книги из ГПНТБ / Бадылькес И.С. Системы охлаждения с применением пароструйных приборов в качестве бустер-компрессоров

ляло в 1952—1953 гг. менее 10%:, а поездов с машинным охла­ ждением не было вообще. Между тем к концу семилетки должна

быть завершена модернизация существующих вагонов-ледников,

а число поездов с машинным охлаждением достигнет больших размеров. Намечено также значительное увеличение пропускной способности морозилок мясокомбинатов.

Таким образом, распределительные холодильники смогут

принимать подавляющее количество масла, мясных, рыбных и

других продуктов непосредственно в камеры хранения, так как

их температура не превысит —8°.

Произведем анализ теплового режима холодильников.

Максимальное суточное поступление мороженых грузов:

«4|

где E — емкость камер хранения мороженых грузов, кг\ d — кратность грузооборота за год;

σ- коэффициент неравномерности поступления грузов.

Из этого количества aG кг поступает непосредственно в ка­ меры хранения, а (1 — a) G кг — в морозилки.

Для расчета охлаждающей поверхности труб холодильных камер необходимо учитывать максимальное поступление про­

дуктов на домораживание от —8 до —18°. Так как одновре­ менно загружается не вся площадь холодильника F, а только ее незначительная часть μmax, освобождаемая для приема грузов, то

максимальная тепловая нагрузка этих камер (μmaxE) составит

Qmex		Иш.х ( Qi ÷ Q«)+Q2 ккалічас,					(25)
где Qi — теплопередача через				ограждения;
Q2— расход холода на домораживание продуктов;							осве­
Q4 — эксплуатационные потери, от открывания дверей,
щения и др.
При этом вентиляция камер Q3 отсутствует.								F
При отсутствии эпизодического поступления продуктов							(нор­
мальный режим)	тепловая		нагрузка на ту же площадь μmax
составит		Qn — Pmax (Ql + Qi)-					(26)
Следовательно,	Qmax		1	_______ Qa_______
		Qn		P,max (Qi H" Q4)	<74	ккалім2	(27)
							пола
час,Если эксплуатационные			потери составляют
то при нагрузке		g, кг/м2 пола
							(28)

20

Здесь

E

Часовой расход на домораживание

где

Q2

=

ʌ

ЧгЕ

=

11,4∙ 10-‰p^Q1,

(29)

<72 — расход холода на домораживание 1 кг продукта.

Из формул

(27, 28

и 29)

1÷C,

(30)

C = 11,4 ∙ 10~5----- .

(31)

Одновременно необходимо учесть, что

(32)

Здесь ¿„ах

И

kn —

ξ __ _¿maxy^Gnax_

kn'∆t∏

СООТВЄТСТВуЮЩИЄ Коэффициенты ТЄПЛОПЄ-

редачи трубной охлаждающей поверхности.

ʌ^maɪ —

*om n,

где

tb—

∆in — tb

t0n,

и

^on

температура воздуха холодильных камер;

z∙∙tnin

п температура кипения аммиака.

Индекс

—

(продукты не

относится к нормальному режиму

поступают).

теоретических

основ

конвективного

теплообмена

Исходя

из

и принимая во внимание, что основное тепловое сопротивление

характеризуется теплоотдачей от воздуха к стенке трубы, имеем при «тихом» батарейном охлаждении

Из формул		'	^max __ MGnax		(33)
		(30, 32	и 33)	ʌi, / ’
			kn		(34)
		ξ==l+C==(⅛-y + φ.
По экспериментальным исследованиям Д.					Иоффе [11] φ = 0,22.
Для определения безразмерного критерия C принимаем:
d =	3, σ =	2,5 — по данным лаборатории			экономических ис­
следований ВНИХИ;				Инструкцией	по проектированию
<74 = 3 — в		соответствии с

холодильных установок [12];

21

(jr2= 11 —для надежности принято домораживание от —6 до

-18°;

μmax = 0.25 — согласно опыту эксплуатации холодильников;

р = 50—100 (из анализа типовых проектов Гипрохолода,

50—соответствует одноэтажным холодильникам,

та

80—100 —

относится к

многоэтажным

емкостью 3—

4

тыс.

мороженых

g

кг —

продуктов) ;

для многоэтажных холодильников.

= 850

t0n

лы

C учетом указанных исходных данных и с помощью

форму­

(11)

на рис.

16

построены графики зависимости ∕0αjiπ

от

при

3

18°

для

р= 50—линия

1,

80 — линия

2,

100 — ли­

ния

tb-—

и,

наконец, 150 — линия

4.

