ZICHÓ VIKTOR TUDOMÁNYOS DIÁKKÖRI KONFERENCIA DOLGOZAT

ZICHÓ VIKTOR TUDOMÁNYOS DIÁKKÖRI KONFERENCIA DOLGOZAT

i

BUDAPESTI MŰSZAKI ÉS GAZDASÁGTUDOMÁNYI EGYETEM GÉPÉSZMÉRNÖKI KAR ÉPÜLETGÉPÉSZETI ÉS GÉPÉSZETI ELJÁRÁSTECHNIKA TANSZÉK

ii

BUDAPESTI MŰSZAKI ÉS GAZDASÁGTUDOMÁNYI EGYETEM GÉPÉSZMÉRNÖKI KAR ÉPÜLETGÉPÉSZETI ÉS GÉPÉSZETI ELJÁRÁSTECHNIKA TANSZÉK

ZICHÓ VIKTOR TUDOMÁNYOS DIÁKKÖRI KONFERENCIA Hűtőkörfolyamat kondenzátorhő hasznosítása

Konzulensek: Dr. Kassai Miklós adjunktus

Szabó János tudományos segédmunkatárs

Budapest, 2015

iii

Szerzői jog © Zichó Viktor, 2015. Szerzői jog © Dr. Kassai Miklós, 2015. Szerzői jog © Szabó János, 2015.

iv

TARTALOMJEGYZÉK Előszó ..................................................................................................................................... vii Jelölések jegyzéke ................................................................................................................... ix 1. Bevezetés ............................................................................................................................... 1 2. Szakirodalmi források felmérése és elemzése ................................................................. 3 2.1. Szakirodalmak a hűtőkörfolyamatok hulladékhő-hasznosításához kapcsolódóan .......................................................................................................................... 3 2.2. Szakirodalom feldolgozás az ipari terkben alkalmazható hővisszanyerési lehetőségekkel kapcsolatosan .............................................................................................. 8 3. Hűtőkörfolyamat kondenzátor-hőjének hasznosítása élelmiszeripari létesítményben ......................................................................................................................... 9 3.1. Élelmiszeripari létesítmény épületgépészete .......................................................... 9 3.1.1. Sokkoló hűtési teljesítményigénye ................................................................ 10 3.1.2. A sokkoló hűtőkörfolyamata ......................................................................... 17 3.1.3. Hőhasznosítás, mint opció ............................................................................. 20 3.1.4. Hőhasznosítók beillesztése a hűtőkörfolyamatba ...................................... 21 3.2. Az épület téli méretezési hőigénye ........................................................................ 23 3.2.1. Alapadatok........................................................................................................ 23 3.2.2. Számítási módszer ........................................................................................... 23 3.2.3. A hőterhelés kielemzése ................................................................................. 24 3.3. Hőhasznosító kialakítások felvázolása .................................................................. 26 4. A hőhasznosító rendszermegoldások összehasonlító elemzése ................................. 30 4.1. A) eset tanulmányozása ........................................................................................... 31 4.1.1. Többlet beruházás, költségek ......................................................................... 31 4.1.2. Megtérülés ........................................................................................................ 33 B) eset tanulmányozása ................................................................................................... 44 4.1.3. Többlet beruházási költségek ......................................................................... 44 4.1.4. Megtérülés ........................................................................................................ 45 5. Összefoglalás ...................................................................................................................... 49 5.1. Eredmények ............................................................................................................... 49 5.2. Tanulságok ................................................................................................................. 49 6. Felhasznált források .......................................................................................................... 51 7. Melléklet.............................................................................................................................. 53 7.1. Hővisszanyerési lehetőséégek ipari terekben ....................................................... 53 7.2. Transzmissziós hőveszteség számítása ................................................................. 58 7.2.1. Transzmissziós hőveszteség számítása ........................................................ 58 7.2.1.1. Külső transzmissziós hőveszteség számítása ....................................... 58 v

7.2.1.2. Fűtetlen tér felé történő hőveszteség ..................................................... 59 7.2.1.3. Alacsonyabbra fűtött helyiség felé történő hőveszteség ..................... 60 7.2.2. Meleg felületek hőterhelése ............................................................................ 61 7.2.3. Párolgó vízfelületek hőterhelése.................................................................... 62 7.2.4. Emberek hőterhelése ....................................................................................... 62 7.2.5. Gépek hőterhelése............................................................................................ 63 7.2.6. Világítás hőterhelése........................................................................................ 63

vi

ELŐSZÓ Kezdetektől fogva, mikor megszületett bennem a gondolat, hogy energetikusnak tanulok, már körvonalazódott bennem a cél, amit el akarok érni ezekkel a tanulmányokkal. A tudatos energiafelhasználás és környezetünk védelme szerves része volt neveltetésemnek, így került a választás az épületenergetika szakirányra, ami túlnyomórészt a lakossági fogyasztással foglalkozik. Ebben a szakdolgozatban is továbbvezetem ezt a gondolatot, a fenntarthatóság iránya felé törekvés szándékával. *** Szeretnék köszönetet nyilvánítani édesanyámnak és édesapámnak, hogy a tőlük telhető legnagyobb igyekezettel támogattak és lelkesítettek a tanulmányaim során. Köszönet tartozik minden kedves barátomnak, aki segített elfeledni a nehézségeket, még a legnehezebb időkben is. Őket nem sorolom fel, mert biztos vagyok benne, hogy valaki kimaradna, de aki barátomnak tartja magát, az tudja, hogy hálás köszönet jár neki. Köszönet jár Szabó Jánosnak, témavezetőmnek, aki szinte bármikor időt kerített a konzultációkra, és önzetlenül, barátként dolgozott velem a szakdolgozaton. Köszönet Nikinek, a nővéremnek, a nagyszüleimnek, az egyetem minden tanárának, a kollégista szomszédoknak, a Komárom-Európa Futó Egyesület kerékpáros tagozata tagjainak: Balla Istvánnak, Langschadl Józsefnek, Lukács Balázsnak, Dr. Mikolasek Sándornak, Moravcsik Bélának, ifj. Moravcsik Bélának, Recsák Tibornak, Töltési Lászlónak, Viczena Jánosnak. Köszönetemet nyilvánítom keresztszüleimnek, Dr. Fenyvesi Erikának és Dr. Lipóth Lászlónak, unokatestvéreimnek, Lipóth Andrásnak, Zichó Zsuzsának és Zichó Zoltánnak. Különös köszönet Bankó Mihály barátomnak, aki egy szinte teljes nyarat velem töltött 2014-es expedíciónkon. Szintén különös köszönet a BME TK falmászó egyesülete tagjainak: Heltay Attilának, Joó Tamásnak, Kiss Dórának, Lebek Bencének, Mester Ádámnak, Pádár Péternek és Szklenár Bálintnak. Köszönet Olasz Sándornak, Monostori Andrásnak, Takarics Lászlónak, Horváth Péternek és a Zeller Consulting Souisse-nek. Budapest, 2015 Zichó Viktor

vii

JELÖLÉSEK JEGYZÉKE A táblázatban a többször előforduló jelölések magyar nyelvű elnevezése, valamint a fizikai mennyiségek esetén annak mértékegysége található. Az egyes mennyiségek jelölése – ahol lehetséges – megegyezik hazai és a nemzetközi szakirodalomban elfogadott jelölésekkel. A ritkán alkalmazott jelölések magyarázata első előfordulási helyüknél található. Latin betűk Jelölés

Megnevezés, megjegyzés, érték

Mértékegység

a

hőfokvezetési tényező

m2/s

A

felszín

m2

Bi

Biot-szám

1

c

fajhő

J/(kgK)

C

költség

Ft

COP

fűtési teljesítménytényező

1

EER

hűtési teljesítménytényező

1

Fo

Fourier-szám

1

h

fajlagos entalpia

J/kg

H

transzmissziós hőveszteség-tényező

W/K

l

hossz

m

m

tömeg

kg

tömegáram

kg/s

p p

nyomás egységköltség

bar, Pa Ft/egység

P

teljesítmény

W

Q

hő

J

hőáram

W

r

sugár

m

r0

párolgáshő

J/kg

T

hőmérséklet

°C

U

hőátbocsátási tényező

W/(m2K)

V

térfogat

m3

v

sebesség

m/s

x

abszolút nedvességtartalom

1

ix

Görög betűk Jelölés

Megnevezés, megjegyzés, érték

Mértékegység

α

hőátadási tényező

W/(m2K)

β

bepárolgási tényező

kg/(sN)

η

hatásfok

1

ϑ

dimenziótlan hőmérséklet

1

λ

hővezetési tényező

W/(mK)

ρ

sűrűség

kg/m3

τ

idő

s

υ

segédparaméter tranziens hővezetéshez

1

relatív nedvességtartalom

1

lineáris hőátbocsátási tényező

W/(mK)

ψ

Indexek, kitevők Jelölés

Megnevezés, értelmezés

0

kezdeti zavartalanul áramló közeg

b

belső

be

befúvott

c

középponti

e

ember

el

elszívott

elp

elpárologtató

g

gőz

i

általános futóindex (egész szám)

k

külső

komp

kompresszor

kond

kondenzátor

lev

levegő

m

közepes

max

fizikailag lehetséges maximum, magasabb értékkel rendelkező

mf

meleg felület

min

alacsonyabb értékkel rendelkező

Indexek, kitevők Jelölés

Megnevezés, értelmezés x

p

izobár

pv

párolgó vízfelület

t

telítési

tr

transzmissziós

u

fűtetlen

v

víz

vil

világítás

vill

villamos

xi

1. BEVEZETÉS A fejlett államok többségénél napirendi ponton van az energiafelhasználás csökkentése, az energiamix megújítása, illetve az energiahatékonyság növelése. Több sürgető oka is van ezeknek az intézkedéseknek. Köztudott, hogy bolygónk klímája jelentős mértékű, de talán még jelentősebb ütemű változást szenved az antropogén eredetű üvegházhatású gázok kibocsátásának köszönhetően. A Föld jelenlegi CO2 kibocsátásának túlnyomó része továbbra is természetes eredetű. Évente 111-169 Gt kibocsátás származik természetes forrásokból [1]. Ugyanakkor ehhez viszonyítva az emberi eredetű emisszió mindössze 5-8 Gt/év [1]. Hozzá kell tenni, hogy a természetes eredetű emisszióhoz tartozik egy azonos értékű abszorpció is. Növények kötik meg és alakítják át a CO2-t O2-re a napsugárzás energiáját felhasználva. Ezek szerint az antropogén kibocsátás mégse tekinthető elhanyagolhatónak. A Föld ökoszisztémái igen labilis rendszert képeznek, mivel a fajok nagyon érzékenyek a legkisebb mértékű hőmérséklet-változásra is. A vízkészletek lokációja folyamatosan áthelyeződik, sok helyen elsivatagosodást, másutt a megszokottnál sokkal gyakoribb viharokat, intenzívebb csapadékhullást okozva. Szintén sokak által ismert problémát jelenthet a foszszilis energiahordozók véges készlete. Emiatt is szükséges az OECD országok pazarló energiafogyasztási szokásain változtatni. A fejlett államoknak hatalmas felelősségük van, náluk összpontosul a fogyasztás és a kibocsátás legnagyobb hányada. Ugyanakkor a következmények más területeket sújtanak. A globalizáció kínálta lehetőségeket kihasználva a fejlett országok próbálják ledobni a terhet a vállukról, a termelés és a bányászat fejlődő országokba történő kihelyezésével. Ám lokálisan ez megoldást jelent, de a globális szemlélet szerint semmivel nem jut előrébb az energetika, sőt a szállítás energiaigényessége miatt ez a magatartás inkább súlyosbítja a helyzetet. A megoldás valójában már rég ismert, a fogyasztást kellene lecsökkenteni olyan mértékűre, ami nem jelent túl nagy terhelést környezetünk számára. Ez egyfajta egészséges egyensúlyt nyújtana, ami egy adott szintű gazdaság, egy civilizált társadalom, illetve egy nem rongálódó környezet fenntartását teszi lehetővé. Ez a koncepció a fenntarthatóság szemlélete. A fenntartható energetika a motorja az egész fenntarthatóságnak, elsődleges célkitűzése a fogyasztás csökkentése és a megújuló energiaforrások részarányának lehető legnagyobb mértékű növelése. Az első célnak nagy határt szab a ragaszkodó fogyasztói magatartás, a kényelemről való lemondás nehézsége. Mindazonáltal úgy kell csökkentenünk a fogyasztást, hogy az ne, vagy csak kis mértékben legyen észrevehető a fogyasztónál. Magyarországon az éves primerenergia-felhasználás közel harmada a lakossági ágazatra esik (1.1. ábra).

1

1.1. ábra Szektoronkénti primerenergia-fogyasztás Magyarországon [2]

A lakossági energiafelhasználás csupán kis részét alkotja a villamosenergiafogyasztás, túlnyomó többségét a fűtés, hűtés és a használati melegvíz (innentől HMV) előállítás képzi. Az energiaveszteség-feltárásnak nagy szerepe van ebben a szférában, ugyanis számos helyen tudnánk a befektetett munkát nagyobb hatásfokkal hasznosítani. A dolgozat célja, hogy az épületekben felmerülő hűtési igénnyel járó felhasznált energia hatékonyabb, többcélú alkalmazását vizsgálja, illetve a megoldásokat szembe állítsa a megszokott kivitelezéssel. Habár a dolgozatomban egy ipari létesítményt fogok vizsgálni, az ott kapott eredmények hasonlóképp felhasználhatók a lakossági szektorban, és talán itt takaríthatjuk meg vele a legtöbb primerenergiát.

