Upload
valentina-cazacu
View
78
Download
0
Embed Size (px)
Citation preview
1
Mod.
Coala Nr. Docum. Semn. Data
Elaborat
Verificat
Filipovici.A Litera Coala Coli
Proiect de an
UTM, gr. TAP-081
Ciumac.J
Universitatea Tehnica din Moldova
Facultatea Tehnologie si Management in Industria Alimentara
Catedra Tehnologie si Managament in Alimentatia Publica
Raport
CALCULUL NECESARULUI DE CĂLDURĂ PENTRU RESTAURANT CU ENERGIE TERMICĂ
Conducatorul proiect: Ciumac.J.
A efectuat : Studenta Gr-TAP-081 Filipovici.A.
Chisinau 2012
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
Cuprins
1. Calculul hidraulic 2. Calcularea pierderilor de căldură prin indici
generalizaţi3. Analiza cadrului legislativ privind reglementarea
activităţii unităţii de restauraţie4. . Schema regulatorului de presiune, tip Pstudiul
ofertei unităţii
5. ANEХA6. Bibliografie
2
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
CALCULUL NECESARULUI DE CĂLDURĂ PENTRU APROVIZIONAREA
RESTAURANTULUI CU ENERGIE TERMICĂ
Generalităţi
Sistemul de încălzire este destinat creării în încăperile clădirilor a parametrilor termice
favorabile ce corespund condiţiilor de confort şi cerinţelor proceselor tehnologice.
Încălzirea se numeşte menţinerea artificială a temperaturii aerului din încăpere la nivelul
stabilit prin substituirea pierderilor de căldură cu ajutorul unor instalaţii speciale.
Încălzirea a încăperii poate fi efectuată de către corpurile de încălzire prin convecţie sau
radiaţie în dependenţă de modul de transfer de căldură predominant.
Sistem de încălzire se numeşte totalitatea elementelor constructive cuplate între ele şi
destinate obţinerii, transportării şi transferării cantităţii necesare de căldură aerului din încăpere.
Elementele constructive principale ale sistemului sunt:
Fig. 1.1. Schema sistemului de încălzire.
1 – generator de căldură; 2 – conducte de transportare a căldurii; 3 – consumatorul.
Agenţii termici utilizaţi în sisteme de încălzire la transportarea căldurii sunt: apă, abur, aer,
gaze de ardere. Cel mai utilizat agent de căldură este apa. Restaurantul, de asemenea, va avea
sistemul de încălzire cu apă. Agent termic circulă în sistem, cedează căldura corpului de încălzire şi
se readuce în generatorul de căldură pentru a fi reîncălzită.
Cazanul autonom va fi amplasat în subsolul clădirii pentru a forma diferenţa mai mare de
presiune în sistemul de ţevi, ceea ce va uşura circulaţia agentului termic.
Pentru determinarea puterii necesare a instalaţiei de încălzire şi calculelor ulterioare a tuturor
elementelor a sistemei (suprafeţele aparatelor de încălzire şi numărul de calorifere, debitul agentului
termic, secţiunile conductelor) se produce calculul detaliat a pierderilor de căldură în toate încăperile
a clădirii.
3
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
Calculul necesarului de căldură pentru încălzire
Întocmirea bilanţului termic
Pierderile de căldură prin îngrădiri exterioare la regimul de temperatură impus se determină
prin mărimea fluxului termic şi depind de construcţia şi particularităţile termofizice a materialelor
folosite. Deci, alegerea corectă a materialelor termoizolante a îngrădirilor exterioare şi bine gîndită
partea constructivă a clădirii ne asigură obţinerea sarcinii termice de calcul cu o economie
avantajoasă.
Pentru determinarea puterii sistemului de încălzire, se alcătuieşte bilanţul termic pentru
timpul de iarnă:
Q = Qîng + Qinf – Qd.c. ;
Calculul necesarului de căldură pentru încălzire
Întocmirea bilanţului termic
Pierderile de căldură prin îngrădiri exterioare la regimul de temperatură impus se determină
prin mărimea fluxului termic şi depind de construcţia şi particularităţile termofizice a materialelor
folosite. Deci, alegerea corectă a materialelor termoizolante a îngrădirilor exterioare şi bine gîndită
partea constructivă a clădirii ne asigură obţinerea sarcinii termice de calcul cu o economie
avantajoasă.
Pentru determinarea puterii sistemului de încălzire, se alcătuieşte bilanţul termic pentru
timpul de iarnă:
Q = Qîng + Qinf – Qd.c. ;
unde: Qîng sunt pierderile de căldură prin îngrădirile de protecţie, în W;
Qinf .– pierderile de căldură prin infiltrări, în W;
Qd.c. – degajările de căldură de la iluminat, aparate de uz casnic, oameni, în W.
Pierderile de căldură prin îngrădiri includ pierderile prin podea, ferestre, uşi, tavan, deci,
formula se poate prezenta în felul următor:
Q = Qpod + Qfer.,uşi + Qper. + Qtavan + Qinf. – Qd.c.,
în care: Qpod sunt pierderile de căldură prin podea, în W;
Qfer.,uşi – pierderile de căldură prin ferestre şi uşi, în W;
Qper. – pierderile de căldură prin perete, în W;
Qtavan – pierderile de căldură prin tavan, în W;
Qinf .– pierderile de căldură prin infiltrări, în W;
Qd.c. – degajările de căldură de la iluminat, aparate de uz casnic, oameni, în W.
Bilanţul se întocmeşte pentru condiţiile staţionare cînd apare cel mai mare deficit de căldură.
