e)-9Qr "Э. F)
Энергетические затраты для вариантов
теплоснабжения АХУ от различных источников
оцениваются по замыкающим затратам на тепло-
энергию. Последние носят локальный характер
и формируются по замыкающим затратам на
топливо и по затратам на установку
замыкающих источников теплоснабжения.
К замыкающим источникам теплоснабжения
могут быть отнесены строящиеся (проектируе-
* К замыкающим ТЭС относятся те электростанции,
которые способны воспринять возможные изменения
прироста электрической нагрузки,— как правило,
технически наиболее совершенные конденсационные,
а также специальные газотурбинные электростанции,
замыкающие в определенный период времени баланс
мощности (и электроэнергии) данной объединенной
электроэнергетической системы.
17

мые) ТЭЦ и промышленные котельные
(районные и местного значения).
Для случая, когда теплоснабжение
промышленного предприятия (проектируемой
холодильной станции) осуществляется от одного
источника (новая ТЭЦ или котельная), этот источник
принимается в качестве замыкающего для
данного предприятия. Если же теплоснабжение
предприятия осуществляется одновременно от
нескольких источников, то в качестве
замыкающего принимается источник, способный
воспринимать возможные изменения прироста тепловой
нагрузки и имеющий худшие
технико-экономические показатели производства (отпуска) тепло-
энергии.
Энергетические затраты на выработку холода
в АХУ определяются с учетом режима их
работы и типа замыкающего источника
теплоснабжения.
Для случая базисного и неравномерного
режима работы холодильной станции замыкающие
затраты на теплоэнергию (руб/Гкал), если
источником теплоснабжения выбрана ТЭЦ,
определяются из выражения:
(^тзц + ?Я"тэц) +
„тепл, + ДТ°ЭДЦ (ФТ±АЗ^Т + 3^) - W?gn Г , з
"Т'-'Р.т»
Фтэц~
«тэц G)
где Иу0зц — постоянная составляющая
эксплуатационных расходов по ТЭЦ, руб/год;
/СТЭц — капитальные затраты на ТЭЦ, руб;
#ТЭЦ — годовой расход топлива на ТЭЦ, т
у. т./год;
Фт — замыкающие затраты на топливо, руб/т
у. т.;
A3* — поправка на магистральный транспорт
топлива, руб/т у. т. (поправка для
замыкающих затрат на магистральный транспорт
топлива определяется в зависимости от
взаимного территориального размещения
конкретного потребителя и условного
центра потребления, для которого рассчитаны
замыкающие затраты на топливо);
3* — затраты на распределительный транспорт
топлива, руб/т у. т.;
И7т°эц — годовой отпуск электроэнергии от ТЭЦ,
МВт-ч/год;
фэ — замыкающие затраты на электроэнергию,
руб/(МВт-ч);
Qt°3LI — годовой отпуск тепла от ТЭЦ с учетом его
потребления АХУ, Гкал/год;
Зр.т — удельные приведенные затраты на
тепловые сети от источника теплоснабжения до
АХУ, руб/Гкал.
При сезонном режиме работы холодильной
установки в летний период (совпадающий с
минимумом тепловой нагрузки ТЭЦ и минимумом
электрической нагрузки ОЭС) замыкающие
затраты на тепловую энергию (руб/Гкал)
формируются на основе учета только топливной
составляющей затрат и рассчитываются по
выражению
Фтэц=
(фт±ДЗ^т+3^т) ДВ тэц-ф^с Д^э&оэс
Д<2
ТЭЦ
т-3
р.т>
(8)
где А^хэц — дополнительный расход топлива на ТЭЦ,
связанный с подключением АХУ,
т у. т./год;
Д^тэц — дополнительная выработка тепла ТЭЦ,
соответственно с теплопотреблением
АХУ, Гкал/год;
А^э — дополнительная выработка
электроэнергии на тепловом потреблении, связанная '
с подключением АХУ, МВт-ч/год.
Энергетические затраты на выработку холода
в АХУ (руб/Гкал холода) при замыкающем
источнике теплоснабжения ТЭЦ определяются
из выражения
Забс =
Фтэц X + [A + aJ *э + -^f ] W«•
(9)
где {¦ — тепловой коэффициент холодильной
установки.
Для базисного и неравномерного режима
работы АХУ замыкающие затраты на тепло-
энергию (руб/Гкал холода), если замыкающим
источником теплоснабжения выбрана
котельная, рассчитываются по формуле
ФкотЛ = (Якот + ЕК*0Т) +Ь„от (ФТ ~
дзтм.т+5и+3р.т,
A0)
где Як0т — постоянная составляющая удельных
эксплуатационных расходов по котельной,
руб/Гкал;
/Ск0Т — удельные капитальные затраты в
котельную, руб/Гкал;
Ькот — удельный расход топлива на отпуск тепла
из котельной, т у. т./Гкал.
При сезонном режиме работы холодильной
станции в летний период замыкающие затраты
(руб/Гкал холода) вычисляются по формуле
KIV = (<РТ * А5Тм.т + 3V &кот + Зр.т. A1)
Энергетические затраты на выработку холода
при замыкающем источнике тепла —
промышленной котельной определяются по формуле (9),
при этом вместо Ф^ц подставляется ср?е0птл •
Удельные полные приведенные затраты на
выработку холода в АХУ (руб/Гкал холода)
при теплоснабжении от замыкающего источника
(ТЭЦ или котельной) находятся из выражения
1 Г A3,
¦+| A+оОФ9 "
эабс .
гптепл
ТТЭЦ, кот
I
hn
+
И**с + ЕК%
абс
<г?од
WB. э+
A2)
Применение побочных энергетических
ресурсов для обогрева генераторов АХУ является

одним из возможных вариантов их
утилизации [5]. При этом в качестве энергоносителей
для АХУ могут быть непосредственно
использованы тепловые побочные энергетические
ресурсы, а также теплоэнергия, вырабатываемая
за счет ПЭР в утилизационных установках.
Однако наряду с этим возможно применение
ПЭР и для покрытия (с учетом перспективного
роста) других тепловых нагрузок
промышленного предприятия (промышленного узла).
Поэтому при определении экономической
эффективности АХУ, работающих на паре котлов-утили-
> заторов, стоимость пара в сравнительных
расчетах должна оцениваться по замыкающим
затратам (так же, как на теплоэнергию),
рассчитанным по формулам G), (8) или A0), A1),
в зависимости от замыкающего источника
теплоснабжения и режима работы холодильной
станции.
Для случая, когда использование пара
утилизационных установок на выработку холода
является единственно возможным вариантом его
потребления (т. е. единственно возможным
вариантом утилизации побочных энергоресурсов),
эффект от утилизации относится на выработку
холода в АХУ, а удельные полные приведенные
затраты (руб/Гкал холода) составят
Забс = J A + а2) Ф* + А-2.1 Гв>. +
И™* + ЕКут И^ + ЕК*?
а™* с <г0год
где #у°д — годовые экспл уатационные расходы на
утилизационную установку, включая расходы
на теплотрассу, руб/год;
/Сут — капитальные затраты на утилизационную
установку, включая затраты на
теплотрассу, руб;
фу°д — годовой отпуск тепла утилизационной
установкой, Г кал/год.
В тех случаях, когда утилизационная
установка является неотъемлемой частью
технологического агрегата — источника ПЭР, без которой
невозможна его работа, а также при
непосредственном использовании для АХУ побочных
энергоресурсов без преобразования
энергоносителя (физическое тепло дымовых газов,
физическое тепло продукционных газов и др.), в
затраты на утилизацию в формуле A3)
включаются только расходы на теплосети до холодильной
установки.
При выработке холода в АХУ, в которых
используются для обогрева генераторов
различные виды топлива (сжигание непосредственно
в топочных устройствах генераторов), величина
удельных полных приведенных затрат на
выработку холода (руб/Гкал холода)
вычисляется по формуле
Забс = (фТ ± дз*# т + зJ# т) Ъ* + |^A + аЕ) ер* +
+ L. ГВ.Э + _И? гпп нэ , A4)
К -I <2Го°д l }
где 6Т — удельный расход топлива на выработку 1 Гкал
холода, т у. т./Гкал холода.
При использовании для обогрева генераторов
АХУ природного газа замыкающие затраты
определяются в зависимости от периода работы
холодильных установок в году — в
отопительный или неотопительный период (сезон).
Экономический эффект (руб/год) применения
АХУ, по сравнению с КХУ, рассчитывается
как разность полных приведенных затрат на
выработку холода в компрессионных и
абсорбционных холодильных установках:
|51=[CK-3a6c)Qro«, A5)
где Зк, Забс—соответственно удельные полные
приведенные затраты на выработку холода в
КХУ и АХУ, руб/Гкал холода;
(?о°д~ годовая выработка холода, Гкал/год.
Капитальные затраты на выработку холода
в АХУ и затраты на реагенты для них в
настоящее время еще велики. Тем не менее при
серийном производстве абсорбционных холодильных
установок эти затраты могут быть существенно
снижены. Как показывают расчеты,
выполненные по предлагаемой методике для
конкретных случаев в определенных условиях,
применение абсорбционных установок оказывается
более эффективным, чем компрессионных.
Так, экономически эффективным оказывается
применение АХУ при их энергоснабжении от
ТЭЦ в летнее время. Положительный
экономический эффект дает также использование АХУ
при работе их на паре котлов-утилизаторов
ПЭР (если отсутствуют потребители этого пара
с лучшими показателями его использования).
Приведенные затраты на выработку холода в
АХУ при их энергоснабжении от котельных
даже в летнее время оказываются более высокими,
чем на выработку холода в КХУ.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Типовая методика определения экономической
эффективности капитальных вложений. М.,
«Экономика», 1969.
2. Захарин А. Г., Б р'а и л о в В. П.,
Денисов В. И. Методы экономического сравнения
вариантов в энергетике по принципу минимума приведенных
затрат. М., «Наука», 1971.
3. Методика технико-экономических расчетов в
энергетике. М., 1966.
4. Руководящие указания к использованию
замыкающих затрат на топливо и энергию. М., «Наука»,
1973.
5. Методика определения выхода и экономической
эффективности использования побочных (вторичных)
энергетических ресурсов. М., 1972.
3*
19

УДК 621.57.044.001.4
Испытания фреоновых пластинчато-ребристых конденсаторов
с воздушным охлаждением
Доктор техн. наук Г. Н. ДАНИЛОВА,
канд. техн. наук О. П. ИВАНОВ,
В. Н. БАРИЛО
Ленинградский технологический институт холодильной
промышленности
Возрастающий дефицит водопроводной воды и
опасность коррозии теплообменного
оборудования приводят к необходимости применения
в средних и крупных холодильных установках
воздушных конденсаторов. В связи с этим
важное значение приобретает совершенствование
конструкций и повышение интенсивности этих
аппаратов.
Наиболее полные исследования воздушных
конденсаторов для малых холодильных машин
выполнены Д. М. Иоффе [1, 2]. Им определены
коэффициенты теплопередачи и гидравлические
сопротивления некоторых типов трубчатых ореб-
ренных фреоновых конденсаторов поверхностью
1,5—15 м2 с суммарной тепловой нагрузкой
0,7—5 кВт для холодильных машин марок ФАК,
ИФ, ФГК. Однако недостаточная тепловая
эффективность, большие габаритные размеры и
масса не позволяют использовать их в средних
и крупных холодильных машинах.
В последнее время в различных областях
техники широкое распространение получили
пластинчато-ребристые (ПлР) теплообменники.
Интенсификация теплообмена в них
реализуется за счет турбулизации потоков теплоносителей
на различных ребристых поверхностях. Обзор
отечественной литературы, а также каталогов
и проспектов зарубежных фирм позволяет
считать, что ПлР аппараты при соответствующей
компоновке ребристых поверхностей могут быть
с успехом применены и в качестве теплообмен-
ных аппаратов холодильных установок.
Расчетно-теоретический анализ показал, что
использование ПлР поверхностей с
определенным типом и размером насадки в воздушных
конденсаторах дает возможность уменьшить
массу и габаритные размеры аппаратов и снизить
их стоимость по сравнению с трубчато-ребри-
стыми.
Отсутствие в литературе сведений о
применении ПлР аппаратов в технике умеренного
холода и каких-либо опытных данных об их
тепловой эффективности потребовало
специального экспериментального исследования. Целью
его было получение опытных данных для более
обоснованных рекомендаций по расчету,
проектированию и внедрению ПлР воздушных
конденсаторов.
Объектом испытаний были спроектированные
ВНИИхолодмашем, ЛТИХП и одесским^
СКВ ХМ и изготовленные СКТБ КХМ
две опытные модели ПлР конденсаторов
(рис. 1), различающиеся геометрией ребристой
поверхности на стороне воздуха. Модели
выполнены из сплава алюминия АМц путем пайки
в соляной ванне. Наружные размеры тепло-
обменного элемента — 280 X 280 мм по фронту
и 160 мм в глубину по ходу воздуха. Модели
конденсаторов проектировались исходя из
технологических возможностей изготовителя и
поэтому не отвечали оптимальным геометрическим
параметрам оребрения и оптимальному
соотношению поверхностей со стороны воздуха и
холодильного агента FJFa.
Геометрические характеристики опытных
моделей конденсаторов представлены в таблице.
Для проведения испытаний в ЛТИХП был
спроектирован и создан экспериментальный
стенд, схема которого показана на рис. 2.
Стенд состоит из аэродинамической трубы
замкнутого типа, принудительное движение воз
духа в которой осуществляется вентилятором 1
Рис. 1. Общий вид одной из исследованных моделей ПлР
конденсаторов.
20

Характеристики
Тип насадки
Толщина ребер 6, мм
Шаг ребер ир, мм
Гидравлический диаметр
d2, мм
Коэффициент оребрения
^ГЛ + ^Р
^гл
) Число каналов п
Фронтальное сечение
/фр, м2
Живое сечение fmmB, м2
Поверхность
теплообмена F, м2
Аппарат 1
сторона

Прерывистая
0,2
4,0
4,6
2,5
24
0,0728
0,0323
4,5
Аппарат 2
воздуха

Извилистая
0,2
3,9
4,0
2,8
24
0,0723
0,0320
5,6
Аппараты
1, 2,
сторона
фреона
Гладкая
0,2
3,0
3,2
2,3
23
0,0426
0,0102
3,6
V т
Рис. 2. Схема экспериментального стенда.
типа Ц4-70 № 4, и фреонового кольца,
представляющего собой термосифон.
Для устранения влияния входных условий
на аэродинамику испытываемых аппаратов были
предусмотрены участок стабилизации
протяженностью 3 м, хоннейкомб 2 и конфузор 3.
Скорость воздушного потока определяли в
сечениях А — А и Б — Б на расстоянии 80 мм
от модели конденсатора 4 с помощью
микроманометра ЦАГИ и пневмометрических трубок по
существующей методике и относили к узкому
сечению аппарата. Скорость регулировали
задвижкой 5.
Температуру воздуха на входе и выходе
испытываемой модели измеряли медь-констан-
тановыми термопарами в восьми точках каждого
из сечений А — А и Б — ?; возникающую тер-
мо-э. д. с.— с помощью потенциометра Р-306
класса 0,015 и гальванометра М-195/1 класса 1
по компенсационной схеме. Средние температуры
воздуха на входе в аппарат /вх и выходе /вых
определяли как средние арифметические из
показаний термопар в соответствующем сечении.
Необходимая температура воздуха на входе в
конденсатор обеспечивалась работой
воздухоохладителя 6.
Аэродинамическое сопротивление моделей
находили по перепаду статического давления в
двух сечениях аэродинамической трубы до и
после модели на расстоянии 100 мм. Измерение
и регулирование влажности воздуха в задачу
эксперимента не входили.
В качестве хладагента использовали фреон-12
и фреон-22. Тепловую нагрузку на
испытываемый аппарат создавали с помощью регулятора
напряжения РНО-250-10 электронагревателями
ТЭН-5 генератора пара 7, в цепь которых
включались ваттметры Д-566 класса 0,2. Давление
и температуру насыщения контролировали
двумя образцовыми манометрами класса 0,4 и
двумя термопарами, помещенными соответственно
в жидкий фреон и пар.
Температуры нагрева паров фреона на входе
в конденсатор и переохлаждения жидкости на
выходе из него измеряли термопарами,
установленными соответственно на верхнем и нижнем
коллекторах конденсатора. Трубопровод,
подающий пар в конденсатор, был снабжен
электронагревателем 8 для перегрева паров
хладагента. Проходя через испытываемый
конденсатор, хладагент конденсировался, отдавая тепло
воздуху, и через мерный сосуд 9 стекал в
генератор пара. Расход фреона определяли
объемным способом. Ниже указаны диапазоны
изменений определяемых величин:
Скорость воздуха в живом сечении wB, м/с 3—25
Температура конденсации хладагента t^ °C 25—45
Температура перегрева хладагента /п, °С 60—80
Температура воздуха на входе в конденсатор 15—30
Вт/м2
300—1000
Плотность теплового потока q F ,
Среднелогарифмический температурный пере- 2,5—13
пад ето, °С
Гидравлическое сопротивление модели Ар, Па 20—2000
Испытания проводили для вертикального и
горизонтального тока фреона при перекрестном
движении его с воздухом. В расчет принимали
среднюю тепловую нагрузку QK, определяемую
по мощности электронагревателей и количеству
конденсата с учетом тепла перегрева.
Несходимость теплового баланса не превышала 3%.
Среднее значение коэффициента
теплопередачи kf со стороны воздуха рассчитывали по
известной формуле
21

kw„ =
Fjfim
где FB— поверхность теплообмена со стороны
воздуха, м2.
На рис. 3 результаты эксперимента
представлены в виде зависимостей kp = f (wB) и Ар =
= /(»b).
Анализ данных показывает, что из двух
испытанных аппаратов лучшим является аппарат 1,
ребристая поверхность которого по стороне
воздуха образована прерывистой насадкой.
Коэффициент теплопередачи в нем выше на
25—30%, гидравлическое сопротивление, а
значит, и затраты электроэнергии на вентиляторы
ниже вдвое. На наш взгляд, это можно
объяснить следующим. Частое разрушение
образующегося ламинарного подслоя в прерывистой
насадке аппарата 1 улучшает условия
теплообмена в ней. В аппарате 2 приведенная глубина
(с учетом извилистости канала) в 1,2 раза
больше, чем в аппарате 1, а угол при вершине гофра
составляет примерно 120°, что не обеспечивает
безотрывного обтекания поверхности потоком
и создает| возможность возникновения
дополнительной внутренней циркуляции воздуха в
потоке, которая не интенсифицирует теплообмен,
но требует затраты мощности.
Штрих-пунктирными линиями на рис. 3 отмечены области kp
и Ар для трубчатых оребренных конденсаторов
(глубиной L = 94 мм) по данным Иоффе [1,2].
Заметного влияния перегрева хладагентами
ориентации фреоновых каналов на величины kp
в опытах выявлено не было (см. рис. 3).
~^ Во время испытаний аппарата 1 определяли
также локальные значения /в.ЛОк и &Р по ГЛУ"
бине. Для этого изолированную термопару в
тонкой игле и трубку Пито вводили в воздушные
каналы на различную глубину. Было выявлено,
что интенсивность теплообмена изменяется в
значительных пределах по глубине аппарата L,
быстро убывая от входного к выходному
сечению, в то время как аэродинамическое
сопротивление прямо пропорционально глубине
аппарата.
Результаты этих опытов представлены на
рис. 4. На основании анализа графиков рис. 4
представляется важным обоснованный выбор
размера L при проектировании. Приняв в
качестве критерия для этого выбора коэффициент
подогрева воздуха
*B.J!
t*
1
'в.,
¦tB
и задавшись его рациональной величиной (г]=
= 0,7 4- 0,8), можно найти необходимую
глубину аппарата для заданной скорости движения
воздуха.
Ьс.,Вт/(м2-К)
Ар, Па
1000
20vrg,M/c
Рис. 3. Сравнение характеристик воздушных
конденсаторов:
1 — аппарат 1; 2 — аппарат 2; О, л — ~kp без перегрева,
фреоновые каналы вертикальные и горизонтальные; -\ kp с
перегревом, фреоновые каналы вертикальные; ф — Ар.
700\
1 V алок
^-щз°с
*ш^—^
А
А
А
А
t;c
36
32 .
28
20
7
0,8
0,7\
оА
0,5\
ОЛ
02
—
Jp
у?
-—^Igfc3rt/b
Xl ^х^
У\П
i
\
1
1
1
^J^-
::^^>'
\
\
-r^rl
"\
"^
н
Ар,/1а
50
100
150
\гоо
U,cm
Рис. 4. Локальные характеристики ПлР конденсатора:
а — температуры конденсации t— и воздуха ^в#лок и удельный
теплосъем <7лок; б — гидравлическое сопротивление Ар и
коэффициент подогрева т)«
22

Рис. 5. Сравнение результатов эксперимента с
литературными данными:
1 — опытные данные, аппарат 1; 2 — по данным Е5]; 3,4,5 —
соответственно ПлР-1, ПлР-2, ПлР-3 по данным U1; 6, 7 —
соответственно поверхности 1,8 по данным|6J; 8 — по данным [3 ]
Пример такого расчета приведен на рис. 4:
при ц = 0,8 и скорости воздуха wB = 3 м/с
глубина аппарата L должна быть равна 50 мм.
При этом аэродинамическое сопротивление
снизится вдвое, а общая тепловая нагрузка
уменьшится незначительно.
На рис. 5 в координатах Nu = / (Re)
сопоставлены результаты проведенного
эксперимента с данными ряда авторов. Геометрические
характеристики всех сравниваемых
поверхностей представлены на рис. 6.
~]Fj8
I**
1?
?'
-*—*н
ш
10,5
\7,5
6,6
<
-*г-
•7
8_
J \
»-]
7Щ1
Рис. 6. Геометрические
характеристики сравниваемых
поверхностей теплообмена:
а, б, в — соответственно ПлР-1,
ПлР-2, ПлР-3 [4]; г, д —
соответственно поверхности 1,8 по
данным [6]; е, ж —- соответственно
поверхности 2,3 по данным [5]
(исследованные авторами
поверхности по геометрическим
характеристикам совпадают с
поверхностями е, ж); з — по
данным [3].
23