2

2. SZAKIRODALMI FORRÁSOK FELMÉRÉSE ÉS ELEMZÉSE 2.1. Szakirodalmak a hűtőkörfolyamatok hulladékhő-hasznosításához kapcsolódóan Hűtőkörfolyamatok kondenzátrhő-hasznosítása témában magyar nyelvű szakirodalom nem állt rendelkezésre, hazánkban ez a fajta hulladékhő-hasznosítás kevéssé elterjedt. Az idegen nyelvű cikkek közül is csupán kevés az, ami kifejezetten a kondenzátorhő hasznosításáról szól. Romdhane B. Slama [3] tanulmányában felismeri, hogy a hőszivattyúk alkalmazásakor rendszerint csak az egyik oldalt használják: az elpárologtatót hűtési igény kielégítésére, vagy a kondenzátort fűtésre. Pedig a két igény a legtöbb esetben koincidens, akár élelmiszeripari létesítményeket, akár középületeket vagy lakóépületeket szemlélünk. A hőszivattyúkat sokan megújuló „energiaforrásnak” tekintik, azonban ez közel se igaz. Abban az esetben lenne megújuló, ha a működtetéséhez szükséges mechanikai munka megújuló energiaforrásból származna. Ugyanakkor fontos megjegyezni, hogy a hőszivattyú a befektetett villamosenergia többszörösét tudja átalakítani hűtési vagy fűtési munkává. A cikk célkitűzése egy háztartási hűtőgép kétoldalú kihasználása, a kondenzátor átalakításával. Az átalakítás nem változtat az elpárologtató és a kompresszor kialakításán, mindössze a hagyományos levegőhűtésű kondenzátort cseréli le egy csőkígyóra, amit egy víztartályban helyeznek el. Tehát a hűtőközeg kondenzációja közben leadott hőt a környező víznek adja át, ezzel HMV-t termelve. A hűtőgép átalakítása előtt egy vizsgálatot futtattak 24 órán keresztül, ahol lemérték a kompresszor teljes működési idejét, illetve átlagos teljesítményét. Az eredmények kb. napi 8 órás működést igazoltak, és 120W volt a kompresszor villanymotorja által felvett teljesítmény. A vízmelegítésre végzett becslésekhez a COP értékét 3nak vették fel, mint elvárható minimum. A vízhőmérsékletet 25°C-al kívánták emelni. Az üzemidő, a teljesítmény és a COP segítségével becslést lehet tenni a leadott hőmennyiségre. Ez a hő teljes egészében a vizet melegíti, így a fajhő és az elvárt vízhőmérséklet-emelés mértéke ismeretében meghatározható a felmelegíthető vízmenynyiség. A becslések szerint napi 93 l vizet tudnának felmelegíteni a szükséges átalakításokkal a hűtőgép normális működése mellett. Egy másik kísérletben (vélhetően) szintén szakaszosan működtették a kompresszort, és vizsgálták a hűtött térben kialakuló hőmérsékletet, a vízmelegítőben kialakuló hőmérsékletet, illetve a környezeti hőmérsékletet az idő függvényében. A tartályban felmelegedő vizet nem keringtették (vagy nem tesz erre említést), és nem fogyasztották el, friss vizet a helyére engedve. A hőmérsékletmérési módszerekről, mért pontokról nem szolgáltat különösebb információt, így nem ismert például a 3

vízmelegítőben kialakult homogenitás, lehet, hogy a víz nem érte el ezt a hőmérsékletet, csak a hőcserélő tekercshez közeli pontokban.

v 2.1. ábra Közeghőmérsékletek az idő függvényében [3]

A mérés eredményeit a 2.1. ábra tartalmazza, amiből kiderül, hogy a kondenzátor igen magas kondenzációs hőmérsékleten adja le a hőt. Ez nagy nyomásra utal, amit igazol is a mért kondenzátornyomás: „mértük a kondenzátor- és elpárologtatónyomásokat, melyek értékei 15 és 0,1bar-ra álltak be.”

4

2.2. ábra COP és EER az idő függvényében [3]

A hatásosság értékeit is rögzítették a mérés során. A 2.2. ábrán látható, hogy a COP és az EER érték is nagyot zuhant a működési idő előrehaladtával. Ez vélhetően annak köszönhető, hogy a kondenzátor már nem tudott elegendő hőt leadni a kis hőmérsékletkülönbség miatt, ami a vízcsere hiánya miatt alakult ki. Továbbá a hűtött térben is hasonló hőmérséklet alakult ki, mint a forráspont az elpárologtató nyomásán. Douglas T. Reindl és Todd B. Jekel által kiadott ASHRAE (American Society of Heating-, Refrigerating- and Air conditioning Engineers) cikk [4] az ipari hűtőberendezések hulladékhőjének hasznosításáról nyújt áttekintést. Ők is a fenntarthatóság alaptéziséből indulnak ki, és a primerenergia hatékonyabb felhasználását tűzik ki célul. Az elemzés kitér mind a kondenzátorhő hasznosítására, a kompresszorfej hűtésre, és a kompresszorok hűtőolaja által felvett hő hasznosítására. Az iparban két fő kompresszortípust használnak a hűtő körfolyamatokhoz: dugattyús, illetve csavarkompresszort. Mindkettő hűtést igényel, viszont a dugattyús kompresszor kevésbé elterjedt, ezért a cikk csak a csavarkompresszorral felszerelt körfolyamatokkal foglalkozik. A hasznosított hő felhasználási területei közé sorolja a padlófűtést, a felmosóvíz-melegítést, HMV-előállítást, és a levegő fűtését. Az ammónia hűtőközegű körfolyamatokat rendszerint két fokozatra bontják: egy mélyhűtőre és egy felső fokozatra, a két körfolyamat pedig egy hőcserélőn kapcsolódik: a mélyhűtő kondenzátora és a felső fokozat elpárologtatója alkotja. Azért van szükség a hűtőkörfolyamat szétbontására, mert egy kompresszióval túl magas hőmérséklet alakulna ki a túlhevített zónában. A túlzottan magas hőmérséklet előnyte5

len, mert amortizálja a berendezéseket, valamint a kompresszorhűtő olaj szénláncai módosulhatnak, ami az olaj gyakori cseréjét eredményezi. Egy hagyományos kondenzátorban leadott hő két komponensből áll: szenzibilis hő adja a hűtőközeg túlhevítettségét, a látens hő pedig a fázisváltásban rejlő hőt. A látens hő egy átlagos ammónia hűtőközegű felső fokozatú körben „alacsony minőségű hőenergiát jelent” [3] hasznosítás szempontjából, mivel általában 35 °C (95°F) a telítési hőmérséklet (mint az a 2.3. ábrán látható), ami pl. HMV-előállításhoz már nem is felel meg teljes egészében, legfeljebb előmelegítésre. A túlhevítettségben sokkal nagyobb potenciál van: a közeg 85 °C-os hőmérsékleten lép ki a kompresszorból, ezt pedig 35 °C-ig le kell hűteni, hogy a kondenzáció végbemenjen. Ennek a hátránya, hogy a leadott hőnek csak kis hányada (10%) esik ebbe a tartományba. A mélyhűtő körben az elvonható hőnek nagyobb része esik a túlhevített zónába. A hasznosítható rész viszont ennél jóval kisebb, mert a kompresszorból kilépő gázt 85°C-ról -12°C-ig hűtik, azonban ennek a tartománynak csak a felső része az, ami számunkra értékes (2.4. ábra). Továbbá hozzá kell tenni, hogy az itt elvont hő csökkenti a felső fokozat teljesítményét, tehát innen nem éri meg hőt elvonni más célra.

2.3. ábra Látens és szenzibilis hő aránya a felső fokozatban [4]

6

2.4. ábra Látens és szenzibilis hő aránya az alsó fokozatban, ebből a hasznosítható hő [4]

A tanulmány szerint a kondenzátorhő hasznosítása problémákat vet fel, nevezetesen a hűtőközeg oldalán megnövekedő nyomásesést, illetve meghibásodás esetén a hűtőközegbe kerülhet a kondenzátorra szerelt hőcserélő szekunder közege. Hagyományosan az olaj hűtésére ún. termoszifont alkalmaznak. Ez egyszerűen egy hőcserélő, aminek az egyik oldalán a hűtendő olaj áll, a másik oldalán pedig az alacsony nyomású hűtőközeg. A hűtőközeg tehát felveszi a hűtendő olaj hőjét, és ezzel elpárolog. Másik lehetőség az olaj hűtésére egy külön közeg segítségével való hőleadás. Az olaj egy hőcserélőn keresztül átadja hőjét a szekunder közegnek, rendszerint víznek vagy glikólnak, majd ezt egy zártkörű folyadékhűtőn lehűtik. Itt újabb lehetőség nyílik a hulladékhő hasznosítására. Egy átlagos méretű ikercsavarkompresszorral felszerelt hűtő körfolyamatra összehasonlították a kondenzátorhő hasznosításból és a hűtőolajból nyerhető hőteljesítményeket a szívott oldali és a nyomott oldali telítési hőmérsékletektől függően. A mért értékek a 2.5. ábra két jobb oldali oszlopában találhatók.

7

2.5. ábra Visszanyert hőteljesítmény kondenzátorhő-hasznosítással és olajhűtéssel [4]

Számomra nem világos, miért kapott térfogatáram (Lpm = litres per minute) dimenziót a visszanyert hő mennyisége, de mindenesetre így is összehasonlíthatók a kapott értékek, talán adott közeghőmérséklet-emelkedésre vonatkoznak a mért mennyiségek. Látható, hogy az elpárologtató oldali telítési hőmérséklet növekedésével emelkednek a kondenzátorhő hasznosítóból kinyert értékek is, az olajhűtésből származó hő azonban egyre csökken. A kondenzátoroldali telítési hőmérsékletek növekedésével együtt emelkedik mindkét hőhasznosító eljárásból kinyert hő. Az olajhűtésből kinyert hő azonban jóval nagyobb mértékben növekszik.

2.2. Szakirodalom feldolgozás az ipari terkben alkalmazható hővisszanyerési lehetőségekkel kapcsolatosan A téma szakirodalom feldolgozása terjedelmi korlátok miatt a mellékletben, a 7.1. fejezetben található.

8

3. HŰTŐKÖRFOLYAMAT KONDENZÁTOR-HŐJÉNEK HASZNOSÍTÁSA ÉLELMISZERIPARI LÉTESÍTMÉNYBEN 3.1. Élelmiszeripari létesítmény épületgépészete Az élelmiszeriparban nagy gondossággal kell bánni a levágott állatok húsának fertőtlenítésével. Többféle szennyeződés, mikroorganizmus megtalálható vagy idővel megtelepszik a leölt állat testén, mint baktériumok, gombák, vírusok, vagy penész. Amint a mikroorganizmus megtelepszik a tetem felületén, először nem, vagy csak nagyon kis mértékben szaporodik. Ebben a szakaszban a mikroorganizmus megpróbál alkalmazkodni a környezetéhez. Ezt követi a növekedés szakasza, ahol az élősködők egyedszáma exponenciális függvény szerint emelkedik. Miután sokszorosára növekedett a mikroorganizmusok száma, a tápanyaghiány és az általuk felhalmozott mérgek miatt a növekedés átvált hasonlóan nagy ütemű pusztulásba. Megtelepedésük a hús tulajdonságaitól és a környezettől függ. Mivel a hús minőségén nem igazán tudunk vagy akarunk változtatni, igyekszünk a környezet paramétereivel megakadályozni vagy hátráltatni a megtelepedésüket. Ilyen paraméter a levegő hőmérséklete, a nedvességtartalma, a légmozgás intenzitása, valamint az oxigénkoncentráció. Ennek megfelelően gépészeti oldalról hőkezelhetünk, hűthetünk, párátlaníthatunk, párásíthatunk, szellőzést biztosíthatunk vagy változtathatjuk az oxigénszintet megfelelő mértékben [7]. Az általam vizsgált létesítmény egy vágóhíd, ahol kifejezetten baromfifeldolgozással foglalkoznak. A vágóhíd óránként 3000 baromfit képes feldolgozni, a procedúra során mind fűtési, mind hűtési igény jelentkezik. Az élő állat, ahogy bekerül az üzembe, a következő állomásokon, eljárásokon esik át: 1. Élőállat mosó, használati hidegvízzel 2. Állatorvosi vizsgálat 3. Kábító 4. Vágó 5. Kopasztó: itt távolítják el a baromfiról a teljes tollazatot. A kopasztást megkönnyíti, ha forró vizet juttatnak a tetem testére. Ezzel a tollak töve fellazul, hatékonyabb a kopasztási folyamat. A csirkékre fecskendezett víz kb. 65°Cos, tömegárama tetemenként 1kg/h. 6. Vizes kád 7. Lábvágó 8. Zsigerelő 9. Levegős előhűtő, szeles hűtő: sokkolónak is nevezik ezt a szakaszt, mert rövid idő alatt nagymértékben csökkentik a hús hőmérsékletét, ezzel megne9

hezítve a mikroorganizmusok alkalmazkodását. A csirke hőmérséklete kb. 43 °C amikor bekerül a hűtőbe, a folyamat végén pedig cél, hogy a hús legmagasabb hőmérsékletű pontjaiban se legyen 3 °C-nál melegebb. A feldolgozás során tehát nagy hő- és nagy hűtőteljesítményre van szükség. A vágóhíd hűtési igényével kell elsősorban foglalkoznom, a hűtési körfolyamat hulladékhőjének hasznosítását figyelembe véve, tehát mértékadó lesz a hűtési teljesítmény. A létesítményben sok hűtött helyiség van, de az újonnan kialakított sokkolóba olyan hűtőgépet kívánunk elhelyezni, aminek a kondenzátorhőjét is hasznosíthatjuk. Így csak az új sokkoló hűtőkörfolyamatával foglalkozok. 3.1.1. SOKKOLÓ HŰTÉSI TELJESÍTMÉNYIGÉNYE A hűtési folyamat kezdetén a csirkéket felakasztják úgy, hogy szabadon tudjon járni körülötte a levegő. A hűtés modellezéséhez szükséges egy leegyszerűsített geometria, aminek a hűtési folyamatát a hővezetés differenciálegyenletének megfelelő alakjával le tudjuk írni. A legalkalmasabb geometria a gömb lehet, mivel a baromfi nyakát, lábát már levágták, így egy gömbölyded alakot vesz fel. Természetesen nem lesz teljesen tömör gömb, de ha ily módon modellezünk, akkor megfelelő túlméretezést kapunk. A hűtés modellezéséhez szükségesek a következő kiinduló adatok:  

, vehetjük a vízzel azonosnak

 

, egy átlagos levágott csirke tömege

A geometria jellemző mérete megegyezik a gömb sugarával, a gömb sugarát pedig a gömb tömegéből határozzuk meg. A hűtési feladat tulajdonképpen tranziens hővezetés modellezése a hűtőkamra zavartalanul áramló levegőjétől a gömb középpontjáig. Ezt a hővezetési problémát dimenziótlan számok segítségével oldjuk meg, mint a Fourier-, a Biot-szám, és a dimenziótlan hőmérséklet. A cél az, hogy a gépész gyakorlatban jellemző legalacsonyabb hűtőkamra-léghőmérsékletek mellett minél hamarabb le tudjuk hűteni a húsokat. Első lépés a hővezetés differenciálegyenletéből megfelelő transzformációkkal gömb modellre megkapott leegyszerűsített összefüggések bemutatása, Stanford és Klein [8] könyve alapján. A tranziens hővezetés modellezését leegyszerűsítő szám a dimenziótlan hőmérséklet, ami megmutatja a jelenlegi és a kezdeti hőmérsékletkülönbségek hányadosát a zavartalanul áramló közeg és egy kijelölt pont között:

10

(3.1)

A következő, a hővezetés differenciálegyenletéből származó gömbre levezetett függvénysor a dimenziótlan hőmérsékletet adja meg: (3.2)

