以台北盆地景美層水體冷卻水冷式空調系統之研究(II)

行政院國家科學委員會專題研究計畫 成果報告

以台北盆地景美層水體冷卻水冷式空調系統之研究(2/2)

計畫類別： 個別型計畫

計畫編號： NSC94-2211-E-011-037-

執行期間： 94 年 08 月 01 日至 95 年 07 月 31 日 執行單位： 國立臺灣科技大學營建工程系

計畫主持人： 廖洪鈞

計畫參與人員： 郭治平、郭俊男

報告類型： 完整報告

處理方式： 本計畫涉及專利或其他智慧財產權，2 年後可公開查詢

中 華 民 國 95 年 10 月 17 日

不同流量循環地下水對冷卻空調系統 效能之研究

摘要

本研究延續上年度將熱交換器放入地下水層以達到冷卻循環用 水之觀念，改設計直接抽用地下水為空調系統之循環冷卻水，透過室 內實驗之方式，探討以循環式地下水取代冷卻水塔作為循環冷卻水之 可行性研究。研究重點在於利用地下水低溫特性不同於傳統使用冷卻 水塔之出水溫度，在不影響空調系統效能之前提下，探討地下水其溫 度與流量對空調系統效能的影響，與傳統使用冷卻水塔之空調系統比 較，針對兩種循環冷卻水模式進行討論。由室內試驗結果顯示，當冷 卻水進水量於145 lpm 時，傳統式空調系統其冷凍能力為 7.73 RT、

性能係數為3.78；而採用地下水為冷卻水之空調系統其冷凍能力為 8.97 RT、性能係數為 4.78，由結果顯示採用地下水為冷卻水之空調 系統其冷凍能力提升16％；性能係數提升 26.5％。且當地下水進水 量在58.4 lpm 時，空調機之冷凍能力為 7.99 RT、性能係數為 3.92，

由此可知利用地下水為冷卻水對於空調系統而言相當可行；且其對空 調系統效率影響皆在可接受範圍，因此由試驗結果顯示地下水可為空 調系統之冷卻水，達到取代冷卻水塔功用，並估算滿足此工法之最低 抽水量。

A Study on Air-conditioner System Efficiency by Different Flow of Groundwater

Abstract

The feasibility study of replacing cooling-tower with groundwater as circulating coolant for air-conditioner system was performed by laboratory test in this research. The point of this study focuses on the characteristic of groundwater, because which is lower in temperature than the outlet of coolant from cooling-tower. Under the premise that the efficiency of air-conditioner wouldn’t be influenced on, the influence by different flow of groundwater was compared herein, and two kinds of circulating coolant model were also aimed to discuss on. The result shows that the refrigerating ability is 7.73 RT, and the cop. (coefficient of performance) is 3.78 while the inlet flow of coolant is 145 lpm. by traditional air-conditioner system, furthermore, the refrigerating ability is 8.97 RT, and the cop. is 4.78 while using the same inlet flow of groundwater. So that the refrigerating ability promotes 16%, cop.

promotes 26.5%. Moreover, the refrigerating ability is 7.99 RT, and the cop. is 3.92 while the inlet flow is 58.4 lpm. of groundwater. Thus it can be seen that to take advantage of groundwater is very feasible on air-conditioner system. The lowest usage flow to suit this method is also studied in this research for the reference in the future.

目錄

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目錄...III 表目錄... VI 圖目錄... VII 照片目錄... XI

