多U型地埋管熱交換器應用於地源熱泵系統之分析

(1)

國立臺灣大學工學院機械工程學研究所碩士論文

Department of Mechanical Engineering College of Engineering

National Taiwan University Master Thesis

多U型地埋管熱交換器應用於地源熱泵系統之分析 Analysis of Multi-U type Borehole Heat Exchangers

for Ground Source Heat Pump System

黎錦鵬 Kam-Pang Lai

指導教授﹕陳希立博士 Advisor: Sih-Li Chen, Ph.D.

中華民國 108 年 7 月

July, 2019

(2)

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誌謝

首先感謝陳希立老師對我的指導，在大學時已聽聞陳希立老師在冷凍空調的領域擁有非常豐富的經驗，在報考研究所時便想進入本實驗室，所以非常高興能夠成為陳希立老師的研究生，在碩士班的兩年間，老師在論文的方向上給了我們很大的自由度，讓我們能夠充分發揮自己的想法，而當我們偶上困難時也能給予非常有用的想法與建議，並提出研究上的問題，而研究期間進行的報告和討論所帶來的經驗，亦能為張來工作上做好相當的準備，在此對老師最高的敬意和謝意。另外承蒙口試委員江沅晉老師、李文興老師、蔡協澄老師和陳輝俊理事長提出許多寶貴的意見，使本篇論文的內容更加完整。

而在學期間，非常感謝博士班的學長們: 千曄、禮豪、俊德、璟沂、柏皓。感謝你們這段時間的指導，其中特別感謝俊德和璟沂學長在研究過程中給予非常大的幫助，協助我們完成實驗，並時常關心我們的實驗進度，幫助我們解決研究上遇到的難題。同時亦感謝同屆的碩士班同學們:家豪、傳中、律寬、聖揚、雪芬、嚴少、以勒，這兩年在課堂或研究上的問題也給予我很大的協助，並在你們的陪伴下使我這個澳門的僑生感到溫暖，讓我能夠堅持完成論文。另外實驗室的學弟們：謀勇、川江、姜泯、韋龍、珩晉、昇益、子寧、皓元、孟恩、加丹，感謝你們的協助實驗室的大小事，讓我們能夠集中完成論文。

最後要感謝我的家人，感謝父母答應讓我這兩年繼續求學這個任性的決定，同時也感謝兩位姐姐讓我能夠沒有後顧之憂下完成學業。多得所有人的支持和陪伴，

我才能完成碩士學位，真的非常感謝你們。

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摘要

國立臺灣大學機械工程學系碩士論文

論文題目: 多 U 型地埋管熱交換器應用於地源熱泵系統之分析指導教授: 陳希立博士

作者: 黎錦鵬

中華民國一百零八年七月

地源熱泵系統是透過淺層溫能作為冷源或熱源，滿足室內冷負荷或熱負荷之需求，所以熱泵與淺層溫能進行熱交換之方式會大大影響地源熱泵系統之性能。本研究開發出一個以水作為回填材料之多 U 型地埋管熱交換器來利用淺層溫能，其與殼管式熱交換器運作模式相似，透過殼側抽取地下水進行強制對流來提升熱交換效果。本研究將此多 U 型地埋管熱交換器結合一淺層溫能雙效熱泵，並對此系統進行研究與分析。

本研究首先對多 U 型地埋管熱交換器之性能進行分析，分別以管側流量、殼側抽水量、熱交換器底部與補水孔底部距離作為參數進行實驗。實驗結果顯示，當管側流量為 92LPM、殼側抽水量為 73LPM、熱交換器底部與補水孔底部距離為 1.6m 時有最佳之熱傳性能。以此參數之多 U 型地埋管熱交換器應用於淺層溫能雙效熱泵，在制冷模式時，此系統之制冷性能係數(COP)為 5.64，比一般冰水主機使用冷卻水塔進行散熱之性能高出約 18%，在制熱模式時，此系統之平均制熱性能係數(COP)為 4.99，比一般水對水熱泵熱水器之性能高出約 38%，說明使用多 U 型地埋管熱交換器來利用淺層溫能時可提供穩定散熱源和取熱源，並有效提高熱泵主機之性能。

關鍵字：

淺層溫能、地下水、殼管式熱交換器、多U 型地埋管熱交換器、地源熱泵

(5)

Abstract

Analysis of Multi-U type Borehole Heat Exchangers for Ground Source Heat Pump System

By Kam-Pang Lai

Master Degree of Engineering, Department of Mechanical Engineering National Taiwan University

July 2018 Adviser : Sih-Li Chen, Ph.D.

Ground Source Heat Pump(GSHP) System used Shallow Geothermal Energy to cool down or heat up of buildings, so the heat exchanging between Heat Pump and Shallow Geothermal Energy is important to GSHP’s performance. Here, a multi-U type borehole heat exchanger which uses groundwater as backfilled material and has similar operation mode to the shell-and-tube heat exchanger was designed. This heat exchanger has forced convection of groundwater through shell side to enhances heat exchanging. This study analyze the performance of GSHP combined with multi-U type borehole heat exchanger.