4
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
Calculul pierderilor de căldură prin podea
Pierderile de căldură prin podea neizolată termic se determină după metoda calculului
aproximativ. Pentru aceasta suprafaţa pardoselei se împarte în fîşii paralele cu perete exterior a cîte 2
m fiecare (zone convenţionale). Fîşia din apropierea nemijlocită cu peretele exterior se noteză cu
numărul 1, următoarele două zone cu numerele 2 şi 3 respectiv, iar restul se referă la zona 4. Calculul
pierderilor de bază de căldură se efectuiază după formulă:
,)( nttFkQ exin
unde: k este coeficientul global de transfer de căldură, în W/(m2K);
;1
pRk
în care: Rp – rezistenţa termică globală a îngrădirii de protecţie, în m2K/W;
F – aria suprafeţei îngrădirii perpendiculară pe direcţia fluxului de căldură, în m2;
tin – temperatura de calcul a aerului interior, în (C;
tex – temperatura de calcul a aerului exterior, în (C;
n – coeficientul de micşorare la calcularea pierderilor pentru diferite îngrădiri (se ia din tab.
p.47 [1])
Temperatura de calcul se ia pentru zona Republicii Moldova în timpul de iarna tex = -16 C.
Deoarece diferenţa de temperaturi se consideră egală cu cea pentru pereţi şi nu variază de la o zona la
alta, ceea ce nu este în realitate, se consideră variabilă rezistenţa termică globală a podelei. De aceea
rezistenţe globale termice pentru fiecare zonă se iau:
,1.2IpR
,3.4IIpR
,6.8IIIpR
,2.142
W
KmR IV
p
Ca exemplu, mai jos vom prezenta calculul pentru camere cu 1 perete exterior şi cu 2 pereţi
exteriori.
Formula generală pentru calcularea rezistenţei globale a podelei:
,
podelei
iip F
RFR
unde: Fi este aria zonei convenţionale, în m;
Ri – rezistenţa globală termică pentru această zonă, în m2K/W;
Fpodelei – suprafaţa podelei, în m2.
Calculul pentru cameră nr.2 din subsol (cu un perete exterior):
F1 = 2a = 1052 m2;
5
5 m
2 m
2 m
2 m
0,2 m
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
F2 = 2a = 1052 m2;
F3 = 2a = 1052 m2;
F4 = 0,2a = 0, 152 m2;
3.52.65
2.1416.8103.4101.210
pR m2K/W.
W/(m2K);Deci, pierderile de căldură prin podea în camera 2 vor constitui: W.Calculul pentru camera nr.1 din subsol (cu doi pereţi exteriori):
Camera are următoare parametri: 4 7,2 m.Deoarece camera se află în subsol, pereţii aceşteia se calculă cum ar fi prelungirea la podea, de aceea desenul de calcul va modifica parametrii camerei, după cum
este prezentat m Aria zonei F1 se calculează după formula:
2.312.624.92221 baF m2.
Aria zonei F2 se calculă în felul următor:
2.192)42.6(2)24.9(2)4(2)2(2 baF m2.
Suprafaţa zonei F3 va fi:
2.112)62.6(2)44.9(2)6(2)4(3 baF m2.
F4 este suprafaţa rămasă şi se calculează următor:
68.04.32.04 F m2.
Rezistenţa pierderilor de căldură a podelei:
36.42.64.9
2.1468.06.82.113.42.191.22.31
pR m2K/W.
Coeficientul global de transfer de căldură:
23.036.4
1k
W/(m2K);
Pierderile în camera nr.1 vor constitui:
31275.03128.5823.0 Q W.
Restul camerelor sunt similare şi rezultatele calcurilor vor fi prezentate în tabelul 1.
Calculul pierderilor de căldură prin perete
Pentru calcularea pierderilor de căldură prin perete trebuie de efectuat măsurarea suprafeţelor
acestora după anumite reguli, care ţin cont de procesul complex al transferului de căldură prin
6
F1
F2
F3
F4
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
elementele constructive de diferite configuraţii şi prevăd majorarea sau reducerea convenţională a
ariei în cazul când pierderile reale de căldură pot fi mai mici sau mai mari decât cele calculate.
Calculăm coeficientul global de transfer de căldură pentru primul tip de perete:
Componenţa peretelui 1
Fig. 1.2
Pereţi sunt alcătuiţi, de obicei, din mai multe straturi (tencuială, piatră de calcar, vopsea ş.a.)
care au o anumită grosime δi cu conductibilitatea λi.
Pierderile de căldură prin pereţi interiori se calculă dacă difirenţa de temperaturi între camere
adiacente este mai mare de 5 C. În cazul nostru asemenea cămeri nu sunt, de aceea pereţii interiori nu
se calculă.
Calculăm coeficientul global de transfer de căldură pentru perete cu ajutorul expresiei:
11int
1
ext
k
,
unde: αin este coeficientul de schimb de căldură prin convecţie interior, în )/( 2 KmW ;
αex – coeficientul de schimb de căldură prin convecţie exterior, în )/( 2 KmW ;
– rezistenţa termică a fiecărui strat a îngrădirii, în m2K/W.
Din [1] putem alege k aproximativ = 1,06 W/(m2K). Coeficientul n = 0,7 din [1] pentru
îngrădiri ce separă încăpere încălzită de cea neîncălzită sau care comunică cu aerul exterior. La
calcularea ariei pereţelor suprafaţa ferestrelor se scade.
Exemplu de calcul a peretelui din oficiu:
Aria peretelui cu fereastră: 5.137.25 F m2; aria ferestrei: 8.20.24.1 m2.
Pierderile de căldură prin perete se vor calcula în felul următor:
2867.0))16(20()8.25.13(06.1)( nttFkQ exin W.
Calculul pierderilor de căldură prin ferestre şi uşi
7
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
Pierderile de căldură prin ferestre şi uşi au loc prin influienţa forţelor naturale. Aerul exterior
pătrunde în încăpere prin ferestre, uşi, canale de ventilaţie, de asemenea, şi pierderile de aer cald au
loc prin rosturile şi neetanşităţile ferestrelor şi uşilor. În afară de aceasta, aerul din interiorul clădirii
poate trece dintr-o cameră în alta.
Pierderile de căldură prin ferestre şi uşi se calculează după relaţia:
),(, exinuşfer ttFkQ
unde: F este suprafaţa ferestrei sau a uşii , în m2.
k – coeficientul global de transfer de căldură a ferestrelor, se ia din [1], în W/(m2K);
tin – temperatura de calcul a aerului interior, în (C; tex – temperatura de calcul a aerului
exterior, în (C;
Pentru ferestre din steclopachet k = 2,7 W/(m2K), pentru ferestre simple k = 2,5 W/(m2K).