Как видим из рис. 5, результаты проведенных
экспериментов (линия /) хорошо согласуются
с данными Е. В. Дубровского и А. И.
Федотовой [3] для рассеченной поверхности (линия<5),
геометрические параметры которой наиболее
близки к исследованным нами. Линии 4, 5 для
поверхностей ПлР-2 и ПлР-3, рассмотренных
в работе [4], лежат выше, что можно объяснить
лучшими условиями теплообмена для них,
поскольку длина ребра по ходу воздуха меньше и,
следовательно, разрушение пограничного слоя
происходит чаще. Зависимость Nu = / (Re) для
поверхности ПлР-1 (линия <3), имеющей более
длинные ребра, располагается ниже. Следует
отметить некоторые качественные и
количественные различия результатов нашего
эксперимента с данными Г. С. Антоненко и др. [5]
(линия 2), исследовавшими ту же поверхность
на стороне воздуха в маслоохладителях.
Результаты исследования позволяют сделать
следующие выводы.
При глубине аппаратов L = 50 мм для
испытанных моделей конденсаторов тепловые и
аэродинамические характеристики оказались лучше,
чем для соответствующих трубчато-ребристых.
В аппарате 1, на воздушной стороне которого
установлена прерывистая насадка,
коэффициенты теплопередачи на стороне воздуха kp при-
УДК 621.512:621.797
Э. М. БЕЖАНИШВИЛИ, В. М. ПОПОВ
ВНИИхолодмаш
Отказы поршневых холодильных компрессоров
по форме проявления могут быть
классифицированы как постепенные и внезапные (рис. 1).
Постепенный (параметрический) отказ
компрессора — это чаще всего результат
постепенного изменения его контролируемых параметров
(производительности, потребляемой мощности,
расхода смазочного масла, уровня шума и
вибрации, зазора в сопряжении и др.) вследствие
износа трущихся деталей. Момент выхода
любого из контролируемых параметров за
допустимые пределы определяет отказ.
Внезапный отказ связан с повреждениями,
недопустимыми перемещениями или поломкой
мерно на 25—30% выше, а перепад давлений Ар
примерно вдвое ниже, чем в аппарате 2 с
извилистой насадкой.
Выбор глубины и фронтальных размеров
конденсатора следует увязывать с напорными
характеристиками вентилятора и предполагаемыми
условиями работы, т. е. задаваться* величинами
WBJ Д/7, Т], /фр.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Иоффе Д. М. Конденсаторы с воздушным
охлаждением для малых холодильных агрегатов. М., Госторг-
издат, 1958.
2. И о ф ф е Д. М. Аэродинамическое сопротивление
трубчатых теплообменников с пластинчатыми ребрами.—
«Холодильная техника», 1973, № 2, с. 21—23.
3. Дубровский Е. В., Федотова А. И.
Исследование пластинчато-ребристых теплообменных
поверхностей.— «Холодильная техника», 1971, № 12, с. 31—33.
4. Кейс В. М., Лондон А. Л. Компактные
теплообменники. М., Госэнергоиздат, 1967.
5. Экспериментальное исследование
некоторых пластинчато-ребристых поверхностей теплообмена.
— «Вопросы радиоэлектроники». Сер. «Тепловые
режимы, термостатирование и охлаждение
радиоэлектронной аппаратуры», 1973, вып. 1, с. 97—101. Авт.: Г. С.
Антоненко, А. Д. Бирман, Ю. Н. Дубов, И. А. Мороз,
П. М. Шляк.
6. Воронин Г. И., Дубровский Е. В.
Эффективные теплообменники. М., ^Машиностроение», 1973.
одной или нескольких деталей (например,
клапанных пластин) компрессора, после чего
компрессор приходит в состояние
неработоспособности. Внезапные отказы возникают
неожиданно и не поддаются прогнозированию.
Для поддержания холодильных
компрессоров в исправном состоянии, предупреждения
нарастания потока отказов, а также для
восстановления утерянной вследствие изнашивания,
усталости, коррозии и старения
работоспособности на предприятиях проводят комплекс ре-
монтно-восстановительных и профилактических
работ.
Стратегия* технического обслуживания и
ремонтов холодильных компрессоров должна
состоять из двух самостоятельных видов
профилактических мероприятий:
планово-предупредительных замен, предназна-
Оптимизация периодичности технического обслуживания
поршневых холодильных компрессоров
24

Отказы
холодильных
компрессороб
'По форме прояЗления
Внезапные
Постепенные1
По причинам
бозникнобения
Дефекты
изготобления
и отклонения
8 режиме
^эксплуатации
Усталостные
\разруш.ения
По бозможности
прогнозиробания
Процессы
изнашиЗания
и старения
Непрогнозир(/емь(е
Прогнозируемые
Рис. 1. Классификация отказов холодильных
компрессоров.
ченных для предупреждения отказов, вызванных
процессами изнашивания, коррозии и старения
деталей и узлов компрессоров и связанных с
выработкой их ресурсов;
профилактик (известных в литературе как
проверки), предназначенных для
предупреждения внезапных отказов, возникающих вследствие
накопления усталостных повреждений в
деталях.
До настоящего времени отсутствует научно
обоснованная система технического
обслуживания и ремонтов холодильного оборудования,
в связи с чем при определении объемов и
периодичности профилактических мероприятий
исходят из практического опыта.
Задача определения периодичности указанных
видов профилактических мероприятий относится
к классу экстремальных и с экономической
точки зрения должна обеспечивать минимум
затрат на проведение технического
обслуживания и ремонтов компрессоров.
В настоящей статье предлагается методика
определения оптимальной периодичности
проведения планово-предупредительных замен
сменяемых конструктивных деталей и узлов
поршневых холодильных компрессоров *.
Постановку задачи поясним на примере
(рис. 2). v
Методика определения оптимальной периодичности
профилактик будет рассмотрена в отдельной работе.
Предположим, что ресурс некоторой сменной
детали подчиняется нормальному закону
распределения. Если по режиму эксплуатации
компрессора, в котором используется эта деталь,
возникновение отказа недопустимо, то период
замены выбирают равным:
[ пр
За;
если желательно полностью исчерпать ресурс
детали, то период замены должен составить:
Гпр ^ 7"м + За;
если задано требование, чтобы между двумя
плановыми заменами было не больше A00—у)
процентов отказов, то период замены определяют
следующим образом:
^пР = Тм — и(У>
где и — квантиль нормального распределения,
соответствующий ^-процентам.
В частности, при ТпР= Тм (у = 50%) в
состоянии отказа будут находиться и потребуют
внеплановых замен 50% деталей. Чем больше
наработка на предупредительную замену (ГпР
приближается к Гм +3а), тем меньше влияние
предупредительных замен на число
возникающих отказов и внеплановых замен.
Для поддержания работоспособности
технического устройства на требуемом уровне широко
применяется правило предупредительных
замен, основанное на некотором
недоиспользовании ресурса деталей и узлов (установлении
Рис. 2. у-проценты и 7"РесУРсы в случае нормального
распределения ресурсов:
Удр — наработка на предупредительную замену; Т —
математическое ожидание ресурса; а — среднеквадратическое
отклонение ресурса.
4 Холодильная техника № 11
25

у-ресурса). Периодичность плановых замен
обосновывается критериями оптимальности для
каждого конкретного технического устройства
и условий эксплуатации. Критерии могут быть
как экономические (например, средние затраты
на эксплуатацию в единицу времени), так и
регламентирующие надежность устройства
(например, коэффициент готовности не ниже...).
Наиболее полно тебрия
планово-предупредительных замен разработана в работе [1].
Здесь рассмотрены правила проведения
предупредительных замен для различных критериев
оптимальности. Однако практические
результаты получены для бесконечного интервала
времени, для конечного же интервала времени
существование решения лишь доказано.
Для холодильных компрессоров можно было
бы применить разработанные в других
отраслях методы обоснования систем технического
обслуживания машин и механизмов, но ни один
из них не дает четкого разделения стратегии
технического обслуживания по
предупреждению двух видов отказов (постепенных и
внезапных). Это может быть объяснено тем, что при
сборе и обработке статистической информации
не всегда представляется возможным
структурно выделить различные потоки отказов.
Если же рассматривать
планово-предупредительные замены как профилактические
мероприятия, предназначенные для предупреждения
только постепенных отказов, можно
существенно упростить задачу построения оптимальной
системы технического обслуживания
поршневых компрессоров. Тем более, что
статистическая обработка результатов стендовых и
эксплуатационных испытаний компрессоров
позволяет получить объективную характеристику
процессов изнашивания компрессора,
определить скорости изнашивания его основных
деталей и, как будет показано ниже, функцию
распределения ресурсов деталей.
Предлагаемая методика определения
оптимальной периодичности плановых замен деталей
и узлов поршневых холодильных компрессоров
основывается на правиле групповых
принудительных замен, по которому все детали данного
типа заменяются одновременно в момент
времени kT (k = 1, 2 . . .) независимо от
возникновения отказов в межремонтный период.
Критерием оптимальности принята величина
суммарных затрат на устранение отказов и
проведение плановых замен на периоде
оптимизации (ремонтном цикле)
^общ = Сг + С2 A)
где Сг — затраты на плановые замены;
С2 — затраты на устранение отказов.
Оптимальной периодичности соответствует
минимум суммарных затрат.
При разработке методики были приняты
следующие допущения:
выработка ресурса детали любого
наименования приводит к ее отказу и соответственно
к отказу компрессора в целом;
устранение отказа производится сразу после
возникновения, затраты времени на его
устранение малы, т. е. восстановление можно считать
мгновенным;
процесс восстановления является
стационарным, что объясняется большим объемом парка
холодильных компрессоров и разновременностью
ввода в эксплуатацию компрессоров,
прошедших период приработки.
Решим поставленную задачу в общем виде
для некоторого конечного интервала времени Тг
(периода оптимизации).
Разобьем наработку 7\ на п периодов дли-
Т
тельностью —, в конце каждого из которых
детали заменяются принудительно. Вероятность
т
безотказной работы одной детали на периоде —
равна р( —), а вероятность безотказной работы
группы из Р деталей за то же время —Рр (~7Г) •
Отнесем безотказную работу группы деталей
на периоде -1- к числу «успешных» исходов
испытаний. Возникновение отказов на этом периоде
определим как «неуспешный» исход испытания.
Рассматриваемая ситуация соответствует
модели биномиального распределения при
вероятности появления «успешного» исхода,
равного Рр( —), в каждом из п периодов.
Математическое ожидание m числа «успешных»
т
периодов —, характеризующихся безотказной
работой группы деталей, определяем по формуле
Ет = пРЭ , B)
а числа «неуспешных» периодов — по формуле
Е'т = п(\-Р*). C)
Суммарная наработка Р деталей одной группы
на всех «неуспешных» периодах составляет
2Г = лA-Р0)^- р. D)
С учетом стационарности процесса
восстановления получаем среднее число отказов N на
периоде оптимизации 7\:
где Г —средний ресурс детали.
Критерий оптимальной периодичности
предупредительных замен записываем в следующем
виде:

С0бщ=Сэ(«-1) + A-Рр)^- РС0
F)
где С3 — затраты на плановую замену группы
одноименных деталей;
Сотк — затраты на устранение одного отказа детали
из группы одноименных.
Конкретизируем выражение F) для наиболее
часто встречающихся законов распределения
ресурсов деталей.
Для закона Вейбулла
Собщ = С3(/г— 1) +
+ 1 - ехр Р
иш
РСС
G)
для
нормального закона
Собш = ^з \п
и
+ U-\F '
т -Ч-
1)+
ji рь0Тк,
(8)
где а, Ь — параметры распределения Вейбулла;
а — среднеквадратичное отклонение ресурса
детали;
F0 — табулированная функция Лапласа.
Необходимым условием оптимальности
является равенство нулю первой производной
уравнения A) по переменной п:
dn
¦ = 0.
(9)
Для произвольной функции распределения
ресурсов необходимое условие оптимальной
периодичности замен после подстановки в
выражение (9) уравнения F) имеет вид
(dP\Ti
^з ^о
A0)
Отсюда для закона Вейбулла:
= р
7\ \ь+х
an
г \л +
для нормального закона:
+)-
C)'
(Н)
'ОТК
X
11
Т
1
('-*)¦
^о
а У 2л
2а»
X
Р-1
A2)
где Г — гамма-функция.
Исходными данными для решения являются:
функции распределения ресурсов деталей;
затраты на плановые замены; затраты на
устранение отказа каждой детали.
Средние ресурсы деталей компрессоров
определяют по результатам стендовых и
эксплуатационных испытаний, статистическая обработка
которых позволяет установить вид и параметры
законов распределения скоростей изнашивания
деталей в трущихся сопряжениях. Для расчета
оптимальной периодичности предупредительных
замен по предлагаемой методике возникает
дополнительная задача определения функции
распределения ресурсов по известной функции
распределения скоростей изнашивания деталей.
В соответствии с работой [2] проведем
выкладки.
Общий случай линейного износа может быть
представлен в виде
W (/) = ct + ft. A3)
Пусть с и ft — независимые случайные
величины, характеризующиеся нормальным законом
распределения. Тогда функция W (t) также
распределена по нормальному закону с параметрами
М [W(t)] = М [с] t +M [/i], A4)
D IW(t)] = t2D [с] +D [ft]. A5)
Если М — предельно допустимый уровень
износа, то из очевидного равенства
Р [%>Т] = Р [сТ +h^M]
и нормальности W (t) следует, что
M — M[h]
P[t>T]=F0
М[с]
у°
[с] Т* + D [h]
М*[с]
A6)
Полученное распределение времени т носит
название дисперсионного распределения Бер-
штейна. От нормального оно отличается тем,
что D [т] зависит от Т и имеет вид
D[c]T* + D[h]
М2[с]
const имеем
о,
Тсуп
V[c]
A8)
Для случая ft = ft0
, Ш fe. » D [ft]
и распределение A6) с учетом того, что Г== — t
приобретает вид
P[T>~*"J=J
где ТсР —средний ресурс детали;
V[c] — коэффициент вариации скоростей
изнашивания.
Таким образом определяют функцию
распределения ресурсов при нормальном законе
распределения скоростей изнашивания.
Для случая распределения скоростей
изнашивания по закону Вейбулла имеем:
Р[т>Г] = ехр-[(^)Ь]. A9)
т
Параметры а и 6, зависящие от-~, можно
вычислить следующим образом.
Используя выражение A7) для дисперсии
D [т], получаем при D [ft] = О
4*
27

D[x]
M* [c] n2
V[t] =
V [с] Т,
Tcvn
B0)
Затем последовательно, для каждого п,
вычисляем V [т] и по соответствующим
таблицам [3] определяем параметры а и Ъ в
формуле A9).
Формулы A8), A9) и B0) позволяют найти
функцию распределения ресурсов деталей по
известным функциям распределения скоростей
изнашивания.
В целях анализа зависимости суммарных
затрат от числа плановых замен решение
конкретных примеров проводим в следующей
последовательности.
Формулу F) записываем в безразмерных
величинах:
^общ
=pA-(«-i)+(i-pP)^- p.
'ОТК
Тем самым затраты могут быть выражены
в любых единицах измерения (ч, руб., чел/мес).
Затем в зависимости от вида функции
распределения ресурсов для каждого п с помощью
формулы A8) или A9) вычисляем относительную
величину суммарных затрат по формуле B1);
Строим график и по нему производим
дальнейший анализ.
Исходные данные для определения
зависимости суммарных затрат от периодичности
проведения плановых замен для некоторых деталей
холодильных поршневых компрессоров
приведены в табл. 1.
На рис. 3 графически представлена
зависимость суммарных затрат от числа плановых
замен.
Для условно принятых отношении ~—^— оп-
°отк
тимальная периодичность замен и
соответствующие 7"РесУРсы Деталей приведены в табл. 2;
у-проценты вычисляли по известным
функциям распределения ресурсов деталей.
Анализ графиков показывает:
B1) для каждого отношения 7^— существуют два
С»птк
Таблица 1
Исходные данные
Средняя скорость изнашивания См,
мкм/тыс. ч
Среднеквадратическое отклонение
а, мкм/тыс. ч
Коэффициент вариации V [с]
Средний ресурс ГсР, тыс. ч
Закон распределения ресурсов
Период оптимизации 7\ тыс. ч
Кольцо

компрессионное
компрессора ФУ12
34,0
8,9
0,26
44,9
Нормальный
62,7
Втулка
верхней головки
шатуна
компрессора
ФУ40
1,95
0,94
0,49
21,6
Вейбулла
40,3
Пластина вса-|
сывающего !
клапана
компрессора
ФУ40
16,2
7,8
0,48
14,0
Вейбулла
40,3
Палец
поршневой
компрессора АУ200
1,6
0,8
0,5
13,4
Вейбулла
25,4
Таблица 2
Параметры,
характеризующие
периодичность
замен
с3
^ОТК
Число периодов
п
7-ресурсы,
тыс. ч
7-проценты
Кольцо
компрес-
компрессо-
ра ФУ12
4,0
2,2
27,9
94,0
Втулка
верхней
головки
шатуна

компрессора ФУ40
3,0
3,25
12,4
84,0
Пластина

всасывающего
клапана
компрессора
ФУ40
3,0
4,63
8,7
82,0
Палец
поршневой

компрессора АУ200
5,0
2,4
10,6
70,0
экстремальных значения п, из которых одно
соответствует максимуму затрат и
располагается вблизи среднего ресурса детали, а
другое — минимуму затрат и определяет
оптимальную периодичность замен;
минимум гобщ смещается в сторону больших
значений п при возрастающей доле затрат на
Сз
устранение отказов, т. е. при уменьшении r 3 .
При сокращающейся доле затрат на устранение
отказов периодичность
планово-предупредительных замен увеличивается.
28

1>отк\
ft
12
10
8
6
2
О
1
¦L
11
10
9
8
7
6
5
?
к,
%
\
\
i ^s
Id
KT
1
I
^
yS
* 1
3
2
1
h
uoim\
ft
12
10
8
6
0
3
I
7
Л
"ОГНИ
11
10
s
8
7
6
5
3
*МпЛ\| у
f \\\\L/
;
v\\
u
V,—
I
5
<t 3
2
1
Рис. З. Зависимость суммарных затрат от числа периодов плановых замен п:
а — компрессионное кольцо компрессора ФУ12; 6 — втулка верхней головки шатуна компрессора
щего клапана компрессора ФУ40; г — поршневой палец компрессора АУ200; 1, 2, 3, 4, 5 соответственно —~
ФУ40; в-
С»
¦ пластина всасываю-
= 1, 2, 3, 4, 5.
Методика определения оптимальной перио- СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
дичности планово-предупредительных замен
разработана в общем виде и может быть
применена для других технических устройств, в
составе которых имеются изнашивающиеся и
коррозионно-стареющие детали.
1. Барлоу Р., Прошан Ф. Математическая
теория надежности. М., «Советское радио», 1969.
2. Герцбах И. Б., Кордонский X. Б.
Модели отказов. М., «Советское радио», 1966.
3. Ш о р Я. Б., Кузьмин Ф. И. Таблицы для
анализа и контроля надежности. М., «Советское радио»,
1968.
УДК 621.51.001.5
Исследование аварийных режимов холодильных компрессоров
при пуске их с закрытым нагнетательным вентилем
А. Т. САЛЬНЫЙ
Макеевский научно-исследовательский институт по
безопасности работ в горной промышленности
МакНИИ выполнен ряд аналитических и
экспериментальных исследований переходных
процессов, развивающихся в холодильных
компрессорах в тяжелых аварийных режимах,
позволивших научно обосновать требования
безопасности эксплуатации шахтного холодильного
оборудования.
В статье приведены основные результаты
исследований одного из наиболее тяжелых режимов
по скорости нарастания аварийного состояния
29

компрессора при пуске его с закрытым
нагнетательным вентилем.
В связи со сложностью составления
дифференциального уравнения, точно описывающего
переходный процесс указанного режима,
аналитическое описание произведено при ряде
ограничивающих условий, а именно:
давление всасывания рвс, удельный объем
хладагента на стороне всасывания vBG и
температура всасывания /в0 в течение всего
переходного процесса постоянны;
масса хладагента Gxa, подаваемая за один
оборот вала поршнем каждого цилиндра в
полость нагнетания, не изменяется;
ввиду кратковременности процесс сжатия в
цилиндре принят адиабатическим;
в полости нагнетания отсутствует теплообмен
с окружающей внешней средой.
Эти ограничения приводят к более жестким
требования безопасности.
В основу аналитических исследований
положено уравнение состояния идеального газа.
Давление хладагента в полости нагнетания
после п циклов (под циклом будем понимать
подачу порции хладагента поршнем каждого
цилиндра за один оборот вала) определяется
соотношением
(Рнп - Рве) v - p?bvh ^ Put = °>
1=1
гДе Рнп — давление нагнетания после п циклов;
v — объем полости нагнетания;.
X — коэффициент подачи;
Vh — описанный объем цилиндра;
k — показатель адиабаты.
Пользуясь этим уравнением, можно путем
последовательных решений вычислить давление
сжатия после любого заданного цикла.
Нами с помощью указанного уравнения
определено давление нагнетания хладагента
фреона-12 в зависимости от длительности
переходного процесса, т. е. p=f (т) для холодильного
фреонового компрессора 4ФУ-10 при пуске его
с закрытым нагнетательным вентилем.
Исходные данные компрессора: v=4,828X
X 10~3 м3; ил=0,628-Ю-3 м3; значения X см.
рис. 1 [1]; /?вс=3,93.105 Па; ?=1,14 [2].
Расчет давления нагнетания последовательно
после каждого цикла проведен до давления
16,74Л05 Па (см. табл. 1) на счетно-решающей
машине типа «Проминь».
Поскольку компрессор 4ФУ-10
четырехцилиндровый, а каждый цикл — подача одного
цилиндра, можно констатировать, что давление
нагнетания 16,74Л05 Па создается при
совершении семи полных оборотов вала.
Чтобы построить динамическую
характеристику компрессора, определяющую изменение
давления нагнетания во времени /?=/ (т) необ-
30
Л \
о/
0,5\ ^S^^—
оА 1 ^|
X I I I 1 I I
/ г j * 1 6 -^
Рбс
Рис. 1. Зависимость коэффициента подачи к компрессора
4ФУ-10 от отношения Рн/Рвс-
Таблица 1
ч
X
к
Я
1
2
3
4
5
б
7
— 1
ев
с
о
к*
дО
(Я 00
СО -
fc[S
4,44
4,94
5,54
6,04
6,54
7,05
7,54
ч
X
X
Я
8
9
10
11
12
13
14
^
03
С
О)
к*
ДО
fflOO
оз -
t=C&
8,04
8,54
9,04
9,54
1 10,04
1 10,46
10,94
ч
X
X
а"
15
16
17
18
19
20
21
^_^
сз
с
CJ
к*
дО
дсо
сз *
CIS.
11,34
11,74
12,14
12,64
13,14
13,54
14,04
К
а"
22
23
24
25
26
27
28
^
03
с
<L>
? о
ОЗ -
c[S.
14,44
14,84
15,14
15,54
15,94
16,34
16,74
ходимо перейти от циклов ко времени развития
аварийного режима. Для этого произведено
осциллографирование процесса развития
оборотов в исследовавшемся режиме пуска
компрессора. Обработка осциллограмм дала
возможность установить продолжительность каждого
из первых семи оборотов (табл. 2).
По данным табл. 1 и 2 определены значения
давления нагнетания хладагента в зависимости
от длительности работы холодильного
компрессора p=f (т) в исследуемом аварийном режиме
(рис. 2).
Анализ рис. 2 дает возможность установить:
скорость нарастания аварийного состояния по
давлению нагнетания холодильных машин,
работающих на фреоне-12, равна 5,5ЛО5 Па/с;
Табл ица 2
Обороты
1
2
3
4