Ahol: 

νi értékei a következő függvény sajátértékei: (3.3)

 

Ci konstans értéke a következő: (3.4)

 Ha a gömb középpontját vizsgáljuk,

értéke vehető 1-nek, mivel r=0

és A Fourier-szám függ a hűtés idejétől, a termikus diffúziós tényezőtől, illetve a sugártól. (3.5)

A hőfokvezetési tényező az anyagjellemzőktől függ: (3.6)

A hűtési teljesítményigény számítását a Biot-szám becslésével kezdhetjük el, amit be tudunk helyettesíteni a 3.3 függvénybe. A Biot-szám kiszámítása a következőképpen történik: (3.7)

Mivel a hővezetési tényező a húsra adott, valamint a sugár is kiszámítható, a hőátadási tényező becslése a feladat. A hőátadási tényező meghatározására alkalmas Jürgens-féle összefüggést használhatjuk: a levegő paramétereit (pl. sűrűség, Prandtl-, Reynolds szám, stb.) felhasználva az általános hőátadási egyenletekbe behelyettesítve egy egyszerű elsőfokú függvénnyé alakítja a hőátadási tényező-légsebesség függvényét. Két függvény létezik, a légsebesség különböző intervallumaira: 

Ha v<5m/s: 11

(3.8)



Ha v>5m/s: (3.9)

Tegyük fel, hogy a túlzottan nagy légsebességet nem szeretnénk alkalmazni, mert az nagy beruházási költségekkel járna a nagyteljesítményű ventilátorok miatt, így a légsebességet 10m/s-ra maximálom. Így becsülhetünk ezzel az értékkel. A megfelelő Jürgens-féle összefüggésbe behelyettesítve: (3.10)

Szükséges még a Biot-számhoz a sugár kiszámítása. A tömeg, a sűrűség és a gömb térfogának képlete ismeretében a sugár a következőképp áll elő: (3.11)

(3.12)

Ebből a Biot-szám: (3.13)

Miután ismert a Biot-szám, a segédparamétereket elő tudjuk állítani az f(ν) függvény segítségével. Tegyük a függvényt nullával egyelővé, ezzel megkeresve a zérushelyeket. (3.14)

Az egyenlet megoldása analitikus módon ismereteim szerint nem lehetséges, így egy numerikus zérushely-keresésre alkalmas szoftvert, a Wolfram Mathematica-t használtam a megoldáshoz. A szoftver szerint a függvény nem periodikus, ezért addig kell kiíratni a zérushelyeket, amíg a függvénysor tagjai számottevőek a végeredményben. A dimenziótlan hőmérséklet számításában szereplő függvénysor segédparamétereinek indexe i=1 értékről indul, ez annyit jelent, hogy csak a pozitív gyököket kell vizsgálni, az első 0-nál nagyobb zérushely kapja az 1-es indexet. A zérushelyeket a 3.2. táblázatban soroltam fel, és kiszámoltam a hozzájuk tartozó függvénysortagokat. A sor tagjainak meghatározásához azonban szükség van még a Fourierszám kiszámítására: 12

(3.15)

(3.16)

Egyesítve a (3.15) és a (3.16) egyenletet, a Fourier-szám értéke különböző hűtési idők mellett: (3.17)

FourierHűtési idő (h) szám 1 0.0558 1.5 0.0837 2 0.1116 2.5 0.1395 3 0.1674 3.1. táblázat Fourier-szám a hűtési időtartam függvényében

Ezekre a Fourier-számokra és az ismert gyökökkel egyenlő νi segédparaméterekre elvégezhetjük a sorfejtést i=1-től végtelenig. Ilyen végtelen sorfejtést nem tudunk végezni, mert a sor elemei bár függvények szerint követik egymást, és a sor ugyan konvergens, automatizálni nem tudjuk úgy, hogy végtelen tagot összeadjon a számítógép.

13

3.1. ábra függvény

Ennek ellenére mérnöki hibahatáron belül könnyűszerrel el tudjuk végezni a végösszeg számítását. A számítás ésszerű iránya a megvalósítható dimenziótlan hőmérsékletből, mint adatból visszafele számolni, de a függvénysorból a segédparamétert visszaszámolni még bonyolultabb matematikai műveleteket igényelne. Tehát a számítás egyfajta ellenőrzésként fog működni, nem megfelelő érték esetén a hűtési időn vagy a hőátadási tényezőn tudunk változtatni. A zérushelykeresés eredményei és a hozzájuk tartozó függvénysor-tagok a következők lettek: i 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

üpszilon_i 2.8363 5.7173 8.6587 11.659 14.687 17.748 20.8282 23.922 27.025 30.1354

t=1h t=1.5h teta_i(kp.) teta_i(kp.) 1.2287407 0.9816358 -0.280518 -0.1126548 0.0230818 0.0028478 -0.000667 -1.5E-05 6.676E-06 1.621E-08 -2.29E-08 -3.475E-12 2.659E-11 1.467E-16 -1.05E-14 -1.211E-21 1.389E-18 1.949E-27 -6.19E-23 -6.084E-34

t=2h teta_i(kp.) 0.78435096 -0.0452713 0.00035188 -3.386E-07 3.955E-11 -5.316E-16 8.1636E-22 -1.418E-28 2.7767E-36 -6.086E-45

t=2.5h teta_i(kp) 0.62666512 -0.0181867 4.3447E-05 -7.632E-09 9.6263E-14 -8.108E-20 4.5231E-27 -1.651E-35 3.9265E-45 -6.033E-56

3.2. táblázat Segédparaméter és függvénysor tagok értéke

14

t=3h teta_i(kp) 0.50068042 -0.0073061 5.3645E-06 -1.72E-10 2.343E-16 -1.237E-23 2.5061E-32 -1.922E-42 5.5524E-54 -5.981E-67

Mindössze az első tíz gyököt írtam fel, mert már itt is olyan mértékű a konvergencia, hogy nem érdemes folytatni több gyökkel. Sárga mezővel jelöltem, ahol az i. és az i+1. tag között legalább négy nagyságrendnyi csökkenés van. A sorozat erősen konvergens, a függvénysor összeg ilyen konvergencia mellett kellő pontossággal meghatározható. A gyakorlatban ezért is szokás Fo>0,2 esetén a végtelen elemű függvénysort egy egyetlen tagból álló összefüggéssel helyettesíteni. Az egyes tagokat összegezve megkapjuk a dimenziótlan hőmérséklet értékét. A (3.1) egyenletet átrendezve és a megfelelő kiindulási- és célhőmérsékletet behelyettesítve a eredményeit tudjuk összehasonlítani különböző hűtési időtartamoknál. (3.18)

t_hűtés (h) teta_középpont T_végtelen (°C) 1 0.9706 -1319 1.5 0.8718 -269 2 0.7394 -111 2.5 0.6085 -59 3 0.4934 -36 3.3. táblázat Zavartalanul áramló hűtőkamra-léghőmérséklet

A értékei közt nagy eltérések vannak. Az egy órás hűtéshez tartozó hőmérséklete termodinamikailag nem is megvalósítható, 0K alatti fiktív értéket adott a számítás. Ami a gépész gyakorlatban megszokott, az a -40°C-os elpárologtató hőmérséklet. Ezt valamelyest túl kell lépnie a zavartalanul áramló közeg-hőmérsékletnek. Egyedül a három órás hűtés valósítható meg ilyen elpárologtató hőmérséklet mellett. Tehát három óra alatt 10m/s-os légsebesség mellett lecsökkenthető a csirke maghőmérséklete 3°C-ra. Ez megfelelő védelmet nyújt a mikroorganizmusok akkomodációja ellen. A szükséges hűtőkörfolyamat méretezéséhez szükségünk van a hűtési teljesítményre. Ezt szinte kizárólag a húsok által leadott hőáram adja, a kamra falain fellépő hőáram ehhez képest szinte elhanyagolható. A határoló szerkezet a Kingspan gyártónak egy előre szigetelt panelja, amely 150mm-es vastagságban U=0,14W/m2K hőátbocsátási tényezővel rendelkezik.

3.4. táblázat Kingspan falszerkezet hőátbocsátási tényezője [http://kingspan.co.uk/]

15

Ilyen kamrafal kiépítése esetén a két hűtőkamra összes függőleges falán (teljes kerület 61m, belmagasság 3m) fellépő hőáram 1,79kW. A mennyezeten (100m2) fellépő hőáram pedig 0,77kW. Ez összesen 2,56 kW-ot tesz ki 20°C-os környezeti hőmérséklet esetén. Egy csirke által leadott hőt a teljes leadható hőmennyiség és a dimenziótlan hőtranszport segítségével állítjuk elő. A leadható teljes hőmennyiség: (3.19)

A dimenziótlan hőtranszport: (3.20)

ahol a segédparaméter és Ci értékei megegyeznek a dimenziótlan hőmérséklet számításában szereplőekkel. Az első tíz tagot véve itt is nagyon gyors konvergenciát kapunk. A végeredmény megfelelő pontosságú lesz. i 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

Q_i (J) Q/Qmax (1) 0.043531 0.956331 0.000138 3.78E-08 5.69E-13 4.16E-19 1.3E-26 1.68E-35 8.68E-46 1.76E-57 1.38E-70

3.5. táblázat Dimenziótlan hőtranszport

Innen a teljes hűtési folyamat alatt leadott hőmennyiség: (3.21)

Az igényelt teljes hűtési teljesítmény a hűtési idő és a csirkék számával, majd hozzáadva a transzmissziós hőveszteséget:

16

(3.22)

(3.23)

3.1.2. A SOKKOLÓ HŰTŐKÖRFOLYAMATA A kamra teljes hűtési igénye ismeretében már be lehet méretezni a hűtőgépet. A körfolyamat méretezésére egy iterációs alapú szoftvert, a Coolpack-et használtam. Ebben a hűtési teljesítményigényre, az elvárt elpárologtató- és kondenzátorhőmérsékletekre lehet tervezni. Ilyen alacsony elpárologtató-hőmérséklet esetén célszerű kétfokozatú hűtést használni, mert ha csak egyszer komprimáljuk a hűtőközeget, akkor az túl messze kerül a telített gőz állapottól, és kellemetlenül magasra emelkedik a hőmérséklete. A túlzottan magas hőmérséklet hátrányai azonosak a 2.1. fejezetben tárgyaltakkal. Két opció létezik a kétfokozatú hűtésre: a) Egy hűtőközeget használnak a teljes körben, amit a felső fokozat kondenzátora után szétválasztanak.

3.2. ábra Alsó- és felső fokozat keverése

17

A hűtőközeg kisebb részét lefojtják egy expanziós szeleppel a felső fokozat elpárologtató-hőmérsékletére. A közeg másik felét túlhűtik egy hőcserélőn a már lefojtott hideg felső fokozati közeggel. Majd ezt is lefojtják, az alsó fokozat elpárolgási hőmérsékletére. Miután az alsó fokozat kompresszorán áthaladt a hűtőközeg, a szétválasztott közeget újra összekeverik, ezzel a felső fokozat közege elpárolog, az alsó fokozaté veszít a túlhevítettségből. Ezután az egyesített közeget komprimálják a felső fokozat kondenzátornyomására. A körfolyamat a 3.2. ábrán látható, a színek utalnak a hűtőközeg hőmérsékletére. Előnye, hogy ugyanaz a közeg áramlik mindenhol, vagyis csak ehhez kell kompresszort, tömítéseket, egyéb berendezéseket választani. Hátránya, hogy nehezebben optimalizálható, általában kisebb COP értékkel rendelkezik. b) Két különálló kaszkád körrel valósítják meg a hűtést. Egy hőcserélő az alsó fokozat kondenzátora és a felső fokozat elpárologtatója között biztosítja a hőcserét. Ez a kialakítás kicsit költségesebb, viszont jobban optimalizálható, mert mind az alsó, és a felső fokozathoz a hőmérsékleteknek leginkább megfelelő hűtőközeget választhatjuk. A 3.3. ábrán jól látható, hogy középen átfedés van a két kör között. Ez a hőmérséklet-különbség biztosítja a megfelelő hőcserét a két közeg között.

3.3. ábra Kaszkád körfolyamat

A hűtési teljesítménytényező sokkal jobb értékűre adódik a kaszkád kialakítás esetén, ezért emellett a típus mellett döntök. A 3.3 ábrán a végleges kialakítás körfolyamatának csak egy sémája látható, a végleges körfolyamatot alsó és felső fokozatra szétbontva az adott közeg logp-h diagramján ábrázolom. A hűtőközegeket megválo18

gatva a legjobb kombinációnak az R134a/R600a páros bizonyult felső/alsó fokozatra. Ez esetben a hűtési teljesítménytényező értéke: (3.24)

Míg a fűtési hatásosság (3.25)

Egy kétfokozatú hűtésnél ez elég jó értéknek bizonyul. A felső fokozatban az izobután hűtőközeg 51,3°C-ról hűl le 20°C-ra, eközben Ts,felső = 35°C-on kondenzál. Mindeközben = 207kW-ot ad le a környezetének. A telítési hőmérséklet direkt úgy lett megválasztva, hogy a hőleadás ne okozzon gondot nyáron se. A tervezett 15°C-os túlhűtés elmaradhat a legnagyobb kánikulában, de ez kb. 0,14-os csökkenést okoz a COP és EER értékében. A végleges hűtőkörfolyamat alsó és felső fokozatát a következő logp-h diagramokon ábrázoltam:

R600a Ref :W.C.Rey nolds: Thermody namic Properties in SI 15

DTU, Department of Energy Engineering s in [kJ/(kg K)]. v in [m^3/kg]. T in [şC] M.J. Skovrup & H.J.H Knudsen. 15-05-26

0. 0

0 .3 0

v=

-10

0. 0

20

v=

150

80 0.

v=

80

0. 1

0 .5 0

5 v

.2 =0

0 -2 0

-2 0

v=

0

0 .6 0

. 30

60 v=

50

0. 4

0 .7 0

s= 2 .5 0

70

s = 2 .4 0

0 .8 0

0

0 .9 0

-3 0

s= 2 .6 0

Pressure [kPa]

0 .4 0

10

0. 0 v=

v=

v=

90

0. 0

v=

100

60

v= 0. 0 0. 0 30 40

-1 0

40 v=

0

1 .0

. 60

v= 0

30

s= 2 .7 0

x = 0 .1 0

. 80 -4 0

v= 1

1 .5

.0

25 2 .0

20

0 .2 0

0 .3 0 1 .0 0

0 .4 0 1 .2 0

0 .5 0 1 .4 0

0 .6 0 1 .6 0

0 .7 0 1 .8 0

0 .8 0 2 .0 0

0 .9 0 2 .2 0

-4 0

-3 0

-2 0

-1 0

0

10

20

30

160 180 200 220 240 260 280 300 320 340 360 380 400 420 440 460 480 500 520 540 560 580 600 620 Enthalpy [kJ/kg]

3.4. ábra Alsó fokozat logp-h diagramja

19

R134a Ref :D.P.Wilson & R.S.Basu, ASHRAE Transactions 1988, Vol. 94 part 2. 02

0

DTU, Department of Energy Engineering s in [kJ/(kg K)]. v in [m^3/kg]. T in [şC] M.J. Skovrup & H.J.H Knudsen. 15-05-22

0. 0

980

30

v=

880

0 .0 3

0

0 .0 4

0

30

0. 0

03

0

780

04

20

10

08

0. 0 v=

0. 0 v=

0. 0 v=

v=

0. 0

15

v=

0. 0

20

v=

30

10

s = 1 .7 5

0. 0

s = 1 .8 0

480 10

380 v

.0 =0

0 .0 5 60

0

0 .0 6

0

0 .0 7

0

0 .0 8

0

0 .0 9

0

40

s = 1 .8 5

Pressure [kPa]

06

0

0

v=

580

0. 0

20

0

v=

680

0

0

280 v=

0.

