ЕЖЕМЕСЯЧНЫЙ
НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЙ
И ПРОИЗВОДСТВЕННЫЙ
ЖУРНАЛ
МИНИСТЕРСТВА
МЯСНОЙ И МОЛОЧНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ СССР
ВСЕСОЮЗНЫЙ
НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ
И КОНСТРУКТОРСКО-
ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ
ИНСТИТУТ
ХОЛОДИЛЬНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ
МОСКВА ИЗДАТЕЛЬСТВО -ЛЕГКАЯ И ПИЩЕВАЯ ПРОМЫШЛЕННОСТЬ-
1984
ИЗДАЕТСЯ С 1923 ГОДА
СОДЕРЖАНИЕ
РЕШЕНИЯ XXVI СЪЕЗДА КПСС - В ЖИЗНЬ!
Сизенко Е. И. Наращивать усилия по реализации
Продовольственной программы 2
Реализация Продовольственной программы СССР —
важнейшая задача пятилетки
Сергиенко А. Н, Пути сокращения потерь мяса и
мясопродуктов при хранении на распределительных
холодильниках 6
Бригадной форме организации и стимулирования труда —
широкое внедрение!
Пашинский Б. В. Творческая активность рабочих и ИТР
Красноборского холодильника 9
Одиннадцатой пятилетке — ударный труд!
Кладий А. Г., Выгодин В. А. Личный творческий план
специалиста — прогрессивная форма организации
социалистического соревнования 11
За экономию топливно-энергетических ресурсов
Выгодин В. А. Экономия топливно-энергетических и
материальных ресурсов на холодильных предприятиях Рос-
мясомолторга 13
В Минмясомолпроме СССР
О повышении роли отраслевых журналов и ЦНИИТЭИмя-
сомолпрома в пропаганде передового производственного
опыта по экономии сырьевых, трудовых и топливно-
энергетических ресурсов 17
НАУКА, ТЕХНИКА, ТЕХНОЛОГИЯ
Таланов А. В., Быков А. В., Кубланов В. Я. Методика
оценки уровня качества холодильного оборудования 19
Данилов В. Р., Орехов И. И., Тимофеевский Л. С,
Ильин А. Я. Характеристики двухступенчатой абсорб-
ционно-резорбционной водоаммиачной холодильной
машины 23
Тимофеевский Л. С, Дзино А. А., Рожко В. Ф.,
Вольных Ю. А. Оценка термодинамической эффективности
действительных циклов абсорбционной бромистоли-
тиевой холодильной машины 27
Никульшнн Р. К., Петриман Е. Ф., Васько В. Б., Коря-
гин Н. И., Куракин А. К. Экспериментальное
исследование фреоновых воздушных конденсаторов из про-
катно-сварных панелей 31
Эрлихман В. Н., Боголюбский О. К. Метод расчета подачи
хладагента в насосно-циркуляционных системах
охлаждения 36
Елагин М. Ю. Математическая модель для расчета
капиллярных трубок 39
Аникин А. И., Данилова Г. Н., Мирмов Н. И. Обобщенная
зависимость для расчета теплоотдачи при кипении на
трубках хладагента с маслом 40
Быкова Т. Д., Торопова В. А., Елизарова М. Н. Влияние
температурных режимов хранения на лежкоспособность
j яблок сорта Джонатан 45
^ Олене в Ю. А. О способах выражения содержания воздуха
в мороженом 48
ОБМЕН ОПЫТОМ
Евсюков В. М. Новая модель воздушного конденсатора 50
Баев В. П., Алмазов В. Н. Постаментный фронтальный
воздухоохладитель ВПФ-75 51
В ПОМОЩЬ ПРАКТИКУ
Головацкая Л. А. Измерение относительной влажности
воздуха в холодильных камерах 53
ИЗОБРЕТЕНИЯ 49, 56, 60
В НТО ПИЩЕВОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ
В Президиуме ЦП НТО пищевой промышленности 55
В МЕЖДУНАРОДНОМ ИНСТИТУТЕ ХОЛОДА
Гиндлин И. М. Из докладов комиссии D1 на XVI
Международном конгрессе по холоду 58
СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
Малахова М. А., Федюнина Р. П. Поршневые
бессальниковые компрессоры 1ПБ7 и 1ПБ10 61
РЕФЕРАТЫ 63
CONTENTS
DECISIONS OF XXVI CONGRESS OF CPSU-1NTO LIFE!
Sizenko E. I. Intensify Efforts for Realization of Food
Program 2
Realization of Food Program of USSR-Most Important Task
of Five-Year Plan
Sergiyenko A. N. Methods of Reducing Meat and Meat
Product Losses During Storage at Distribution Cold
Stores 6
Wide Introduction of Brigade Form of Labour Organization
and Incentive!
Pashinsky B. V. Creative Activities of Workers and
Engineering Staff at Krasnoborsk Cold Store 9
Shock Labour in Eleventh Five-Year Period!
Klady A. G., Vygodin V. A. Personal Creative Plan of
Specialist-Progressive Form of Organizing Socialist
Emulation 1 1
For Economy of Fuel-Energy Resources
Vygodin V. A. Economy of Fuel-Energy and Material
Resources at Refrigerated Enterprises of Rosmyasomoltorg 13
At USSR Ministry of Meat and Dairy Industry
On Raising Role of Branch Journals and TSNIITEImyaso-
molprom in Propaganda of Advanced Production
Experience on Economy of Raw Material, Labour and Fuel-
Energy Resources 17
SCIENCE, ENGINEERING, TECHNOLOGY
Talanov A. V., Bykov A. V., Kublanov V. Y. Method of
Estimating Level of Refrigerating Equipment Quality 19
Danilov V. R., Orekhov I. I., Timofeyevsky L. S.,
Ilyin A. Y. Specifications of Two-Stage Absorption-
Resorption Aqua-Ammonia Refrigerating Machine 23
Timofeyevsky L. S., Dzino A. A., Rozhko V. F., Volnykh U. A.
Estimation of Thermodynamic Effectiveness of Real Cycles
of Lithium-Bromide Absorption Refrigerating Machine 27
Nikulshin R. K., Petriman E. F., Vasko V. В., Korya-
gin N. I., Kurakin A. K. Experimental Investigation
of Freon Air Cooled Condensers of Rolled-Welded Panels 31
Erlikhman V. N., Bogolyubsky О. К. Method of Calculating
Refrigerant Supply in Pump-Circulation Refrigerating
Systems 36
Elagin M. U. Mathematical Model for Calculating Capillarv
Tubes 39
Anikin A. I., Danilova G. N., Mirmov N. I. Generalized
Dependence for Calculating Heat Transfer at Boiling of
Refrigerant with Oil on Pipes 40
Bykova T. D., Toropova V. A., Elizarova M. N. Effect
of Storage Temperature Conditions on Shelf Life of Apples
of Jonathan Variety 45
Olenev U. A. Methods of Expressing Air Content in Ice
Cream 48
PRACTICE EXCHANGE
Evsyukov V. M. New Model of Air-Cooled Condenser 50
Bayev V. P., Almazov V. N. Pedestal Frontal Air Cooler
VPF-75 51
ASSISTANCE TO PRACTICAL WORKER
Golovatskaya L. A. Measuring Air Relative Humidity
in Cold Rooms 53
INVENTIONS 49, 56, 60
AT SCIENTIFIC-TECHNICAL SOCIETY OF FOOD
INDUSTRY
At Presidium of Central Board of Scientific-Technical
Society of Food Industry 55
AT INTERNATIONAL INSTITUTE OF REFRIGERATION
Gindlin I. M. From Papers of Commission Dl at XVI
International Congress of Refrigeration
REFERENCE DATA
Malakhova M. A., Fedyunina R. P. Reciprocating Semiher-
metic Compressors 1PB7 and 1PB10
SUMMARIES
58
(g) Издательство «Легкая и пищевая промышленность», «Холодильная техника», 1984 г.
1

вании этой формы организации
социалистического соревнования среди
специалистов Росмясомолторга.
Где бы ни трудился специалист,
он должен добиваться максимальной
отдачи от каждой единицы
производственных мощностей, повышения каче-
УДК 621.565.92.004.182./183
экономия
ТОПЛИВНО-ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ
И МАТЕРИАЛЬНЫХ РЕСУРСОВ
НА ХОЛОДИЛЬНЫХ
ПРЕДПРИЯТИЯХ
РОСМЯСОМОЛТОРГА
В. А. ВЫ ГО ДИН
В разработанном на основе решений
XXVI съезда партии постановлении
ЦК КПСС и Совета Министров СССР
«Об усилении работы по экономии и
рациональному использованию
сырьевых, топливно-энергетических и
других материальных ресурсов» дана
развернутая программа конкретных мер по
обеспечению экономии всех видов
ресурсов. Экономное и рациональное
расходование сырья, материалов, топлива
и энергии, широкое вовлечение в
хозяйственный оборот вторичных
материальных и топливно-энергетических
ресурсов являются весомым резервом
производства. Использование этого
резерва — важная задача, стоящая
перед каждым трудовым коллективом.
На холодильниках Росмясомолторга
работа по рациональному и бережному
расходованию топлива, тепловой и
электрической энергии, сырьевых и
других материальных ресурсов
проводится постоянно. Она осуществляется
по следующим направлениям:
внедрение современного
оборудования и прогрессивных технологических
процессов;
модернизация действующего
холодильного и технологического
оборудования и совершенствование систем
охлаждения;
качественное обслуживание техники;
улучшение изоляции тепло- и хладо-
магистралей и ограждающих конструк-
ства и снижения себестоимости
продукции. Боевой девиз
социалистического соревнования — «Дать продукции
больше, лучшего качества, с меньшими
затратами»— стал девизом в работе
каждого инженера, техника и
служащего Росмясомолторга.
ций холодильников, внедрение
эффективных теплоизоляционных
материалов;
совершенствование организации
производства;
строгое соблюдение
производственной и технологической дисциплины;
механизация и автоматизация
производственных процессов;
применение тары-оборудования,
внедрение пакетированных и
контейнерных перевозок продуктов;
применение обоснованных норм
расхода сырья, топлива, энергии,
материалов;
совершенствование учета и контроля;
разработка нестандартной
ресурсосберегающей техники, малоотходных и
безотходных технологий;
активизация творческой деятельности
рационализаторов и изобретателей;
широкое развитие социалистического
соревнования за экономию и
бережливость и др.
В соответствии с принятыми
направлениями предприятия
Росмясомолторга намечают
организационно-технические мероприятия и включают их
в текущие и перспективные планы
внедрения новой техники и передовой
технологии. Конкретные меры по
экономии и рациональному использованию
ресурсов находят отражение в
социалистических обязательствах трудовых
коллективов.
Все холодильники с 1976 г.
активно участвуют во Всесоюзном
общественном смотре эффективности
использования сырья, материалов и
топливно-энергетических ресурсов.
Коллективы и отдельные участники
Всесоюзного смотра, добившиеся лучших
результатов, награждены Дипломами
ВЦСПС и Почетными грамотами Ми-
За экономию топливно-энергетических ресурсов
13

нистерства торговли РСФСР и Рос-
мясомолторга.
Ежеквартально и ежегодно
подводятся итоги выполнения планов
мероприятий, установленных заданий по
снижению расхода и повышению
эффективности использования ресурсов,
дальнейшему усилению режима экономии.
Результаты рассматриваются на
общих собраниях коллективов
предприятий, республиканских совещаниях и
конференциях, освещаются в стенной
печати и отраслевых журналах.
В системе Росмясомолторга
сосредоточено около 1,3 млн. т
холодильных емкостей, и затраты
электроэнергии здесь весьма значительны.
Большое количество ее потребляют
холодильные установки, а также
внутризаводской электротранспорт и грузовые
лифты. Затраты электроэнергии на их
работу составляют соответственно 60—
70 и 10—12% от общего
нормируемого потребления.
В последние годы на
холодильниках планомерно проводится замена
устаревшего оборудования на
современную прогрессивную технику. За период
с 1980 по 1983 г. смонтировано и
пущено в эксплуатацию около 180
винтовых компрессоров, более 170
испарительных конденсаторов ЭВАКО, 17
машин М4, автоматизировано 12
холодильных установок.
Перед обслуживающим персоналом
поставлены задачи: постоянно
поддерживать оптимальный режим работы
оборудования, своевременно и
качественно проводить
планово-предупредительные ремонты и профилактический
осмотр техники. Рабочие следят за
тем, чтобы не допускать холостого
хода электродвигателей, за
своевременным удалением масла из
холодильных систем и оттаиванием приборов
охлаждения.
Большую помощь холодильникам
оказывают научно-исследовательские,
проектные и учебные институты.
Так, Ленинградским технологическим
институтом холодильной
промышленности по заданию
Росмясомолторга создан и применен на
холодильной установке Ленинградского
хладокомбината № 6 измеритель
количества выработанного холода,
реализованный на базе расходомерного
комплекса КСДЗ-С, который серийно
выпускается отечественной
промышленностью. Этот измеритель установлен на
каждом трубопроводе, по которому
жидкий аммиак подается к
дросселирующим устройствам, обеспечивающим
работу испарительных систем с
различными температурами кипения.
Использование измерителя
количества выработанного холода на
указанном предприятии позволило
разработать обоснованные нормы и систему
учета расхода электроэнергии для
холодильных установок, оснащенных
винтовыми компрессорами S3-900 и S3-
2500. Применение этих норм с учетом
условий эксплуатации холодильных
установок на конкретных предприятиях
дает возможность добиться
значительного снижения расхода электроэнергии.
В целях уменьшения замасливания
холодильных систем и приборов
охлаждения на Ленхладокомбинате
смонтированы четыре гидроциклонных
маслоотделителя конструкции ЛТИХП на
линиях подачи жидкого аммиака в
приборы охлаждения холодильника № 1,
скороморозильные аппараты и фризеры
цеха мороженого.
Установка гидроциклонов в насосно-
циркуляционной системе,
обслуживающей цех мороженого, обеспечивает
отделение около 2 т масла в год при
температуре кипения —40ч—45 °С.
Гидроциклон, работающий на линии
подачи аммиака во фризеры, отделяет
в среднем 20—25 кг масла за 7—10
дней, а на линии подачи хладагента
в скороморозильные аппараты — 25—
30 кг за 7—8 дней непрерывной
работы. Надежное маслоотделение
позволяет повысить температуру кипения и за
счет этого уменьшить расход
электроэнергии.
Гидроциклонные маслоотделители
конструкции ЛТИХП, а также
ВНИКТИхолодпрома внедрены на 16
предприятиях, в том числе на
Красноярском, Пермском хладокомбинатах,
предприятиях Московской городской
конторы, Ивановском хладокомбинате
и др.
Производство гидроциклонных
маслоотделителей налажено в
механических мастерских Тульского
хладокомбината.
С 1980 г. на Ленхладокомбинате
применяются разработанные с
помощью специалистов ЛТИХП нормы и
система учета расхода
электроэнергии на погрузочно-разгрузочных
работах, учитывающие конкретные условия
предприятия.
14

В целях экономии электроэнергии
зарядные преобразователи ЗП-12-60
(система двигатель—генератор)
заменяются на зарядные выпрямительные
агрегаты ВАЗ и УЗА.
Продолжительность зарядки определяют теперь
по достижению в батарее
оптимального напряжения, в то время как
ранее зарядка продолжалась всю
смену.
На холодильниках Росмясомолторга
систематически проводится работа по
реконструкции и капитальному ремонту
камер хранения с применением для
их теплоизоляции эффективных
материалов, например, ПСБ-С. В
результате уменьшения потерь холода через
ограждающие конструкции
значительно сокращен расход электроэнергии.
Опыт замены в камерах
холодильников Ленинградского областного объ.
единения Росмясомолторга и других
предприятий ламп накаливания на
ртутные лампы ДРЛ показывает, что тем
самым может быть достигнута
большая экономия электроэнергии:
например, замена 27 ламп накаливания на
12 ламп ДРЛ в камере № 6
Ленинградского хладокомбината № 3
дала годовую экономию около
5000 кВт- ч электроэнергии. К тому
же срок службы у ламп ДРЛ
значительно выше, чем у ламп
накаливания.
Значительная экономия
электроэнергии на предприятиях получена от
снижения ее реактивных потерь,
увеличения cos ф, внедрения
компенсирующих устройств.
В целях рационального и
экономного расходования электроэнергии на
местах составляют графики
отключения потребителей при дефиците
мощности в энергосистеме, заменяют
старые изоляционные двери камер
хранения на прислонные двери ПДГ,
устраивают у дверей воздушные
завесы, применяют систему автоматического
включения и выключения наружного
освещения с помощью
фотоэлемента, используют лампочки контроля за
выключением света в камерах
холодильников.
С 1976 г. по 1983 г. на предприятиях
Росмясомолторга подано около 14000
рационализаторских предложений,
направленных на эффективное
использование материальных и
энергетических ресурсов. От их внедрения
получена экономия 9200 тыс. кВт* ч
электроэнергии, более 34,33 ТДж
(8200 Гкал) тепловой энергии, 4600
усл. топлива.
Заслуживает внимания устройство
по инициативе рационализаторов на
ряде предприятий (Московские
хладокомбинаты № 8 и 10, Ленхладоком-
бинат, Мурманский, Казанский и
другие хладокомбинаты) надземных
транспортных галерей и подвесных дорог
между цехами мороженого и
технологическим. Такая подвесная дорога,
сделанная на Новокузнецком
холодильнике по предложению главного
механика Ю. А. Устюжанина и бригадира
слесарей Е. Т. Шабовича,
ликвидировала автоперевозки мороженого и
сырья внутри предприятия. Годовой
экономический эффект от снижения
расхода горючего составил 4912 руб.
Рационализаторами Кемеровского
холодильника Н. И. Нелюбом и
В. И. Михальковым предложена и
выполнена шахтовая проходка для
обогрева камер при ремонте в летнее
время и для их охлаждения в
зимнее время при низких температурах
наружного воздуха и отключенных
компрессорах. Годовой экономический
эффект 1698 руб.
Улучшается работа паросилового
хозяйства. С этой целью осуществляется
широкий круг мероприятий:
монтаж деаэраторных установок
(ДСА-25 и др.) с автоматическим
поддержанием давления и уровня в
баке, что дает увеличение
выработки пара на 3000 т в год при
снижении его себестоимости;
установка электромагнитных
деаэраторов, бойлеров (типа «энергия» и др.);
проверка водного режима котельных
с выдачей рекомендаций по
оптимальному режиму эксплуатации котлов;
реконструкция систем пароснабже-
ния, прокладка новых паропроводов
с оптимальным сечением и усиление их
теплоизоляции;
замена морально и физически
устаревших котлов на современные;
модернизация действующего
оборудования.
На Ленинградском холодильнике
№ 4—5 в результате реконструкции
системы пароснабжения на 0,23 МПа
B,3 кгс/см ) увеличено давление пара,
поступающего в распределительный
коллектор, и на 63 °С повышена
температура.
Внедрение на Ленинградских холо-
15

дильных предприятиях
рационализаторского предложения по
оборудованию котлов ММЗ встроенным в
выносную топку пароперегревателем
дало возможность перевести работу
паровых котлов на избыточное давление
до 70 кПа @,7 кгс/см2) и,
используя тепло отходящих газов, повысить
температуру пара до 166—175 °С.
На ряде предприятий смонтированы
системы автоматической подачи пара в
бойлеры в зависимости от
температуры отходящей воды.
Почти повсеместно внедрены газовые
автоматы А2-ОВА для выпечки
вафельных стаканчиков взамен
электрических малопроизводительных
полуавтоматов ОВП и ОВП-1М.
Рациональный путь экономии
ресурсов — их вторичное использование.
В процессе выпечки вафельных
стаканчиков на автоматах А2-ОВА
неизбежно образуются отеки (облой).
Переработка отеков путем добавления в
основной замес после предварительной
замочки и протирки могла
осуществляться лишь в незначительных
количествах. При большей закладке их
ухудшалось качество готовой продукции и
увеличивалось количество отходов. На
московских, ленинградских
хладокомбинатах и Ростовском холодильнике
№ 1 применена усовершенствованная
технология, по которой повторно
использовать отеки в основном замесе
теста можно в значительных
количествах без ухудшения качества готовой
продукции.
Установка дополнительных экранов
на плитах пуансонов автоматов А2-ОВА
(Московский хладокомбинат № 8,
Рязанский и Липецкий хладокомбинаты)
и боковых пластин на прессах
газовых автоматов «Нагема» позволяет
получать обратимые производственные
отходы (ранее безвозвратно
терявшиеся), которые повторно используют для
выпечки вафель.
В целях экономии водных ресурсов
на Куйбышевском, Свердловском № 3,
Ивановском, Владимирском
хладокомбинатах для охлаждения смесей
мороженого на первой ступени применяют
оборотную ледяную воду, которая
поступает либо от аммиачного
испарителя погружного типа, либо от
резервуаров емкостью 2—8 м3 (со
встроенными в них рассольными батареями),
установленными непосредственно в
цехах мороженого. На Курском
хладокомбинате для этой же цели служит
вода, отбираемая после конденсаторов.
Лишь после вторичного использования
в оросительных охладителях ее
сбрасывают в градирню.
На Хабаровском хладокомбинате
оборотную ледяную воду, получаемую
на пластинчатой установке, применяют
для охлаждения теста, хранящегося в
резервуарах с рубашкой.
По предложению рационализатора
Прокопьевского холодильника
А. М. Мартынкина отработанный пар
из сушилки идет на отопление вновь
построенной кузницы.
Работа по экономии всех видов
ресурсов на холодильниках Росмясо-
молторга проведена большая. В целом
по Росмясомолторгу экономия только
энергоресурсов за 1981 —1983 гг.
составила: электроэнергии — 45900 тыс.
кВт- ч, условного топлива — 23400 т,
тепловой энергии — 171,24 ТДж
D0900 Гкал). Сэкономлено
значительное количество сырья и материалов.
Однако успокаиваться на
достигнутом нельзя. Необходимо усилить режим
экономии, шире развернуть
социалистическое соревнование за экономию и
бережливость, добиваться возможно
более полного раскрытия творческого
потенциала участников
социалистического соревнования, стремиться к тому,
чтобы каждый трудовой коллектив,
каждый рабочий и специалист
действовал как рачительный хозяин.
16

НАУКА,
ТЕХНИКА,
ТЕХНОЛОГИЯ
УДК 62I.56/.57.004.12
МЕТОДИКА ОЦЕНКИ
УРОВНЯ КАЧЕСТВА
ХОЛОДИЛЬНОГО ОБОРУДОВАНИЯ
А. В. ТАЛАНОВ, д-р техн. наук А. В. БЫКОВ,
канд. техн. наук В. Я. КУБЛАНОВ
Для повышения объективности
оценки технического уровня и качества
создаваемого и серийно выпускаемого
холодильного оборудования
производительностью более 3,5 кВт ВНИИхо-
лодмаш в 1983 г. разработал новую
методику оценки уровня качества.
Установлены номенклатура показателей
качества и методы их количественного
определения, правила выбора базового
образца и методы оценки технического
уровня и качества изделий.
Номенклатура показателей качества
выбрана с учетом обеспечения
комплексной характеристики всех основных
свойств и параметров холодильного
оборудования и возможности их
количественной оценки. При этом она
включает все основные группы показателей,
установленные нормативными
документами Госстандарта:
классификационные, конструктивного совершенства,
технологические, надежности,
эстетические, патентно-правовые,
эргономические и экономические.
Показатели качества разделены на
четыре группы [4] (табл. 1): в первые
три вошли показатели, влияющие на
затраты потребителя (энергетические,
на обслуживание и ремонт,
капитальные), в четвертую — показатели,
учитывающие социальные аспекты
(удобство обслуживания, внешний вид,
конкурентоспособность, охрана
окружающей среды и др.).
Методы расчета численных
значений большинства показателей качества
известны. Показатели надежности
определяют в соответствии с документами,
указанными в работе [7].
Таблица 1
Группа
1 — энергетические
затраты
2 — затраты на ремонт
и обслуживание
3 — капитальные
затраты
4 — социальные
аспекты
Статьи затрат потребителя
Плата за потребляемую электроэнер-,
гию
Плата за установленную мощность
Плата за охлаждающую воду
Содержание обслуживающего
персонала
Содержание ремонтного персонала
Затраты на запасные части
Затраты на вспомогательные
материалы
Затраты на устранение отказов
Затраты на пополнение
эксплуатационными материалами
Затраты на основное оборудование
Затраты на строительство
производственных помещении
Затраты на возведение фундамента
Затраты на транспортировку
Затраты на монтаж
Затраты на первоначальную заправку
хладагентом и маслом
—
Показатели качества
Удельная холодопроизводительность
Коэффициент использования
мощности
Удельный расход охлаждающей воды
Уровень автоматизации
Наработка на отказ
Ресурс до капитального ремонта
Ресурс до среднего ремонта
Ресурс до текущего ремонта
Наработка до технического
обслуживания
Объединенная удельная оперативная
трудоемкость технических
обслуживании и ремонтов
Удельный расход эксплуатационных
материалов
Степень заводской готовности
Удельная материалоемкость
Удельная занимаемая площадь
Коэффициент унификации
Удельная трудоемкость изготовления
Эквивалентный уровень звука
Показатель патентной чистоты
Показатель технической эстетики
2*
19

