121727

Зміст
1. Вступ
2. Вибір недостатніх даних
3. Розрахунки
3.1 Тепловий розрахунок
3.2 Конструктивний розрахунок
3.2.1 Визначення розмірів каналів
3.2.2 Визначення числа витків і діаметра теплообмінника
3.2.3 Визначення діаметрів патрубків
3.3 Гідравлічний розрахунок
4. Техніко-економічні показники
5. Умови безпечної експлуатації спірального теплообмінника
6. Опис апаратурно-технологічної схеми виготовлення молочної закваски
7. Список використаної літератури
1. Вступ
За способом передавання теплоти усі теплообмінники поділяють на дві
великі групи: поверхневі і змішувальні. В поверхневих теплообмінниках
обидва теплоносії відокремлені один від одного твердою стінкою або по
черзі контактують з однією і тією самою стінкою, яка бере участь у процесі
теплообміну й утворює так звану поверхню теплообміну. Залежно від
призначення теплообмінного апарата цю поверхню також часто називають
поверхнею нагріву або охолодження. У змішувальних теплообмінниках, або
апаратах змішування, теплообмін здійснюється внаслідок безпосереднього
контакту і змішування гарячого й холодного теплоносіїв.
Поверхневі теплообмінники, у свою чергу, поділяють на рекуперативні
і регенеративні. В рекуперативних апаратах один бік поверхні теплообміну
весь час омиває гарячий теплоносій, а другий – холодний. Теплота від одного
теплоносія до другого передається крізь стінку з теплопровідного матеріалу,
що їх розділяє. Напрямок теплового потоку в стінці лишається незмінним. У
регенеративних апаратах одна й та сама поверхня теплообміну поперемінно
омивається то одним, то другим теплоносієм. У період нагрівання, тобто під
час контакту з гарячим теплоносієм, у твердих тілах (насадці), що
заповнюють апарат, акумулюється теплота, яка в період охолодження
віддається рухомому холодному теплоносію. Напрямок потоку теплоти в
стінках періодично змінюється.
У
харчовій
промисловості
для
нагрівання
й
охолодження
використовують переважно рекуперативні теплообмінники. Тому далі під
назвою «поверхневі теплообмінники» або просто «теплообмінники» ми
розумітимемо рекуперативні теплообмінники.
Теплообмінники класифікують так:

за видом теплоносіїв залежно від агрегатного стану їх –
парорідинні, рідиннорідинні, газорідинні, газогазові, парогазові;

за конфігурацією поверхні теплообміну – трубчасті апарати з
прямими трубками, трубчасті апарати з U-подібним трубним пучком,
спіральні, пластинчасті, змійовикові, ребристі;

за компонуванням поверхні нагріву – кожухотрубні, типу «труба
в трубі», зрошувальні, заглибні, оболонкові.
Крім зазначених основних класифікаційних ознак теплообмінних
апаратів, останні можна також класифікувати за рядом додаткових ознак. Усі
теплообмінні апарати поверхневого типу можна класифікувати залежно від
напрямку потоків теплоносіїв:

прямотечійні, коли обидва теплоносії рухаються паралельно в
одному напрямку;

протитечійні, коли обидва теплоносії рухаються в протилежних
напрямках назустріч один одному;

з
перехресною
течією
–
теплоносії
рухаються
взаємно
перпендикулярно;