Calculul pierderilor de căldură prin infiltrări
Mult influienţează sarcina termică puterea şi viteza vîntului, de aceea blocurile locative, mai
ales multietajateamplasate într-o localitate deschisă, necesită sarcină suplimentară. În timpul rece
încăperea pierde căldura prin îngrădirile de protecţie, căldura se cheltuieşte pentru încălzirea aerului,
care pătrunde în incintă prin rosturile îngrădirilor. În afară de aceasta trebuie de luat în consideraţie
mărirea posibilă a sarcinii termice – un coeficient de rezervă. De asemenea se ţine cont de partea a
lumii în care este aşezată clădirea. Toate acestea se iau în consideraţie prin adaosuri supra sarcinii
termice calculate în mărime de 20 %.
Pierderile de căldura în restaurant
Calcu
lul
pierd
erilor
de
căldu
ră în
camer
e a
restau
rantul
ui.
Tabel
ul 1.1
Nr.
Denumirea
încăperii
a h F, m2 k,
Km
W
2
n Δt, K Q, kW ∑Q, kW
1 2 3 4 5 6 7 8 9
8
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
Subsol
1. Camera nr.1
Podea 9,4 6,2 58,28 0,23 0,75 31 312
2. Camera nr.2
Podea 5 6,2 31 0,19 0,75 31 137
3. Camera nr.3
Podea 20,9 6,2 129,58 0,21 0,75 31 633
4. Camera nr.4
Podea 5,3 8,8 46,64 0,26 0,75 31 282
5. Camera nr.5
Podea 5 8,8 63,36 0,18 0,75 31 265
6. Camera nr.6
Podea
11,1 8,8 117,04 0,15 0,75 31 408
1 2 3 4 5 6 7 8 9
7. Camera nr.7
Podea 5,7 8,8 69,52 0,17 0,75 31 275
2798
8. Camera nr.8
Podea 3 8,8 26,4 0,13 0,75 31 80
9. Scări
Podea 5,2 8,8 45,76 0,26 0,75 31 277
10. Coridor 35,3 1,6 56,48 0,1 0,75 31 120
I etaj
11. Sala
Perete exterior 1
Perete exterior 2
Perete exterior 3
Ferestre
16,25 2,7
12,2 2,7
6,6 2,7
30,9 2,3
43,88
32,94
17,82
71,1
1,06
1,06
1,06
2,7
0,7
0,7
0,7
36
36
36
36
1172
880
476
6908
9436
12. Spălătorie
Perete exterior 1
Ferestre
5,1 2,7
1,4 2,0
11
2,8
1,06
2,7
0,7 34
34
278
238
516
13. Vestiar
Perete exterior 1
Ferestre
6,55 2,7
1,0 1,6
14,5
3,2
1,06
2,5
0,7 36
36
387
288
675
14. Scări
Pereţi exteriori 32,7+1,01,6 23,2 1,06 0,7 34 585 585
II etaj
15. Sala
Perete exterior 1 10,9 2,7 29,43 1,06 0,7 36 786
9050
9
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
Perete exterior 2
Perete exterior 3
Ferestre
12,2 2,7
6,6 2,7
30,9 2,3
32,94
17,82
71,1
1,06
1,06
2,7
0,7
0,7
36
36
36
880
476
6908
16. Oficiu
Perete exterior 1
Ferestre
5,0 2,7
1,4 2,0
10,7
2,8
1,06
2,5
0,7 36
36
286
252
538
17. WC
Perete exterior 1
Ferestre
3,0 2,7
1,0 1,6
6,5
1,6
1,06
2,5
0,7 36
36
174
144
318
18. Bucătăria
Perete exterior 1
Ferestre
9,0 2,7
1,0 1,6
21,1
3,2
1,06
2,5
0,7 34
34
532
272 804
1 2 3 4 5 6 7 8 9
19. Scări
Pereţi exteriori 32,7+5,62,7 23,2 1,06 0,7 34 585 585
20. Tavanul 30,9 12,2 377 1,45 0,9 36 17711 17711
Total pe etaje 43007
20 % 8601
Total pe restaurant 51610
Calcularea pierderilor de căldură prin indici generalizaţi
Pierderile de căldură se pot calcula din volumul restaurantului prin formula:
tVqQ ,
unde: q este căldura specifică, care se determină din formula:
6 V
aq
,
în care: a – coeficient care ţine cont de caracterul îngrădirii cu valoarea 1,75...2,25,
( – coeficient de temperatură, ( = 1,1; V – volumul clădirii, în m3.
t – diferenţa de temperaturi în interior şi din exteriorul clădirii, în K.
Determinăm volumul clădirii: 28646.72.129.30 V m3.
Căldura specifică:
58.02864
1.126
q W/(m3K)
Deci, pierderile vor constitui:
5980036286458.0 Q W.
Verificăm valoarea calculelor practice, care nu trebuie să depăşească 20 %:
10
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
137.059800
5161059800
teor
practeor
Q
QQE
Deci, ne convingem că eroarea este în limitele admisibile E = 13,7 %.
Calculul necesarului de căldură pentru apa caldă menajeră.
Apa caldă menajeră va fi asigurată de cazanul autonom, care este destinat cît pentru încălzire
atît şi pentru producerea apei calde. În restaurant va fi necesară apa caldă menajeră în lavoare şi în
două spălătorii. În [1] sunt prezentate normele de consum de apă pentru diferite consumatori:
pentru un lavoar din WC – 60 l/h;
pentru un lavoar din spălătorie – 270 l/h.
Cantitatea de apă caldă necesară va fi: 7802270460 l/h.
Determinăm necesarul de căldură pentru încălzirea apei:
tcmQ p ,
unde: m este debitul masic de apă caldă necesară, în kg/h;
cp – capacitatea termică specifică, în kJ/(kg K);
t – diferenţa de temperatură dintre apa fierbinte şi apa rece, ta.f. = 65 C, ta.r. = 5 C.
Deci, pentru încălzirea apei rece de la 5 pînă la 65 C este nevoie de căldura în cantitate de:
1960926019.4780 Q kJ/h,
sau Q = 54,47 kW.
Distribuirea necesarului de căldură pe parcursul zilei este prezentată în tabelul 1.2.
