Chapter 1 前言
1.2 研究動機
Chapter 2 HDH 空氣冷卻系統的實驗
2.1 實驗配置
圖2-01、HDH 系統概念圖。
本研究第一個要進行的是利用空氣冷卻的 HDH 系統的實驗，且為水封閉-空 氣開放(Closed-water open-air, CWOA) 系統，實驗示意圖如圖 2-01 所示。起初透過 電加熱棒(Electric heater) 加熱在儲水槽(Storage tank)中的熱水，熱水經由水泵引流 至加濕器(Humidifier)上方的水槽(Tank)，並透過閥件進行水量的控制，熱水隨著重 力作用從水槽自然流入加濕器中。在加濕器中，熱水與空氣進行質量與能量的交換，
殘餘的熱水則被收集於加濕器下方的水槽中，並經由另一個水泵導回儲水槽中，形 成一個封閉循環，故為水封閉循環。另外儲水槽還配有補水裝置，以補充在加濕器
中被帶走的水分。空氣的流動則是透過除濕器(Dehumidifier)後方的風扇，或稱為送 風機(Blower)來進行導流。
來自加濕器且攜帶大量蒸汽的高溫濕空氣在送風機的作用下，通過風道進入 到除濕器，與來自環境的冷空氣進行熱交換，此冷空氣我們稱其為冷卻空氣 (Cooling air)。冷卻空氣是經由除濕器上方的風扇(Fan)，引流至除濕器中，對高溫 濕空氣進行降溫。這裡特別指出，冷空氣與濕熱空氣並無直接接觸，而是通過密集 排列的PC 板進行熱交換。當高溫的濕空氣冷卻到露點溫度後，將在 PC 板的表面 凝結出小水滴，並且在重力作用下匯集到下方的集水槽，成為產出的純水。最後，
冷卻後的濕空氣則排入環境中，形成空氣的開放循環，故為空氣開放循環。系統的 實際照片如圖2-02 所示。
圖2-02、HDH 系統實際照片。
加濕器主要由水簾片堆疊而成，如圖 2-03(a)所示，水簾片的材料特性是在單 位體積中具有極大的表面積，能讓熱水與空氣達到更加有效的接觸，在同樣的時間
內進行更好的質能交換，接受來自熱水的蒸氣與熱量。整個加濕器的高度為50 公 分、寬度為35 公分、長度則為 30 公分。
(a) (b) (c)
(d)
圖2-03、(a)加濕器的水簾片結構與大小。(b)PC 中空版上視圖。(c)PC 中空版側視 圖。(d)除濕器結構與大小以及兩空氣流向。
除濕器的結構則由 PC (Polycarbonate) 中空板堆疊構成，PC 中空版如圖 2-03(b)(c)所示，空洞截面約為 0.6 公分 X 0.6 公分，極密的空洞使其具有極大的表面 積，達到有效的熱傳。整個除濕器高度為50 公分，長度為 50 公分，寬度則為 40 公分，如圖2-03(d)所示，每一塊中空 PC 板之間由細長的壓克力板隔開，相隔距離 約為 0.5 公分， 高溫濕空氣流過此隔開的空間；而冷空氣則是經由除濕器上方的 風扇導流，由下而上通過 PC 中空板內部的微小通道，如圖 2-04 所示。在此過程 中，高溫的濕空氣與冷卻空氣並無直接的接觸，純粹透過溫度差進行熱交換。當高 溫濕空氣被降溫至露點溫度，將產生純水，並隨著重力作用自然流入下方的集水槽。
因PC 板的板壁厚度相當薄，故即便 PC 為塑膠材質，也能夠有效地進行熱傳遞。
Dehumidifier
Cooling Air
圖2-04、冷卻空氣由上圖紅框內部的空洞流過，兩空氣流向可參考圖 2-3(d)。
另一方面，在加濕器外部與風道(Air duct)的外部均貼上一層緊密的絕熱層，
防止熱散失，如圖 2-05(a)所示；同時，加濕器入口也做了短距離的引流風道來降 低蒸氣的散失，如圖2-05(b)所示。且除濕器後方有設置多層擋風板，如圖 2-06 所 示，以增加風阻，降低空氣流通速度，使其冷卻空氣與空氣的比例大上許多，同時 也能夠增加濕熱空氣的與擋風板的正向撞擊並產生水滴，使產水量大幅增加。