This study analyzes the performance of multi-U type borehole heat exchanger with different parameters which included the water flow inside tube, ground water pumping capacity and the distance between the bottom of heat exchanger and the ground water well. The results showed that 92LPM, 73LPM and 1.6m of the water flow inside tube, ground water pumping capacity and the distance between the bottom of heat exchanger and the ground water well respectively are the best parameters for our system. At the best of our system, it showed the cooling coefficient of performance(COP) of GSHP cooling mode is 5.64 and a better cooling performance with 18% higher than conventional water chilling packages, the average heating coefficient of performance(COP) of GSHP heating mode is 4.99 and a better heating performance with 38% higher than conventional heat pump water heaters.This study showed using multi-U type borehole heat exchanger can provide a stable cooling and heating way of GSHP systems, and it can improve Heat Pump’s performance.

Keywords: Shallow geothermal energy, groundwater, Ground Source Heat Pump, Shell-Tube Heat Exchanger, Multi-U type Borehole Heat Exchanger

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圖目錄

圖 1-1 GDP、CO2 排放量和能源需求隨年增長關係[1] ... 1

圖 1-2 世界能源來源統計[2] ... 1

圖 1-3 民國 102 年台灣用電大戶電能消費分布[3] ... 2

圖 1-4 土壤溫度隨深度變化曲線圖[4] ... 3

圖 1-5 大阪、柏林、溫伯尼地表下溫度分佈[5] ... 4

圖 1-6 直接使用地下水冷卻示意圖[7] ... 5

圖 1-7 保得利大廈地下水冷卻系統示意圖[8] ... 6

圖 1-8 土壤/空氣熱交換器示意圖[9] ... 6

圖 1-9 地源式熱泵系統示意圖[11] ... 7

圖 1-10 開放式地表水源熱泵系統示意圖[13] ... 8

圖 1-11 封閉式地表水源熱泵系統示意圖[14] ... 9

圖 1-12 地下水源熱泵系統示意圖[15] ... 9

圖 1-13 結合太陽熱能地源熱泵系統示意圖[16] ... 10

圖 1-14 不同工況下空氣源熱泵之性能[16] ... 10

圖 1-15 土壤源熱泵系統示意圖[12] ... 11

圖 1-16 土壤源式熱泵系統[17] ... 12

圖 1-17 循環水、地埋管熱交換器、外氣溫度之比較[17] ... 13

圖 1-18 水平式地埋熱交換器示意圖[11] ... 14

圖 1-19 垂直式地埋管示意圖[18] ... 14

圖 1-20 單 U 型與雙 U 型地埋熱管示意圖[19] ... 14

圖 1-21 單套式與複合式地埋熱管示意圖[19] ... 15

圖 1-22 螺旋地埋管示意圖[19] ... 15

圖 1-23 Heiko T. Liebel 等人實驗示意圖[20] ... 16

圖 1-24 強制對流與沒有強制對流所需鑽孔深度之對比[20] ... 16

圖 1-25 宜蘭實驗埸 2017.05-2018.05 地下水水溫 ... 17

圖 1-26 熱泵制冷模式示意圖 ... 18

圖 1-27 熱泵制熱模式示意圖 ... 19

(9)

圖3- 1 系統示意圖………..………. 29

圖3- 2 制冷模式迴路示意圖 ... 30

圖3- 3 制熱模式迴路示意圖 ... 31

圖3- 4 多 U 型地埋管熱交換器原理示意圖 ... 32

圖3- 5 地埋管熱交換器架套管設過程... 33

圖3- 6 多 U 型熱交換器 ... 33

圖3- 7 淺層溫能雙效熱泵 ... 34

圖3- 8 熱水循環泵(HW-P) ... 35

圖3- 9 冰水循環泵(CHW-P) ... 35

圖3- 10 淺層溫能循環水泵(SEC-P) ... 35

圖3- 11 地下水抽水泵(GW-P) ... 35

圖3- 12 熱電偶安裝位置示意圖 ... 36

圖3- 13 資料擷取器 ... 37

圖3- 14 電力分析儀 ... 37

圖3- 15 熱水迴路流量計 ... 37

圖3- 16 淺層溫能循環迴路流量計 ... 37

圖3- 17 冰水迴路、 ... 37

圖3- 18 熱交換器底部與補水孔距離示意圖 ... 39

圖4- 1 管側流量變化實驗溫度變化………...42

圖 4- 2 管側流量變化實驗熱傳量變化... 43

圖4- 3 各管側流量下之 UAF 和 UA 值 ... 45

圖4- 4 抽水側流量變化實驗溫度變化... 46

圖4- 5 抽水側流量變化實驗熱傳量變化 ... 47

圖4- 6 各抽水側流量下之 UAF 和 UA 值 ... 48

圖4- 7 抽水量 30LPM 時高度變化實驗溫度變化 ... 49

圖4- 10 抽水量 30LPM 時高度變化實驗熱傳量變化 ... 51

(10)

