CC BY
27
УДК 621.565
ЭНЕРГЕТИЧЕСКАЯ ОЦЕНКА ПРОЦЕССОВ ЗАМОРАЖИВАНИЯ
В ВОЗДУШНЫХ И ПЛИТОЧНЫХ МОРОЗИЛЬНЫХ АППАРАТАХ
В. Н. Эрлихман, Ю. А. Фатыхов
ENERGY EFFECTIVENEES OF FREEZING PROCESSES IN BLAST AND PLATE
FREEZES
V. N. Erlikhman, Ju. A. Fatykhov
Показано, что сравнение морозильных аппаратов по эффективности должно выполняться при одинаковых начальных и конечных параметрах продукта и для одного его вида. Использование с этой целью удельных технико-экономических показателей, приведенных в литературе, таким требованиям не отвечает, так как не оговариваются условия, для которых они получены. Расчетным путем выполнено сравнение воздушных и плиточных морозильных аппаратов по энергозатратам при замораживании продуктов в блоках и изменению энтропии в системе продукт-хладагент. Использованы известные формулы для определения доли вымороженной воды и конечной среднеобъемной температуры. Получены математические зависимости для расчета количества тепла, отводимого от одного килограмма продукта Aq, и изменения его энтропии As при замораживании от начальной Тн до конечной среднеобъемной температуры Tv. Установлена конечная среднеобъемная температура блока продукта при замораживании в воздушном морозильном аппарате Tv=251,95 К, которая принята для плиточного аппарата, и по ее величине определена температура кипения хладагента Топ=248,65 К, обеспечивающая одинаковые конечные параметры продукта при его замораживании в воздушном и плиточном морозильных аппаратах. Рассчитано удельное количество тепла, отводимого от продукта при замораживании, составившее Aq=297,96 кДж/кг, а также изменение энтропии в системе продукт-хладагент для воздушного морозильного аппарата AsE=0,17 кДж/(кгК) и плиточного аппарата As^0,09 кДж/(кгК). Определены затраты энергии на компрессоры холодильной установки при замораживании одной тонны продукта, равные для воздушного морозильного аппарата (без учета мощности электродвигателей вентиляторов) 46,2, для плиточного аппарата 27,7 кВтч/т и отражающие существенную энергоэффективность плиточных аппаратов по сравнению с воздушными.
морозильный аппарат, плиточный, воздушный, энергоэффективность
It has been demonstrated that comparison of freezers for their effectiveness should be performed at similar initial and final parameters of the product and for one kind of it. The use for this purpose of specific technics and economy indexes given in special literature does not meet these requirements as they do not mention conditions for which they have been obtained. By a calculation method a comparison was performed
of plate and blast freezers for energy consumption at freezing products in blocks and for enthropy change in a system product - coolant.
The contents of moisture in product is taken as W=0.8, coolant boiling temperature in air freezer T0=233.15K, block thickness 5=65mm, final temperature at its centre for both freezers ^=255.15K, ice formation constant L=335 kJ/kg, heat conductivity
coefficient of the frozen product A=1.0 W/(mK), heat transfer coefficient for freezer
2 2 a=35 W/(m K) and plate freezer - a=1000 W/(m K), rectilinear distribution of temperature in the frozen product. The well known formulae are used for determining share of frozen out water and final mean volume temperature. Mathematical dependencies for determining amount of heat, removed from one kg of product Aq and change its ent hropy As at freezing from initial Ti to final mean volume temperature Tv have been obtained. The final mean volume temperature of block product at freezing in blast freezer Tv=251.95 K which is taken for plate freezer and this magnitude is used for determining coolant boiling temperature Ton=248.65 K, providing similar find product parameters at its freezing in blast and plate freezers was calculated. Specific heat amount removed from product at its freezing equal to Aq=297.96 kJ/kg as well as enthropy change in the septem product - coolant for blast freezer Asb=0.17 kJ/(kgK) and plate freezer Asp=0.09 kJ/(kgK) has been calculated. Energy expenses for refrigeration unit compressors for freezing one Ton of product equal to 46.2 kWh/t for blast freezer and 27.7 kWh/t for plate freezer without taking into account fans engines capacity which reflect considerable energy effectiveness of plate freezers in comparison with the blast ones.