жительность
оборота, с
0,37
0,17
0,14
0,13
Продол- з
житель- g
ность пе- g«
реходного о
процесса, с О
0,37 5
0,54
0,68 6
0,81 7


жительность
оборота, с
0,12
0,11
0,10


жительность
переходного
процесса, с
0,93
1,04
1,14

16
15
П
13
12
11
10
8
ПС
Рп.д
Рем
fun
(
*¦
J
/
/
Г
fL
\*
Н—
А
'
7|
i
Z7 #г ^ 0,6 0,8 1,0Т,С
Рис. 2. Расчетная кривая переходного процесса
изменения давления нагнетания холодильного компрессора
4ФУ-Ю при пуске с закрытым нагнетательным вентилем:
Хп — время срабатывания прибора защиты; г'а — суммарное
время срабатывания остаточных средств автоматизации защиты;
т.' — допустимая длительность переходного процесса; ру п—
уставка прибора защиты; Рср#п— давление срабатывания
прибора защиты; рд _— предельно допустимое давление.
Исходя из этого можно утверждать, что
надежная защита в самом тяжелом аварийном по
скорости нарастания давления нагнетания
режиме может быть осуществлена, если:
приборы защиты будут рассчитаны на
ударную нагрузку в момент пуска компрессора,
определяемую ускорением нарастания давления
нагнетания, не ниже 5,5 106 Па/с2;
время срабатывания прибора, определяемое
моментом достижения давлением нагнетания
значения, равного уставке прибора, и моментом
выдачи импульса прибором в схему
автоматики, не более 67 мс (при времени срабатывания
аппаратуры автоматизации управления и
защиты 60 мс, пускового аппарата — магнитных
пускателей типа ПВИ — 70 мс и коэффициенте
запаса во времени срабатывания прибора 2,5).
Если средства автоматизации защиты по
давлению нагнетания отвечают этим требованиям,
то отключение холодильной машины в наиболее
тяжелом аварийном режиме будет происходить
при давлении нагнетания не свыше 14,5-105 Па,
т. е. значительно раньше предельно
допустимого.
Остальные параметрические данные средств
защиты холодильных машин по давлению
нагнетания должны соответствовать требованиям,
предъявляемым к приборам аналогичного
общепромышленного назначения.
давление нагнетания в исследуемом режиме СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
изменяется от значения, равного уставке
прибора A1,5 кгс/см2), до значения, при котором Ь Розенфельд Л.М., Ткачев А. Г. Холодиль-
F v * ' ;' M ' v „ v ные машины и аппараты. М., Госторгиздат, I960,
полностью открывается предохранительный кла- 2. Холодильная техника. Энциклопедический
пан компрессора A6 кгс/см2), за 300 мс. справочник. Ч. 1. М., Госторгиздат, 1960.
УДК 628.84:62-52
Оптимальное по быстродействию управление температурой
в системах кондиционирования воздуха
Канд. техн. наук И. П. НИКУЛЬЧА, И. Н. БЕСПАЛОВ
Повышение качественных показателей систем
кондиционирования воздуха (СКВ) тесно
связано с быстродействием соответствующих систем
автоматического управления (САУ). Известно,
что отклонение температуры воздуха в
помещении зависит от времени действия
возмущающего или управляющего воздействий. Кроме
того, инерционность звеньев СКВ весьма велика,
и относительное увеличение быстродействия
приводит к значительному абсолютному выигрышу
во времени.
Нашедшие широкое применение в СКВ
позиционные регуляторы, как показали
исследования, по быстродействию приближаются к
оптимальным, однако установившийся
автоколебательный режим делает их неприменимыми в
31

высококачественных СКВ. Это же можно
сказать и о пропорциональных регуляторах,
обладающих значительной статической ошибкой.
Автоколебания или статическую ошибку
можно исключить, использовав пропорционально-
интегральные регуляторы. Быстродействие
системы при этом значительно снижается, что
также ограничивает использование ПИ-регуляторов
в высококачественных СКВ.
Трудности в применении традиционных
регуляторов в высококачественных СКВ можно
преодолеть, если при синтезе САУ опираться на
последние достижения прикладной теории
оптимального управления.
Авторами была разработана квазиоптимальная
САУ температурой СКВ. В качестве критерия
оптимальности принято максимальное
быстродействие.
Рассмотрим на примере управления
температурой приточного воздуха методику
инженерного синтеза квазиоптимального регулятора.
Структурная схема объекта управления,
состоящего из калорифера подогрева и
воздуховода, представлена на рис. 1.
Передаточные функции в отклонениях и в
единицах> приведенных относительно
установившихся номинальных значений, найдены в
соответствии с работами [1,2].
При инженерном синтезе квазиоптимальной
САУ второго порядка наиболее удобно
применение принципа максимума и метода фазовой
плоскости.
Для исследования системы на фазовой
плоскости в качестве фазовых координат обычно
используются регулируемая величина и ее
производная. Однако для передаточных функций с
полиномом в числителе производная
претерпевает разрыв в момент скачка управляющего
воздействия, что затрудняет исследование системы
и реализацию регулятора.
Поэтому для данной системы фазовыми
координатами выбраны температура приточного
воздуха х и температура воздуха после
калорифера у, которые сохраняют непрерывность при
скачках подачи теплоносителя и в калорифер и легко
поддаются измерению.
Дифференциальное уравнение системы в
новых переменных
J л
кг
TlP + 1
у %
Л2(Г2р+7)
ТзР+1
х
Рис. 1. Структурная схема объекта управления:
/ — калорифер второго подогрева; // — воздуховод; и
—[".расход горячей воды в калорифере; у — температура воздуха
после калорифера; х — температура приточного воздуха.
} „ dx 1 / du \ w
I т*чг+х = к*[т*чт+и)>
где | и | s^:l, поскольку оптимальное по быстродействию
управление определяется только с учетом
налагаемых ограничений.
С помощью принципа максимума можно
показать, что оптимальное по быстродействию
управление для данного объекта состоит из двух
интервалов, в каждом из которых управляющее
воздействие постоянно и максимально по
величине, знаки на соседних интервалах
противоположные. Математически это выражается
следующим образом:
и = sign F (х, у), B)
где F (х, у) — уравнение линии переключения на^фазо-
вой плоскости, являющейся границей
между областями с противоположными
знаками управляющего воздействия.
Фазовые траектории при и = ±1 находятся
из системы A) исключением времени
х=[(х0 + ktk2u) + rt-r3 jU-м) "~
— —т —Т (У — kiu)~r *§М»
где х0, у0— начальные условия.
Когда целью управления является
быстрейшее достижение только регулируемой величиной
своего установившегося положения, а именно
это важно для СКВ, то на фазовой плоскости
необходимо оптимально по быстродействию
переводить изображающую точку на некоторый
отрезок оси ОУ, а не в ноль [3]. Это справедливо
лишь для объектов, у которых степень полинома
числителя передаточной функции меньше
степени полинома знаменателя на единицу.
При достижении регулируемой величиной
значения х = 0, т. е. оси ОУ, управление и = ±1
заменяется на
Тогда, как следует из уравнения A), -п-
скачком упадет до нуля, что означает
окончание переходного процесса по х. Промежуточная
координата у будет еще некоторое время
изменяться.
С учетом ограничения N^1 управление C)
осуществимо для значений
k.T2
\У\^ т2-Т> ' D>
На фазовой плоскости (рис. 2) необходимо
оптимально по быстродействию переводить изо-
32

Рис. 2. Фазовые траектории при квазиоптимальном по
быстродействию управлении температурой приточного
воздуха.
бражающую точку на отрезок ВОС, для
которого выполняется условие D).
Такой перевод осуществляется, если в
качестве линии переключения использовать линию
АВОСЕ, образованную отрезками фазовых
траекторий, касающихся оси ОУ в точках В и С
[3, 4]. Оптимальный закон управления будет
иметь вид
и = sign Fx (x, */), E)
где Ft (х, у) — линия АВОСЕ,
т т
— Чтг^-у ГО
для х, г/, принадлежащих ВОС.
Для реальных соотношений Т1У Т2, кх область
возможных начальных условий у0 часто не
превышает значения D), т. е. рабочим участком
линии переключения является отрезок ВОС, а
оптимальный перевод изображающей точки на
него осуществляется управлением
и = —sign х. G)
Движение точки по отрезку ВОС, т. е.
удержание значения (х = 0), возможно либо под
действием непрерывного управления F), либо в
скользящем режиме под действием G) [3].
В первом случае в системе появляется
внутренний неустойчивый контур с положительной
обратной связью, так как Т2 > Tt. Кроме того,
такие неучтенные при выводе
дифференциального уравнения факторы, как конечное время
перестановки исполнительного механизма,
люфты, инерционность первичных преобразователей
и пр., приводят к несоответствию закона F)
оптимальному алгоритму управления.
В итоге на реальном объекте изображающая
точка сразу сходит с отрезка ВОС и система
попадает в своеобразный автоколебательный
режим.
Во втором случае управление вырождается в
обычное двухпозиционное с присущими -ему
недостатками. Поэтому целесообразно удерживать
точку на отрезке ВОС непрерывным
регулятором, например ПИ-регулятором. После
переключения управления с E) на F) и отработки
исполнительного механизма величины х и -т-
dt
остаются достаточно малыми, что позволяет
практически безударно передать управление ПИ-ре-
гулятору.
Квазиоптимальный по быстродействию закон
управления в этом случае релейный при больших
отклонениях и непрерывный при малых:
для \х\>ЬХ9
—sign х
т2 — т,
и ~ kj2
в момент уменьшения х до
у
\х\ = Ьх
и = knx + ~f~~ \ xdx
(8)
(9)
A0)
ДЛЯ |*|<6jc ,
где дх — допустимая ошибка.
Проверка указанного алгоритма проводилась
на аналоговой вычислительной машине МПТ-9;
ПИ-закон управления формировался
регулятором РПИБ-С совместно с интегрирующим
усилителем, моделирующим исполнительный
механизм с временем перестановки 30 с.
Выбор управления осуществляется весьма
простым релейным логическим устройством.
Значение х относительно 8Х определялось
поляризованным реле.

Производительность,
м3/ч
5 000
40 000
Калорифер
тип
КМБ-5
КД-4018
передаточная
функция
0,75
Збр+1
0,22
58/7+1
Воздуховод
размер, м
d = 0,4
/ = 20
d=l,2
/ = 40
передаточная
функция
0,91 G3р+1)
100р+1
0,93(91р+1)
110р+1
Время переходного процесса, с
оптимальное
to
70
175
ПИ-регулятора
хп
210
405
То
3
2,3
33

Для переключения управления с (8) на (9)
на интегрирующий усилитель подавался
импульс, длительность которого
соответствовала разности
j1 j1
В таблице представлены характеристики
квазиоптимальных по быстродействию САУ,
рассчитанных для калориферов КМБ-5 и КД-4018,
нагревающих воздух с 10 до 20° С при
температуре теплоносителя 90° С. Там же для сравнения
приведены характеристики САУ теми же
объектами, но с ПИ-регуляторами, настроенными на
граничный апериодический процесс.
Указанный выигрыш по времени определен
для значений xQ = 0,3, [-jA =o. Для других
начальных условий он меняется, однако при
реальных отклонениях температуры выигрыш
во времени близок к указанному в таблице.
УДК 621.512:534.83.001.4
для бытовых холодильников
Канд. техн. наук Г. А. КРОПОТОВ, И. Н. ЮРКУС,
Ю. М. ПЛАСТИНИН, В. Д. ПЕРЕВОЩИКОВ,
П. С. ГРАНКИНГ Р. Д. ОНОХИН
Кировский политехнический институт
Шум компрессоров ДХ2-1010 для бытовых
холодильников является одним из главных
критериев, определяющих пригодность компрессора
к эксплуатации. Авторами выявлены и
проанализированы причины возникновения
повышенного шума этих компрессоров.
Исследования проводили по IV методу
определения шумовых характеристик машин
(ГОСТ 8.055—73) в заглушённой камере с
неизолированным бетонным полом. Камера
располагалась на участке производственных испытаний
компрессоров. Уровень фоновых помех в камере
не превышал 30 дБА. Микрофон устанавливали
на расстоянии 1 м от наружного контура
испытуемого компрессора. Уровень шума измеряли
шумомером Ш-ЗМ в диапазоне частот 50—
9000 Гц. Компрессор закрепляли в ячейке
испытательного стенда. Давление определяли
манометром ГОСТ 8625—59 класса 1,5 с пределом
измерений 0—16 кгс/см2. Для смазки
трущихся поверхностей использовалось фреоновое
масло ХФ-12 с температурой на входе /=20-^-30° С.
Таким образом, применение оптимального
управления позволяет путем незначительного
усложнения существующих регуляторов создавать
высококачественные САУ температурами в СКВ.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Рубчинский В. М. Передаточные функции
воздуховодов при качественном и количественном
регулировании.— В сб. «Наладка и проектирование систем
промышленной вентиляции и кондиционирования
воздуха». М., ЦБТИ, 1970.
2. Участкин П. В., Рубчинский В. М.
Расчет динамических характеристик калориферов при
теплоносителе — воде. «Проектирование отопительно-вен-
тиляционных систем». М., 1968, № 6.
3. Павлов А. А. Об оптимальных процессах в
системах, передаточные функции которых содержат нули.—
«Автоматика и телемеханика», 1965, № 4.
4. Алексаков Г. Н. Практика проектирования
нелинейных систем управления методом фазовой
плоскости. М., «Энергия», 1973.
Источники повышенного шума были выявлены
по двум партиям компрессоров: 25
компрессорам, удовлетворяющим техническим условиям
по уровню шума D8 дБА при работе на воздухе
с противодавлением и 46 дБА без
противодавления, и 25 компрессорам, забракованным по
этому параметру D8-f 4 дБ А). После испытаний
головки с бракованных компрессоров были
переставлены на годные и наоборот и снова
измерены уровни шума.
Результаты испытаний (рис. 1) показали, что,
в отличие от существующего до настоящего
времени мнения, головка компрессора не
является основным источником повышенного шума
работающего компрессора. Колебания уровня
шума в испытаниях не превышали 1 дБ А.
Исходя из этого можно сделать вывод, что
основным является шум в механизме
движения компрессора, а именно: в приводе, криво-
шипно-шатунном механизме, паре поршень —
цилиндр.
Для подтверждения этого вывода были
исследованы две партии компрессоров: пять
компрессоров с нормальным уровнем шума и пять с
повышенным и поэтому забракованных.
Наибольший уровень шума для обеих партий деталей
Источники повышенного шума компрессоров ДХ2-1010
34

LjaSA
63 125 250 500 WOO 2000 WOO 8000
Среднегеометрическая частота 1/3-окта6ной полосы, Гц
Рис. 1. Влияние головки на шум компрессора:
/ — уровень шума забракованных компрессоров; 2 — уровень
шума забракованных компрессоров с головками от годных
компрессоров; 3 — уровень шума годных компрессоров с головками
от забракованных компрессоров.
наблюдался при наличии противодавления
(рис. 2, /): соответственно 49±1,5 и 44±2 дБА.
При работе без противодавления уровень шума
годных и бракованных компрессоров снижался
на одну и ту же величину (рис. 2, //) и
равнялся соответственно 47,5=±=2 и 41,5=1=1,5 дБ А.
После снятия головок шум снова в обоих
случаях снизился на одну и ту же величину
(рис. 2, ///) и равнялся соответственно 44,7=^2
и 38,7==: 1,5 дБ А. При последующем снятии
поршней и шатунов уровни шума компрессоров
снизились до минимальных величин (рис. 2, IV):
соответственно 42,5==:2 и 35,5=±=2 дБА. После
того, как с компрессоров были сняты еще и
плунжеры (насосы), уровни шума для обеих
групп стали возрастать (рис. 2, V) и достигли
соответственно 44,5==:2,5 и 36,5=^2 дБА, что
объясняется сухим трением в подшипниках,
так как при снятом плунжере исключается
подача масла в зоны трения.
97
95
93
91
33
J7
35
7Г Т |
7] |
и
ш
IV
Шум головки можно разделить на две
составные части: механический шум от работы
всасывающего и нагнетательного клапанов;
аэродинамический шум, возникающий вследствие
изменения давлений при всасывании и
нагнетании воздуха.
Наибольшее влияние на уровень шума
компрессора оказывает аэродинамический шум, для
уменьшения которого применяются различного
рода глушители.
Используемый в испытанных компрессорах
нагнетательный глушитель состоит из четырех
камер (рис. 3), три из которых имеют в донышках
соединительные отверстия диаметром 2 мм,
смещенные относительно их оси.
В целях выявления зависимости числа
камер на эффективность глушителя был испытан
компрессор с 10 глушителями. Установлено
(рис. 4), что при числе камер глушителя более
трех шум компрессора практически не
меняется. Разница в уровне шума для испытанной
партии глушителей составляла не более 1 дБА.
Следовательно, оптимальным числом можно
считать три камеры в глушителе.
При соединении камер между собой методом
светлой пайки припой зачастую попадает в
отверстия, уменьшая их проходное сечение.
Кроме того, имеющиеся заусенцы по периметру этих
отверстий создают дополнительные
аэродинамические сопротивления.
Рис. 3. Нагнетательный глушитель головки компрессора.
1,дБА
?1
—N^ < i
к
Рис. 2. Влияние отдельных элементов на шум компрес- бон
сора:
/ - средний уровень шума забракованных компрессоров; 2 - Рис- 4' Влияние Числа камер К глушителя на шум KOM-
средний уровень шума годных компрессоров. Прессора. i
35

о
XT
ЦБА
46,8
Щ7
Щ6
Щ5
<tff,<f
щз
1,5 2,0 2,5 3,0 45 d,MM
Рис. 5. Влияние диаметров соединительных отверстий
между камерами глушителя на шум компрессора.
Исследования влияния диаметра
межкамерных соединительных отверстий в донышках
камер на эффективность глушителя проводили
путем изменения диаметра от 2 до 4 мм через
каждые 0,5 мм. Результаты, полученные при этом
(рис. 5), показывают, что при диаметре
отверстий до 2,5—3 мм уровень шума при работе
компрессора почти не повышается. В то же
время увеличивается стойкость пробивного штампа.
Следует отметить, что взаимное
расположение отверстий в камерах глушителя не влияет
на уровень шума. В связи с этим значительно
облегчается сборка глушителя, так как при
пайке исключается операция ориентации камер.
V
у
~Л
/*
Л'
W)
чЧ
л
У
У\
V
\1
п
и
г
Vv
к
Л
А
s/l
А^
/
Г
7U
л
LfiBA
50
48
46
44
63 125 250 500 1000 2000 WOO WOO
Среднегеометрическая частота 1/j-QKma5ffou полосы,Гц
Рис. б. Влияние статора электродвигателя на шум
компрессора:
I — уровень шума компрессоров в ячейке № I; 2 — то же, в
ячейке № 2.
Для определения влияния электродвигателя
компрессора на его шум 25 компрессоров
последовательно устанавливали в две различные
ячейки испытательного стенда. По результатам этого
эксперимента построен график (рис. 6), из
которого видно, что характер кривых шума обеих
партий компрессоров почти одинаков, а
разница в уровнях их шума составляет 1,5—3 дБ А.
Таким образом, на основании проведенных
исследований можно сделать следующие выводы.
Главными источниками шума компрессора
ДХ2-1010 являются статор электродвигателя
и механизм движения.
Глушитель компрессора может быть выполнен
из трех камер с диаметром соединительных
каналов до 3,5 мм.
УДК 621.565:536.2
Исследование коэффициента теплоотдачи
при дефлегмации водоаммиачных паров
Канд. техн. наук Р. Л. ДАНИЛОВ
Всесоюзный научно-исследовательский институт
холодильной промышленности
В. М. ТУРЕЦКИЙ
Производственное объединение «Техэнергохимпром»
Все возрастающее применение водоаммиачных
абсорбционных холодильных установок в
различных отраслях народного хозяйства привело
к необходимости уточнения методики расчета
отдельных аппаратов. Однако до настоящего
времени недостаточно разработана методика
расчета коэффициента теплоотдачи со стороны
паров в дефлегматорах установок и для расчетов
применяются опытные данные.
В работе [1] дана теоретическая основа
физических процессов, протекающих в
дефлегматорах, и предложены формулы для расчета
коэффициентов теплоотдачи. Использование этих
формул в проектно-конструкторских расчетах
весьма затруднительно, так как входящие в
них параметры должны быть получены опытным
путем. Кроме того, формулы выведены для
малоподвижного пара (скорости составляют 0,0013—
36

0,02 м/с), тогда как установки работают при
значительно более высоких скоростях (например,
АХМ-1,0/45—0,55 м/с; АХМ-0,5/45—0,46 м/с).
При таких скоростях пара изменяется
физический характер процесса теплообмена:
диффузионный перенос тепла и массы переходит в
турбулентный.
Рассмотрение физической картины тепло- и
массопередачи в дефлегматорах водоаммиачных
абсорбционных холодильных установок
позволяет сделать вывод о том, что существуют два
граничных режима работы дефлегматора в
зависимости от разности температуры стенки
теплообменной поверхности аппарата и
температуры конденсации аммиака.
Первый режим характеризуется температурой
стенки теплообменной поверхности более
низкой, чем температура конденсации аммиака
при данном давлении. Так как водоаммиачные
пары представляют собой двухкомпонентную
газовую смесь с весьма слабой химической
связью между молекулами воды и аммиака [1],
то в этом режиме работы происходит
совместная конденсация обоих компонентов и их
взаимное растворение.
Второй режим работы характеризуется
температурой стенки более высокой, чем
температура конденсации аммиака при данном давлении.
В этом случае конденсируются только пары воды
и образующаяся вода абсорбирует пары
аммиака.
Практически дефлегматоры холодильных
установок работают в промежуточных режимах,
т. е. часть теплообменной поверхности
аппарата — в условиях первого режима, а часть —
в условиях второго.
Дефлегматоры, охлаждаемые крепким
раствором, чаще всего работают в условиях второго
режима.
При работе дефлегматора в условиях первого
режима получается значительно большее
количество переохлажденной флегмы, чем
предусматривается расчетом, при этом наблюдается
высокий коэффициент теплопередачи аппарата —
230-f-290 Вт/(м2.К) [2].
При работе дефлегматора в условиях второго
режима количество получаемой флегмы
близко к расчетным значениям, переохлаждение
флегмы незначительно и коэффициент
теплопередачи снижается до 73—85 Вт/(м2-К).
Такой режим работы термодинамически выгоднее
первого.
В настоящей' работе исследовали только
второй режим работы дефлегматора. Исследование
проводили во ВНИХИ на элементном
дефлегматоре — теплообменнике [3 ].
Для определения температуры стенки тепло-
обменной поверхности аппарата в нее были
заделаны 12 термопар по ходу водоаммиачных
паров, как рекомендовано в работе [4]. Силу
тока от термопар измеряли потенциометром
ПП-63 класса 0,05, температуру потока —
ртутными термометрами с ценой деления 0,1° С.
Исследование проводили при средних
скоростях водоаммиачных паров 0,24—1,2 м/с,
давлениях (8,1—13,8).105 Па, температурах 60—
80° С и концентрациях 0,968—0,988 кг/кг.
Количество выпадающей флегмы рассчитывали с
помощью i, ?-диаграммы по средним
температурам водоаммиачных паров.
Общее термическое сопротивление
теплопередачи складывается из термического
сопротивления между водоаммиачными парами и пленкой
конденсата (флегмы), теплопроводности пленки
и сопротивления между пленкой конденсата и
стенкой теплообменной поверхности.
Первое из этих сопротивлений можно оценить
из зависимости [5], представленной в
следующей критериальной форме:
Nu = / Re, Ar, Pr, Uu
где
Nu =
Re ==
айэ
upd3
Ar = -
хэ p — pp
vz
Pr =
nw = -
G„d
В данное уравнение, кроме обычных
критериев, входит безразмерный комплекс Пш, в
котором GK — массовая плотность поперечного
потока вещества. Этот комплекс был получен [6]
для конденсации пара из парогазовой смеси.
Коэффициент теплоотдачи пленки в Вт/(м2 ¦ К)
определяли согласно работе [7] по формуле
1 ,2аж
ке
1/3 »
где
Vw =
Р-ж?
1/3
_4Г_
Кеж~ [i '
Эксперимент показал наличие зависимостей
коэффициента теплоотдачи смеси паров к
пленке флегмы от массовой скорости паров и от
массовой плотности поперечного потока вещества.
Эти зависимости представлены на рис. 1.
37