Distribuţia
consumului orar
pe durata de lucru.
Tabelul 1.2.
Timp de folosire,
h
% kJ/h Timp de folosire,
h
% kJ/h
10 1 1961 17 7 13726
11 5 9805 18 10 19609
12 5 9805 19 20 39218
13 5 9805 20 10 19609
14 5 9805 21 10 19609
15 5 9805 22 10 19609
16 5 9805 23 2 3922
11
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
0
50
100
150
200
250
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24
Fig. 1.2. Dependenţa necesarului de căldură de perioada zilei.
Trebuie să trasăm linia care va uni originea de coordonate cu punctul final. Graficul obţinut
nu prezintă necesarul principal de consum de aceea că partea reală a graficului este amplasată mai
sus de linia consumului mediu în 24 ore. De aceea trasăm linia 2 paralel cu prima, dar ca ea să treacă
prin punctul maxim de consum, ce în cazul nostru constituie 10 h.
Prezentăm pe grafic dependenţa necesarului de căldură de timpul zilei:
0
50
100
150
200
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23
Qmax
Fig. 1.3. Cantitatea teoretică şi reală a consumului de căldură zilnic.
Deci, am obţinut consumul maximal de căldură pentru apă caldă menajeră, după care putem
determina volumul vasului acumulator. Vasul este necesar pentru că consumul nu este continuu ci se
12
t, h
Q, MJ/h
Q, MJ/h
t, h
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
distribuie neuniform pe parcursul zilei, de aceea surplusul de apă se va accumula în acest vas,
volumul căruia se calculează după formula:
tc
QV
p
max
,
în care: Qmax se ia din grafic; cp este capacitatea termică specifică, în kJ/(kg(K);
( - densitatea apei, în kg/m3; (t – diferenţa dintre temperaturile a apei caldă şi reci, în K.
Determinăm volumul vasului:
38699.06019.4
96078
V
m3.
Calculul hidraulic
Calculul hidraulic are scop de a determina pierderile de presiune care apar în interiorul ţevilor
din cauza rugozităţii suprafeţei ţevii şi cotiturilor locale. După valoarea pierderilor de presiune se
alege puterea necesară a pompei de circulaţie şi se determină dimensiunile conductelor. Circulînd
prin conductele apa pierde o parte din energia sa la înfruntarea rezistenţelor opuse mişcării ei de către
elementele sistemului. De aici rezultă că principiul de bază al calculului hidraulic este egalitatea
dintre presiunea disponibilă şi pierderile de sarcină la mişcarea cantităţii necesare de apă în sistem.
Determinăm puterea necesară a cazanului:
Qcaz = Qp + Qa.c.m. ,
unde: Qp este căldura necesară penrtu încălzire, în W;
Qa.c.m. – căldura necesară pentru încălzirea apei calde menajere, în W;
Qcaz = 51,61 + 54,47 = 106,1 kW.
Puterea necesară a pompei se calculează cu relaţia:
el
el
mPN
,
unde: P sunt pierderile de presiune, în Pa; m – debitul masic de agent termic, în kg/s;
(el – randamentul electric, (el = 0,7; ( – densitatea apei, în kg/m3.
Pierderile de presiune sunt alcătuite din două componente:
P = Plin + Ploc,
unde: (Plin sunt pierderile de presiune liniare, Pa;
Ploc - pierderile de presiune locale, Pa;
Pierderile liniare se determină prin formula:
13
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
,2
2w
d
lPlin
în care: ( este coeficientul de frecare; ( - densitatea apei, în kg/m3;
l – lungimea celei mai încărcate ramurii, în m;
w – viteza de curgere a apei prin ţevi, trebuie să fie nu mai mare de 1,5 m/s.
d – diametrul ţevii, în m.
Pentru determinarea vitezei de circulaţie a apei prin ţevi aplicăm formula:
4
2dwm
,
unde: ( este densitatea apei, în kg/m3; w – viteza de curgere a apei prin ţevi, în m/s;
( - constanta matematică, ( = 3,14; d – diametrul ţevii, în m.
Iar debitul masic vom calcula din relaţia:
,max
tc
Qm
p
unde: Qmax este necesarul de căldură pentru încălzire, W; ( – densitatea apei, în kg/m3;
t – diferenţa dintre temperatura agentului termic tur-retur, în K;
cp – capacitatea termică specifică, în kJ/(kgK);
62.010002019.4
51610
m
kg/s.
Diametrul ţevii se acceptă dex = 0,032 m şi se calculează viteza de circulaţie a apei:
8.0032.014.31000
62.04422
d
mW
m/s.
Pentru determinarea coeficientului de frecare trebuie să cunoaştem regimul miţcării
fluidului în ţevi, de aceea vom calcula numărul Reynolds:
dw
Re,
în care: ( este viscozitatea cinematică, se ia din îndrumare;
w – viteza de curgere a apei prin ţevi, în m/s; d – diametrul ţevii, în m.
Deci, valoarea numărului Reynolds va fi:
241511006.1
032.08.0Re
6
Dacă valoarea obţinută este mai mare de 10000 atunci curgerea este turbulentă. La curgerea
turbulentă în sistemul cu circulaţia forţată coeficient de frecare se determină din formula:
14
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
2
915.0134.0
Re
1.6lg2
d
ke,
unde: Re este numărul Reynolds; ke – coeficient de rugozitate echivalentă, ke = 0,2;
d – diametrul ţevii, în mm.
Fig. 1.8. Prezentarea sistemului de încălzire în izometrie.
Pentru calcularea diametrului ţevii verticale trebuie să aflăm debitul de agent termic:
,max
tc
Qm
p
unde: Qmax este necesarul de căldură pentru încălzire, în W; ( – densitatea apei, în kg/m3;
t – diferenţa dintre temperatura agentului termic tur-retur, în K;
cp – capacitatea termică specifică, în kJ/(kgK);
62.010002019.4
51610
m
kg/s.
Diametrul ţevii verticale se acceptă dex = 0,032 m şi se calculă viteza de circulaţie a apei:
8.0032.014.31000
62.04422
d
mW
m/s.