第一章 緒論...1

1.1 研究動機與研究目的...1

1.2 研究內容...2

第二章 文獻回顧 ...3

2.1 冷凍空調系統基本原理 ...3

2.1.1 冷凍空調運作基本原理...3

2.1.2 冷凍系統各元件...4

2.2 蒸汽壓縮冷凍循環系統之基本理論 ...6

2.2.1 標準蒸氣壓縮冷凍循環...6

2.2.2 實際蒸氣壓縮冷凍循環...7

2.2.3 實際冷凍循環與標準冷凍循環之差異 ...8

2.3 箱型空調系統介紹...9

2.3.1 空氣循環側...9

2.3.2 冷媒循環側...15

2.3.2.1 壓縮機...15

2.3.2.2 冷凝器...18

2.3.2.3 冷媒控制器...21

2.3.2.4 蒸發器...22

2.3.3 冷卻水塔側...23

2.3.3.1 冷卻水塔運作原理...23

2.3.3.2 冷卻水塔運轉概念...23

2.3.3.3 退伍軍人症與空調冷卻水塔之關係...25

2.4 景美礫石層地下水特性 ...26

第三章 研究計畫 ...28

3.1 室內試驗方法...28

3.2 室內試驗儀器與設備介紹 ...30

3.2.1 空調系統...31

3.2.2 循環冷卻水系統...31

3.2.3 地下水冷卻系統...32

3.2.4 溫濕度量測系統...32

3.2.5 風量量測系統...34

3.2.6 流量量測系統...35

3.2.7 電力量測系統...36

第四章 室內試驗結果與分析 ...38

4.1 室內試驗 1...39

4.1.1 試驗結果...39

4.1.2 室內試驗 1 初步討論...40

4.2 室內試驗 2...41

4.2.1 試驗結果...42

4.2.2 室內試驗 2 初步討論...47

4.3 室內試驗綜合討論...49

第五章 結論與建議 ...51

5.1 結論...51

5.2 建議...51 參考文獻...53

表目錄

表3- 1 水冷式箱型空調機規格表 ...56

表3- 2 白金電阻式溫度感知器、熱電耦與相對濕度計之型號與特性 ...57

表3- 3 平衡閥閥開度與流量之關係表 ...57

表3- 4 泰仕 3600 電力分析儀之規格 ...58

表4- 1 室內試驗 1（C145）出/回風口物理性質表 ...58

表4- 2 室內試驗 1 實驗結果彙整表 ...59

表4- 3 室內試驗 2 不同循環冷卻水量之冷卻能力表...60

表4- 4 室內試驗 2 出/回風口物理性質表...61

表4- 5 室內試驗 2 不同循環水流量與空調機效能關係表...62

表4- 6 室內試驗 2 不同循環水流量與空調機壓縮比之關係表...63

表4- 7 以地下水為循環冷卻水對傳統使用冷卻水塔之 COP 提升率表 ...64

圖目錄

圖2- 1 物質像變化的方法示意圖 ...65

圖2- 2 冷氣機運作原理示意圖（王文博, 2003）...65

圖2- 3 基本冷凍循環系統示意圖（王文博, 2003）...66

圖2- 4 冷媒控制器功用圖（王文博, 2003）...67

圖2- 5 蒸氣壓縮冷凍循環示意圖（Anthony J.Caristi, 1991）...68

圖2- 6 標準蒸氣壓縮冷凍循環壓力-焓圖（蘇金佳, 2004） ...68

圖2- 7 標準蒸氣壓縮冷凍循環溫度-熵圖（蘇金佳, 2004） ...69

圖2- 8 實際蒸汽壓縮循環與標準蒸氣壓縮循環之比較示意圖...69

圖2- 9 空氣氣線圖（ASHARE Handbook. 2001） ...70

圖2- 10 絕熱飽和過程示意圖（蘇金佳, 2004）...71

圖2- 11 理想壓縮機的壓容圖（蘇金佳, 2004） ...71

圖2- 12 二重管式冷凝器示意圖（黃瑞隆, 2003 ）...72

圖2- 13 理想冷凍循環的莫里爾線圖（Larry Jeffus, 2004） ...72

圖2- 14 圓柱體熱阻熱傳示意圖 ...73

圖2- 15 冷卻管之全部熱阻示意圖 ...73

圖2- 16 對向流與平行流的溫度變化曲線示意圖（黃瑞隆, 2004）.74 圖2- 17 外均壓管配合冷媒分配器配置示意圖（黃瑞隆, 2004）...74

圖2- 18 典型毛細管內壓力與溫度之分佈示意圖（賴瑩栩, 2004）.75 圖2- 19 冷卻水塔運轉示意圖（王文博, 2003）...75

圖2- 20 界限溫差與接近溫差的關係示意圖...76

圖2- 21 現地試驗配置示意圖(陳正逸, 2005) ...77

圖2- 22 現地試驗地層剖面及抽水井斷面圖（陳正逸, 2005）...78

圖3- 1 採用地下水為水冷式箱型空調系統之循環冷卻水示意圖...79

圖3- 2 室內試驗 1 儀器配置示意圖 ...80

圖3- 3 室內試驗 1 操作流程圖 ...81

圖3- 4 室內試驗 2 儀器配置示意圖 ...82

圖3- 5 室內試驗 2 操作流程圖 ...83

圖3- 6 室內試驗儀器配置示意圖 ...84

圖3- 7 PW0862C 水冷式箱型空調機外型規格圖（摘自東元電機公 司網頁, 2006）...85

圖3- 8 加壓水泵外型及規格圖 ...86

圖3- 9 溫濕度配置圖 ...87

圖3- 10 岀風口風速量測方法示意圖 ...88

圖3- 11 平衡閥閥開度與流量關係圖 ...89

圖3- 12 絕對壓力與表壓力之關係圖...89

圖4- 1 室內實驗 1 冷卻水出入口溫度與時間關係圖...90

圖4- 2 室內實驗 1 箱型機出風口乾球溫度與時間關係圖...90

圖4- 3 室內實驗 1 箱型機回風口乾球度與時間關係圖...91

圖4- 4 室內實驗 1 箱型機出風口相對濕度與時間關係圖...91

圖4- 5 室內實驗 1 箱型機蒸發器出、冷凝器出口、冷凝器入口與壓 縮機出口溫度與時間關係圖...92

圖4- 6 室內實驗 2 冷卻水流量 145 lpm，冷卻水出入口溫度與時間關 係圖...92

圖4- 7 室內實驗 2 冷卻水流量 145 lpm，箱型機出風口乾球溫度與時 間關係圖...93

圖4- 8 室內實驗 2 冷卻水流量 145 lpm，箱型機回風口乾球度與時間 關係圖...93 圖4- 9 室內實驗 2 冷卻水流量 145 lpm，箱型機出風口相對濕度與時

間關係圖...94 圖4- 10 室內實驗 2 冷卻水流量 145 lpm，箱型機蒸發器出、冷凝器

出口、冷凝器入口與壓縮機出口溫度與時間關係圖....94 圖4- 11 室內實驗 2 冷卻水流量 113.8 lpm，冷卻水出入口溫度與時間

關係圖...95 圖4- 12 室內實驗 2 冷卻水流量 113.8 lpm，箱型機出風口乾球溫度與

時間關係圖...95 圖4- 13 室內實驗 2 冷卻水流量 113.8 lpm，箱型機回風口乾球度與時

間關係圖...96 圖4- 14 室內實驗 2 冷卻水流量 113.8 lpm，箱型機出風口相對濕度與

時間關係圖...96 圖4- 15 室內實驗 2 冷卻水流量 113.8 lpm，箱型機蒸發器出、冷凝器

出口、冷凝器入口與壓縮機出口溫度與時間關係圖....97 圖4- 16 室內實驗 2 冷卻水流量 79.4 lpm，冷卻水出入口溫度與時間

關係圖...97 圖4- 17 室內實驗 2 冷卻水流量 79.4 lpm，箱型機出風口乾球溫度與

時間關係圖...98 圖4- 18 室內實驗 2 冷卻水流量 79.4 lpm，箱型機回風口乾球度與時

間關係圖...98 圖4- 19 室內實驗 2 冷卻水流量 79.4 lpm，箱型機出風口相對濕度與

時間關係圖...99 圖4- 20 室內實驗 2 冷卻水流量 79.4 lpm，箱型機蒸發器出、冷凝器

出口、冷凝器入口與壓縮機出口溫度與時間關係圖....99 圖4- 21 室內實驗 2 冷卻水流量 58.4 lpm，冷卻水出入口溫度與時間

關係圖...100

圖4- 22 室內實驗 2 冷卻水流量 58.4 lpm，箱型機出風口乾球溫度與 時間關係圖...100 圖4- 23 室內實驗 2 冷卻水流量 58.4 lpm，箱型機回風口乾球度與時

