第二章 分析原理及方法
2-1 工作流體特性研究與篩選
2-1-1 工作流體性質影響
一個良好系統其工作流體的篩選以及循環系統的條件設定是非常重要 的，本研究利用熱力學定律來分析 R134a、R123、R236fa、R245fa、R600、
HFE7000 及 n-Pentane 七種工作流體在系統循環下的熱效率、質量流率和蒸 汽膨脹比等性質，篩選出合適的有機工作流體以利系統最佳化。
由於工作流體的選取對系統效率影響非常大，所以在選擇工作流體時 需考慮許多因素:
(1) 循環中的最高操作溫度應小於工作流體的臨界溫度，且最大壓力也必須 小於臨界壓力，以避免工作流體因轉變為超臨界流而產生化學分解及惡 化，而對系統造成不良影響[23]；表 2-1 為工作流體的基本性質表。
(2) 有機流體在 T-s 圖中的飽和蒸汽曲線斜率對系統運作有非常大的影響，
可區分為三種類型:(a)等熵流體(如圖 2-1a)，飽和蒸汽曲線斜率→ ∞ (如 R134a 等)；(b)乾流體(如圖 2-1b)，飽和蒸汽曲線斜率(dT
ds )>0，此種流體 通常有較大的分子量(如 R113、苯等) ；(c)濕流體(如圖 2-1c)，飽和蒸汽 曲線斜率<0，此種流體通常有較小的分子量(如水、氨等)；而濕流體因 會造成液滴腐蝕葉片的關係，所以不適合當有機朗肯循環的工作流體；
而乾流體或等熵流體可避免上述缺點，膨脹後無須設置過熱器。
(3) 應選擇具有良好熱力性質與傳輸性質的工作流體，如較低的液態黏滯係 數、較高的蒸發潛熱值、較高的液態熱傳導係數(如圖 2-2)，因為可以增
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加熱傳效果。而液態比容和汽態比容(圖 2-3)應選擇較小者，汽態比容越 大的工作流體導致體積流率也跟著變大，如此一來渦輪機尺寸和成本也 就會增加[8]；液態比容越小者，系統泵所需輸入功也就越小。圖 2-2 及 圖 2-3 中某些工作流體因已快達到臨界點的關係，所以熱力及傳輸性質 變化較不穩定。
(4) 設計系統操作條件時需將工作溫度及壓力設定在穩定範圍內，當操作在 高溫高壓時會產生分解，可能會對材料產生侵蝕，甚至會燃燒或爆炸；
所以循環系統操作壓力太高或太低會對熱交換器都會造成影響進而增加 成本，應該設在 0.1~2.5MPa 最為合適[24]。
(5) 應選擇毒性、腐蝕性、可燃性及成本較低、燃點較高的工作流體，以防 止工作流體萬一發生洩漏時，因毒性問題造成人員的受傷；高腐蝕性流 體會增加系統的破壞程度；當操作在高溫時高燃點的工作流體較能夠避 免其燃燒可能性。
(6) 由於 CFC 系列冷媒會嚴重破壞臭氧層，故在蒙特婁合約中已將其限制使 用，在篩選工作流體時應以對環境產生負面影響最低者為優先。
2-1-2 熱效率
本研究將系統操作點分為兩大類(如圖 2-4)，第一類為膨脹器入口狀態 點設為兩相區，出口為飽和汽態；第二類為渦輪機(膨脹器)入口狀態點設為 飽和汽態。本研究所設定的操作條件為:冷凝溫度( )及蒸發溫度( )分別 為 45℃、100℃、泵效率(
Tcd Tev
ηp)為 65%、膨脹器效率(η )為 70%、發電機效率t (ηgen)為 90%以及輸出電功為 50kW；在計算過程中忽略蒸發器與冷凝器的 壓降損失，以下為計算流程:
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膨脹器入口為兩相區:
計算方法及過程與入口為飽和汽態大致相同，只有狀態點 3 不同；由 於狀態點 3 的乾度未知，在條件不足下需使用迭代來求得乾度(如圖 2-5)，
此乾度與工作流體性質和操作條件有關，不同的操作點和工作流體皆有不 同的乾度。
4,id @s Tcd3,
i = i
、i
4= i