Este în limitele admisibile, deci acceptăm dex = 0,032 m.
Diametrului conductei pe I etaj acceptăm dex = 0,016 m. Aflăm debitul de agent termic:
17.010002019.4
14000
m
kg/s.
Viteza de circulaţie a apei:
15
de la sursă spre sursă
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
85.0016.014.31000
17.04422
d
mW
m/s.
Alegerea radiatoarelor.
Radiatoarele alese pentru încălzirea restaurantului sunt de la firma italiană Sira de tip RS 300
(panele secţionale bimetalice din oţel şi acoperite cu aluminiu). Sunt moderne, practice, mai ieftine
decît cele din aluminiu şi mai uşoare decît cele din fontă, cedează uşor căldura, şi în plus sunt estetic
foarte favorabile pentru restaurant.
Reieşind din necesarul de
căldură pentru încălzirea pe etaje
şi avînd cantitatea de căldură degajată de
la o secţie 140sec ţQ
W putem calcula
numărul de secţii:
ţsecQ
Qn i
,
unde: Qi este necesarul de căldură pe un etaj, în W;
Qsecţ – cantitatea de căldură degajată de la o secţie, în W.
100140
14000In
secţii;
207140
29000IIn
secţii.
Vom distribui radiatoarele în incintele în felul următor:
pe I etaj: în vestiar amplasăm 2 radiatoare cîte 3 secţii sub cele 2 ferestre; în spălătorie – un
radiator cu patru secţii; în sală – 6 radiatoare cîte 8 secţii şi 6 cîte 7 secţii.
pe etajul II: în spălătorie un radiator cu 4 secţii; în bucătărie un radiator cu 5 secţii; în viceu –
5 secţii; în oficiu managerului – 4 secţii; în sală vor fi 5 radiatoare cîte 10 secţii şi 10 cîte 14 secţii.
Caracteristicile tehnice
Dimensiunea între axe: 300 мм
Înălţimea: 372 мм
Lungimea secţiei: 80 мм
Masa secţiei: 1.5 кg
Volumul apei într-o secţie: 0.2 l
Puterea termică de la o secţie: 140 W
16
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
Calculul ventilaţiei prin refulare
Instalaţia camerei pentru ventilaţia de refulare vom amplasa la etajul II. Conductele de aer
vom aşeza în centrul de sus a incintelor paralel la etajul I şi II. Schema ventilaţiei este prezentată în
fig. 1.3.
Fig. 1.3. Schema de amplasare a ventilaţiei prin refulare.
Schimbul sumar de aer va constitui:
480023001001501700350200maxrefc
ref VV m3/h.
Volumul de aer refulat la etajul I constituie: 2250refIV m3/h,
Volumul de aer refulat la etajul II constituie: 2550refIIV m3/h.
În calcule se adoptă viteza aerului în conductele de aer w = 3,5 – 5 m/s, în orificiile de
aspiraţie w = 2,5 – 3 m/s.
Pentru determinarea ariei secţiunilor transversale a conductelor de aer vom folosi relaţia:
,w
Vf
unde: V – volumul aerului din încăpere, în m3/s; w – viteza de circulaţie a aerului, în m/s.
După aceasta, adoptînd parametrii secţiunilor transversale şi divizîndu-le la 50, recalculăm
viteza pe zone.
Vom prezenta un exemplu de calcul al secţiunii transversale sectorului iniţial al conductei de
aer, la debit maxim:
33.036004
4800max
f
m2.
Luînd în consideraţie că înălţimea încăperii este de numai 2,7 m, înălţimea conductei de aer
trebuie să fie aleasă cît mai mică. Aceasta se face reieşind din considerente că la instalarea tavanului
suspendat să nu fie micşorată considerabil înălţimea încăperii.
Adoptăm parametrii conductei de aer: a h = 800 400 m, 32.0'max f m2.
17
1 – camera de refulare;2 – spălătorie;3 – bucătărie;4 – sală;5 – vestiar;6 – spălătorie;7 – sală.5
6
4
71
2
3
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
Recalculăm viteza: 16.4
32.03600
4800'
max
max
f
Vw
ref
m/s.
Toate sectorele se calculează în mod analogic şi rezultatele le trecem în tab. 1.4.
Calculul de
dimensionare
a ventilaţiei
prin refulare.
Tabelul 1.4.
Nr.
sect.
Vc,
m3/h
W0,
m/s
f',
m2
W',
m/s
a h,
mm
I etaj
1. 4800 4 0,32 4,16 800 400
2. 2250 4 0,16 3,9 400 400
3. 200 4 0,015 3,7 150 100
4. 350 4 0,02 4,86 200 100
5. 1540 4 0,1 4,27 400 250
6. 850 4 0,06 3,9 300 200
7. 510 4 0,035 3,54 200 200
II etaj
8. 2550 4 0,16 4,43 400 400
9. 2090 4 0,14 4,15 400 350
10. 150 4 0,01 4,17 100 100
11. 1480 4 0,1 4,1 400 250
12. 100 4 0,01 2,8 100 100
13. 920 4 0,06 4,26 300 200
14. 460 4 0,03 4,26 200 150
Determinăm ariile orificiilor, aplasarea cărora este prezentată în fig. 1.4.
0185.036003
2003
oriff m2,
0162.036003
1754
oriff m2,
0157.036003
1707
oriff m2.
În vestiar este prevăzut un orificiu de refulare cu debitul 200 m3/h, în spălătorie – 2 orificii cu
debitul 175 m3/h fiecare, în sală – 10 orificii cu debitul 170 m3/h.
Conductoarele sunt montate în ţevi metalice şi amplasate prin podea.
Calculul curenţilor de scurtcircuit
18
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
Pentru determinarea curenţilor de scurtcircuit se elaborează schema echivalentă începînd de
la PT pînă la cel mai îndepărtat receptor din punct de vedere electric.
Fig. 2.3. Schema echivalentă a sistemului de alimentare cu energie electrică
Curentul de scurtcircuit trifazat în punctul 1 se setermină cu expresia:
3
1
3
3
Z
UI mnsc
, (2.16)
unde: Umn este tensiunea medie nominală a reţelei electrice (RE) de 6 kV, Umn = 6,3 kV;
Z1 – impedanţa sistemului în p.1, în .