Таблица 2
1 -
2-
3-
4-
Степень заводской готовности
в зависимости от вида поставки
- в моноблочном исполнении
- в виде двух агрегатов (компрес-
сорно-конденсаторного и
испарительного)
- в виде разрозненных частей с
компрессором, не требующим ревизии
перед пуском
- в виде разрозненных частей с
компрессором, требующим ревизии
перед пуском
Зна
3,5—12
(D
1,0
0,75
чения показателя степей» заводской готовности оборудования
холодопроизводительностыо, кВт (базы машин)
12—35
(И)
1.0
0,75
35—100
(III)
1.0
0,75
115—250
(IV)
1,0
0,85
0,38
0,30
350—500
(V)
1,0
0,9
0,44
0,35
600—1400
(VI)
_
1,0
0,53
0,4
Более 1500
(VII)
_
1,0
0,6
0,45
Оригинальными являются
количественные оценки показателей уровня
автоматизации и степени заводской
готовности.
Показатель уровня автоматизации
характеризует приспособленность
холодильного оборудования к работе в
автоматическом режиме управления.
Поскольку этот показатель
непосредственно влияет на численность
обслуживающего персонала, его
рассчитывали по отношению нормы численности
обслуживающего персонала для
аналогичного полностью
автоматизированного изделия к норме численности для
оцениваемого изделия [1].
Уровень автоматизации и
количественная оценка этого показателя
приведены ниже:
Имеются приборы автоматической защи- 0,38
ты и контроля. Отсутствуют приборы
автоматического регулирования холодопроиз-
водительности. Оборудование не может
работать в автоматическом режиме
управления. Требуется постоянное
обслуживание в течение смены.
Имеются приборы автоматической защиты, 0,46
контроля и регулирования. Оборудование
не может работать в автоматическом
режиме управления. Требуется периодическое
обслуживание в течение смены.
Имеются все необходимые приборы авто- 1,0
матики, в том числе для работы в
автоматическом режиме управления.
Постоянного обслуживания не требуется.
Показатель степени заводской
готовности введен в целях снижения
стоимости монтажных работ и ускорения
ввода в действие холодильного
оборудования. Численные значения
показателя для разных типов
холодильных машин (табл. 2) определяли по
отношению затрат на монтаж и пуско-
наладочные работы для моноблочного
изделия и оцениваемого.
Установлены четыре степени
заводской готовности по виду поставки,
позволяющие предварительно оценить
изделие по этому показателю. Для
уточнения оценки следует учесть ряд
факторов, снижающих численное
значение показателя степени заводской
готовности (табл. 3).
Наиболее ответственным моментом в
оценке технического уровня и
качества изделия является выбор базы
сравнения (базового образца).
В качестве базового образца
обычно принимают аналогичное по
основным техническим параметрам серийно
выпускаемое изделие, при этом
предпочтение зачастую отдается зарубежному
образцу. Выбор же зарубежного
образца для сравнения довольно сложен:
во-первых, как правило, информация о
зарубежном оборудовании бывает
ограниченной, указываются не более 3—4
показателей, которые не полностью
характеризуют изделие; во-вторых,
показатели между собой взаимосвязаны и
существующие методики не позволяют
определить их оптимальное сочетание
(например, повышение надежности
клапанов поршневых компрессоров в
результате снижения высоты подъема
клапанных пластин приводит к ухуд-
Факторы, снижающие степень
заводской готовности
Отсутствие теплоизоляции
Отсутствие электрощита
Без заполнения хладагентом
Не встроен пульт управления
Таб
лица 3
Снижение степени
заводской готовности
в зависимости от вида
поставки, %
1
10
5
15
5
2
10
5
5
3
5
5
4
5
5
20

шению теплоэнергетических
характеристик компрессора).
В связи с этим в качестве базового
образца рекомендуется принимать не
конкретное изделие, а реально
достижимую совокупность значений
показателей качества, определяемых на
основе анализа отечественных и
зарубежных аналогов и нормативной
документации. Для анализа следует
использовать: технические условия,
государственные и отраслевые стандарты
на типы и основные параметры
оборудования, стандарты на технические
требования, каталоги и проспекты
фирм-изготовителей, результаты
изучения экспонатов на международных
ярмарках и выставках и импортного
оборудования на объектах поднадзорной
эксплуатации.
Согласно требованиям Госстандарта
СССР в стандартах (технических
условиях) должны быть приведены
дифференцированные по категориям
качества количественные значения
показателей.
В качестве оптимальных значений
показателей качества (при
формировании базового образца) принимают
квантили 80 % вероятности (часто
применяемые в технике при определении
оптимальных параметров различных
процессов):
K6=.R±0№S,
где Кб — оптимальное значение показателя
качества базового образца;
./С — среднее значение показателя качества
аналогов, определяемое путем решения
уравнений регрессии или по величине
математического ожидания;
S — среднеквадратическое отклонение,
N — количество аналогов;
/Q — текущее значение показателя качества
/-го аналога.
При малой выборке аналогов (до 15)
для расчета оптимального значения
показателя базового образца
применяют метод среднего размаха с
использованием табулированных
значений коэффициента пропорции:
где R — средний размах;
d — коэффициент пропорции.
При комплексной количественной
оценке уровня качества изделий
необходимо учитывать коэффициенты
весомости показателей качества.
Единственно верный путь к
объективному определению коэффициентов
весомости большинства показателей
качества — нахождение
количественных связей между показателями
качества и экономичности [2, 4, 6]. В
качестве последних могут быть
использованы приведенные затраты
потребителя или стоимость производства
1000 кВт холода.
При определении коэффициентов
весомости показателей качества (табл. 4)
устанавливали коэффициенты
весомости вначале статей затрат
потребителя, затем на их основе — единичных
показателей качества в каждой из трех
групп показателей и, наконец, —
комплексных (групповых) показателей.
Классификация общих затрат
потребителя 3 по трем группам [4, 5] —
энергетические 3\, на ремонт и
обслуживание Зг и капитальные Зз (см.
табл. 1)—позволила с достаточным
приближением принять в качестве
коэффициентов весомости комплексных
показателей качества 1-й, 2-й и 3-й групп
коэффициенты весомости групп статей
затрат, найденные по соотношению
абсолютных величин:
3i . Зг . Зз .
1 + 3" + 3"~
Теми же принципами
руководствовались при нахождении коэффициентов
весомости отдельных статей затрат
внутри каждой группы [2, 6].
Коэффициенты весомости единичных
показателей качества по статьям затрат
определяли методом эквивалентных
соотношений [2, 3].
После установления коэффициентов
весомости для отдельных холодильных
машин рассчитывали
средневзвешенные значения коэффициентов весомости
для семи унифицированных баз.
Коэффициенты весомости единичных
показателей 4-й группы и комплексного
показателя этой группы получены
экспертным методом.
Технический уровень и качество
холодильного оборудования надо
оценивать по совокупности обобщенного
показателя технического совершенства
и комплексного экономического
показателя.
Обобщенный показатель техническо-
21

Таблица 4

Группа
1
2
3
4
Показатели качества
Удельная холодопроизводительность
Коэффициент использования
мощности
Удельный расход охлаждающей
воды
Комплексный (групповой)
показатель
Уровень автоматизации
Наработка на отказ
Ресурс до капитального ремонта
Ресурс до среднего ремонта
Ресурс до текущего ремонта
Наработка до технического
обслуживания
Объединенная удельная
оперативная трудоемкость технических
обслуживании и ремонтов
Удельный расход эксплуатационных
материалов
Комплексный (групповой)
показатель
Степень заводской готовности
Удельная материалоемкость
Удельная занимаемая площадь
Коэффициент унификации
Удельная трудоемкость
изготовления
Комплексный (групповой)
показатель
Эквивалентный уровень звука
Показатель патентной чистоты
Показатель технической эстетики
Комплексный (групповой)
показатель
Коэффициенты весомости показателей качества
оборудования холодопроизводительностью, кВт
(базы машин)
3,5—12
(I)
0,74
0,26
0,41
0,39
0,17
0,08
0,03
0,08
0,04
0,19
0,02
0,22
0,12
0,33
0,33
0,02
0,20
0,30
0,60
0,25
0,15
0,07
12—35
(II)
0,74
0,26
0,43
0,47
0,09
0,08
0,04
0,06
0,05
0,18
0,03
0,22
0,16
0,35
0,25
0,02
0,22
0,28
0,60
0,25
0,15
0,07
35—100
(Ш)
0,37
0,31
0,32
0,47
0,60
0,04
0,07
0,03
0,03
0,07
0,12
0,04
0,22
0,19
0,35
0,18
0,03
0,25
0,24
0,60
0,25
0,15
0,07
115—250
(IV)
0,36
0,31
0,33
0,5
0,59
0,05
0,07
0,03
0,03
0,07
0,12
0,04
0,21
0,21
0,37
0,14
0,03
0,25
0,23
0,60
0,25
0,15
0,06
350—500
(V)
0,38
0,32
0,30
0,56
0,52
0,06
0,08
0,04
0,04
0,06
0,14
0,06
0,17
0,24
0,39
0,09
0,03
0,25
0,21
0,60
0,25
0,15
0,06
600—1400
(VI)
0,39
0,32
0,29
0,6
0,52
0,06
0,09
0,04
0,04
0,06
0,16
0,03
0,13
0,25
0,39
0,08
0,03
0,25
0,21
0,60
0,25
0,15
0,06
Более 1500
(VII)
0,35
0,36
0,29
0,62
0,39
0,06
0,14
0,05
0,05
0,06
0,17
0,08
0,13
0,25
0,41
0,04
0,03
0,27
0,19
0,60
0,25
0,15
0,06
Комплексный экономический
показатель — это отношение текущих затрат
потребителя по базовому образцу
к затратам по оцениваемому изделию
(в качестве текущих затрат
принимаются энергетические затраты и
затраты на ремонт и обслуживание):
r__ Ci+32N
Ci+32)o '
Выбор в качестве экономического
показателя соотношения текущих
затрат продиктован тем, что именно они
составляют основную долю затрат
потребителя и в них имеются
значительные резервы повышения эффективности
холодильного оборудования. Кроме
того, в этом показателе не проявляется
влияние ценообразования.
По полученным значениям
обобщенного показателя качества и
комплексного экономического показателя делают
го совершенства представляет собой
сумму произведений комплексных
показателей групп Qi и соответствующих
коэффициентов весомости:
Комплексные показатели определяют
по каждой из четырех групп единичных
относительных показателей:
Единичный относительный
показатель представляет собой отношение
абсолютных значений данного
показателя оцениваемого изделия и базового
образца:
q=Ko/K6 или ^.=/Сб//Со.
Из приведенных отношений
выбирают то, при котором улучшению
качества соответствует увеличение д..

вывод о соответствии оцениваемого
изделия определенной категории
качества.
Необходимым и достаточным для
отнесения оцениваемого изделия к высшей
категории качества является условие
В^1,0. При этом комплексный
экономический показатель должен быть
01,04.
Это условие выполняется, если
отношение величины экономического
эффекта к оптовой цене составляет не менее
0,15. При таком отношении
устанавливают поощрительную надбавку к
оптовой цене за эффективность и качество.
Список использованной литературы
1. Бежанишвили Э. М., Таланов А. В.,
Хазанов И. Г. К определению численности
обслуживающего и ремонтного персонала
холодильных установок. — Холодильная
техника, 1983, № 6, с. 18—24.
2. Влияние показателей надежности на
экономичность холодильных машин / Э. М.
Бежанишвили, В. И. Смыслов, А. В. Таланов и др. —
Холодильная техника, 1983, № 11, с. 14—19.
3. ГОСТ 24294—79. Определение
коэффициентов весомости при комплексной оценке
технического уровня и качества продукции.
4. Калнинь И. М., Бежанишвили Э. М.
Оценка экономичности холодильного
оборудования. — Холодильная техника, 1981, № 9,
с. 21—27.
5. ОСТ 26.03-2025—83. Оборудование
холодильное. Определение экономической
эффективности от внедрения новой техники. М.:
ВНИИхолодмаш, 1983.
6. Повышение энергетической эффективности
холодильных машин / А. В. Быков, И. М.
Калнинь, Э. М. Бежанишвили и др. —
Холодильная техника, 1982, № 6, с. 5—8.
7. Смыслов В. И. Выбор показателей и
обеспечение надежности холодильного
оборудования. — Холодильная техника, 1983, № 8,
с. 27—30.
УДК 621.575.013:536.7
ХАРАКТЕРИСТИКИ
ДВУХСТУПЕНЧАТОЙ
АБСОРБЦИОННО-РЕЗОРБЦИОННОЙ
ВОДОАММИАЧНОЙ ХОЛОДИЛЬНОЙ
МАШИНЫ
В. Р. ДАНИЛОВ, д-р техн. наук, проф.
И. И. ОРЕХОВ,
канд. техн. наук Л. С. ТИМОФЕЕВСКИЙ,
канд. техн. наук А. Я. ИЛЬИН
Абсорбционные холодильные машины
(АХМ) находят все более широкое
применение благодаря их работе на
вторичных энергоресурсах — наиболее
дешевом виде энергии. Поэтому
повышение энергетической эффективности
этих машин является актуальной
задачей.
Для производства искусственного
холода в диапазоне температур
10-.—55 °С применяют водоаммиачные
АХМ, но их тепловые коэффициенты
сравнительно низки и не превышают
0,45. Предложенная [5]
двухступенчатая абсорбционно-резорбционная во-
доаммиачная холодильная машина
имела в зависимости от режимов
работы тепловой коэффициент в среднем
на 30 % выше вследствие увеличения
общей холодопроизводительности на
величину тепловой нагрузки дегазатора
и меньшей необратимости процесса
дегазации водоаммиачного раствора при
переменных температурах по
сравнению с необратимостью процесса
кипения чистого аммиака при постоянной
температуре в испарителе.
Чтобы повысить тепловой
коэффициент указанной машины, необходимо
иметь более высокие температуры
греющего источника, однако это вызовет
возрастание тепловой нагрузки на
генератор вследствие повышения одной из
ее составляющих — теплоты
дефлегмации.
Авторами предложена
усовершенствованная двухступенчатая
абсорбционно-резорбционная водоаммиачная
холодильная машина (АРВХМ), которая
дополнительно снабжена трехполостны-
ми дефлегматором-теплообменником и
газовым переохладителем [1], что
позволило повысить тепловой
коэффициент холодильной машины в среднем
на 15%.
Двухступенчатая АРВХМ была
изготовлена на базе следующих теплооб-
менных аппаратов: горизонтального
кожухотрубного генератора
поверхностью 1,6 м2,
дефлегматора-теплообменника типа труба в трубе
поверхностью соответственно 2,76 и 1,9 м2,
горизонтального кожухотрубного
абсорбера поверхностью 1,4 м2,
горизонтального кожухотрубного испарителя
поверхностью 1,9 м , газового
переохладителя типа труба в трубе поверхностью
со стороны жидкого хладагента 0,5 м2,
вертикального кожухотрубного
дегазатора поверхностью 1,79 м2,
вертикального кожухотрубного резорбера
поверхностью 1,79 м2, теплообменника
растворов типа труба в трубе
поверхностью 1,89 м со стороны крепкого
раствора.
Для перекачивания водоаммиачного
23

Рис. 1. Принципиальная схема
экспериментального стенда двухступенчатой АРВХМ:
/ — генератор; 2 — трехполостной
дефлегматор-теплообменник; 3 — конденсатор; 4 — абсорбер; 5 — резорбер;
6 — трехполостной газовый переохладитель; 7 — испаритель;
8 — запорный вентиль; 9 — электрическая грелка; 10 —
указатель уровня; // — экспериментальная трубка; 12 — водо-
аммиачный насос; 13 — дегазатор; 14 — теплообменник;
15 — электронагреватель; 16 — насос теплоносителя;
17 — водоаммиачный насос; 18 — бойлер; 19 — насос
теплоносителя
раствора предусмотрены два дозатор-
ных насоса НД-400/16, у которых в
целях их лучшей герметизации
всасывающий и нагнетательный клапаны
шаровидной формы заменили на
плоские цилиндрические.
Машина была испытана на
экспериментальном стенде (рис. 1).
Процесс теплообмена в вертикальном
кожухотрубном дегазаторе
моделировали на экспериментальной трубке
диаметром 20X3,5 мм и длиной 1800 мм.
/ Крепкий водоаммиачный раствор
выпаривался в генераторе 1 в
результате теплообмена с перегретой водой,
поступающей из бойлера 18.
Образовавшиеся пары аммиака очищались от
паров воды в дефлегматорной части
дефлегматора-теплообменника 2,
охлаждаемой крепким водоаммиачным
раствором, и сжижались в
конденсаторе 3. Жидкий аммиак перед
дросселированием в регулирующем вентиле
РВ2 охлаждался в трехполостном
газовом переохладителе 6, в который
поступали холодные пары аммиака
с промежуточным давлением р0у
образовавшиеся при кипении чистого
аммиака в испарителе 7, и с низким
давлением р, образовавшиеся при
кипении крепкого водоаммиачного
раствора в^ дегазаторе 13. В испарителе 7
жидкий аммиак кипел, охлаждая
технологическую воду. Пары аммиака с
промежуточным давлением р0
направлялись в резорбер 5, где поглощались
слабым раствором, подававшимся
водоаммиачным насосом 12 из дегазатора 13.
Теплота резорбции отводилась
охлаждающей водой. Образовавшийся
крепкий водоаммиачный раствор через
дроссельный вентиль РВз направлялся в
дегазатор 13, где в процессе кипения
окончательно охлаждал технологическую
воду, поступавшую из испарителя 7.
Пары аммиака из дегазатора 13
подавались в абсорбер 4, в котором
поглощались слабым водоаммиачным
раствором, поступающим из генератора и
предварительно сдросселированным в
регулирующем вентиле РВХ. Тепло
абсорбции отводилось охлаждающей
водой. Образовавшийся в абсорбере 4
крепкий водоаммиачный раствор
водоаммиачным насосом 17 направлялся
в генератор 1. Между генератором /
и абсорбером 4У резорбером 5 и
дегазатором 13 на растворных линиях были
установлены теплообменная часть
дефлегматора-теплообменника и
теплообменник 14, в которых происходил
теплообмен между крепкими и слабыми
водоаммиачными растворами
абсорбционной и резорбционной ступеней. Тех-
24

нологическую воду, подводимую в
дегазатор и испаритель, нагревали в баке
электронагревателями 15.
Температуры в характерных точках
цикла определяли' ртутными
лабораторными термометрами с ценой деления
0,1 °С. Температуру стенки
экспериментальной трубки измеряли в пяти
точках через 450 мм хромель-копеле-
выми термопарами, расположенными
по образующей, температуру
раствора — в двух точках, на входе и выходе
из трубки.
Водоаммиачный раствор
распределяли в виде пленки по внутренней
поверхности экспериментальной трубки
и теплообменных трубок дегазатора и
резорбера с помощью специальных
насадок, выполненных в виде четырех-
заходного винта с шириной условного
прохода 0,003 м.
Давления в системе определяли
аммиачными манометрами типа АМУ-1,
расходы водоаммиачных растворов —
специально установленными
диафрагмами, а также по оттарированным
емкостям, снабженным указателями
уровня, концентрацию водоаммиачного
раствора — путем отбора проб под
уровень децинормального раствора серной
кислоты с последующим титрованием
смеси.
Экспериментальную трубку
обогревали тремя электрическими грелками,
выполненными в виде спирали из нихро-
мовой проволоки диаметром 0,8 мм.
Мощность грелок регулировали
регуляторами напряжения. Тепло,
подводимое к поверхности нагрева,
вычисляли с помощью измерительного
комплекса К-505.
В качестве теплоизоляционных
материалов применяли листовой и
шнуровой асбест и поролон.
Исследования проводили при
температурах кипения аммиака /0=—5-г-
-Ь + 10 °С и конденсации /к=25-^35 °С.
Температура греющего источника для
/к==25; 30 и 35 °С была равна
соответственно 116—77 °С; 135—95 °С и
144—106 °С.
Рабочие характеристики
рассчитывали по следующим формулам.
Тепловая нагрузка, кВт, подводимая к
генератору:
Qh—Gwhcpw(twh — twh)> A)
где 0wh — количество горячей воды,
проходящей через генератор, кг/с;
с — изобарная теплоемкость воды,
кДж/(кг. К);
t'wh> t'wh — температура входящей и выходящей
из генератора воды, К.
Холодопроизводительность, кВт:
Qo=Gw0cpw(t'wQ— Iwq), B)
где Qw0 — количество охлаждаемой
технологической воды, подаваемой
последовательно через
испаритель и дегазатор, кг/с;
Со — температура охлаждаемой
технологической воды на входе в
испаритель, К;
Со — температура охлажденной
технологической воды на выходе из
дегазатора, К.
Тепловой коэффициент холодильной
машины:
'Q=Qo/Qh. C)
На рис. 2 представлены расчетная
и экспериментальная зависимости
теплового коэффициента от температур
кипения и конденсации аммиака.
Тепловая нагрузка, подводимая к
генератору, составляла 7 кВт.
Расхождение расчетных и опытных значений
теплового коэффициента не превышало
10 %, что вполне допустимо для хо-
Рис. 2. Зависимости теплового коэффициента ?
двухступенчатой АРВХМ от температур кипения
/о и конденсации tK аммиака:
расчет; • эксперимент: д — /к—25 вС;
D — /к=30 °С; О — 'к=35 °С
а0,кв™
Рис. 3. Экспериментальная зависимость холодо-
производительности Q0 двухступенчатой АРВХМ
от температур кипения /0 и конденсации tK
аммиака
25

&ur,MVc
0,13
0,18
0,17
0,16
0,15
[А— ^^
^^^^ц^^
а,8т/(м2-Ю
-5
Рис. 4. Зависимость расхода охлаждающей воды
Gw через теплообменные аппараты
двухступенчатой АРВХМ от температур кипения /0 и
конденсации L аммиака
лодильнои машины малой
производительности.
На рис. 3 показана
экспериментальная зависимость холодопроизводи-
тельности при различных режимах
работы холодильной машины, из
которой видно, что двухступенчатая АРВХМ
достаточно экономично работает при
отрицательных температурах кипения
аммиака.
На рис. 4 приведена зависимость
расхода охлаждающей воды через
теплообменные аппараты от температур
кипения и конденсации при
производстве 1 кВт холода. Разность
температур по воде на входе и выходе
резорбера, абсорбера и конденсатора
равнялась 10 °С.
Были проведены опыты в целях
определения зависимости
коэффициента теплоотдачи при кипении
крепкого водоаммиачного раствора в условиях
работы дегазатора двухступенчатой
АРВХМ, т. е. при низких давлениях
@,05—0,15 МПа), от плотности
теплового потока, плотности орошения,
давления и концентрации.
Методика проведения эксперимента
и обработка опытных данных выбрана
в соответствии с работой [3]. Был пост
роен большой комбинационный
квадрат, показывающий, какие опыты и при
каких сочетаниях влияющих факторов
нужно было провести, чтобы получить
интересующие зависимости.
Зависимость среднего значения
коэффициента теплоотдачи от указанных
факторов приведена на рис. 5. При этом
позиции комбинационного квадрата
по оси абсцисс для qfy Вт/м2, и Г,
кг/(м- с), брались соответственно:
/ — 0,5- 103; 0,028; 2 — 1,0- 103;
0,042; 3—1,5- 103; 0,056; 4 — 2,0- 103;
0,07; 5 — 2,5- 103; 0,084. Для каждого
ЬГ,кг/(см)
Ьс,Вт/м2
р,МПа
$,кг/кг
Рис. 5. Экспериментальная зависимость среднего
коэффициента теплоотдачи а от:
Д — удельного теплового потока qr, О ч— плотности
орошения Г; О — давления в системе р; -ф — концентрации
водоаммиачного раствора ?
из приведенных значений qf и Г все
значения давлений р, МПа, и
концентраций |, кг/кг, соответствующие / —
0,05; 0,4; 2 — 0,075; 0,45; 5 — 0,1;
0,5; 4 — 0,125; 0,55; 5 — 0,15; 0,6,
встречались одинаково часто. В связи
с этим значения коэффициента
теплоотдачи усредняли для любого значения
факторов qf, Г, р и ?. Опытные величины
коэффициентов теплоотдачи а,
Вт/(м2- К), определяли по формуле:
Q
а= F(f , v. D)
где Q — тепловая нагрузка на
экспериментальную трубку, Вт;
р — внутренняя теплообменная поверхность
экспериментальной трубки, м2;
/ст — средняя температура стенки трубки, К;
tp — средняя температура водоаммиачного
раствора, К.
В результате обработки
экспериментальных данных получена зависимость:
а=12,58^52Г-°-55р0Л6^19.
E)
Положительное влияние увеличения
плотности теплового потока на
теплообмен объясняется ростом турбулиза-
ции пленки водоаммиачного раствора
в результате образования паровых
пузырьков на теплообменной поверхности,
что было отмечено также в работах
[3,4].
В связи с отрицательным влиянием
26