間關係圖...101 圖4- 24 室內實驗 2 冷卻水流量 58.4 lpm，箱型機出風口相對濕度與

時間關係圖...101 圖4- 25 室內實驗 2 冷卻水流量 58.4 lpm，箱型機蒸發器出、冷凝器

出口、冷凝器入口與壓縮機出口溫度與時間關係圖..102 圖4- 26 室內實驗 2 冷卻水流量 45.8 lpm，冷卻水出入口溫度與時間

關係圖...102 圖4- 27 室內實驗 2 冷卻水流量 45.8 lpm，箱型機出風口乾球溫度與

時間關係圖...103 圖4- 28 室內實驗 2 冷卻水流量 45.8 lpm，箱型機回風口乾球度與時

間關係圖...103 圖4- 29 室內實驗 2 冷卻水流量 45.8 lpm，箱型機出風口相對濕度與

時間關係圖...104 圖4- 30 室內實驗 2 冷卻水流量 45.8 lpm，箱型機蒸發器出、冷凝器

出口、冷凝器入口與壓縮機出口溫度與時間關係圖..104 圖4- 31 室內試驗 2 冷卻水量與其溫差之關係圖...105 圖4- 32 室內試驗冷卻水流量與壓縮機耗電量之關係圖...105 圖4- 33 室內試驗冷卻水流量與空調機冷凍能力之關係圖...106 圖4- 34 室內試驗冷卻水流量與空調機性能係數 COP 之關係圖...106

照片目錄

照片 1 水冷式箱型空調機溫控旋鈕設定位置圖 ...107

照片 2 室內試驗循環冷卻水平衡閥設置圖 ...107

照片 3 白金電阻式溫度感知器與熱電耦 K-type 圖 ...108

照片 4 HT-8001 型相對濕度計圖 ...108

照片 5 CR10 圖 ...109

照片 6 風速計圖 ...109

照片 7 平衡閥量測流量實景圖 ...110

照片 8 TA BALANCE VALVE STAD-C 圖...110

照片 9 電例分析儀量測實景圖 ...111

照片 10 冷媒複合表量測實景圖 ...111

第一章 緒論

1.1 研究動機與研究目的

長久以來建築物的大型空調系統皆以冷卻水塔作為空調系統循 環冷卻水與戶外空氣進行熱交換之設備，然而此舉既大量耗損能源

（運轉電力、循環用水）又不利於環保（大量排出廢熱至大氣中、運 轉噪音與運轉振動）且可能為退伍軍人症產生的溫床，且由於都會區 內空氣不易流動，在冷卻水塔運轉後沒多久附近空氣即達到動態熱飽 和，導致溫度不斷累積，使冷卻塔效率變差。於是為提供大面積熱交 換的大體積冷卻水塔便不斷出現，甚至出現用地取得困難問題（如台 北捷運）。基於此觀點，若能找到改善上述問題之新工法，則勢必為 社會大眾帶來福利。

由於地下水是一種自然的廣大資源，普遍存在於台灣地區，應用 於灌溉，飲用者已多；如果條件適當，應用於空調應相當可行。而地 層具絕熱特性，所以地下水溫度一年四季變化極微（冷卻水進水溫度 穩定），並不會如冷卻水塔般受外氣天候影響甚鉅。然而經由空調機 所產生的熱循環冷卻水如果直接由地下水帶出至渠道排出，對維持地 下水量平衡以及環境生態都是不妥當，故欲長久使用就必須注意平衡 與再生，所以熱交換後的熱循環冷卻水即時以回水井的方式注回地層 中，且較不易造成地層沉陷又能維持地下水量的平衡。因此若能在不 影響空調系統效能的前題之下，利用地下水溫度較低的特性，減少抽 取地下水量以取代傳統空調系統使用冷卻水塔為循環冷卻水熱交換 之設備，此舉不僅可降低抽水量與循環過後的冷卻水導回地下所耗費 的成本，更可充份利用地下水資源。本研究對於熱交換後產生的熱循

環冷卻水，以回水井的方式導回地下並未施作現地試驗，不過由文獻

（陳政逸2005）指出此工法於實際使用有其可行性。

基於上述理由，為了解冷凍空調機效能與地下水量關係，本研究 將結合冷凍通空調學與大地工程學之方法以室內試驗的方式來進行 模擬，期能建立新型態之空調方式。

1.2 研究內容

本文共分為五章，第一章為緒論，說明研究動機與目的及研究 內容；第二章為文獻回顧，介紹冷凍空調系統基本原理、蒸氣壓縮 冷凍循環系統之基本理論、箱型空調系統、熱交換器、景美礫石層 地下水特性；第三章為研究計畫，說明試驗方法、試驗儀器及試驗 流程；第四章為室內試驗結果與分析，針對兩個室內試驗結果綜合 探討；第五章為結論與建議，說明試驗結果並討論影響試驗結果之 因素。

第二章 文獻回顧

本章分五節介紹本研究所需要之主要理論依據，其中2.1 節為介 紹冷凍空調系統基本原理，2.2 節則為介紹蒸氣壓縮冷凍循環系統之 基本理論，2.3 節為介紹箱型空調系統，2.4 節為介紹景美礫石層地下 水特性。