060

0 .1 0

v=

0. 0

s = 1 .9 0

s = 1 .0 0

80 -1 0

v= 0

180

x = 0 .1 0

0 .2 0

0 .3 0

0 .4 0

0 .5 0

1 .2 0

200

225

250

275

0 .6 0 1 .4 0

300

0 .7 0

0 .8 0

0 .9 0

. 10 -1 0

0

10

20

30

40

50

1 .6 0

325 350 Enthalpy [kJ/kg]

375

400

425

450

3.5. ábra Felső fokozat logp-h diagramja

3.1.3. HŐHASZNOSÍTÁS, MINT OPCIÓ A felső kör kondenzátorán tehát 207kW-ot kell leadni a környezetnek, hogy megfelelően működjön a körfolyamat. Miért is kellene kidobni ezt a nagy hőmennyiséget? Gyakorlatilag bármely évszakban megvan a megoldás arra, hogy megszüntessük, vagy nagymértékben redukáljuk a kidobott energiamennyiséget. Hagyományosan a kondenzátor egy egyszerű fan-coil berendezés, amit az épület falán helyeznek el. Ugyanezt a berendezést el lehetne helyezni az épület légtechnikai rendszerében előfűtőként, vagy üzemelhet akár egyedüli légfűtőként is. Ilyen kialakítás esetén nagy mennyiségű fűtési energiát spórolhatunk meg a fűtési szezon során. Nyáron ugyan nincs szükség fűtésre, viszont a húsfeldolgozás során két helyen is van HMV igény: az élőállat mosónál, illetve a kések mosásánál. Ez újabb potenciált jelent a kondenzátorhő-hasznosításra. A használati melegvíznek hőt leadni egy fokkal bonyolultabb, mert az ivóvízbe nem juthat olyan szennyező, mint az izobután hűtőközeg. Gépészetileg ez annyit változtat, hogy egy köztes hőhordozó kört kell alkalmazni a hűtő körfolyamat és a víz között, olyan közeggel, amely ivóvízbe jutva nem okoz mérgezést. Szükséges lesz azonban még e két hőhasznosító mellé is beépíteni a hagyományos levegős kondenzátort, mert ha a HMV tartályokban a vízhőmérséklet már Tt,kond értékét közelíti, itt se történik hőleadás. A három hőleadó legelőnyösebb 20

kapcsolása a párhuzamos lehet, mert így alacsony marad a hűtő körfolyamat hidraulikai ellenállása, valamint az egyes kondenzátorokra eső tömegáramot is könnyedén szabályozhatjuk háromjáratú motoros szelepekkel. 3.1.4. HŐHASZNOSÍTÓK BEILLESZTÉSE A HŰTŐKÖRFOLYAMATBA Két kialakítás lehetséges a hőcserélők elhelyezését illetően. a) Teljesen leválasztjuk a hűtőkörfolyamatról a hőleadókat egy hőcserélő segítségével. A hűtőközeget átbocsátjuk egy hőcserélőn, ahol le tud kondenzálni, és ezzel átadja hőjét a szekunder oldali glikól oldatnak. A glikólos vizet egy külön szivattyú keringteti, a pillanatnyi fűtési- és HMV igényeknek megfelelően a légkezelő vagy a bojler hőcserélőjére. Ezek a hőcserélők prioritást élveznek a léghűtésű külső kondenzátorral szemben, de a hűtőköri kondenzátor hőáramát minden időpontban ki kell elégíteni. Ezt a szekunder körben a hőleadók között elhelyezett háromjáratú motoros szelepek biztosítják.

3.6. ábra Indirekt hőleadás mindhárom hőcserélőn

21

b) A külső léghűtésű kondenzátor és a légkezelőben elhelyezett kondenzátor közvetlenül kapcsolódik a hűtőkörfolyamatra, míg a HMV termelőben elhelyezett hőcserélő közvetett módon.

3.7. ábra Hűtőközeg rábocsátása a kaloriferekre és a hagyományos kondenzátorra

Az indirekt körre ebben az esetben kisebb terhelés esik. Ez olyan szempontból előnyösebb, hogy a két kör közti hőcserélőn ezzel arányosan kevesebb hőt veszítünk el. Ha η-val jellemezzük ennek a hőcserélőnek a hatásfokát, akkor ebben az esetben a légkezelőben elhelyezett kondenzátoron 1/η-szor akkora hőt tudunk hasznosítani, mint az a) pontban tárgyalt kialakítás esetén. Az indirekt kör közege ebben az esetben lehet víz is, hiszen a HMV előmelegítőben fagyásveszély nem lehetséges. A két kör közti hőcserélő típusát illetően mindkét kialakítás esetén a hűtökör oldali elvárt kis nyomásesés miatt a cső a csőben vagy az NTH hőcserélő jöhet szóba. Ezek hatásfoka 0,85 és 0,9 közé esik. Ha a téli üzemállapotot vizsgáljuk, és a hűtőközeg teljes tömegárama a légkezelő kondenzátoron folyik, a b) kialakításban hasznosítható hő 207kW. Ehhez képest az a) kialakítás legfeljebb 184,5kW-ot ad (a teljesítményadat a Coolpack hűtökörfolyamat-modellező szoftverből származik). A b) esetben a hűtőközegből feltehetően nagyobb mennyiségre van szükség, valamint a hűtés, szellőzés és a HMV termelés gépészetét egymás mellé kell elhelyezni, hogy a hűtőkör nyomásesése ne legyen túlzottan nagy a hosszú vezetékek miatt. A két elrendezés közül ezen 22

szempontok alapján lehet választani, a döntés az épület téli hőigényén fog múlni. Ha a méretezési hőigény meghaladja a 184,5kW-ot, a b) kialakítás lehet a kedvezőbb. A HMV igény nem döntő szempont, mert mindkét esetben ugyanakkora hőt tudunk hasznosítani a vízmelegítőben.

3.2. Az épület téli méretezési hőigénye 3.2.1. ALAPADATOK

A vágóhíd hőterhelése, nedvességterhelése összetett: a falakon fellépő transzmiszsziós hőáram, a gépészet hőteljesítménye, a személyzet hőterhelése, a párolgó vízfelületek, valamint a világítás alkotja. A vágóhíd Hajdúböszörményen található. Itt a téli méretezési külső hőmérséklet Tk = -15 °C, a fűtési szezon alatt az átlagos talajhőmérséklet Tm,k = 4°C. A fűtött (vagy vélhetően fűtendő) alapterület: 1566m2 Az épületet a helyiségek rendeltetése szerint eltérő hőmérsékletű zónákra célszerű felosztani. Az egyes hőmérséklet-zónák a 3.6. táblázatban találhatók.

Helyiség

Méretezési hőmérséklet (°C)

kopasztó és légtere tartózkodási terület üzemi tartózkodási terület raktár, garázs, egyéb hűtő tároló fagyasztó, előhűtő sokkoló

25 20 16 12 0 -20 -35

3.6. táblázat Méretezési léghőmérséklet helyiségenként

A tárgyalt épület alaprajza a mellékletben megtalálható, a 2. fejezetben.

3.2.2. SZÁMÍTÁSI MÓDSZER Az EN12831 szabvány szerint az egyes helyiségek hőveszteségének számítása hat komponensből áll: transzmissziós hőveszteség, meleg felületek hősugárzása, párolgó vízfelületek hőterhelése, emberek, gépek, és világítás hőterhelése. 23

(3.26)

Mivel ez a számítási módszer az épületgépész szakmában rutinműveletnek számít, ezt részletesen csak a mellékletben, a 7.2. fejezetben tárgyalom, a végeredmények, konklúziók a következő fejezetben találhatók. 3.2.3. A HŐTERHELÉS KIELEMZÉSE A helyiségek közül talán a kopasztó és a hozzá tartozó légtér rendelkezik a legnagyobb hőterheléssel. Ezért ebben a helyiségben célszerűnek találom kiemelni a hőterhelés számítását. Az óránként áthaladó 3000db csirke és a csirkénként kipermetezett 1l víz nagy gőzfejlődést sugall. Továbbá itt üzemel egy kopasztógép is, ami 3kW hőt termel. A gőzfejlődés mértéke a mellékletben leírtak szerint: (3.27)

A területen kb. 20 percet tartózkodik egy baromfi, tehát kb. 1000 db csirke felületéről párolog egyidejűleg a forróvíz. Így a felület kb. 1000db gömbbel modellezett csirke felszínével becsülhető. A sugár ismert a tranziens hővezetés példájából. (3.28)

A bepárolgási tényező a húsok körüli légsebesség (1m/s) ismeretében: (3.29)

A telített vízgőz nyomása 25, illetve 65°C-on: 3170Pa, 25041Pa. A maximális relatív nedvességtartalom 85%. A parciális vízgőznyomás a légtérben: (3.30)

A fejlődő gőzből származó nedvességterhelés: (3.31) (3.32)

24

(3.33)

A gőzfejlődésből származó hőterhelés: (3.34)

(3.35)

Emellett már gyakorlatilag eltörpül a 3kW-os kopasztógép és a világítás nyújtotta 778,4W teljesítmény. Az itt lezajló feldolgozási fázisok teljesen automatizálva vannak, emberek nem tartózkodnak itt állandó jelleggel. A falakon keresztül 3,51kW hőáram távozik. A teljes hőterhelés a kopasztóban így 358,3kW, amit gépi szellőzéssel el kell vezetni. A kapott érték várakozásomon felüli, gyakorlatilag a sokkoló hűtőgépének kondenzátora által nyújtott hőteljesítménynél is nagyobb érték. Ez azt jelenti, hogy az épület fűtendő részének hőellátását kétféleképp is kivitelezhetjük: az eddig tárgyalt kondenzátorhő-hasznosítással, vagy a kopasztó távozó levegőjével hővisszanyerők segítségével. Ennek alapján a következőkben két kialakítást elemzek. Az épület többi részének hőterhelését kiszámítottam a mellékletben leírtak szerint. Minden fűtendő helyiségre elvégezve a teljes hőigény télen, méretezési külső hőmérséklet esetén . Ezt a kimenő hőáramot kell kiegyenlíteni a légfűtési rendszerrel, ami ugyanekkora hőáramot juttat be az épületbe. Téli méretezési állapotban nagy teljesítményre lesz szükség, hogy a külső levegőt felfűtsük a kívánt hőmérsékletre. A szellőző levegő tömegáramát kiszámítom mind a négy hőmérséklet-zónára: (3.36)

A kaloriferek szükséges hőteljesítménye a hőmérséklet-emelésüktől és a rajtuk áthaladó levegő tömegáramától függ: (3.37)

A frisslevegőt kezelés, fűtés nélkül juttatjuk a kopasztóba. A többi területre jutó frisslevegő egy közös ponton jut be az épületbe, majd kettéoszlik: az 1-es számú kalorifer 15°C-ra, a 2-es kalorifer 19°C-ra fűt, a 12°C-os és 16°C-os zónáknak megfelelően, mivel a hőfoklépcső 6°C. A 2-es kalorifer után a levegő áramolhat egyenesen a 16°C-os zónába, vagy a 20°C-os komforttér légkezelője felé, tehát a két zóna légkezelője közös kaloriferrel dolgozik. Az utóbbi egy adiabatikus légnedvesítővel és egy utófűtővel egészül ki. Az 1-es és 2-es kalorifer hőáramát az alábbi táblázatban foglaltam össze a 3.36. és 3.37. egyenletek alapján: 25

zóna 20 fokos 16 fokos 12 fokos

zóna hőigénye légtömegáram frisslevegő térfogatáram kalorifer teljesítménye (kW) (kg/s) (m3/s) (kW) 25,72 4.287 3.133 223,8 13,77 2.295 1.678 2,16 0.360 0.263 10,8 3.7. táblázat Zónák légtechnikai adatai, kaloriferek teljesítménye

A 2-es kalorifer után a 20°C-os zóna felé menő levegő áthalad az adiabatikus nedvesítőn, 95%-os relatív nedvességtartalmat felvéve. Eközben viszont aláhűl 7°C-ra. Az utófűtés feladata, hogy előállítsa a befúvott 23°C-os levegőt. A 3-mas kalorifertől elvárt hőteljesítmény ezzel: (3.38)

Kalorifer 1 2 3

kaloriferen átfújt légtömegáram kalorifer teljesítménye (kg/s) (kW) 0.36 10,8 223,8 6.582 68,6 4.287 3.8. táblázat Légfűtő kaloriferek tömegárama, hőteljesítménye