увеличения плотности орошения на
теплообмен, что также подтверждено
работами [3, 4], ее надо поддерживать
минимальной, но достаточной для
полного орошения теплообменной
поверхности.
Увеличение коэффициента
теплоотдачи с ростом концентрации водоам-
миачного раствора, связано с
уменьшением его вязкости, что увеличивает
интенсивность теплообмена, как
указано в работе [2].
Проведенные экспериментальные
исследования двухступенчатой АРВХМ
позволили сделать следующие выводы:
полностью подтверждена
работоспособность предложенной схемы
холодильной машины;
полученные экспериментальные
данные с достаточной точностью
согласуются с расчетными;
на основании проведенных
экспериментальных исследований можно
заключить, что двухступенчатая АРВХМ
в среднем имеет тепловой коэффициент
на 45 % выше, чем одноступенчатая
АХМ, работающая в аналогичных
условиях.
Список использованной литературы
1. А. с. №951027 (СССР).
2. Бадылькес И. С, Дани лов Р. Л.
Абсорбционные холодильные машины. — М.:
Пищевая промышленность, 1966. 356 с.
3. Вургафт А. В.,Галимова Л. В.
Теплоотдача при кипении водоаммиачного раствора
в стекающей пленке на вертикальной трубе. —
Холодильная техника, 1974, № 12, с. 38—40.
4. Исследование теплоотдачи при пленочном сте-
кании кипящего холодильного агента / О. В.
Парижский, В. П. Чепурненко, Л. Ф. Лагота
и др. — Холодильная техника, 1971, № 7,
с. 27—30.
5. Niebergall W. Handbuch der Kaltetechnik,
Band VII, Berlin /Gottingen/ Heidelberg,
Springer —Verlag, 1959, 540 S.
УДК 621.575.013:536.7 _
ОЦЕНКА ТЕРМОДИНАМИЧЕСКОЙ
ЭФФЕКТИВНОСТИ
ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫХ ЦИКЛОВ
АБСОРБЦИОННОЙ
БРОМИСТОЛИТИЕВОЙ
ХОЛОДИЛЬНОЙ МАШИНЫ
Канд. техн. наук Л. С. ТИМОФЕЕВСКИЙ,
А. А. ДЗИНО, канд. техн. наук В. Ф. РОЖКО,
Ю. А. ВОЛЬНЫХ
В основных аппаратах
абсорбционных бромистолитиевых холодильных
машин наряду с внешними
необратимыми потерями, обусловленными
конечными разностями температур
источников и раствора или рабочего
вещества, имеются и внутренние необратимые
потери: в генераторе — от недовыпари-
вания раствора; в абсорбере — от недо-
насыщения раствора, смешения
теплого крепкого и охлажденного слабого
растворов, в процессе абсорбции пара
рабочего вещества раствором, при
дросселировании пара в межтрубном
пространстве; в жалюзийной решетке и в
каналах между испарителем и
абсорбером, а также при дросселировании
рабочего вещества в гидрозатворе между
конденсатором и испарителем и др.
Работа насосов, предназначенных для
рециркуляции воды через испаритель,
раствора через абсорбер и для подачи
слабого раствора из абсорбера в
генератор, приводит к дополнительным
потерям. Необратимые потери отличают
действительные циклы от теоретических.
Экспериментально установлено, что
основными внутренними потерями в
абсорберах и генераторах являются
потери от недонасыщения и недовыпари-
вания раствора в соответствующих
аппаратах [8]. Абсорберы всех типов
машин выполняются оросительными, а
генераторы — затопленными или
оросительными, что приводит к различным
по величине потерям от недовыпари-
вания раствора в последних. В
затопленном генераторе имеются большие
потери от недовыпаривания раствора
из-за наличия гидростатического
давления столба кипящей жидкости.
В целях совершенствования
абсорбционных бромистолитиевых
холодильных машин в последние годы переходят
на использование ступенчатых
процессов в блоках абсорберов-испарителей и
генераторов-конденсаторов. Детально
до сих пор влияние потерь от
недонасыщения, недовыпаривания раствора и
наличия ступенчатых процессов на
термодинамическую эффективность машин
не проанализировано.
Задачей проведенной работы
является оценка с помощью эксергетическо-
го КПД действительных циклов машин
с различными типами генераторов и
машины со ступенчатыми процессами в
блоках абсорбере-испарителе и
генераторе-конденсаторе.
Рассмотрены следующие циклы
машин с совмещенными процессами теп-
ломассопереноса в аппаратах и
обогревом генераторов источником
низкопотенциального тепла:
27

с затопленным генератором и оро- с оросительными генератором и аб-
сительным абсорбером с рециркуля- сорбером без рециркуляции через них
цией через последний слабого раство- соответственно крепкого и слабого
papa [8] (рис. 1); створов [1] (рис. 2);
а Ц =35,5°С
Рис. 1. Схема (а) и действительный цикл в §, I-
диаграмме (б) абсорбционной бромистолитиевой
холодильной машины с затопленным генератором
и оросительным абсорбером с рециркуляцией
через него слабого раствора:
Г — генератор; К — конденсатор; А — абсорбер; И —
испаритель; Т — теплообменник растворов; Д — дроссель; НСР —
насос слабого раствора, НРР — насос рециркуляции
раствора; НРВ — насос рециркуляции воды; ?а, % , ?см —
концентрации слабого, крепкого и смешанного растворов; ро. рл, р^, рк —
давления соответственно кипения рабочего вещества,
абсорбции пара, кипения раствора и конденсации пара
Рис. 2. Схема (а) и действительный цикл в |, /-
диаграмме (б) абсорбционной бромистолитиевой
холодильной машины с оросительными
генератором и абсорбером без рециркуляции через них
соответственно крепкого и слабого растворов
(обозначения см. на рис. 1)
m
*
Греющая
r6oSa
Охлаждаемая
doffa
Охлаждающ
7* > л
3
\
\
'
\ (
V Л' ) -
b^r-^-J
л л л л
N
б
Д
\
^/
*
lN I
АЛЛ
L(
V <
и
Г
7
| л л л л |
I > 1
± Л1__}
О \—' Л Л_А Л
\ .Г )
ая б
од
а
ш
и
Г / /г\
1 г к)
/ una
J
А
НСР
28

с двухступенчатыми процессами в
блоках абсорбера-испарителя [2] и
генератора-конденсатора [3]. При этом
аппараты и их ступени по направлению
движения охлаждающей и греющей
сред могут быть скомбинированы
различным образом. Рассмотрен
двухступенчатый цикл без рециркуляции
раствора через ступени абсорбера и
генератора (рис. 3).
Во всех циклах предусмотрена
рециркуляция рабочего вещества через
испарители.
В качестве базового принят цикл
абсорбционной бромистолитиевои
холодильной машины типа АБХА-1000 с
затопленным генератором и
оросительным абсорбером с рециркуляцией через
абсорбер слабого раствора. Холодо-
производительность агрегата 1,16 МВт.
При осуществлении двухступенчатых
процессов в блоках
абсорбера-испарителя и генератора-конденсатора
охлаждаемая вода проходит
последовательно через вторую и первую ступени
испарителя, охлаждающая — сначала
через первую и вторую ступени
абсорбера, а затем через вторую и первую
ступени конденсатора. Греющая вода
подается через первую и затем вторую
ступени генератора, а раствор
движется из первой ступени генератора через
теплообменник в первую ступень
абсорбера, а из нее в его вторую ступень,
Рис. 3. Схема (а) и действительный цикл в g, /-
диаграмме (б) абсорбционной бромистолитиевои
холодильной машины с двухступенчатыми
процессами в блоках абсорбера-испарителя и
генератора-конденсатора без рециркуляции
соответствующих растворов через ступени (обозначения см. на
рис. 1, аппараты первой ступени отмечены одним
штрихом, второй — двумя)
после которой, пройдя теплообменник
растворов, направляется во вторую
ступень генератора. Конденсат рабочего
вещества из второй и первой
ступеней конденсатора поступает в
соответствующие ступени испарителя.
При оценке эффективности каждого
цикла приняты постоянные разности
между температурами: начальной thl
греющей воды и высшей /4 раствора
в генераторе, низшей ?2 в абсорбере и
начальной twl охлаждающей воды,
охлажденной воды tsl и кипения t0 в
испарителе, крепкого раствора на выходе из
теплообменника /8 и слабого раствора
на входе его в теплообменник t%
Перечисленные разности температур по
величине соответствуют разностям
температур сред в расчетном (базовом)
режиме работы машины типа
АБХА-1000 и составляют: в
генераторе 14,5 °С, в абсорбере 6 °С, в
испарителе 3°С и теплообменнике
растворов 20 °С.
Во всех трех циклах недонасыщение
раствора Д?а принято 2,5 %, недовы-
паривание раствора Д?/в первом цикле
(затопленный генератор) — 3 %, а во
втором и третьем циклах
(оросительные генераторы) — 1,5%.
При построении циклов в
^/-диаграмме при заданной температуре
конденсации пара в конденсаторе и высшей
температуре раствора в генераторе
наибольшее значение действительной
концентрации крепкого раствора
определяли по циклу с оросительным
генератором, так как для него недовыпа-
ривание раствора имеет наименьшее
значение. При этом предельное
значение действительной концентрации
крепкого раствора во избежание кристалли-
pi*phVMa^j г?35>5°с
Охлаждае\
мая вода

зации его в элементах машины принято
предельно допустимым — 64 %.
В расчетах приняты постоянными
температуры: греющей воды на входе
в генератор A20 °С) и на выходе из
него A01,53 °С), охлаждающей воды
на входе в абсорбер B6 °С), на выходе
из конденсатора C5,88 °С),
охлаждаемой воды на входе в испаритель A2 °С),
охлажденной воды после
испарителя G°С).
Термодинамические параметры
водного раствора бромистого лития, воды
и водяного пара определены по ?,/- и
S,/-диаграммам, построенным на
основании [5, 9]. При этом учтено, что
начало отсчета энтальпии по данным [9]
на 418,7 кДж/кг выше, чем по
данным [5], а начало отсчета энтропии
соответственно выше на 3,433 кДж/
(кг- К) [6].
Так как через аппараты машины
циркулирует двухкомпонентный раствор,
концентрация которого изменяется,
приращение термической эксергии
определяли по формуле [4, 7]:
be^l-ToS+C+^d,
где /, S — удельные энтальпия и энтропия
раствора;
То — абсолютная температура окружающей
среды, принятая равной 293,15 К;
С, d — условные постоянные;
| — массовое содержание водного
раствора бромистого лития (по соли),%
Эксергетический КПД рассчитывали
по формуле:
А?вых _ №esl—&es2)Gs
Пэкс = Д?вх - (behl-beh2)Gh*
где А?вых — изменение эксергии
охлаждаемой воды в испарителе;
Д?вх — приводная эксергия, равная
разности потоков эксергии греющей
воды на входе в генератор и на
выходе из него;
Aesl, Дем, Aes2,
ДеЛ2 — удельные потоки термической
эксергии, определенные
относительно параметров
окружающей среды соответственно перед
испарителем и генератором и
после них;
Gs, Gh — массовые расходы
охлаждаемой и греющей воды.
Значения эксергетических потоков и
потерь в элементах машины определены
в процентах от приводной эксергии.
В эксергетическом балансе учтены
значения потоков эксергии охлаждающей
и охлаждаемой воды, эксергии,
вносимой в машину вследствие работы
циркуляционных насосов, а также потери
от теплообмена аппаратов с
окружающей средой.
Получены значения потоков и
потерь эксергии во всех элементах
рассмотренных абсорбционных бромисто-
литиевых холодильных машин.
В таблице приведены значения
основных потерь эксергии в элементах
машин и эксергетического КПД для
каждого из действительных циклов.
Установлено, что при принятых параметрах
внешних источников, раствора,
рабочего вещества и перепадах температур
наиболее велики потери эксергии в
аппаратах растворов.
Снижение величины недовыпарива-
ния раствора до 1,5 % путем
применения оросительного генератора (см.
рис. 2) увеличивает эксергетический
КПД машины на 5 % по сравнению с
этим КПД для машины с затопленным
генератором (см. рис. 1), имеющей
более высокое C%) значение недо-
выпаривания.
Осуществление двухступенчатых
процессов в блоках абсорбера-испарителя
и генератора-конденсатора (см. рис. 3)
приводит, в свою очередь, к
увеличению эксергетического КПД машины
на 17 % по сравнению с эксергетиче-
ским КПД машины с оросительным
генератором.
Составляющие баланса
эксергии
Подвод эксергии, %
греющая среда
привод насосов
Отвод эксергии, %
потери в аппаратах
генераторе
абсорбере
испарителе
конденсаторе
теплообменнике
растворов
потери в дросселях и
насосах
потери в окружающую
среду
с охлаждающей
водой
с охлаждаемой
водой
(эксергетический
Абсорбционные
холодильные машины,
работающие по i
с
затопленным

генератором
100,00
1,59
23,27
15,39
9,94
4,71
8,94
1,51
0,46
26,80
10,67
с

тельным

генератором
100,00
0,94
19,91
11,11
10,50
6,59
12,83
1,08
0,43
27,44
11,23
циклам
со

пенчатыми

процессами
100,00
1,65
16,11*
16,10
7,98
3,94
3,76
0,10
2,38
TJ4
3,92
2,12
0,79
29,85
13,67
КПД)
* В числителе приведены потери эксергии в аппаратах первой
ступени, в знаменателе — в аппаратах второй ступени.
30

Следовательно, при наличии
одинаковых потерь от недонасыщения и недо-
выпаривания раствора соответственно в
абсорбере и генераторе и дроссельных
потерь в блоке абсорбера-испарителя
в циклах машин (см. рис. 2, 3)
введение двухступенчатых процессов
существенно повышает эксергетиче-
ский КПД.
Таким образом, результаты оценки
термодинамической эффективности
рассмотренных циклов позволяют сделать
вывод о том, что с энергетической
точки зрения основным путем
совершенствования абсорбционной бромистоли-
тиевой холодильной машины является
осуществление в блоках
абсорбера-испарителя и генератора-конденсатора
ступенчатых процессов при
одновременном повышении интенсивности теп-
ломассопереноса.
Список использованной литературы
1. А. с. 333377 (СССР).
2. А. с. 544836 (СССР).
3. А. с. 970046 (СССР).
4. Бродянский В. М. Эксергетический
метод термодинамического анализа. М.:
Энергия, 1973, с. 296.
5. Вукалович М. П. Теплофизические
свойства воды и водяного пара. М.:
Машиностроение, 1967, с. 159.
6. Розенфельд Л. М., Кузьмицкий Ю. В.,
П а н и е в Г. А. Энтропийная диаграмма
равновесных фаз раствора бромистого лития.—
Холодильная техника, 1971, № 4, с. 13—25.
7. Шаргут Я., Петела Р. Эксергия. М.:
Энергия, 1968, с. 280.
8. Ш м у й л о в Н. Г. Особенности
действительных процессов промышленной
абсорбционной бромистолитиевой холодильной
машины.— Холодильная техника, 1966, № 7, с.
9. Lower H. Thermodynamische und physika-
lische Eigenschaften der Wasserigen Lithium-
bromid. Losung. Karlsruhe. 1960. 114 S.
УДК f621.565.044:621.565.25] .001.5
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ
ИССЛЕДОВАНИЕ
ФРЕОНОВЫХ ВОЗДУШНЫХ
КОНДЕНСАТОРОВ
ИЗ ПРОКАТНО-СВАРНЫХ
ПАНЕЛЕЙ
Канд. техн. наук Р. К. НИКУЛЬШИН,
Е. Ф. ПЕТРИМАН, В. Б. ВАСЬКО,
д-р техн. наук Н. И. КОРЯГИН,
канд. техн. наук А. К. КУРАКИН
Одним из перспективных
направлений в создании современных аппаратов
воздушного охлаждения, в том числе
воздушных конденсаторов
холодильных машин, является применение про-
катно-сварных панелей из алюминия и
его сплавов. Такие аппараты просты в
изготовлении, отличаются малой
материалоемкостью, конструктивной
прочностью и надежностью.
Теплообменные аппараты из прокат-
но-сварных панелей в настоящее время
широко применяют в качестве
криогенных газификаторов, коллекторов водо-
нагревательных устройств, испарителей
бытовых холодильников и
морозильников [6].
Многочисленные работы по
теплообмену и гидродинамике в аппаратах
воздушного охлаждения показывают, что
теплотехнические и гидродинамические
характеристики трубчато-ребристых
пучков (в первую очередь,с поперечным
оребрением) достаточно хорошо
изучены и возможности их дальнейшего
улучшения заметно уменьшились. Напротив,
значительного повышения
интенсивности теплообмена при умеренном росте
гидравлических сопротивлений можно
добиться в криволинейных каналах
специальной формы с шероховатостями в
виде выемок, уступов и т. п. Одним из
таких типов являются щелевые каналы
диффузорно-конфузорного профиля. Их
изучению посвящен ряд обстоятельных
работ, выполненных главным образом
в Московском институте химического
машиностроения (А. А. Гухманом,
В. А. Кирпиковым и др.),
Центральном котлотурбинном институте
им. И. И. Ползунова (В. К. Мигаем
и др.).
Щелевые каналы
диффузорно-конфузорного профиля нашли практическое
применение в регенеративных
вращающихся воздухоподогревателях еще в
20-х годах, но, несмотря на хорошие
теплотехнические характеристики, они
не получили развития из-за
сложности изготовления (по техническому
уровню тех лет) и отсутствия
подходящих материалов. Разработка в
последние годы новых технологий, появление
легких пластичных материалов, а также
необходимость значительного
повышения интенсивности теплообмена со
стороны газовых сред предопределили
возрастание интереса к изучению и
практическому применению таких каналов.
Обзор исследований теплообменных
аппаратов со щелевыми каналами
диффузорно-конфузорного профиля
показал, что из-за опасения чрезмерного
повышения сопротивления потоку,
31

вследствие больших положительных
градиентов давлений, практически все
они имели малые (доотрывные) углы
раскрытия диффузоров (длинный
диффузор — короткий конфузор) [4].
Образующиеся в диффузорах таких
каналов микровихри слабо турбулизируют
пограничный слой, а это замедляет
интенсификацию теплообмена.
Исследование теплообмена в каналах
с прямоугольными выемками и
уступами [7], волнистых плоских каналах [4]
показало, что при определенных
геометрических конфигурациях, размерах
и их сочетаниях рост теплообмена
значительно превышает рост
гидравлического сопротивления. Во всех случаях
наблюдались отрывные течения. На
существенную интенсификацию
теплообмена в канале диффузорно-конфузор-
ного профиля при отрывных течениях
указывалось в работе [4], однако рост
гидравлического сопротивления при
этом был большим.
В Одесском технологическом
институте холодильной промышленности
проведены экспериментальные
исследования в целях определения
оптимальных границ диффузорных и конфузор-
ных частей каналов при отрывных
течениях. На специальном стенде поля-
ризационно-оптическим методом
визуально изучали характер течений в
каналах сложной формы при различных
углах раскрытия и длинах диффузоров
и конфузоров, а на теплотехническом
стенде — теплотехнические и
гидродинамические характеристики [9]. Для
первых опытов каналы были выполнены
из оргстекла, для вторых — из
алюминия. Геометрические характеристики
исследованных каналов приведены в
табл. 1, а схематическое изображение
каналов показано на рис. 1.
Было установлено, что в плоских
щелевых каналах диффузорно-конфузор-
ного профиля с короткими
диффузорами и большими углами их раскрытия
(варианты 1 и 3) вследствие отрыва
Таблица 1
Вариан-
налов
1
2
3
4
5
6
Геометрические
/д, М
0,003
0,014
0,003
0,014
0,003
0,014
'к, м
0,014
0,003
0,014
0,003
0,014
0,003
характер
ft, м
0,002
0,002
0,004
0,004
0,006
0,006
•кггики каналов
Фд. °
34
8
53
16
64
23
фк. °
8
34
16
53
23
64
32
Рис. 1. Схема каналов диффузорно-конфузорно-
го профиля
пограничного слоя в диффузорах
образующиеся вихри турбулизируют только
пристенные области канала, оставляя
основной стержневой поток
невозмущенным. Ускоряясь и дробясь в
конфузоре, эти вихри интенсивно участвуют
в энергообмене стенка — вихрь —
основной поток и постепенно затухают,
а поток становится ламинарным у входа
в следующий диффузор. Это
предотвращает в предотрывной зоне застой и
существенно снижает потери на
трение [2].
Таким образом, диффузор служит
генератором вихрей и вместе с режимом
течения на входе определяет их частоту,
форму вихревой дорожки,
гидродинамическую картину и т. п. В конфузоре
реализуется воздействие вихрей
пограничного слоя, а также формируется
предотрывная зона потока.
Максимальный угол раскрытия
диффузора определяется как размерами
получаемых вихрей (они должны быть
достаточно большими, но не должны
захватывать основной поток), так и
технологическими и прочностными
требованиями. Для воздушных конденсаторов
максимальный угол раскрытия
диффузора может быть рекомендован в
пределах 40—50°.
Теплотехнические характеристики
исследовали при числах Рейнольдса Re=
= C-f-20) • 103, скоростях воздуха в
узком сечении до= 14-15 м/с и значениях
относительной длины щелевых каналов
L/D3KB=30, 15, 11,9.
В качестве определяющего размера
был взят эквивалентный диаметр D3KB в
узком сечении канала. За температуру
стенки принимали ее среднее по
поверхности значение. Физические
постоянные относили к средней
температуре потока.
Экспериментальные данные по
теплообмену с точностью ±12 %
обобщаются следующим выражением:

Nu=0,127Re
о.м:-:)-0'25(|)-°'0!
X
(*)
(if-)
-0,45
0,25
X
A)
Где L — длина щелевого канала.
На рис. 2, а для рассмотренных
вариантов приведены опытные данные по
теплообмену при L/D3KB=30. По
сравнению с плоским коротким каналом
(штриховая линия), теплообмен в
котором, как известно, весьма
интенсивен, в исследованных каналах он в 1,4—
2,1 раза больше. При увеличении <рд/
/фк и высоты канала а интенсивность
теплообмена возрастает до предела,
после которого дальнейшее увеличение
высоты канала уже не влияет на
теплообмен. Это объясняется поперечным
масштабом турбулентности потока в
диффузорной части канала.
При небольшой высоте канала
образующиеся вихри гасят друг друга. С ее
увеличением вихри становятся больше
и достигают максимальных размеров
при определенном значении а. Для
каждого профиля оно различно.
Проведенные эксперименты при
разных расстояниях А между впадиной и
А/и
102?
6
5
Ч
W1
с
rj
$г\
\у
[Ш
|Ж
ш\
| |
я
№
5Йч
\V - I
w-
$e
M/
5 6
a
8 104 Re
h
3
8
7
6
5
*
3
«
^
зЕ!
"'«*«»«
_J L_
St
жН
FsJ?Ka«vw|
| о|Чгй
H*4J
ц[ f 1 I 1
ш~\
Mr г
to'
4 5 6
8 10* Re
Рис. 2. Экспериментальные данные по
теплообмену (а) и гидравлическому сопротивлению (б) для
каналов диффузорно-конфузорного профиля:
•.О,А.А,Ш,о
5, 6; — плоский
варианты соответственно 1, 2, 3, 4.
короткий канал
выступом показали, что более
эффективны поверхности с меньшими
значениями Л (варианты 1 и 2).
Экспериментальные данные по
гидравлическому сопротивлению с
точностью ±15% обобщаются
зависимостью:
1=ВЯе
(к-У
or.
B)
где FBX и Рвых — площади сечений на входе
и выходе диффузора.
Значения коэффициентов и
показателей степеней в выражении B) для
исследованных вариантов каналов
приведены в табл. 2.
На рис. 2, б представлены опытные
данные по гидравлическому
сопротивлению при L/ZKKB = 30.
Из рис. 2, а, б видно, что по
сравнению с плоским коротким каналом в диф-
фузорно-конфузорных каналах
вариантов 1 и 2 теплообмен в 1,6—1,7 раза
интенсивнее, а гидравлическое
сопротивление в 1,3—1,4 раза выше.
Интенсификация теплообмена опережает рост
гидравлического сопротивления [4].
Эксперименты показали, что
наиболее рациональную форму, с точки
зрения как теплотехнических
показателей, так и технологии изготовления,
имеет щелевой канал переменного
сечения, образованный плоскими
пластинами с каплеобразными поперечными
выступами [1].
Для проверки экспериментальных
данных на реальном аппарате был
изготовлен опытно-промышленный образец
воздушного конденсатора прокатно-
сварного типа (рис. 3) и проведены
его испытания в составе холодильного
агрегата ВСэ 800. Теплообменная
поверхность конденсатора выполнена из
алюминиевых прокатно-сварных
пластин с каналами каплеобразной формы
для конденсации хладагента. Подача
газообразного и отвод жидкого
хладагента R12 осуществлялись через кол-
Таблица 2
Варианты
каналов
1
2
3
4
5
6
Коэффициенты и показатели степеней
в выражении B)
В
10,6
80,0
0,7
420,0
0,7
1520,0
с
0,46
2,10
0,10
1,90
0,17
1,80
т
0,07
—0,57
0,40
—0,45
0,29
—0,41
п
0,64
8,50
—0,80
5,50
0,30
5,00
33

Рис. 3. Конденсатор воздушного охлаждения про-
катно-сварного типа:
а — общий вид конденсатора; б — схематическое
расположение пластин в пакете
лекторы — трубчатые поперечные
каналы в пластинах толщиной 0,8 мм.
При соединении пластин в пакет
образовывались щелевые каналы диффузор-
но-конфузорного профиля для воздуха.
Собранный пакет пластин,
плакированных силумином, с коллекторами
запаивали в жидкостных ваннах.
Перед испытаниями в соответствии
с ГОСТ 22502—77 конденсатор
проверяли на плотность и прочность. Для
подачи воздуха через конденсатор
использовали серийный вентилятор с
электродвигателем и диффузором от
агрегата ВСэ 800. Исследования проводили
на экспериментальном стенде,
включавшем компрессорно-конденсаторный
агрегат, холодильную камеру,
воздухоохладитель и комплект
контрольно-измерительных приборов и устройств, при
температурах окружающего воздуха
20 и 25 °С, всасывания 15 °С и
кипения хладагента R12 —26-=—5 °С.
Таблица 3
Характеристики
Наружная поверхность FH, м2
Степень оребрения FH/FBH
Габаритные размеры, м (без
вентиляторного узла)
длина
ширина
высота
Масса, кг
Конденсатор
серийный
трубчато-
ребристый
2,74
10,4
0,433
0,085
0,333
9,4
ш
1,78
3,4
0,37
0,11
0,333
4,4
Вначале для опробования стенда и
методики исследований холодильный
агрегат ВСэ 800 был испытан с
серийным трубчато-ребристым
конденсатором, а затем уже с опытным прокатно-
сварным таких же габаритных
размеров.
Технические характеристики
исследованных конденсаторов приведены
в табл. 3.
Измеряли мощности, потребляемые
вентилятором конденсатора и
компрессором, давление, расход и
температуру R12 в характерных точках цикла,
потери давления по R12 и воздуху,
температуру, скорость и расход воздуха и
температуру поверхности пластин.
По результатам измерений
определяли холодопроизводительность
агрегата Qo, его холодильный
коэффициент е и тепловой поток Q, отводимый
конденсатором.
Коэффициент теплопередачи,
отнесенный к наружной поверхности
конденсатора, находили из теплового
баланса при среднелогарифмическом
температурном напоре.
Сравнение характеристик показало,
что при одинаковой холодопроизводи-
тельности у холодильного агрегата с
опытным конденсатором потребляемая
мощность компрессора меньше на 2—
б %, а холодильный коэффициент
больше на 2—10 %. Давление конденсации
в опытном конденсаторе несколько
ниже, гидравлическое сопротивление по
воздуху меньше в 1,5 раза, а мощность,
потребляемая вентилятором,— в 1,2
раза.
Сравнение полученных данных по
коэффициенту теплопередачи серийного
трубчато-ребристого конденсатора с
данными, имеющимися в литературе,
которые обобщаются известной
зависимостью Д. М. Иоффе [3], показало
их хорошее согласование (рис. 4).
34