2.1 冷凍空調系統基本原理

一 般 來 說 冷 凍 空 調 系 統 分 為 非 機 械 冷 凍 系 統(non-mechanical refrigeration system) 與 機 械 冷 凍 系 統 （ mechanical refrigeration system），其中機械冷凍系統(又稱壓縮循環系統)中之蒸汽壓縮冷凍循 環系統（vapor-compression refrigeration cycle system），為目前冷凍空 調工程中冷凍效率最高、最通用之方法，亦被本研究採用為進行試驗 之主要設備。以下將依冷氣機運轉基本原理與冷氣機之基本配件，分 別說明其運作原理及功用（王文博,2003）。

2.1.1 冷凍空調運作基本原理

物質有三態：固態、液態及氣態，當物質由液態變成氣態的現象 稱為蒸發或氣化（vaporization or evaporation），此時它會吸收周圍的 熱量；物質由氣態變成液態的變化稱為凝結或液化（condensation or liquefaction），此時它會放出熱量，如圖 2-1 所示。冷氣機乃利用上述 特性，藉由液態冷媒在冷凍系統中吸收室內的熱量，因而蒸發為氣 態，使室內溫度降低，再使氣態冷媒在室外放出熱量，而凝結為液態，

如此週而復始地循環不已。一面吸熱、一面放熱，就可達到冷凍空調 的目的，如圖2-2 所示。

2.1.2 冷凍系統各元件

冷凍循環系統中有五項主要設備：壓縮機（compressor）、冷凝器

（condenser）、冷媒控制器（refrigerant controls）、蒸發器（evaporator）、 冷媒(refrigerant)。此五項設備為構成冷凍循環系統之五大基本要件，

如圖2-3 所示，以下分別說明用途：

z 壓縮機

壓縮機為蒸汽壓縮系統的心臟，且是冷媒在蒸氣壓縮系統中循環 之動力來源。本實驗採用往復式壓縮機，因其歷史悠久，各製造廠商 均有成熟的生產能力與完整的技術資料，並是唯一具有進、排氣閥片 機構的一種壓縮機型式。在冷凍壓縮循環系統上的應用缺點是：無法 承受液壓縮，當系統不穩定或是瞬間大量的回油，易損壞壓縮機；優 點則是壓縮機排氣時程與壓縮機內外壓差有關（韋宗楒, 1997）。壓縮 機在冷凍壓縮循環系統中之功用如下（王文博,2003）：

（1）維持冷凍系統之不斷循環，使冷媒在系統中發揮不斷吸熱、放 熱的功用。系統中的冷媒並不會消耗，僅驅動壓縮機的能源有 所消耗。

（2）使蒸發器中的壓力與溫度保持相對較低狀態，有利液態冷媒更 易於吸收熱量；使冷凝器中的壓力與溫度均保持相對較高狀 態，有利氣態冷媒更易於將熱傳出至外界。

z 冷凝器

將壓縮機壓縮出來的高溫高壓氣態冷煤冷卻並凝結為高壓常溫 液體的裝置稱為「冷凝器」，又稱為「凝結器」。冷凝器是一種熱交換 器具，在冷凍系統中擔任散熱的機構，其作用為將氣態冷媒所吸收的

全部熱量和壓縮機在運轉過程中所產生的熱量，藉冷凝器之傳導帶出 系統之外。系統外之攜熱與冷卻媒介不外乎空氣、水或空氣與水之聯 合應用。

z 冷媒控制器

冷媒控制器（refrigerant controller）可分為使用毛細管(capillary tube)或膨脹閥(expansion)兩種形式，其在冷凍壓縮循環系統中之功用 如下：

(1) 將冷凝器所流出的高壓冷媒液體引入蒸發器中，使其壓力降 低而產生低溫，對周圍吸熱達到冷卻之效果。

(2) 自動調整冷媒流量的大小，使整個冷凍系統之冷卻能量運轉 平衡，發揮最高的冷卻效率並防止壓縮機產生過載現象，如 圖 2-4 所示。

(3) 正常運轉過程中，當冷凍空間溫度達到所須之條件時，系統 將自動停止，在停止期間，冷媒應避免由蒸發器反流至冷凝 器，或冷凝器中常溫液體繼續流入蒸發器中，造成部份除霜 現象，故冷媒控制器將自動關閉，以達到此目的。

z 蒸發器

蒸發器之作用是將冷媒控制器送來的液態冷媒在低壓低溫下蒸 發變成氣態冷媒，吸收周圍空氣的熱而達到冷卻效果。蒸發器又稱為

「揮發器」，在整個冷凍系統中，就是達到制冷的機構。

z 冷媒

冷媒(refrigerant)又稱為「冷劑」，為一種極容易從液體蒸發成氣 體；而又極容易從氣體凝結成液體的物質。它在冷凍循環系統中，利 用極易蒸發又極易凝結相態變化之特性，在蒸發器中由液體蒸發成氣 體，吸收冷房裡的熱量；在冷凝器中由氣體凝結成液體，放出熱量，

如此利用冷媒不斷循環，達到冷卻的目的。

2.2 蒸汽壓縮冷凍循環系統之基本理論

基本的冷凍循環過程圖如圖 2-5 所示，主要的元件包含壓縮機、

冷凝器、膨脹閥和蒸發器，其冷凍循環過程為：壓縮機利用馬達來驅 動運轉，把低溫低壓的氣態冷媒，壓縮成為高壓高溫的氣態冷媒之後，

經冷凝器冷却散熱使氣態冷媒凝結成為高壓常溫的液態冷媒，再經膨 脹閥降壓後，使液態冷媒在低壓之狀態下，進入蒸發器蒸發吸熱，成 為低溫低壓的氣態冷媒之後流回壓縮機，再進行另一次的冷凍循環。