із
складнішими
схемами
різного
поєднання
прямотечії,
протитечії і перехресної течії.
Теплообмінні апарати можна також класифікувати за призначенням
(підігрівники, охолодники тощо), за кількістю ходів теплоносія і т.д.
Спіральні теплообмінники
У цих теплообмінниках поверхню теплообміну утворюють два зігнутих
у вигляді спіралей металеві листи,внутрішні кінці яких приварені до
перегородки. Зовнішні кінці листів зварені один з одним. Між листами
утворюються канали прямокутного перерізу,в яких рухаються теплоносії. З
торців канали закриті плоскими кришками на прокладках.
Переваги
спіральних
теплообмінників-компактність,можливість
пропускання обох теплоносіїв з високими швидкостями,що забезпечує
великий коефіцієнт теплопередачі при однакових швидкостях робочих
середовищ у спіральних теплообмінниках гідравлічний опір менший, ніж у
кожухотрубних.
Недоліками спіральних теплообмінників слід вважати складність
виготовлення та низький робочий тиск.
2. Вибір недостатніх даних.
№ п/п
Недостатні дані
Одиниці виміру
Значення
1.
Температура ропи кінцева
t2k, ºС
13
2.
Питома теплоємність води
с1, Дж/(кг·К)
4178,619
3.
Питома теплоємність ропи
с2, Дж/(кг·К)
3412,3
4.
Густина води
ρ1, кг/м3
998,228
5.
Густина ропи
ρ2, кг/м3
1157,45
6.
Швидкість води 1
W1, м/с
0,8
7.
Швидкість води 2
W2, м/с
1,2
8.
Швидкість води 3
W3, м/с
1,6
9.
Швидкість ропи
W, м/с
1,0
10.
Коефіцієнт теплопровідності води
λ1, Вт/(м К)
0,603
11.
Коефіцієнт теплопровідності ропи
λ2, Вт/(м К)
0,5478
12.
Коефіцієнт динамічної в’язкості води
μ1, Па с
1,012·10-3
13.
Коефіцієнт динамічної в’язкості ропи
μ2, Па с
2,57·10-3
14.
Критерій Прандля для води
Pr1
7,026
15.
Критерій Прандля для ропи
Pr2
16
16.
Товщина стінки
δст., м
0,002
17.
Ширина каналу
В, м
0,012
18.
Початковий діаметр
D, м
0,3
19.
Вартість 1 м2 поверхні теплообміну
Cf, грн/м2
800
20.
Вартість 1 кВт·год електроенергії
Се, грн/(кВт·год)
0,5
21.
Кількість годин роботи теплообмінника за рік
τ, год
7680
3. Розрахунки
3.1 Тепловий розрахунок
Розрахуємо тепловий розрахунок теплообмінника для визначення
необхідної поверхні теплообміну, яку знаходимо з основного рівняння
теплопередачі:
F
Q
,(3.1)
k  t ñð.
де Q – теплове навантаження теплообмінника, Вт;
k – коефіцієнт теплопередачі, Вт/(м2·К);
Δtср. – середня різниця температур теплоносіїв, К.
Теплове навантаження теплообмінника знаходимо з рівнянь теплових
балансів. Якщо знехтувати втратами теплоти в навколишнє середовище, то
рівняння теплового балансу буде мати вигляд:
Q  Q1  Q2 ,(3.2)
де Q1 – кількість теплоти, яка віддається водою, Дж/с;
Q2 – кількість теплоти, яка надається ропі, Дж/с.
Якщо теплообмін протікає без змін агрегатного стану маємо рівняння:
Q1  m1  c1  (t1n  t1k ) (3.3)
де m1 – витрати води, кг/с,
с1 – середня теплоємність води, Дж/(кг К);
t1п, t1к – відповідно температура теплоносіїв на вході в апарат і на
виході з нього, ºС.
Аналогічно для ропи:
Q2  m2  c2  (t 2 k  t 2 n ) (3.4)
Отже, при теплообміні без втрат в навколишнє середовище та зміни
агрегатного стану теплоносіїв, рівняння теплового балансу матиме вигляд:
m1  c1  (t1n  t1k )  m2  c2  (t 2k  t 2 n ) (3.5)
Звідси знаходимо втрату ропи:
m2 
m1  c1  (t1n  t1k )
(3.6)
c2  (t 2 k  t 2 n )
Більша різниця температур:
tá  t1n  t 2 k ,î C
t á  35  13  22 î C
Менша різниця температур:
t ì  t1ê  t2 ï ,î C
t ì  6  15  21î C
Обраховуємо відношення різниць температур:
t á 22