freezer, plate freezer, blast freezer, energy effectiveness
Одной из наиболее важных проблем современности является экономия энергии. В пищевой промышленности длительное сохранение сырья и готовой продукции обеспечивают их замораживанием, которое является наиболее энергозатратным процессом холодильной технологии и осуществляется, главным образом, в воздушных и плиточных морозильных аппаратах. Их преимущества и недостатки известны [1, 2].
Сравнительную оценку технических показателей морозильных аппаратов проводят по многочисленным удельным характеристикам на единицу производительности, к которым относятся установленная и затрачиваемая на холодильную установку мощность, масса, занимаемые объем и площадь, расход холода на килограмм замораживаемой продукции и др.
При их значительном спектре выбор типа и производительности морозильного аппарата осуществляют в зависимости от приоритетов, выдвигаемых заказчиком.
Однако удельные характеристики приведены, как правило, без указания температурных режимов работы морозильных аппаратов, вида, начальных и конечных параметров замораживаемого продукта, что не всегда дает возможность объективно оценить их преимущества и недостатки в конкретных условиях эксплуатации.
Так как в эксплуатационных расходах на замораживание продуктов наибольшую часть составляют энергозатраты на холодильную установку, то особенно важной характеристикой морозильного аппарата являются затраты энергии на компрессоры холодильной установки.
Плиточные морозильные аппараты по сравнению с воздушными согласно термодинамике холодильных машин и теплофизическим законам холодильной технологии пищевых продуктов обладают более высокой энергоэффективностью, так как в них продукт замораживается хладагентом с температурой кипения Т0 через стенки плит с крайне незначительным термическим сопротивлением и высокими значениями коэффициента теплоотдачи а. Так, для плит из сплава алюминия и магния с коэффициентом теплопроводности Я « 1 0 0 Вт/(мК) [3-6] и
толщиной стенок 5 мм термическое сопротивление (7) « 5 ■ 1 0 _ 5 м2К / Вт.
В воздушных аппаратах замораживание осуществляют промежуточной средой - воздухом с температурой выше температуры кипения хладагента на 6.. ,10°С и значительно более низкими коэффициентами теплоотдачи.
Из вышесказанного следует, что корректная сравнительная оценка морозильных аппаратов по затратам энергии должна выполняться при одинаковых характеристиках замороженного продукта, таких как вид, начальная и конечная температура в его центре и среднеобъемная температура. Кроме того, поскольку замораживание связано с переносом тепла от продукта к хладагенту, целесообразно проведение оценки энергоэффективности по величине необратимости процесса в этой системе, определяемой изменением энтропии.
МЕТОДИКА
Энергетическая оценка эффективности замораживания в плиточных и воздушных морозильных аппаратах была выполнена для одинаковых условий их эксплуатации и близких к практическим. Принято, что относительное содержание воды в продукте, замораживаемом в виде блока толщиной 5=65мм, W=0,8. Удельная теплоемкость воды и продукта до начала льдообразования ^=4,19 и ^=3,60 кДж/(кгК) соответственно. Начальная температура продукта Тн=283,15 К, а в центре блока при замораживании в воздушном и плиточном морозильных аппаратах Тц=255,15 К. Коэффициент теплопроводности продукта в замороженном состоянии А=1,0 Вт/(мК).
С целью упрощения расчетов приняты: прямолинейное распределение температуры по толщине блока и постоянные теплота льдообразования L=335 кДж/кг и удельная теплоемкость льда сл=2,12 кДж/(кгК). Температура кипения хладагента Т0=233,15 К; температура воздуха в воздушном морозильном аппарате ТВ=Т0+10=243,15 К. Коэффициент теплоотдачи от продукта к воздуху а=35 Вт/(м К), а от продукта к хладагенту в плиточном аппарате а=1000 Вт/(м К). Конечные среднеобъемные температуры блоков, замороженных в воздушном и плиточном морозильных аппаратах Т^ равны.