2.2.1 標準蒸氣壓縮冷凍循環

冷凝、膨脹及蒸發四個過程，其冷凍循環運作情形如圖2-6 和圖 2-7 所示，敘述如下：

1. 壓縮機（過程 1→2）：可逆絕熱壓縮過程

冷媒以低壓低溫飽和蒸氣的狀態進入壓縮機，藉由外界提供之壓 縮機能量，透過一可逆絕熱壓縮過程（又稱等熵壓縮過程）後，以高 壓高溫過熱蒸氣的狀態離開壓縮機。

2. 冷凝器（過程 2→3）：等壓放熱過程

冷媒離開壓縮機後，即以高壓高溫過熱蒸氣的狀態進入冷凝器，

於此過程中，一方面保持冷媒處於等壓狀態，一方面將其熱能傳輸給 其他物質（水或空氣），以降低冷媒本身之熱能，使其離開冷凝器時，

變成高壓飽和液態冷媒。

3. 膨脹裝置（過程 3→4）：絕熱膨脹降壓過程

當冷媒以高壓飽和液態離開冷凝器後，即被導入膨脹閥或毛細 管。於此過程中，冷媒經歷一不可逆等焓膨脹過程，而迅速降低其本 身壓力，以至於部分冷媒因此發生汽化現象，最後以低壓低溫液氣共 存的二相狀態離開膨脹裝置。

4. 蒸發器（過程 4→1）：等溫吸熱過程

此一過程為一等壓蒸發過程，冷媒以低溫低壓液氣共存的二相狀 態離開膨脹裝置後，進入蒸發器。於此過程，冷媒一方面保持其等壓 態，另ㄧ方面由其他物質處吸收熱量，以增加自身的熱能，藉由此能 量的提升，達到低壓低溫飽和氣態，脫離蒸發器後，再進入壓縮機，

再沿著前述1→2→3→4 的過程繼續下一次的循環。而與冷媒進行熱 交換而散失熱能的物質因為散熱而溫度降低，該物質如為空氣而散佈 於封閉空間內，即為一般所謂的冷氣。

2.2.2 實際蒸氣壓縮冷凍循環

如前述，標準蒸氣壓縮冷凍循環是由絕熱等熵之壓縮過程，等壓 之熱交換過程，以及等焓的絕熱膨脹過程所組成。然而實際之冷凍循 環系統並非如此；亦即加壓過程並非絕熱可逆，且熱交換過程亦非等 壓，實際VCR 過程亦與前述標準過程不同，茲分述如下：

1. 變壓過程並非絕熱可逆：

當冷媒經過壓縮機或毛細管時，不論如何該壓縮機或膨脹閥裝置 均會與外界進行熱交換，且由於流體之黏滯性與壓縮機之間摩擦力等

因素之影響，該過程並非絕熱可逆過程，其熵必定增加，而並非理想 VCR 所假設之絕熱可逆等熵過程。對膨脹裝置而言，由於不可免地 與外界存有熱交換過程，即非理想VCR 所假設之絕熱節流過程。

2. 熱交換過程亦非等壓：

由於冷媒進行熱交換時，不論是在蒸發器或冷凝器中，其本身之 黏滯性以及熱交換器之構造所造成之阻力，因為摩擦之緣故，故在進 行熱交換之過程必因之而產生壓降，所以並非理想VCR 所假設之等 壓熱交換過程。

3. 其他：

通常冷媒離開冷凝器時之液態溫度，皆在低於飽和液體溫度時成 為過冷液體，而非理想VCR 循環中所假設之飽和液體。實際上，由 於壓縮機運轉速度相當快，如有液體進入壓縮機，常常會造成壓縮機 本身的損傷，且液態冷媒進入壓縮機亦容易降低壓縮機中的潤滑油效 果，上述雙重因素將造成壓縮機壽命減短與造成運轉上之不順暢。因 此，在設計上蒸發器出口處之冷媒應控制為過熱蒸氣狀態，以避免液 壓縮現象之產生。

2.2.3 實際冷凍循環與標準冷凍循環之差異

在實際應用上，空調系統的冷凍循環，有別於理想之冷凍循環；

如圖2-8 所示，將實際蒸氣壓縮循環的壓焓圖(P-h 圖)和標準蒸氣壓縮 循環疊合，其差異分述如下：

1. 在實際應用上，為避免液體冷媒被吸入壓縮機內造成液壓縮現象 而損壞壓縮機，使壓縮機磨損增加，冷凍循環常控制在點1′時即已 達過熱蒸氣狀態，甚至會在壓縮機入口安裝液氣分離器，以避免 造成液壓縮。

2. 在壓縮機過程1′- 2′ 中，由於流體黏性造成摩擦損失，導致壓降並 且有熱損失，所以輸入給壓縮機的能量並未完全被冷媒吸收，又 因為冷媒進入壓縮機前可能為過熱蒸氣狀態，冷媒與環境間存在 著熱傳之現象，而造成熵增加或減少，所以並非等熵過程，因此 與理想冷凍循環所假設之等熵絕熱壓縮過程有所差異。

3. 在實際上之冷凝過程 2′ -3′中，由於管路摩擦而造成壓降，使得冷 凝器出口點3′之壓力會略小於入口之點2′ ，與理想冷凍循環中的 假設等壓冷凝散熱過程不同。