3.3. Hőhasznosító kialakítások felvázolása Akár a sztenderd, akár a hővisszanyerős vagy a kondenzátorhő-hasznosítóval kialakított rendszert vizsgáljuk, a három légfűtőnek ezt a teljesítményt kell nyújtania. Az összes hőteljesítmény így 303kW. Ezek szerint méretezési körülmények között a sokkoló kondenzátora nem tudja önállóan ellátni az épület légfűtését. Ellenben mind a kondenzátorhő-hasznosító, és a hővisszanyerős kialakítás jól működhet, a méretezési külső hőmérséklet csak néhány nap jelentkezhet egy évben, így a légfűtőknek csak ritkán kell a teljes 303kW-os teljesítményt nyújtania. A beruházási költségek dönthetnek a két kialakítás között. Az viszont már bizonyos, hogy a 3.1.3. fejezetben bemutatott hőhasznosító-kialakítások közül a b) lesz az előnyösebb, mert a légfűtés nagy teljesítményigényű, 6°C-os szellőző levegőre vonatkozó hőfoklépcső esetén a fűtési hőteljesítmény meghaladja a 207kW-ot. Szóba jöhet tehát a kondenzátorhő hasznosítása HMV előmelegítésre és egyidejűleg fűtésre, illetve a kopasztó hőjének hasznosítása hővisszanyerőkkel, ezt kombinálva a kondenzátorhő kizárólagosan HMV előmelegítésre használatával. Legyen előbbi ki26

alakítás az A) eset, a második pedig a B) eset. Ezeket össze kell hasonlítani mind energetikailag, mind gazdaságilag. Az összehasonlítást a következő fejezetben végzem el. Sztenderd, kiinduló esetnek feltételezem a bármilyen hőhasznosítás nélküli légtechnikát és HMV előállítást. A következő oldalon az A) kialakítás, az azt követőn pedig a B) kialakítás látható. A helyiségek a jobb oldalon találhatók, a számok jelentése a következő: 1) 2) 3) 4)

kopasztó 12°C-os zóna 16°C-os zóna 20°C-os zóna

A zónák ábrázolva vannak a mellékletben található építész alaprajzon. A „b” jelentése befúvás, az „e” jelentése pedig elszívás. Az A) kialakításban 3 ágat kötünk be párhuzamosan a hűtőkörfolyamat kondenzátora helyébe. Mindhárom szakaszt le lehet választani két gömbcsap segítségével. A szakaszok végén az egybecsatlakozásnál háromjáratú motoros szabályozószelepeket kell elhelyezni. A kalorifereket is ki kell tudni szakaszolni, oda háromjáratú váltószelepek kellenek. A hűtőköri kondenzátor-légfűtő egységek után hagyományos kalorifereket is beépítünk, amelyek a sztenderd eset kondenzációs kazánjával működnek. A sokkoló üzemidején kívül ezzel oldják meg a temperáló fűtést. Ezeket a kalorifereket szaggatott vonallal jelöltem. A HMV előfűtő egy NTH hőcserélőn keresztül csatlakozik a hűtőkörfolyamatra. A B) kialakításban a helyiségek légfűtése hővisszanyerőkkel van megoldva, a hővisszanyerők elrendezése frisslevegő oldalról megegyezik az A) esetével, a kopasztó felől pedig sorba vannak kötve, minden hőcserélőnél bypass ággal. Ezzel párhuzamosan a hűtőkörfolyamatra egy NTH hőcserélőt is illesztünk, ennek szekunder köre egy, vízzel feltöltött kör, amire rá van kötve a HMV előmelegítő. A B) kialakításnál is csak a HMV előmelegítést választjuk le a hűtőkörfolyamatról, mivel a hagyományos léghűtésű kondenzátoron jobb, ha a 35°C-os hűtőközeg folyik át, mint egy alacsonyabb hőmérsékletű glikóloldat. Ez azért előnyösebb, mert a külső nyári méretezési hőmérséklet 32°C, és így is csak 3°C a bemenő közegek hőmérsékletkülönbsége, ami nagy hőcserélő felületet igényel, ha valóban a teljes 207kW-nyi hőt le kell adni rajta. Ha egy hőcserélővel leválasztott glikóloldatos kör adná le a hőt a levegőnek, az alacsonyabb hőmérsékletről indulna a két kör közötti hőcserélő fizikai tulajdonságai miatt. A hőleadás hatékonyságán ez sokat rontana.

27

3.8. ábra A) kialakítás

28

3.9. ábra B) kialakítás 29

4. A HŐHASZNOSÍTÓ RENDSZERMEGOLDÁSOK ÖSSZEHASONLÍTÓ ELEMZÉSE A HMV előmelegítés mindkét esetben azonos rendszerkialakítást jelent. Az előmelegítő bojlertartály már alapesetben is szükséges, mert a HMV-előállítás kétfokozatú: első fokozatban fel kell fűteni a vizet 38-40°C-ra, hogy kielégítse a zuhanyzáshoz és a kézmosáshoz szükséges igényeket; a második fokozatban pedig 85°C-ra fűtik fel, hogy eleget tegyen a késmosás és a kopasztó forróvíz-igényének. A kopasztó ugyan 65°C-os hőmérsékletű vizet igényel, a melegítés történhet ugyanabban a bojlerben. Mindössze a bojlerből az elvételi pontok különbözőek, alul vételezzük az alacsonyabb hőmérsékletűt, felül a magasabb hőmérsékletűt. Ezzel a kialakítással a zuhany és kézmosó HMV keverés nélkül megfelelő hőmérsékletű lesz, azzal a feltételezéssel, hogy a zuhanyzáshoz használatos optimális vízhőmérséklet 38°C. Az előmelegítő bojlerbe elhelyezzük a hűtőkörfolyamatra kapcsolt vizes kör csőspirálját, ami kb. 33°C-ra tudja előmelegíteni a vezetékes vizet, mivel a kondenzációs hőmérséklet 35°C. A kondenzátor 207kW hőteljesítményéből felhasznált hőteljesítmény: (4.1)

Az átfolyó tömegáram a HMV igényektől függ. Az egyes felhasználási területekhez a következő tömegáram értékeket vettem fel: felhasználási terület kopasztó késmosás kézmosás zuhany Összesen

tömegáram (kg/s) 0.8333 0.002778 0.009722 0.2917 1.138

4.1. táblázat Becsült HMV igények

Feltehetően egy ember óránként egyszer mos kezet, amivel kb. 1l vizet használ el. A zuhanyzás egy csúcshőigényként jelentkezik, műszak végén hozzávetőleg egy óra alatt megfürdik minden alkalmazott 25l vízzel. A teljes víztömegáram felmelegszik 11°C-ról 33°C-ra, az ehhez szükséges teljesítmény így: (4.2)

Erre a teljesítményre kell méretezni a HMV előmelegítő kör hőcserélőjét. A zuhanyzás viszont csak kb. egy órán át igényli a fent megadott tömegáramot.

30

Így az éves HMV előmelegítési hőigény számításánál (5.3. táblázat) ennek megfelelően kell felszorozni a teljesítményt. A kondenzátorhő egy része hasznosul a HMV előmelegítésekor, a többit pedig hasznosíthatjuk, függően a kialakítás típusától. Az A) esetben a prioritás a HMV előmelegítésé, ezen felül lehet működtetni a légfűtő kalorifereket.

4.1. A) eset tanulmányozása 4.1.1. TÖBBLET BERUHÁZÁS, KÖLTSÉGEK Az A) esetben (15. ábra) nem használhatjuk ugyanazokat a kalorifereket, mint sztenderd esetben. Az alacsonyabb előremenő közeghőmérséklet és ezzel a korlátolt hőfoklépcső megnövelt hőcserélő felületet kíván meg. Ugyanakkor nem használhatjuk ugyanazt a hőcserélőt R134A hűtőközeggel és forróvízzel, valamint szükséges egy utófűtő berendezés, mert a hőhasznosító nem tudná önállóan ellátni az épület fűtését. A hőhasznosításhoz szükséges plusz kiadást a HMV előmelegítő kör kiépítésének költsége és a három nagyfelületű kalorifer ára és ennek beépítési költsége képzi. A vizes HMV előmelegítő kör kialakítása egy 104,7kW-os NTH hőcserélő, egy szivattyú és egy bojlerbe elhelyezendő 104,7kW teljesítmény leadására képes csőspirál beépítését jelenti. Továbbá három motoros váltószelep, két motoros háromjáratú szabályozószelep és a hozzá tartozó szabályozás megvásárlása szükséges. A 3.13 táblázat alapján be tudjuk méretezni a kalorifereket. Feltételezzük, hogy a hűtőközeg hőkapaciásárama vehető végtelennek a kondenzáció miatt, valamint hogy a levegő keveredik önmagával. A kaloriferek vehetők keresztáramú hőcserélőnek. A hőcserélő hatásossága megegyezik a kisebb hőkapacitásáramú közeg hőmérsékletváltozása és a bemenő hőmérsékletkülönbségek hányadosával: (4.3)

A hőkapacitásáramok hányadosa és a Bosnjakovic hatásosság meghatározza az átviteli egységek számát (NTU), ez az 4.1. ábráról ez leolvasható. Az NTU értéke definíció szerint a következő: (4.4)

Innen kifejezve a felületet: (4.5)

31

4.1. ábra Keresztáramú hőcserélő hatásossága (kisebb hőkapacitásáramú közeg keveredik önmagával)

A három kalorifer így kiválasztható, mivel ismertek a primer és szekunder oldali tömegáramok, hőkapacitásáramok, hőmérsékletváltozások és a hőátadó felület. Ezeket a következő táblázatban foglalom össze:

Q_pont Kalorifer (kW) 1 10,8 2 223,8 68,6 3

primer oldal szekunder oldal m_pont c_pont T_be T_ki m_pont c_pont T_be T_ki (kg/s) (W/s) (°C) (°C) (kg/s) (W/s) (°C) (°C) A (m^2) 1 35 20 0.36 360 -15 15 15.3 ∞ 1 35 35 6.582 6582 -15 19 198 ∞ 1 35 4.287 4287 7 23 98 ~∞ 51,3 4.2. táblázat Kaloriferek paraméterei

A kondenzátor-kaloriferek adatait a Zeller Consulting Souisse hőcserélő méretező szoftverébe vittem be, és az általa kiadott árakat használtam fel. A HMV tárolóba utólag beépített plusz csőkígyó nem biztos, hogy kivitelezhető, ezért egy új két csőkígyós berendezéssel túlbecsültem ennek költségét. A HMV előmelegítő kör hőcserélőjére az Alfa Laval magyarországi forgalmazójánál kértem árajánlatot. NTH hőcserélőt sajnos nem tudtak nyújtani, de egy alacsony hidraulikai ellenállású lemezes hőcserélőt sikerült kiválasztaniuk. A hőcserélő mindössze 756Pa nyomásesést okoz a hűtőkörfolyamat (primer) oldalon, ez elfogadható.

32

A beruházási költségek, összefoglalva:  1 db Zeller 32.0/27.7/12.4- 1R- 46T- 1381A- 2.9PA- 11C- 17- 16 kalorifer, 172 620Ft  1 db Zeller 32.0/27.7/12.4- 1R- 46T- 1310A- 8.0PA- 22C- 88- 54 kalorifer, 236 880Ft  1 db Zeller 32.0/27.7/12.4- 1R- 46T- 1357A- 8.0PA- 11C- 41- 35 kalorifer, 171 675Ft  1 db Alfa-Laval AC-230EQ-210H lemezes hőcserélő, 1 102 500Ft  1 db Grundfos CR45-1-1 szivattyú, 311 220Ft  1 db Remeha HT 500 ERR két csőkígyós HMV tároló, 365 000Ft  5 db háromjáratú szelep és hozzá tartozó szelepmozgató motor, valamint a központi szabályozó, 500 000Ft Ehhez hozzáadódik még a beépítés munkaköltsége, ami hozzávetőleg 100 000Ft. Mindezt összegezve, a teljes beruházási költség: (4.6)

4.1.2. MEGTÉRÜLÉS Éves szinten kiszámítható, mekkora mennyiségű és költségű primer energiahordozót spórolhatunk meg a hulladékhő-hasznosítással. A kondenzátorhő-hasznosításban prioritást kap a HMV előállítás, míg másodlagos a fűtés. A HMV előmelegítő nélkül a 11-ről 33°C-ra melegítés jó eséllyel gázzal történne. Elsőre nem tűnik nagy hőmenynyiségnek az ekkora hőfokra emelés, de tekintve a víz nagy fajhőjét és a nagy tömegáramot, ez jelentős értékre fog adódni. felhasználási tömegáram napi üzemidő napi víztömeg napi hőmennyiség átlagos teljesítterület (kg/s) (h) (kg) (MJ) mény (kW) kopasztó 0.8333 8 2.400E+04 2 206.95 76.63 késmosás 0.002778 8 8.001E+01 7.36 0.26 kézmosás 0.009722 8 2.800E+02 25.75 0.89 zuhany 0.2917 1 1.050E+03 96.57 3.35 Összesen 1.1375 2.541E+04 2 336.63 81.13 4.3. táblázat HMV előmelegítéshez szükséges hőmennyiség

A 4.3. táblázat utolsó oszlopában foglalt átlagos hőteljesítmény arra az esetre igaz, hogyha 8 órás állandó üzemet feltételezünk az előmelegítő működését illetően. Ez a teljesítményérték azonban a megtérülés számításánál alkalmazható a reggelente végbemenő 1,5 órás felfűtésre is. A vízmelegítő együtt indul a sokkoló 33

hűtőkörfolyamatával, a munkaidő kezdete előtt újramelegíti a vizet, mivel annak üzemidőn kívül a HMV tároló hővesztesége miatt lecsökkent a hőmérséklete. A fűtés napi 9,5 órán át üzemel, stacioner üzemben, végig állandó teljesítményen. A megtakarítás számításában a felfűtés teljesítményét is ugyanakkorára vettem, mint az állandó üzem esetén. A fűtési szezon kb. felében nem is tudná fedezni a hőhasznosítónk a felfűtéshez szükséges többlet teljesítményt, a másik felében pedig már olyan kismértékű az általa képzett többlet, hogy elhanyagolom, ezzel a megtérülést kissé hátráltatva. A hőigények külső hőmérséklet szerinti alakulását a következő ábrákon szemléltetem:

4.2. ábra HMV előmelegítő teljesítménye a külső hőmérséklet függvényében

4.3. ábra 1. kalorifer teljesítménye a külső hőmérséklet függvényében

34

4.4. ábra 2. kalorifer teljesítménye a külső hőmérséklet függvényében

4.5. ábra 3. kalorifer teljesítménye a külső hőmérséklet függvényében

A HMV előmelegítő (4.2. ábra) hőigénye konstansnak vehető (81,13kW) a külső hőmérséklet függvényében, a légfűtők teljesítménye viszont erősen függ a külső léghőmérséklettől. Mindhárom kalorifer -15°C-os külső méretezési hőmérsékletnél éri el csúcsteljesítményét (4.2. táblázat), míg az 1-es 15°C-ig, a 2-es 19°C-ig, a 3-mas pedig 20°C-ig üzemel. Az 1-es és 2-es kalorifer görbéje lineáris, a 3-as görbéje viszont egy polinom függvény jellegét követi, mivel a külső levegő abszolút nedvességtartalma szignifikánsan megnő a külső hőmérséklet növekedésével, ami az utólagos légnedvesítést befolyásolja. h-x diagramon grafikusan könnyedén meghatározható, hogy milyen hőmérsékletű levegő érkezik a 3-mas kaloriferbe. Ezt a szerkesztést a 4.6. ábrán szemléltetem egy példán: -4°C hőmérsékletű és 80% relatív nedvességtartalmú pontról indulok, majd a 2-es kaloriferben melegítem a levegőt állandó abszolút nedvességtartalom mellett 19°C-ig. Ezután vízbeporlasztással megnöveljük a nedvességtartalmát kb. 95%-ig. A hőmérséklet innen könnyen leolvasható, kb. 8,3°C. Innen melegíti újra a levegőt az utófűtő. 35

lat Re n ív t tar

sűrűség 

g ssé ve ed m alo 

Utófűtött levegő

Léghőmérséklet

Előfűtott levegő

Nedvesített levegő

Friss levegő

éle h-x diagram össznyomás 1000 mbar nedvesség x (g/kg)

Parciális vízgőznyomás p (mbar)

4.6. ábra szerkesztés h-x diagramban

36

Ezt a szerkesztést -15°C-tól 19°C-ig minden egész hőmérsékletértékre elvégeztem. Mivel a külső levegő egyre nedvesebb, az adiabatikus nedvesítő egyre kevesebb vizet permetez be. Ez azt eredményezi, hogy a kaloriferbe bemenő léghőmérséklet egyre magasabbra adódik. A külső hőmérsékletekhez tartozó utófűtési kezdőhőmérsékleteket (Tuf) táblázatba foglaltam, majd egy diagramon (4.7. ábra) ábrázoltam a köztük lévő relációt. 25 T uf = 0,0005Tk3 + 0,0076Tk2 + 0,1824Tk + 9,1572 20

T uf (°C)

15

10

5

0 -20

-15

-10

-5

0

5

10

15

20

25

Tk (°C) 4.7. ábra Utófűtési kezdőhőmérséklet a külső hőmérséklet függvényében

Ezen adatok alapján tudtam kiszerkeszteni a 3. kalorifer teljesítménygörbéjét, így mindhárom kalorifer és a HMV előmelegítő teljesítménygörbéjének ismeretében egyszerűbb, ha ezeket összegezve kezeljük. Az egyes teljesítménygörbéket (4.2-től 4.5. ábráig) egymásra illesztve, a teljesítményadatokat összeadva megkaptam az összegzett hőigény diagramot (4.8. ábra).