 1,04
t ì
21
Оскільки відношення більшої різниці температур до меншої становить
менше 2, то середня температура визначається:
t cp 
t б  t м
2
t cp 
22  21
 21,5 о C
2
Визначаємо середню температуру води:
t t
t cее.води  1п 1к
2
t cåð.âîäè 
35  6
 20,50 C
2
Та середню температуру ропи:
t cее.ропи 
t cее.води 
t 2п  t 2к
2
 15  3
 1о C
2
Для розрахунку теплоти за рівнянням (3.3) необхідно розрахувати
середню теплоємність води:
C 20  4178 ,858
C 30  4174 ,078
Дж
кг  К
Дж
кг  К
C 20 ,5  4178 ,858 
4174 ,078  4178 ,858
Дж
 0,5  4178 ,619
10
кг  К
Переводимо об’ємні витрати води в масові:
m1 
V 
3600
m1 
5  998,228
êã
 1,3864
3600
ñ
За рівнянням (3.3):
Q1  1,3864  4178 ,619  (35  6)  168004
Дж
с
Визначаємо середню теплоємність для ропи:
C 0  3411
Дж
кг  К
C 10  3398
Дж
кг  К
C 1  3411 
3398  3411
Дж
 1  3412 ,3
10
кг  К
За рівнянням (3.6) визначаємо втрату ропи:
m2 
Q1
кг
,
c 2  ( t 2к  t 2п ) с
m2 
168004
êã
 1,758
3412 ,3  (13  15)
ñ
Густину ропи розраховуємо при tс = -1 ºС:
 0  1157
êã
ì 3
 20  1148
êã
ì 3
 1  1157 
1148  1157
êã
 1  1157 ,45 3
20
ì
Коефіцієнт теплопередачі для плоскої чистої поверхні визначається за
формулою:
k
1

1
 cò 
1 cm  2
1
(3.7)
де α1 α2 – коефіцієнти тепловіддачі відповідно для води та ропи,
Вт/(м2·К);
δ - товщина стінки, м;
λ- коефіцієнт теплопровідності матеріалу стінки, Вт/(м2 К).
Для
розрахунку
коефіцієнта
теплопередачі
використовують
коефіцієнти тепловіддачі α1 та α2 , які визначають із числа Нусельта:
1, 2 
Nu1, 2  1, 2
(3.8)
de
де Nu – критерій Нуссельта;
λ – – коефіцієнт теплопровідності, Вт/(м2 К);
de – еквівалентний діаметр, м.
Для визначення оптимальних умов теплообміну задаємося трьома
швидкостями води:
W1  0,8
ì
ì
ì
; W2  1,2 ; W3  1,6 .
ñ
ñ
ñ
1. W1  0,8
ì
ñ
Визначимо критерій Рейнольдса, який характеризує режим руху
розчину за формулою:
Re 
W  d åêâ.  