При

этом значение — для

одноэтажных и многоэтажных холодильников

принято

одинако­

вым.

g

увеличе­

поскольку

с

нием

должно

возрастать

и

g4. При этом некоторая услов­

ность несущественна, так как

относительная

погрешность

в

общем

балансе

невелика.

Как уже было отмечено в

инструкции

по

проектирова­

нию

холодильных

установок

[12],

на

домораживаниеккал!м2 пола прочас.­

дуктов предусматривается все­

го

лишь

10

В таком случае при принимае­

мом в настоящее время пере­

паде

температур

между ам­

QmaxQ2 = ----

миаком и воздухом ∆∕max = 10°

Ншах^

= --------

HrnaxpQl,

(35)

g

g

(36)

= Hmax (1 +

Ql + ɪ HmaxPQl,

Qn = Hmax (Ql + Qi' = Hmax (ɪ + "ɪ) ‰

(37)

ξ,0,≈ 1

+ ⅛(1 +

= fɪ y + φ.

(38)

Из формулы (38)

g \

g I

Mnx !

и

находим80

следующиеко

значения:

р,

Mnjt

tnnx

(при отсутствии поступления продуктов) :

150

р

50

6,4

6.0

∆inx

7,2

5,35

не зави-

t<>nx

25,2

—24,4

—24,0

-23,34

Так как расход холода при нормальном режиме Qn

сит от Q2 и остается неизменным, то

	f			/	A⅛	1 + <P				(39)
	fχ	k∏x' ∆tnx			∆tnx	/
Здесь f и fx— охлаждающаяfx				трубная поверхность холодиль­
ных камер.		за	единицу, находим относительное уве­
Принимая теперь
личение у охлаждающей			трубной		поверхности		при		различ­
ных	∆tn.		t0 . .	(39)	на	рис. 17		t0 .
В соответствии с формулой								изображены
графики зависимости ѵtот			υmιπ	При этом		значении		umιn		взяты
r	ɪ			r
для каждого перепада		on	на основании диаграммы на						рис. 16.
Из графика (см. рис. 17) вытекает, что при сохранении од­
ной	и той же поверхности		(ѵ = 1) увеличенный расход холода

на домораживание продуктов с —6 до ■—18° связан с установ­

лением более низких температур кипения Z0min (—32° — для од­

ноэтажных и около —34→---- 35°—для многоэтажных холодиль­ ников). Графики свидетельствуют также о том, что при прини­

маемой в настоящее время температуре t0 . = —28° охлаждаю-

щая трубная поверхность долж­

на быть увеличена в среднем в

два раза.

Указанный вывод' находит

свое практическое подтверждение

вневозможности достижения

требуемых проектных температур

вкамерах действующих холо­

дильников при увеличенной пи­

ковой тепловой нагрузке.

Вполне очевидно, что такое

увеличение поверхности труб не­

зависимо от конъюнктурных ус­

ловий их стоимости и степени де­ Рис. 17. Зависимость υ от i0mιnb и р

фицитности является совершенно

неприемлемым, так как теряется полезная кубатура холодиль-

ных камер, охлаждающие батареи не укладываются в ширину

обычно применяемых грузовых проходов, усложняется очистка

снеговой шубы и т. д.

В целях некоторого повышения i0min возможно было бы ис­

ходить из у = 1,25, и в этом случае на основе графика на рис. 17

минимальная температура составит	28,5.	(40)
ztOmin = —0>03ρ —
Из формулы (40) видно, что влияние р мало.
Полученные обобщения являются	развитием и дальнейшим

уточнением вопроса о выборе оптимального температурного пе­

репада по сравнению с ранее рекомендованным [13—18], при

23

котором специфика переменного температурного режима с нали­ чием эпизодических пиковых нагрузок не учитывалась вовсе.

Следует отметить, что доля пиковой нагрузки в годовом раз­

резе работы холодильников невелика. Она характеризуется

обобщающим коэффициентом μ = = 0,1 или же, в сравни­

мых величинах, поддержание температуры Z0mln необходимо

только для 1∕,0 площади холодильника, предназначенной для

хранения всех мороженых продуктов. И тем не менее эксплуа­ тационные требования обеспечить возможность эпизодического

домораживания поступающих грузов в любой из камер хране­

ния приводят к необходимости установки двухступенчатых ком­ прессоров, постоянно работающих при наиболее низкой темпе­

ратуре Zomin• При этом для поддержания в большинстве камер

нормального перепада температур Atn следует в дополнение к

обычным схемам на всасывающей линии из батарей каждой хо­

лодильной камеры устанавливать регуляторы постоянного дав­

ления.