Процесс замораживания рассмотрен как двухэтапный. На первом этапе продукт охлаждается от начальной Тн до среднеобъемной температуры, равной температуре начала замерзания Тнз, а на втором этапе замораживается от Тнз до конечной среднеобъемной температуры Т^
Изменение энтропии продукта в этом случае определяется выражением
где б Тш и 5Ту - энтропии продукта при Тнз и Ту, кДж/(кгК); 5 ц о и 5 ц 3 - количество тепла, отведенного от продукта на этапах охлаждения и замораживания, кДж/кг, соответственно, определятся по формулам [7, 8]:
5 ц о = Сос1Т (2)
и 5 ц3 = с Шс1 Т = [со - ( cw - сл)Ь о - сСТ, (3)
где - полная с учетом теплоты льдообразования удельная теплоемкость продукта, кДж/кг; ш - доля вымороженной воды в процессе замораживания при температуре Т, рассчитываемая по известной формуле Г. Б.Чижова [7]:
о = 1 - Тнз ~273, 15 • (4)
Ту—273,15 4 '
Знак «минус» перед последним членом в выражении (3) показывает, что с понижением температуры Т доля вымороженной воды увеличивается.
Тогда из выражений (1) - (3) получим количество отведенного тепла от продукта и изменение его энтропии при замораживании от Тн до Ту:
Д ц = /ТТ;3 с осС Т + /ТТ;з [с о - ( Сw - Сл)Шо - ЬШ^] сСТ, (5)
А 5п = /ТТнШ С о у + /Тн;з [ С о - ( Сw - Сл)Шо - ЬШ ^ • (6)
Для расчета изменения энтропии продукта и количества тепла, отведенного от него, следует проинтегрировать выражения (5) и (6), куда входит как один из пределов интегрирования величина среднеобъемной температуры продукта по окончании процесса замораживания, которую определяли при принятом прямолинейном распределении температуры по формуле:
ту = Тц - 2 в|+1 (Тц - То) (7)
В результате интегрирования выражений (5) и (6) получены следующие формулы для вычисления удельного количества отведенного тепла от продукта и изменения его энтропии в процессе замораживания от Тн до Ту:
Д ц = С о(Ту - Тн)-(- Сл)Ш(Ту - Тн) + ( - Сл)Ш(Тнз - 2 73, 1 5) X
х 1 пТу - 2 7 3 1 5- ЬШ(Тн3 - 2 7 3, 1 5)(-1---1-), (8)
Тн - 2 73, 1 5 ^ нз ' \Ту - 2 7 3, 1 5 Тн - 2 73, 1 5) у '
Д 5 п = Сн-Су = Со 1п^-(сто- Сл)Ш1п^+( (V Сл)Ш(Тнз-2 7 3, 15) X
1 н 1 н
х< 1 1 пТу - 2 7 3 1 5- !н + ьш(т - 2 73 1 5) 1 х
2 7 3, 1 5 Тн - 2 73, 1 5 Ту ^ нз ' '2 7 3, 1 5 2
х(1 п 1^7315 -1н + _Ех---Тн—(9)
V тн- 273,15 Ту Ту- 273,15 Тн- 273,15/ 4 '
Формула (7) применена для определения температуры кипения хладагента в плиточном морозильном аппарате Топ, обеспечивающей равные с воздушным аппаратом конечную температуру в центре блока и его конечную среднеобъем-ную температуру, что создает корректные условия для их сопоставления:
Т =
А пп
22ГК-Тц(1-23^]- <"»
Изменение энтропии в системе незамороженный продукт-хладагент рассчитывали по правилу аддитивности:
Д б = Д Б п-Д Б п _ а, (11)
где Дб п _а - изменение энтропии в системе замороженный продукт-
хладагент, кДж/(кгК), равное для воздушного аппарата Д б В _ а = — и для плиточ-
То
Л тт Ач
ного аппарата Д б П _ а = —.