(3.9)
де W – швидкість води, м/с;
dекв. – еквівалентний діаметр, м;
ρ – густина води, кг/м3;
μ – динамічна в’язкість води, Па·с.
У
критеріях
Re
і
Nu
як
визначальний
розмір
приймається
еквівалентний діаметр. Для спірального теплообмінника він становить:
dекв.= 2·δ
Ширина канала для охолоджуваної рідини приймається від 8…12мм.
Приймаємо, що δ = 0,012м
dекв = 2·0,012 = 0,024м
Знаходимо критерій Re за формулою (3.9):
(ρ = 998,228 кг/м3; μ = 1012,237·10-6 Па·с.)
Re 
0,8  0,024  998,228
 18934
1012 ,237  10 6
Оскільки Re = 18934 > 10000 – турбулентний режим руху. Відповідно
при турбулентному режимі руху критерій Нуссельта розраховується за
формулою:
Nu  0,023  Re0,8  Pr 0, 4 (3.10)
Критерій Прандля за температури води tс = 20,5ºС становить Рr = 7,026:
Nu  0,023  (18934 ) 0,8  (7,026 ) 0, 4  0,023  2641  2,18  132,42
За формулою (3.8):
1 
Nu  
de
де λ – коефіцієнт теплопровідності.
Для води при tс = 20,5ºС, λ = 0,603 Вт/(м2 К).
11 
132,42  0,603
Âò
 3327 ,1 2
0,024
ì Ê
2. W2  1,2
ì
ñ
Визначимо критерій Рейнольдса:
Re 
1,2  0,024  998,228
 28402
1012 ,237  10 6
Оскільки Re = 28402 > 10000 – турбулентний режим руху, звідси
обраховуємо критерій Нуссельта:
Nu  0,023  (28402 ) 0,8  (7,026) 0, 4  0,023  3653  2,18  183,16
Далі обраховуємо коефіцієнт теплопровідності:
12 
183,16  0,603
Âò
 4601,9 2
0,024
ì Ê
3. W3  1,6
ì
ñ
Відповідно для третьої швидкості Критерій Рейнольдса:
Re 
1,6  0,024  998,228
 37869
1012 ,237  10 6
Re = 37869 > 10000 – турбулентний режим руху.
Критерій Нуссельта:
Nu  0,023  (37869 ) 0,8  (7,026 ) 0, 4  0,023  4599  2,18  230,59
Коефіцієнт теплопровідності:
13 
230 ,59  0,603
Âò
 5793,2 2
0,024
ì Ê
4. Задаємо швидкість ропи W  1,0
ì
ñ
Теплофізичні характеристики ропи при tс = –1ºС:
с = 3412,3 Дж/(кг·К)
ρ = 1157,45 кг/м3
μ0 = 2688
μ –5 = 3277  1  26,88 
32,77  26,88
1  2,57 10 3 Ïà  ñ
5
λ0 = 0,5443
λ –10 = 0,5094 1  0,5443 
0,5094  0,5443
Âò
1  0,5478
10
ì
Критерій Рейнольдса:
Re 
1,0  0,024  1157 ,45
 10809
2,57  10 3
Знайдемо критерій Прандля для ропи:
r 
c

3412 ,3  2,57  10 3
r 
 16
0,5478
Критерій Нуссельта:
Nu  0,023  (10809 ) 0,8  (16) 0, 4  0,023 1687  3,03  117,6
Коефіцієнт теплопровідності:
2 
117 ,6  0,5478
Âò
 2684 ,22 2
0,024
ì Ê
Для сталі товщина стінки δст. = 2…4мм, приймаємо δст. = 0,002м.
Коефіцієнт теплопровідності сталі λст. = 46,5 Вт/(м·К)
Знаходимо значення коефіцієнта теплопередачі за рівнянням (3.7):
1
1
1  10 4
k1 