Как было указано, проектирование такого сложного холо­ дильного хозяйства нельзя считать оправданным: при выборе оборудования, для снятия пиковых нагрузок, как правило, в тех­

нике стремятся к минимальным капитальным затратам и макси­

мальной простоте рёшений.

Из произведенного анализа вытекает, что температура воз­

духа в большинстве камер может поддерживаться с помощью

компрессоров одноступенчатого сжатия. Устанавливаемый перед каждой камерой пароструйный прибор эпизодически включается

в случае поступления продуктов.

	Число одновременно работающих одноступенчатых компрес­
соров при заданном давлении всасывания							Pon < 8) определяется
в	зависимости			от общего	теплового	баланса холодильника.
В	условиях	p0n					постоянного давления
		поддержания			необходимого
всасывания				возможна наиболее простая и надежная авто­
матизация их			работы [19].		Они воспринимают также тепловую

нагрузку морозилок и других возможных низкотемпературных потребителей. В отличие от двухступенчатых установок, с по­ мощью которых обслуживание холодом производится раздельно по температурам кипения, применение одноступенчатых ком­

прессоров дает возможность создавать естественный резерв, по­ зволяющий на основе взаимозаменяемости машин маневриро­

вать их работой.

В свете указанных положений на рис.		18 дана общая компо­
новка	аммиачной схемы, составленной	при участииг.		инж.
Ш. Н. Кобулашвили. Для большей наглядности показаны				бата­
реи в	одной из камер первого этажа и	морозилки	Жидкий

аммиак под давлением конденсации поступает к запорным вен-

24

тилям батарей холодильных камер и морозилок. Далее он на­ правляется в вертикальный коллектор ж, откуда через фильтр м,

соленоидные и терморегулирующие вентили проходит в трех­ трубные батареи в с внутренней самоциркуляцией аммиака

[20—22]. Эти коллекторы работают с открытым уровнем жидко­

сти и при соответствующей настройке терморегулирующих вен­

тилей обеспечивают перегрев паров на выходе в пределах 1—2°.

В случае необходимости понижения температуры в данной ка­ мере до ∕0maχ (что требуется при эпизодической пиковой на­

грузке) пары направляются в пароструйный прибор б, с по­

мощью которого в батареях понижается давление кипения ам­

миака. В последующем пары поджимаются до общего давления

всасывания системы p0n. Включение пароструйного прибора,

установленного для каждой камеры, производится под давле­

нием конденсации с использованием линии для оттаивания сне­

говой шубы.

ic=-J7, . E

II

г I

j

[7J'з маслоотвелителя

P0 ч-eama

Из конденсатора

Вконденсатор

—Главная паровая линия (Всасывающий и нагнетателенеій трудопровоВы)

-------Оттаивателеная линия

-------Дренажная линия CXJ Запорный Вентиле

t⅛ Термореуулцру/ощий Вентиле ε¾ Соленоидный Вентиль

Рис. 18. Новая система охлаждения холодильников

Автоматизация поддержания температурного режима холо­ дильных камер осуществляется с помощью соленоидных венти­ лей, управляемых регуляторами температуры воздуха. При по­

нижении температуры воздуха на 0,5° ниже заданной соленоид­

25

ный вентиль закрывается и подача жидкого аммиака в малоем­ кие батареи прекращается. Батареи продолжают работать при

оставшейся в них жидкости, и образующиеся пары по-прежнему отсасываются компрессорами. По мере уменьшения количества

жидкого аммиака его самоциркуляция прекращается и перестают работать верхние две трубы каждой трехтрубной батареи. По достижении температуры воздуха в камере на 0,5° выше задан-,

ной соленоидный вентиль вновь открывается, подача жидкости

через терморегулирующий вентиль возобновляется и батареи снова начинают работать полностью.

При работе пароструйных приборов необходимы непрерыв­ ное охлаждение воздуха и подача жидкого аммиака. Поэтому

при включении эжектора соленоидный вентиль оставляют в от­ крытом положении. Работа морозилок также осуществляется с помощью терморегулирующих вентилей (без установки солено­ идных вентилей).

При некотором повышении или понижении общего давления

во всасывающей системе в зависимости от суммарной тепловой

нагрузки холодильных камер автоматически включается то или

иное количество одноступенчатых компрессоров а. Они защи­

щены от попадания жидкого аммиака и гидравлических ударов.