130
110
\ 30
\
vT 70
50
X 1 *
•
^*
^-«1
1 V*
4
• J
•у
»•
И
4<?
^
4*
#/
в
#/?
0,7 ир,кгс/м21,0 1,1 0 1,6 7,6 Ок-фг-с/м:'
5
Рис. I. Зависимость коэффициента теплоотдачи водоам-
миачных паров от массовой скорости паров (а) и
массовой плотности поперечного потока вещества (б).
Из рис. \,а следует, что с повышением
массовой скорости и турбулизации потока паров
возрастает коэффициент теплоотдачи и
уменьшается величина динамического пограничного
слоя паров.
Из рис. I, б видно, что с увеличением
массовой плотности поперечного потока вещества
также возрастает коэффициент теплоотдачи,
аналогично воздействуя на динамический
пограничный слой.
Однако влияние этих факторов неодинаково.
Влияние массовой скорости выражается
кривой с уменьшающейся первой производной
(выгиб кверху, рис. I, а), в то время как влияние
массовой плотности поперечного потока
вещества выражается кривой с увеличивающейся
первой производной (выгиб книзу, рис. 1,6).
Следовательно, воздействие поперечного
потока вещества значительно более сильно
сказывается на разрушении пограничного слоя
паров, чем турбулизация потоком пара.
Обработка этих зависимостей методами
теории подобия привела к зависимостям
Nu=/ (Re) и Nu=/ (IIJ,
представленным на рис. 2, а и 2, б.
ш
но
W0
SO
so
да
/\
,•
*
•?
49
А
*
7
и<
>
1 им
L+1
• 1
1 1 J 1 1
у
к*
1 И
\4
>
\
\
Обобщенная зависимость выражается
следующим уравнением:
Nu=0,154.Re°'8.n;«25.Pr'33,
график которого в координатах
Nu
П1,25рг0,33 —/(^е)
w
показан на рис. 3.
Пределы изменения критериев: Nu=53-M25;
Re=F,4-H7,5).103; Пш=0,26~0,51; Рг=1,0-г-
-1,2.
Ввиду незначительного изменения
величины критерия Рг можно использовать
упрощенную зависимость
Nu=0,159.Re°'8n!ff;25.
Коэффициент теплоотдачи от пленки флегмы
к стенке составил 2100—3100 Вт/(м2-К).
При анализе данных эксперимента было
установлено, что термическое сопротивление
пленки флегмы весьма мало по сравнению с
сопротивлением между водоаммиачными парами и
пленкой и составляет менее 3% последнего,
поэтому им можно пренебречь в проектно-конст-
рукторских расчетах.
При разработке дефлегматоров,
охлаждаемых крепким раствором, можно рекомендовать
увеличение скорости водоаммиачных паров до
1 м/с вместо используемых ранее 0,4—0,6 м/с.
Таким образом, на основании результатов
исследований получена зависимость для
определения коэффициента теплоотдачи от
водоаммиачных паров в дефлегматорах водоаммиачных
300\
S 7 8 9 10 12 ft 16 Rc-1030,2
0,3 0,4 0,5 Ля
ч
гоо\
,• ,—
-•—-
.¦V
#*•
*
*
*
.V
—«
•т п
Рис. 2. Зависимость критерия Nu от критерия Re (a)
и комплекса Uw (б).
6 7 8 9 W 12 ft 16 Re-W6
Nu
Рис. 3. Обобщенная зависимость 25—g-gj от крите-
W
рия Re.
38
/

абсорбционных холодильных установок для
случая, когда температура стенки теплообмен-
ной поверхности аппарата выше температуры
конденсации аммиака при рабочем давлении.
Термическое сопротивление пленки флегмы
незначительно и существенно не влияет на
процесс теплопередачи.
Зависимость может быть использована в про-
ектно-конструкторских расчетах в пределах
значений критериев, указанных в настоящей
работе.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Блиер Б. М., Вургафт А. В. Теоретические
основы проектирования абсорбционных
термотрансформаторов. М., «Пищевая промышленность», 1971, с. 53—-
55.
2. Бадылькес И. С, Данилов Р. Л.
Абсорбционные холодильные машины. М., «Пищевая
промышленность», 1966, с. 189—190.
З.Данилов Р. Л., Турецкий В. М.,
Яновский Г. А. Повышение экономической эффективности
водоаммиачной абсорбционной холодильной установки.
__— «Холодильная техника», 1973, № 7, с. 18—20.
4. Осипова В. А. Экспериментальное исследование
процессов теплообмена. М., «Энергия», 1969, с. 382—
385.
5. Бобе Л. С, Семихатов С. Н. Критерии
подобия, описывающие процесс тепло- и массообмена при
конденсации двухкомпонентной смеси паров.— «Труды
НИИХиммаш», 1963, вып. 44., с. 2&—28.
6. Берман Л.Д. О критериях подобия для совместно
протекающих процессов тепло- и массообмена в
гетерогенных системах.— «Журнал технической физики», 1958,
т. 28, вып. 44, с. 2617—2619.
7. X о б л е р Т. Теплопередача и теплообменники. М.,
Госхимиздат, 1961, с. 199—201.
УДК 536.2:621.564.25
Теплопроводность фреонов в широком
температур и давлений
О. Б. ЦВЕТКОВ, Ю. А. ЛАПТЕВ, Н. А. ПОЛЯКОВА
Экспериментальные данные по
теплопроводности фреонов, особенно в состоянии сжатых
газов, ограничены, а способы аналитического
определения теплопроводности недостаточно
совершенны.
Используя метод анализа размерностей для
расчета теплопроводности сжатых неполярных
газов и жидкостей, Стил и Тодос [1], получили
зависимость, идентичную известной формуле
Предводителева — Варгафтика, но имеющую
несколько иной вид:
(А_Я.*)Е=р^рсо*, A)
где % — коэффициент теплопроводности при
температуре t и давлении р, Вт/(м-К);
X*—коэффициент теплопроводности при
температуре t и атмосферном давлении, Вт/(м-К);
I — параметр теплопроводности.
1 1
1 =
Г6 и2
1 кр г
B)
-кр
Ткр — критическая температура, К;
\1 — молекулярная масса, кг/моль;
ркр— критическое давление, бары;
р — константа;
2кР — сжимаемость в критической точке;
со — приведенная плотность;
яг, s—показатели степени.
интервале
Дальнейшие исследования показали, что при
описании избыточной теплопроводности в
функции плотности наблюдается расслоение
опытных точек по изотермам. Это было учтено
Розенбаумом и Тодосом [2] при обобщении
результатов измерений по теплопроводности
фреона-14 и его смесей с метаном с помощью
уравнения:
(fc—a*)?z|>p=2,494 .10-8 к exp (nt), C)
где х = ехр A,362со) — ехр ( — 4,188со2); D)
п — коэффициент, зависящий от кажущейся
молекулярной массы смеси.
Точность вычислений по уравнениям C) и D)
в значительной мере определяется надежностью,
с которой известны значения сжимаемости
вещества в критической точке. Поскольку эта
величина определяется с погрешностью 1—2%
и более, ошибка в расчетах по вышеприведенным
уравнениям может превысить 5—10%.
Ошибку в вычисления вносит также параметр
теплопроводности ?.
В настоящей работе для расчета
теплопроводности фреонов-11, 12, 13, 14, 22 метанового ряда
в широком диапазоне температур и давлений
предлагается соотношение:
Х_Х*=А ехр (nt) х. E)
В отличие от C) и D) постоянная А в
уравнении E) определяется по имеющимся
экспериментальным данным для теплопроводности кипя-
39

Таблица 1
Фреон
Ф-11
Ф-12
Ф-13
Ф-14
Ф-22
и
КГ/МО ЛЬ
137,39
120,92
104,46
88,01
86,47
гкР
К
471,15
385,15
301,99
227,49
369,28
ркР
бар
43,77
41,31
38,70
37,45
49,86
*„р-Ю-
м3/кг
1,798
1,875
1,808
1,598
2,015
Источники
для %
[9], [12]
П. [12], [14]
[7], [12], [14]
[7], [12], [14]
[8], [12], [14]
ДЛЯ ПЛОТНОСТИ
[Ю], [П]
[13]
[13]
[Ю], [13], [15],
[16]
[13], [17]
щей жидкости. Это позволило значительно
повысить достоверность получаемых значений,
а также взаимно согласовать результаты по
теплопроводности жидкости и сжатого газа.
Для всех рассмотренных соединений
значение показателя п принималось равным 0,00274
[2].
Значения теплопроводности жидких фреонов
на линии насыщения принимались на
основании критического рассмотрения имеющегося
экспериментального материала. Учитывая
значительное расхождение между результатами
различных авторов, часть экспериментальных
данных была исключена из рассмотрения. Так,
например, результаты измерений Mapквуда и
Беннинга [3] располагаются существенно
выше данных других исследователей. Исключены
из рассмотрения опытные точки Мальхотры [4]
для фреона-11, Сале [5] для фреона-22 и фрео-
на-12, Гриффитса [6] для фреона-12 и ряд других.
Данные по теплопроводности фреонов при
атмосферном давлении менее многочисленны.
Принятые в работе значения теплопроводности
в основном базируются на результатах,
приведенных в работах [7—9].
В табл. 1 приведены основные характеристики
фреонов-11, 12, 13, 14, 22, включая их
молекулярную массу, критические константы, а также
перечень источников данных по
теплопроводности и плотности, принятых в расчетах.
Плотность фреонов-И и 14 в области
состояний, для которых отсутствовали опытные
данные, рассчитана по уравнению Битти-Бридж-
мена, коэффициенты которого принимались по
данным работы [10].
Результаты расчетов теплопроводности
перечисленных выше пяти фреонов в состоянии
сжатого газа приведены в табл. 2—6. Значения
теплопроводности в таблицах указаны в
Вт/(м.К)-Ю4.
Для расчета теплопроводности фреона-14
в области жидкой фазы использованы
результаты опытных исследований теплопроводности
t, °с
60
70
80
90
100
110
120
130
140
150
160
170
180
190
200
210
220
230
240
250
Значения А,-1 0
1 1
103
108
113
117
122
126
130
136 1
140
145
150
155
159
163
168
172
177
181
186
190
1
5
119
124
128
132
137
142
147
151
156
160
165
170
174
179
183
188
193
*, Вт/(м
10 |
135
140
144
149
154
158
163
167
172
176
181
186
190
195
К) дл.
15 1
149
153
157
162
166
171
175
180
184
189
193
198
фреэнг
20 J
162
166
170
174
178
183
187
192
196
200
Тс
1-11 Пр
25 1
176
179
183
187
192
196
200
204
(блица 2
и р, бары^
30
185
188
192
196
200
204
208
40
214
212
213
214
216
220
1
фреона-12 методом коаксиальных цилиндров
в интервале температур от 20 до 93° С и
давлений до 150 бар, выполненные в ЛТИХП.
Полученные опытные значения по фреону-12
обработаны в виде зависимости:
ir = f{n, т),
F)
где %s — коэффициент теплопроводности жидкости на
линии насыщения, Вт/(м-К);
л, т — приведенные давление и температура,
и представлены в табл. 7.
Приведенные в табл. 2—6 значения
теплопроводности фреонов сопоставлялись с
имеющимися эмпирическими данными. Такое
сопоставление оказалось возможным выполнить только
для трех фреонов-12, 14 и 22.
По фреону-12 сопоставление производилось
с результатами работы [18]. Оказалось, что на
изобарах 10 бар и 20 бар расчетные и опытные

vo
Значения Я-10*, Вт/(м-К), для фреона-12 при р, бары
(
о
СО
о
о
о
со
ю
<м
о
см
ю
о
ю
-
J
t-- <М оОСОЮСО 00
со ю со со со со со
CM CM (M CM CM CM CM
оосоьюеою^осо
CNt^r_T_H^^^H^HCMCM
COCMCMCMCMCMCMCMCM
CM^OCMIOCDCMCOO
CDCDCDCDCDCDOO*—•
^^^.^.^^csicmcm
cococot^c-^f-oooocDCDo
со1^^юа>^оосоь-смсо
OOCONtNCDOlOO^OCOOOCN
СО^^ЮЮСОСОСОЬЬООООО)
CO 00 CO 00 CM l>- ~* CO —' Ю —« Ю О Ю CD
CM CM CO CO rf rf Ю Ю CO CO t4- t^ 00 00 00
CD ^ CD •& 00 CO 00 CO 00 CO 00 CO b- CM Г4*
*-ч CM CM CO CO "^ tJ« Ю Ю СО СО Ь- IS- 00 00
'—' CM CM CO CO Tj< Tf Ю Ю СО СО С^-t--00 00
Ю О Ю О Ю О Ю О Ю О Ю О Ю О М* CD rf 00 СО
CD О О •—» »-« СМ СМ СО СО ^ тр Ю Ю СО СО СО I"- Г- 00
S220Q0ooo°ooooooooq
СМ СО rt< Ю СО Г- СО CD О 1—• СМ СО Tf Ю СО 1>- 00 CD О
CDxfc?0CD00Tf(MCO00
LOCO—'CDt"-COLO^C0
t—OCOCOinh-COCMTf'-'
ЮСООООСОтНСОСМ—< *—'
COCO 00 CM О *-' CO -ч -* Tf CM
LOCMCDt^LOCO^OCDOOOO
OOCMCMlOCMCOlN-COOOrf'Tf
CMCDCOCO^CDt^COLOlOlO
lO^^TfT^COCOCOCOCOCO
NOWO-нОО^ОООЮСОСО
CMCDtOcMCDCOlOCOCOCMCMCM
lO^^rFcocococococococo
oocoiooooooocoooTfr^r^oo
OO^OCOCO—-«OCDCDCDCDCD
Tf^TfCOCOCOCOCMCMCMCMCM
(niooo^cococncoonooo^
oo^ncooooonnnoooo
io^tfcocococmcmcmcmcmcmcm
(NOOONOiNNrH^r-iCOCDO
a>rHoococDt--cocococococot^
Th'^COCOCMCMcMCMCMcMCMcMCM
COOOIOO^CD^^tHCOCDCMCD
СОО'ФО^СО'^^^'^^г^ЮЮ
-<*"*fCOCMCMCMCMCMCMCMCM(MCM
COCOCO — OO'^rftOOO'-'lOCDrf
COCOOOTt'CMCMCMCMCMCOCOCOTt'
T*«COCMCMCMCMCMCMCMCM<MCNCM
СО^ЮЮСО^СО^С000(МЬ1П
ON^OOOO^rH^(N(NCO
COcMCMCMCMCMCNCMCMCMCMCMCM
00 Tt< CM 00 »—• '
CO t>- 00 I>- 00 С
^t^CMCO—<CO *-« t^ CM
H0CDCDOO*-<-*CM
-^-^^--нЮОЮО^-нСОСМООСО
юююсосо1>.1>-ооооа>сгH0'—<
оо-нюа^сооо^осО'-ньсооо^о
CDCOI^COCDIOOCOCMOO^OIO—•!>¦
(NC0C0^t^lOC0(DNN000ia»OO
CMOOCOCDIO'-hIN-COCDLO'-hCOCMOOLO
CMCMCOCO'^'iOtOcOCOr-OOOOCDCDO
CD^fOCOCMOO^OCOCMOOr^CDlOCO
—^CNCOCO^^lOCOCONNOOOOCDO
lO^I^-COCDtO^t^COCnLOr-it^COCM
—«смсмсосо^ююсосо^оооосло
OOrfOCOCMOOrh'OCOCMCD'^OCOtM'-'
O—•CMCNCOCOTflOlOCOCOl^OOOOCDO
оооооооооооооооо
-нСЧСО-^ЮЮЬООСПО^СЧСО^Ю
к
1=3
vo
Значения А,* 10*, Вт/(м-К), для фреона-14 при р, бары
о
о
to
о
ю
о
о
СО
ю
см
о
см
ю
о
ю
-
и
t^- CO CD
t^co^
СМ (МСМ
союю
Ю О CD
см см—•
СО CD t>
CD l^ (^
ЬЮСЛ
О—tCOOCO
со со со тр г^
t^ сооою—«
~н CM CM CO^f
COONCOOOO
Ог-,^ СМ СО СО
omwoN't
О О—| СМСМСО
-нооюсмоооюсм
oooocdo~*—«cmco
смооососоооососоо
CONNOOOiOO'-< СМ СО
(NONlOCNOOOlOCOOOO
lOCOCOt^OOCDCDO^CMCM
ооооооооооо
^OCDOOO-COlOtFCOcM^

ГЧЭ
я
Я
а>
&
о
Я л
а> со
Со
Я
OV
о
ё
*< С\ Ч Я 03
2 О СО о Я
<т> 5 ' ^ %
8 а Я о §
о  о о о
я я о\ о
Л Со ро »-j
О § Со Н Со
нн л X О О
Я О ТЗ ^
я ?*о & w
ц я я о а
Я Я . Н TD
id g о ^
^ я _
Я J5 ^ to О
g тз со 2 2
g со о fi я
jfj H X •—1 Я
*d ~ 2 g
^ О *т* ?Г ИН
8 g | S g
я н
о
?&
р\ со
й о
я х
СаЗ О
Я
О
о
я
о
о
н
Со
03
и
а>
я
я
0>
я
тз
о
я
о
Со
н
к
со
со *< ел Б
ф.43
05
3 ^я
2^2
Оз-^Я
о
00*<
о> о л
оо я
ЯЗЕ
я
Со
OV
w СО
со а>
о
я
ооо
со сооо
СЛ
>--
оо
1 >—Ю
оо
ооо
слслсл
оооо
_* 1—I H-*
к- ОО
•—со О
СЛ ООСЛ
ь- »— >—»
>— к-о
СЛ tOOO
СЛСЛСЛ
н- »—> 1—'
Ю I— к-
О 050
ООСЛ
tO >— •—
оэсо to
ооо
*—>—.—
to to •—
^1 •—4i»
о ело
4^СЛСЛ
^л ^ о
00 tO 4*.
о
•*•
00
СЛ
о
СО
~>1
о
>-*
4>.
СЛ
о
^
СО
СО
о
ю
ф*
ю
о
to
со
о
о
00
со
СО
о
</
J3
fcl
а
*
я
я
5
о
•в»
*о
р.она-
ю
а
.?>•
? и-
• о
5 **
03
я
сз
Л
CD
я
я
*
i**
II
***»
а
н
я
>*
по опы
н
я
Е
S
*>
нны
S
ь
н
ихп
н
ov
К
ocooo-viaicn^coto»—осооо^слсл^сою»—
ооооооооооооооооооооо
СОСОООС^^^О^О>СЛСЛ*ьСООЭЬЭ10>--"--ООСОС?)
C0^00C0-vIt0-vJb-C7>O^C0^0000-^tO-^H-a>O
ОС0С000-<1-ч1О5С7>СЛСЛ^^С00ЭЮ^—>—ООСО
>—слослсо4^оосо-^цо->1^-слослсо^оослэ^
ососооооо-а^ослсль^^оослэюю!—
00^ь-О>»— СЛОСЛС04^000000 tO ЧЮО)
ОСОСООООО-ч]-»1С^а5СЛСЛ4^4^СОСОЮ
слсооооооо^ю^^о^ослослосл
оососооэоо^аэоэслсл^^аэсо
S»- 0>ОСЛОСЛСО»^СО^С04^СС>^
^-ососооооо-<1-^оа>слсл>^4^
О4^со 4^оо^оооооосооосососл
tOtOtO^— •— •— b-v-^-ь-н-н-н-
•—ООСОС00000^1^050^СЛСЛ
coooto^ito-vito*<nooooocoa>
tOtOtOtOtO^-ь-»— ь-н-н-н-
tOH-K-OOCDCOOOOOOO-OOO
ОСЛО0)^-С7)К>004^^—COO
tototototototototototo
МЮЮммОООООм
ОСЛО ОЮОСЛ СОЮ ООСЛ
to to to to to to to to to to
4^cocotototototococn
OC7>tOCOC7>4^00^0C7>
S3
s
PI
^J СЛСЛ *- ОЭЮ H-
oooooooo
оооо-^оелсл^оэ
ооь-*^о5со>— 4^аэ
СО00-ОСТ>С7>СЛ^00
ооослооооослоо
СООО"-4-^а>СЛ4^4^
ЮСЛОООЮСЛООО
СООО-<1-ОС7>СЛ4^Ф»
00C7)CDb-*00O)COtO
СО0000-^С7>СЛСЛ^
со со оо- -vi ^i о^сл ?ь
coto^-^otoo^co
ОС00000-<10>СЛСЛ
tocnoo»—^елсооо
oo<coooosoH>
COtOOCOtOOJCOOO
tOtOtO^-b-H-^-v—
K-H-OCDCD0044
tototototoi—>—>—
tOtO»— >— OCOCDCO
ootoa^o^oo^to
totototototototo
МОЗЮЮн-н-Он-
oo to ел •— a^v— со о
о
о
-
СЛ
о
СЛ
о
го
СЛ
СО
о
о
09 1 OS
-«4
о
Значения А,«10*,Вт/(м»К), для фреона-14 при р, бары
3