 1396 ,65
1
0,002
1
7,16
(3,005  0,43  3,725)  10 4


3327 ,1 46,5 2684 ,22
1
1
1 10 4
k2 


 1580 ,28
1
0,002
1
(2,173  0,43  3,725) 10 4 6,328


4601,9 46,5 2684 ,22
1
1
1 10 4
k3 


 1700 ,39
1
0,002
1
(1,726  0,43  3,725) 10 4 5,881


5793,2 46,5 2684 ,22
Площу поверхні теплообміну визначаємо за формулою (3.1):
F
Q
,ì 2
k  t ñð.
F1 
168,004
 5,59 ì 2
1396 ,65  21,5
F2 
168,004
 4,94 ì 2
1580 ,28  21,5
F3 
168,004
 4,59 ì 2
1700 ,39  21,5
3.2 Конструктивний розрахунок
спіральний теплообмінник металевий
3.2.1 Визначення розмірів каналів
Ширина каналу для нагрівної рідини приймається В2= 8…12мм (В2 =
0,012м). З рівняння витрати рідини визначається висота каналів:
a
m2
w2   2  B2
, ì (3.11)
a
1,758
 0,13 ì
1  1157 ,45  0,012
Ширина каналу В1 для проходу нагрівального теплоносія при
нагріванні водяною парою приймається як В1=В2, а при нагріванні гарячою
водою розраховується за формулою:
B
m
, ì (3.12)
W  a
Розрахуємо ширину каналу для кожної швидкості:
B11 
B11 
1,3864
 0,012 ì
0,8  998,228  0,13
B12 
B12 
m1
,ì
W12  1  a
1,3864
 0,008 ì
1,2  998,228  0,13
B13 
B13 
m1
,ì
W11  1  a
m1
,ì
W13  1  a
1,3864
 0,006 ì
1,6  998,228  0,13
3.2.2 Визначення числа витків і діаметра теплообмінника
Площа поверхні нагрівання визначається за висотою каналу та
ефективною довжиною спіралі.
F  2 Le  a, ì 2 (3.13)
де Le – ефективна довжина спіралі, м;
а – висота каналу, м.
Звідки:
Le 
F
, ì (3.14)
2a
Le1 
5,59
 21,5 ì
2  0,13
Le 2 
4,94
 19 ì
2  0,13
Le 3 
4,59
 17,68 ì
2  0,13
Необхідна кількість витків для отримання ефективної довжини Le
розраховується за формулою:
Le
td
t  d 
n
 
 
(3.15)
4t
2  t
 4t 
2
де d – початковий діаметр спіралі, м;
t – крок спіралі;
Le – ефективна довжина спіралі, м.
Початковий діаметр d визначається з конструктивних міркувань
(300…400мм), d = 0,3м.
Крок спіралі t визначається залежно від ширини каналу B і товщини
стрічки спіралі δст.:
t
B1  B2  2   ñò .
(3.16)
2
t1 
0,012  0,012  2  0,002
 0,014
2
t2 
0,008  0,012  2  0,002
 0,012
2
t3 
0,006  0,012  2  0,002
 0,011
2
Кількість витків:
2
0,014  0,3  0,014  0,3 
21,5
n1 
 
 5,61  16,61  22,22  22âèòêà
 
4  0,014
 4  0,014  2  3,14  0,014
2
0,012  0,3  0,012  0,3 
21,5
n2 
 
 6,5  17,16  23,66  23âèòêà
 
4  0,012
 4  0,012  2  3,14  0,012
2
0,011  0,3  0,011  0,3 
21,5
n3 
 
 7,068  17,49  24,55  24âèòêà
 
4  0,011
 4  0,011  2  3,14  0,011
Побудова спіралей:
r1 
d
, ì (3.17)
2
r1 
0,3
 0,15 ì
2
r2  r1  t , ì
r21  0,15  0,014  0,164 ì
r22  0,15  0,012  0,162 ì
r23  0,15  0,011  0,161 ì
Ширина керна:
LÊ  d  t , ì (3.18)
LÊ1  0,3  0,014  0,286 ì
LÊ 2  0,3  0,012  0,288 ì
LÊ 3  0,3  0,011  0,289 ì
Зовнішній діаметр спірального теплообмінника визначається за
формулою:
D  LÊ  (2  t  2n)   ñò . , ì (3.19)
де 2n – подвоєна кількість витків, округлених до цілого числа.
D1  0,286  (2  0,014  2  22)  0,002  1,52 ì
D2  0,288  (2  0,012  2  23)  0,002  1,39 ì
D3  0,289  (2  0,011  2  24)  0,002  1,35 ì
Дійсна довжина стрічок спіралі:
LI  LII  Le 
1
D, ì (3.20)
2
LI  LII  21,5 
1
 3,14  1,52  23,89 ì
2
LI  LII  19,0 
1
 3,14  1,39  21,18 ì
2
LI  LII  17,69 
1
 3,14  1,35  19,81ì
2
3.2.3 Визначення діаметрів патрубків
Діаметри вхідних і вихідних патрубків визначаються за формулою:
D  1,18 
m
, ì (3.21)
 W
де m – втрата рідини, кг/с
Діаметри вхідних і вихідних патрубків для води:
D1  1,18 
1,3864
 0,049 ì
998,228  0,8
D2  1,18 
1,3864
 0,040 ì
998,228 1,2
D2  1,18 
1,3864
 0,035 ì
998,228 1,6
Діаметр вхідних і вихідних патрубків для ропи:
D  1,18 
1,758
 0,046 ì
1157 ,45 1
3.3 Гідравлічний розрахунок
Гідравлічний розрахунок теплообмінника проводиться для визначення
потужності насосів та встановлення оптимального режиму роботи апарату.
Потужність, необхідну для переміщення теплоносія через апарат,
розраховують за формулою:
N 
V  p