4. 通常冷媒離開冷凝器時之液態溫度，皆低於當時壓力之飽和液體 溫度，而成為過冷液，並不是理想循環中假設之飽和液狀態。

5. 實際上，在蒸發過程 4′ -1′中，由於管路摩擦而造成壓降，使蒸發 器出口點1′之壓力會略小於入口點 4′，與理想冷凍循環中的等壓蒸 氣吸熱過程有所不同。

2.3 箱型空調系統介紹

箱型空調機為中型空調設備中相當普遍之機種，許多商業、餐廳

和辦公室等皆採用此型，一般箱型機可分為水冷式與氣冷式兩種，其 中水冷式為利用水為介質，因有較佳的散熱效果，故中型以上商業場 所多採用水冷式箱型空調機，再加上以多部小型壓縮機組取代一部大 型壓縮機組，更能因應負載特性，也就是「用多少，開多少」的運作 策略，故有凌駕小型中央冰水機之趨勢。

2.3.1 空氣循環側

參數值的簡便方式之一，設計者只要提供狀態點的兩個參數值，即可 求得其他相對應的參數數值，然而圖表解析度的問題難以提供較精確 的數值，ASHARE（美國冷凍空調工程協會）也提供與空氣線圖對應 的數值表，以利於使用者求取較精確的相關數值，若遇到沒有剛好對 應的數值時，使用者常使用內差法來解決，繁瑣的數字計算容易發生 錯誤，雖然得以計算機進行運算上的補助，但是熱力性質常常並非線 性，線性內差發生偏誤的情形無法避免。冷凍空調相關書籍（Stoeck, 1982）（Wang, 1994）亦提供若干熱力方程式，讓使用者直接以計算 的方式求得狀態點的參數值，但是現場工作者在測試時，往往只能測 得乾、濕球溫度、相對濕度以及風速等參數，對於空氣密度、水蒸氣 分壓等參數，仍有賴查表與計算的方式來解決，對使用者而言都相當 不便利。

在查熱力性質表的時候常常利用線性內差法來求得所需的數 值，理論上如果誤差間距逼近無限小，線性內差可以用在任何狀態，

但是相對所得到的方程式也將趨近無限多個。基於實驗結果非線性的 問題，可以採用非線性回歸的方式來解決。如毛細管的熱力實驗（Melo, 1999）（Wolf, 1995），多位研究者將實驗的數據利用多項式迴歸求取 通式，以利設計者參考使用。非線性迴歸的方式有許多種，許多統計 相關書籍多有詳盡的介紹，至於多項式迴歸的次數則依據迴歸資料的 特性來決定。

空氣線圖的使用相當簡便，使用者只需要測得狀態點的兩個參數 值（例如乾、球溫度或是相對濕度）即可求得該狀態點其他參數值。

ASHARE 於 1992 年推出套裝軟體 Phychrometrics Analysis，以供 設計者在計算上更為迅速。在使用方法上如同查空氣線圖的方式相 同，設計者只要提供狀態點的兩個參數值，由於乾球溫度較易量測，

故程式設定乾球溫度為必需條件，再輸入另ㄧ參數值即可求得其他相 對應的參數數值。

如圖 2-9 所示，以蒸發器出、回風為例，測量出風口與回風口乾 濕球溫度之後，即可決定出風口（B）點以及回風口（A）點的位置，

由（A）、（B）兩點即可對應出濕度比（humidity ratio，ω）、相對濕 度（relative humidity，％RH）、焓質（enthalpy，h）、比容（specific volume，ν）、蒸氣壓力（vapor pressure，vp）等參數。

ㄧ般的測試儀器通常可以測得空氣的乾球溫度與相對濕度，其他 部分大多仰賴查表與計算，以下將各空氣熱力性質的方程式探討如 後，並由基本方程式整理成一組可計算的空氣線圖。

1. 純水飽和壓力

在一般冷凍空調領域中，使用範圍為 0℃以上，因此根據

ASHARE 在 2001 建議，在 0～200℃的範圍之下飽和純水壓力可表示 如式（2-1）所示：

ln

( ) P _s

C ₈

T

C ₉

C ₁₀ T

C ₁₁ T ²

C ₁₂ T ³

C ₁₃

T

其中

C ₈

E

.

9

E

C

02 8640239

.

10

E

C

05 1764768

.

11

E

C

08 4452093

.

12

E

C

00 5459673

.

13

E

C

飽和純水壓力

s

P

=溫度

T

為方便計算

P 兩邊取指數 _s

P _s

C ₈

T

C ₉

C ₁₀ T

C ₁₁ T ²

C ₁₂ T ³

C ₁₃

T

根據ASHARE在2001建議，飽和純水蒸汽焓質可表示如式（2-3） 所示：

h _g

T

h _g

3. 相對濕度

相對濕度

φ

及壓力之下的飽和空氣中之水蒸氣莫爾分數之比值。若以理想氣體關 係來看，可以用實際水蒸氣分壓力與同ㄧ溫度、壓力下的純水飽和壓 力的比值來表示，如式（2-4）所示：

ws s

p

=

P

φ

其中

φ

P = s

P ws

濕度比

ω

體（

pv

nRT

_a ^s _a ^s _a ^s ( P _t ^s P _s ) ^s R _a R P T

R v P

T R v P m m

= −

=

ω

其中

ω

m s

m a

P = a

R s

R a

將

R _a

R _s

s t

s

P P

P

=0.622 −

ω

P = _t

5. 焓

混合空氣焓值以0℃為零值的基準，焓值可以式（2-7）表示：

h

C _p T

ω h _g

其中

h

C _p

定壓比熱0～50℃約在1.006～1.009 之間變化，焓值可以簡化成

式（2-8）所示：

h

T

ω h _g

6. 比容

由理想氣體方程式，比容

ν

s t

a a

a

P P

T R P

T R

= −

ν

P 、濕度比 _s ω

h 及比容 ν

在實際現場量測時，有時後得到的狀態點資料是乾濕球溫度，在

使用傳統的乾濕球溫度計（psychrometer）時，只能直接讀取乾濕球 溫度，如果要得到相對濕度，必須使用所附的轉換表加以轉換。通常 大多假設濕球溫度計熱力性質屬於絕熱飽和過程（adiabatic saturation

process），真正飽和絕熱過程得到的飽和溫度稱為熱力濕球溫度

（thermodynamic wet-temperature），而實際上只用浸濕的棉線包覆溫

度計並不能達到真正的絕熱飽和過程，但是它的誤差大部分在實用範

圍可被接受。

圖2-10為飽和絕熱過程，空氣由點1進入管道，管道內有一蒸

發水盤經過此一管道到出口點2時，空氣已到飽和狀態。此時

ω s

ω ₂

t 即為熱力濕球溫度，而焓值由 ₂ h ₁

h ₂

( ₁ ) ₂

1 h h

h

ω _s

ω _w

其中

h _w

態而言

h _w

h _w

C _p t

t ₂

將式（2-7）與式（2-11）代入式（2-10）中，可寫為式（2-12）：

( )