дилось для изотерм 335,6К и обнаружило
разброс данных в пределах погрешности опыта.
Результаты вычислений по предложенной
методике для фреона-22 ниже опытных данных [9]
на 8—10% для давлений 8 и 16 бар. Это
объясняется расхождением между значениями
атмосферной теплопроводности [8], принятыми в
настоящей работе, и данными, приведенными
в работах [9].
Проведенное сопоставление расчетных и
опытных данных подтверждает методику расчета
теплопроводности фреонов.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
l.Stiel I., Thodos G.—«A. I. Cm. E. Journal,
1964, Vol. 10, No. 1, pp. 26—30.
2. Rosenbaum B. M., Thodos G.— «Physica»,
1967, Vol. 37, No. 3, pp. 442—456.
3. Mark wood W. H., Benning A. F.—«Ref-
rig. Engineering», 1943, Vol. 45, p. 95.
4. Malhotra B. R.— «Modern Refrigeration», 1957,
Vol. 60, p. 497.
5. SaleP. Bull I. I. F., Annexe 2, Paris, 1964, p. 145.
6. Gr if f i thsE., Ar bery I.H., Powell R.W.
Report of the Food Investigation Board for the Year.
London, 1938, p. 271.
7. Цветков О. Б. Коэффициенты теплопроводности
М. М. ЛЕВИНА
Краснодарский филиал Гипронисельпрома
Канд. техн. наук Б. К. ЛЕВИН, Н. М. ИВАНЮК
Краснодарский политехнический институт
Математическая модель позволяет определить
в общем виде свойства подобных объектов,
уравнения динамики которых будут при этом
различаться лишь численными значениями
коэффициентов при переменных, зависящими от
конструктивных и технологических параметров
реальных объектов.
Рассмотрим динамические свойства
универсальной холодильной камеры, совмещающей
функции термообработки и хранения
охлажденной продукции на примере камеры фруктового
холодильника. Охлаждение камеры воздушное.
Интенсивная побудительная циркуляция
воздуха в камере поддерживает достаточно
равномерное поле температур, что позволяет
рассматривать ее как объект с сосредоточенными
параметрами.
Небаланс притоков тепла за период времени
dt аккумулируется в массе воздуха объема
камеры в количестве dQaK:
перегретых паров фреонов метанового ряда.—
«Холодильная техника», 1969, № 12, с. 21—24.
8. М a s i а А. Р., В racer о А. V., Bar r ales
R ienda. Anal, de la real soc. esp. fis. quim, ser. A,
1964, Vol. 60, No. 1—2.
9. Груздев В. А., Шестова А. И., Се -
лин В. В.«Теплофизические свойства фреонов»,
Новосибирск, 1969.
10. П е р е л ь ш т е й н И. И. Обобщенные уравнения
состояния и кривой давления пара для фреонов.—
«Холодильная техника», 1967, № 3, с. 27—33.
11. Клецкий А. В. Термодинамические свойства
фреона-11.— «Холодильная техника», 1967, № 1, с. 18—
21.
12. Цветков О. Б. Теплопроводность жидких
фреонов ряда метана и этана.— «Холодильная техника»,
1965, № 4, с. 28—31.
13. Перельштейн И. И. Таблицы и диаграммы
термодинамических свойств фреонов-12,13,22, М., ВНИХИ,
1972.
14. Tauscher W.— «Kaltetechnik — Klimatisierung»,
1967, Bd. 19, Nr. 9.
15. Mo r s у Т. E., S t r a u b D.— «Kaltetechnik —
Klimatisierung», 1968, Bd. 20, Nr. 7.
16. Martin I. I., Bhada R. K.—«A. I. Ch. E.
Journal», 1971, Vol. 17, No. 3.
17. Клецкий А. В. Теплофизические свойства
фреона-22. М., Стандартгиз, 1970.
18. Груздев В. А., Шумская А. И.,
Шестова А. И. В сб.: «Тепло- и массоперенос», т. 7, Минск,
1972.
(Qi+Q2Tn +Q2xn +<Эфт +<Эфх +Q*+
+Q4-QB) dt=dQaR, (i)
где Ql9 Q3, Q4 — соответственно теплопритоки в
камеру от ограждений, с наружным
воздухом при вентиляции и
эксплуатационные, ккал/ч;
Огтп» Фгхп — физическое тепло соответственно
теплых и охлажденных плодов, ккал/ч;
Q(?t» Яфх — то же, физиологическое тепло, ккал/ч;
QB — тепло, воспринимаемое
воздухоохладителем, ккал/ч.
При нормальном охлаждении яблок и других
видов овощей и фруктов, обладающих близкой
им по величине интенсивностью дыхания,
физиологическое тепло составляет
незначительную долю в общем количестве отводимого
тепла [1]. Поэтому пренебрегаем слагаемыми
баланса Bфт и Bфх. Величину Q4) связанную в
период термообработки продукции с работой
электродвигателей вентиляторов
воздухоохладителя, а также Q3 принимаем постоянными
во времени. Тогда уравнение A) в приращениях
имеет вид:
AQi + AQ2Tn + AQ2Xn - AQB = VpBcB -jf-, B)
УДК 621.565:634.1/.7:62-52
Математическая модель холодильной камеры
43

где V — объем камеры, м3;
рв, св — плотность и теплоемкость воздуха,
соответственно в кг/м3 и ккал/(кг'Град);
Эк — температура воздуха камеры, °С.
Для холодильных камер с побудительной
циркуляцией воздуха коэффициенты
теплоотдачи а, ккал/(ч -м2 -град) одинаковы для
разнородных поверхностей ограждений площадью Fi9
м2 [2]. Однако в связи с тем, что они разделяют
помещения с различными температурными
режимами и имеют различные термические
сопротивления, температуры их внутренних
поверхностей 6СТ1. (°С) отличаются друг от друга. При
этом
Q1=a2Fi (ЭотГ-9к). C)
Чтобы не усложнять уравнение динамики,
принимаем температуры 90Т. разнородных
элементов ограждений камеры равными
температуре наружных стен 0ОТ, введя одновременно
поправочный коэффициент х, учитывающий
влияние температурных условий отдельных
элементов ограждений на величину Qv Тогда
уравнение C) приобретает вид:
Qx=aFn (Эот-ек), D)
где F = 2Ff, м2.
Или с учетом приращений переменных
AQ^aF хД90Т—aFxA9K. E)
Теплые плоды при температуре 9ТП>9К,
внесенные в камеру, вступают в тепловое
взаимодействие с воздухом помещения, который
непосредственно воспринимает физическое тепло
продукции. В результате плоды охлаждаются, а
температура воздуха возрастает. Повышение
температуры воздуха камеры, в свою очередь,
вызывает его теплообмен с ранее охлажденными
плодами, с температурой 9ХП, °С. Количество
тепла, отдаваемого и воспринимаемого
соответственно теплыми и холодными плодами,
описывается уравнениями:
Q2Tn=anfTn S FТП — 9к)> F)
Q2Xu=anFXU^ (QK— е*П)> G)
где ап — коэффициент теплоотдачи от плодов к
воздуху камеры, ккал/(ч-м2-град);
^тп> ^хп—поверхности теплообмена соответственно
теплых и холодных плодов, м2.
Величины FTn и Fxu могут быть выражены
через массы плодов GTn и GXII (кг) на основании
соотношений
^ТП:==1 ^ТП И ^ХП~/ ^ХП'
где / — удельная поверхность плодов, м2/кг.
Тогда уравнения F) и G) принимают вид:
Q2Tn=anf GTns @тп— 0к)> (8)
Q2xn=-^n/Gxns(9K-9xn), (9)
где s — коэффициент, учитывающий расход тепла на
изменение теплосодержания тары и упаковки
продукции.
Переходя к приращениям, получим
Л Q 2тп = an/s СтпО Д Qtu— aJs GTnO Д0к. A0)
AQ2xn=an/sGxn0AQK—an/sGxn0A9xn. A1)
Индекс «0» соответствует фиксированным
значениям величин.
Количество тепла, отбираемого от воздуха
камеры в воздухоохладителе, равно:
Qb=GbcbFk-9b), A2)
где GB — весовая подача воздуха вентиляторами
воздухоохладителя, кг/ч;
9В — температура воздуха на выходе из
аппарата, °С.
Принимая производительность вентиляторов
воздухоохладителя неизменной во времени,
запишем уравнение A2) в приращениях:
AQB=GBcBA9K-GBcBA9B. A3)
Уравнение B) с учетом значений E), A0),
A1), A3) после несложных преобразований и
введения относительных переменных
приобретает вид:
^0Фк +A+?+?2-Г&з)Фк =
= ?+&Фст+&2Фт+?зФх . A4)
где Т0 = -
к, /?2» ^з
•постоянная времени камеры, ч;
• постоянные коэффициенты:
k,=
ОьСвУ
aufsGxno
A0K
Фк = "S—
dkh
AG
Фет
CT
Фт:
AGT
Фх =¦
АЭхп
AG
0
— относительные переменные
кн температур;
0кН — номинальное значение
температуры воздуха камеры.
Для того, чтобы выявить картину изменения
всех переменных, входящих в уравнение A4),
рассмотрим их взаимосвязь между собой.
Зависимость температур Фст=/ (фк)
определим на основе изменения в переходном режиме
теплового состояния ограждений.
На рис. 1 показан фрагмент конструкции
стенового ограждения холодильных камер фрук-
тохранилищ [3, 4] и график распределения
температуры в нем в установившемся состоянии,
определенный по данным работы [5]. Анализ
конструкции показывает, что слой штукатурки
на внутренней поверхности ограждения а в

35
30
25
го
ts
10
5
О
Рис. 1. Фрагмент конструкции стенового ограждения
холодильных камер фруктохранилищ и график
распределения температуры в нем в установившемся состоянии:
/ — штукатурка цементно-известковым раствором; 2 —
пергамин; 3 — плиты минераловатные; 4 — гидроизол; 5 — слой
битумной грунтовки; 6 — штукатурка цементно-известковым
раствором; 7 — кирпичная кладка.
теплотехническом отношении занимает особое
положение. Вследствие высокой теплоинерцион-
ности кирпичной кладки и термоизоляции
температура его практически не испытывает
изменений при суточных колебаниях температуры
внешней среды. Это позволяет считать тепловой
поток QBH через ограждение на границе
термоизоляции и слоя а постоянным во времени. В то
же время слой а вследствие незначительной
тепловой инерции и высокого коэффициента тепло-
усвоения, непосредственно контактируя с
воздухом камеры, реагирует на все возмущения
температурного режима последней. Небаланс
тепловых потоков через ограждение
аккумулируется в массе рассматриваемого слоя
штукатурки
(Qi-Qbh) dt=dQaK. A5)
В связи с незначительной величиной
изменения температуры в слое а принимаем среднее
значение ее равным температуре Эот. Тогда
уравнение A5) с учетом значения E) в
приращениях примет вид:
aFKA6CT — afxA0K=GCTcCT —jj—, A6)
где GCT, cCT — масса и теплоемкость слоя штукатурки
соответственно, кг и ккал/(кг-град).
После введения безразмерных переменных и
преобразований уравнения A6) получаем:
7>сТ+Фст = Фк> О7)
где Тс =
СгстСст
cxFk
постоянная времени ограждения, ч.
Зависимость температуры l=f (срк41)
определена по методике [6] и выражается уравнением:
TBl'+l=-klVL+TK<p'K +Фк, A8)
GMcM
где Тв
Т =
1 у.
0всв
ишсм
atFt + 2
a1F1 ~~ 2
— постоянные времени
воздухоохладителя, ч;
*1=-
^М > СМ '
«1. Fl-
I 0R
• масса и теплоемкость металла
охладителя, соответственно кг и
ккал//(кг-град);
- коэффициент теплоотдачи от воздуха
к наружной поверхности теплообмена
воздухоохладителя и площадь
последней, соответственно ккал/(ч-м2-град)
и м2;
- постоянные коэффициенты;
\х — относительное перемещение
регулирующего органа подачи хладагента
в воздухоохладитель.
Зависимость между температурами теплых
и охлажденных плодов Эп и воздуха камеры
определяется на основании уравнения
динамики [7]:
dQu = -m (9n-9K) dt, A9)
которое после преобразований и приведения к
относительным переменным имеет вид:
7>п +Фп = Фк, B0)
1
где Ти = -
— — постоянная времени продукции, ч;
m — темп охлаждения, ч;
фп — относительное
плодов.
изменение температуры
Таким образом, динамические свойства
холодильной камеры описываются системой
уравнений A4), A7), A8), B0), на основании которых
составлена структурная блок-схема, наглядно
иллюстрирующая наличие прямых и обратных
связей переменных (рис. 2).
Анализ закономерностей и допущений,
принятых при выводе уравнений динамики холо-
Мж
\п
~JZ--~
1
?
9х
%
<Рг
I тт я
— ^__
¦^_-z^ZJ:r'—
г™ /
Уст
5
\
у*
I /
3
9>«
/
ч-
Ч>Т
Р* .
Рис. 2. Блок-схема:
/ — воздухоохладитель; 2 — воздух в камере; 3 — теплые
плоды; 4 — охлажденные плоды; 5 — ограждения камеры.
F

дильной камеры, показывает, что наименее
изученными являются динамические свойства
собственно камеры (при отсутствии в ней
продукции). Опубликованные по данной проблеме
работы отличаются разнообразием предпосылок
и не содержат сопоставлений теоретических
результатов с фактическими данными, что не
позволяет судить о их достоверности и снижает
практическую ценность исследований. В связи
с этим была поставлена цель проверить
полученную математическую модель
экспериментальным путем.
Уравнение динамики камеры A4) при
отсутствии в ней продукции имеет вид:
Т0% + A+*)<Рв=?+*Фот- B1)
Виды уравнений A7), A8) остаются без
изменений.
Совместное решение уравнений A7), A8),
B1) относительно ?=/ (ji, f) и срк=/ ([a, t)
функций времени представлено в графическом
виде применительно к камерам № 1 и 3 фрукто-
хранилищ емкостью соответственно 770 и 520 т
[3, 4] на рис. 3 (пунктирные линии). На рис. 3
сплошными линиями нанесены кривые разгона
указанных камер, полученные
экспериментально при возмущении системы путем
скачкообразного открытия регулирующего органа подачи
хладагента в воздухоохладитель. Разгонные
кривые приведены к относительным безразмерным
переменным, соответствующим принятым в
математической модели.
Близкое совпадение расчетных и
экспериментальных кривых показывает, что разработанная
модель удовлетворительно описывает поведение
реальных объектов и может быть использована
при определении динамических свойств
холодильных камер различного назначения.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. X и к с Э. В. Предварительное охлаждение фруктов и
овощей. IX Международный конгресс холода. Сб.
докладов. М., Госторгиздат, 1958.
УДК 663.674:542.976
для мороженого
Канд. техн. наук Н. Н. ФИЛЬЧАКОВА
Всесоюзный научно-исследовательский институт
холодильной промышленности
Стабилизаторы существенно влияют на
формирование и устойчивость воздушной дисперсной
фазы мороженого [1, 2].
^=t
О 10 20 30 W 30 30 70 дО 30 /00 110 /20 /30 КО /50t,Mtiff
0 1 Z 3 4 5 6 7 в 3 /О 11 12 /3 ft 15t,4
Рис. 3. График функций \ = f(\i, t) и фк~/(М)-
2. Холодильная техника. Энциклопедический
справочник. Т. 3, М., Госторгиздат, 1962.
3. Фруктохранилище емкостью 520 т. Типовой
проект № 813-28/67. Краснодарский филиал Гипрони-
сельпрома. Краснодар, 1967.
4. Фруктохранилище емкостью 770 т. Типовой
проект № 813-29/67. Краснодарский филиал Гипрони-
сельпрома. Краснодар, 1967.
5. М и х е е в М. А. Основы теплопередачи. М.—Л.ш
Госэнер гоиздат, ^ 1956.
6. Девятов Б. Н. Теория переходных процессов в
технологических аппаратах с точки, зрения задач
управления. АН СССР, Сибирское отделение, Новосибирск,
1964.
7. Головкин Н. А., Чижов Г. Б., Школь-
никова Е. Ф. Холодильная технология пищевых
продуктов. М., Госторгиздат, 1955.
По нашим исследованиям, средний диаметр
воздушных пузырьков в готовом продукте тем
меньше, чем больше его вязкость (рис. 1).
Наибольшая вязкость образцов мороженого и
самая высокая дисперсность воздуха в них
наблюдались при использовании в качестве
стабилизатора метилцеллюлозы.
Способ оценки физико-химических свойств стабилизаторов
46

Дисперсность воздуха в мороженом с жели-
рующим крахмалом выше, чем с обычным. В
наших опытах средний диаметр воздушных
пузырьков сливочного мороженого с
содержанием 1 % желирующего или обычного крахмала
соответственно составлял 76 и 96 мкм, а
вязкость мороженого соответственно была 81,6 и
54,2 Н -с/м2 (вязкость определяли на реовиско-
метре Гепплера при температуре мороженого
—6° С).
Вязкость сливочного мороженого без'
стабилизатора не превышала 16,4 Н -с/м2, вследствие
чего дисперсность воздуха была самой низкой
(средний диаметр воздушных пузырьков
составлял 112 мкм).
Пузырьки воздуха в мороженом без
стабилизатора удерживаются благодаря наличию
белков молока, которые можно рассматривать как
стабилизаторы мороженого.
В опыте с модельной смесью, содержавшей
все компоненты обезжиренного мороженого,
кроме белков молока, взбитость продукта при
температуре —6° С не превышала 5%, а
единичные воздушные пузырьки были размером
500 мкм и более. После закаливания продукт
имел твердую грубокристаллическую
структуру. Предельное напряжение сдвига,
установленное с помощью конического пластометра
«КП-3» конструкции Маркова-Воларовича, при
температуре —18° С составляло 42,1 Па, что
в 3—4 раза выше, чем у мороженого со
стабилизаторами.
Основным процессом при формировании
структуры мороженого является фризерование. При
фризеровании свойства стабилизаторов могут
изменяться после механического
перемешивания и замораживания смесей, а такж;е в
результате повышения в них концентрации солей-
электролитов.
Устойчивость стабилизаторов к действию
этих факторов оценивали по вязкости смесей
dg7MHM\ Т ~Г 1 ~~| " Г ~\ I
110 Ч 1
so PSH
70 1 p-^frJ^l
50 I I L I I I I I
/7 W 80 120 160 ZOO ju,H-c/mZ
Рис. I. Средний диаметр воздушных пузырьков dB в
сливочном мороженом в зависимости от его вязкости tu
(температура — 6° С, средняя взбитость 48%).
мороженого и растворов стабилизаторов, а
также мутности последних.
Механическому перемешиванию в цилиндре
фризера и замораживанию подвергали смеси
сливочного мороженого. Для исключения
влияния молочного жира на вязкость использовали
также смеси обезжиренного мороженого.
В смесях в качестве стабилизаторов
применяли метилцеллюлозу (концентрация 0,3%),
модифицированный желирующий картофельный
крахмал (концентрация 1,0%) и обычный
картофельный крахмал (концентрация 1,0%).
Фризерование смеси до —6° С в течение 8 мин
проводили на фризере полунепрерывного действия
производительностью 20 кг/ч (окружная
скорость вращения мешалки 1,64 м/с, температура
кипения фреона-12 в рубашке цилиндра —20° С).
Через каждые 2 мин отбирали пробы,
отепляли их до 20° С и измеряли вязкость. В
результате фризерования вязкость смесей снижалась
(рис. 2, а). Изменение вязкости смесей,
подвергнутых механическому 'перемешиванию в
течение 8 мин в том же фризере при отключенной
холодильной установке, показана на рис. 2, б.
Исследование влияния механического
перемешивания, замораживания и увеличения
концентрации солей-электролитов на водные клей-
стеризованные растворы крахмалов и метилцел-
люлозы показало, что наиболее значительную
роль играет замораживание. Растворы
стабилизаторов A,42% крахмалов или 0,43% метил-
целлюлозы в дистиллированной воде) замор а-
О ' 2 4 6 хгмин 0 2 4 8 Г,мин
а О
Рис. 2. Изменение вязкости смесей мороженого при
фризеровании:
1У 2, 3 — концентрация" обычного крахмала, желирующего
крахмала и метилцеллюлозы соответственно 1,0; 1,0 и 0,3%;
мороженое сливочное; мороженое
обезжиренное.
47

живали без перемешивания до конечной
температуры —6° С со среднелинейной скоростью
замораживания 5 мм/ч, затем нагревали до 20° С
и определяли вязкость и мутность (см. таблицу).
Стабилизатор
Желирующий крахмал
Обычный крахмал
Метилцеллюлоза
Вязкость,
мН • с/м*
до
замораживания
1,2
2,6
7,9
после
замораживания
0,7
0,5
9,3
Мутность,
1/см
до
замораживания
0,37
0,46
0,01
после
замораживания
0,18
0,23
0,01
Раствор метилцеллюлозы оказался наиболее
устойчивым к действию замораживания.
Вязкость, как основное условие в образовании
структуры мороженого, при этом даже несколько
увеличивалась. Устойчивостью к замораживанию
объясняется более высокая по сравнению с
крахмалами способность метилцеллюлозы создавать
более стойкую воздушную дисперсную фазу
мороженого.
Исследования, проведенные с другими
стабилизаторами — альгинатом натрия, желатиной,
агароидом, цистозирой, тилозой, кукурузным
крахмалом и крахмалом маниоки, — показали,
что чем устойчивее водный раствор
стабилизатора к действию замораживания, тем более
высока дисперсность воздуха в готовом продукте.
Из указанных стабилизаторов самыми стойкими
оказались растворы альгината натрия и тилозы.
Неустойчивыми были растворы крахмалов.
После замораживания вязкость их снижалась в
5—6 раз.
На основании проведенных исследований
предлагается метод частичной оценки
физико-химических свойств стабилизаторов для
мороженого по устойчивости их растворов к
замораживанию. Для этого необходимо водный раствор
стабилизатора заморозить до температуры
—6° С со средней линейной скоростью около
5 мм/ч, которую можно достичь при
замораживании раствора объемом 50 мл и толщиной 40 мм
при температуре окружающего воздуха —18° С,
затем нагреть до 20° С и при этой температуре
определять вязкость и мутность раствора.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. А г b u с 1 е W. S. Ice cream. The avi publishing
company, inc., 1966.
2. Фильчакова Н. Н. Влияние крахмалов на
формирование воздушной фазы в мороженом.— «Крахма-
лопаточная промышленность», 1971, вып. 1.
V\/V\A/\AAAAA/\/V4A/\/\AA^
УВАЖАЕМЫЕ ЧИТАТЕЛИ!
На складе издательства «Пищевая промышленность» имеются
следующие номера журнала «Холодильная техника»:
1971 г. — 7,11;
1972 г. —2,9;
1974 г.—2, 4, 5, 7, 8.
Заказы на журналы (без денежных переводов) следует направлять по
адресу: 113035, Москва, М-35, 1-й Кадашевский пер., 12. Отдел
распространения издательства.