К8т/(м2:Ю
70\-М
60'Н=г.
50
30
д ~~
*
1
3
i
-L
В
02
—
А ""
_?
—
а
В
—
k
г™"
а
W
^h-fl-b^i? 1?""F Т'
200 300 W 500 fajm/м2
Рис. 4. Сравнение коэффициентов теплопередачи
воздушных конденсаторов при температуре
окружающего воздуха 20 °С:
/ _ трубчато-ребристый с гладкими ребрами (Д —
экспериментальные данные); 2 — то же, с просечным оребрением
(расчет); 3 — листопрокатный спирального типа
(экспериментальные данные); 4 — прокатно-сварного типа (П —
экспериментальные данные)
Опытные точки лежат внутри
«коридора», границы которого (штриховые
линии) построены по данным других
авторов.
Коэффициент теплопередачи у
прокатно-сварного конденсатора выше в
1,6— 1,7 раза, чем у серийного трубчато-
ребристого, в 1,3—1,4 раза, чем у труб-
чато-ребристого с просечным
оребрением [10], и в 1,2—1,3 раза, чем у
листопрокатного конденсатора спирального
типа [8]. Это объясняется в основном
более высоким коэффициентом
теплоотдачи со стороны воздуха и меньшим
термическим сопротивлением со
стороны конденсата вследствие
каплеобразной формы трубчатых каналов и
стягивания из-за этого пленки конденсата
силами поверхностного натяжения в
сторону острого угла.
Вертикальное расположение пластин
конденсатора и их параллельное
соединение с коллекторами обеспечивают
хороший слив конденсата из трубчатых
каналов пластин и освобождение тепло-
обменной поверхности. Падение
давления R12 в опытном конденсаторе в
2 раза меньше, чем в серийном (рис. 5).
Прокатно-сварной конденсатор в
2,1 раза легче серийного и, по данным
Всесоюзного института легких сплавов,
в 1,2—1,3 раза дешевле в изготовлении.
Теплосъем с единицы массы опытного
конденсатора в 2,1—2,3 раза выше
(рис. 6).
На рис. 7 сопоставляются
зависимости для теплообменных аппаратов
прокатно-сварного типа, гладкотрубного,
пластинчато-ребристого [4] и трубчато-
ребристого с просечным
оребрением [10]. Энергетический коэффициент
Ар, кПа
20
15
10
5
-25
QD ^~
Г " Ш
Д^
^
* В
.^¦д
д
^-°-'Т
ZJ
-20
-15
t,°C
I I I I I ^\/ ]
д gn
I JW|
I \а I
I I /I I I I I
ml
kT
1 ]a\ Mill
Рис. 5. Падение давления в конденсаторе на сторо*
не хладагента:
Д — трубчато- ребристый серийный; D — прокатно-сварного
типа;
0K/GK,Bm/K2
2^0
220
200
180
160
W
120
100
80
60
W 5,0 6,0 7,0 8,0 8,0 8, °C
Рис. 6. Сравнение по теплосъему с единицы массы
конденсатора при температуре окружающего
воздуха 20 °С:
А — трубчато-ребристый серийный; D — прокатно-сварного
типа
Q/N, приведенный коэффициент
теплоотдачи со стороны воздуха апр и затраты
мощности электродвигателя
вентилятора на единицу поверхности N?
рассчитывали для аппаратов с одинаковым
объемом и поперечным сечением при
скоростях воздуха 1—.10 м/с. До
энергетической эффективности и массовым
характеристикам конденсатор
прокатно-сварного типа превосходит другие
рассмотренные аппараты.
Сопоставление по приведенным
годовым затратам при Q0=idem по
методике [3] показало, что масса у
агрегата с опытным конденсатором на 14 %,
а приведенные годовые затраты на
выработку 1 кВт* ч холода на 1,6—1,8 %
ниже, чем у агрегата с серийным
конденсатором.
Проведенные исследования
подтвердили высокую тепловую эффектив-
35

10 20 30 kO 60 60NrlOfm/M*
a "
аПр,8т/(м2-Ю
ность алюминиевых прокатно-сварных
конденсаторов с диффузорно-конфузор-
ным профилем плоских каналов, их
технологичность в изготовлении.
Эксплуатация опытного образца конденсатора
в составе холодильного агрегата
ВСэ 800 в течение двух лет
подтвердила его надежность. Запыление
поверхности практически отсутствовало,
что объясняется, в первую очередь,
более высокими скоростями воздуха
(в 1,5 раза), отсутствием застойных
зон и хорошей продуваемостью
пакета пластин в целом.
Список использованной литературы
1. А. с. № 626341 (СССР).
2. Войтович Л. Н., Прозоров А. Г.
Некоторые особенности поперечного обтекания
цилиндра с продольными ребрами. — ИФЖ,
1983, т. XLIV, № 3, с. 368—372.
3. Иоффе Д. М. Тепловой расчет и вопросы
оптимизации воздушных конденсаторов
малых холодильных машин. М.: ЦИНТИхим-
нефтемаш, 1977. 55 с.
4 Исследование теплообмена и
гидравлического сопротивления при турбулентном
течении газа в поле продольного
знакопеременного градиента давления / А. А. Гухман,
В. А. Кирпиков, В. В. Гутарев и др.— ИФЖ,
1969, т. 16, № 4, с. 581—591.
5. Кейс В. М., Лондон А. Л. Компактные
теплообменники. М.: Энергия, 1967. 223 с.
6. Корягин Н. И., Сигалов Ю. М.
Разработка технологии и освоение
прокатно-сварных панелей на основе алюминиевых спла-
\ bob для народного хозяйства.— Технология
легких сплавов, 1982, № 11 — 12, с. 11—21.
7. М и г а й В. К. Расчет теплообмена в трубах
с интенсификаторами.— Труды ЦКТИ, 1975,
вып. 134, с. 46—55.
8. Низкотемпературный герметичный
холодильный агрегат с листопрокатным конден-
\ сатором / С. Р. Гопин, В. А. Тихомиров,
в/0, Вт/кш
6 10 Z0 h0 60 100И^10гВт/к&
Рис. 7. Сопоставление характеристик
конденсаторов:
а — энергетических; б — теплотехнических; в —
массо-габаритных; / — трубчато-ребристый с просечным оребрением;
2 — п'рокатно-сварного типа; 3 — пластинчато-ребристый;
4 — гладкотрубный
В. М. Шавра и др.— Холодильная техника,
1978, No 7, с. 14—17.
9. Н и к у л ь ш и н Р. К., П е т р и м а н Е. Ф.
Исследование теплообменных и
гидродинамических характеристик элементов пластинчатых
воздушных конденсаторов.— В кн.:
Холодильная техника и технология. Киев, 1982, вып. 34,
с. 39—42.
10. Сутырина Т. М., Прозорова Т. В.
Исследование наружной теплоотдачи и
аэродинамического сопротивления конденсаторов с
гофрированным просечным оребрением.—
Холодильная техника, 1983, № 9, с. 24—31.
УДК 621.565.047.001.24
МЕТОД РАСЧЕТА ПОДАЧИ
ХЛАДАГЕНТА
В НАСОСНО-ЦИРКУЛЯЦИОННЫХ
СИСТЕМАХ ОХЛАЖДЕНИЯ
Канд. техн. наук В. Н. ЭРЛИХМАН,
канд. техн. наук О. К. БОГОЛЮБСКИЙ
Подача насосов, работающих в на-
сосно-циркуляционной системе
охлаждения, устанавливается в зависимости
от тепловой нагрузки Qo,
температурного режима работы холодильной
установки, гидравлических и
геометрических характеристик системы, которые
определяются длиной
насосно-циркуляционного контура L, видом и
количеством местных сопротивлений, диаметром
трубопровода d, высотой h
расположения охлаждаемого объекта над уровнем
жидкого хладагента в циркуляционном
ресивере, задаваемых при
проектировании.
В свою очередь, от подачи насосов
зависят такие характеристики насосно-
циркуляционной системы, как длина
36.

участка трубопровода /, на котором
хладагент не вскипает, длина
возвратного трубопровода /в, в котором
происходит кипение хладагента, и кратность
циркуляции
х
'Он
Qo
A)
где х — степень сухости хладагента на входе в
циркуляционный ресивер;
г — теплота парообразования при
температуре кипения хладагента в
циркуляционном ресивере ^о, Дж/кг;
GH — массовая подача насоса, кг/с.
Определение длины участка
трубопровода /, на котором не происходит
вскипания хладагента, имеет большое
^значение в случае, когда необходимо
выбрать место установки охлаждаемого
объекта при условии прохождения через
него хладагента в переохлажденном
состоянии, например, для плиточных
скороморозильных аппаратов [2].
Ниже предлагается метод расчета
фактической подачи насосов для
циркуляции хладагента и указанных
характеристик насосно-циркуляционной
системы при различных режимах ее
эксплуатации.
Сопротивление двухфазному потоку
хладагента возвратного трубопровода
можно определить на основе
гомогенной модели [1], приводящей
действительный двухфазный поток к
псевдооднофазному, для которого
справедливо уравнение Дарси-Вейсбаха:
АР:
"d2vy
B)
\
где X — коэффициент сопротивления;
w — средняя скорость парожидкостной
смеси на участке кипения, м/с;
v — средний удельный объем
парожидкостной смеси на участке кипения, м3/кг.
Выразив в зависимости B)
величину X формулой Блазиуса, а скорость
движения через подачу насоса и
диаметр трубопровода, получим:
GI,75
Др = 0,2146 -^V°'2V'75/B, C)
где v — средняя кинематическая вязкость
хладагента на участке кипения, м2/с.
Возможность использования
формулы Блазиуса для выражения к
подтверждается тем, что в практических
условиях эксплуатации насосно-цирку-
ляционных систем течение хладагента
в возвратных трубопроводах
происходит при малых числах Рейнольдса.
Параметры двухфазного потока
хладагента на входе в циркуляционный
ресивер при температуре кипения t0:
va=x(v'0'-vQ)+v'0; Da)
v.=*(vS'-v6)+vS. D6)
где верхние индексы обозначают: два
штриха — насыщенный пар, один штрих —
насыщенную жидкость.
Учитывая незначительное
уменьшение температуры при движении
кипящего хладагента от точки вскипания
до циркуляционного ресивера, с
достаточной точностью можно принять, что
в точке вскипания v^Vq и v^Vq. Тогда
VA + VH__ QO
{v'o'-v'»)+v'o; Ea)
K-v6) + v&. E6)
2 2rGH
v_ vA+Vh = Qo
2 2rGH
С другой стороны, сопротивление
двухфазного потока хладагента в
возвратном трубопроводе можно
определить по выражению [1]:
Qo
Др=?
GHc
F)
где k — условный коэффициент
пропорциональности между давлением и температурой
насыщенных паров хладагента при
данной температуре кипения, Па/К;
с — удельная теплоемкость жидкого
хладагента, Дж/(кг- К).
Решая совместно уравнения C) и F),
получим:
=4,13836-
Qod
4,75
G)
Gl,75cv0,25t;0,75 •
Из выражения G) следует, что с
увеличением подачи насоса длина участка
кипения хладагента уменьшается и при
GH -> оо /. -*. 0.
Напор, который должен создавать
насос, при условии движения хладагента
через охлаждаемый объект в
переохлажденном состоянии,
Guc*
Н=К
?Q+C?Q+«f*+*^
(8)
где А,ж
с
коэффициент гидравлического
трения жидкости;
эквивалентная длина местных
сопротивлений, м;
;ж — скорость жидкого хладагента, м/с;
q — плотность жидкого хладагента,
кг/м3;
интегральный коэффициент
сопротивления охлаждаемого объекта;
g — ускорение свободного падения, м/с2.
Учитывая, что напор, создаваемый
насосом, может быть выражен через
его подачу параболической
зависимостью [1], получим:
H=aVl+b=a(^) +Ь, (9)
где а, Ь — коэффициенты, постоянные для
каждого типа насоса;
VH — объемная подача насоса, м3/с.
37

Из выражений (8) и (9) нетрудно
получить уравнение для определения
длины участка движения
переохлажденного хладагента:
/== _а_ 2 ^ _, С db n2d5Q
**** Q экв ЬЖ"ЯФ* 8ХЖ
/ Ь kQ0 Qgh \
~\-&—Т&---ж** A0)
н н н
где т — количество каналов в плите
морозильного аппарата;
z — количество плит морозильного
аппарата;
dK — диаметр канала, м.
Поскольку длина насосно-циркуля-
ционного контура
?='+/экв (И)
задается при проектировании,
совместное решение уравнений G), A0),
A1) позволяет определить /, /в и
фактическую подачу насоса GHC, которая
самоустанавливается в данной на-
сосно-циркуляционной системе в
зависимости от режима работы
холодильной установки и тепловой нагрузки.
Решение указанных уравнений
удобно выполнять графическим методом
(см. рисунок). Для этого, задаваясь
значениями подачи насоса GH в его
рабочем диапазоне, по уравнениям
G) и A0) рассчитывают /в и / и по их
сумме находят общую длину насосно-
циркуляционного контура L. Поскольку
длина контура известна из проектных
данных, абсцисса точки пересечения
фактической длины контура с линией
зависимости L=f(GH) укажет подачу
насоса GHC, которая
самоустанавливается в данной насосно-циркуляционной
системе, а ординаты точек
пересечения линии GHC с линиями / и /в —
длины участков течения соответственно
переохлажденного и кипящего
хладагента.
Применение данного метода покажем
на примере расчета
насосно-циркуляционной системы с роторным
плиточным морозильным аппаратом УРМА.
Исходные данные: Q0=65 кВт, /0=—40 °С,
хладагент R717 (аммиак), q=690 кг/м3, с—
=4,441 кДж/(кг- К), г=1389 кДж/кг, и? =
= 1,4495- Ю-3 м3/кг, и'о=1,551 м3/кг, \# =
=0,413- 10~6 м2/с, v&= 12,41 • 10~6 м2/с, d=
= 5- 10~2 м, L=50 м, насос 1,5ХГ-6-2,8-2 с
характеристикой Я= 141287—3203. 106(—н) Па,
/г=5 м, /экв=89,625 м, ?=2775,7 [1], ?.ж=0,035.
Задаваясь значениями GH, из уравнений G)
и A0) получаем /в и / (см. таблицу). Затем
по графику (см. рисунок) определяем, что при
длине контура ?==50 м самоустанавливающаяся
подача насоса онс= 1,733 кг/с. При этом длина
участка течения переохлажденной жидкости
GH, кг/с
1,533
1,660
1,720
1,770
1,917
/в, м
32,94
28,17
26,26
24,81
21,18
/, м
55,34
34,82
25,99
19,03
0,58
L, м
88,28
62,99
52,25
43,84
21,76
1,5 1,6 1J &н.с !# 6и,кг/с
Зависимость характеристик
насосно-циркуляционной системы /, /в, L от массовой подачи
насоса GH
/=24 м, а кратность циркуляции хладагента
л=37.
Предлагаемый метод позволяет
составить алгоритм расчета насосно-
циркуляционной системы, включение
которого в блок-схему алгоритма
математической модели холодильной
установки, в свою очередь, позволит
получить расчетные характеристики
установки при всех возможных режимах
эксплуатации.
Список использованной литературы
1. Ионов А. Г., Мекеницкий С. Я., Бого-
любский О. К. Насосно-циркуляционные
системы морозильных аппаратов. М.: Пищевая
промышленность, 1976. 137 с.
2. Эрлихман В.Н.,Ионов А. Г., Боголюб-
с к и й О. К. Выбор циркуляционных насосов
для систем охлаждения роторных морозильных
аппаратов. — Холодильная техника, 1982, № 8,
с. 28—30.
38

УДК 621.564.001.573
МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ
ДЛЯ РАСЧЕТА
КАПИЛЛЯРНЫХ ТРУБОК
М. Ю. ЕЛАГИН
В качестве регулирующего органа
в малых холодильных машинах
применяют капиллярные трубки, расчет
которых сложен [1], так как теория
течения парожидкостных смесей в трубках
малого диаметра до последнего времени
разработана недостаточно.
Сложность расчета капиллярных
трубок для реальных условий
эксплуатации возрастает из-за необходимости
учета изменения:
состояния хладагента на входе в
капиллярную трубку;
перепада давлений на входе в
капиллярную трубку и выходе из нее;
теплоотвода от хладагента во
времени и по длине трубки.
Известные математические модели
капиллярной трубки представляют
собой систему дифференциальных
уравнений в частных производных [2, 3],
использование которых, даже при
допущении о квазиустановившемся
характере течения хладагента и ряде других
упрощений, затруднительно ввиду
больших затрат времени на вычисления.
Это делает их практически
малопригодными для исследования
неустановившихся режимов работы малых
холодильных машин.
Для расчетов предлагается
сравнительно простая математическая модель
течения хладагента в капиллярной
трубке при переменных условиях на ее
входе и выходе, отсутствии теплообмена
с окружающей средой и допущении
о квазиустановившемся характере
течения. Обоснованность такого допущения
подтверждается сопоставлением
характерной частоты релаксации течения
хладагента в капиллярной трубке и
характерной частоты изменения давления
в конденсаторе или испарителе:
^/*<^. (п
где рк — давление в конденсаторе, кПа;
т — время, с;
азъ — скорость звука, м/с;
/ — длина капиллярной трубки, мм.
Математическая модель получена
методом регрессионного анализа
статистических данных [1, 4, 5] для
хладагентов R12 и R22.
Приведенные ниже зависимости
справедливы для капиллярных трубок
диаметром 0,65—1,3 мм, длиной 800—
3600 мм, давления перед капиллярной
трубкой до 1500 кПа, степени
переохлаждения жидкости до 30 °С и
степени сухости пара перед капиллярной
трубкой от 0 до 0,8.
Формула для определения расхода
хладагента, кг/ч, через капиллярную
трубку при условии, что в нее поступает
насыщенная жидкость, будет иметь вид:
Oo=exp(/0+/i In р, KT+f2 In d+h In /), B)
где /о—/з — аппроксимирующие коэффициенты
(/0 = —0,32009; f, = 0,81618; /2 =
=2,5264; /з=—0,44221);
Р\ кт — давление перед капиллярной
трубкой, кПа;
d — диаметр капиллярной трубки, мм.
При неустановившемся режиме
работы холодильной машины на входе
в капиллярную трубку может быть
не только насыщенная жидкость, но и
влажный пар, и переохлажденная
жидкость, что оказывает существенное
влияние на расход хладагента через
капиллярную трубку. Это учитывается
соответствующими поправочными
коэффициентами, определенными также
методом регрессионного анализа
статистических данных.
При давлении в испарителе больше
критического (ро>ркр) истечение
хладагента из капиллярной трубки
происходит со скоростью меньшей, чем
критическая, соответственно ниже и
расход хладагента через трубку. Он
зависит от того, какую долю я от
расчетного перепада давлений р1кт—р
составляет истинный перепад давлении
Акт-Ро в капиллярной трубке [1]:
я _ Р\ кт—Ркр
PIKT—P0
При ро>ркр поправочный
коэффициент
<р(я)=л°-,68/^, C)
при ро<ркр
ф(л) = 1.
Поправочные коэффициенты,
учитывающие степень переохлаждения Д/
и степень сухости х хладагента перед
капиллярной трубкой, можно
определить по формулам:
39

Ф (Д/) = 1+3,923- 10A/, D)
УДК 621.564.37/.38.012.1:536.24.001.24
Ф(х) = 1— 0,81837*. E)
Таким образом, формула для расчета
расхода хладагента через
капиллярную трубку примет вид:
GK=G0<pW)<p(x)<p(n). F)
Для того чтобы получить ср(я),
необходимо найти критическое
давление. Формула для определения ркр
получена методом регрессионного
анализа:
/?кр=ехр[фо + ф1 1ПР1КТ+
+q*ln(-^)]E(A0EM. G)
где фо—Ф2 — аппроксимирующие
коэффициенты, полученные при условии, что
на входе в капиллярную трубку
имеется насыщенная жидкость
(ф0= —1,04938; ф1=1,0027; <р2=
= 0,41144);
?(Д/), ?(х) —поправочные коэффициенты,
учитывающие степень
переохлаждения и степень сухости
хладагента перед капиллярной трубкой,
Е(Л/) = 1+9,1475. 1(Г3Д/; (8)
E(jc) = 1— 0,5768*. (9)
Зная давление на выходе из
капиллярной трубки (ркр или ро) и используя
уравнение Фанно или считая процесс
изоэнтропным, можно найти остальные
параметры на выходе из капиллярной
трубки — температуру, степень сухости.
Погрешность при вычислении
расхода .хладагента и параметров на выходе
из капиллярной трубки, по сравнению
с [1], не более 4 %. Однако
незначительные затраты машинного времени
на вычисления делают предложенные
зависимости удобными, особенно при
исследовании переходных режимов в
холодильных машинах.
Список нспользованной литературы
1. Вейнберг Б. С. Расчет капиллярных трубок
для фреонов 12 и 22. — Холодильная техника,
1969, № 10, с. 23—28.
2. Серов Е. П., Корольков Б. П. Динамика
процессов в тепло- и массообменных
аппаратах. М.: Энергия, 1967. 168 с.
3. Шевя ков А. А., Яковле Ва Р. В.
Инженерные методы расчета динамики теплообменных
аппаратов. — М.: Машиностроение, 1968. 320 с.
4. Lath гор Н. F. — Refrigerating Engineering,
1948, Vol. 56, August, pp. 129—133.
5. Milo M. Bolstad and Richard C.
Jordan — Refrigerating Engineering, 1948, De-
sember, pp. 519—523.
ОБОБЩЕННАЯ ЗАВИСИМОСТЬ
ДЛЯ РАСЧЕТА ТЕПЛООТДАЧИ
ПРИ КИПЕНИИ НА ТРУБКАХ
ХЛАДАГЕНТА С МАСЛОМ
А. И. АНИКИН, д-р техн. наук,
проф. Г. Н. ДАНИЛОВА,
канд. техн. наук Н. И. МИРМОВ
При кипении азеотропных смесей
процесс формирования паровых
пузырьков принципиально не отличается
от процесса, происходящего при
кипении однокомпонентных жидкостей.
Экспериментальные данные
показывают, что коэффициент теплоотдачи1
при кипении азеотропной смеси асм
может быть рассчитан по формулам,
предложенным для однокомпонентных
жидкостей, но с учетом теплофизи-
ческих свойств смеси. Коэффициент
теплоотдачи, рассчитанный таким
образом, назовем идеальным а^. Тогда
для азеотропных смесей при заданной
плотности теплового потока q можно
записать, что оЬм = айд и соответственно
Д7,см = А^ид (А^см. Д^ид — температурный
напор между жидкостью и
поверхностью нагрева, определяемый как
&Tcu = q/aCMf ДГид = ^/схйд).
Бинарная смесь хладагента с маслом
в состоянии равновесия имеет
различные составы паровой и жидкой фаз.
Для этих смесей обычно о*сыф<\я и
ДГСМ^=ДГИД. При кипении таких смесей
в паровую фазу переходит
преимущественно хладагент, поэтому в жидкости
вокруг парового пузырька образуется
слой с повышенной концентрацией
масла. Появление градиентов
концентраций вызывает возникновение
диффузионных потоков, причем
преимущественное испарение хладагента
компенсируется его диффузионным потоком
к поверхности раздела фаз.
Обозначим массовую долю хладаген-'
та в объеме жидкости и на наружной
границе диффузионного слоя с'а,
локальную массовую долю хладагента в
жидкости у границы -раздела фаз с*/(т)
в момент времени т, а в паре у границы
раздела фаз — с*/' (т) (рис. 1).
В целях упрощения задачи
математического описания процесса
теплообмена при кипении бинарных смесей
сделаем ряд допущений:
в паровой пузырек испаряется пар
состава, равновесного составу жидкой
смеси у поверхности раздела фаз;
40

Рис. 1. Формирование диффузионного слоя вокруг
парового пузырька
паровой пузырек во время роста и
отрыва имеет форму шара;
все особенности теплообмена при ки-
Щпении смеси определяются процессами,
* происходящими в период от зарождения
парового пузырька до его отрыва от
поверхности нагрева.
Рассмотрим процесс пузырькового
кипения насыщенной жидкости при
условии, что массовая доля хладагента
с'а в объеме жидкости постоянна (в
экспериментах это условие обычно
выполняется путем возврата конденсата
в испаритель). Для отдельного
парового пузырька состав'жидкой смеси
неоднороден у поверхности раздела фаз
и меняется с течением времени. Однако
при заданной плотности теплового
потока q от поверхности нагрева площадью
1 м2 за время 1 с в среднем будет
отводиться постоянная масса пара с
некоторым средним значением с*".
Вследствие преимущественного
испарения хладагента в паровой пузырек
постоянной плотности потока массы
пара будет соответствовать в среднем
постоянная масса хладагента,
подводимая к поверхности раздела фаз за счет
диффузии за время 1 с и отнесенная
к поверхности нагрева площадью 1 м2.
Предположим, что в пределах
диффузионного слоя вокруг растущего пу-
ырька перенос массы в основном
существляется молекулярной и
турбулентной диффузией. Тогда среднюю
плотность потока массы хладагента
для стационарной диффузии можно
определить из выражения:
с*—с'
/диф=— A^Qcm'-^T^ ' A)
где ?Эф — коэффициент эффективной диффузии,
м2/с,
ДэФ=Дм+Дт;
Z)M, DT — коэффициенты молекулярной и
турбулентной диффузии, м2/с;
q'cv — плотность жидкости смеси, кг/м3;
I — средняя толшина диффузионного слоя
у поверхности нагрева, м.
На основании уравнения баланса
массы хладагента можно записать:
Са Са __ ^исчг /о\
CT—Cf 'см^эфРсм *
где qmr — доля плотности теплового потока,
идущая на испарение жидкости в
паровые пузырьки, Вт/м2;
гсм — удельная теплота парообразования,
численно равная разности удельных
энтальпий пара и жидкости, Дж/кг.
Безразмерный комплекс в правой
части уравнения B) можно трактовать
как диффузионное число Пекле Ред
для процесса кипения и
характеризовать как меру отношения интенсивности
переноса массы путем испарения к
интенсивности переноса массы диффузией.
Поскольку при фазовом равновесии
состав пара однозначно определяется
составом жидкости, уравнение B)
характеризует поле концентраций в
пределах диффузионного слоя в
жидкости. Обобщенное уравнение для
распределения концентраций можно
записать в вдде:
г' г*'
\ \ =/(Ред), C)
где с% — массовая доля хладагента в паре,
соответствующая значению с'а при
фазовом равновесии.
Повышение температуры насыщения
смеси ДГН при изменении массовой доли
хладагента от с'а до с*\ p=const и с
учетом уравнения C) составит:
ДГН« (^)р(с;-сй)/(Ред). D)
Уравнение D) отражает тот факт, что
в процессе кипения неазеотропной
бинарной смеси при постоянной плотности
теплового потока и установившемся
температурном напоре перегрев слоя
жидкости, непосредственно
соприкасающегося с поверхностью нагрева,
относительно температуры насыщения
не равен температурному напору, как
это принимается для однокомпонентных
жидкостей, а меньше его в среднем
примерно на величину ДГН. Полагая,
что это обстоятельство в основном и
определяет особенности теплообмена при
кипении смесей, по сравнению с
кипением однокомпонентных жидкостей, при
заданном q можно записать:
41

