6.2. Анализ теплофизических процессов

Прежде всего, рассмотрим рис.6.3, где представлена схема тепловой нагрузки холодильной камеры [5].

Основные потоки тепла направлены в камеру:

Q₁ + Q₂ + Q₃ + Σq₁ + Q₄ + Q₅ = Q₆, (6.1)

где Q₁ – поток, поступающий с продуктом через вход;

Q₂ – поток поступающий через открытый выход, где выходят по транспортеру готовые к упаковке заготовки сырков;

Q₃ – поток тепла получаемый за счет глазировки сырков при рабочей температуре Т_р = +40 ºС;

Q₄ – тепло поступающее вместе с входящей лентой транспортера и, наконец;

Q₅ – поток «свежего» воздуха, подаваемого компрессором для заморозки;

Q₆ – тепло отбираемое на морозильных панелях холодильником или тепловой поток уносимого тепла.

Σq₁ – потоки тепла, поступающего в рабочую камеру через различные неплотности в стенке, а также через сами панели холодильной камеры.

Рис.6.3. Схема для расчета тепловой нагрузки холодильной камеры «ЗИМА»: 1 – туннельная камера с теплоизолятором; 2 – транспортерная лента; 3 – продукт (сырки)

Рис.6.4. Распределение температуры в морозильной камере в рабочем состоянии

Поток тепла, поступающий с продуктом (слева по рис.6.4) можно записать в виде:

, (6.2)

где – температура продукта перед входом в холодильную камеру, т.е. после глазировки;

Т₁ – температура на входе, К;

m₁ – масса продукта, поступающего в единицу времени (в минуту), кг;

с₁ – удельная теплоемкость творога, Дж/(кг∙К).

Подставив их значения , Т₁ = +18 ⁰С, m₁ = 6700 г, с₁= 3266 Дж/(кг·К) без учета глазури из-за ее малости, получим значение величины тепла поступающего на вход в единицу времени

Q₁=3266 · 6700 · (40–18) = 481498 Дж.

Далее учтем тепло вносимое транспортером в холодильную камеру.

Зная, что m₂ – масса транспортной ленты на единицу длины составляет 2 кг; а удельная теплоемкость кордовой резины с₂ = 3600 Дж/(кг∙К).

Поток тепла попадающего с лентой в единицу времени запишем по формуле

. (6.3)

Он будет составлять 144000 Дж.

Необходимо также учесть потоки тепла, поступающего в рабочую камеру через различные неплотности в стенке, и через сами панели холодильной камеры за счет их конечной теплопроводности. Величина теплового потока

(6.4)

а удельный тепловой поток

, (6.5)

где λ_Т – коэффициент теплопроводности пенопласта, S – суммарная площадь холодильной камеры, м².

Откуда получим

q₁ = 10800 Дж.

Поток тепла, вносимый теплым воздухом компрессора Q₅. При его производительности 26,9 м³/час, объем V подаваемого воздуха в камеру составляет 0,45 м³/минуту и средней рабочей температуре минус 26 °С

, (6.5^/)

Q₅ = 197,37 Дж.

Подсчитаем суммарный поток тепла, который отбирается на рабочих панелях холодильника воздухом, для этого воспользуемся формулой Ньютона

, (6.6)

где α – коэффициент теплопередачи соприкосновением;

Т_р – температура воздуха, ºС;

Т_ст – температура стенки, ºС;

S – площадь стенки, м²;

τ – время, мин.

Откуда подставив значения параметров, получим значение тепла отбираемого на рабочих панелях

Таким образом, составленный тепловой баланс, с учетом проведенного анализа каждого из каналов теплопритока уравнениями (6.2–6.6) показал, что потерями Q₂ и Q₃ из-за их малости можно пренебречь, а сам баланс по величине суммарного теплового потока поступающего в камеру примерно равен уносимому количеству тепла. Теоретические расчеты и экспериментальные результаты совпали.

Мы рассмотрели установки разных типов (закрытого и туннельного). Первая из них относится к объектам с сосредоточенными параметрами, то вторая – к объектам регулирования с распределенными параметрами. Если во первых используется в качестве регулятора терморегулятор с двухпозиционным законом регулирования и он, как было показано, вполне оправдывает свое назначение по стоимости, точности поддержания температуры, надежности работы, то со вторым – холодильным агрегатом все значительно сложнее. Как следует из проведенного описания туннельной камеры для охлаждения объема 5 м³, длиной 4,4 м, с протянутым вдоль нее транспортером и обновляемым во времени объектом охлаждения с помощью рабочего тела, которым является воздух, нагнетаемый компрессором и охлаждаемый на специальных открытых панелях до –25 ⁰С. необходимо использовать более сложные системы регулирования, которые будут представлены в других лекциях. Производительность автоматической линии расфасовки – упаковки сырков составляет 20000 шт./час, каждый из них весил 60 г, т.е. требовалось охлаждать творожную массу в количестве 1200 кг/час с +40 ⁰С после глазировки до –16 ⁰С на выходе из камеры перед их упаковкой, т.е. отводить тепло (как показано в расчетах) 645 кДж в минуту, а в час это уже составляет 38700 кДж. Холодильник другого типа не справился бы с такой задачей. Вспомните о длительности переходного процесса в нашем предыдущем примере (7 часов и это при объеме камеры всего 400 литров), а о транспортном запаздывании, которое исчисляется также часами и все это при охлаждении от +20 ⁰С до –5 ⁰С, т.е. диапазон температур охлаждения всего 25 ⁰С против 56 ⁰С в холодильнике туннельного типа с объемом камеры на порядок больше. Используемая динамика воздушного потока в камере с площадью стенок в 90 м² в объекте с распределенными параметрами конечно требует не только других законов регулирования, но и самих процессов автоматического регулирования.