ОБМЕН ОПЫТОМ
УДК 621.565
Повышение эффективности
работы маслоотделителей
Л. В. ГУЩИН
Краснодарское краевое производственное объединение
молочной промышленности
Для эффективного отделения масла от паров
аммиака, нагнетаемых компрессорами в
конденсаторы, на предприятиях Краснодарского
краевого производственного объединения
молочной промышленности применяют
маслоотделители с промыванием паров аммиака через
слой жидкости.
На большинстве действующих холодильных
установок взаимное расположение
оросительных и испарительных конденсаторов и
маслоотделителей промывного типа выполнено так,
что невозможно осуществить правильное
питание и поддержание необходимого уровня
жидкости в маслоотделителях.
Вследствие этого масло в них плохо
отделяется и система холодильной установки
быстро замасливается.
На Павловском сыркомбинате при
реконструкции конденсаторного отделения,
состоящего из трех оросительных конденсаторов
90-МКО, двух маслоотделителей 100-ОММ с
уровнедержателем, двух линейных ресиверов
1,5-РВ и маслособирателя 300-СМ, возникла
трудность питания жидким хладагентом
маслоотделителей и обеспечения необходимого
подпора столба жидкости высотой 1,5 м.
Автором предложена схема питания
маслоотделителей жидким аммиаком из дополнительно
установленного кожухотрубного конденсатора
50-КТГ (см. рисунок).
Поскольку оросительные конденсаторы 1
установлены низко по отношению к
маслоотделителю, дополнительно смонтирован кожухо-
трубный конденсатор 2 на отметке,
обеспечивающей подпор столба жидкости на 1,5 м (от
нижней образующей конденсатора до уровня
в маслоотделителе).
Уровень жидкого аммиака в барботажном
маслоотделителе 3 поддерживается на отметке
Принципиальная схема обвязки маслоотделителя *г при
использовании оросительных и испарительных
конденсаторов.
750 мм (от низа обечайки маслоотделителя
100-ОММ). Излишки жидкого аммиака через
уровнедержатель 4 по сливному трубопроводу 5
поступают в линейный ресивер 6.
Внедрение предложенной схемы позволило
улучшить отделение масла. Значительно
уменьшилось его скопление в аппаратах, сосудах и
оборудовании холодильных камер. Отпала
необходимость поднимать оросительные
конденсаторы для создания столба жидкости
высотой 1,5 м перед маслоотделителями. Лучшее
отделение масла достигнуто при меньших
материальных и трудозатратах на монтажные
работы.
УДК 62-52
Стенд для определения
неисправности в блоках
пультов управления
машинами ПУМ-ЮО
Д. Я. ГЕТЛИХЕР, С. Г. НИКИТИН
Зеленоградская плодоовощная контора
На Зеленоградской плодоовощной конторе
эксплуатируется аммиачная холодильная установка
с компрессорами АУ-200. Для их запуска
применяются пульты управления машинами ПУМ-
ЮО. При выходе из строя пульта управления
очень сложно определить его неисправность в
рабочем состоянии.
49

Принципиальная схема стенда для проверки
пульта ПУМ-100:
/ — блокировка с водяным насосом; // — блокировка
с рассольным насосом; /// \— проток воды в
рубашках; IV — разность давлений масла; V — давления
нагнетания и всасывания; VI — температура
нагнетания; VII — уровень аммиака в отделителе
жидкости.
220В
Для определения неисправности в блоках
пультов управления машинами ПУМ-100 изготовлен
стенд, с помощью которого можно определить
выдержки времени (на реле времени) при запуске
компрессора, проверить правильность работы
схемы автоматики, а также правильность работы
следующих защит: по уровню аммиака в
отделителе жидкости, температуре нагнетания,
давлению нагнетания и всасывания, разности
давлений масла в картере и масляного насоса,
протоку воды.
Принципиальная схема стенда для проверки
пульта ПУМ-100 показана на рисунке.
Для проверки пульта ПУМ-100 в местном
режиме переключатель КР (ключ режимов) на
пульте устанавливают в положение «Местный»
и нажимают кнопку КП («Пуск») на стенде,
при этом включается реле Р, которое блокирует
кнопку КП и включает сигнальную лампу Л
(включен компрессор) на стенде. Отключение
производится ключом КР, для чего его
устанавливают в положение «Отключено».
Для проверки пульта в полуавтоматическом
режиме переключатель КР устанавливают в
положение «Полуавтоматический», включают
тумблеры 77 — 77 на стенде, нажимают кнопку КВД
на пульте, при этом на стенде должна загореться
сигнальная лампа Л, а на пульте — сигнальная
лампа ЛС (готовность схемы к работе).
Для проверки срабатывания любой из защит
отключают один из тумблеров ТЗ — 77 на
стенде, при этом реле РА обесточивается, разрывает
свои контакты 119, 111 и отключает реле РУ.
Сигнальная лампа Л на стенде и сигнальная
лампа ЛС гаснут и загорается соответствующая
сигнальная лампа ЛС1 — ЛС5 на пульте.
Для восстановления схемы следует замкнуть
отключенный ранее тумблер и нажать кнопку
КВД на пульте.
Для проверки выдержки времени необходимо
отключить один из тумблеров (ТЗ или Т4) и
нажать кнопку КВД, при этом через 10 с
должна загореться соответствующая сигнальная
лампа ЛС1 или ЛС2 на пульте.
Правильность блокировки водяного и
рассольного насосов проверяют отключением тумблеров
Т1 и 72, в результате чего должна погаснуть
лампа Л на стенде.
Стенд размещается на рабочем столе. Это
упрощает нахождение неисправностей и
значительно сокращает время ремонта пульта
управления машинами ПУМ-100.
50

НОВЫЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1) 440004 B1) 1756201/24-6 B2) 29.02.72
E1) F 25 b 11/00; F 25 b 49/00; G 05 d 23/19
E3) 621.515:621.57.012.4-555.62
C1) WP 17a/153380 C2) 01.03.71 C3) ГДР G2) ХЕЛЬ-
МУТ РАШ, ПЕТЕР ЮНГ, МАНФРЕД КЛУГЕ
и ФРАНЦ ХАЙНИТЦ (ГДР) G1) Комбинат ФЕБ Луфт-унд
Кельтетехник (ГДР)
E4) СПОСОБ СТАБИЛИЗАЦИИ ТЕМПЕРАТУРЫ ХЛА-
ДОНОСИТЕЛЯ, преимущественно в турбохолодильной
установке, путем изменения расхода потока паров
хладагента низкого давления и перепуска части паров высркого
давления в поток низкого давления, отличающийся тем,
что, с целью повышения точности регулирования,
изменение расхода и количества перепускаемого потока ведут
в заданной последовательности в зависимости от
изменения (возрастания или убывания) холодильной нагрузки,
по периодическим импульсам температуры хладоносителя,
подаваемого к потребителю.
A1) 431689 B1) 1700627/24-6 B2) 24.09.71 E1) F 25d
3/12 F 25b 19/00 E3) 621.578 C1) 75337 166316 C2)
25.09.70 12.08.71 C3) (США) G2) ДЭВИД Т. МИЛЛЕР
(США) G1) Статам инструменте Инк (США)
E4) 1. ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА,
содержащая контейнер с сухим льдом и холодильную
камеру, отличающаяся тем, что, с целью получения в
холодильном цикле механической энергии, в камере
размещен испаритель, например фреоновый, а в контейнере
установлен конденсатор паров хладагента, при этом между
испарителем и конденсатором параллельно включены
паровые двигатели, по крайней мере, один из которых
кинематически связан с насосом, размещенным на линии
жидкого хладагента для его перекачивания из
конденсатора в испаритель.
2. Установка по п. 1, отличающаяся тем, что
параллельно основному насосу включен вспомогательный насос с
автономным электроприводом для начального пуска
установки.
3. Установка по п. 1, отличающаяся тем, что
испаритель снабжен регулятором уровня, воздействующим на
подачу пара в двигатель насоса.
4. Установка по п. 1, отличающаяся тем, что
конденсатор снабжен датчиком давления (температуры),
воздействующим на подачу пара в двигатели.
5. Установка по п. 1, отличающаяся тем, что один из
двигателей подключен к вентилятору, размещенному в
камере для циркуляции воздуха.
6. Установка по п. 5, отличающаяся тем, что в камере
размещен температурный датчик, воздействующий на
подачу пара в двигатель вентилятора.
Приоритет по пунктам:
25.09.70 по пп. 1, 5, 6; 12.08.71 по пп. 2, 3, 4.
(И) 434184 B1) 1636416/24-6 B2) 09.03.71 E1) F 04Ь
35/04;F25b 31/02 E3) 621.57.041 G2) А. Л. ЧЕРНЯК,
Л. А. ВЕГЕР и Л. Я. ПЕТРУШАНСКАЯ
E4) ХОЛОДИЛЬНЫЙ ГЕРМЕТИЧНЫЙ КОМПРЕССОР,
содержащий кожух с размещенным в нем валом, на
верхнем конце которого установлен распылитель, и
расположенный под распылителем обтекатель, отличающийся тем, что,
с целью обеспечения интенсивного отвода тепла от стенок
кожуха, распылитель выполнен Т-образным, а обтекатель
имеет воронкообразную форму и установлен со щелевым
зазором относительно кожуха.
A1) 434235 B1) 1815053/24-6 B2) 28.07.72 E1) F 25Ь 9/00
E3) 621.574 G2) Б. Н. МУРИНЕЦ-МАРКЕВИЧ G1)
Физико-технический институт низких температур
АН Украинской ССР
E4) ПОРШНЕВАЯ ХОЛОДИЛЬНАЯ МАШИНА
для получения низких температур, содержащая компрессор
и расширитель с приводом от коленчатого вала,
установленный в линии связи компрессора с расширителем
регенератор для предварительного охлаждения газа и связанный
кинематически с коленчатым валом детандер с клапанами
впуска и выпуска, отличающаяся тем, что, с целью
повышения термодинамической эффективности машины,
компрессор выполнен с дополнительной ступенью, кинематически
связанной с коленчатым валом, нагнетательная сторона
которого подключена линией, имеющей рекуперативный
теплообменник и обратный клапан, к линии связи
расширителя с регенератором, а сторона всасывания через
рекуперативный теплообменник подключена ,к выпускному
клапану детандера.
51

A1) 436172 B1) 1815829/24-6 B2) 27.07.72 E1) F 04c 17/02
E3) 621.514 G2) Э. Я. АУСВАЛД, П. Г. ЛАНГРАТС
и В. Я- РУДЗИТИС G1) Рижский завод холодильных
машин « Компрессор».
E4) РОТАЦИОННЫЙ КОМПРЕССОР, содержащий
цилиндр и установленный в нем на эксцентриковом валу с
подшипниками катящийся ротор, отличающийся тем, что,
с целью повышения производительности и к. п. д., ось
цилиндра смещена относительно оси подшипников
эксцентрикового вала в сторону зоны всасывания для получения
в зоне нагнетания минимально допустимого радиального
зазора между цилиндром и ротором.
A1) 436216 F1) 310093 B1) 1794572/28-13 B2) 09.06.72 E1)
F 26Ь 5/10 E3) 66.047.25 G2) Э. И. КАУХЧЕШВИЛИ,
В. В. ИЛЮХИН и Ю. П. ЕРМАКОВ G1) Московский
технологический институт мясной и молочной
промышленности
E4) 1. СПОСОБ ОБЕЗВОЖИВАНИЯ ПРОДУКТОВ
по авт. св. № 310093, отличающийся тем, что, с целью
более полного удаления кристаллов льда из продукта,
диспергирование замороженного продукта осуществляют
при удельной ударной нагрузке преимущественно в
пределах 800—850 кг-см/см3 и температуре порядка минус
80 — минус 100° С до частиц с минимальным
размером 20 мкм.
2. Способ по п. 1, отличающийся тем, что разделение
полученных частиц льда и продукта осуществляют на
ситах мокрым способом при отрицательной температуре.
A1) 436964 B1) 1604323/24-6 B2) 21.12.70 E1) F 25Ь
19/04; F 25d 7/00 E3) 621.565.58 G2) Л. Л. ВАСИЛЬЕВ'^ 1)
Ордена Трудового Красного Знамени институт тепло-
и массообмена
E4) СПОСОБ РАБОТЫ ТЕПЛОВОЙ ТРУБКИ,
выполненной в виде коаксиально расположенных
герметичных цилиндров, путем перемещения рабочего агента
из зоны испарения в зону конденсации и обратно,
отличающийся тем, что, с целью интенсификации процесса тепло-
переноса, перемещение агента осуществляют в радиальном
направлении при размещении тепловыделяющего
источника по оси трубки.
A1) 436965 B1) 1631138/24-6 B2) 08.02.71 E1) F 25b 19/04
F 25d 7/00 E3) 621.565.58 G2) Л. Л. ВАСИЛЬЕВ G1)
Ордена Трудового Красного Знамени институт тепло-
и массообмена
E4) 1. ТЕПЛОВАЯ ТРУБКА,
выполненная в виде коаксиально расположенных
герметичных цилиндров с капиллярно-пористым наполнителем на
стенках, отличающаяся тем, что, с целью повышения
эффективности теплопереноса, цилиндры соединены при
помощи радиальных пористых ребер из диэлектрика,
например ориентированного стекловолокна, отстоящих
одно от другого на угол 30—45°, и тепловыделяющий
источник размещен по оси трубки для передачи теплового
потока в радиальном направлении от центра к периферии.
2. Трубка по п. 1, отличающаяся тем, что, с целью
уменьшения гидродинамического сопротивления, ребра
выполнены в виде пакета пластин, установленных г
зазором 0,5—1 мм.
3. Трубка по п. 1, отличающаяся тем, что в полость
между цилиндрами помещены сетчатые трубчатые
элементы, например, из металла или диэлектрика.
A1) 438841 B1) 1801777/24-6 B2) 27.06.72 E1) F 25Ь 15/02
E3N21.575G2) Е. С. КУРЫЛЕВ, В. В. ОНОСОВСКИЙ,
Е. Н. ДЫМОВСКИЙ, Ф. С. АБДУЛЛАЕВА и А. Г. ДО-
ЛОТОВ G1) Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
E4) АБСОРБЦИОННАЯ ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА
для снабжения холодом потребителей, удаленных от
источника тепловой энергии, содержащая генератор,
работающий на тепловой энергии источника для выпаривания
крепкого раствора, конденсатор паров хладагента после
генератора с ресивером жидкого хладагента, испаритель
для производства холода, абсорбер для поглощения
слабым раствором паров хладагента после испарителя,
теплоообменник-регенератор тепла между слабым и
крепким растворами, газовый теплообменник для
переохлаждения жидкого хладагента холодными парами после
испарителя и насос для перекачивания крепкого раствора из
абсорбера в генератор, отличающаяся тем, что, с целью
повышения экономичности, генератор, конденсатор с
ресивером жидкого хладагента и
теплообменник-регенератор размещены непосредственно у источника тепловой
энергии, а абсорбер, испаритель, газовый теплообменник
и насос для перекачивания крепкого раствора
расположены в зоне потребителя холода.
(И) 438842 B1) 1789073/24-6 B2) 26.05.72 E1) F 25Ь 15/06
E3) 621.575 G2) В. Я. ЖУРАВЛЕНКО и Э. Р. ГРОСМАН
G1) Специальное опытно-конструкторское бюро
Института технической теплофизики АН Украинской ССР
E4) СПОСОБ ОХЛАЖДЕНИЯ ТЕПЛОНОСИТЕЛЯ,
преимущественно в системе кондиционирования воздуха, с
помощью абсорбционных холодильных установок,
отличающийся тем, что, с целью повышения экономичности
способа, теплоноситель последовательно пропускают через
испарители сначала хлористолитиевой, а затем бромисто-
литиевой абсорбционных холодильных установок.
A1) 439672 B1) 1813878/24-6 B2) 24.07.72
E1) F 25 b 9/02 E3) 621.574 G2) И. М. ШНАЙД G1)
Одесский технологический институт холодильной
промышленности
E4) ХОЛОДИЛЬНО-ГАЗОВАЯ МАШИНА с поршневым
компрессором и установленными по газу регенератором,
рефрижератором и пульсационной трубкой с
холодильником, отличающаяся тем, что, с целью сокращения
энергозатрат, компрессор выполнен двойного действия и в линию
связи одной его полости с регенератором включены
подогреватель газа и дополнительный регенератор, а к линии
между регенераторами подсоединен дополнительный
холодильник, связанный с другой полостью компрессора.
52

НА МЕЖДУНАРОДНОЙ
ВЫСТАВКЕ
ссПОЛИМЕРЫ-74»
Оборудование
для производства,
транспортировки и хранения
жидкой двуокиси углерода
Канд. техн. наук Т. Ф. ПИМЕНОВА, В. Б. ТИТОВ
Всесоюзный научно-исследовательский институт
холодильной промышленности
Одним из участников международной выставки «Полиме-
ры-74», проводившейся в Москве с 4 по 16 сентября 1974 г.,
была фирма из ФРГ «Агефко Колензойре-Индустри ГмбХ»
(«AGEFKO Kohlensaure-Industrie GmbH»),
специализирующаяся на производстве, транспортировке и применении
сухого льда, жидкой и газообразной двуокиси
углерода (С02), а также изготавливающая соответствующее
оборудование.
Из экспонированного фирмой оборудования для
производства жидкой С02 следует отметить установку
производительностью 1 т/ч, смонтированную на общей раме
и поставляемую в собранном виде. Сырьем для нее служит
газообразная С02. Масса установки 21 т; габаритные
размеры: длина 7,8 м, ширина 3,1 м, высота 5,1 м
(транспортная высота 2,9 м).
На выставке были представлены емкости для хранения
жидкой С02, работающие как под высоким давлением
(при температуре окружающей среды), так и под
давлением 15—22 кгс/см2 (при низких температурах).
Наиболее крупные емкости вместимостью до 500 т
имеют сферическую форму. Одна из таких емкостей,
работающая под давлением 15 кгс/см2, показана на рис. 1.
Применение этих емкостей на заводах жидкой С02 и
сухого льда позволяет ликвидировать влияние сезонности
реализации продукта на ритмичность производства.
Для хранения меньших количеств жидкой С02
применяются цилиндрические изотермические емкости
(рис. 2). Они снабжены холодильными агрегатами, имею-
Рис. 1. Изотермическая емкость на 500 т жидкой С02
Рис. 2. Изотермическая емкость на 2—20 т жидкой С02:
/ — емкость; 2 — электронагреватели; 3 — линия наполнения; 4 — уравнительная линия; 5 — С02 на газовый анализ; 6 — испаритель
холодильного агрегата — конденсатор С02; 7 — предохранительные клапаны с переключающим краном; 8 — штуцера индикатора
давления и приборов управления; 9 — распределительный шкаф; 10— защитный кожух; // — холодильный агрегат; /2 —линия
отбора газообразной С02; 13 — весы; 14 — линия отбора жидкой С02; 15 — фундаментная плита; значения D, lu l2, h, bu b2 h
см. таблицу.
53

тштвш8ШШ2Ш?&тг
Рис. 3. Емкость высокого давления:
1 — емкость; 2 —люк; 3 — предохранительный клапан; 4 — линия отбора жидксй С02; 5 — фундаментная плита
6 — линия отбора газообразной СОа; 7— линия газоулавливающей системы; 8 —- линия наполнения; 9 —
электронагреватели; 10 — весы; значения'!), lit /3, btt Ь2, h см. таблицу.
щими свой испаритель в паровом пространстве емкости.
Наличие холодильного агрегата позволяет длительно и
без потерь хранить жидкую С02. Чтобы емкости можно
было использовать для снабжения газообразной С02,
в них устанавливаются электронагреватели. В емкостях,
предназначенных для снабжения жидкой С02,
электронагреватели обычно не монтируются. Емкости оснащены
весами, что обеспечивает удобство их эксплуатации.
Каждый резервуар оборудуется двумя
предохранительными клапанами, связанными с его паровым
пространством переключающим клапаном.
Емкости высокого давления предназначены для
потребителей небольшого количества С02. Они имеют форму
шара, снабжены электронагревателями и весами (рис. 3).
Основные характеристики емкостей, показанных на
рис. 2 и 3, приведены в таблице.
рвуа{
п резе
к
К 111
Н/22
IV/15
IV/22
VI/15
VI/22
Х/15
Х/22
XIII/15
XIII/22
XV/15
XV/22
XVIII/15
XVIII/22
ХХ/15
ХХ/22
ki
SC
к 2
чя
85 Sg
« со ?
1,12
2,0
4,0
4,0
6,0
6,0
10,0
10,0
13,0
13,0
15,0
15,0
18,0
18,0
20,0
20,0
Cuu
о*
те $
Z$
103
22
15
22
15
22
15
22
15
22
15
22
15
22
15
22
>»
Си
<v
со
си
Си
е.2
1530
1100
1400
1400
1600
1600
1800
1800
1800
1800
1800
1800
1800
1800
1800
1800
32
S
2
со
ас
ч
ее
2 500
4 120
4 550
4 710
5010
5 150
6010
6 250
7 130
7 450
8 270
8 670
9 390
9 860
10 520
11070
нимаемая
площадь
2
те*
ж
К
О,
S
а
2900
2900
3350
3350
3500
3500
3600
3600
3600
3600
3600
3600
3600
3600
3600
3600
2
те
н
о
3
а
2400
2400
2750
2750
2950
2950
3150
3150
3150
3150
3150
3150
3150
3150
3150
3150
Размеры
фундаментной
плиты
/3, мм
1200
1950
2200
2200
2500
2500
3300
3300
3900
3900
4400
4400
5600
5600
6700
6700
Ь2, мм
1700
1700
2050
2050
2300
2300
2300
2300
2300
2300
2300
2300
2300
2300
2300
2300
Габаритные размеры
резервуара
1и мм
1570
2900
3330
3490
3790
3950
4795
5040
5930
6250
7055
7450
8190
8660
9315
9860
/2, мм
2470
2900
3060
3360
3520
4365
4610
5500
5820
6625
7020
7760
8230
8885
9430
*
Ьи мм
1690
1700
2000
2000
2200
2200
2400
2400
2400
2400
2400
2400
2400
2400
2400
2400
h, мм
2270
2250
2600
2600
2800
2800
3000
3000
3000
3000
3000
3000
3000
3000
3000
3000
2
§¦*¦
те «
о Си
О CD
< р.
1880
1400
2100
2400
2600
2900
4300
5300
5100
6100
5800
6800
6800
7300
7800
9200
vo CQ
&|*
*??
- Ч ее
? ° fc
о * а.
о к и
ж те та
,2 к 2
< ч к
0,72
1,85
1,28
1,85
1,28
3,15
2,48
3,15
2,48
3,15
2,48
3,15
2,48
4,36
3,5
3"н
oCQ
2 *
ж си
те те
S К
2,75
8 !
24
24
24
24
75
75
75
75
75
75
75
75
75
75
н
о
3^
Ж U
•о ?
ч
ц
те о,
55
98
270
290
270
290
860
910
860
910
860
910
860
910
860
910
54