[1.008

t 1

ω 1

t 1

ω _s

ω 1

t 2

t 2

ω _s

t 2

經過化簡之後可寫為式（2-13）：

( ) ( ) ( ) ( )

2 1

2 1 2

2 1

2 1 2

186 . 4 805 . 1 2501

38 . 2 2501 186

. 4 805 . 1 2501

008 . 1 381

. 2 2501

t t

t t t

t t

t t

t _{s s}

− +

−

−

≅ −

− +

−

−

= − ω ω

ω

其中

t 為乾球溫度， ₁ t 為熱力濕球溫度。在計算時可將濕球溫度 ₂

ω _s

ws t

ws

s P P

P

=0.622 −

ω

P 可由式（ _ws

T

欲求相對濕度

φ

分壓

P ： _s

ω ω ω

ω

= +

= +

622 . 0

325 . 101 622

. 0

t s

P p

水蒸汽分壓

P ，再代入式（ _s

φ

有了狀態點焓值再搭配由量測所得之風速、消耗電力及出回風口 的幾何面積，就能進一步算出冷氣能力與EER。假設測得蒸發器出風 口風速為

V 與截面積 ₁ A ，消耗電力為 P，旁路因數（ ₁

Q 為式（ _e

M 為式 _w

（2-17）所示及能源效率比 EER為式（2-18）所示。

( _{2 1} )

1 1

1 A h h

Q _e

V

β ν

M _w

β

G ₁

( ω ₂

ω ₁ )

W

EER

Q ^a

由上述可知空氣線圖計算相當簡便，因此廣為採用，但是線圖之

中除了乾、濕球與焓值的數值間隔較密之外，其他都較為疏略，需仰 賴使用者判斷，因而造成人為誤差的產生；且本方法所需要的測量數 據都是現場工作人員的基本配備，只需要狀態點溫度、濕度、相對濕 度、風速及相關風口的幾何面積，計算上絕大多數的偏差均在±2％以 內，故本方法相當具有實用性。

2.3.2 冷媒循環側

2.3.2.1 壓縮機

壓縮機可說是蒸汽循環冷凍系統的心臟，其主要功能有兩項：

1. 壓縮機製造高低壓力差，使冷媒能在系統內不斷的循環，提供吸 熱與放熱。

2. 壓縮機提供的壓力必須高於飽和溫度下所需的冷凝壓力，使得冷 媒能在冷凝器之中放熱液化。

往復式壓縮機（reciprocating compressor）可說是容積變化式壓縮

機的始祖，至今仍非常廣泛使用，其生產技術已非常純熟。利用電動 機或其他動力機械驅動曲軸，曲軸再帶動連桿，讓活塞在汽缸中做往 復運動，達到容積變化進而建立高低壓力的壓縮機。當吸氣時，上次 排氣未排出留在間隙的高壓氣體必須先行膨脹，使缸內壓力大於吸氣 壓力，當缸內壓力低於吸氣管路壓力時吸氣閥才能打開，此時開始進 氣到下死點時進氣完成，此時壓縮機吸排氣閥由於內外壓力差小於閥 片彈簧壓力，故全部關閉，接著開始壓縮，直到壓縮蒸氣到達排氣壓 力時排氣閥才會打開，開始排氣行程。當活塞推舉到上死點時排氣終 結，排氣閥關閉，此時間隙內仍有高壓壓力的蒸汽，等待下一次進氣 時再膨脹後再進行進氣行程，因此要計算往復式壓縮機的容量，必須 先對壓縮機的一些性能的定義加以說明。

1. 壓縮比（compression ratio）

指壓縮機排氣（高壓）絕對壓力與吸入（低壓）絕對壓力之比，

此值的高低會對壓縮機的容積效率造成很大的影響，若比值越大，壓 縮機每噸所需之動力亦越大。

2. 間隙容積（clearance volumetric）

以往復式壓縮機為例，它不可能將所有氣體都排出汽缸外，因為 ㄧ個壓縮機在排氣時不可能活塞剛好上升到汽缸最頂端而無任何空 隙，因為排出口有閥門等元件以及活塞怕撞擊到汽缸頭，因此多少會 有間隙。

3. 餘隙體積效率（clearance volumetric efficiency）

餘隙體積效率決定於被關在餘隙體積內的氣體之再膨脹，可以用

壓縮機的壓容圖做最佳解釋，如圖2-11所示，發生在活塞位於其衝 程ㄧ端時的缸筒內最大體積為

V ，最小體積或餘隙體積為 ₃ V ，係發生 _c

P 。假設吸取壓力為 _d P，在缸筒 ₁

內的壓力低到足以使吸取閥打開並吸入更多空氣體之前，關在餘隙體 積內的氣體必須先膨脹到體積

V ，故吸入缸筒內的氣體體積為 ₁

1

3 V

V

η _vc

( V ₃

V ₁ )( ) (

V ₃

V _c )