Топ
Для определения затрат энергии на привод компрессоров холодильной установки при замораживании одной тонны продукта, без учета других источников теплопоступлений в морозильный аппарат, использовали формулу, известную из термодинамики холодильных машин [9]:
Э = 0,2 78—, (12)
где 0,278 - переводной коэффициент из кДж/кг в кВтч/т; вк - холодильный коэффициент обратного цикла Карно, определяемый из выражений для воздушного и плиточного аппарата, соответственно:
% = ^ вП = (13)
Т - температура конденсации хладагента, К; ^ - коэффициент обратимости действительного цикла по отношению к циклу Карно, учитывающий дополнительные затраты энергии из-за необратимости процесса дросселирования хладагента и его сжатия до температуры выше температуры конденсации и уменьшающийся с понижением температуры кипения хладагента.
РЕЗУЛЬТАТЫ
Для принятых практических условий эксплуатации плиточных и воздушных морозильных аппаратов и одинаковых начальной температуры продукта и температуры кипения хладагента получены следующие результаты. При принятой конечной температуре в центре блока Тц=255,15 К его конечная среднеобъемная температура в воздушном аппарате составляла Тл=251,95 К и была принята для плиточного аппарата с целью обеспечения сопоставимых условий.
Расчеты по определению количества отведенного тепла от продукта и изменения его энтропии в процессе замораживания по формулам (8) и (9) дали отрицательные значения, составившие, соответственно, и Дбп = — 1, 1 1 кДж/(кгК), что означает отвод тепла от продукта к охлаждающей среде и понижение его температуры.
Для принятого значения Тц и полученной величины Тл по формуле (10) установлена температура кипения в плиточном морозильном аппарате Топ=248,61 К, обеспечивающая одинаковые конечные параметры продукта при его замораживании в воздушном и плиточном аппаратах.
При определении изменения энтропии в системе продукт-хладагент учтено, что тепло к хладагенту подводится. Поэтому величина Aq подставлена в зависимость (11) со знаком плюс. В итоге получено, что для воздушного аппарата Д бв = 0, 1 7 кДж/(кгК), для плиточного Д бп = 0, 0 9 кДж/(кгК). То есть необратимые потери теплообмена при использовании воздушных аппаратов в 1,9 раз больше, чем при применении плиточных.
При определении энергозатрат на привод компрессоров холодильной установки (при замораживании одной тонны продукта) были приняты температура конденсации хладагента Тос=311,15 К и коэффициенты обратимости: ^=0,85 при применении плиточных аппаратов с температурой кипения Топ=248,61 К и ^=0,6
при использовании воздушных аппаратов с более низкой температурой кипения Т0=233,15 К. В результате расчетов получено, что холодильные коэффициенты составили, соответственно, 3,98 и 2,99, а энергозатраты 27,7 и 46,2 кВтч/т. Таким образом, энергозатраты при применении воздушных морозильных аппаратов в 1,7 раза больше, чем при использовании плиточных аппаратов.
При определении энергозатрат на замораживание продукта в воздушных морозильных аппаратах не учитывались дополнительные теплопоступления и мощность вентиляторов, поэтому в целом энергозатраты в таких аппаратах будут несколько выше полученного значения.
ВЫВОДЫ
1. Сравнительную оценку морозильных аппаратов по энергоэффективности следует проводить при одинаковых начальных и конечных параметрах продукта одного вида. В этом случае при заданной температуре кипения хладагента в одном из аппаратов определяют температуру кипения в другом аппарате, что обеспечивает возможность их сопоставления.
2. Величина изменения энтропии в системе продукт-хладагент адекватно отражает энергоэффективность морозильных аппаратов.
3. Энергоэффективность плиточных морозильных аппаратов в 1,67 раза превышает таковую воздушных аппаратов.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ЛИТЕРАТУРНЫХ ИСТОЧНИКОВ
1. Валентас, К. Дж. Пищевая инженерия: справочник с примерами расчета: пер. с англ. / К. Дж. Валентас, Э. Ротштейн, Р. П. Сингх. - Санкт-Петербург: Профессия, 2004. - 848с.