На выставке были экспонированы стальные и
алюминиевые баллоны для транспортировки малых количеств
жидкой С02. За счет применения особых сортов стали
удалось снизить порожнюю массу баллонов с^ 2,4 до 1,9 кг
на 1 кг С02. Алюминиевые баллоны имеют*также
небольшую массу, обладают антикоррозионностью, стоимость
их невысокая.
Для транспортировки больших количеств жидкой С02
выпускаются представленные на выставке автоцистерны
емкостью 5 и 11 т, прицепы-цистерны емкостью 6 т,
передвижные цистерны емкостью до 6 т, которые могут уста-
навли ваться в грузовиках и прицепах, вагоны-цистерны
емкостью до 50 т.
Цистерны не имеют холодильных агрегатов. Толщина
их изоляции, а также максимальное рабочее давление вы-
бираются из условия хранения жидкой С02 без потерь при
т полной загрузке не менее 50 ч.
Цистерны снабжены двумя специальными
центробежными насосами, с помощью которых их наполняют и
опорожняют. Производительность каждого насоса 4—12 м3/ч,
высота напора 50—250 м ст. жидкости, потребляемая
мощность 13—14 кВт. Заполнение цистерны или
перекачивание С02 из цистерны в резервуар низкого давления
осуществляются одним или двумя насосами, соединенными
параллельно, в резервуар высокого давления — двумя
последовательно соединенными насосами. Привод насосов
электрический или маслогидравлический.
Цистерны оснащаются следующей арматурой: двумя
независимыми предохранительными клапанами, двумя
вентилями, установленными на трубках для измерения
4 сентября 1974 г. скоропостижно скончался старейший
работник холодильной промышленности инженер
Николай Николаевич Симонов.
Ушел из жизни талантливый, трудолюбивый и
скромный человек, посвятивший более 43 лет своей жизни
развитию холодильной промышленности.
Н. Н. Симонов родился 30 апреля 1906 г. в Москве в
семье служащего. После окончания 2-го Московского про-
мышленно-экономического техникума он до 1933 г. был
техником, а затем заведующим технической частью
Московского холодильника № 2. В последующие годы
Н.Н.Симонов работал на холодильниках Свердловска
и Нижнего Тагила. На Нижнетагильском холодильнике
он более 16 лет находился на посту главного инженера.
С 1955 г. до марта 1974 г. Н. Н. Симонов работал на
Московском холодильнике № 12. Будучи главным
инженером Московского холодильника № 12, он разработал
и впервые внедрил на крупной холодильной установке
систему аварийно-защитной и пусковой автоматики. При
его непосредственном участии впервые осуществлено
поддержание температурного режима в камерах хранения с
уровня жидкости — они служат для контроля максималь-
з ного уровня наполнения, вентилями для создания и сброса
давления в насосах и трубопроводах после наполнения и
отбора. Для наполнения и опорожнения цистерн
используются гибкие шланги с быстроразъемными муфтами.
> После отсоединения шлангов муфты автоматически
перекрывают их входные отверстия, предотвращая загрязне-
2 ние внутреннего пространства.
й Были экспонированы также противопожарные емкости,
предназначенные для пожарной охраны на суше и на море.
Конструкция их подобна показанной на рис. 2.
л Для быстрого опорожнения противопожарной емкости
используется подъемная труба большого диаметра, опу-
i щенная на дно резервуара. Для повышения надежности
работы система оснащена двумя независимыми холодиль-
[ ными агрегатами.
Количество жидкой С02 в емкости контролируется с
помощью индикатора уровня, который устанавливается в
трубопроводе, расположенном сбоку. Трубопровод имеет
ряд открываемых вручную вентилей, которые позволяют
[ контролировать уровень при выходе из строя емкостного
индикатора.
Вместимость судовых емкостей от 7 до 30 т жидкой С02,
[ сухопутных — от 2 до 50 т. Максимальное рабочее
давление в резервуаре составляет 23 кгс/см2. Для наполнения
судовых емкостей используются специальные
передвижные насосы, обеспечивающие заправку в кратчайший срок,
несмотря на большую разность высот и значительную
длину шлангов между цистерной и противопожарной
емкостью на судне.
помощью автоматизированных машин управления и
регулирования АМУР.
Н. Н. Симонов автор многих рационализаторских
предложений, которые впоследствии были использованы на
ряде предприятий Росмясорыбторга. Он уделял большое
внимание техническим вопросам, связанным с обширной
деятельностью холодильника. Автоматизация
холодильных установок, механизация тяжелых погрузочно-раз-
грузочных операций, совершенствование технологического
процесса получения холода, автоматизация котельных
установок — вот далеко не полный перечень работ,
которые были выполнены при непосредственном участии
Н. Н. Симонова.
Он постоянно осуществлял тесную связь с проектно-
конструкторскими и научно-исследовательскими
организациями. Его глубоко интересовало все новое в
холодильной промышленности. Весь свой богатый инженерный опыт
и знания он щедро передавал другим.
Светлая память о Николае Николаевиче Симонове
навсегда останется в сердцах тех, кто работал вместе
с ним.
1 \AAA/VV\A/\AAAAA/\AAAA/\A/\A^
Николай Николаевич Симонов
55

новости
ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
0,45
0,79
9,2
0,66
0,32
55
0,50
0,79
16,3
0,97
0,33
60
УДК 621.565.92
Бытовые холодильники
с принудительной циркуляцией
воздуха фирмы «Хитати»
Л. Н. ВАЙН,
«Информэлектро»
Г. А. ЗУБЕНКО
Московский автозавод им. Лихачева
Фирма «Хитати» изготовляет около 15 моделей
холодильников емкостью от 61 до 485 л, в том числе четыре
модели (емкостью 160, 185, 200 и 485 л) с принудительной
циркуляцией воздуха.
Отличительная особенность конструкций
холодильников «Хитати» — сложная конфигурация циркуляционных
воздушных каналов и отсутствие в них каких-либо
дросселей, регулирующих поступление воздуха в отделения.
Поток воздуха распределяется за счет различных
гидравлических сопротивлений каналов.
Ниже приводится техническая
лодильников емкостью 160 л
емкостью 200 л (модель R-193F):
характеристика хо-
(модель R-157F) и
R-157F
R-193F
Объем, дм3
общий внутренний
полезный
плюсового отделения
низкотемпературного
отделения
Габаритные размеры, мм
высота
ширина
глубина
152,0
121,0
116,2
14,0
1015
525
610
201,6
157,7
168,7
32,9
1230
525
620
Коэффициент использования
габаритного объема
внутреннего объема
Относительный объем
низкотемпературного отделения, %
Площадь поверхности для
размещения продуктов, м2
Занимаемая площадь пола, м2
Масса, кг
Камеры пластмассовые, сосуд для фруктов может
поворачиваться вокруг оси, в отделении для масла
смонтирован нагреватель. Низкотемпературное отделение
маркировано тремя звездочками.
В однокамерной моделе R-157F теплоизоляцией
служит супертонкое стекловолокно толщиной 60 мм. В
двухкамерной модели R-193F теплоизоляция выполнена из
пенополиуретана толщиной 55 мм в низкотемпературной
камере и 36 мм — в плюсовой.
По периметру шкафа установлены противоконденса-
ционные нагреватели мощностью 14 Вт (R-157F) и 22 Вт
(R-193F).
Доза фреона в агрегате составляет 90 г для модели
R-157F и ПО г для модели R-193F.
Для охлаждения компрессора используется часть
поверхности конденсатора. Проволочнотрубный
конденсатор (диаметр трубок 4,8 мм, проволок 1,5 мм) имеет
развитую поверхность и состоит из трех секций. В первой
секции отводимое тепло перегретого пара используется
для обогрева поддона для талой воды. Эта часть выполнена
в виде змеевика с прикрепленным к нему листом и
находится внизу машинного отсека под лотком для сбора талой
воды. Вторая и третья части одинакового размера и
расположены на задней стенке шкафа, одна за другой.
Сконденсировавшийся хладагент из второй части конденсатора
поступает в змеевик, расположенный в масляной ванне
компрессора, где часть фреона за счет отвода тепла от
компрессора превращается в пар. Образующаяся паро-
жидкостная смесь направляется в третью секцию
конденсатора, где окончательно конденсируется. Благодаря
большой поверхности конденсатора (см. таблицу)
разность температур конденсации и окружающего воздуха не
превышает 15—20° С.
Ребристый испаритель изготовлен из алюминиевых
трубок и ребер.
Электродвигатель компрессора работает при
напряжении сети 100 В, частоте тока 50—60 Гц. Номинальная
мощность 130 Вт, номинальный ток 1,9—2,3 А.
В пусковую цепь электродвигателя включается
пусковой конденсатор емкостью 60 мкФ. Температура кожуха
компрессора не превышает 70° С.
Холодильник R-157F (рис. 1). Низкотемпературное
отделение холодильника представляет собой пластмассовую
Теплообменный аппарат
холодильника
Конденсатор
в том числе:
1 секция
2 секция
Испаритель
R-157F
0,240
0,054
0,093
0,014
R-193F
0,324
0,054
0,135
0,018
Теплопередающая поверхность, м2
общая
R-157F
1,123
0,283
0,420
—
R-193F
1,261
0,283
0,489
0,527
труб
R-157F
0,194
0,040
0,077
0,012
R-193F
0,298
0,040
0,129
0,013
ребер
R-157F
0,929
0,243
0,343
—
R-193F
0,963
0,243
0,360
0,526
56

Рис. 1. Холодильник R-157F.
камеру емкостью 14 л, на наружной поверхности задней
стенки которой укреплен алюминиевый ребристотрубный
испаритель поверхностью 0,5 м2. Камера вместе с
испарителем заключена в состоящую из двух половин
герметичную коробку из пенополистирола. Места соединения
половин промазаны специальной мастикой, обеспечивающей
Рис. 2. Схема циркуляции воздуха (а), коробка (б) и
воздухораспределительная перегородка (в) модели R-157F:
1 — вентилятор; 2 — отверстие для возврата воздуха из
плюсового отделения; 3, 15 — каналы для отсоса воздуха из
плюсового отделения; 4 — испаритель; 5 — решетка для отсоса
воздуха из низкотемпературного отделения; 6,7 — отверстия
для подачи холодного воздуха в низкотемпературное отделение;
8 — канал для подачи воздуха в плюсовое отделение; 9 —
воздухораспределительная перегородка; 10 — отверстие для подачи
воздуха в поддон; 11 — поддон; 12 — отверстие для подачи
воздуха в плюсовое отделение; 13 — отверстия для отсоса
воздуха из поддона; 14, 16 — отверстия для отсоса воздуха из
плюсового отделения; — 17 —* коробка; 18 — нагреватель.
воздухонепроницаемость коробки. Внутри коробки, в
выемке на задней стенке, над испарителем, смонтирован
вентилятор. На дне нижней половины коробки, под
испарителем, размещен лоток из фольги для сбора талой воды.
К фольге приклеен нагреватель мощностью 20 Вт,
выполненный в виде высокоомного провода в изоляции. Коробка
вставляется в холодильник спереди одновременно
с камерой.
Теплый воздух из плюсового отделения засасывается
вентилятором 1 (рис. 2, а) через отверстие 2 в верхней
половине коробки. Для направленного движения теплого
воздуха в верхней части коробки сделан канал 3, а на
плюсовой стороне — канал 15 (рис. 2, б). Из
низкотемпературного отделения нагревшийся воздух забирается
через решетку 5. В зоне вращения колеса вентилятора
теплый воздух, поступающий из плюсового отделения,
смешивается с холодным воздухом, засасываемым из
низкотемпературного отделения. В результате смешения из
воздушного потока может выделяться влага, для удаления
которой во время оттаивания включается нагреватель 18.
Под напором вентилятора воздух подается к испарителю 4
и после охлаждения разделяется на два потока. Один поток
через отверстия 6 п7 подается в низкотемпературное
отделение. При этом через отверстие 6, поскольку его
гидравлическое сопротивление меньше, чем отверстия 7, проходит
большее количество воздуха. Соответственно воздух,
поступающий к льдоформам, имеет более низкую, чем в
остальном объеме отделения, температуру.
Второй поток холодного воздуха направляется в
канал 8 в нижней части капсулы 17 и затем к
воздухораспределительной перегородке 9 (рис. 2, е), где происходит его
57

Ркс. 3. Схема циркуляции воздуха в модели R-193F:
/ — теплоизоляция ограждения шкафа; 2 — съемная задняя
крышка; 3 — вентилятор; 4 — воздухораспределительная
решетка; 5 — испаритель; 6 — отверстия для нагнетаемого
воздуха; 7 — канал подачи воздуха в плюсовую камеру; 8 —
отверстия под ледоформами для отсоса воздуха из
низкотемпературной камеры; 9 — отверстия для отсоса воздуха из
низкотемпературной камеры; 10, 12 — верхний и нижний
теплоизоляционные слои перегородки; 11 — отверстия для воздуха
из плюсовой камеры; 13 — нижняя оболочка перегородки;
14 — канал отсоса воздуха из плюсовой камеры; 15 —канал
отсоса воздуха из низкотемпературной камеры; 16 — место
выхода воздуха из канала 14; 17 — лоток для талой воды;
18 — патрубок для отвода талой воды; 19 —
-датчик-предохранитель, срабатывающий при температуре воздуха 30° С.
вторичное разделение. Часть воздуха через отверстие 10
попадает в поддон 1U Другая часть по каналам в
воздухораспределительной перегородке устремляется к
отверстиям 12, через которые проходит в заднюю часть плюсового
отделения холодильника.
Холодный воздух из поддона 11 поступает в
переднюю часть камеры через боковые щели между
воздухораспределительной перегородкой и поддоном.
Нагревшиеся верхние слои воздуха из поддона забираются через
отверстия 13. Теплый воздух из плюсового отделения
отбирается через отверстия 14 в передней части
воздухораспределительной перегородки и {через боковые отверстия 16.
В полости перегородки поток воздуха из плюсового
отделения смешивается с воздухом, поступающим из поддона,
и затем по каналу 15 направляется к всасывающей стороне
испарителя. Далее цикл охлаждения и распределения
воздуха повторяется.
При температуре окружающего воздуха 25° С перепад
температур между воздухом, нагнетаемым в плюсовое
отделение и отсасываемым из него, составляет 10° С. Воздух,
уходящий из плюсового отделения через передние
отверстия 14 (рис. 2, а) в воздухораспределительной
перегородке, обычно на 3—4° С теплее воздуха, проходящего через
боковые отверстия 16.
Холодильник R-193F двухкамерный. Испаритель^в нем
расположен между теплоизоляцией и задней стенкой
низкотемпературной камеры. Монтаж испарителя
производится через люк в задней стенке.
Схема циркуляции воздуха представлена на рис. 3.
Вентилятор 3 (диаметр колеса 80 мм,
производительность 43 м3/ч, скорость подаваемого воздуха 2,1^ м/с),
установленный под потолком низкотемпературной
камеры, под испарителем 5, просасывает воздух через
испаритель.
Перегородка между камерами состоит из четырех
частей. Верхняя и нижняя части, изготовленные из
пластмассы, имеют отверстия 9 для прохода воздуха и составляют
вместе оболочку, внутри которой находятся два
теплоизоляционных слоя 10 и 12 с каналами 14 и щелями для
прохода воздуха.
Охлажденный воздух через решетку 4 и отверстия 6
нагнетается в низкотемпературную камеру и затем через
отверстия в ее дне (спереди 10 и с левого бока 8, под фор^-
мочками для льда) поступает в канал 15, образованный
верхней частью пластмассовой оболочки и
теплоизоляционной перегородкой. Перегородка имеет продольный выступ,
делящий щель (воздушный поток) по фронту на две части.
Большая часть воздуха из этой щели возвращается на
всасывающую сторону испарителя. Сопротивление
отверстий под формочками для льда меньше, чем спереди, и
они ближе расположены к всасывающей стороне, поэтому
к этому месту поступает большее количество воздуха и
температура там ниже, чем в центре низкотемпературного
отделения.
Меньшая часть воздуха проходит в два канала 7, рас- ,
положенных перпендикулярно каналу 15 в задней частиц
теплоизоляционной прокладки, по ее бокам. Каналы
проходят насквозь через оставшиеся три части. Через них
воздух поступает в плюсовую камеру. Во время оттаивания
эти каналы обогреваются весьма маломощными
нагревателями. Обогрев необходим для предотвращения
конденсации влаги на поверхности каналов.
Из плюсового отделения нагревшийся воздух через
два отверстия 11, расположенных в передней части, по
бокам, засасывается в канал 14 между двумя
теплоизоляционными прокладками и направляется к всасывающей
стороне испарителя.
Благодаря тому, что отверстия для забора воздуха из
плюсовой камеры расположены спереди, рядом с панелью
двери, панель двери охлаждается более теплым воздухом,
чем основной объем плюсовой камеры.
Поскольку в Японии в холодное время года
температура в помещении может снижаться до —10° С, в
холодильниках установлен нагреватель мощностью 25 Вт, чтобы
предотвратить замерзание продуктов, находящихся в
плюсовой камере. Нагреватель в виде узкой полосы,
охватывающей заднюю и боковые стенки камеры на середине ее
высоты, укреплен на камере со стороны теплоизоляции.
Нагреватель включается специальным переключателем.
В результате работы компенсационного нагревателя при
температуре окружающего воздуха 25—32° С температура
в плюсовом отделении повышается на 3—4° С.
Температура воздуха низкотемпературного отделения и воздуха,
нагнетаемого в плюсовое отделение, практически не
изменяется.
Нагреватель мощностью 25 Вт потребляет за сутки
0,6 кВт-ч, значительно повышая тем самым расход
электроэнергии. Например, при температуре окружающего
воздуха 25° С суточный расход энергии холодильника
R-157F возрос с 1,37 до 2,02 кВт-ч, т. е. на 47%.
Потребление электроэнергии холодильником, как и у
крупных американских холодильников с принудительной
циркуляцией воздуха, примерно в 1,5—2 раза выше, чем
у холодильников с естественной циркуляцией воздуха.
Работой компрессора управляет терморегулятор,
смонтированный под низкотемпературной коробкой (модель
R-157F) или в перегородке (модель R-193F), разделяющей
камеры. Чувствительный элемент терморегулятора
реагирует на температуру воздуха, отсасываемого из плюсового
отделения. Для уменьшения инерционности
чувствительный патрон терморегулятора выполнен в виде катушки,
внутри которой смонтирован нагреватель
мощностью 0,7 Вт, включающийся в период стоянки
компрессора [1, 2]. Участок нагревателя обогревает донышко
сильфона (рис. 4).
В результате настройки терморегулятора на
температуру воздуха плюсовой камеры циклы удлинились, а число
их в час сократилось до 2,5—1.
Процессом оттаивания управляет реле времени. Труб-
чатый нагреватель мощностью 110 Вт, смонтированный
в виде змеевика на испарителе, включается через каждые.
8 ч. Продолжительность оттаивания составляет 13—15 мин-
Датчик реле времени, прикрепленный к трубке испарите
58

Рис. 4. Терморегулятор:
/ -—Гкорпус; 2 — чувствительный патрон; 3 — нагреватель;
4"!—[нагреватель сильфона.
г -^^—] | z~—I
Рис. 5. Принципиальная электрическая схема
холодильника модели R-193 F:
М1 — электродвигатель компрессора; М 2 — электродвигатель
вентилятора; М8 — электродвигатель реле времени; С\ —
пусковой конденсатор F0,0x125 В); ЗКх — выключатель
подогревателя масла; ВК* — переключатель «освещение» —
«вентилятор»; ВКя — выключатель вентилятора; В К* — контакт
терморегулятора; В Кг — предохранитель, размыкающий цепь
при / = 30° С; Пх — переключатель реле времени; П.% —
переключатель режимов; Шх — штепсельная розетка; Pt —
пусковое и тепловое реле. Нагреватели: Rt — масленки (8 кОм;
1,3 Вт), Rt — передней поперечины (900 Ом; 11 Вт), R* — по
периметру низкотемпературной камеры (900 Ом; 11 Вт), i?4 —
сильфона трубки терморегулятора A5 кОм; 0,7 Вт), R5 —
корпуса терморегулятора F кОм; 1,7 Вт), ##—всасывающей трубки
A,5 кОм; 6,6 Вт), R7 — испарителя (90 Ом; 111 Вт), R& —
сильфона реле времени (незначительное), R9 — желоба для стока воды
C00 Ом; 33 Вт), Ri0 — компенсационный D00 Ом; 25 Вт).
ля, прекращает оттаивание по достижении заданной
положительной температуры.
Принципиальная электрическая схема холодильника
R-193F представлена на рис. 5. Если компенсационный
нагреватель не включен (как показано на схеме), ток
проходит по нагревателям R2, #з» ^б» Re и работает
электродвигатель вентилятора /И2 (при закрытых дверях). При
срабатывании терморегулятора разрывается контакт
выключателя ВК. В этом случае обесточивается
электродвигатель компрессора Мъ ток продолжает течь по
нагревателям #4» &5 и #6- Незначительный ток протекает по
нагревателям R2 и R3. Электродвигатель вентилятора М2
обесточен.
Если переключатель режимов П2 поставить в
положение, при котором замыкается контакт /, то ток проходит
дополнительно через Я2, /?ю и ?/Сб- При этом включается
компенсационный нагреватель R10, который работает
постоянно.
При переводе переключателя в режим «непрерывная
работа» (замыкается контакт 3) ток идет по цепи в обход
терморегулятора.
Кулачок таймера перебрасывает контакт 3 с положения
4 на положение 2, замыкая тем самым цепь системы
оттаивания. Обесточиваются электродвигатели компрессора и
вентилятора Мх и М2; нагреватели R2 и R3 продолжают
работать, включаются Rly RSy R9.
При замкнутом контакте 1 переключателя П2
дополнительно включаются R5, R6, R10 и, если ?/С4 разорван,
#4- При установке П2 в положение «непрерывная работа»
картина работы нагревателей не меняется, лишь Rs
будет греть сильнее, так как его сопротивление 1,5 кОм, а
R4 и Rb включены последовательно и имеют гораздо
более высокое сопротивление.
Модель R-5190FM емкостью 185 л имеет повышенную
влажность в плюсовой камере [3].
Плюсовая камера из полистирола со стороны
теплоизоляции частично окружена трубками, по которым
циркулирует холодный воздух. Изменяя соотношение между
объемом холодного воздуха, подаваемого непосредственно
внутрь плюсовой камеры, и объемом воздуха,
циркулирующего по трубкам, можно регулировать влажность в
камере. Используя датчик влажности типа найлонового
волокна, волоса или хлористого лития, можно автоматически
поддерживать заданный влажностный режим.
Для получения в камере относительной влажности 80%
и температуры 2° С необходимо охлаждать трубками
около 40% поверхности камеры.
Усушка продуктов при режиме высокой влажности
значительно ниже, чем при нагнетании холодного воздуха
непосредственно в камеру. Повышение влажности в камере
уменьшило усушку в 2,5—4 раза (в зависимости от вида
продуктов) при хранении в течение 5 дней.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Fujihashi Y., Fujinuma Z., Sasamo-
t о N. Refrigerating characteristics of Hitachi Full
Automatic Refrigerator.— «Hitachi Review», 1968, No. 9,
pp. 355—360.
2. Abe Y., Yamamoto I. Theoretical Inspection
of Refrigerator Maintaining Constant storage Box
Temperature.— «Hitachi Revien», 1969, No. 10, pp. 400-405.
3. Ёрицукэ Абэ. Характеристики бытового
холодильника с регулируемой влажностью.— «Хитати
Хёрон», 1970, 52, № 7.
¦

СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
УДК 621.565:692
Холодильники одноэтажные
распределительные емкостью
400, 600,
700, 2 000,
3 500 и 6 000 т
М. Н. МЕРТЕШОВ
Гипрохолод
Гипрохолодом разработаны типовые проекты
распределительных холодильников емкостью:
400 т (типовой проект № 701—4—31);
600 т (типовой проект № 701—4—21);
700 т (типовой проект № 701—4—33);
2000 т (типовой проект № 701—4—29);
3500 т (типовой проект № 701—4—23);
6000 т (типовой проект № 701—4—24).
Все перечисленные типовые проекты введены в действие.
Строительство холодильников емкостью 400, 600 и
700 т предусматривается в районах с обычными
геологическими условиями при расчетной температуре наружного
воздуха до —40° С, холодильников емкостью 2000, 3500
и 6000 т — до —30° С.
Холодильники предназначаются для длительного
хранения мяса, рыбы, масла, яиц и других скоропортящихся
продуктов.
Основные характеристики холодильников
представлены в таблице.
Для охлаждения конденсаторов и компрессоров
предусмотрено оборотное водоснабжение.
На холодильники емкостью 400, 600 и 700 т грузы
доставляются автомобильным, а на холодильники емкостью
2000, 3500 и 6000 т — железнодорожным транспортом,
потребителям — автомашинами.
Все основные грузовые операции механизированы, а
технологические процессы автоматизированы.
Размещение основного оборудования показано на
рис. 1—6.
Рис. 2. План холодильника емкостью 600 т и размещение
основного оборудования:
/ — камеры хранения мороженых грузов с t = —20° С; // —
универсальные камеры с t = 0ч- —20° С; /// — морозильная
камера с t = —23° С; IV — автомобильная платформа;
1 — агрегат компрессорно-конденсаторный АК-АУУ90/П; 2 —
агрегат компрессорно-конденсаторный AK-ABJ22/II; 3 —
агрегат испарительно-регулирующий АИРХ - 120; 4 — агрегат «ис-
парительно-регулирующий АИР]. - 30; 5 — батарея
пристенная; 6 — батарея потолочная; 7 — воздухоохладитель
рассольный вертикальный поверхностью охлаждения 600 м2.
Рис. 1. План холодильника емкостью 400 т и размещение
основного оборудования:
/ — универсальные камеры с t = 0-f- —20° С; Л — камера
хранения мороженых грузов с t = —20° С; /// — морозильная
камера с t = —23° С; IV — автомобильная платформа;
/ — агрегат компрессорно-конденсаторный АК-АУУ90/П; 2 —
агрегат испарительно-регулирующий АИР!-120; 3 — батарея
рассольная пристенная; 4 — батарея рассольная потолочная;
5 — воздухоохладитель рассольный вертикальный поверхностью
охлаждения 600 м2.
Рис. 3. План холодильника емкостью 700 т и размещение
основного оборудования:
/ — камеры хранения мороженых грузов с t = —20° С; // —
универсальные камеры с t = 0-т- —20° С; /// — морозильная
камера с t = —30° С; IV — автомобильная платформа;
1 — агрегат аммиачный двухступенчатый АДС-25; 2 —
конденсатор кожухотрубный горизонтальный; 3 —
воздухоохладитель вертикальный поверхностью охлаждения 600 м»; 4 —
батарея потолочная; 5 — батарея пристенная.
60

Холодильники емкостью
Показатели
Общая условная емкость, т
в том числе:
камер хранения мороженых грузов
с температурой —20° С
камер с универсальным температурным
режимом
0 -т- —20° С
0 - —30° С
камер хранения охлажденных грузов
с температурой -f-4 -. 3° С
Производительность морозильных камер,
т/сутки
Система охлаждения
Хладагент
Температура кипения, °С
Приборы охлаждения камер
Расчетное поступление грузов, т/сутки
Расчетная выдача грузов, т/сутки
Потребность
в тепле при расчетной температуре
—30° С, ккал/ч
в воде, м3/сутки
в электроэнергии, кВт-ч/год
в холоде, ккал/ч
при температуре кипения
—40° С
—37° С
—30° (—33)° С
—13° С
—10° С
Общее количество работающих, чел.
Общая сметная стоимость строительства,
тыс. руб.
в том числе:
стоимость строительно-монтажных
работ
стоимость оборудования
400 т
с
морозильной камерой
415
185
230
—
—
3
без
морозильной камеры
462
185
277
—
—
—
Фреоново-]
600 т
с
морозильной камерой
660
355
245
—
—
5
без
морозильной камеры
660
355
305
—
—
—
>ассольная
Фреон-22
—33
Батареи оребренные —
пристенные и
потолочные
10
12
42 580
15,3
683 200
—
—
72 000
—
—
10
12
42 580
12,8
497 000
—
—
48 000
—
—
14
212,54
150,23
62,31
197,81
150,9
46,91
—33 и —13
700 т
с
морозильной камерой
700
396
304
—
—
5
без
морозильной камеры
784
396
388
—
—
—
2000 т
1970
1370
—
300
300
7,5
3500 т
3500
1855
—
595
1050
20
6000 т
5930
3115
—
890
1925
20
Насосно-циркуляционная непосредственного
—37
—10
охлаждения
Аммиак
—30
—10
Батареи оребренные или панельные —
пристенные
20
24
120 760
30,61
676 000
—
—
85 000
16 500
—
20
24
193 760
20,70
517 000
—
—
54 000
20 000
—
26
321,54*
328,59
238,50*
245,58
83,04*
83,01
299,72*
308,29
231,81 *
240,44
67,91 *
67,85
и потолочные
20
24
111630
27,5
572 600
—
81500
—
—
14 500
20
24
111 630
25,1
439 000
—
—
54 000
—
17 800
19
314,80*
315,31
234,11 *
234,63
80,69*
80,68
302,36*
302,96"
233,98*
234,58
68,38*
68,38
—37
—10
Воздухос
—40
—30
—10
—40
—30
—10
>хладители и бата-
реи: панельные —
ные и
- потолоч-
пристенные; ореб-
ренные — потолочные
40
49
376 300
42,17
2 521000
—
125 000
—
—
35 780
67
817,01
632,46
184,55
73
87,5
513 370
77,3
2 705 000
140 710
80 000
87 000
90
1291,55
1049,80
241,75
120
145
608 000
100
3 357 000
152 955
—
113 000
133 000
119
1787,0
1490,18
296,82
* В числителе—для варианта с панельными батареями; в знаменателе—для варианта с оребренными батареями.

Jt-н Анчмнж!
ш к
Рис. 4. План холодильника емкостью 2000 т и размещение
основного оборудования:
/ — морозильная камера с / = —30° С; // — камера загрузоч-
но-разгрузочная с t = —20° С; /// — универсальные камеры с
t = о-; 30° С; IV — камеры хранен ия охлажденных грузов
с t = -f-4-i 3° С; V — камера дефектн ых грузов с t = —10° С;
VI — экспедиция (t = 0° С); VII — камеры хранения мороже- .
ных грузов с t = — 20° С; VIII — автомобильная платформа;
IX — железнодорожная платформа;
1 — компрессор аммиачный двухцилиндровый АВ100/А; 2 —
батарея потолочная; 3 — батарея пристенная; 4 —
воздухоохладитель подвесной ВОП-75; 5 — воздухоохладитель подвесной
ВОП-50; 6 — воздухоохладитель аммиачный поверхностью
охлаждения 600 м2.
ггпптт ,
Рис. 5. План холодильника емкостью 3500 т и
размещение основного оборудования:
/ — экспедиция (t = 0° С); // — камера дефектных грузов с
/ = —10° С; /// — камеры охлажденных грузов с / = -\-4 -*-
•t—3° С; IV — универсальные камеры с t = 0ч 30° С; V —
камера хранения охлажденного мяса с г = —2° С; VI —
камера загрузочно-разгрузочная с t = —20° С; VII —
морозильные камеры с t = —30° С; VIII — камеры хранения мороженых
грузов с t — —20° С; IX — автомобильная платформа; X —
железнодорожная платформа;
I — агрегат аммиачный двухступенчатого сжатия АДС-
РАБ150/Д, включающий бустер-компрессор АК-РАБ100/4 и
компрессор АВ100/2Д; 2 — компрессор аммиачный
двухцилиндровый АВ100/А-720; 3 — компрессор аммиачный
двухцилиндровый АВ100/4Д; 4 — батарея пристенная; 6 — батарея
потолочная; 6 — воздухоохладитель аммиачный вертикальный
поверхностью охлаждения 100 м2; 7 — воздухоохладитель
аммиачный поверхностью охлаждения 600 м2.
Рис. 6. План холодильника
емкостью 6000 т и
размещение основного оборудования:
/ — камеры хранения
мороженых грузов с ^ = —20° С; // —
морозильные камеры с /=—30° С;
/// — камера
загрузочно-разгрузочная с *=—20° С; IV— камера
дефектных грузов с г=—10° С;
У —экспедиция (*=0°С); VI —
камера хранения охлажденного
мяса с г=—2° С; VII —
универсальные камеры с *=0+—30° С;
VIII — камеры хранения
охлажденных грузов с t = -i-4-i—3°С;
IX — железнодорожная
платформа; X — автомобильная
платформа;
/ — агрегат аммиачный
двухступенчатого сжатия АДС-РАБ150/Д,
включающий бустер-компрессор
АК-РАБ 100/4 и компрессор
АВ100/2Д; 2 — компрессор
аммиачный двухцилиндровый
АВ100/4; 3 — батарея пристенная;
4—батарея потолочная; 5 —
воздухоохладитель аммиачный
вертикальный поверхностью
охлаждения 150 м2; 6 —
воздухоохладитель аммиачный
поверхностью охлаждения 600 м2.
Здания холодильников одноэтажные.
Колонны железобетонные. Фундаменты под колонны
железобетонные, монолитные; под стены — ленточные,
из бетонных блоков. Покрытие — панели многопустотные.
Стены кирпичные. Изоляция стен холодного контура
предусматривается пенополистирольными плитами ПСБ-С.
Водопровод объединенный, производственный и
хозяйственно-питьевой из внутриплощадочных сетей.
Канализация объединенная, производственная и
хозяйственно-бытовая в местные сети. Отопление от внешнего
источника. Теплоноситель — вода с температурой 150—70° С.
Горячее водоснабжение — от внешнего источника (на
холодильниках емкостью 400, 600 и 700 т) и от водоподо-
гревательной установки (на холодильниках емкостью 2000,
3500 и 6000 т). Электроснабжение — от электрических
сетей напряжением 380/220 В. На холодильниках имеется
три вида сигнализации — пожарная, охранная и
безопасности.
62

РЕФЕРАТЫ
УДК 621.594
Развитие производства сухого льда в молочной
промышленности. ПИМЕНОВА Т. Ф. «Холодильная техника»,
1974, № 11.
Проанализировано современное состояние
промышленного производства мороженого на предприятиях молочной
промышленности СССР с точки зрения применения на них
сухого льда для транспортировки, хранения и реализации
мороженого. Указаны пути развития производства сухого
льда для этих целей. Таблиц 1. Список литературы —
JM4 названия. Иллюстраций 1.
УДК 621.565
Эффективность внедрения роторных морозильных агрегатов
на рыбопромысловых судах. ИОНОВ А. Г., БОГОЛЮБ-
СКИЙ О. К., МЕКЕНИЦКИЙ С. Я. «Холодильная
техника», 1974, № И.
Обобщен опыт трехлетней эксплуатации роторных
скороморозильных агрегатов МАР-8АМ на БМРТ «Короленко»
и «Тургенев». Показано, что при установке роторных
скороморозильных агрегатов значительно повышается
экономическая эффективность их работы. Таблиц 3.
УДК 621.565.047.25
Результаты эксплуатации отечественных промышленных
сублимационных установок. ГУЙГО Э. И., МАЛКОВ Л. С,
КАМОВНИКОВ Б. П., КАУХЧЕШВИЛИ Э. И.
«Холодильная техника», 1974, № 11.
Приводятся основные результаты эксплуатации
отечественных промышленных сублимационных установок
ОПВСУ-01 и СУ-3,5. Показано развитие и
совершенствование отечественной техники, прогрессивность и
перспективность принципов, заложенных в основу создания
оборудования. Представлены данные, подтверждающие
высокие технические показатели установки СУ-3,5.
Таблиц 2. Иллюстраций 2.
УДК 664.84/85.037.5
Установка с воздушной турбохолодильной машиной для
замораживания плодов, ягод и овощей. ДУБИН-
СКИЙ М. Г., ГУРЕВИЧ Е. С, НЕХОРОШЕВ В. М.,
СТАВИССКИЙ А. Я., ШЕВКИН В. В. «Холодильная
техника», 1974, №11.
Описана холодильная установка для быстрого
замораживания плодов, ягод и овощей в псевдоожиженном слое с
помощью воздушной турбохолодильной машины ТХМ1-25.
Указаны основные технико-экономические достоинства
установки, приведены ее основные характеристики и
результаты теплотехнических испытаний. Иллюстраций 4.
УДК 621.575.003
Эффективность применения абсорбционных и
компрессионных холодильных установок в промышленности. СУ-
ШОН С. П., РУДНИЦКИЙ А. И., МИНЦ М. И.
«Холодильная техника», 1974, № 11.
Определение сравнительной экономической
эффективности применения абсорбционных и компрессионных
холодильных установок сводится к сопоставлению приведенных
затрат на выработку холода в этих установках. Даются
методы расчета приведенных затрат, непосредственно
связанных с выработкой холода в обоих типах установок и
связанных с их энергоснабжением. При этом затраты на
энергоносители определяются по замыкающим затратам на
топливо, тепло и электрическую энергию. Рассматриваются
приведенные затраты для холодильных станций,
оборудованных абсорбционными установками, работающими на
различных энергоносителях. Список литературы — 5
названий.
УДК 621.57.044.001.4
Испытания фреоновых пластинчато-ребристых
конденсаторов с воздушным охлаждением. ДАНИЛОВА Г. Н.,
ИВАНОВ О. П., БАРИЛО В. Н. «Холодильная
техника», 1974, №11.
Экспериментальное исследование двух моделей
пластинчато-ребристых конденсаторов с воздушным охлаждением,
отличающихся геометрией вторичной поверхности на
стороне воздуха, проведено для вертикального и
горизонтального тока хладагента при перекрестном движении воздуха
и агента. В результате обработки опытных данных полу-
чены зависимости Ар = / (дов) и kF = f (шв)ГСопостав-
ление с существующими типами конденсаторов по Др и
kFi& показало определенные преимущества исследованных
моделей. Таблиц 1. Список литературы — 6 названий.
Иллюстраций 6.
УДК 621.512:621.797
Оптимизация периодичности7 технического обслуживания
поршневых холодильных! компрессоров. БЕЖАНИШВИ-
ЛИ Э. М., ПОПОВ В. М. «Холодильная техника»,
1974, № 11.
Классификация отказов холодильных поршневых
компрессоров на постепенные и внезапные позволила разработать
методику определения оптимальной периодичности
планово-предупредительных замен. В соответствии с
методикой функция распределения ресурсов деталей находится
по функции распределения скоростей изнашивания,
известной по результатам-; стендовых и эксплуатационных
испытаний. Таблиц 2. Список литературы — 3 названия.
Иллюстраций 3.
УДК 621.51.001.5
Исследования аварийных'режимов холодильных
компрессоров при пуске их с закрытым нагнетательным вентилем.
САЛЬНЫЙ А. Т. «Холодильная техника», 1974, № И.
Предложено уравнение, описывающее давление нагнетания
в переходном процессе аварийного режима при пуске
компрессора с закрытым нагнетательным вентилем в
зависимости от длительности работы компрессора в этом
режиме. Указаны основные технические требования
безопасности эксплуатации шахтных холодильных машин
по давлению хладагента фреона-12 со стороны нагнетания
компрессора. Таблиц 2. Список литературы — 2 названия.
Иллюстраций 2.
УДК 628.84:62-52
Оптимальное по быстродействию управление
температурой в системах кондиционирования воздуха. НИКУЛЬ-
ЧА И. П., БЕСПАЛОВ И. Н., «Холодильная техника»,
1974, № 11.
Создание высококачественных систем кондиционирования
воздуха невозможно без обеспечения соответствующего
быстродействия систем управления. На примере
управления температурой приточного воздуха рассматривается
инженерный синтез квазиоптимального по
быстродействию регулятора. Полученное решение позволило путем
некоторого усложнения существующих регуляторов
добиться значительного повышения быстродействия системы.
Таблиц 1. Список литературы — 4 названия.
Иллюстраций 2.
УДК 621.512:534.83.001.4
Источники повышенного шума компрессоров ДХ2-1010 для
бытовых холодильников. КРОПОТОВ Г. А., ЮР-
КУС И. Н., ПЛАСТИНИН Ю. М., ПЕРЕВОЩИ-
КОВ В. Д., ГРАНКИН П. С, ОНОХИН Р. Д.
«Холодильная техника», 1974, № 11.
Исследования влияния отдельных элементов конструкции
компрессора ДХ2-1010 для бытовых холодильников на
63

общий уровень его шума показали, что главными
источниками шума этого компрессора являются статор
электродвигателя и механизм движения. Используемый для снижения
шума нагнетательный глушитель наиболее эффективен,
если он состоит из трех камер с диаметром соединительных
каналов между ними до 3,5 мм. Иллюстраций 6.
УДК 621.565:536.2
Исследование коэффициента теплоотдачи при дефлегмации
водоаммиачных паров. ДАНИЛОВ Р. Л.,
ТУРЕЦКИЙ В. М. «Холодильная техника», 1974, № 11.
Приведены результаты экспериментального исследования
коэффициентов теплоотдачи от водоаммиачных паров к
стенке в дефлегматорах водоаммиачных абсорбционных
холодильных установок для случая, когда температура
теплообменной поверхности выше температуры
конденсации аммиака. Предложена формула для расчета
коэффициента теплоотдачи в исследованной области. Список
литературы — 7 названий. Иллюстраций 3.
УДК 536.2:621.564.25
Теплопроводность фреонов в широком интервале температур
и давлений. ЦВЕТКОВ О. Б., ЛАПТЕВ Ю. А.,
ПОЛЯКОВА Н. А. «Холодильная техника», 1974, № 11.
Предлагается соотношение для'расчета теплопроводности
фреонов метанового ряда в широком диапазоне температур
и давлений. Приведены данные по теплопроводности фрео-
нов-11, 12, 13, 14, 22 в состоянии сжатого газа. Составлены
таблицы и диаграммы. Таблиц 7. Список литературы —
18 названий.
УДК 621.565:634.1/.7:62—52
Математическая модель холодильной камеры.
ЛЕВИНА М. М., ЛЕВИН Б. К., ИВАНЮК Н. М.
«Холодильная техника», 1974, № 11.
Разработана математическая модель универсальной
холодильной камеры для условий одновременного хранения
ранее охлажденной и термической обработки вновь
загруженной теплой продукции. Модель собственно камеры
(при отсутствии в ней продукции) подтверждена
экспериментальным путем на действующих фруктохранилищах
Краснодарского края. Она удовлетворительно описывает
поведение реальных объектов и может быть использована
при определении динамических свойств холодильных камер
различного назначения. Список литературы — 7 названий.
Иллюстраций 3.
УДК 663.674:542.976
Способ оценки физико-химических свойств стабилизаторов
для мороженого. ФИЛЬЧАКОВА Н. Н. «Холодильная
техника», 1974, № 11.
На основании исследований предлагается оценивать
физико-химические свойства стабилизаторов для мороженого
по устойчивости к замораживанию. Для этого водный
раствор стабилизатора замораживают до —6° С со средней^
скоростью около 5 мм/ч, затем нагревают до 20° С и при
этой температуре определяют вязкость и мутность
раствора. Из исследованных стабилизаторов наиболее
устойчивыми к замораживанию оказались метил целлюлоза, аль-
гинат натрия и тилоза. Таблиц 1. Список литературы —
2 названия. Иллюстраций 2.
УДК 621.565
Повышение эффективности работы маслоотделителей.
ГУЩИН А. В. «Холодильная техника», 1974, № И.
Для конденсаторных отделений аммиачных холодильных
установок с оросительными или испарительными
конденсаторами предложена схема питания маслоотделителя
жидким аммиаком из дополнительно установленного ко-
жухотрубного конденсатора. Иллюстраций 1.
УДК 62-52
Стенд для определения неисправности в блоках пультов
управления машинами ПУМ-100. ГЕТЛИХЕР Д. Я.,
НИКИТИНС. Г. «Холодильная техника», 1974, № 11.
Для определения неисправностей пультов управления
машинами ПУМ-100 предложен стенд, на котором можно
проверить правильность работы схемы автоматики,
определить выдержки времени при запуске компрессора, а
также правильность работы защит. Иллюстраций 1.
На первой странице обложки: Сублимационная установка СУ-3,5 на Оршанском мясоконсервном комбинате.
РЕДАКЦИОННАЯ КОЛЛЕГИЯ: доктор техн. наук В. Ф. Лебедев (главный редактор), Д. Г. Рютов (зам. главного редактора),
Л. Д. Акимова (зам. главного редактора), Н. Д. Абрамов, Е. М. Агарев, А. В. Быков, П. В. Васильев, И. М. Гиндлин,
доктор техн. наук, проф. А. А. Гоголин, И. М. Калнинь, А. В. Кан, доктор техн. наук, проф. Э. И. Каухчешвили, Н. П.
Коновалов, М. Н. Мертешов, М. М. Позин, А. Н. Сергиенко, доктор техн. наук, проф. Г. Б. Чижов, М. М. Шаповаленко, доктор
техн. наук, проф. А. П. Шеффер, доктор техн. наук В. Б. Якобсон.
Адрес редакции: 125422, Москва, А-422, ул. Костякова, 12
Телефон 216-86-73
Технический редактор Н. Н. Зиновьева
Издательство «Пищевая промышленность»
Рукописи не возвращаются
Т-15345. Сдано в набор 11/Х 1974 г. Подписано в печать 6/XI 1974 г. Формат 84Xl087i6. Объем 4 печ. л. Усл. п. л. 6,72.
Уч.-изд. л. 7,58. Тираж 16 720 экз. Заказ 1974. Цена 50 коп.
Чеховский полиграфический комбинат Союзполиграфпрома при Государственном комитете Совета Министров СССР по делам изда*
тельств, полиграфии и книжной торговли, г. Чехов Московской области