83,048,068,0 2221
211 xrZ Ω . (2.17)
38,483,03
3,63
scI kA
Raportăm impendanţa de la tensiunea de 6 kV la cea de 380 V:
6
38,06138,01
mn
mnkVkV U
UZZ
, (2.18)
unde: 38,0mnU= 0,4 kV – tensiunea medie nominală a RE-0,38 kV.
0027,03,6
4,068,0
2
1
r Ω.
0019,03,6
4,048,0
2
1
xΩ.
3,39,17,2 221 Z mΩ.
În cazul unui scurt circuit în p.6, schema echivalentă va fi:
1 2 3 4 5 6
Z1
E
Zb1 ZS1 Zb2 ZS2Zt
Fig.2.4. Schema echivalentă de alimentare cu energie electrică p.1 ÷ 6.
Impendanţa sumară a circuitului 1-6 va fi:
m
xxxxxrrrrrrZ sbsbtcsbsbtk
67,26878,18844,18
07,06189,005,041566,0171045,06296,015,04142,09,5
22
22
22211
2221161
19
k1
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
Astfel curentul de scurtcircuit trifazat în p.6 va fi:
61
31
3
k
mnsck
Z
UI
, (2.19)
unde: Umn = 400 V,
ZΣk1 – impendanţa reţelei până în p.6 şi se calculă cu relaţia:
;93,29778,20544,21
)878,189.1()844,187,2(
22
222611
26116111
m
xxrrZZZ kkkk
72,793,293
400)3(
scI kA
Curentul de şoc se determină cu relaţia:
301,0
12 scT
ş Iei a
, (2.20)
unde: Ta este constanta de timp şi se calculă cu relaţia:
R
xTa
, (2.21)
unde: ω este frecvenţa unghiulară, ω = 314 s-1,
003,0544,21314
778,20
aT
s.
3,1172,712 003,0
01,0
eiş
kA
Puterea de scurtcircuit va fi:
33 3 scmnsc IUS ,
35,572,74,033 scS MVA.
Scurtcircuit în p.2.
Schema echivalentă va fi:
Fig.2.5. Schema echivalentă a sistemului p. 6 ÷ 10.
189,1591015,25,049,025,010025,1544,2183.112 QFbcswkk rrrrrr mΩ;
77,282,15,0185,01,0100066,0778,2083..112 QFbcswkk xxxxxx mΩ;
20
k2
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
768,16177,28189,159 222 kZ mΩ;
428,1768,1613
4002
3
sckI kA;
0006,0189,159314
77,282
akT
s;
02,2428,112 0006,0
01,0
eiş
kA;
989.0428,14,0332 sckS MVA.
Scurtcircuit în p.3.
Schema echivalentă va fi:
Fig.2.6. Schema echivalentă a sistemului p.10 ÷ 16.
;939,369109,0145,1210825,115,27,2189,159
31425223
m
rrrrrrrrr cKMwQFwQFTAkk
;454,403,014104,05,68066,02,17,177,28
31425223
m
rxxxxxxx KMwQFwQFTAkk
144,372454,40939,369 223 kZ mΩ;
62,0144,3723
4003
3
sckI kA;
0003,0939,369314
454,403
akT
s;
98,069,012 0003,0
01,0
eiş
kA;
43,062,04,03315 sckS MVA.
Regulatoare cu acţiune proporţională, tip P
Pentru perfecţionarea proprietăţilor dinamice regulatorului integral vom introduce un circuit al
reacţiei inverse cu scopul atenuării procesului tranzitoriu. Fizic circuitul de reacţie inversă poate fi
realizat cu ajutorul unei pîrghii , care asigură o legătură rigidă dintre burduf şi plungerul sertăraşului
21
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
de distribuţie precum şi a tijei pistonului. Schema regulatorului de presiune de tip I va fi puţin
modificată:
Fig. 3.2. Schema regulatorului de presiune, tip P
Sub influenţa variaţiei de presiune, pârghia va ocupa poziţia A’B’V’ şi va deschide canalul „a” al
sertăraşului. Pistonul servomotorului va începe să coboare şi concomitent punctul V trece în poziţia
V’. Însă împreună cu el îşi schimbă poziţia şi punctul V. Deoarece creşterea presiunii va fixa punctul
A în poziţia A’, atunci rotirea pârghiei se va efectua în jurul punctului nou A. Punctele mobile vor fi
B’, V’. Deoarece punctul A’ este fix şi pîrghia este rigidă, deplasarea punctelor B’ şi V’ vor fi
proporţionale. Astfel, regulatorul acţionează numai la o variaţie a mărimii de reglare, deplasând
supapa la o distanţă cu atât mai mare, cu cât mai mare este saltul presiunii şi invers.
Din aceste considerente deplasarea pistonului servomotorului este determinată de relaţia::
tktU .
Funcţia de transfer a regulatorului de tip P este:
kPW .
Procesul de obţinere a biodieselului.
Din punct de vedere tehnic biodieselul este un metil ester al unui acid gras. El se obţine în urma
reacţiei lipidelor cu un alcool primar, iar ca un catalizator se foloseşte baza, de exemplu, hidroxid de
sodiu sau de potasiu.
Reacţia procesului de cataliză basică este:
trigliceride + metanol metil ester + glicerina.
22
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
După cum se vede, în urma acestei reacţii de transesterificare se obţine un produs secundar –
glicerina, care are o valoare ridicată pe piaţa farmaceutică. În dependenţă de procesul tehnologic se
pot obţine şi alte procese secundare: săpunul, turte presate, făina şi al.
Instalaţiile pentru procesul de transesterificare se clasifică după durata de fucţionare: continuu sau
discontinuu. Pentru producerea mai mult de 37,8 * 106 l de biodiesel este mai raţional de folosit
proces continuu. Deoarece pentru încălzirea, aprovizionarea cu apă caldă menajeră şi cu ventilare a
restaurantului este nevoie de 107,4 t/an se alege instalaţia cu funcţionare discontinuu.
Procesul de transesterificare bazică în plan general se poate de prezentat în felul următor:
Fig. 4.1. Schema bloc a fluxului unui proces de transesterificare bazică.