g@Tcd 、3 @Tev x, 3
s = s
、3 @Tev x, 3
i = i
(2-11)需猜狀態點 3 的乾度(x3)使膨脹器效率等於 0.7。
2-1-3 蒸汽膨脹比
為渦輪機(膨脹器)出口體積流率與入口體積流率的比值，該值越大的工 作流體表示膨脹器的尺寸也相對的變大，增加設備成本。
2-2 取熱端與排熱端設置
本研究的有機朗肯循環系統熱源來自工業廢熱，排熱的部分是利用冷 卻水塔(Water Cooling Tower)來冷凝工作流體。
2-2-1 系統排熱端設置
從渦輪機(膨脹器)出口流出的工作流體的狀態為低壓汽態，在冷凝器與 水做熱交換後冷凝成為低壓液態後再進入泵升壓。冷卻水塔提供冷卻水進 入冷凝器進行系統排熱，被加熱的冷卻水再進入冷卻水塔與空氣直接散熱 (如圖 2-6)。由於水具有高蒸發潛熱，並且很容易取得，空氣又具有吸濕能 力，所以冷卻水塔是很好的散熱設備。
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冷卻水塔是很普遍的直接接觸式熱交換器，在空調系統中是很常見的 散熱冷卻系統，其結構如圖 2-7 所示，由風扇、擋水板、灑水器、填充材、
進出水口等元件所組成，冷卻水進入水塔後由抽水馬達送至灑水器中流出，
經過填充材後再由排水口排出，過程中與空氣直接做熱交換，以達散熱目 的。
設置填充材的目的為希望水變成水滴或水膜，使空氣與水的接觸時間 變長，以及同時增加有效的接觸面積，可提升散熱量；填充材大致可分為 濺灑式(splash type)和水膜式(film splash)，濺灑式較不受入口水量或空氣分 布不均勻所影響。
2-2-2 系統取熱端設置
工廠中經由煙道所排放的廢氣約為 200℃~300℃，本研究預計不完全取 出全部的廢熱，系統發電效率約 6-7%，依據發電量 50kW 的需求，從廢熱 中需汲取的熱流量約為 790kW。
以下為中鋼所提供的廢氣資訊以及廢氣成分如表 2-2:
廢氣溫度:160~180 (℃)。
廢氣流量:160000~200000 (Nm3/h)。
廢氣酸露點溫度:100~110 (℃)。
廢氣流道內側幾何尺寸:8.5(W)×2.8(H)×2.7(L) (m3)。
廢氣流道的型式為鐵殼結構外壁加保溫棉與鋁皮，流道上游為空氣預 熱器，下游廢氣流道分成兩半，各導入引風機在抽至煙囪匯合。因為廢氣 成分含有少許的硫，如在取熱過程中廢氣溫度低於酸露點溫度的話，廢氣 中的硫會與水蒸汽凝結成硫酸，將造成設備材質腐蝕的問題，所以在設計 時廢氣溫度應高於酸露點溫度以避免腐蝕現象。
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廢熱回收方法可分為直接取熱與間接取熱(如圖 2-8):直接取熱為廢氣 直接通往熱交換器(蒸發器)與工作流體做熱交換，使工作流體產生沸騰；而 間接取熱中廢氣熱源與系統工作流體並無直接熱量傳遞，熱源透過各種型 式的熱交換器傳遞熱量給熱載體(例如:水)，然後熱載體被加熱後再進入系 統的蒸發器與工作流體做熱交換。
直接取熱主要優缺點:
直接取熱不需額外設置一熱交換器，所以設備成本相較下會較低，因 熱源直接進入系統蒸發器加熱流體，故其效率較高。但如果熱源流體中含 有雜質或較骯髒的流體，可能會對熱交換器產生負面影響，所以清洗問題 與熱交換器型式就顯得相當重要。
間接取熱主要優缺點為:
間接取熱中熱源與系統並無直接接觸，所以對系統而言比較具有保護 性作用；但須另增設一熱交換器，故設備成本相較下會較高，效率較低。
本研究提出三種方式來回收廢熱:
(1)鍋爐:須先導入水與廢氣做熱交換，使水升至飽和蒸汽或高溫水再進入蒸 發器中與工作流體做熱交換(如圖 2-9 所示)。
(2)熱管式熱交換器:熱管為在密閉空間內，填充某種工作流體(最常見為水)，