37

4.8. ábra Összegzett hőigény diagram

Az éves megtakarítást csak úgy számolhatjuk ki, ha kapcsolatot teremtünk az üzemelési időtartam és a teljesítmény között. Ehhez nyújt segítséget a hőfokgyakorisági görbe. Ez egy tartamdiagram, ami rámutat, hogy adott hőmérséklet alatti értékeket milyen gyakran vesz fel a külső levegő sokéves átlagok alapján.

38

4.9. ábra Hőfokgyakorisági görbe

A számértékek napi átlaghőmérsékletre vonatkoznak, és a TNM rendeletből származnak. A görbe sokkal nagyobb intervallumot ölel fel a külső hőmérséklet skáláján, viszont a fűtési szezon -15°C és 20°C közé határolódik, így a további részekkel nem foglalkozunk. A 4.6. ábra a külső hőmérséklet függvényében adott teljesítmény-értékeket közli. A 4.7. ábra pedig ugyanezekhez a bemenő adatokhoz időtartam-értékeket nyújt. Ez azt jelenti, hogy adott időtartam-értékhez tartozik egy adott teljesítmény-érték is. Ehhez mindössze egymásra kell vetíteni a két diagram pontjait. A hőfokgyakorisági diagramot megfordítom, így jobban látszik a végeredménnyel való korreláció.

39

4.10. ábra Teljesítmény-időtartam görbe kiszerkesztése

A kapott teljesítmény-időtartam görbére berajzoltam a kondenzátor által leadott teljesítményt is (halvány rózsaszín). Ez az általunk felhasználható, rendelkezésre álló hőteljesítmény. Látható, hogy a fűtési szezon egy részében a berendezés nem tudja fedezni az igényeket. Adódik olyan időszak is, amikor nem hasznosítjuk a teljes hőt, és egy részét kidobjuk a környezeti levegőnek. A megtakarított hőmennyiséget a sraffozott terület jelképezi. A területet az AutoCAD területszámító moduljával határoztam meg. Ez 4,502TJ-ra adódik ki, viszont nem üzemel a sokkoló hűtőköre napi 24 órát, mindössze 9,5 órát, azt is csak hétköznap. Az üzemidő és az évben eltelt órák számának aránya:

(4.7)

Így az arányszámmal beszorozva a tényleges megtakarítás: 40

(4.8)

Az éves kazánhatásfokkal leosztva pedig megkapjuk a megtakarított tüzelőanyag fűtőértékét: (4.9)

Végül a megtakarított költség a földgázár ismeretében: (4.10)

A HMV előmelegítő kör szivattyúzási munkájára fordított villamosenergia, ami a sztenderd kialakításon felüli egyedüli üzemeltetési költség: (4.11)

A vágóhíd villamosenergia felhasználását tekintve az A1 normál árszabás kategóriába tartozik, ami megkülönböztet csúcsidőszakot és völgyidőszakot. Az üzem az áramszolgáltató által megadott csúcsidőszakban működik, mikor a villamosenergia ára 43,44Ft/kWh. Így a szivattyúzási költség: (4.12)

Így összesen az A) eset többlet-üzemeltetési költsége 61 933Ft/év. A beruházási költséget egy összegben fizette ki a vállalat, nem vett fel rá hitelt. A megtérülést legegyszerűbben talán egy diagramon (4.11. ábrán) tudom szemléltetni, ahol ábrázolom a sztenderd és az A) eset beruházási és üzemeltetési költségeit az idő függvényében. Zéruspontnak a sztenderd beruházást vettem, az ahhoz képesti többletköltségek tehát abszolút költségként jelennek meg. A sztenderd eset üzemeltetési költsége egyenlő azzal a pénzmennyiséggel, amit a hőhasznosító nélkül az üzemeltetésre kellene fordítanunk a rendelkezésre álló légfűtő rendszerrel. Felmerül továbbá az a lehetőség is, hogy a hőhasznosító egységet az építkezéskor, a teljes légtechnikai rendszerrel egyidejűleg építik be. Ebben az esetben a gázüzemű kazánra csatlakoztatott kaloriferek az épület teljes élettartama alatt csak kiegészítő szerepet látnak el. Így csak abban az esetben építenénk be hagyományos gázüzemű légfűtőkből a teljes méretezési teljesítményt, ha a redundanciára törekednénk. Ezt innentől A1) esetnek nevezem. Ha kiesik a hűtőkörfolyamatra illesztett hőhasznosító, akkor ez bármikor el tudja látni az épület fűtését. Ellenben sokkal gazdaságosabb olyan teljesítményre kiépíteni az utófűtést, amit már nem tud fedezni a hőhasznosító egységünk. Ez részleteiben annyit jelent, hogy kisebb kazánra, kisebb kaloriferekre és 41

kisebb átmérőjű csövekre van szükség. Ez a kialakítás innentől A2). Ez az A1) esethez képest gazdaságilag annyi eltérést okoz, hogy lecsökkenti a beruházási költségeket. Zéruspont a sztenderd eset beruházási költsége, ehhez hozzáadódik a hőhasznosító beruházási költsége, illetve kivonódik a két gázüzemű légfűtő rendszer költségeinek különbsége. A Rosenberg magyarországi képviselete adott árajánlatot az A1) és az A2) eset kalorifereire. A kaloriferek adatai a következő táblázatban találhatók:

kalorifer Légcsat. geom. # (mm) 1 200x100 2 700x500 3 1000x700

primer (víz) oldal Q_pont m_pont T_be (kW) (kg/s) (°C) 10,8 0,1285 80 223,8 2,664 80 68,6 0,8166 80

T_ki (°C) 70 60 60

szekunder oldal m_pont V_pont T_be (kg/s) (m^3/h) (°C) 0,36 1058 -15 6,582 19600 -15 4,287 12940 7

T_ki (°C) 15 19 23

szekunder oldal V_pont T_be (m^3/h) (°C) 1000 -1 18324 -1,2 12580 14,7

T_ki (°C) 15 19 23

4.4. táblázat A1) kialakítás hagyományos kaloriferei

kalorifer Légcsat. geom. # (mm) 1 200x100 2 700x500 3 1000x700

Q_pont (kW) 5,76 133,2 35,68

primer (víz) oldal m_pont T_be (kg/s) (°C) 0,068 80 1,586 80 0,425 80

T_ki (°C) 60 60 60

m_pont (kg/s) 0,36 6,582 4,287

4.5. táblázat A2) kialakítás hagyományos kaloriferei

Az árakat a 4.6. táblázatban foglaltam össze. Kalorifer # 1. 2. 3.

A1)

A2) 38 404 106 413 74 010

38 404 106 413 74 010

4.6. táblázat Árajánlatok a két kialakítás kalorifereire

A Rosenberg mindhárom kalorifer esetén teljesítménytől függetlenül azonos árat adott a két esetre. A két kialakítás közti árkülönbségben a kaloriferek nem játszanak szerepet, a kazánok viszont jelentős árdifferenciával rendelkeznek. Hőforrásnak a Viessmann nagyteljesítményű gázkazánjait választottam. A1) esetben a sztenderd esetre méretezett kazán van beépítve, ez összesen 384kW hőigényt jelent a kazán felől. Ennek megfelelően a gyártó Vitocrossal nagyteljesítményű ka42

zánjai közül a 408kW névleges teljesítményű modellt választottam. Ennek a gyártótól kapott bruttó ára 8 231 029Ft. Az A2) esetben ugyanolyan típusú kazánt választottam valamivel kisebb méretben. A hőigény összesen 177kW, ennek megfelelően a Vitocrossal 187kW-os modelljét választottam. Ennek ára 5 130 241Ft. Üzemeltetés során mindkét kialakítás névleges teljesítménye az A2) esetnek megfelelő, mivel A1) kialakítás hagyományos gázüzemű fűtése csak akkor fog névleges teljesítményen üzemelni, ha méretezési külső hőmérséklet esetén kiesnek a hőhasznosító fűtőkaloriferei. Az A1) kialakítás kazánja ennek megfelelően részterhelésen fog működni. Viszont mivel kondenzációs üzemű, részterhelés esetén kevésbé változik a hatásfoka. A szivattyú szintén ugyanolyan munkaponton van mindkét esetben, tehát üzemeltetésben nincs differencia a két megvalósulás között. Összességében a különbség tehát mindössze a két kazán árának a különbsége: 3 100 788Ft. Ehhez képest a csövek árkülönbsége nem számottevő. Ez annyit jelent, hogy az A2) eset megtérülési görbéje ennyivel lentebbről indul A1) görbéjéhez képest. 18 16

Költségek ( millió Ft)

14 12 10

Sztenderd

8

A1) eset

6

A2) eset

4 2 0 -2

0

1

2

3

4

Idő (év)

4.11. ábra A) eset megtérülése

43

5

6

4.2. B) eset tanulmányozása 4.2.1. TÖBBLET BERUHÁZÁS, KÖLTSÉGEK

A B) esetben a vízmelegítő beruházási költsége megegyezik az A) esettel. A szivattyúzási munka szintén megegyezik, mivel a vízmelegítő hidraulikai ellenállása azonos. Új kalorifereket ugyan nem kell beépíteni, de a hagyományos forróvizes légmelegítők mellett keresztáramú lemezes hőcserélőkre van szükség. A kopasztóból távozó 25°C-os primer levegővel fűtjük a frisslevegőt, ennek a primer oldalnak a légtömegáramát a 3.49 egyenlet alapján határoztam meg: (4.13)

A 3.9. ábrán láthatóan az 1-es jelű hőcserélő fűti a 12°C-os helyiségek frisslevegőjét, a 2-es jelű a 16°C-os helyiségekét és előmelegíti a 20°C-os zóna levegőjét. A 3-as egy adiabatikus nedvesítő után utófűti a 20°C-os zóna levegőjét. A keresztáramú levegő-levegő típusú hővisszanyerőket szintén a Zeller Consulting Souisse egyik méretező szoftverével választottam ki, a következő adatok alapján:

Q_pont m_pont Hőv. (kW) (kg/s) 1 10.8 8.9 223.8 2 8.9 68.6 3 8.9

primer oldal szekunder oldal V_pont fi_be T_be T_ki m_pont V_pont fi_be T_be T_ki (m^3/s) (%) (°C) (°C) (kg/s) (m^3/s) (%) (°C) (°C) 0.36 0.294 95 -15 15 30.4 100 15.1 11.4 6.582 5.444 95 -15 19 29.8 96.7 21.85 15.1 25 21.85 4.287 3.595 95 7 23 29.6 85 4.7. táblázat Hővisszanyerők paraméterei

A hővisszanyerők sorszám szerint fordított sorrendben vannak a kopasztó elszívó vezetékére illesztve, ez eredményezi a legnagyobb hőmérséklet-különbségeket primer és szekunder oldal között, így a legkisebb felületet és legolcsóbb beruházást is. A primer oldali hőmérsékletek ennek megfelelően:  

A 3-mas hővisszanyerő kimenő léghőmérséklete megegyezik a 2-es bemenőjével A 2-es hővisszanyerő kimenő léghőmérséklete megegyezik az 1-es bemenőjével

44

Az egyenlőség szintúgy igaz a nedvességtartalomra is. A hőcserélők kiválasztásakor rögtön kaptam az említett cégtől árajánlatot is. Így ismert minden beruházási költség a B) kialakítást illetően. A beruházási költségek, összefoglalva:       

1 db Zeller 10,7kW-os keresztáramú lemezes hővisszanyerő, 512 505Ft 1 db Zeller 223kW-os keresztáramú lemezes hővisszanyerő, 559 125Ft 1 db Zeller 68,6kW-os keresztáramú lemezes hővisszanyerő, 512 505Ft 1 db Alfa-Laval AC-230EQ-210H lemezes hőcserélő, 1 102 500Ft 1 db Grundfos CR45-1-1 szivattyú, 311 220Ft 1 db Remeha HT 500 ERR két csőkígyós HMV tároló, 365 000Ft 1 db háromjáratú szelep és hozzá tartozó szelepmozgató motor, valamint a központi szabályozó, 145 000Ft

Ehhez hozzáadódik még a beépítés munkaköltsége, ami hozzávetőleg 100 000Ft. Mindezt összegezve,a teljes beruházási költség: (4.14)

4.2.2. MEGTÉRÜLÉS Az üzemidő alatt mindvégig üzemel a kopasztó, és a hőterhelésének köszönhető 25°C-os 25kg/s-os elszívott levegő minden pillanatban biztosítja az épület fűtését. Az üzemidő előtt viszont nincs a hővisszanyerőkön primer oldali levegőáramlás. Ez azt jelenti, hogy a teljes felfűtést a sztenderd kialakítás kalorifereinek kell biztosítani. A légfűtők tehát napi 8 órán át működnek, teljesítményük a külső hőmérséklet függvényében megegyezik az A) esettel. Mivel ugyanazt a hőfokgyakorisági diagramot használhatjuk, mint az A) esetben, a 4.4. ábrán alkalmazott kiszerkesztés itt szinte ugyanazt a teljesítmény-időtartam görbét eredményezi, azzal a különbséggel, hogy a HMV termelést nem fogja tartalmazni. A hővisszanyerők a teljes fűtési igényt fedezik, normál üzem mellett nem kell használni a hagyományos forróvizes, gázkazánnal működtetett kalorifereket, csak a felfűtésre.