(a) (b)
實驗所用的水泵、風扇、送風機如圖 2-07 所示，其中圖 2-07(a)的部分是用於
(a) (b)
圖2-08、HDH 系統的測量工具(a)數據紀錄器(YOKOGAWA-MV2000)。(b)風速計。
由於此系統會受到環境溫度的影響，且實驗系統設置在室外，故實驗數據選擇 在環境溫度較穩定的冬季進行。本章的實驗數據將分為兩部分討論。2-3 主要呈現 獨立的HDH 系統來進行討論。2-4 則呈現模擬 HDH-PVT 複合系統的實驗，進行 最佳化的操作，因應未來實驗室將進行整合PVT-HDH 的實驗，所採用的為太陽能 的廢熱，輸入熱為零，故若能減少電子元件不必要的浪費，系統的表現將會更加優 異；另外，由於此系統不論是用來攜帶蒸氣的載體空氣，或者是用於降溫的冷卻空 氣，皆來自於環境空氣，故與過去的論文相比，環境溫度對本研究的影響甚大，將 討論環境溫度對兩系統的影響。
用來攜帶蒸氣的載體空氣後續將簡稱為空氣，用於冷卻的冷空氣，則稱為冷卻 空氣。
2.2 用於系統評估的參數介紹
為了能夠有效評估此系統的表現，在這個章節將定義一些參數，用以評估此 HDH 海水淡化系統的表現，系統各實驗參數如圖 2-09 以及表 1 所示。
圖2-09、各項變數所在位置示意圖。
表1、系統參數的意義與單位
Symbol Physical quantity Unit ha,1 Enthalpy of air at inlet of humidifier kJ/kg ha,2 Enthalpy of air at outlet of humidifier kJ/kg ha,3 Enthalpy of air at outlet of dehumidifier kJ/kg hc,i Enthalpy of cooling air at inlet of dehumidifier kJ/kg hc,o Enthalpy of cooling air at outlet of dehumidifier kJ/kg
hf,0 Enthalpy of water at ambient temperature kJ/kg
hf,d Enthalpy of distilled water kJ/kg hfg Latent heat of water in vapor(liquid) kJ/kg hw,i Enthalpy of water at inlet of humidifier kJ/kg hw,o Enthalpy of water at outlet of humidifier kJ/kg hx,ideal Enthalpy of any stream(x) in ideal state kJ/kg
ma Mass rate of air kg/s
mc Mass rate of cooling air kg/s md Produced fresh water rate L/hr me Evaporation rate in humidifier kg/s mw,i Mass rate of hot water at inlet of humidifier kg/s mw,o Mass rate of water at outlet of humidifier kg/s Qin Heat input to heat the water kW
T0 Ambient temperature oC T𝑎,1 Air temperature at inlet of humidifier oC T𝑎,2 Air temperature in the air duct oC T𝑤,𝑖 Water temperature at inlet of humidifier oC T𝑤,𝑜 Water temperature at outlet of humidifier oC