且一熱管分為冷凝段與蒸發段，在蒸發段中流體因加熱汽化沿容器方向流 動到冷凝段，再由冷凝段排熱冷凝恢復到液體，再沿管壁流回蒸發段反覆 循環。在熱回收應用中，熱管式熱交換器很常見，通常以重力型熱管為主，
蒸發段須設計在較低的位置，故熱管常以傾斜擺放。使用熱管有許多優點:(a) 無須電源；(b)為封閉管，無須添加工作流體；(c)為潛熱變化，故傳遞熱量 很大；(d)溫度分布較均勻等。但在此應用中蒸發端熱源為廢氣，冷凝端熱
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沉為工作流體，兩端須區隔開來，此部分製作上較為困難，會增加製造成 本，且須考慮工作流體洩漏問題。
(3)氣冷式熱交換器: 抽水馬達將水槽內的水送至熱交換器中，並與廢熱做 熱交換之後再導入蒸發器中(如圖 2-10 所示)。在此應用中工作流體導入管 內，管外側為廢氣，由於空氣的熱傳性能很差，所以氣冷式熱交換器常須 要較大的次要面積來增加熱傳量(如圖 2-11)。與其他型式熱交換器相較下，
氣冷式熱交換器較為簡單、較易清洗，且價格較低。
在熱量傳遞的型式可分為顯熱和潛熱兩種，潛熱型式主要的優缺點如 下:由於在相變化過程的潛熱值會比顯熱值來的大許多，可增加傳遞熱量；
假設系統熱回收部分採用間接取熱且熱載體為水的話，使用潛熱型式傳遞 熱量將會降低所需要的水量；但同時也須考慮系統的流體機械是否可承受 兩相流體，另外一因素為水的汽相與液相密度差異非常大(在 120℃約 840 倍)，所以在相變化過程中兩相流動摩擦壓降會非常大，故可變更氣冷式熱 交換器中的水側流動型式設計(如圖 2-12)，透過增加管支數的方式來降低流 動壓降。
2-3 熱交換器特性分析
本研究蒸發器與冷凝器所使用的熱交換器分別為板式熱交換器與殼管 式熱交換器，本章節將對兩種熱交換器做基本的介紹以及說明計算阻抗的 方法等。
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2-3-1 殼管式熱交換器
冷 凝 器 所 使 用 的 熱 交 換 器 為 殼 管 式 熱 交 換 器 (Shell and Tube Heat Exchanger)，殼管式熱交換器基本由三個部分所組成，即頭部(front end)、
殼 部 (shell) 、 尾 部 (rear end) ； TEMA(Tubular Exchanger Manufacturers Association INC.)[26]制訂了這三個元件的標準代號(如圖 2-13)，可依據需求 組合各個元件。殼管式與套管式最大的差異就在殼管式熱交換器內有檔板，
其檔板功用為固定傳熱管以避免震動，並且還具有導流功用。
傳熱管常見的排列方式有 30°、45°、60°及 90°(如圖 2-14)，其中以 30
°的熱傳與壓降的比值最好，其次為 60°和 45°；如要考慮使用機械式清理，
則可能必須使用 45°或 90°的型式。
本研究所建立的殼管式熱交換器相關尺寸如表 2-3 所示，所採用的外殼 型式近似於 TEMA 所制訂的"G"型式，設有 4 個迴路，工作流體由殼側上方 分成兩邊進入，與冷卻水做熱交換後從殼側下方出去；而冷卻水從側邊下 方進入，經過 4 個迴路後從側邊上方出去(如圖 2-15)。通常噴嘴的速度很快，
可能造成工作流體入口的傳熱管發生震動及侵蝕效應，冷凝器在進口處設 有緩衝板以達保護熱傳管的功效。
由於流動型式的關係，在計算時需分成 4 段，第一段和第四段管支數 為 74 支，第二段及第三段為 76 支(如圖 2-15)。而每一排的出口溫度皆不一
由於流動型式的關係，在計算時需分成 4 段，第一段和第四段管支數 為 74 支，第二段及第三段為 76 支(如圖 2-15)。而每一排的出口溫度皆不一