В случае неисправности одного из терморегулирующих венти­ лей в машинном отделении для этого предусмотрен отделитель

жидкости д, соединенный с дренажным ресивером е. Отделитель жидкости снабжен дистанционным указателем уровня и.

Снеговую шубу оттаивают известным способом: жидкий ам­ миак из батарей предварительно сливается через дренажный коллектор л в дренажный ресивер е. Освобождение дренажного

ресивера осуществляется перепуском жидкого аммиака под дав­

лением конденсации в		жидкостный питательный							трубопровод.
C целью создания		надежной д работы					терморегулирующих
вентилей и повышения		эффективности				работы			пароструйных
приборов в отделитель жидкости				вмонтирован переохладитель
жидкого аммиака	к.			ton
Для улучшения энергетических показателей пароструйных
приборов температура		кипения		tκ принята исходя из отноше­
ния — = 8. Следовательно, при				=	30o,		ton =	—26°.
Pon		согласно		опытным			данным		в интервале
Для этих условий
интересующих нас температур Z0min ——32 -ч----- 38°:
/п = — ≈=			θ>125i0rπin			3,33.			(41)
При температуре		конденсации 20°				значение т увеличится
приблизительно в 1,25 раза.				объемные энергетические пока­
Как показали расчеты			(27),

затели системы охлаждения с пароструйными приборами тео­

ретически . близки к получаемым, в системах двухступенчатого

26'

сжатия. Однако при теоретическом сопоставлении совершенно не учитываются преимущества цикла с одноступенчатыми ком­ прессорами, при котором, как уже отмечалось, они восприни­

мают всю тепловую нагрѵзку потребителей холода и, таким об­

разом, устраняют недостатки разобщенных компоновок по тем­ пературам кипения в обычных системах двухступенчатого сжа­

тия Г23]. При этом невозможность балансировать работу в за­ висимости от тепловых нагрузок (изменяющихся в течение года от поступления продуктов) и переключения двѵхступёнчатых

компрессоров на камеры охлажденных грузов неизбежно приво­

дит к относительно большому часовому объему машин. Нельзя

не отметить и того, что компрессоры низкого давления не могут быть использованы в качестве одноступенчатых машин в тече­

ние продолжительного времени года. И в энергетическом отно­

шении маневренная эксплуатационная гибкость совмещенной работы одноступенчатых компрессоров и полная герметичность ступени низкого давления, осуществляемой пароструйными при­ борами, несомненно должна обеспечить лучшие показатели по

сравнению с теоретически ожидаемыми.

Новую систему охлаждения намечено осуществить на строя­

щихся3. Бескаскадныераспределительныххолодильныехолодильникахустановки.

для достижения

температуры —115°

Для получения в паровых компрессионных машинах темпе­

ратуры кипения ниже —80° нельзя

ограничиться

одним

холо­

дильным

агентом и приходится применять

каскадные схемы с

двумя или даже тремя холодиль­

ными

агентами.

Такая

схема

очень сложна,

в

особенности при­

менительно к

малым установкам

для различных заводских и иссле­

довательских целей.

обратил

В

1956

г.

ВНИХИ

внимание на возможность полу­

чения

температур

кипения

до

~ —IOO0

при

помощи только

од­

ного

холодильного

агента — фре­

Рис. 19. Схема установки для по­

она-22

[1].

При

этом в

нижней

лучения температур кипения холо­

ступени

применяется

пароструй­

дильного агента от —IOO0 и ниже:

ата

ный прибор, благодаря котооому

кого давления,

3 — охладитель. 4 —

давление в

испарителе 0,0205

цилиндр низкого

давления,

5 — паро­

повышается

до

0,128

ата.

Даль­

/ — испаритель.

2

— цилиндр

высо­

нейшее

повышение

давления

до

струйный

прибор,

6 — конденсатор,

12,27

ата

(30°)

осуществляется

7 — промежуточный сосуд

двухступенчатым

компрессором

(рис. 19).

27

В Высшем техническом училище в Дельфте (Голландия) в
1958 г. была осуществлена схема	сжатия фреона-22 в паро­
струйном и в последующем — в	двухступенчатом компрессоре

[24].

Осуществление такого цикла для еще более низких темпера­

тур возможно при выборе соответствующего холодильного

агента.