ЛГсм=ДГид+/о(ЛГн).
E)
В безразмерной форме это
соотношение имеет вид:
АГГ1
А7-н
, Г (!!Ll\ K-Q. ре 1
F)
компонентных смесей. Пренебрегая
влиянием кривизны межфазной
поверхности на состав смеси, получим:
D __ .
^кр.см
vi 6см
дг„,
A1)
В уравнении F) безразмерное число
\ А г' ' Р Л Г
дс''Р АТи
можно рассматривать
как критерии параметрического типа
Kti тогда можно записать:
4^=/№;Ред),
или
= /№; Ред).
G)
Уравнение G) можно использовать
для обобщения опытных данных по
теплоотдаче при кипении бинарных смесей
на трубках. Для практического его
применения должны быть определены
значения величин / и дисп, входящих
в диффузионное число Пекле.
Анализ процесса формирования
диффузионного слоя при пузырьковом
кипении бинарной смеси показал, что
средняя толщина этого слоя у поверхности
нагрева может быть приближенно
определена из соотношения:
^кр.см
где dCM—отрывной диаметр парового
пузырька, м;
R см — критический размер парового
пузырька, м.
Плотность теплового потока можно
рассчитать по формуле:
*7исп == g /см2см?смгсм * ' '
где /см — частота отрыва паровых пузырьков,
с-1;
zCM — число центров парообразования, м-2.
Если принять согласно Д. А. Лабун-
цову 2СМ~/?^2СМ, то после приведения
к форме, удобной для практических
расчетов, получим:
ре __ **см У**см/см *@см
^кр.смбсм^эф
где q"m — плотность пара смеси, кг/м3
A0)
Критический размер парового
пузырька можно определить с помощью
уравнения Ван-дер-Ваальса для двух-
где асм — поверхностное натяжение между
жидкостью и паром, Н/м;
Тн — температура насыщения смеси, К.
Уравнение G) было использовано
для обобщения экспериментальных
данных при кипении на трубках смесей
хладагентов с маслами. Входящие
в него физические величины определяют
при заданном давлении и составе смеси
следующим образом.
Теплофизические свойства
целесообразно рассчитывать на основе
имеющихся экспериментальных данных. При
их отсутствии удельный объем,
теплопроводность, удельную энтальпию
смеси можно приближенно найти по
правилу аддитивности, а поверхностное
натяжение — исходя из аддитивности
величин, обратных значению
поверхностного натяжения. Состав смеси при
расчетах выражается в массовых долях.
Значения отрывного диаметра
парового пузырька dCM и частоты отрыва
паровых пузырьков /см нельзя
определить расчетным путем, нет также
экспериментальных данных по значениям
^см и /см рассматриваемых смесей.
Однако, если пренебречь влиянием вида
растворенного масла, то при заданной
концентрации смеси значения dCM и /см
могут быть заменены на значения d0
и /о для чистого хладагента.
Возможность подобного допущения
подтверждают данные [7] по кипению смеси
с нелетучим компонентом. В связи
с этим, в формулу A0) можно
подставить в порядке первого приближения
значения отрывного диаметра d0 и ча-;,
стоты отрыва /0 паровых пузырьков
для хладагента при заданном давлении.
Значение d0 определяется из [2].
Частота отрыва паровых пузырьков
менее стабильна, чем размер их
отрывных диаметров, поэтому практически
определяется значение произведения
do/o. Для расчетов можно использовать
усредненную зависимость d0fo в
функции приведенного давления,
предложенную В. И. Толубинским [7] и
представленную им в графическом виде
в интервале значений ркр/р от 1,1 до
42

250 (ркр, р — давление соответственно
критическое и абсолютное, Па). В
интервале ркр/р от 2,5 до 100 он
рекомендует эмпирическую формулу:
<Wo=0,36. Ю-3 (ркр//>L A2)
При кипении бинарной смеси
хладагента с маслом при условиях,
соответствующих условиям работы
испарителей холодильных машин, масло
в паровой фазе практически
отсутствует, и можно считать, что с"=1.
Учитывая это и переходя к выражению
состава смеси через массовую долю
масла, уравнение G) запишем в виде:
где с'м — массовая доля масла.
В уравнении A3) значение частной
производной (-р-)р определяется при
заданном значении с'м. Эмпирическая
зависимость температуры насыщения
смесей хладагентов с маслами от
давления и концентрации растворенного
масла приведена в работе [8].
Коэффициент эффективной диффузии
равен сумме коэффициентов
молекулярной и турбулентной диффузии. Для
жидкостей DM имеет значение порядка
10~9 м2/с. Соотношение же между DM
и Ц. не известно. Представляется, что
для условий пузырькового кипения
величина Оэф мало зависит от физических
свойств рассматриваемых смесей и
приближенно может быть принята
постоянной. При использовании
уравнения A3) принимаем Дф=10~9 м2/с.
При заданной плотности теплового
потока q для смеси состава с'ы
коэффициент теплоотдачи с^д можно записать
в виде:
f «ИД = ^«0, A4)
где К — коэффициент, учитывающий изменение
теплофизических свойств жидкости с
добавлением масла;
(Хо — коэффициент теплоотдачи при кипении
хладагента, рассчитывается по
формуле, полученной на основе теории
термодинамического подобия и обобщающей
опытные данные при кипении фреонов.
Исследователи по-разному
оценивают степень влияния физических
свойств на теплоотдачу при кипении.
В настоящей работе влияние свойств
учитывалось в соответствии с
уравнением Д. А. Лабунцова [6]. Как
показали проведенные ранее исследования
[1], влияние вязкости на теплоотдачу
весьма незначительно. С учетом этого,
уравнение A4) было представлено
в виде:
в - ("с») (А*02/>° У/3(Г"»У/8а
"»- V, >\тг* 4J Утг} <?5)
где6см,&0—коэффициент, рассчитанный
соответственно для смеси и чистого
хладагента,
^см' ^о — коэффициент теплопроводности смеси
и чистого хладагента, Вт/(м» К);
Гно — температура насыщения чистого
хладагента, К;
а°> о"см — поверхностное натяжение чистого
хладагента и смеси, Н/м.
Уравнение A3) в неявной форме
определяет влияние вида и концентрации
растворенного масла, давления и
плотности теплового потока на теплоотдачу
при кипении бинарных смесей
хладагентов с маслами. Вид функции f{Kt\
Ред) был определен на основании
имеющихся экспериментальных данных.
На рис. 2 в логарифмических
координатах представлены опытные данные
по теплоотдаче при кипении смесей
хладагентов с маслами в виде
зависимости отношения с^д/ц.м от значения
./QPeJJ5. Условия проведения
экспериментов приведены в таблице.
На рис. 2 представлены опытные
точки, для которых значение (/C,PeJ5)<
<Л07, так как именно эта область
Рис. 2. Зависимость a^/aCM от значения
JQPeJJ-5 при кипении смесей хладагентов с
маслами (обозначения точек см. в таблице)
43

Хладагент
RIO
Rll
R12
R12
R12
R12
R12
R22
R113
R114
Состав бинарной смеси
Масло
И-40А
И-40А
ХФ-12-16
ХФ-12-16
Shell Glavus 129
Shell Clavus 129
4 GS
ХФ-22С
Трансформаторное
Полусинтетическое
*м
0—0,8
0—0,6
0—0,5
0—0,5
0—0,33
0—0,33
0—0,1
0—0,5
0—0,8
0—0,19
р. 10~5, Па
0,2
5,92
1,57
5,88
1,63
4,91
1,97
1,67
1,01
1,28
q, кВт/м2
4—80
4—80
2—25
2—25
10—60
10—70
0,45—45
2—30
4—80
3—30
Источник
Авторы
То же
13]
[3]
[Ч]
[И]
[Ю]
[4]
Авторы
[9]

Обогнана рис. 2
О
Л
D
О
•
^
¦
¦
+
X
соответствует условиям работы
испарителей холодильных машин.
Из рис. 2 видно, что 90 % всех
экспериментальных точек располагается
около обобщающей кривой с разбросом,
не превышающим ±20 %. Для
вычисления с^д/асм можно использовать
соотношения:
при (/С,Р<?5)<5. 10
A6)
при 5- 104<(/С,Рс?бХ107
-^-=0,115^Ре^5H,2. A7)
асм
Все расчеты выполняют при заданном
давлении и концентрации смеси. Если
известно значение плотности теплового
потока, уравнения A6) и A7) решают
относительно А Т„
если значение
АГ„
решение выполняют
относительно АГИД, а затем по ДГИД находят
плотность теплового потока. Следует
помнить, что в формулах A6) и A7)
«ид — Д^см
асм Д7,ид
В соответствии со смыслом
безразмерных чисел Kt и Ред в уравнении A3)
функция f(Kt; Ред)>1, следовательно, и
-?ш-^\. Однако экспериментальные
«см
данные показывают (см. рис. 2), что
в ряде случаев -^м-<1. Это вызвано
тем, что в уравнениях A3) и A5)
не учтены физико-химические эффекты
на поверхности раздела фаз,
обусловленные различием равновесных
составов пара и жидкости.
Исходя из современных
представлений [5] о процессе массообмена на
границе между фазами, можно
предполагать, что формирование паровых пу-
44
зырьков при кипении смесей
хладагентов с маслами сопровождается
следующими явлениями. ,
— Испарение в паровой пузырек
происходит неравномерно вследствие
неравномерности теплового поля в
окружающей его жидкости. В результате
концентрация смеси у поверхности
раздела фаз становится неоднородной, что
приводит к возникновению градиентов
поверхностного натяжения и к
неустойчивости поверхности раздела фаз.
Представляется, что отмечавшийся
рядом авторов эффект «кустообразного»
кипения» при кипении смесей
хладагентов с маслами является результатом
дробления паровых пузырьков из-за
разности сил поверхностного
натяжения. Возникновение градиентов
концентраций и поверхностного натяжения
приводит к интенсивному вихреобразо-
ванию (поверхностной
турбулентности). Наблюдаемые визуально
отличия процесса кипения смесей от
процесса кипения чистого хладагента, по
мнению авторов, обусловлены
дроблением паровых пузырьков и
образованием вихрей на их поверхности.
— Имеющиеся в маслах
поверхностно-активные вещества (ПАВ)
концентрируются у поверхности раздела
фаз, изменяя поверхностное натяжение
и степень смачивания поверхности!
нагрева.
Взаимное наложение указанных
явлений затрудняет анализ и делает
невозможным их количественное
описание. Здесь можно отметить лишь
следующее.
Физико-химические эффекты на
поверхности раздела фаз при кипении
смесей хладагентов с маслами
обусловливают развитие межфазной
поверхности, интенсивное выравнивание поля
концентраций и турбулизацию
жидкости вследствие вихреобразования, а

также снижение поверхностного
натяжения на границе раздела фаз из-за
адсорбции ПАВ. Эти факторы
способствуют интенсификации теплоотдачи и,
в какой-то мере, компенсируют ее
снижение, вызванное формированием
диффузионного слоя у поверхности
нагрева, поэтому в ряде случаев
получено отношение -^Д- < 1.
«см
Анализ экспериментальных работ
позволяет предположить, что основным
фактором, способствующим
интенсификации теплоотдачи при кипении смесей
хладагентов с маслами, является
влияние ПАВ, содержащихся в маслах. В
количественном отношении степень
влияния ПАВ, по-видимому обусловлена их
видом и концентрацией в масле.
Список использованной литературы
1. Аникин А. И., Данилова Г. Н., Бори-
шанская А. В. О теплоотдаче при кипении
масло-хладоновых смесей на трубах. — В кн.:
Машины и аппараты холодильной и
криогенной техники и кондиционирования воздуха /
Под ред. В. Н. Новотельнова. Л., 1983,
с. 28—34.
2. Готовский М. А., Боришанская А. В.,
Данилова Г. П. Обобщение характеристик
кипения методом термодинамического
подобия. — В кн.: Тепломассообмен — V.
Материалы V Всес. конф. по тепломассообмену.
Т. 3. Ч. 1. Минск, 1976, с. 14—21.
3. Иванов О. П. Экспериментальное
исследование теплообмена при кипении маслофреоно-
вых растворов.—Холодильная техника, 1965,
№3, с. 32—35.
4. Иванов О. П. Формула для расчета
коэффициента теплоотдачи при кипении масло-
фреоновых растворов. — Холодильная
техника, 1966, № 1, с. 45.
5. Ка фа ров В. В. Основы массопередачи. —
3-е изд., перераб. и доп. М.: Высшая школа,
1979. 439 с.
6. Л а бу н ц о в Д. А. Вопросы теплообмена при
пузырьковом кипении жидкости. —
Теплоэнергетика, 1972, № 9, с. 14—19.
7. Толубинский В. И. Теплообмен при
кипении. Киев: Наукова думка, 1980. 315 с.
8. Холодильные компрессоры. Справочник.
Холодильная техника / Под ред.- А. В. Быко-
L ва — М.: Легкая и пищевая промышленность,
Г 1981. 280 с.
9. Henrici H., Hesse G. — Kaltetechnik-
Klimatisierung, 1971, № 2, S. 54—58.
10. Sauer H. J., Gibson R. K., Chongrun-
greong S. Proceeding of the YI Inter.
Heat Transfer Conf. Toronto, 1978, — Ottawa,
1978, Vol. 1, pp. 181 — 186.
11. Stephan K. — Kaltetechnik, 1964, № 6,
S. 162—166.
УДК {631.576.2:634.111.056
ВЛИЯНИЕ ТЕМПЕРАТУРНЫХ
РЕЖИМОВ ХРАНЕНИЯ
НА ЛЕЖКОСПОСОБНОСТЬ
ЯБЛОК СОРТА ДЖОНАТАН
Канд. биол. наук Т. Д. БЫКОВА,
В. А. ТОРОПОВА, М. Н. ЕЛИЗАРОВА
Яблоки сорта Джонатан имеют
привлекательный внешний вид, сочную
нежную мякоть, оптимальное
соотношение кислоты и сахара, что
обеспечивает этим плодам повышенный спрос
у населения. Однако восприимчивость
к физиологическим заболеваниям
(пухлость, потемнение мякоти и покровных
тканей) в процессе хранения
существенно сокращает период их потребления.
Считается, что основной причиной
возникновения физиологических
заболеваний яблок является нарушение
баланса метаболизма углеводов и
дыхательных ферментов под действием
низких температур [4, 6]. Это, в свою
очередь, приводит к накоплению
токсических веществ, вызывающих побуре-
ние мякоти и покровных тканей
плодов.
Для предотвращения
физиологических заболеваний яблок рекомендуется
ряд средств. Прежде всего —
послеуборочная обработка плодов
растворами хлористого кальция, химическими
соединениями типа дифениламина и
этоксихина и др. Большинство
специалистов основную роль в борьбе с
физиологическими заболеваниями яблок
отводят обоснованно выбранному
температурному режиму их хранения.
В Трудах Международного института
холода для плодов этого сорта в
зависимости от районов произрастания
рекомендуются температуры хранения
от 0 до 4°С [5]. В СССР для
плодов, выращенных в Молдавской ССР,
Краснодарском крае, рекомендуется [1]
температура —1 °С, выращенных в
Крыму 0°С, в Украинской ССР
2—4 °С.
Венгерские специалисты [2, 3]
считают, что только положительные
температуры хранения 2—4 °С
предотвращают развитие физиологических
заболеваний яблок сорта Джонатан и
увеличивают сроки их хранения.
Экспортируемые в Советский Союз
яблоки этого сорта на отечественных
холодильниках хранят при
температуре 0 и — I °С (согласно инструкции
Минторга СССР от 1967 г.).; Хране-
45

ние сопровождается значительными
потерями плодов от заболеваний (до
15%).
В целях снижения потерь от
заболеваний в 1980—1982 гг. ВНИКТИхолод-
промом была проведена работа по
определению оптимального
температурного режима холодильного хранения
яблок сорта Джонатан, поставляемых из
Венгрии.
Яблоки сорта Джонатан,
выращенные в садах Сабольч-Сатмарской
области ВНР, неохлаждаемым авто- и
железнодорожным транспортом были
доставлены в Москву и заложены на
хранение в камеры холодильника
Ленинградской районной плодоовощной
конторы (ЛРПОК) г. Москвы и камеры
ВНИКТИхолодпрома в октябре 1980
и 1981 г.
Система охлаждения камер
холодильника ЛРПОК воздушная с
помощью подвесных воздухоохладителей
ВОП-100 и ВОП-150 (фирма
«Комплекс», ВНР). Для охлаждения камер
ВНИКТИхолодпрома применялась
смешанная система: воздушная — с
помощью кондиционеров, расположенных
на антресоли для отвода внутренних
тепловыделений; панельная — с
помощью рассольных (этиленгликоль)
батарей, уложенных в стены, пол и
потолок и отводящих внешние теплопри-
токи.
Яблоки хранили при температурах 3,
0 и —1 °С (в соответствии с
рекомендациями венгерских специалистов и
инструкцией Минторга СССР от 1967 г.)
с допустимыми колебаниями в
пределах ±0,5 °С и относительной
влажности воздуха 90 %. Заданные
технологические параметры контролировали
недельными термографами и
гигрографами. Еженедельно приборы проверяли
по показаниям психрометра Ассмана
и ртутного термометра с ценой
деления 0,1 °С.
Для выявления влияния указанных
температурных режимов хранения на
лежкоспособность яблок определяли
потери плодов, вызванные
физиологическими и микробиологическими
заболеваниями, степень устойчивости их к
инфекционным заболеваниям, органолеп-
тические показатели.
Экспериментальные данные обрабатывали
статистически, определяли значения средних
арифметических и максимальной
погрешности (ГОСТ 8011—72).
46

В связи с идентичностью
результатов хранения яблок урожая 1980 и
1981 г. в статье рассматриваются
только экспериментальные данные,
полученные за период хранения яблок урожая
1981 г.
Поскольку при хранении плодов
урожая 1980 г. при режиме — 14:0,5 °С
были получены отрицательные
результаты — 30 % потерь плодов от
заболеваний отмечалось уже в феврале —
сохраняемость яблок урожая 1981 г.
при этом температурном режиме не
исследовали.
Изменение товарного качества яблок
в процессе хранения показало
следующее (табл. 1). До февраля независимо
от температурных режимов хранения
выход доброкачественных плодов
составлял 99—100 %. В последующие
месяцы потери яблок в значительной
степени определялись температурными
режимами. К концу периода хранения
(март) наименьшие потери плодов от
заболеваний, до 1 %, наблюдались при
положительной температуре хранения
3±0,5 °С. При температурном режиме
0+0,5 °С количество
доброкачественных яблок составляло лишь 86,7—
95,5 %. Основная причина снятия
плодов с хранения — возникновение фи-
зилогических заболеваний.
Инфекционные заболевания были вызваны в
основном возбудителями из рода Monilia
fructigena, Botrytis cinerea, Penicil-
lium exp.
Практика промышленного хранения
яблок показала, что крупные плоды в
большей степени подвержены
физиологическим заболеваниям, чем мелкие и
средние. Так, если в ноябре потери
крупных плодов от заболеваний
составляли 0,6 %, а потери средних и
мелких плодов отсутствовали, то в
феврале они достигли значений
соответственно 6 и 2 %.
> Эти данные свидетельствуют о
необходимости установления ящиков со
средними и мелкими яблоками в
глубине камеры в целях более поздней
их реализации, что вполне
осуществимо, так как вся тара с экспортной
продукцией маркирована с указанием
размеров плодов.
Было исследовано влияние
температурных режимов хранения яблок на
степень их устойчивости к
инфекционным заболеваниям.
На рисунке показана взаимосвязь
между фитоалексинной активностью
плодов (показатель степени их
устойчивости к фитопатогенным
микроорганизмам), температурными режимами и
продолжительностью хранения.
К концу периода хранения при
положительной температуре 3+0,5 °С
яблоки обладали высокой способностью
к образованию защитных
антибиотических веществ в ответ на
инфицирование. Характерно сохранение
довольно стабильной ФА-активности плодов
на протяжении всего периода их
хранения: от 80 отн. ед. в октябре до
63 отн. ед. в феврале. По данным
товароведного анализа, потери яблок от
инфекционных заболеваний за этот
период составляли лишь 0,8 %.
При более низкой температуре
хранения 0+0,5 °С ФА-активность яблок
была на таком же высоком уровне,
как и при 3+0,5 °С, до января. Далее
отмечалось уменьшение ФА-активности
плодов до 55 отн. ед. и
соответственно возрастание их потерь от
инфекционных заболеваний до 2,5 %.
Полученные данные свидетельствуют
о том, что положительный режим
хранения является наиболее
благоприятным с точки зрения устойчивости к
действию фитопатогенных
микроорганизмов.
В процессе хранения яблок
проводили также их органолептическую
оценку (в баллах). Результаты анализов
/// пг
Месяцы
1?
Р
^1
U 1
V Н
J |-
Г
/ 1
V.
«—•*¦
_, •>
—•«
->
1
/
/
/ 1
/
/ 1
71
/
г
// хп
и т IV
Месяцы
ФА-активность яблок сорта Джонатан (а) и данные товаров
ведного анализа (б) при температурных режимах хранения:
3±0,5 °С; 0±0,5 °С
47

показали, что общая оценка яблок по
внешнему виду и вкусовым качествам
при двух указанных режимах к концу
периода хранения была одинаково
высокой: 4,7—4,8 балла.
Объективным показателем степени
изменения структурных свойств ткани
яблок является ее влагоудерживающая
способность. Степень снижения влаго-
удерживающей способности плодов
определялась температурным режимом
хранения (табл. 2). Минимальная
влагоотдача — 8,7 % от исходного
содержания влаги в образце — и
наименьшее изменение структурных свойств
ткани характерны для яблок,
хранившихся при положительной температуре
3±0,5 °С.
Так как поражение яблок физиоло
гическими и инфекционными
заболеваниями является основным фактором,
ограничивающим сроки их хранения,
полученные экспериментальные данные
позволяют считать температурный
режим 3±0,5 °С наиболее
благоприятным Из указанных в табл. 3 средних
данных по результатам проведенных в
марте и апреле товароведных
анализов яблок видно, что для этого
температурного режима характерны
минимальные потери яблок от заболеваний:
от 0,9 до 5,7 %.
Использование температурного
режима 3±0,5 °С на холодильниках Глав-
мосплодоовощпрома позволит
дополнительно сохранить до 180 кг яблок с
каждой тонны хранимых плодов. Годо-
Таблица 2

Температура
хранения,
°С
3±0,5
0±0,5
Количество выделившегося сока, %
от массы образца
в начале
хранения
5,0
5,0
в конце
хранения
7,5
8,1
от исходного
содержания влаги в образце
в начале
хранения
5,9
5,9
в конце
хранения
8,7
9,5
Т а б ли ц а 3

Температура
хранения,
сс
0±0,5
3±0,5
Количество доброкачественных плодов, %
март, ЛРПОК
1980 г.
70,6
94,3
1981 г.
86,7
99,1
апрель,
ВНИКТИхолодпром
1980 г.
85,0
94,7
1981 г.
93,3
97,1
вой экономический эффект в расчете
на 1 т яблок составит 91,5 руб.
Список использованной литературы
1. Рекомендации по хранению плодов во
фруктохранилищах в местах производства. М.:
Колос, 1977, с. 23—30.
2. Ш а ш ш П. Основные вопросы современного
хранения фруктов.— Международный
сельскохозяйственный журнал, 1978, № 4, с. 10—12.
3. Веппе R.— Gartenbau, Bd. 21\ JSfe 9, S. 270—
272.
4. Fidler J. С, North S. J.— J. Hortic. Sci.,
Vol. 43, pp. 429—432.
5. Recomendation for chilled storage of
perishable produce. International Institute of
Refrigeration, 1979, pp. 15—16.
6. Wills R. B. N.. McGlasson W. В.—
J, Hortic. Sci., Vol. 46, № 1, pp. 115—118.
УДК 663.674
О СПОСОБАХ ВЫРАЖЕНИЯ
СОДЕРЖАНИЯ ВОЗДУХА
В МОРОЖЕНОМ
Д-р техн. наук Ю. А. ОЛЕНЕВ
О содержании в мороженом
введенного при фризеровании смеси воздуха
принято судить по так называемой взби-
тости [3]. Этот показатель
представляет собой следующее отношение:
V— V
S=v-^, A)
где S — взбитость мороженого, доли единицы
(или %);
V — объем мороженого, м , полученного из
объема смеси Vm, м3.
При определении взбитости измерять
объемы равных по массе количеств
смеси и мороженого неудобно. На практике
применяют весовой способ,
основанный на взвешивании одинаковых
объемов смеси и мороженого. В этом случае
равенство объемов смеси и мороженого
дает основание написать:
где т и тт — массы соответственно мороженого
и смеси, взятых в равных
объемах, кг;
7 — объемная масса мороженого, кг/м3;
Qm — плотность смеси, кг/м3.
Подставляя в равенство B)
значение дт=уA-[-5), приводимое в
работе [1], путем несложных
преобразований получаем:
Высказывалось также предложение
определять взбитость мороженого по
48

его удельному объему v. Автором
настоящей статьи предложены формулы
для расчета v по известной взбитости
продукта S, а взбитости — по
удельному объему мороженого [2]:
5-вт*-1. E)
Однако о содержании в мороженом
воздуха целесообразнее судить по его
объемной доле в продукте, поскольку
эта величина имеет больший
физический смысл, чем взбитость. Еще
лучше — использовать оба показателя
одновременно. Поэтому важно найти
способ установления объемной доли
Iвоздуха в мороженом и зависимость
между этим показателем и взбитостью.
Показатель объемная доля воздуха,
доли единицы, выражается как
где Ул — объем воздуха, м3, в определенном
объеме мороженого V\y м3.
Поскольку точное определение
объемов воздуха и мороженого весьма
затруднено, рассмотрим возможность
применения весового метода. Нетрудно
заметить, что разность тт—т
представляет собой массу смеси, объем которой
равен объему введенного воздуха.
Отношение этой разности к массе
смеси тт равно г?а, поскольку, разделив
числитель и знаменатель дроби на Qm,
приходим к выражению F). Таким
образом, при весовом методе определения
объемной доли воздуха в мороженом
следует использовать формулу:
В целях установления зависимости
между объемной долей воздуха в
мороженом и его взбитостью
воспользуемся формулами C) и G), из которых
следует, что
Sm=t>amm,
ИЛИ
*•-?¦• (8)
Для расчета v a по формуле (8)
необходимо знать не только взбитость
мороженого, но и величины т и mm, что
неудобно. Для получения более простой
зависимости между va и 5 преобразуем
формулу C)*
т
-m=l+5,
т
гп _1__
тт ~ 1+S"
Подставив последнее выражение в
формулу (8), получим:
** = Ws- (9)
Результаты вычислений объемной
доли воздуха в мороженом по
формуле (9) приведены в таблице.