Schema unui proces discontinuu de transesterificare bazică, care a fost elaborată de Canakci şi
colaboratori:
23
decantoare
spălare
purificare
evaporare
catalizator ulei vegetal alcool
reactor
biodiesel
Recupe-rator
acid mineral
neutralizare distilare
evaporare
decantoracizi graşi
glicerina
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
Fig. 4.2. Schema unui proces discontinuu de transesterificare bazică (Canacki şi colaboratori)
Pentru obţinerea biodieselului cu calitate mai ridicată este necesar de al purifica prin spălare cu apă,
distilare, uscare şi filtrare. Raportul dintre biodieselul obţinut şi glicerina este, aproximativ, de 10:1.
Caracteristicile ale combustibilului, care determină eficienţa lui energetică sunt:
Cifra cetanică – este o măsură a calităţii de aprindere a dieselului sau, cu alte cuvinte, timpul de
întîrziere la aprindere (cel mai eficient este să fie în limitele 40 50);
Temperatura de tulburare – este temperatura la care combustibilul devine tulbure din cauza formării
cristalelor de ceară.
Căldura de combustie – căldura care se degajă la arderea unei cantităţi de materie.
Punct de lichifiere – proprietatea de curgere la temperaturi scăzute.
O recetă de obţinere a metil esterului în condiţii casnice din internet (www.rogri.ro):
La un litru de ulei se adaugă 200 – 220 ml de metanol şi 5 g de catalizator NaOH (hidroxid de sodiu,
deoarece este cel mai ieftin).
Exemplu a unei instalaţii de producere a biodieselului.
Ca un exemplu la obţinerea a biodieselului poate servi un sistem complet – FuelMeister:
24
Apa de spălare
Încălzitor de apă
Separare şi spălare a esterului
pompă
densitometru
Eliminarea apei de spălare
Bazin de stocare a glicerinei
filtru
Stocare de ester
pompă filtru
Stocare de materieprimă
pompă
pompă aer
Amestec alcool +
catalizator
motor agitator
biodiesel
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
Instalaţiile FuelMeister au un sistem închis şi nu va fi nevoie de a curăţi, filtra lichidurile reziduale.
Această instalaţie este mică, compactă şi poate uşor încăpe într-un colţ al garajului.
Sunt necesari numai 10 paşi pentru a produce biodieselul în această instalaţie:
De a instala FuelMeister într-un loc bine ventilat, cald şi nepericulos.
De a adăuga galoane de ulei (la stînga),
de metanol (la dreapta) şi pentru biodiesel
(mai la dreapta).
De a pompa 40 de galoane de ulei cu ajutorul pompei.
De a face un simplu test la calitatea uleiului
De a agăuga corect cantitatea necesă de
catalizator într-un rezervor prealabil.
De a adăuga 8 galoane de metanol în rezervorul
25
Fig. 4.3. Pentru obţinerea a 42 galloane de biodiesel în 48 ore
Fig. 4.4. Pentru obţinerea a 42 galloane de biodiesel într-o zi.
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
prealabil pentru dezolvarea catalizatorului.
De a conecta taimerul şi să aşteptaţi
să se amestice bine cu mixerul.
De a lăsa pe noapte să se depună
glicerina şi să o evacuaţi adăuza.
Sistemul încorporat de spălare permite de a
obţine mai uşor calitatea mai bună a biodieselului.
Acum se poate de folosit biodieselul după necesitate.
Procesul de extracţie a uleiului.
Producerea biodieselului depinde în mare măsură de procesul de extracţie a uleiului, care poate fi
continuu sau descentralizat (presarea la rece).
În procesul de presare la rece rămîn turte cu o valoare nutritivă ridicată, bogate în ulei şi în grăsimi.
Aceste turte se pot folosi ca furaj în industria zootehnică în calitate de hrană pentru animale. Pentru
fermieri ar fi un pas înainte spre auto-alimentare, auto-control şi venituri suplimentare.
Un proces continuu, de obicei, folosit în domeniul industrial, cu folosirea solvenţilor, lasă turta presată aproape fără ulei şi nu poate fi realizată ca furag pentru animale. Acest proces se aplică în cazuri cînd capacitatea de producţie atinge 500 t/zi, deoarece necesită investiţii foarte
26
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
mari. Investiţii la presarea la rece sunt mult mai reduse, dar şi capacitatea lor se limitează la,
aproximativ, 25 t/zi.
Presele pentru presarea uleuilui se deosebesc după modul se evacuare a uleiului. Două cele mai
folosite sunt:
cu carcasă perforată;
cu filtru.
Fig. 4.5. Presa cu carcasă perforată.
Dispozitivul de evacuare a uleiului este în forma de orificii în carcasa presei. Această instalaţie este
mai simplă, dar uleiul brut este necesar de filtrat. Şnecul, rotîndu-se, presează seminţele şi uleiul se
scurge printre orificii. Turta iese prin orificiul duzei şi în dependenţă de parametrile acesteia poate
avea diferite forme (dreptunghiulară, peliţă).
Fig. 4.6. Presa cu filtru.
Acest fel de presă este puţin mai complicată în construcţie. Între rosturile a barelor carcasei sunt
montate filtrele. Dimensiunile presei şi viteza de rotaţie a şnecului trebuie să se modifice în funcţie
de seminţele folosite.
Exemplu al unei prese de ulei complet automatizată este:
Presa Hot oil, modelul RGR-3, cu caracteristicile:
Capacitatea – 2-3 t/zi;
27
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
Motor electric – 4 kW;
Sursa de încălzire – 0,55 kW;
Sursa de curent – 380/220V;
Dimensiuni – 1,2 1 1,3
Greutate – 500 kg.
Fig. 4.7. Presa automatizată de ulei Hot oil (RGR-3).
O caracteristică a uleiului este viscozitatea sporită. Aceasta împiedică folosirea boidieselului în zone
cu temperaturi scăzute sau impune încălzirea traseului de curgere a acestuia, ceea ce iarăşi duce la
majorarea preţului prin instalarea unui preîncălzitor. Se recomandă instalarea unui schimbător de
căldură care va prelua căldura de la turta tresată, care se încălzeşte pentru prevenirea înfundării
duzei.