2. Эванс, Дж. А. Замороженные пищевые продукты: производство и реализация: пер. с англ. / Дж. А. Эванс. - Санкт-Петербург: Профессия, 2010. - 440с.
3. Ионов, А. Г. Повышение эффективности морозильных установок рыбопромысловых судов / А. И. Ионов. - Калининград: Кн. изд-во, 1977. - 151 с.
4. Постольский, Я. Замораживание пищевых продуктов: пер. с польского / Я. Постольский, З. Груда. - Москва: Пищевая промышленность, 1978. - 607 с.
5. Михеев, М. А. Основы теплопередачи / М. А. Михеев, И. М. Михеева. -Москва: Энергия, 1977. - 318 с.
6. Creed, P. G. Heat transfer during the freezing of liver in a plate freezer / P. G. Creed, S. J. James // Food Sci. - 1985. N50. P.285-288.
7. Чижов, Г. Б. Теплофизические процессы в холодильной технологии пищевых продуктов / Г. Б.Чижов. - Москва: Пищевая промышленность, 1979. - 271 с.
8. Холодильная технология пищевых продуктов: учебник для вузов: в 3 кн. / А. В. Бараненко [и др.]. - Кн.1. - Теплофизические основы. - Санкт-Петербург: ГИОРД, 2007. - 224с.
9. Холодильные машины / А. В. Бараненко [и др.]. - Санкт-Петербург: Политехника, 2006. - 944с.
REFERENCES
1. Valentas K. D., Rotshtein A., Singh R.P. Pishhevaja ingenerija: spravochnik s primerami rascheta [Food Ingenering whith examples]. Saint-Peterburg, Professia, 2004, 848p.
2. Jevans Dzh. A. Zamorozhennye pishhevye produkty: proizvodstvo I realizacija [Frozen food products: manufacturing and realization]. Saint-Peterburg, Professia, 2010, 440p.
3. Ionov A. G. ovyshenie effektivnosti morozil 'nyh ustranovok rybopromyslovyh sudov [Effectiveness increasing of freezers on fish trading vessels]. Kaliningrad, Knignoe izdatel'stvo, 1977, 151 p.
4. Postol'skij Ja., Gruda Z. Zamoraghivanie pishhevyh productov [Freezing of food products]. Per. S pol'sk., Moskow, 1978, 607 p.
5. Miheev M. A., Miheeva I. M. Osnovy teploperedachi [Basics of heat transfer]. Moskow, Energija, 1977, 318 p.
6. Creed, P. G., James S. J. Heat transfer during the freezing of liver in a plate freezer. Food science, 1985. no.50, pp.285-288.
7. Chizhov G. B. Teplofizicheskie process v holodil'noj tehnologii pishhevuh produktov [Thermophysical processes in refrigeration technology of food products]. Moskow, 1979, 271 p.
8. Baranenko A. V. and drugie. Holodil'naja tehnologija pishhevyh produktov [Refrigeration technology of food products]. Saint-Peterburg, GIORD, 2007, 224p.
9. Baranenko A. V. and drugie. Holodil'nye mashiny [Refrigeration machines]. Saint-Peterburg, Politehnika, 2006, 944p.
ИНФОРМАЦИЯ ОБ АВТОРАХ
Эрлихман Владимир Наумович - Калининградский государственный технический университет; доктор технический наук; профессор кафедры пищевых и холодильных машин; E-mail: [email protected]
Erlikhman Vladimir Naumovich - Kaliningrad State Technical University; Doctor of technical sciences, Professor of the Department of Food and Refrigeration Machines;
E-mail: [email protected]
Фатыхов Юрий Адгамович - Калининградский государственный технический университет; доктор технический наук; заведующий кафедрой пищевых и холодильных машин; E-mail: [email protected]
Fatykhov Juriy Adgamovich - Kaliningrad State Technical University; Doctor of technical sciences, Head of the Department of Food and Refrigeration Machines;
E-mail: [email protected]