Взбитость,
%
5
10
15
20
25
30
35
Объемная
доля
воздуха,
доли
единицы
0,048
0,091
0,130
0,167
0,200
0,231
0,259

Взбитость,
%
40
45
50
55
60
65
70
Объемная
доля
воздуха,
доли
единицы
0,286
0,310
0,333
0,355
0,375
0,394
0,412

Взбитость,
%
75
80
85
90
95
100
Объемная
доля
воздуха,
доли
единицы
0,429
0,444
0,459
0,474
0,487
0,500
Как видно из таблицы, при
увеличении взбитости мороженого от 5 до 100 %
объемная доля воздуха в нем
возрастает от 0,048 до 0,5.
Список использованной литературы
1. Дезент Г. М., Боушев Т. А.
Оборудование и поточные линии для производства
мороженого. М.: Госторгиздат, 1961, 216 с.
2. О л е н е в Ю. А. Об определении взбитости
мороженого.— Холодильная техника, 1967,
№ 8, с. 32—33.
3. Оленев Ю. А., Зубова Н. Д.
Производство мороженого. М.: Пищевая
промышленность, 1977. 232 с.
ИЮБКТЕНИЯ
A1) 1083041 B1) 3535500/28-13 B2) 06.01.83
3 E1) F 25 D 17/02; F 25 В 1/00; F 25 D 13/06
E3) 621.565.8 G2) Б. Ш. Хайтин, А. С. Токарь,
Р. К. Степанюк, В. Н. Коненко, В. М. Сопря-
жинский
E4) E7) МОРОЗИЛЬНЫЙ ПЛИТОЧНЫЙ
АППАРАТ, содержащий испаритель,
включающий расположенные одна над другой плиты,
подключение к входному и выходному
вертикальным коллекторам для хладагента, отделитель
жидкости, компрессор, конденсатор и инжектор,
камера смешения которого соединена с
жидкостной частью отделителя, отличающийся тем, что,
с целью снижения энергозатрат и уменьшения
габаритов, верхняя часть выходного коллектора
соединена с жидкостной частью отделителя.

ОШЕН ОПЫТОВ!
УДК 621.565.044
НОВАЯ МОДЕЛЬ
ВОЗДУШНОГО КОНДЕНСАТОРА
В. М. ЕВСЮКОВ
В целях экономного использования
природных ресурсов, в частности воды,
совместно специалистами Курского
комбината по торговой технике треста «Рос-
торгмонтаж» и Московского
специализированного комбината холодильного
оборудования (МСКХО)
сконструирован воздушный конденсатор КВО-180,
предназначенный для замены
конденсаторов с водяным охлаждением.
Разработаны также схема подключения
воздушного конденсатора к холодильной
установке и схема его автоматизации.
Воздушный конденсатор может быть
использован как в качестве
основного аппарата, так и вспомогательного —
форконденсатора, устанавливаемого
перед конденсатором с водяным
охлаждением для снятия части нагрузки при
высоких температурах наружного
воздуха.
Техническая характеристика воздушного
конденсатора КВО-180
Узел!
Теплообменная поверхность, м2
Тип батареи
Шаг ребер, мм
Диаметр условного прохода
патрубков, мм
входа хладагента (газовый)
выход хладагента
(жидкостный)
Марка осевого вентилятора
Мощность электродвигателя
вентилятора, кВт
Частота вращения
электродвигателя вентилятора, мин-1
Габаритные размеры, мм
длина
ширина
высота
Масса, кг
Ориентировочная стоимость, руб.
1*80
Змеевиковая с
пластинчатыми
ребрами
6
40
25
06320 № 6
0,6—1,5
1000—1400
1260
770
1620
495
725
Воздушный конденсатор состоит из
следующих основных узлов: теплооб-
менной батареи, узла вентилятора,
подставки и обшивки.
На рис. 1 показан конденсатор в
сборе с вентилятором и воздуховодом.
Батарея представляет собой жесткий
трубный пучок с коридорным располо-
50
Хладагеш
Хладагент*
ЩЩ
Рис. 1. Воздушный конденсатор КВО-180:
/ — воздуховод; 2 — вентилятор; 3 — батарея; 4 — подставка
жением трубок диаметром 25X2,5 мм,
на которые насажены стальные
пластинчатые ребра толщиной 0,3 мм.
К гладким концам трубок
приваривают калачи, которые объединяют
трубки в восемь вертикальных секций-
змеевиков, а также подсоединяют их
к газовому (верхнему) и
жидкостному (нижнему) коллекторам.
После изготовления секции
оцинковывают горячим методом.
Газовый коллектор подключают к
нагнетательному вентилю компрессора,
а жидкостный — к ресиверу или
конденсатору с водяным охлаждением,
в дальнейшем используемому как
ресивер.
Батарею крепят на подставке и
обшивают стальным листом толщиной
1,5 мм. Сверху на каркас батареи
восемью болтами М8 крепят осевой-
вентилятор № 6. Между верхней
обшивкой каркаса батареи и фланцем
вентилятора устанавливают резиновую
прокладку толщиной 3—5 мм.
Конденсатор монтируют в машинном
отделении или в непосредственной
близости от него на открытом воздухе.
Воздуховод вентилятора выводят за
пределы машинного отделения.
Чтобы исключить затопление батарей
жидким хладагентом и повысить
эффективность работы конденсатора, его
необходимо устанавливать так, чтобы
жидкостный коллектор находился выше

Рис. 2. Схема подключения воздушного конденса
тора к действующей холодильной установке:
/ — компрессор; 2 — реле давления; 3, 6, 7 — запорный
вентиль; 4 — испаритель; 5 — воздушный конденсатор;
8 — конденсатор с водяным охлаждением (ресивер)
уровня жидкости в ресивере или
конденсаторе с водяным охлаждением,
используемым в качестве ресивера.
На рис. 2 показана схема
подключения воздушного конденсатора к
действующей холодильной установке.
Первая опытная партия
конденсаторов КВО-180, изготовленная Курским
комбинатом, отправлена на МСКХО
для монтажа на крупных предприятиях
розничной торговли и общественного
питания Москвы и наблюдений за их
работой в эксплуатационных условиях.
Монтаж и включение в действующие
схемы холодильных установок
разработанного конденсатора не вызывает
каких-либо технических или
организационных затруднений.
Для отключения конденсатора при
проведении ремонтных работ в схеме
холодильной установки предусмотрены
два запорных вентиля 3 и 6,
которые позволяют переключать
холодильную установку на работу с
воздушным конденсатором или с
конденсатором с водяным охлаждением.
Предполагается разработать
модификации воздушного конденсатора с
большей поверхностью охлаждения.
УДК 621.565.044
ПОСТАМЕНТНЫЙ ФРОНТАЛЬНЫЙ
ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛЬ ВПФ-75
В. П. БАЕВ, В. Н. АЛМАЗОВ
В настоящее время в качестве
приборов охлаждения в холодильных
камерах различного назначения широко
применяют воздухоохладители. Они
позволяют наиболее эффективно
решать вопросы интенсификации
процессов холодильной обработки пищевых
продуктов.
Выбор воздухоохладителей (поста-
ментные, подвесные, крышные) зависит
от назначения холодильной камеры,
ее строительной высоты, условий
эксплуатации и других факторов. Большие
трудности возникают в выборе
воздухоохладителей при реконструкции и
техническом перевооружении
холодильных камер мясокомбинатов средней и
малой производительности. В них
практически невозможно разместить
подвесные воздухоохладители из-за
ограниченной высоты камер D,0—4,8 м) и
сложно установить постаментные
воздухоохладители лиз-за их громоздкости.
В целях оснащения таких
холодильных камер современным
оборудованием в Тамбовском филиале
Волгоградского ГПКБ разработана техническая
документация, изготовлен и испытан
опытный образец постаментного
фронтального воздухоохладителя ВПФ-75.
Его устанавливают в межпутевом
пространстве у торцовых стен
холодильных камер. Имеется возможность
«набора» требуемой поверхности
теплообмена из нескольких
воздухоохладителей.
Высокая степень заводской
готовности воздухоохладителей ВПФ-75
ускоряет выполнение монтажных работ и
значительно сокращает расход металла
на оборудование холодильных камер.
Техническая характеристика воздухоохладителя
ВПФ-75
Поверхность охлаждения, м2 75
Шаг ребер, мм 17,5
Хладагент Аммиак
Расчетная холодопроизводитель- 8,7 G500)
ность при среднем
температурном напоре 10 °С, кВт (ккал/ч)
Объем камеры, обслуживаемой 15
одним воздухоохладителем, м3
Тип вентилятора Осевой 06-300
№ 6,3
Мощность электродвигателя, кВт 0,4
Частота вращения, с-1 (об/мин) 15,5 (930)
Производительность, м3/ч 7500
51

Мощность трубчатых
электронагревателей для
обогрева поддона, кВт
Число труб по ходу воздуха
Габаритные размеры, мм
длина
ширина
высота
Масса, кг
Длина факела вентилятора, м
850
850
3300
690
5,5
Воздухоохладитель может работать
как в насосной, так и в безнасосной
системах с непосредственным кипением
аммиака при верхней или нижней
подаче хладагента.
Общий вид воздухоохладителя
показан на рисунке.
Охлаждающая батарея изготовлена
из труб, для оребрения которых
применены такие же пластины, как в
серийных воздухоохладителях типа ВОП.
Отепленный воздух из холодильной
камеры забирается по всей открытой
поверхности охлаждающей батареи. При
уменьшенном числе труб по ходу
воздуха и большой площади
всасывающего окна значительно уменьшается
аэродинамическое сопротивление
воздухоохладителя. За охлаждающей
батареей расположен направляющий
аппарат, предназначенный для
равномерного распределения воздушного потока
по сечению охлаждающей батареи и
плавного его направления к
вентилятору. Направляющий аппарат
представляет собой сварную конструкцию,
состоящую из двух боковин и
направляющих лопаток, расстояния между
которыми пропорциональны расстоянию
до вентилятора.
Для орошения охлаждающей батареи
теплой водой во время оттаивания над
ней смонтирована оросительная
гребенка. Оттаявший иней и орошающая
вода собираются в поддоне, который
имеет барботер для подогрева воды
при оттаивании и два встроенных
трубчатых электронагревательных элемента
мощностью 1 кВт каждый для этой же
цели.
Чтобы орошающая вода при
разбрызгивании не попадала в камеру, всасы-,*
вающее окно воздухоохладителя при|
оттаивании закрывают заслонками.
Процесс охлаждения с
использованием воздухоохладителя ВПФ-75
осуществляется при интенсивной циркуляции
воздуха в холодильной камере,
подача которого должна быть обеспечена
через воздуховоды переменного
сечения с щелевидными насадками.
Воздухоохладитель ВПФ-75 имеет
некоторые преимущества перед другими
воздухоохладителями:
рациональное воздухораспределение,
позволяющее уменьшить потребление
электроэнергии на привод
вентилятора (до 25%);
пониженные требования к точности
установки по уровню при монтаже;
удобный доступ к поверхности
батареи для осмотра.
Опытный образец воздухоохладителя
успешно прошел испытания на Мор-
шанском мясоптицекомбинате в камере
замораживания мяса при средней
температуре воздуха в камере — 20 °С.
Воздухоохладитель ВПФ-75 принят
ведомственной комиссией и намечен
к серийному производству в 1985 г.
Ожидаемый годовой экономический
эффект от внедрения
воздухоохладителя составит от 2 до 3 руб. на 1 м2 uo-i
верхности.
Постаментный фронтальный воздухоохладитель
ВПФ-75.
/ — каркас; 2 — заслонки; 3 — поддон; 4 — воздуховод;
5 — оросительная гребенка; 6 — охлаждающая батарея;
7 — направляющий аппарат
52

ш помощь
ПРАКТИКУ
УДК 621.565.92:628.853.3
ИЗМЕРЕНИЕ ОТНОСИТЕЛЬНОЙ
ВЛАЖНОСТИ ВОЗДУХА
В ХОЛОДИЛЬНЫХ КАМЕРАХ
Л. А. ГОЛОВАЦКАЯ
При холодильной обработке и хранении
пищевых продуктов в холодильных камерах
I контролируют относительную влажность
воздуха. Однако в настоящее время
дистанционных централизованных средств
измерения относительной влажности воздуха
для помещений с отрицательной
температурой отечественная приборостроительная
промышленность не изготавливает.
Для измерения относительной
влажности воздуха в холодильных камерах в
основном применяют приборы серийного
производства, широко используемые в
системе Гидрометслужбы: аспирационные
психрометры, гигрографы и гигрометры. Они
обеспечивают измерение относительной
влажности практически от 0 до 100 % в
диапазоне температур от —30 до 45 °С.
Эти приборы переносные, малогабаритные,
просты в эксплуатации и недороги.
Недостатком их является невозможность
использования для дистанционного контроля
относительной влажности.
Ниже излагается методика выполнения
измерений с помощью аспирационного
психометра, обеспечивающая максимально
возможную точность и достоверность
полученных результатов.
Принцип работы аспирационного
психрометра основан на зависимости
температуры поверхности испарения воды при
установлении постоянной скорости испарения
от влажности анализируемой среды.
Относительная влажность воздуха
определяется по показаниям сухого и смо-
^ченного термометров, составляющих
основную измерительную часть прибора, с
помощью психрометрической таблицы. Таким
образом, точность определения
относительной влажности зависит от точности и
достоверности измерения температур сухим и
смоченным термометрами.
В паспортах психрометрических
термометров приведены поправки к их
показаниям через интервал в 10 °С (для
температур —30, —20, —10, 0, 10, 20, 30, 40 и
50 °С). Как показал многолетний опыт
работы с психрометром, эти поправки
справедливы только для температур, близких к
указанным значениям. Проводить линейную
интерполяцию величины поправки в
межповерочных интервалах не рекомендуется,
Так как она не предсказуема из-за
микроскопической неравномерности диаметра
стеклянного капилляра термометра.
С понижением температуры
увеличивается погрешность измерения относительной
влажности. Так, например, ошибка при
отсчете разности температур сухого и
смоченного термометров в 0,1 °С приведет к
погрешности определения относительной
влажности от 2 % при 0 °С до б—7 %
при —20 °С, в то время как
отклонение действительной температуры в
камере от измеренной сухим термометром на
±0,5 °С приведет при тех же условиях к
погрешности измерения относительной
влажности в 1 %.
Чтобы измеренное значение
относительной влажности максимально приблизить к
ее истинному значению, следует исключить
или свести до минимума систематическую
составляющую погрешности. Для этого
рекомендуется провести поверку
психрометра в следующей последовательности:
внести психрометр в холодильную
камеру, в которой будут проводить измерения,
предварительно освободив ртутный
резервуар смоченного термометра от надетого
на него батиста;
продержать психрометр в камере
некоторое время, достаточное-для того, чтобы
все детали прибора охладились до
температуры окружающей среды;
снять показания с обоих термометров,
находящихся при одной и той же
температуре, в целях определения расхождения
их значений; показания следует снимать
не менее трех раз при их идентичности и
не менее 6—9 раз, если они не идентичны;
интервал между измерениями должен быть
не менее 2—3 мин, в это время
наблюдателю надо отойти от прибора на несколько
метров;
снятые показания запротоколировать и
в виде выписки из протокола хранить
вместе с психрометром в его футляре.
Расхождение, условно называемое
погрешностью показаний одного термометра
по отношению к другому, вводится в виде
поправки в результаты измерений
относительной влажности воздуха (берется с
противоположным знаком). Относительная
влажность в камерах хранения достаточно
высокая — более 80 %, при этом
разность температур сухого и смоченного
термометров составляет несколько десятых
долей градуса. Исходя из этого, поправка
может быть введена к показаниям как
сухого, так и смоченного термометров.
Определенная таким образом погрешность
показаний, как свидетельствует практика,
остается неизменной в течение длительного
времени (года и более).
При измерении относительной
влажности воздуха в камере с другой
температурой операцию по определению
погрешности показаний термометров следует
повторить.
53


Показания
сухого

термометра,
15
14
13
12
11
10
9
8
7
6
5
4
3
2
1
0
— 1
—2
—3
—4
—5
—6
—7
—8
—9
— 10
— 11
— 12
— 13
— 14
— 15
— 16
— 17
— 18
— 19
—20
—21
—22
—23
—24
—25
—26
—27
—28
-29
—30
Относительная влажность воздуха, %, при р
термометров аспирац
0
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
101
100
102
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
1100
100
0,1
99
99
99
99
99
99
99
99
99
99
99
99
98
98
98
98
98
99
98
100
98
98
98
98
98
97
97
97
97
97
97
96
96
96
95
95
94
94
94
93
92
92
91
90
89
88
87
85
84
0,2
98
98
98
98
98
98
98
97
97
97
97
97
97
97
97
96
97
97
96
98
96
96
96
95
95
95
95
94
94
93
93
93
92
91
91
90
89
88
87
86
85
83
82
80
78
76
73
70
67
0,3
97
97
97
97
97
96
96
96
96
96
96
95
95
95
95
95
95
95
95
96
94
94
94
93
93
92
92
91
91
90
89
89
88
87
86
85
83
82
80
79
77
75
72
70
66
63
60
55
51
0,4
96
96
96
96
95
95
95
95
95
94
94
94
94
93
93
93
93
93
93
94
92
92
91
91
90
90
89
89
88
87
86
85
84
83
81
80
78
76
74
72
69
66
63
60
55
51
46
41
35
0,5
95
95
95
94
94
94
94
94
93
93
93
92
92
92
91
91
91
91
91
92
90
90
89
89
88
87
87
86
85
84
82
81
80
78
76
75
72
70
68
65
62
58
54
50
44
39
33
26
18
0,6
94
94
94
93
93
93
93
92
92
92
91
91
91
90
90
89
90
89
89
90
88
88
87
86
86
85
84
83
82
80
79
77
76
74
72
69
67
64
61
58
54
50
45
39
33
27
19
11
0,7
93
93
92
92
92
92
91
91
91
90
90
89
89
89
88
87
88
88
87
88
87
86
85
84
83
82
81
80
79
77
75
74
72
69
67
64
61
58
55
50
46
41
35
29
22
14
0,8
92
92
91
91
91
90
90
90
89
89
88
88
87
87
86
86
86
86
85
86
85
84
83
82
81
80
78
77
75
74
72
70
68
65
62
59
56
52
48
43
38
33
26
19
11
0,9
91
91
90
90
90
89
89
88
88
88
87
87
86
85
85
84
84
84
84
84
83
82
81
80
79
77
76
74
72
71
68
66
64
61
58
54
50
46
42
36
31
24
17
1,0
90
90
89
89
89
88
88
87
87
86
86
85
84
84
83
82
83
82
82
82
81
80
79
78
76
75
73
71
69
67
65
62
60
56
53
49
45
40
35
29
23
16
1,1
89
89
88
88
87
87
86
86
85
85
84
84
83
82
81
80
81
80
80
80
79
78
77
75
74
72
70
68
66
64
62
59
56
52
48
44
40
34
29
22
15
1,2
88
88
87
87
86
86
85
85
84
84
83
82
81
80
79
78
79
78
78
78
77
76
75
73
72
70
68
66
63
61
58
55
52
48
44
39
34
29
22
15
1,3
87
86
86
86
85
85
84
83
83
82
81
81
80
79
78
77
78
76
77
76
75
74
72
71
69
67
65
63
60
58
55
51
48
44
39
34
29
23
16
азнс
ион
1,4
86
85
85
85
84
83
83
82
82
81
80
79
78
77
76
75
76
74
75
74
73
72
70
69
67
65
63
60
57
54
51
48
44
39
34
29
23
17
>сти
но го
1,5
85
84
84
83
83
82
82
81
80
79
79
78
77
76
74
73
74
73
73
72
72
70
68
67
65
62
60
57
54
51
48
44
40
35
30
24
18
пок
net
1,6
84
83
83
82
82
81
80
80
79
78
77
76
75
74
73
72
73
71
71
70
70
68
66
64
62
60
57
54
51
48
44
40
36
31
25
19
12
аза
IXOW
1,7
83
82
82
81
81
80
79
79
78
77
76
75
74
72
71
70
71
69
69
68
68
66
64
62
60
57
55
52
48
45
41
37
32
26
21
14
НИИ,
етр
1,8
82
81
81
80
80
79
78
77
76
75
74
73
72
71
69
68
69
67
68
66
66
64
62
60
58
55
52
49
45
42
37
33
28
22
16
°с
а
1,9
81
80
80
79
78
78
77
76
75
74
73
72
71
69
68
66
68
65
66
64
64
62
60
58
55
52
49
46
42
38
34
29
24
18
11
суз
2,0
80
79
79
78
77
77
76
75
74
73
72
70
69
68
66
64
66
63
64
62
62
60
58
56
53
50
47
43
39
35
31
25
20
14
сого
2,1
79
78
78
77
76
75
75
74
73
71
70
69
68
66
64
63
64
61
62
60
60
58
56
53
51
48
44
41
37
32
27
22
16
и с
2,2
78
77
77
76
75
74
73
72
71
70
69
68
66
65
63
61
63
60
61
58
59
56
54
51
48
45
42
38
34
29
24
18
12
моче
2,3
77
76
76
75
74
73
72
71
70
69
68
66
65
63
61
59
61
58
59
56
57
55
52
49
46
43
39
35
31
26
20
15
нног
2,4
76
75
75
74
73
72
71
70
69
68
66
65
63
61
59
58
59
56
57
54
55
53
50
47
44
40
36
32
28
23
17
И
о
2,5
75
75
74
73
72
71
70
69
68
66
65
63
62
60
58
56
58
54
56
52
53
51
48
45
42
38
34
30
25
19
14
3,0
71
70
69
68
67
65
64
63
61
60
58
65
54
52
50
47
50
45
47
43
44
41
38
34
30
26
21
16
10
3,5
66
65
64
63
61
60
58
57
55
53
Ь\
49
47
44
42
39
42
36
39
33
36
32
28
24
19
14

Состояние
воды
рике

смоченного

термометра
Вода
То же
»
>
»
»
>
»
»
»
Вода
Лед
Вода
Лед
Вода
Лед
Лед
То же
»
»
»
»
»
»
»
»
>
»
»
»
»
»
>
»
»
Примечание. Психометрическая таблица взята из «Справочника по эксплуатации холодильных складов>. М.: Госторгиздат, 1963.
После поверки психрометра приступают
к измерениям в соответствии с инструкцией
по эксплуатации.
В процессе измерений необходимо
следить за тем, чтобы батист плотно прилегал
к резервуару термометра и полностью его
перекрывал (обычно батистом обертывается
резервуар правого термометра).
Измерение относительной влажности
воздуха в помещениях с отрицательной
температурой имеет следующие особенности.
— При смачивании термометра
недопустимо попадание капель воды на
внутреннюю поверхность защитной трубки
психрометра. Чтобы избежать этого, перед
смачиванием ее отвинчивают, погружают 2—
3 раза резервуар термометра в сосуд с
дистиллированной водой и, убедившись, что
ледяная глазурь нанесена равномерным
слоем, устанавливают защитную трубку на
место. Для ускорения процесса
намораживания глазури следует включить аспиратор.
54