45

4.12. ábra Fűtés megtakarítás

A megtakarított fűtési hőteljesítmény a görbe alatti terület, megfelelő kihasználási arányszámmal felszorozva. Mint azt korábban tárgyaltam, napi 8 órát üzemelnek a hővisszanyerők. Így az arányszám fűtésre:

(4.15)

Az AutoCAD területszámításával kapott hőmennyiség 2,254TJ, a valós megtakarítás pedig: (4.16)

A kondenzátorhő-hasznosítóként működő HMV előmelegítő teljesítménye szintén teljesen lefedett a napi 9,5 órás üzemidő alatt. Az évi megtakarított hőmennyiség ezzel: (4.17)

(4.18)

A teljes megtakarított éves hőmennyiség a kettő összege: (4.19)

46

(4.20)

Ezt az éves kazánhatásfokkal leosztva megkapjuk a megtakarított tüzelőanyag fűtőértékét: (4.21)

Végül a megtakarított költség a földgázár ismeretében: (4.22)

A HMV előmelegítő körének szivattyúzási munkája az A) esettel megegyezően összesen 61 933Ft/év. A beruházási költséget egy összegben adta ki a vállalat, nem vett fel rá hitelt. A megtérülést szintúgy diagramon (5.7. ábrán) szemléltetem, ahol ábrázolom a sztenderd és az B) eset beruházási és üzemeltetési költségeit az idő függvényében. Zéruspontnak a sztenderd beruházást vettem, az ahhoz képesti többletköltségek tehát abszolút költségként jelennek meg. A sztenderd eset költsége egyenlő azzal a pénzmennyiséggel, amit a hőhasznosító nélkül az üzemeltetésre kellene fordítanunk. 25

Költségek ( millió Ft)

20

15 Sztenderd 10

B) eset

5

0 0

1

2

3

4

Idő (év) 4.13. ábra B) eset megtérülése

47

5

6

5. ÖSSZEFOGLALÁS 5.1. Eredmények Összességében állíthatjuk, hogy a kondenzátorhő-hasznosítás egy rövidtávon megtérülő beruházás. A megtérülési időtartam A1) esetben (kondenzátorhőhasznosítás HMV előmelegítésre és fűtésre, nagyteljesítményű utófűtővel) a 4.11. ábra alapján 330 napra adódott, ami nagyon kedvezőnek tekinthető. Ennél még jobbnak bizonyult az A2) eset megtérülése. Gyakorlatilag azonnal megtérül, mert a kisebb teljesítményre méretezett gázüzemű utófűtő beépítése nagyobb megtakarítást jelent, mint a hőhasznosító többletköltsége. Tehát az A2) eset beruházási költsége alacsonyabb, mint a sztenderd eseté. Ha a vágóhíd többi hűtőkörére is illesztenénk ilyen hőhasznosítót, a leghidegebb napokon is biztosan lefedné a fűtési hőigényt és a HMV igényeket egyidejűleg, továbbá olcsóbb megvalósulást eredményezne, mert a teljes gázüzemű fűtést kiváltanánk, tehát nem lenne szükség utófűtőkre és gázkazánokra, illetve a hozzá tartozó szivattyúkra. Ez a hulladékhő hasznosító szinte bármely létesítményben alkalmazható, ahol egyszerre van hűtési és fűtési vagy HMV hőigény. Komoly versenytársat jelent azonban a hővisszanyerős kialakítás. Itt, B) esetben (kondenzátrohő-hasznosítás HMV előmelegítésre és hővisszanyerős légfűtés) az üzemeltetési költségek ugyanakkorák, mint A1) és A2) esetben, a beruházás viszont drágább, mint A1) esetben. Ezért a megtérülési időtartam is hosszabbra, hozzávetőleg 350 napra adódik (4.14. ábra). Mindhárom kialakításnak megvan a maga hiányossága. Az A1) és A2) eset nem tudja a teljes hőigényt kielégíteni a fűtési szezon egy részében, míg B) eset a szakaszos fűtésből a felfűtés részt nem tudja biztosítani. Mindet összevetve A2) eset adódik a legkedvezőbbnek, azonban ez csak akkor valósítható meg, ha a vágóhíd megépítésével egyidejűleg építjük be a hőhasznosítót. Ha ez utólag kerül beépítésre, A1) opció lehet a legkedvezőbb a B) esethez viszonyítva kicsivel rövidebb megtérülési idő miatt.

5.2. Tanulságok A hőszivattyúk használatát minden beruházásnál alaposan meg kell tervezni, és a hűtési igények mellett mindig célszerű alaposan felmérni a létesítményben felmerülő fűtési hőigényeket. Igaz ez a fordított irányra is, ha a hőszivattyút alapvetően fűtési vagy melegítési célra használnánk: az elpárologtató részt is használjuk ki, ha van rá lehetőségünk. Ezzel a megfontolással jelentős megtakarításokat érhetünk el anélkül, hogy a hőszivattyú üzemállapota, fogyasztása különösebben megváltozna. 49

Ilyen üzemeltetés mellett egységnyi primerenergiából dupla hasznot húzhatunk, tehát elméletben az adott berendezés esetén a hatásfok is megduplázódik. Ez nem azt jelenti, hogy a jelenlegi felhasználásunkat még tetézzük újabb kiloWattokkal, inkább a jelenlegi felhasználás energiaforrásának kiváltására sarkall.

50

6. FELHASZNÁLT FORRÁSOK 1. Gács Iván (2014): Energia és környezet – üvegházhatás előadás diák p.17 2. Dr. Tóth Péter, Dr. Bulla Miklós, Dr. Nagy Géza (2011): Energetika Ch.1. p.5. 3. Romdhane B. Slama (2009): Water-heater coupled with the refrigerator to develop the heat of the condenser, IREC 2009 4. Douglas T. Reindl, Todd B. Jekel (2007): Heat recovery in industrial refrigeration, ASHRAE Journal, 8. sz. 5. Pinar M. Cuce, Saffa Riffat (2015): A comprehensive review of heat recovery systems for building applications, Renewable and Sustainable Energy Reviews 47. sz. p. 665-682 6. Gerard Meaney (2011): Waste heat recovery potential for HVAC systems, SEAI 7. McGraw Hill Higher Education (2005): Transient heat conduction 8. Stanford Klein, Gregory Nellis (2008): Heat transfer ch.4. p. 102-103

51

7. MELLÉKLET 7.1. Hővisszanyerési lehetőségek ipari terekben Mind az iparban, mind a középületekben, lakóépületekben elterjedt részévé vált a légtechnikai rendszereknek a hővisszanyerő berendezés. A hővisszanyerő a szükséges szellőzésből származó veszteségeket hivatott csökkenteni. Alap esetben a befúvott levegő hőmérséklete megegyezik a külső levegő hőmérsékletével. Legyen az fűtési szezonban túl hideg, vagy nyáron az elvártnál melegebb. Így a szellőző levegő mindenképp kezelésre szorul, ehhez energiára van szükség. Az ehhez szükséges energiamennyiséget kívánják csökkenteni hővisszanyerők segítségével. A hővisszanyerők a 70-es években terjedtek el az olajválság idején, amikor az energiaárak az égbe szöktek [5]. Azóta egyre nagyobb létjogosultságra tesznek szert, az új szemléletmód, az energiahatékony épületek létesítése miatt. Egyre növekszik a hatásfokuk, jelenleg „a kidobásra ítélt hő 60-95%-át tudják hasznosítani” [5]. Négy fő osztályt különíthetünk el a hővisszanyerő berendezések között: csöves, lemezes, megnövelt felületű (bordázott), és regenerátoros hővisszanyerők. Ezek közül légtechnikai rendszerekben az utóbbi hármat alkalmazzák, a csöves hőcserélők kizárólag folyadék-folyadék fázispárra használatosak. A SEAI (Sustainable Energy Authority of Ireland) egyik cikkében [6] felsorolják a légtechnikai rendszerekben alkalmazott hővisszanyerő típusokat. a) Közvetítőközeges hővisszanyerő Ez a típus egy elég rugalmas rendszerkialakítást tesz lehetővé, mivel a szellőző levegő és a kidobott levegő vezetéke egymástól tetszőleges távolságban állhat. Mindkét vezetékben elhelyeznek 1-1 hőcserélőt, ami rendszerint egy bordázott csőkígyó. A két hőcserélő és egy szivattyú zárt kört alkot, amelyben víz, vagy glikóllal kevert víz hordozza a hőt. A glikól a fagyás elkerülése végett szükséges, viszont nem célszerű nagy koncentrációban használni. Tipikusan 25%-os oldatot használnak, ezzel nem csökkentik túlzottan a hőcsere hatásosságát és a hőkapacitást. Ennek a típusú hővisszanyerőnek a hatásfoka hagy kívánnivalókat maga után, mert csupán 50-65% között mozog. Ennek az lehet az oka, hogy egyszer a kidobott levegő és a folyadék között lép fel hőcsere, másik oldalon ugyanez fordítva, vagyis a két hőcserélő hatásfoka összeszorzódik. Ezt tovább rontja még a szivattyúzás energiaigénye. A kialakítás a 3.1. ábrán látható.

53

7.1. ábra Közvetítőközeges hővisszanyerő [6]

b) Hőcső A hőcső tulajdonképpen a fázisváltásból származó látens hőt használja fel a hővisszanyerésre. A berendezés lelke egy légmentesen zárt cső, amiben a távozó levegő hőmérsékletének megfelelő hűtőközeg van.

7.2. ábra Hőcső [6]

54

Ha a távozó levegő hőmérséklete magasabb, mint az alkalmazott közeg elpárolgási hőmérséklete az adott nyomáson, akkor a közeg fázist vált, gőz halmazállapotban átkerül a hőcső felső részébe, majd ott a frisslevegő alacsonyabb hőmérséklete miatt lekondenzál, ezzel átadva energiáját a szekunder (levegő) oldalnak. Ezután a folyadék visszafolyik a kidobott levegő oldalra. Ugyan a 3.2. ábrán látható kialakításon láthatólag vízszintesen állnak a hőcsövek, ezekben a kapilláris hatás miatt a folyadék fázis mindig a hideg oldalon, a gőz fázis pedig mindig a meleg oldalon helyezkedik el. A gyakorlatban ezeket a vízszintes hőcsöveket egy dőlésszög-állító mechanizmussal látják el, ezzel szabályozva a hővisszanyerés intenzitását. A hőcső viszonylag költséges hővisszanyerő, ezért ritkán alkalmazzák a szellőzéstechnikában. Hatásfoka se tér el különösebben az előbb említett közvetítőközeges hővisszanyerőétől. c) Lemezes hőcserélő A lemezes hőcserélők egyszerű felépítésüknek és nagy hatásfokuknak köszönhetően igen elterjedtek a szellőzéstechnikában. Ellenáramú és keresztáramú kialakítás is létezik, de költséghatékonyság és konstrukció szempontjából előnyösebb a keresztáramú [6], a 3.3. ábrán is ilyen látható.

7.3. ábra Lemezes hőcserélő [6]

A hatékony hőcsere a lemezek kiváló hővezetése révén valósul meg. Épp ezért nagyon fontos az anyaghasználat a lemezeknél: rendszerint alumíniumot, korrózív környezetben pedig rozsdamentes acélt alkalmaznak. Olyan agresszív anyagokat is tartalmazhat a kidobott levegő, mint a klórgőz, ebben az esetben polimer lemezeket célszerű használni. A lemezes hőcserélő hatásfoka elérheti a 80%-ot is, ami az előbbi berendezésekhez képest nagyon kedvező. Ez annak köszönhető, hogy a hőcsere „egyfokozatú” [6]. 55

d) Forgódobos hővisszanyerő A két légcsatorna egymás melletti elhelyezése ellenáramú kialakítás esetén lehetőséget ad arra, hogy a két légcsatorna közé egy forgó elemet helyezzenek el, ami közvetett módon termikus kölcsönhatást biztosít a kidobott és a friss levegő között. Fontos, hogy a közvetítő szerkezete a levegő számára áthatolható legyen, és hogy nagy felületen érintkezzen a levegővel. A forgó elem lehet fém, valamilyen szintetikus vagy természetes anyag. Mind a kidobott és a frisslevegő a dob kb. 180°-os körcikkével találkozik, így valósul meg a hőcsere. A berendezés hátránya, hogy nem tudja teljesen légmentesen elkülöníteni a két légcsatornát, valamilyen mértékű visszakeverés biztosan létrejön. Két módon valósulhat meg visszaáramlás: a légcsatornák közti nyomáskülönbségből fakadóan a tömítésen átáramolhat a levegő, valamint a forgódob, ahogy a tömítésen áthalad, kis mennyiségben mindig magával viszi a levegőt. Tulajdonképpen ez szab határt a forgó elem fordulatszámának, ami viszont a hővisszanyerés hatásosságát befolyásolja: „Növekvő fordulatszám értékekhez magasabb hatásfok tartozik” [6].

7.4. ábra Forgódobos hővisszanyerő [6]

Természetesen a hatásfoknak helyi maximuma van a fordulatszám függvényében, nem növekszik végig a fordulatszám növekedésével. A forgódobos hővisszanyerő hatásfokát tekintve nagyon előnyös: típustól függően 50-85% között változik, ami a legjobb értéknek számít a versenytársaihoz mérten. e) Visszakeveréses hővisszanyerő

56

A hővisszanyerésnek van egy rendkívül primitív módja, ami a többi módszerrel ellentétben nem csak a hőt, hanem a nedvességtartalom egy részét is visszanyeri. Ez a megoldás nemes egyszerűséggel a kidobott levegő visszakeverése. Értelemszerűen, a befúvott levegő minősége nem lesz olyan, mint az előző eljárások esetén, emiatt szennyezőanyag-terhelés esetén nem is alkalmazható. Mint a 3.5. ábrán látható, egy átkötő légvezeték biztosítja a visszakeverést, mértékét pedig egy egyszerű zsalupárossal szabályozzák. Míg az átkötő ágban lévő zsalu nyílik, a frisslevegő ágban lévő vele egyidejűleg záródik.