28
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
4.2.3. Folosirea biodieselului în cadrul restaurantului.
Este clar, că în urma funcţionării restaurantului se vor grămădi cantităţi substanţiale de ulei şi
grăsime reziduale, care se vor utiliza ca adaosul la ulei obţinut de la presare. Toate instalaţiile sunt
amplasate în subsol, unde se vor asigura condiţiile favorabile pentru producerea metil esterului: se va
menţine temperatura la 20 C, este prevăzută ventilaţia. Deoarece producerea şi consumul
biodieselului se va efectua într-un loc (toate echipamente se află în apropierea unuia de altul)
cheltuielile sporite legate cu transportarea acestuia nu vor fi.
V. PROTECŢIA MUNCII ŞI A MEDIULUI AMBIANT
5.1. Analiza condiţiilor de muncă
Drepturile muncitorilor în Republica Moldova sunt apărate de Codul Muncii al Republicii Moldova,
în care se stipulează principalele puncte al condiţiilor de muncă, drept la un loc de muncă confortabil.
La condiţiile confortabile se referă:
temperaturi normate la locul muncii: iarna să fie încălzire, iar vara să se asigure condiţionarea sau
ventilarea a aerului; dacă sunt degajeri de căldură sporite în cadrul procesului tehnologic să fie
asigurată aspiraţia a aerului fierbinte şi insuflarea a aerului rece curat.
umiditatea relativă să fie în limitele admisibile;
viteza aerului în înteriorul încăperii să nu depăşească 1,5 m/s.
Nici o producţie nu poate fi absolute fără pericol sau fără de factori dăunători asupra organismului
uman. Obictivul protecţiei muncii constă în ameliorarea condiţiilor de muncă.
Consecinţele sociale şi economice vor fi:
micşorarea numărului de traume şi boli profesionale, ceea ce va duce la micşorarea cheltuielilor
pentru recompensările respective;
satisfacerea morală în muncă va contribui la îmbunătăţirea disciplinei, care la rîndul său va duce la
mărirea cantităţii şi calităţii producţiei, respectiv va scădea preţul de cost al producţiei.
Deoarece restaurantul are graficul de lucru de la 11 – 23 personalul lucrează după diferite grafice de
lucru. Muncesc două schimburi cu intervalul de o zi. Condiţiile de muncă diferă în dependenţă de
lucrul efectuat. De exemplu, în bucătărie temperatura aerului este mai mare ca în celelalte încăperi şi
umiditatea relativa este mai ridicată din cauza preparării bucatelor (felurilor fierbinţi). Deaceea se
prevăd un şir de măsuri pentru ameliorarea condiţiilor de muncă (ventilaţia generală şi locală).
Aceste măsuri duc la aceea, că bucătarii mai puţin obosesc, sunt mai atenţi la lucrul efectuat şi se
29
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
reduce posibilitatea de traume: să nu se frige de la plite, la cuptoare electrice, să nu se rănească la
maşină de tocat carne, cu cuţite.
Altă datorie a administraţiei restaurantului în afară de menţinerea microclimei normate este
asigurarea personalului cu îmbrăcăminte de muncă: bucătarii primesc halate, şorţuri, chipii;
personalul de deservire a sălilor (oficianţii, barmenii) se asigură cu costume speciale. Din contul
restaurantului ele sunt curăţite şi schimbate.
5.2. Igiena muncii şi sanitarie
5.2.1. Igiena muncii privind parametrii microclimei
La locul de muncă omul trebuie să se simte confort, ceea ce mult depinde de parametrii optimali a
microclimei. Normativele parametrilor microclimei se reglementează de standartul STAS12.1.005-
88. Parametrii microclimei şi substanţelor dăunătoare.
Parametrii microclimei sunt:
temperatura, C;
presiunea, Pa;
viteza aerului, m/s;
umeditatea, %.
Temperatura optimală a aerului în încintele restaurantuli este menţinută şi reglată de sistemul de
încălzire în perioada rece a anului şi de sistemul de condiţionare şi ventilare în perioada caldă a
anului.
Degajeri de substanţe nocive sau toxice la locurile de muncă a restaurantului nu sunt. În locul
amplasării agregatului de cazan temperatura posibil să fie puţin mai ridicată din cauza procesului de
ardere, dar agregatul nu este foarte mare şi este izolat bine, de aceea condiţiile de muncă sunt
favorabile şi nu dăunează lucrătorului. Nivelul de zgomot este, de asemenea, în limitele accesibile.
Umiditatea relativă în toate incintele a clădirii se află în limitele admisibile în care omul se simte
normal = 40 60, iar la bucătărie sunt amplasate nişe de tiraj.
5.2.2. Igiena muncii privind ventilaţia
Ventilaţia poate fi:
naturală;
artificială;
mixtă.
În orice încăpere este prevăzută ventilaţia naturală prin ferestre şi uşi. De asemenea în restaurant este
prevăzută ventilaţia artificială. Ventilaţia artificială la rîndul său se împarte în generală şi locală.
Ventilaţia locală se prevede în locul a încăperii unde degajeri de substanţe nocive sau dăunătoatre se
30
Coala
Mod Coala N. Document Semnat Data
UTM Gr-TAP-081Coala
află în afara limitelor admisibile. În cazul nostru aşa fel de ventilaţie se află la bucătărie în calitate de
nişe de tiraj. Ventilaţia generală se destinde pe tot perimetru a clădirii. Deci, normele sanitaro-
igienice se respectă.
5.2.3. Igiena muncii privind iluminarea locurilor de muncă
Iluminarea insuficientă a locurilor de muncă poate duce la înrăutăţirea vederii, la dezvoltarea unelor
boli a ochilor sau, chiar, la traume. Iluminarea prea puternică a locului de muncă duce la fenomen de
orbire.
Restaurantul este asigurat cu iluminatul natural şi artificial.
Iluminatul natural se asigură de ferestre. În cazul nostru acesta este lateral, deoarece peretele din faţă
este confecţionat complet din sticlă, iar în toate altele încăperi sunt prevăzute ferestre.
31