— После смачивания до начала
измерений психрометр должен пройти процесс
стабилизации, который в зависимости от
режимных условий камеры может длиться
1 ч и более. Окончание процесса
стабилизации определяется сходимостью разносей
температур сухого и смоченного
термометров не менее 3 раз при снятии показаний
через 3—4 мин. После каждого измерения
делают подзаводку аспиратора.
— При определении относительной
влажности проводят не менее трех
измерений. После чего с учетом поправки по
психрометрической таблице, имеющейся
в «Справочнике по эксплуатации
холодильных складов» (она приводится в статье),
находят относительную влажность.
Пользоваться таблицами Гидрометиздата для оп-
Гределения относительной влажности в
помещениях с отрицательными температурами
недопустимо.
— Начинать снимать показания надо
с сухого термометра, так как он быстрее
реагирует на присутствие наблюдателя.
— При недостаточной освещенности
камеры рекомендуется пользоваться лупой,
что значительно ускорит измерения и
повысит их точность.
С помощью аспирационного
психрометра, в котором учтена систематическая
составляющая погрешности измерения и
сведена до минимума ее случайная
составляющая, можно не только проводить
экспресс-анализ воздуха в холодильных
камерах, но и настраивать, и поверять другие
средства измерений относительной
влажности воздуха — гигрографы и гигрометры
в соответствии с их инструкциями по
эксплуатации.
Пример определения относительной влажности
воздуха в камере хранения замороженного
мяса
Исключение систематической составляющей
погрешности (оба термометра в одинаковых
условиях — с термометра снят батист):
№ 1 №2
Показания термо- —18,8 —18,6
метров, °С —18,8 —18,6
— 18,8 —18,6
Среднее значение,°С —18,8 —18,6
^Поправка, °С + (—0,2)
Измерение влажности воздуха (термометр № 2
обернут батистом и смочен):
Показания
термометров, °С
Среднее значение,
°С
Введение поправки,
°С
№ 1
— 18,8
— 18,8
— 18,8
— 18,8
№ 2
— 18,8
—18,8
—18,8
—18,8
-18,8+(—0,2) =
= — 19,0
Разность показаний сухого и смоченного
термометров равна 0,2 °С, что по
психрометрической таблице соответствует 88 % относительной
влажности.
Измерение относительной влажности
воздуха с помощью рассмотренных
приборов в производственных условиях не
всегда удобно. Кроме того, их невозможно
использовать в системах автоматизации и
дистанционного контроля. Поэтому
актуальной остается проблема разработки прибора
для измерения, относительной влажности
воздуха в процессе холодильной обработки
и хранения пищевых продуктов на базе
современных достижений гигрометрии.
Ш И ТО
ПИЩЕВОЙ
мюмышденнооп!
УДК 069.22.053
В ПРЕЗИДИУМЕ ЦП НТО
пищевой промышленности
27 марта текущего года состоялось
очередное заседание президиума
Центрального правления НТО пищевой
промышленности. Были подведены итоги работы
отраслевого научно-технического общества
за 1983 г. С отчетным докладом выступил
заместитель председателя ЦП НТО
А. Т. Марков.
Большое внимание он уделил задачам
организаций и членов НТО по ускорению
научно-технического прогресса в отраслях
пищевой промышленности, вытекающих из
решений февральского A984 г.)
Пленума ЦК КПСС и речей Генерального
секретаря ЦК КПСС товарища К. У. Черненко
на Пленуме и на встрече с избирателями
Куйбышевского района Москвы.
Подведены итоги работы семинара
«Повышение эффективности работы
предприятий парфюмерно-косметической
промышленности в области изобретательства и
рационализации». Рассмотрены выдвигаемые
на соискание премий ВС НТО работы в
области комплексной механизации и
автоматизации производства, направленные на
сокращение тяжелого ручного труда.
Обсуждены и утверждены программы
и сметы расходов на научно-техническую
конференцию, посвященную
совершенствованию организации управления
предприятиями крахмало-паточной промышленности;
научно-техническое совещание по
стандартизации в отраслях пищевой
промышленности; школу о путях повышения
эффективности подсобных сельских хозяйств
предприятий, организаций и учреждений
системы Минпищепрома СССР; заседание секции
экономики ЦП НТО на тему «Опыт
Минпищепрома УССР по совершенствованию
управления промышленными предприятиями».
55

ЮОБРЕГЕНИЯ
A1) 1084545 B1) 3530739/29-06 B2) 05.01.83
3 E1) F 24 F 3/00 E3) 697.932 G2) Э. Э. Дзел-
зитис G1) Рижский ордена Трудового Красного
Знамени политехнический институт
E4) E7) МНОГОЗОНАЛЬНАЯ ДВУХКАНАЛЬ-
НАЯ СИСТЕМА КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ
ВОЗДУХА, включающая кондиционер для
воздуха с минимальным влагосодержанием,
снабженный блоком управления, и кондиционер для
воздуха с максимальным влагосодержанием,
воздушный клапан рециркуляции с
исполнительным механизмом, датчики положения
спаренных клапанов наружного и
рециркуляционного воздуха, регуляторы температуры
и влагосо держания обслуживаемых зон,
зональные воздухонагреватели с исполнительными
механизмами клапанов на обратных
трубопроводах теплоносителя, зональные смесители с
исполнительными механизмами, подключенными к
выходам регуляторов влагосодержания,
отличающаяся тем, что, с целью повышения
экономичности работы, она снабжена устройством
выбора обслуживаемых зон и сумматором
расхода наружного воздуха, причем входы устройства
выбора соединены с выходами регуляторов
температуры обслуживаемых зон и с выходами
исполнительных механизмов клапанов на
обратных трубопроводах теплоносителя, его выход
подключен к блоку управления, вход сумматора
расхода наружного воздуха соединен с датчиками
положения клапанов наружного и
рециркуляционного воздуха, а его выход подключен к
входу исполнительного механизма воздушного
клапана рециркуляции.
A1) 1084546 B1) 3456415/24-06 B2) 30.04.82
3 E1) F 24 F 3/02 //F 28 D 15/00 E3)
662.997 G2) Ю. В. Авакян, А. В. Вартанян,
Л. А. Гагиян, Т. Н. Дабагян, Г. С. Карапетян
G1) Армянское отделение Ордена Трудового
Красного Знамени всесоюзного
научно-исследовательского проектно-конструкторского и
технологического института источников тока
E4) E7) ГЕЛИОУСТАНОВКА, содержащая
солнечный коллектор в виде по меньшей мере
одной тепловой трубы с испарительной и
конденсационной зонами, первая из которых
выполнена поглощающей солнечное излучение, а
вторая размещена в теплообменнике, снабженном
входным и выходным патрубками, отличающаяся
тем, что, с целью упрощения конструкции,
гелиоустановка снабжена дополнительным
теплообменником, сообщенным через переключатель
с входным и выходным патрубками, а
испарительная зона снабжена в нижней части
дополнительной секцией, причем последняя
размещена в дополнительном теплообменнике.
A1) 1084547 B1) 3531169/29-06 B2) 28.12.82
3 E1) F 24 F 3/06 E3) 697.34 G2) О. Я. Ко-
корин, Л. В. Петров, И. М. Шалаев, А. Т. Мелик-
Аракелян G1) Московский ордена Трудового
Красного Знамени инженерно-строительный
институт им. В. В. Куйбышева
E4) E7) СИСТЕМА
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА, содержащая контактные
аппараты приточного и удаляемого воздуха,
установленные в соответствующих каналах и
соединенные между собой циркуляционным контуром
жидкого сорбента, у которого на подающих
линиях к каждому из аппаратов размещены
поверхностные теплообменники, отличающаяся тем,
что, с целью повышения экономичности, она
снабжена воздуховодом удаляемого
технологического воздуха с установленным на нем контактным
теплообменником и регенеративным
теплообменником, причем контактный теплообменник
соединен дополнительным циркуляционным контуром
с поверхностным теплообменником,
установленным на подающей линии аппарата удаляемого
воздуха, регенеративный теплообменник каждой
своей полостью включен в одну из подающих
линий циркуляционного контура по ходу
сорбента до поверхностных теплообменников, а
поверхностный теплообменник, установленный на
подающей линии контактного аппарата удаляемого
воздуха, снабжен обводным трубопроводом и
включен в подающую линию контактного
аппарата приточного воздуха параллельно
регенеративному теплообменнику.
(И) 1084558 B1) 3296924/23-06 B2) 29.05.81
3 E1) F 25 В 11/00; F 24 F 3/00 E3) 628.84
G2) А. А. Гайдуков, В. П. Богданцев, Н. И. Пат-
лай чу к
E4) E7) СИСТЕМА
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА, содержащая подключенный к
кондиционируемому помещению циркуляционный
контур, в котором последовательно установлены
две ступени компрессора, воздухоохладитель с
конденсатосборником, турбодетандер с
межсопловым пространством и сепаратор влаги,
отличающаяся тем, что, с целью интенсификации
процесса ионизации воздуха и повышения
экономичности, она дополнительно содержит датчик
термореле, размещенный в контуре на выходе
из второй ступени компрессора, датчик ионного
состава, размещенный в кондиционируемом
помещении, два трехходовых клапана, первый из
которых электрически связан с датчиком
термореле, а второй — с датчиком ионного состава,
и дренажный трубопровод, причем сепаратор
влаги связан через первый трехходовый клапан
с входом в первую ступень компрессора и с
дренажным трубопроводом, а конденсатосборник
соединен через второй трехходовый клапан с
межсопловым пространством турбодетандера и с
линией связи сепаратора влаги с первым
трехходовым клапаном.
(И) 1083036 B1) 3547153/23-06 B2) 02.02.83
3 E1) F 25 В 15/06; F 25 В 27/00 E3)
621.575 G2) О. Б. Алоян, 3. М. Чачава,
Э. В. Кушашвили G1) Тбилисский зональный
научно-исследовательский и проектный институт ;
типового и экспериментального проектирования
жилых и общественных зданий
E4) E7) ГЕЛИОАБСОРБЦИОННАЯ
ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА, содержащая контур
циркуляции раствора, в котором установлены
генератор типа «горячий ящик», продуваемый
наружным воздухом, первая полость
двуполостного теплообменника-регенератора, абсорбер
размещенный в одном корпусе с испарителем, и
вторая полость теплообменника-регенератора,
отличающаяся тем, что, с целью снижения
габаритов генератора при использовании установки
в районах с повышенной влажностью воздуха,
внутри генератора на его обдуваемой
поверхности с заданным интервалом дополнительно
установлены непродуваемые короба, выполненные
из прозрачного материала.
56

A1) 1083037 B1) 3540272/23-06 B2) 14.01.83
3 E1) F 25 В 19/04 E3) 621.565.3 G2)
В. И. Адамовский
E4) E7) 1. СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ
ОБЪЕКТА, содержащая циркуляционный контур,
в котором установлены компенсационная емкость
с дополнительным резервуаром, снабженные
датчиками плотности теплоносителя, насос,
фильтр, теплообменник и объект охлаждения,
и последовательно соединенные
электронагреватель с сепаратором, первый из которых
подключен к контуру после насоса, а второй —
после объекта охлаждения, отличающаяся тем,
что, с целью повышения эксплуатационной
надежности и экономичности путем снижения
расхода теплоносителя, теплообменник включен в
контур между сепаратором и компенсационной
емкостью, в которой установлен второй
теплообменник, снабженный эластичным
компенсатором и подключенный на входе к контуру после
^бъекта охлаждения и к нижней части сепара-
Jyropa, а на выходе к дополнительному резер-
* вуару, снабженному диафрагмой, образующей в
его верхней части герметичную полость,
заполненную инертным газом.
2. Система по п. 1, отличающаяся тем, что
компенсационная емкость заполнена водой, а
дополнительный резервуар — смесью, содержащей
34 мае. % воды и 66 мае. % этиленгликоля.
A1) 1083038 B1э 3529432/28-13 B2) 24.12.82
3 E1) F 25 С 1/12 E3) 664.8.037 G2) О. А.
Баранов, Л. И. Бережная, М. М. Марук, И. Д.
Поляков G1) Всесоюзный
научно-исследовательский проектно-конструкторский институт
прикладной биохимии
E4) E7) 1. УСТРОЙСТВО ДЛЯ
ЗАМОРАЖИВАНИЯ ЖИДКИХ И ВЯЗКИХ
ПРОДУКТОВ, включающее снабженный морозильным
устройством кристаллизатор и сообщенную с его
полостью смесительную камеру, отличающееся
тем, что, с целью повышения качества
замороженного продукта путем предотвращения
деформации и разрушения его клеток,
кристаллизатор выполнен прямоугольной формы с щеле-
видной полостью и установлен с возможностью
возвратно-поступательного перемещения в
вертикальной плоскости, при этом смесительная
камера размещена под кристаллизатором и
сообщена с его полостью посредством эластичного
элемента, а на входе в смесительную камеру
и полость кристаллизатора установлены обратные
клапаны.
2. Устройство по п. 1, отличающееся тем,
что щелевидная полость кристаллизатора
выполнена с увеличивающимся снизу вверх
поперечным сечением.
тш 3. Устройство по п. 1, отличающееся тем, что
^стенки полости кристаллизатора имеют
антиадгезионное покрытие.
4. Устройство по п. 1, отличающееся тем, что
в верхней части полости кристаллизатора по ее
периметру установлена уплотнительная манжета.
A1) 1079968 B1) 2914003/25-06 B2) 23.04.80
3E1) F 25 В 1/00 E3) 621.56 G2) В. П.
Латышев G1) Всесоюзный научно-исследовательский
институт холодильной промышленности
E4) E7) 1. ХОЛОДИЛЬНАЯ МАШИНА,
содержащая замкнутый контур для хладагента,
в который последовательно включены компрессор
с системой охлаждения, форконденсатор,
маслоотделитель, конденсатор, паровой и жидкостной
переохладители, дроссельный вентиль и
испаритель, выход из которого через охлаждающую
полость парового переохладителя подключен к
всасывающей стороне компрессора, а также
автономный дроссельный вентиль, отличающаяся
тем, что, с целью повышения энергетической
эффективности путем использования для
дополнительной выработки холода хладагента,
растворенного в масле, машина дополнительно
содержит масляную магистраль, в которую
последовательно включены маслоотделитель,
маслоохладитель и охлаждающая полость парового
переохладителя, а также дополнительно введенные
после маслоохладителя обратный клапан, фильтр
и отделитель жидкости, включенный между
охлаждающей полостью парового переохладителя
и системой охлаждения компрессора,
выполненной в виде маслораспределителя, причем
параллельно маслоохладителю и обратному клапану
масляная магистраль имеет байпасную линию
со своими масляным насосом и фильтром, а
отделитель жидкости связан с маслораспределлтелем
через насос, а по пару подключен к всасывающей
стороне компрессора.
2. Машина по п. 1, отличающаяся тем, что
в контуре для хладагента между
маслоотделителем и конденсатором, а также перед
компрессором установлены дополнительные обратные
клапаны.
A1) 1079972 B1) 3501777/23-06 B2) 20.10.82
3E1) F25 В 9/02 E3) 21.575 G2) А. М. Архаров,
В. П. Беляков, В. Л. Бондаренко, Ю. Я. Борисов,
Б. И. Волынский, И. А. Гольман, В. К. Орлов,
А. И. Туманов, В. П. Юшин, Н. В. Филин
E4) E7) 1. УСТРОЙСТВО ДЛЯ
ПОЛУЧЕНИЯ ХОЛОДА, содержащее камеру с
выпускными окнами для расширенного газа и
преобразователи, один из которых
газоструино-механического типа подключен к трубопроводу сжатого
газа, а другой выполнен акустико-теплового типа
и имеет контакт с внешней средой, отличающееся
тем, что, с целью повышения экономичности,
камера выполнена в виде сферы, газоструйно-
механический преобразователь размещен в ее
центре, а акустико-тепловой преобразователь
закреплен на ее внутренней поверхности.
2. Устройство по п. 1, отличающееся тем,
что камера выполнена из теплопроводного
материала.
A1) 1079974 B1) 3521237/23-06 B2) 16.12.82
3E1) F 25 В 11/00 E3) 621.575 G2) А. П.
Старостин, М. М. Разумов, К. К. Соколов G1)
Специальное конструкторское бюро по созданию
воздушных и газовых турбохолодильных машин
E4) E7) 1. ВОЗДУШНАЯ ТУРБОХОЛО-
ДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА, содержащая
последовательно соединенные вентилятор, регенератор,
холодильную камеру, турбодетандер, второй
регенератор и компрессор, размещенный на одном
валу с турбодетандером, отличающаяся тем, что,
с целью расширения диапазона регулирования
холодопроизводительности, установка
дополнительно содержит второй турбодетандер,
размещенный на одном валу с вентилятором и
включенный между первым регенератором и
холодильной камерой, после которой дополнительно
установлены теплообменник и вторая холодильная
камера.
2. Установка по п. 1, отличающаяся тем, что
первая холодильная камера соединена с вторым
регенератором посредством байпасной линии.
57

В МЕЖДУНАРОАРЮМ
ИНСТИТУТЕ
ХОЛОДА
УДК 621.565.92@48.8)
ИЗ ДОКЛАДОВ КОМИССИИ D1
НА XVI МЕЖДУНАРОДНОМ
КОНГРЕССЕ ПО ХОЛОДУ
На комиссию D1 (холодильное хранение)
XVI Международного конгресса по холоду
от 23 стран было представлено 54 доклада, в том
числе от Франции — 13, Турции — 5,
Голландии — 4, стран социалистического
содружества — 15 (от СССР и ПНР — по 3 доклада).
Доклады посвящены различным проблемам
техники и технологии холодильного хранения.
Темы докладов: конструкции зданий
современных промышленных холодильников, их
теплоизоляция и оборудование; скороморозильные
аппараты для замораживания продуктов;
мероприятия по снижению потерь продуктов при
холодильной обработке и хранении; экономия
электроэнергии при эксплуатации холодильников;
использование тепла конденсации холодильных
установок; механизация погрузочно-разгрузочных
и транспортно-складских работ на
холодильниках; автоматизация холодильных установок;
строительство холодильников в развивающихся
странах и др.
Ниже приводится краткое содержание
некоторых докладов.
Л. Симон (ФРГ) доложил о строящемся в
ФРГ одноэтажном однокамерном холодильнике.
Длина однопролетного здания 70 м, ширина
30 м, высота 12 м. Температура в камере
—30 °С. Каркас здания — из сборного
железобетона с преднапряженными колоннами и
балками. Система пожаротушения углекислотная
(запас С02 — 60 т).
Отличительная особенность холодильника —
экономный расход электроэнергии при его
эксплуатации. Это достигается усилением
теплоизоляции ограждений — теплоприток не более
6,9 Вт/см2 [6 ккал/(ч* м2)], подачей поддонов
с платформ в камеру холодильника (и наоборот)
реверсивными цепными конвейерами через люки
в стенах и работой электропогрузчиков только
внутри холодильника, что резко снижает потери
холода от открывания дверей; применением
передвижных этажерочных стеллажей для укладки
продуктов, в результате чего увеличился до 88 %
коэффициент использования объема и
уменьшилась на 50 % длина здания; обогревом грунта
трубной системой с циркуляцией жидкости,
подогреваемой теплом конденсации аммиака.
С докладом о строительстве холодильников
в Швейцарии выступил А. Уондер. Он сообщил,
что при возведении зданий одно- и
многоэтажных холодильников применяют сборные
железобетонные конструкции. Наружные стены
монтируют из обетоненных с обеих сторон тепло-
пароизоляционных панелей «сэндвич».
Теплоизоляцию к бетону не приклеивают, учитывая их
различное линейное расширение. Однопролетные
одноэтажные здания холодильников решают в
двух вариантах: высота 8,5 м, ширина 25 м, стены
58
из горизонтальных панелей; высота 14 м,
ширина 35 м, стены из вертикальных панелей.
Панели плотно стыкуют и крепят к пристенным
колоннам. На них укладывают балки, а сверху —
настил покрытия и затем теплоизоляцию. Стены
многоэтажных холодильников возводят из
вертикальных панелей, высота которых соответствует
высоте этажей. Лифты наружные.
Температурный режим камер от —30 до +15 °С. Степень
огнестойкости сборных конструкций 90 мин.
Докладчик отметил следующие преимущества
проектных решений холодильников:
хорошая защита теплоизоляции панелей с
двух сторон бетоном;
крепление трубопроводов, воздушных каналов
и холодильного оборудования к закладным
элементам бетонных панелей «сэндвич» без
нарушения тепло- и пароизоляции;
экономия в рабочей силе благодаря
использованию крупноразмерных панелей «сэндвич»;
экономия электроэнергии, достигаемая акку»^*
муляцией холода в бетонной облицовке панелейЩ
Эксплуатация таких сборных холодильников
подтвердила возможность охлаждения их только
в ночное время при пониженном тарифе на
электроэнергию. При этом исключается
неблагоприятное воздействие на людей воздушного
охлаждения в камерах с температурой —30 °С.
Ж. Гроле (Франция) привел в докладе
данные Министерства сельского хозяйства о
строительстве в стране холодильников: на 1 января
1982 г. емкость распределительных
холодильников составляла 3,4 млн. м3,
производственных — 3,86, фруктовых — 4,97, в том числе с
регулируемой газовой средой (РГС) — 2,2 млн. м3.
Емкость распределительных холодильников
ежегодно возрастала в среднем на 5,5 %,
производственных — на 11,15%. При этом изменилась
структура емкостей в связи с увеличением
объема хранения замороженных и
быстрозамороженных продуктов (соответственно до 88 и
43 %), производство которых в стране заметно
развивается на базе камерных и туннельных
морозильных устройств. Емкость фруктовых
холодильников за последние десять лет возросла
на 40 %, камер с РГС — в 3 раза. Средний
по стране коэффициент загрузки холодильников
охлажденными продуктами 0,5, морожеными —
до 0,71.
Основные направления развития холодильного
хозяйства Франции: строительство
холодильников в стратегических пунктах холодильной
цепи, устройство крупных специализированных
камер хранения, увеличение средней емкости
холодильников.
Доклад Шу Зугена, Гуо Юксиня и Ван
Женсуна посвящен строительству холодил ьни-,
ков в КНР. В 1949 г. (год основания КНЕ^
емкость холодильников в стране была okojJP
30 тыс. т. К концу 1981 г. емкость
распределительных холодильников составляла 75 % всей
емкости в стране, или 1,68 млн. т, в том числе
1,3 млн. т для мороженых (мясо, птица) и
0,38 млн. т для охлажденных грузов (яйцо,
фрукты, овощи).
Холодильники емкостью до 3000 т
одноэтажные с высотой камер 5—6 м, более крупные —
многоэтажные с монолитными железобетонными
конструкциями под полезную нагрузку 2 т/м2,
с высотой этажей 4,2—4,8 м. Для изоляции
наружных стен и покрытий применяют
преимущественно рисовую шелуху [теплопроводность
0,15 Вт/(м« К)], для перекрытий — пробку.
Грунт под холодильниками обогревают
воздушными каналами или трубной системой с цирку-

ляцией масла. При благоприятных условиях
строят подземные холодильники или устраивают их в
скальных пещерах.
На холодильниках емкостью более 500 т
применяют аммиачные насосные системы
охлаждения. Камеры хранения неупакованного мяса
оборудуют гладкотрубными потолочными и
пристенными батареями, камеры хранения
охлажденных продуктов — воздухоохладителями с од-
ноканальным распределением воздуха,
туннельные камеры охлаждения или замораживания
мяса на подвесных путях — постаментными или
подвесными воздухоохладителями.
Мороженое мясо укладывают в штабель в
основном вручную, используя для его подъема
электропогрузчики или наклонные конвейеры,
упакованные продукты штабелируют на
поддонах с помощью электропогрузчиков.
В КНР выпускают поршневые компрессоры
производительностью до 512 кВт, винтовые — от
^40 до 580 кВт, аммиачные насосы. С середи-
ры 70-х годов начато производство приборов
гдля автоматизации холодильных установок.
В докладе отмечено, что хладообеспеченность
страны еще недостаточна и в холодильной
технике и технологии имеется отставание от
развитых стран, у которых специалисты КНР
хотят учиться, а также сотрудничать с ними.
А. Жорж и Р. Тодьер (Франция) сообщили
о проводимых во Франции с 1980 г.
разработках и испытаниях электропогрузчиков с
обогреваемыми кабинами водителей.
Электропогрузчики предназначены для работы в
холодильных камерах с температурой —25-=—30 °С.
Температура внутри кабины поддерживается на
уровне 7—8 °С. Расход энергии на обогрев
кабины 8—10 кВт* ч за восьмичасовой рабочий
день. Столько же энергии расходуется на
обогрев стекол кабины, чтобы предотвратить их
обмерзание.
Испытания показали, что для
совершенствования кабины с обогревом необходимо: лучше
уплотнить ее ограждения при двойном и даже
тройном остеклении, иметь вентиляцию и
радиосвязь водителя с диспетчером, снизить расход
электроэнергии на обогрев; обеспечить более
удобный доступ к аккумуляторам и упростить
их замену.
Ж. Делоне, Г. Пирсон и А. Гуалар
(Франция) представили доклад по проблеме
использования тепла конденсации холодильных установок
на молочных фермах. Молоко на фермах
охлаждают установками с непосредственным
кипением хладагента R22. В них используют
теплообменники погружного типа для подогрева воды.
Авторы испытывали три типа установок: с баком
для подогрева воды и регулированием работы
нтиляторов конденсатора прессостатом высо-
го давления; то же, но без регулирования;
с баком-аккумулятором горячей воды, которая
подается из бака для подогрева (температура
воды в нем регулируется термостатом).
Емкость ванн для охлаждения молока от 1100 до
6000 л, баков для подогрева воды — от 100
до 600 л. Средняя температура нагнетания от
75 до 90 °С, при аккумуляции тепла — до
110 °С. Средняя температура конденсации от 36
до 52 °С, при аккумуляции тепла — до 56 °С.
В градации установок, выпускаемых
французскими фирмами, некоторые установки
обеспечивают максимальное использование тепла до
89 % (при температуре подогретой воды 47 °С)
или максимальную температуру воды 64 °С (при
использовании 28 % тепла). В докладе
приведены данные по методике испытаний, режимам
работы установок, экономии в расходе энергии.
П. Перен (Канада) сообщил о результатах
хранения овощей при высокой относительной
влажности воздуха в трех камерах (объемом по
40 м3) с разными системами охлаждения.
Камера № 1 была оборудована мокрым
воздухоохладителем форсуночного типа, камера № 2 —
теплозащитной рубашкой для стен, пола и
потолка с циркуляцией охлажденного воздуха в
продухах, камера № 3 — сухим
воздухоохладителем, рассчитанным на малый перепад
температур, и центробежным увлажнителем,
распылявшим воду. В опытных камерах поддерживали
температуру в пределах 0—1 °С и влажность
97 % и выше. В камере № 2 периодически
смачивали водой пол, чтобы он был во
влажном состоянии. В камере № 3
воздухоохладитель оттаивали через каждые 6 ч.
В камерах в открытых контейнерах хранили
по шесть видов овощей (пастернак, морковь,
свекла, капуста, брюква двух видов). Через
каждые 4 недели в течение 24 недель овощи
взвешивали и проверяли их качество.
Установлено, что для моркови и свеклы лучшими были
условия в камере № 1 (выход годной для
реализации массы корнеплодов 75 %); для капусты —
в камере № 3 (усушка 0,3%, выход 68%);
для пастернака — в камере № 2 (усушка
2,5 %, выход 68 %); для брюквы — в камерах
№ 2 и 3 (выход 100 % при усушке 2 % в камере
№ 2 и привесе 6 % в камере № 3).
Наиболее дорогой способ хранения — в
камере с теплозащитной рубашкой, самый
дешевый — в камере с сухим воздухоохладителем
и центробежным увлажнителем. Поскольку
лучший способ хранения овощей может оказаться
дорогостоящим в эксплуатации, докладчик
рекомендует изыскать оптимальную технику
хранения, выгодную производителям и потребителям.
Б. Урбан (ЧССР) доложил о результатах
экспериментального хранения картофеля в
контейнерах при двух режимах: в охлаждаемой
камере с регулируемыми температурой и
влажностью воздуха и при активной вентиляции
наружным воздухом. Для проведения работы был
построен экспериментальный холодильник
емкостью 2100 т (высотой 7,2 м), в котором одна
треть оборудована первой системой, а две
трети — второй. Подача воздуха предусмотрена
через каналы переменного сечения в полу
холодильника, отсасывание — сверху над
штабелем.
В процессе испытаний, длившихся с октября
по март, автоматически поддерживались
температура 4—6 °С, относительная влажность 90—
95 %, подача циркулирующего воздуха 25 м3/ч
на 1 м3 картофеля.
При холодильном хранении картофеля в
условиях регулирования температуры и влажности
воздуха потери массы от усушки и дыхания
составили 5—6 %, а в условиях активной
вентиляции — 8,7 %. В первом случае лучше также
сохранилось качество картофеля, что особенно
важно при закладке семенного материала.
Снижение потерь массы картофеля на 3 % окупает
в течение 5—7 лет дополнительные затраты
на устройство системы охлаждения.
3. Клос (ПНР) доложил о передвижном
комплексе для охлаждения и кратковременного
хранения свежесобранных ягод, разработанном
научно-исследовательским и проектным
институтом промышленных зданий в Варшаве.
Комплекс состоит из туннеля для охлаждения ягод
и нескольких контейнеров для их хранения.
Производительность туннеля 870 кг/ч. Ягоды (мали-
59