7.5. ábra Visszakeveréses hővisszanyerő [http://www.arca53.dsl.pipex.com/]

57

7.2. Transzmissziós hőveszteség számítása Az EN12831 szabvány szerint az egyes helyiségek hőveszteségének számítása hat komponensből áll: transzmissziós hőveszteség, meleg felületek hősugárzása, párolgó vízfelületek hőterhelése, emberek, gépek, és világítás hőterhelése. (7.1)

7.2.1. TRANSZMISSZIÓS HŐVESZTESÉG SZÁMÍTÁSA A szabvány a következőképp számolja a hőszükségletet: A hőveszteség irány szerint csoportokra bontható: külső tér, fűtetlen tér, alacsonyabb hőmérsékletre fűtött tér, vagy talaj felé is távozhat a hő. (7.2)

Ahol:  

a fűtött térből külső tér felé a fűtött helyiségből a fűtetlen felé



a fűtött térből az alacsonyabb hőmérsékletre fűtött helyiség felé



a talaj felé

7.2.1.1. Külső transzmissziós hőveszteség számítása

(7.3)

Ahol: 

a korrekciós tényező



a lineáris hőhíd hossza a fűtött és a fűtetlen tér között

A hőhidasság hatását lineáris hőátbocsátás számítása helyett egyszerűsített módon számítjuk. Mind függőleges, mind vízszintes szerkezetekre egy veszteség növekményt (ΔUtb) választunk a megfelelő táblázatból. Ebből a korrigált hőátbocsátási tényező: (7.4)

58

Függőleges szerkezetre:

7.1. táblázat Függőleges szerkezetek korrekciós tényezője

Vízszintes szerkezetekre:

7.2. táblázat Vízszintes szerkezetek korrekciós tényezője

7.2.1.2. Fűtetlen tér felé történő hőveszteség (7.5)

Ahol:

59



az ún. hőmérséklet-redukciós faktor, mértékegysége [1], ahol

a

fűtetlen tér hőmérséklete. Ha nem ismert a fűtetlen tér hőmérséklete, az alábbi táblázatból leolvasható

értéke:

7.3. táblázat

7.2.1.3. Alacsonyabbra fűtött helyiség felé történő hőveszteség (7.6)

Ahol: 

a hőmérséklet-redukciós faktor



az alacsonyabbra fűtött helyiség hőmérséklete

60

Talaj felé történő hőveszteség (7.7)

Ahol: 

korrekciós faktor, a külső hőmérséklet éves változását veszi figyelembe, értéke 1,45



hőmérséklet-redukciós faktor, ahol

az éves átlagos külső hő-

mérséklet 

a talajvíz hatását figyelembe vevő tényező



a padlónak talajjal érintkező része



a padló ekvivalens hőátbocsátása, ez függ B’ értékétől.

B’ meghatározása: (7.8)

Ahol: 

a padló külső fallal érintkező felülete

B’ értékéből, a padló hőátbocs. tényezőjéből, és a padló talajszint feletti magasságából lehet meghatározni értékét:

7.4. táblázat

7.2.2. MELEG FELÜLETEK HŐTERHELÉSE Az élelmiszeripari létesítményben nem található ilyen sugárzó felület, ezért nem foglalkozunk vele.

61

7.2.3. PÁROLGÓ VÍZFELÜLETEK HŐTERHELÉSE

Kopasztás előtt a csirkéket nagy mennyiségű melegvízzel permetezik, hogy minél jobban fellazuljanak a tollakat rögzítő pórusok. A forrázás lehet egy- vagy kétlépéses, mindkét esetben a maximális vízhőmérséklet 65°C, mert e fölött erőteljes fehérjekicsapódás indul meg a húsban, ezzel rontva a minőségén, tápértékén. Párolgó vízfelületet jelent tehát a csirke tetemek vizes felszíne. A feldolgozás során máshol gyakorlatilag nincs jelentős vízpárolgás. A hőterhelés a párolgás tömegáramától és a párolgó víz entalpiájától függ: (7.9)

A tömegáram részletesen: (7.10)

A tömegáram hajtóereje a vízgőz parciális nyomáskülönbsége a levegő és a vízfelszín között, értéke a telített vízgőz hőmérséklet-nyomás táblázatából leolvasható. A levegőben a megengedhető relatív nedvességtartalom és a méretezési belső hőmérséklet tb szintén meghatározza, mekkora a telített vízgőz parciális nyomása: (7.11)

A egy empirikus egyváltozós függvény alapján a légsebességből kiszámítható együttható: (7.12)

A párolgó vízgőz entalpiája a szenzibilis és a látens hőből tevődik össze: (7.13)

7.2.4. EMBEREK HŐTERHELÉSE

Télen egy átlagos ember hőleadása hozzávetőleg . Az egyes helyiségekben huzamosabb ideig tartózkodó ember számítható hőterhelésnek, ekkor egyszerűen összegzünk. (7.14)

62

A helyiségekben huzamosan tartózkodó emberek száma a 7.5. táblázatban található. emberek helyiségnév száma irodák 5 köszörűs műhely 2 lábtisztító 2 boncoló 1 diagn. Vágó 1 TMK műhely 2 zsigerelő 10 orvosi szoba 2 rakodó 5 zuzarecéző 1 öltöző-pihenő 3 7.5. táblázat Helyiségekben tartózkodó emberek száma

7.2.5. GÉPEK HŐTERHELÉSE Az üzemben a hűtőgépeken kívül számos gép üzemel, ami hőterhelést jelent. Ilyen a kopasztógép (3kW), a szállítószalag motorja (5kW), az ölőgép (0,5kW), a hűtőgépek kompresszora (6kW).

7.2.6. VILÁGÍTÁS HŐTERHELÉSE A világítás intenzitásától függően az egységnyi felületre eső hőterhelés helyiségenként változik. A vizsgáló terek, mint az állatorvosi vizsgáló vagy a húsvizsgáló sok fényt igényel, itt 30W/m2 fajlagos hőfejlődést tételezek fel, míg az irodáknál, mosóknál, manipulációs tereknél elegendő jóval kisebb megvilágítás, kb. 10 W/m 2 hőfejlődéssel. A folyosók, öltözők, WC-k világítása kb. 4 W/m2 hőt termel.

63

100,00 1,40 30

6,80

1,10

15

25,80

6,50

1,40

15

1,20

30

8,60

30

6,80

30

14,835

9,00

2,30

10

5,165

9,00

4,00

3,40

2,40

9,00

10

2,50

10

2,50

10

10

90

4,90

10 90 10 80 90

1,70

30

29,70

4,30

30

2,80

10

4,90

5,90

10

6,15

9,00

3,20

10

9,00

10

3,915

9,00

3,20

10

5,10

19,635

9,00

10

9,00

40

10

9,00

40

10

9,00

9,00

9,00

18,30 18,00

40

30

5,555

9,00

12,745 9,00

9,00

50

30 1,90 30

IT SZ 2-150C/10

9,00

10,50 m2

9,00

LA 18 3/6 6/15KG

MSZ

90 210

CATERPILLAR GP 15N targonca 1 db

cs.m.ker. 16,94 m2

90 150

cs.m. ker. 9,80 m2

37,00

9,00

280 280

280 280

21.

90 210

IT SZ 2-150C/10

37,00

cs.m. ker. 8,40 m2

280 280

280 280

LA 18 3/6 6/15KG

75 210

cs.m.ker. 42,72 m2

36,43 m2

36,40

40,80

IT SZ 2-150C/10

90 150 90 210

90 210

180 210

160 210

90 150

Iroda cs.m. ker. 14,00 m2

11. 12. MSZ

18.

11. 12.

pm1,50

80,84 m2

Wc cs.m. ker. 34,76 m2

150 210

1,80 m2

150 210

150 210

90 210

cs.m.ker. 12,90 m2

90 210

IT SZ 2-150C/10

9,00

90 210

14.

cs.m.ker. 17,80 m2

90 210

38,43 m2

MSZ

4x16-as

cs.m.ker. 391,24 m2

116,92 m2

13.

MSZ

90 210

BIZERBA VES-3,30,60 150 kg

MSZ

7.

90 210

cs.m.ker. 16,82 m2

160 210

cs.m. ker. 281,56 m2

MSZ

90 210

7x8-as

90 210

pm1,20

90 210

17.

15.

16.

18. 18. 180 210

IT SZ 2-150C/10

cs.m.ker. 23,79 m2

90 120

37,00

IT SZ 2-150C/10

cs.m.ker. 42,50 m2

40,80

10. cs.m.ker. 100,20 m2

cs.m.ker. 9,00 m2

230 210

IT SZ 2-150C/10

90 210

90 210

9,00

cs.m.ker. 76,54 m2

cs.m.ker. 9,00 m2

9.

18.

IT SZ 2-150C/10

90 210

cs.m.ker. 193,71 m2

3.

18.

38,49 m2

6.

2.

90 210

18.

18.

IT SZ 2-150C/10

160 210

1,30

8.

1.

160 210

18.

IT SZ 2-150C/10

cs.m.ker. 10,15 m2

90 210

90 210

18.

18.

90 210

MSZ

5,00

18.

90 210

cs.m.ker. pm1,20 1,96 m2

90 210

90 210

pm1,20

18.

90 210

120 210

cs.m.ker. 23,88 m2

90 120

90 210

83,42 m2

MSZ

cs.m.ker. 27,05 m2

90 210 5,00

40

90 210

350 420

90 120

132,90 m2 78,12 m2

cs.m.ker. 32,55 m2

60 120

Zuza tiszt. cs.m.ker. 9,30 m2

90 120

MSZ 83,42 m2

180 210

180 240

7,00

4. 5.

cs.m.ker. 29,55 m2

cs.m.ker. 45,43 m2

90 120

90 210

cs.m.ker. 9,84 m2

91,72 m2

IT SZ 2-150C/10

cs.m.ker. 14,88 m2 cs.m.ker. 79,98 m2

cs.m.ker. 7,47 m2

2-150C/10

IT SZ 2-150C/10

cs.m.ker. 14,22 m2

cs.m.ker. 53,90 m2

pm1,50

cs.m.ker. 90 2,50 m2 210

IT SZ 180 210

cs.m.ker. 27,02 m2

cs.m.ker. 53,32 m2

90 150

9,00

9,00

rakott burk. 58,75 m2

IT SZ 2-150C/10

18. MSZ

350 420

18.

IT SZ 2-150C/10

18.

IT SZ 2-150C/10

27,00

240 240

240 240

100 240

150 240 90 240

100 240

240 240

100 240

240 240 30

18.

37,00

3,50

4,30

4,30

3,50

22,75

220 240

14,05 m2

m2

3,80

1,90

15

15

300 210

1,75

3,65

1,90

15

15

50

8,70

pm1,80

pm1,80

2,60 4,10

10

1,10

9,00 1,25 10

1,85 1,20

10

2,40

20

9,00

3,60

1,50

3,80

10

5,70

10

3,10 3,10

1,50

10

5,30 10

1,30

3,60 10

3,20

10

1,30

Et.

1,50 5,50

2,80 10

1,55 3,00

10 10

2,15

3,40 m2

pm1,50

pm1,50

5,80

3,70 10

2,20

pm1,50

2,50

10

2,10

10

pm1,50

pm1,50

90 150

90 150

90 150

90 150

90 150

9,00

2,15

10

9,00

pm1,50

2,185 2,00

10

2,215 2,00

pm1,50

pm1,50

pm1,50

MSZ

9,00 1,50

100 210

4,38 m2 pm1,50

90 60

90 60

90 60

9,00 1,50

10

90 60

90 60

90 60

90 60

9,00

1,50 5,90

39,40

90 60

90 60

90 60

90 60

90 60

90 60

90 60

90 60

9,00 2,45

30

90 60

90 150

30

50

75 210 75 210

pm1,80 210

pm1,80

90 210

30

pm1,80

cs.m.ker. 22,38 m2

cs.m. ker. 9,44 m2

Et.

90 210

100 240

pm1,80

100 240

2,21 m2

90 210

90 210

90 210 90 210

90 210 90 210

90 210

90 pm1,80

90 210

8,29 m2 6,20 m2

pm1,80

cs.m.ker. 19,32 m2

Zuh-Wc 75 2,40 m2 210

100 210 Et. pm1,80

90 210

25,80 m2

50

5,28 m2

100 210

25,92 m2

275 230

Et.

8,20 m2

150 210

Et.

100 210

1,62 m2

Iroda

3,60 m2

75 210

90 210

75 210

75 210

75 210

90 210

90 210

90 210 75 210

90 210

19.

90 210

100 210

4,25 Wc 75 210 0,99 m2

12,63 m2

Zuhany 11,58 m2

2,21 m2

1,44 m2

Szaks. pih.

75 210

m2

75 0 21

38,82 m2

39,60 m2

Zuhany

275 230

pm1,80

90 210

cs.m. ker. 79,98 m2

Wc

3,90 m2

90 210

5,58 m2

2,70 m2

10

1,50 3,60 33,20

1,55 10

90 150

pm1,80

10,9175m2 210

75 210

3,00 m2

5,04 m2

Et.

90 150

pm1,80

75 210

75 10,92 m2 210

Tsz.

75 Wc 210 Et. 1,80 m2

90 150

pm1,80

90 210

2,60 m2

m2

115,20 m2

111,80 m2

90 150

pm1,80

75 210

Et.

cs.m.ker. 16,78 m2

90 210

90 150

pm1,80

75 210

150 240

100 240

m2

pm1,80

CBSHD-60ZC

90 210 11,66 m2

3,90

3,20 m2

2,88 m2

150 240

350 420

50

20.

Zuhany

V=5000 M3/H

75 210

33,06 m2

9,35 m2

7,16

3,20 m2

Wc

Et.

Tsz.

75 210

20.

3,12 m2

pm1,50

Et.

m2 42,48 m2

90 Et. 210

20.

90 210

V=5000 M3/H

5,89 m2

20.

75 210

1,23 m2 1,23 m2

V=5000 M3/H

1,08

Wc

V=5000 M3/H

100 210

Wc

Wc

75 210

4,03

m2

90 210

75 210 Zuhany

cs.m. ker. 95,51 m2

90 210

90 210

0,99 m2

3,00 m2 75 210

3,38 m2

6,50 m2

Et.

75 210

9,00

Wc

90 210

Wc 90 2 210 1,17 m

90 210

90 210

Et.

Tsz. 1,65 m2

150 210

cs.m. ker. 11,74 m2

90 210

75 210

150 210

9,00

1,50 3,60

2,65 10

1,75 1,80

10

1,30

1,50

1,30 8,60

9,00 1,50

1,30

1,25 40

2,30

4,00 8,60 8,60

9,00 2,30

9,00

4,70 40

50

14,00 18,00

30

18,70

100,00

ALAPRAJZ M= 1:100 4220 Hb. Korpona u. 14. sz. I/6. 2014. Jan. Hrsz.: 7843/18

Kerek Lajos Csaba 3

21./ CATERPILLAR GP 15N targonca 1914-5609 1 db

/H 2061-0447 4 db

Kerek Lajos Csaba

E-1