P ₂

V ₃

V ₂

P ，活塞即以整個衝程始餘隙體積內的氣體重膨脹，餘隙體 ₃

餘隙體積效率可以用另ㄧ種方式表示，如圖2-11中以

P 為吸取 ₁

壓力所示。對於ㄧ既定壓縮機而言，百分餘隙（percent clearance）m 為常數，其定義如式（2-19）所示：

100

3 c

c

V V m V

= − （2-19） 將

V _c

V ₃ η _vc

100 100 100

3 1

3

1 3 3

c c c

c

vc V V

V V V

V

V V V V

− + −

− =

− +

= −

η

且

100 100 100 ¹ 1 100

3 3

1 ⎟⎟

⎠

⎜⎜ ⎞

⎝

⎛ −

− −

− =

− −

=

c c c c

c

vc V

V V V

V V

V V

η V

因此，

_⎟⎟

⎠

⎜⎜ ⎞

⎝

⎛ −

−

=100

¹

c

vc V

m V

η

若假設

V 與 _c V 之間為等熵膨脹，則 ₁

dis suc

c v

v

V V = ¹

其中

v _suc

v _dis

P _d

比容值可以由冷媒的壓力焓圖查出，或由過熱蒸汽性質表查出。

將式（2-24）代入式（2-23），則得到

⎟⎟

⎠

⎜⎜ ⎞

⎝

⎛ −

−

=100 1

dis suc

vc v

m v

η

2.3.2.2 冷凝器

冷凝器是一個將冷凍系統吸收的熱排出系統之外的設備，簡單說 就是一個熱交換器，在冷凍系統中擔任散熱的機構。其作用為將冷媒 在冷凍空間所吸收的全部熱量和壓縮機在運轉過程中所產生的熱 量，均藉冷凝器之傳導而散熱予冷卻介質（cooling medium），經冷卻 介質帶出系統之外，因此冷凝器在冷凍空調系統中扮演極重要的角 色，如果設計不良，輕則造成系統運轉不良，效率偏低；重則發生機 器損壞，甚至爆炸的情況發生，所以冷凝器ㄧ定要搭配系統性能，以 免造成不良後果。

二重管式冷凝器，如圖 2-12 所示為將同心的二重管彎曲，冷媒 蒸氣從兩管之間自上而下，冷卻水從內側管內自下而上，與冷媒呈相 反的方向流動，形成兩個回路。此因冷媒的出入口間有某種程度的壓 力損失，會產生溫度下降，故冷卻水向相反方向流動，以保持必要的 平均溫度差。為了增加熱傳導，有些二重管冷凝器在小管上或外管內 壁裝置許多鰭片以提供增加傳熱面積，冷卻水與冷媒流向採用對流的 方式以增進冷凝器效率。二重管冷凝器構造簡單，價格低廉，適用於 中小型系統，在箱型空調機上常常看到。

由圖 2-13 冷凍循環的莫里爾線圖中看出，冷凝器擔負將蒸發器 吸取的熱量

Q _e

W _c

Q _c

Q _e

（2-26）所示。

Q _c

Q _e

W _c

m

_r

h ₁

h ₄

h ₂

h ₁

m

_r

h ₂

h ₄

其中

m

_r

冷凝器冷卻能力可由冷卻水量與水溫差求得，亦可使用熱傳係數 求得，分述如後：

1. 以冷卻水量與水溫差

在水冷式冷凝器中，冷媒所放出之熱量全部被冷卻水帶走而使冷 卻水溫度升高，故依據熱傳基本公式得：

Q _c

m

C _p

T

其中

C =定壓比熱 _p

由上式可得知冷卻水溫差越大，則冷凝器容量越大，流量越大冷 凝器容量也越大。但是冷卻水溫度過高，冷凝壓力會上升，將會降低 系統性能，因此溫升不宜過高，一般約在4～6℃。

2. 使用總熱傳係數（overall heat transfer coefficient）

水冷式冷凝器的熱交換來自於冷媒與冷卻水之間，因此管壁之間 的溫差、管路材料熱傳係數等因數都會影響冷凝器的散熱能力，故冷 凝器的能力可依下式求得：

Q _c

U

A

LMTD

以下將就上式各參數進行分析討論如後：

(1) 總熱傳係數 U

由熱傳遞方式知，冷凝器冷卻管熱傳，包括管內與管外流體對流 熱傳與管壁之傳導熱傳，以下將依序推導與計算總熱傳係數U：

A. 冷卻管之傳導熱阻

如圖 2-14 所示。冷卻管一般為圓柱型管路，根據熱傳公式 知，圓柱體之傳導熱阻為：

c i o

t kL

r r R

π

ln ⎟⎟⎠

⎜⎜ ⎞

⎝

⎛

=

（2-29）

B. 冷卻管之對流熱阻

根據熱傳公式，圓柱體對流熱阻為：

c c

t h A

R

=

（2-30）

C. 冷卻管之全部熱阻

冷卻管全部熱阻應包括含冷卻管內部對流熱阻、冷卻管傳 導熱阻與冷卻管外部對流熱阻三項總和，該關係可表示如圖 2-15 所示，故冷卻管之全部熱阻可寫為：

0 0

1 2

1 ln

A h kL

r r

A R h

c i o

i i

t

⎜⎜ ⎞

⎝

⎛ +

∑

_π

D. 冷卻管之總熱傳係數

由熱傳之基本定義：

q

U

A

T

U RA

= ，推導總熱傳係數可得：

=

∑

=

RA R A U

t

1

1 （2-32）

(2) 對數平均溫度（Log Mean Temperature Difference，LMTD）

冷媒與冷却水在冷凝器的冷却過程中其溫度變化關係，並非 呈ㄧ直線變化，如圖 2-16 所示。圖（a）與圖（b）分別表示對 向流與平行流的溫度變化關係曲線。

由該圖可知，任何一點處之溫度變化均不同，故冷媒與冷却