на, земляника, голубика и др.) охлаждаются
слоем 30—40 мм на конвейере шириной 1350 мм
в течение 0,2—0,4 ч при температуре воздуха —5 °С,
поддерживаемой фреоновой (R12)
установкой C5 тыс. Вт/ч при /о= —12 °С, tK=40°C).
Контейнеры для хранения при 2—4° С,
вмещающие около 12 т ягод, обслуживает другая
фреоновая установка F,4 тыс. Вт/ч при U—
= —10 °С, tK=40°C). Ограждения комплекса
выполнены из панелей «сэндвич» с
теплоизоляцией из пенополиуретана, собираемых на метал-
локаркасе. Комплекс работает от сети или дизель-
генератора. Потребляемая мощность 30—60 кВт.
В холодильной цепи от места выращивания
ягод до торгового предприятия новый комплекс
является первым звеном, обеспечивающим
сохранение хорошего качества продукции вплоть до
ее реализации.
А. Ионов и С. Мекеницкий (СССР) привели
в своем докладе технические характеристики
роторных морозильных аппаратов MAP
(производительностью 10 т/сут), АРСА и УРМА (по
15 т/сут) для замораживания блоков рыбы,
мясных продуктов и творога. Эти аппараты можно
использовать в передвижных установках для
замораживания птицы, фруктов, ягод. Разработан
метод двухступенчатого замораживания с под-
прессовкой блоков, не требующий их упаковки
и оттаивания аппарата. Испытаниями и
эксплуатацией на судах и береговых предприятиях
выявлены следующие преимущества указанных
аппаратов перед воздушными: сокращение
продолжительности замораживания; непрерывность
процесса; возможность включения аппарата в
технологические линии; снижение расхода холода
примерно на 30 % благодаря исключению
оттаивания; высокая степень механизации и
автоматизации и экономия в рабочей силе; гарантия
массы готового продукта; высокая заводская
готовность аппаратов; компактность продукции,
что создает удобство для ее транспортировки
и хранения и увеличивает на 10—12 % загрузку
емкостей во всех звеньях холодильной цепи.
Д. Грэхем и А. Рожер (Великобритания)
привлекли внимание к целесообразности укрытия
блоков мороженой рыбы, уложенных на
поддоны, чехлами из полиэтиленовой пленки. Масса
блоков, замороженных в вертикально-плиточных
аппаратах, от 20 до 45 кг, толщина 100 мм.
На поддон загружают 1 т рыбы,
предназначенной для переработки, и хранят ее в камере
при —30 °С, из которой равномерно выдают
в технологический цех. В связи с этим
нерационально упаковывать рыбу, чтобы предохранить
ее от усушки и ухудшения качества. Для этой
цели выгоднее укрыть пленкой каждый грузовой
пакет на поддоне.
В течение 28 дней проведены
сравнительные испытания двух способов хранения: без
укрытия и с укрытием чехлами, изготовленными из
пленки (полиэтилен низкой плотности)
толщиной 62,5 мкм. Установлено, что потери массы
укрытой рыбы за период хранения составили
6 кг на 1 т, что в 7 раз меньше потерь массы
неукрытой рыбы. Такой выигрыш в сохранении
массы вполне окупает затраты на чехлы из
пленки. Кроме того, улучшается товарный вид рыбы,
защищенной от повреждений и загрязнения.
Авторы рекомендуют широкое внедрение укрытия
блоков рыбы на поддонах при хранении в
холодильниках.
С. Балинт, С. Василеску, Л. Николеску,
М. Молдовену и Л. Бадиу (СРР) представили
доклад о проведенном ими
технико-эргономическом и экономическом исследовании в области
централизованного производства готовых блюд,
реализуемых на предприятиях, в учреждениях
и учебных заведениях. Цель исследования —
снижение расхода электроэнергии при
производстве готовых блюд без ухудшения качества и
удорожания продукции.
На основании проведенной работы
предложена смешанная система производства: первая
смена выпускает продукцию в горячем виде для
быстрой доставки ее в школы и на предприятия,
расположенные в радиусе до 5 км от завода
готовых блюд; вторая смена готовит
быстрозамороженную продукцию для более удаленных
учебных заведений (университеты и др.),
предприятий общественного питания и торговли.
Предложенная система по сравнению с производством
на заводе только быстрозамороженных готовых
блюд позволяет снизить расход электроэнергии
на 14 %.
При улучшении энергетической ситуации
можно будет вернуться к 100 %-ному выпуску быстрое
замороженной продукции. М
Содержание представленных на заседаниях
комиссии D\ докладов свидетельствует о том, что
в западных странах продолжают уделять
большое внимание снижению расхода электроэнергии
при эксплуатации промышленных холодильников.
С этой целью усиливают теплоизоляцию их
ограждений, используют тепло конденсации
аммиака для обогрева грунта под холодильниками,
применяют передвижные этажерочные стеллажы
для складирования продуктов, что позволяет
существенно уменьшить размеры зданий
холодильников и т. д. На холодильниках
Западной Европы растет объем хранения
замороженных продуктов, производство которых заметно
увеличивается. На фруктовых холодильниках
значительно возросла емкость камер хранения с
регулируемой газовой средой.
За последние годы расширяется
использование в ряде стран для строительства одно- и
многоэтажных холодильников сборных железобетонных
конструкций, включая обетоненные панели (типа
«сэндвич») для стен, отличающихся большей
теплоустойчивостью, чем металлические панели
типа «сэндвич».
Проводятся исследовательские работы по
снижению потерь массы замороженных
продуктов, овощей и картофеля при хранении.
Расширяются производство и реализация готовых блюд.
Материал подготовил И. М. ГИНДЛИН
ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1) 1079976 B1) 3457198/23-06 B2) 21.06.8?'
3E1) F 25 В 43/02 E3) 621.57 G2) А. Д. ЧумаЦ
ченко G1) Новополоцкий политехнический
институт им. Ленинского комсомола
E4) E7) ВОЗДУХООТДЕЛИТЕЛЬ,
содержащий корпус, в котором расположена труба
с теплообменником внутри, соединенным с
полостью корпуса посредством дроссельной трубки,
отличающийся тем, что, с целью интенсификации
процесса воздухоотделения, в трубе
дополнительно размещена свернутая в спираль вставка
с пазами между витками, а теплообменник
выполнен в виде змеевика переменного сечения, при
этом дроссельная трубка введена внутрь корпуса
и снабжена на этом участке оросителями,
размещенными над дроссельной трубкой, а в месте
соединения с полостью корпуса — эжектором,
подключенным к трубе.
60

справочный
ОТДЕЛ
УДК 621.512.041
ПОРШНЕВЫЕ БЕССАЛЬНИКОВЫЕ
КОМПРЕССОРЫ 1ПБ7 И 1ПБ10
М. А. МАЛАХОВА, Р. П. ФЕДЮНИНА
Компрессоры 1ПБ7 и 1ПБ10 — холодильные
первой A) модификации поршневые (П)
бессальниковые (Б) одноступенчатые непрямоточные
блок-картерные номинальной холодопроизводи-
ЗЁКльностью 8 кВт G000 ккал/ч) и 12 кВт
^^10000 ккал/ч) разработаны ВНИИхолодмашем
совместно с ПО «Мелитопольхолодмаш».
Компрессоры предназначены для замены
серийно выпускаемых ПО «Мелитопольхолодмаш»
бессальниковых компрессоров 2ФВБС4
и 2ФВБС6 и максимально унифицированы с ними.
Основные конструктивные параметры,
габаритные и присоединительные размеры сохранены
прежними.
Особенностью компрессоров 1ПБ7 и 1ПБ10
является новая конструкция газового тракта,
позволяющая улучшить теплотехнические
показатели компрессоров.
Техническая характеристика компрессоров
приведена в табл. 1.
Таблица 1
Холод
©производительность,
кВт (ккал/ч),
при
температурах кипения
*0= —15°С,
конденсации *к=
= 30 °С,
всасывания /вс=
= 20 °С,
жидкости перед
дроссельным
устройством гд=
=30 °С
^Потребляемая
Дющность, кВт
Частота
вращения
(синхронная),
с-1 (об/мин)
Диаметр
цилиндра, мм
Ход поршня, мм
Число
цилиндров
Количество
заправляемого
масла, кг
Масса (сухая),
кг
Типоразмер компрессора
1ПБ7
8,02 F900)
3,2
16,67A000)
1ПБ10
11,98A0300)
4,8
25A500)
67,5
50
2
2,5
! 130
Хладагент
R22
R12
R142
Таблица 2
Температура, °С
кипения
От 5 до —40
От 10 до —30
От 20 до —5
конденсации
До 42
До 64
До 85
в0) кВт(ккал/ч)
26,74B3000)
25,58B2000)
24,42B1000)
2Зг 25B0000%
22,09(f9OOO)\
20,93A8000)
19,77A7000)
18,61A6000)
17,45A5000%
16,28 A4000)[
15,12A3000%
13,96A2000)
12,79A1000)
11,63A0000%
10,47C000)
9,31(8000)
8,14 G000)
6,98F000)
5,В2E000)\
4,65D000)
3,49C000)у-*
2,33 B000)у-А
-40 -35 -J0-25 -20 -15 -10 -5 О t0,°C
а
N3/l,KBm\
G,0
$f
5,0
4,5
4,0
3,5
3,0
2,5
2,0
1,5
*
г
у
J
/'
J
&
м
Ъ
>*"'*'
•Ч
п
/4
'й
J0
' 30
/
^/\
/1
/и
/1
-30 -25-20-15 -10 -5 0 5 t0,T
<5
Рис. I. Зависимость холодопроизводительности
Qo (а) и потребляемой мощности N3Jl (б) от
температур кипения *о и конденсации tK при работе
компрессора на RI2:
—- 1ПБЮ-1-2; 1ПБ7-1-2
61

0о,кВт(ккал/ч)
18,61Ш00)
17,45A5000%
16,28A4000)\
15,12&3000)
15,96 A2000)\
12,7S A1000)
11,63(l0000)\
10,47 C000) \
3,31(8000)
8,14G000)
6,88F000)
5,82E000)
4,65D000)
3,49E000)
2,52B000)\
/, 16 (WOO)
On, кВт (нмал/ч)
12,73AЮ00)\
4,5 ~
-30 -25 -20 -15 -10 -5 0 5t0,°C
a
4,0
3,5
3,0
2,5
2,0
1,5_
\^r
I»'
40
jm
*>*
^
^JgJ
r6j
' §S-\
10
20 t0,°С
Рис. 2. Зависимость холодопроизводительности
Qo (а) и потребляемой мощности N3Jl (б) от
температур кипения tQ и конденсации tK при работе
компрессора на R22 (обозначения см. на рис. I)
Рис. 4. Габаритные и присоединительные размеры
компрессоров 1ПБ7 и 1ПБ10:
/ — место подсоединения проводов к электродвигателю;
2 — заземление; 3 — место подсоединения проводов термореле
(тепловая защита электродвигателя); 4 — тройник для
подсоединения реле давления и мановакууметра, Dy3 (давление
всасывания); 5 — штуцер для подсоединения реле давления,
?)уЗ (давление нагнетания); 6 — штуцер для подсоединения
манометра, Dy3 (давление нагнетания); 7 — фланец
всасывающего трубопровода, Dy25r, 8 — фланец нагнетательного
трубопровода, ?>у25; 9 — место слива масла
Мэл, кВт
6,0
5,0
4,0
3,0
2,0
г
V
V
У
у
L^
**
*>
^
:^1
^^
М
^
3^-
А
.^_i
й.
"I
t
-40 -35 -30 -25 -20 -15 40 -5 0t0,°6
5
Рис. 3. Зависимость холодопроизводительности
Qo (а) и потребляемой мощности N3Jl (б) от
температур кипения U и конденсации tK при работе
компрессора на R142 (обозначения см. на рис. 1)

Компрессоры 1ПБ7 и 1ПБ10 могут работать
на различных хладагентах и маслах, при этом
Значения холодопроизводительности и
потребляемой мощности при /вс=20 °С и Мпереохл—
=0 °С и работе компрессоров на различных
хладагентах приведены на рис. 1—3.
Для автоматизации работы компрессоров
предусмотрены подсоединения приборов контроля
они имеют одинаковые габаритные и
присоединительные размеры, отличаются только частотой
вращения.
Температурный диапазон работы
компрессоров приведен в табл. 2.
Отношение давлений нагнетания и
всасывания не должно превышать 9, а их разность
1,4 МПа A4 кгс/см2).
ФЧЕФЕМТЫ
УДК 621.56/57.004.12
Методика оценки уровня качества холодильного
оборудования. ТАЛАНОВ А. В., БЫКОВ А. В.,
КУБЛАНОВ В. Я. «Холодильная техника», 1984,
№ 7.
Разработана новая методика оценки технического
уровня и качества холодильного оборудования.
8 статье рассматриваются методы определения
оригинальных показателей качества (уровень
автоматизации, степень заводской готовности),
правила выбора базового образца, методы
установления коэффициентов весомости единичных и
комплексных показателей качества для получения
единого критерия технического уровня и качества
оборудования — обобщенного показателя
качества.
Таблиц 4. Список литературы — 7 названий.
УДК 621.575.013:536.7
Оценка термодинамической эффективности
действительных циклов абсорбционной бромистолитие-
вой холодильной машины. ТИМОФЕЕВ-
СКИЙ Л. С, ДЗИНО А. А., РОЖКО В. Ф.,
ВОЛЬНЫХ Ю. А. «Холодильная техника», 1984,
№ 7.
На основании результатов термодинамического
анализа ряда циклов абсорбционной бромисто-
литиевой холодильной машины установлено, что
при одинаковых значениях температур внешних
источников наибольший тепловой коэффициент
|]ь.эксергетический КПД имеет машина,
осуществляющая цикл со ступенчатыми процессами в
блоках абсорбера-испарителя и
генератора-конденсатора. На основании анализа потерь эксергии
в основных аппаратах машины определены пути
ее совершенствования.
Таблица 1. Иллюстраций 3. Список литературы —
9 названий.
УДК 621.564.001.573
Математическая модель для расчета
капиллярных трубок. ЕЛАГИН М. Ю. «Холодильная
техника», 1984, № 7.
Предлагается сравнительно простая
математическая модель течения хладагента в капиллярной
трубке, полученная методом регрессионного
анализа имеющихся статистических данных.
Список литературы — 5 названий.
и автоматической защиты, в частности,
встроенной тепловой защиты электродвигателя.
Компрессоры предназначены для работы в
составе автоматизированных стационарных и
транспортных холодильных установок и
кондиционеров.
Габаритные и присоединительные размеры
компрессоров даны на рис. 4. Компрессоры 1ПБ7
и 1ПБ10 прошли междуведомственные испытания
и рекомендованы к серийному производству.
В 1984 г. ПО «Мелитопольхолодмаш»
выпустит первую промышленную партию этих
компрессоров.
Годовой экономический эффект от внедрения
новых компрессоров составит 327 руб. на каждый
компрессор.
УДК [621.565.044:621.565.25].001.5
Экспериментальное исследование фреоновых
воздушных конденсаторов из прокатно-сварных
панелей. НИКУЛЫ11ИН Р. К., ПЕТРИМАН Е. Ф.,
ВАСЬКО В. Б., КОРЯГИН Н. И.,
КУРАКИН А. К. «Холодильная техника», 1984, № 7.
Приведены результаты экспериментальных
исследований теплообмена и гидродинамики в каналах
диффузорно-конфузорного профиля воздушных
конденсаторов. Определено влияние
конструктивных параметров конденсаторов на теплообмен
и гидравлическое сопротивление. Испытания
опытного образца воздушного конденсатора из
прокатно-сварных панелей в составе холодильного
агрегата ВСэ 800 показало, что коэффициент
теплопередачи у него в 1,6—1,7 раза выше, чем
у серийного.
Таблиц 3. Иллюстраций 7. Список литературы —
10 названий.
УДК 621.575.013:536.7
Характеристики двухступенчатой абсорбционно-
резорбционной водоаммиачной холодильной
машины. ДАНИЛОВ В. Р., ОРЕХОВ И. И., ТИМО-
ФЕЕВСКИЙ Л. С, ИЛЬИН А. Я.
«Холодильная техника», 1984, № 7.
Для двухступенчатой абсорбционно-резорбцион-
ной водоаммиачной холодильной машины
приведены экспериментально полученные при
различных режимах работы термодинамические
характеристики, тепловые коэффициенты и расходные
показатели. Описан экспериментальный стенд,
методика измерения и обработки
экспериментальных данных. На основе опытных исследований
выведена зависимость коэффициента теплоотдачи
от удельного теплового потока, плотности
орошения, давления в системе и концентрации для
условий дегазации водоаммиачного раствора
при низких давлениях и температурах.
Иллюстраций 5. Список литературы — 5 названий.
УДК 621.565.044
Новая модель воздушного конденсатора. ЕВСЮ-
КОВ В. М. «Холодильная техника», 1984, № 7.
Курским комбинатом по торговой технике треста
«Росторгмонтаж» и Московским
специализированным комбинатом холодильного оборудования
разработан воздушный конденсатор,
предназначенный для применения на крупных предприятиях
розничной торговли и общественного питания.
Конденсатор может быть использован как в
качестве основного аппарата, так и
вспомогательного — форконденсатора, устанавливаемого
перед конденсатором с водяным охлаждением.
Иллюстраций 2.
63

УДК 621.564.37/.38.012.1:536.24.001.24
Обобщенная зависимость для расчета
теплоотдачи при кипении на трубках хладагента с маслом.
АНИКИН А. И., ДАНИЛОВА Г. Н., МИР-
МОВ Н. И. «Холодильная техника», 1984, № 7.
Проанализирован процесс формирования
диффузионного слоя при кипении бинарных смесей.
В качестве параметров, характеризующих
особенности теплообмена при кипении смесей, приняты
изменение концентрации смеси Ас и
соответствующее ему изменение температуры насыщения ДТН
в пределах диффузионного слоя. Предложена
полуэмпирическая формула для расчета
теплоотдачи при кипении на трубках смесей хладагентов
с маслами. Расчетное соотношение обобщает
экспериментальные данные с точностью ±20 %.
Таблица 1. Иллюстраций 2. Список литературы —
11 названий.
УДК [631.576.2:634.11].056
Влияние температурных режимов хранения на
лежкоспособность яблок сорта Джонатан.
БЫКОВА Т. Д., ТОРОПОВА В. А.,
ЕЛИЗАРОВА М. Н. «Холодильная техника», 1984, № 7.
В холодильных камерах Ленинградской
районной плодоовощной конторы г. Москвы и
ВНИКТИхолодпрома проведено
экспериментальное хранение яблок сорта Джонатан в целях
определения температурного режима,
способствующего снижению потерь плодов от
заболеваний. Изучено влияние на их лежкоспособность
температурных режимов хранения 3±0,5 °С,
0±0,5 °С и — 1 ±0,5 °С. Результаты исследований
показали значительные преимущества хранения
яблок сорта Джонатан при температуре 3±0,5 °С.
Таблиц 3. Иллюстрация 1. Список литературы
6 названий.
УДК 663.674
О способах выражения содержания воздуха в
мороженом. ОЛЕНЕВ Ю. А. «Холодильная
техника», 1984, № 7.
Рассмотрены различные способы выражения
содержания воздуха в мороженом. Предложено,
наряду с показателем взбитости, использовать
новый показатель — объемную долю воздуха
в продукте. Выведены математические
зависимости для взаимного пересчета этих показателей.
Таблица 1. Список литературы — 3 названия.
УДК 621.565.047.001.24
Метод расчета подачи хладагента в насосно-
циркуляционных системах охлаждения. ЭРЛИХ-
МАН В. Н., БОГОЛЮБСКИЙ О. К.
«Холодильная техника», 1984, № 7.
Предложен метод определения подачи насоса,
которая самоустанавливается при работе в
конкретной насосно-циркуляционной системе
охлаждения, и нахождения по этой величине с помощью
графика длин участков течения переохлажденной
и кипящей жидкости.
Таблица 1. Иллюстрация 1. Список литературы —
2 названия.
УДК 621.565.044
Постаментный фронтальный воздухоохладитель
ВПФ-75. БАЕВ В. П., АЛМАЗОВ В. Н.
«Холодильная техника», 1984, № 7.
Для холодильных камер мясокомоинатов средней
и малой производительности с ограниченной
высотой камер D,0—4,8 м) создан постаментньщ
фронтальный воздухоохладитель ВПФ-75, уста J
навливаемый в межпутевом пространстве у тор*
цовых стен. Воздухоохладитель имеет высокую
степень заводской готовности, обладает рядом
преимуществ, по сравнению с другими
воздухоохладителями: рациональное воздухораспределе-
ние, позволяющее снизить гидравлическое
сопротивление аппарата и потребление
электроэнергии на привод вентилятора; большую площадь
«заборного окна» для воздуха; пониженные
требования к точности установки по уровню при
монтаже и др.
Иллюстрация 1.
УДК 621.565.92:628.853.3
Измерение относительной влажности воздуха в
холодильных камерах. ГОЛОВАЦКАЯ Л. А.
«Холодильная техника», 1984, № 7.
Излагается методика выполнения измерений
относительной влажности воздуха в холодильных
камерах с помощью аспирационного психрометра,
обеспечивающая максимально возможную
точность и достоверность полученных результатов.
Отмечаются особенности измерений
относительной влажности воздуха в помещениях с
отрицательной температурой. Приводится
психрометрическая таблица и дается пример определения
относительной влажности воздуха в холодильных
камерах.
Таблица 1.
Редакционная коллегия: М. П. Кузьмин (главный редактор), Л. Д. Акимова (зам. главного
редактора), Н. Д. Абрамов, Е. М. Агарев, Л. Ф. Бондаренко, д-р техн. наук,
проф. В. М. Бродянский, д-р техн. наук А. В. Быков, В. В. Васютович, И. М. Гиндлин,
д-р техн. наук, проф. А. А. Гоголин, А. П. Еркин, И. М. Калнинь, д-р техн. наук,
проф. Э. И. Каухчешвили, В. Д. Леонов, А. П. Леонтьев, Г. А. Новиков, д-р техн. наук,
проф. В. В. Оносовский, д-р техн. наук, проф. И. И. Орехов, О. В. Петров, М. М. Позин,
Н. К. Плотников, Н. Ф. Ролина, Ю. Я. Сенягин, А. Н. Сергиенко, В. М. Шавра
Технический редактор Н. Н. Зиновьева
Рукописи не возвращаются
Сдано в набор 18.05.84. Подписано в печать 13.06.84. Т-09989. Формат 70X108 1/16.
Фотонабор. Высокая печать. Объем 4,0 печ. л. Усл.-печ. л. 5,6. Усл. л. кр.-отт. 6,13.
Уч.-изд. л. 7,34. Тираж 10 700 экз. Заказ 1265
Адрес редакции: 125422, Москва, А-422, ул. Костякова, 12.*Телефон 216-77-00
Ордена Трудового Красного Знамени
Чеховский полиграфический комбинат ВО «Союзполиграфпром»
Государственного комитета СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли
142300, г. Чехов Московской области
64

Компрессорный цех Красноборского холодильника Смоленского
производственного объединения молочной промышленности. Работникам цеха
присвоено почетное звание «Ударник коммунистического труда». Статья
о повышении творческой активности рабочих и ИТР цеха публикуется в
этом номере журнала.