Из работы [25] вытекает, что при одинаковых рабочих темпе­ ратурах кипения с понижением нормальной температуры кипе­ ния холодильного агента ts (при 1 физ. атм) закономерно уве­ личивается давление и объемная холодопроизводительность qv (ккал/м3).

Таким образом, при принимаемом в поршневых компрессо­ рах минимально допустимом давлении всасывания 0,1 ата дости­ жение наиболее низких рабочих температур кипения с помощью пароструйных приборов возможно только при использовании хо­

лодильных агентов с низкими значениями ts.

Однако при отказе от каскадных схем давление конденсации

холодильного агента должно быть значительно ниже критиче­ ского. В этом случае обеспечивается возможность использования

стандартных компрессоров и устраняются энергетические потери, в связи с удалением от критической точки.

По исследованиям ВНИХИ [26] указанным условиям отве­ чает бромированный фреон-13 (CF3Br) с нормальной температу­

рой кипения tκ = —58,7° и критической +67,5°. При —120° дав­ ление кипения составляет около 0,013 ата. Пароструйный при­

бор поджимает пары из испарителя до давления 0,134 ата. Тем­

пературе конденсации 30° соответствует давление около 20 ата.

Указанный режим работы приводит к отношению давлений

в каждой ступени компрессора около 12, и при величине мерт­

вого объема

не выше 2% коэффициент

подачи

λ может быть

принят равным 0,5.

при температуре

кг/кг

tκ

Для условий

работы

кипения —115°

и

=

30° расчетный

¡час

инжекции составит

∞

0,8

и

коэффициентккал.

­

необходимый

действительный часовой объем

компрессора

(tκ

низ

кой ступениата),170 JH3

на 1000

= 30°,

P

Давления

конденсации

относительно велики

k

= 20

однако могут быть использованы

стандартные

компрессоры для кондиционирования воздуха,

работающие

с

воздушным охлаждением конденсатора

при

давлении

сжатия

фреона-22 до 22

ата.

ЛИТЕРАТУРА

1.И. Бадылькес. «Холодильная техника», 1956, Ne 1.

2.И. Бадылькес, Р. Данилов. «Холодильная техника», 1958,№4.

3.Л. Сысоев. «Холодильная техника», 1959, № 6.

4.	И. Бадылькес.	Доклад от СССР научной конференции комиссий
3, 4 и 5 Международного		института холода, Μ., ВНИХИ, 1958.
5.	И. Бадылькес.	Новое в технике производства искусственного хо­

лода и применения его в пищевой промышленности, торговле и общественном питании, сб. 1. Издание Московского дома научно-технической .пропаганды имени Ф. Э. Дзержинского, Μ., 1960.

6.И. Бадылькес, Ш. Кобулашвили. «Холодильная техника», 1960, № 3.

7.Р. Д а н и л о в, Л. Сысоев. Доклад от СССР конференции Между­

народного института холода в г. Марселе, I960.

8.»Die Kältetechnik“, 1958, № 12.

9.,Journal of Refrigeration“, 1958, № 6.

10.,Nederlandse vereniging voor Koeltechniek Mededelingen", maijunl, 1960“.

11.Д. Иоффе. «Холодильная техника», 1956, № 4.

12.Инструкция по проектированию холодильных установок, Госторгиздат, 1956.

13.И. Бадылькес. «Холодильное дело», 1932, № 5,

14.А. Ниточкин. «Холодильное дело», 1932, № 9.

15.И. Бадылькес. «Холодильное дело», 1936, № 4.

16.А. Ткачев. Труды Ленинградского технологического института хо­ лодильной промышленности, вып. VI, 1955.

17.Г. Вихоре в. Сборник трудов Одесского технологического института

рищевой и холодильной промышленности, вып. VI, 1955.

18.И. Бадылькес. «Холодильная техника», 1957, № 2.

19.В. Я к о б с о н. «Холодильная техника», 1954, № 3.

20.Ш. Кобулашвили. «Холодильная техника», 1954, № 2.

21.Ш. Кобулашвили. Сборник научных трудов ВНИХИ, Госторг-

издат, 1955.

22. Ш. Кобулашвили, Н. Яковлев. «Холодильная техника», 1958, № 2.

23. И. Бадылькес, Ш. Кобулашвили. «Холодильная техника», 1957, № 4.

24. P. План к. «Холодильная техника», 1959, № 2.

25.И. Бадылькес. Рабочие вещества холодильных машин, Пищепромиздат, 1952.

26.И. Бадылькес. Доклад от СССР конференции Международного

института холода в г. Марселе, 1960.