wa,1 Absolute humidity at inlet of the humidifier kg − water kg − dry air wa,2 Absolute humidity in the air duct kg − water
kg − dry air Win Total power consumption of the system
excluding heaters
kW
εh Humidifier effectiveness εd Dehumidifier effectiveness
MR (Mass Ratio) 定義為熱水入口流量與空氣流量的比值，如下所示:
其中𝑚𝑑 為純水產量。值得一提的是，如果系統是一個理想的封閉空氣循環，在穩
最大值呈現在任一流體達到另一流體的入口狀態，以加濕器為例，空氣出口的理想
2.3 利用空氣冷卻的 HDH 系統的實驗結果與討論
與濕度增加，進而使產水量增加。如圖2-11 所示，當熱水溫度或者熱水流量增加 的時候，加濕器出口空氣的絕對溼度也增加了，在冷卻能力足夠強的情況下，空氣 含水量與溫度的增加，將直接促使產水量的增加，因此造就了圖2-10 的結果。
圖2-10、在不同熱水溫度(𝑇𝑤,𝑖)下，產量(Productivity)隨 MR 的變化。
圖2-11、在不同熱水溫度(𝑇𝑤,𝑖)下，加濕器出口空氣的絕對溼度(𝑤𝑎,2)隨 MR 的變化。
對於任意系統而言，當所需成本降低，卻能夠產生相同效益的話，代表此系統 的表現更為優異，而在HDH 系統中，常使用 GOR 來描述這一件事情。實驗結果 如圖2-12 所示。
圖2-12、在不同熱水溫度(𝑇𝑤,𝑖)下，GOR 隨 MR 的變化。
無論是MR 的增加還是熱水溫度的增加，GOR 都呈現上升的趨勢，這樣的結果可 以藉由圖2-10 的產量增加來解釋 GOR 的增加。然而事實上，輸入熱也會增加，因 此由GOR 的定義可得:
𝐺𝑂𝑅 =𝑚𝑑ℎ𝑓𝑔
𝑄𝑖𝑛 ≈𝑅𝑅 ∗ 𝑚𝑒ℎ𝑓𝑔 𝑄𝑖𝑛
即產水量等於蒸發量乘以RR 值。由於輸入熱為蒸發潛熱以及空氣隨溫度增加的焓
乎飽和(95% ± 5%)，在相對濕度近乎常數的情況下，空氣所能乘載的蒸氣量隨溫 度增加而變多，故蒸發潛熱佔整個輸入熱的比值上升，如表 3 所示。且如圖 2-14 所示。當熱水流量或熱水溫度的提升，都能夠造成RR 值上升。
圖2-13、在不同熱水溫度(𝑇𝑤,𝑖)下，風道(Air duct)中空氣溫度(𝑇𝑎,2)隨 MR 的變化。
表 3、在加濕器入口溫度(𝑇𝑎,1)相同、加濕器出口溫度(𝑇𝑎,2)不同的情況下，蒸發潛 熱(𝑚𝑒h𝑓𝑔)與輸入熱(𝑄𝑖𝑛)的比值。
𝑇𝑎,1 → 𝑇𝑎,2 𝑚𝑒h𝑓𝑔 𝑄𝑖𝑛 (1) 15℃ → 35℃ 0.747 (2) 15℃ → 45℃ 0.797
圖2-14、在不同熱水溫度(𝑇𝑤,𝑖)下，RR 隨 MR 的變化。
因此在加濕器入口溫度(𝑇𝑎,1)為環境溫度且不變的條件下，倘若加濕器出口溫度越 高(𝑇𝑎,2)，則蒸發潛熱與輸入熱的比值將會增大，且伴隨著 RR 的增加，故造成如 圖2-12 所示，熱水水量與溫度的上升都有助於 GOR 的上升。
為了更加定性描述系統表現，而個別討論加濕器與除濕器的效率，在目前的實 驗範圍內，加濕器的效率為:
𝜀ℎ = max { 𝑚𝑎(ℎ𝑎,2− ℎ𝑎,1)
𝑚𝑎(ℎ𝑎,2,𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙− ℎ𝑎,1) , 𝑚𝑤,𝑖ℎ𝑤,𝑖 − 𝑚𝑤,𝑜ℎ𝑤,𝑜 𝑚𝑤,𝑖ℎ𝑤,𝑖− 𝑚𝑤,𝑜ℎ𝑤,𝑜,𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙}