, Âò (3.22)
де V – об’ємні витрати рідини, м3/с;
Δp – перепад тиску в апараті, Па;
η – ККД насосу (η – 0,6).
1. Коефіцієнт гідравлічного тертя:

0,316
Re 0, 25
Re  18934

0,316
 0,027
11,73
Сума коефіцієнтів місцевих опорів:
   1,5  1,5  0,5  n
де ξ – - коефіцієнт місцевого опору
   1,5  1,5  0,5  22  14
Перепад тиску в апараті:

 w2  
L
p    
   
 d åêâ.
 2
23,89

 (0,8) 2  998,228
p   0,027 
 14  
 13057 ,22 Ïà
0,024
2


З формули (3.22):
N
5  13057 ,22
 30,22 Âò
3600  0,6
2. Коефіцієнт гідравлічного тертя:
Re  28402

0,316
0,316

 0,024
(28402 ) 0, 25 12,98
Сума коефіцієнтів місцевих опорів:
  1,5  1,5  0,5  23  14,5
Перепад тиску в апараті:
21,18

 (1,2) 2  998,228
p   0,024 
 14,5  
 25644 Ïà
0,024
2


Потужність:
N 
5  25644
 59,36 Âò
3600  0,6
3. Коефіцієнт гідравлічного тертя:
Re  37869

0,316
0,316

 0,023
0 , 25
(37869 )
13,95
Сума коефіцієнтів місцевих опорів:
  1,5  1,5  0,5  24  15
Перепад тиску в апараті:
19,81

 (1,6) 2  998,228
p   0,023 
 15  
 43423 Ïà
0,024
2


Потужність:
N 
5  43423
 100 ,52 Âò
3600  0,6
4. Техніко-економічні показники
Техніко – економічний розрахунок теплообмінника дозволяє знайти
оптимальні умови роботи цих апаратів з урахуванням капітальних витрат,
амортизації обладнання і експлуатаційних витрат.
Сумарні витрати:
K  Ka  Ke ,
грн
(3.23)
рік
де Ка, Ке – відповідно сумарні, амортизаційні та експлуатаційні
витрати.
1. Амортизаційні витрати:
K a  F  Cf  a ,
грн
(3.24)
рік
де F – поверхня теплообміну, м2 ;
Сf – вартість 1 м2 поверхні теплообміну апарату, грн./м2 ;
а – річна доля амортизаційних відрахувань, %.
Сf = 800 грн./м2 ;
а = 15 % / рік.
K a  5,59  800  0,15  670 ,8
ãðí
ð³ê
Експлуатаційні витрати:
K e  N  C e  ,
грн
(3.25)
рік
де N – потужність електродвигуна насоса, кВт;
Се – вартість 1 кВт год електроенергії, грн/(кВт·год);
τ – кількість годин роботи теплообмінника за рік, год/рік.
Се = 0,5 грн/(кВт·год);
τ = 24год·320діб = 7680.
K e  30,22  10 3  0,5  7680  116 ,07
ãðí
ð³ê
Сумарні витрати розраховуємо з рівняння (3.23):
K   670 ,8  116 ,07  786 ,87
ãðí
ð³ê
2. Амортизаційні витрати:
K a  4,94  800  0,15  592 ,8
ãðí
ð³ê
Експлуатаційні витрати:
K e  59,36  10 3  0,5  7680  227 ,94
ãðí
ð³ê
З рівняння (3.23):
K   592 ,8  227 ,94  820 ,74
ãðí
ð³ê
3. Амортизаційні витрати:
K a  4,59  800  0,15  550 ,8
ãðí
ð³ê
Експлуатаційні витрати:
K e  100 ,52  10 3  0,5  7680  385,99
ãðí
ð³ê
З рівняння (3.23):
K   550 ,8  385,99  936 ,79
ãðí
ð³ê
5. Умови безпечної експлуатації спірального теплообмінника
Виготовлення, монтаж і експлуатація спіральних теплообмінників, які
працюють під тиском, має відповідати вимогам «Правил побудови та
безпечної експлуатації посудин, що працюють під тиском».
Спіральні теплообмінники повинні бути укомплектовані засобами для
автоматичного
підтримування
постійної
температури
рідини,
що
підігрівається при виході її з підігрівника.
Гідравлічне випробування теплообмінників та їх елементів необхідно
проводити пробним тиском, величина якого повинна бути зазначена в
паспорті або інструкції для експлуатації.
Очищення теплообмінників слід проводити хімічним або механічним
способом.
Перед механічним очищенням спіральний теплообмінник відключити,а
рідину спустити.
Для запобігання опіків гарячою рідиною або парою підігрівники
повинні бути тепло ізольовані.
Не дозволяється підвищувати тиск і температуру в підігрівниках понад
допустимих меж.
При дотриманні правил безпеки та правильної експлуатації спіральних
теплообмінників виробництво є екологічно чистим.
6. Опис апаратурно-технологічної схеми виготовлення молочної
закваски
На початку переробки нормалізоване молоко подають у резервуар для
зберігання молока 1, далі насосом 2 перекачується до проміжного баку 3.
Звідти насосом 2 подається в пластинчастий пастеризаційний апарат 5, з
якого потрапляє в апаратор – молокоочисник 4. Далі нормалізоване молоко
знову повертається в пластинчастий пастеризаційний апарат 5, з якого
потрапляє в гомогенізатор 7. З гомогенізатора воно подається до
витримувача пастеризованого молока 6, з якого знову повертається до
пластинчастого пастеризаційного апарату 5. Далі нормалізоване молоко
надходить до резервуару заквашування молока 8. Паралельно до цього
процесу у збірник закваски 13 подається закваска, яка насосом 14 подається
до спірального теплообмінника 15, звідки потрапляє до резервуару для
заквашування молока 8. Далі надходить до машини для розливу молока 9.
Далі по схемі заквашене молоко надходить до термостатної камери 10,
а після до холодильної камери 11, і лише після цього заквашене молоко
потрапляє до камери зберігання продукції.
7. Список використаної літератури
1. Процеси і апарати харчових виробництв: Підручник / За ред. проф. І.Ф.
Малежика. – К.: НУХТ, 2003. – 400с.
2. В.Н. Стабников, В.И. Баранцев. «Процессы и аппараты пищевых
производств», Москва, «Легкая и пищевая прмышленность», 1983г.
3. Процеси і апарати харчових виробництв. Методичні вказівки до вивчення
дисципліни та виконання контрольних робіт для студентів технологічних
спеціальностей заочної форми навчання, Київ, НУХТ, 2002.
4. В.И. Баранцев «Сборник задач по процессам и аппаратам пищевых
производств», Москва, Агропроимиздат, 1985.
5. Процеси і апарати харчових виробництв. методичні вказівки для
виконання курсового проекту для студентів технологічних спеціальностей
напряму 0917 «Харчова технологія і інженерія» денної та заочної форм
навчання, Київ, НУХТ, 2003.
6. К.Ф. Павлов, П.Г. Романков, А.А. Носков. Примеры и задачи по курсу
процессов и аппаратов химической технологии, «Химия», Ленинградское
отделение, 1976г.
7. О.Г. Лунин «Теплообменные аппараты пищевой промышленности»,
Москва, «Пищевая промышленность», 1967.
Размещено на Allbest.ru