= 𝑚𝑎(ℎ𝑎,2− ℎ𝑎,1) 𝑚𝑎(ℎ𝑎,2,𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙− ℎ𝑎,1)
故將以空氣的角度去探討加濕器的效率。由圖2-15 所示，加濕器效率隨著 MR 增
加而增加，MR 增加代表熱水流量增加，將造成加濕器出口的空氣濕度以及溫度將 會增大，促使其效率更大。然而，在熱水溫度增加的條件下，效率卻有些微的下降，
由圖2-14 所示，在熱水溫度增加 10 度的條件下，加濕器出口空氣溫度卻只增加了 約5 度，意即𝜀ℎ分母的的溫度上升了10 度，但分子的溫度卻只增加了 5 度，因此 當熱水溫度上升，出現了加濕器效率下降的趨勢。
圖2-15、在不同熱水溫度(𝑇𝑤,𝑖)下，加濕器效率(𝜀ℎ)隨 MR 的變化。
最後要探討的是除濕器效率的變化，在目前的實驗範圍內，由於冷卻空氣流量 相對大上許多，故除濕器效率為:
𝜀𝑑 = max { 𝑚𝑎(ℎ𝑎,2− ℎ𝑎,3) − 𝑚𝑑ℎ𝑓
𝑚𝑎(ℎ𝑎,2− ℎ𝑎,3,𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙) − (𝑚𝑑ℎ𝑓)𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙 , 𝑚𝑐(ℎ𝑐,𝑜− ℎ𝑐,𝑖) 𝑚𝑐(ℎ𝑐,𝑜,𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙− ℎ𝑐,𝑖)}
= 𝑚𝑎(ℎ𝑎,2− ℎ𝑎,3) − 𝑚𝑑ℎ𝑓
𝑚𝑎(ℎ𝑎,2− ℎ𝑎,3,𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙) − (𝑚𝑑ℎ𝑓)𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙
如圖2-16 所示，可以發現到無論是熱水流量的增加還是熱水溫度的提升，均不會 造成除濕器效率明顯的變化。推論是因為在目前的實驗中，冷卻空氣比空氣的質量 大上許多，冷卻能力相當強，因此無論熱水溫度或熱水流量的增加，出口廢氣的溫 度都能達到相當靠近環境溫度的條件，故造成除濕器效率不會隨著熱水溫度以及 熱水流量的改變而變動的現象。
圖2-16、在不同熱水溫度(𝑇𝑤,𝑖)下，除濕器效率(𝜀𝑑)隨與 MR 的變化。
2.3.2 環境溫度的影響
圖2-17、GOR 隨環境溫度(𝑇0)的變化。
由於本研究是利用空氣冷卻的 HDH 系統，環境溫度會影響兩個方面，第一是 空氣在加濕器出口的狀態，當環境溫度越高，空氣在加濕器出口的溫度與濕度也將 提升。另一方面則是冷卻能力，隨著環境溫度升高，除濕器內部的溫度梯度降低，
冷卻空氣的冷卻能力下降，造成熱傳速率的降低，使得產水量的下降。
GOR 隨環境溫度的變化如圖 2-17 所示，GOR 隨著環境溫度的提高而下降，
由前面所述，環境溫度的增加會使得冷卻空氣的溫度上升，因此冷卻能力下降比加 濕器出口空氣溫度的上升更加重要，也就是產水量下降的幅度更多。故如圖所示，
GOR 隨著環境溫度增加而下降，也代表冷卻能力對於 HDH 系統而言相當重要。
由上所述，如果系統的絕熱效果與冷卻能力足夠，當熱水溫度越高以及熱水流 量越大，都能夠造成更好的表現。但由於實驗配置(6 kW 的加熱能力)的限制，以 及PVT 系統的溫度極限，本研究目前只進行 50 度以下為主的實驗。
2.4 模擬 HDH-PVT 複合系統的實驗結果與討論
圖2-18、固定空氣流量、熱水流量與溫度，調整風扇(Fan)與送風機(Blower)的功率，
圖2-18、固定空氣流量、熱水流量與溫度，調整風扇(Fan)與送風機(Blower)的功率，