圖4- 12 抽水量 73LPM 時高度變化實驗熱傳量變化 ... 52

圖4- 13 抽水量 30LPM 時高度變化實驗之 UAF 值、UA 值 ... 53

圖4- 16 不同高度下熱交換器之對流示意圖 ... 55

圖4- 17 制冷實驗過程各點溫度 ... 56

圖4- 18 制冷實驗中制冷量、散熱量、耗電量、抽水側熱量之變化 ... 57

圖4- 19 模仿冷卻水塔實驗過程各點溫度 ... 59

圖4- 20 模仿冷卻水塔實驗中制冷量、散熱量、耗電量之變化 ... 60

圖4-21 制熱實驗過程各點溫度………61

圖4-22 制熱實驗中制熱量、取熱量、耗電量之變化………62

圖4-23 制熱實驗中制熱 COP、取熱 COP 之變化………...…….63

(11)

表目錄

表 1-1 台灣各區地下 10~100 公尺深度平均地溫和外氣平均溫度比較[6] ... 5

表 1-2 土壤源式熱泵與氣源式熱泵比較[17] ... 12

表3- 1 多 U 型地埋管熱交換器之相關規格………... 34

表3- 2 淺層溫能雙效熱泵規格 ... 34

表3- 3 水泵規格表 ... 35

表3- 4 熱電偶裝設位置 ... 36

表3- 5 流量計規格 ... 37

表3- 6LBC-5 規格 ... 40

表4- 1 管側、殼側工作流體熱力性質……….43

表4- 2 各管側流量下之 LMTD、P、R、F 值 ... 45

表4- 3 各抽水側流量下之 LMTD、P、R、F 值 ... 47

表 4-4 熱交換器各熱阻之大小………48

表4- 5 抽水量 30LPM 時各高度下之 LMTD、P、R、F 值 ... 52

表4- 8 制冷實驗下各點穩態時之平均溫度 ... 57

表4- 9 冰水側工作流體熱力性質 ... 57

表4- 10 制冷實驗中制冷量、散熱量、耗電量、抽水側熱量穩態時之平均值 .. 58

表4- 11 制冷實驗中 LMTD、P、R、F、UAF、UA 值 ... 58

表4-12 38 對之多 U 型地埋管熱交換器搭配 VRF 實驗數據………58

表4- 13 模擬冷卻水塔實驗下各點穩態時之平均溫度 ... 59

表4- 14 模擬冷卻水塔實驗中制冷量、散熱量、耗電量穩態時之平均值 ... 60

表4-15 不同熱源產生熱水之熱值比較………...63

(12)

符號說明

符號說明單位

A 熱交換器熱交換總面積 [𝑚²]

𝐴_𝑖 傳熱管內側熱交換面積 [𝑚²]

𝐴_𝑜 傳熱管外側熱交換面積 [𝑚²]

𝐴_𝑠 殼側等效流道面積 [𝑚²]

𝐴_𝑡 管側流道面積 [𝑚²]

𝑐_𝑝 流體比熱 [kJ/(kg ⋅ K)]

𝐶^′ 兩傳熱管之外間距 [m]

𝐶_𝑝𝑐 冷水端流體比熱 [kJ/(kg ⋅ K)]

𝐶_𝑝ℎ 熱水端流體比熱 [kJ/(kg ⋅ K)]

𝐶𝑂𝑃_𝐻 制熱性能係數 [−]

𝐶𝑂𝑃_𝐿 制冷性能係數 [−]

𝐷_𝑖 殼側內徑 [m]

𝐷_𝑒 殼側水力直徑 [m]

𝑑_𝑖 傳熱管口內徑 [m]

𝑑_𝑜 傳熱管口外徑 [m]

F 溫差校正因子 [−]

𝐺_𝑠 殼側最小流道面積下的質量通率 [kg/(𝑚²⋅ 𝑠)]

h 熱交換器底部與補水孔底部距離 [m]

ℎ_𝑖 管側流體熱對流係數 [W/(𝑚²⋅ K)]

ℎ_𝑜 殼側流體熱對流係數 [W/(𝑚²⋅ K)]

ℎ_𝑥 冷媒焓值 [kJ/(kg)]

k 熱傳導係數 [W/(m ⋅ K)]

𝑘_𝑐 傳熱管壁熱傳導係數 [W/(m ⋅ K)]

𝑘_𝑝𝑚 紅銅的熱傳導係數 [W/(m ⋅ K)]

L 傳熱管長 [m]

𝑀̇ 殼側流體質量流率 [kg/s]

(13)

𝑚̇_𝑟 冷媒質量流率 [kg/s]

N 傳熱管數量 [−]

𝑁𝑢_𝑡 管側流體之Nusslet number [−]

𝑁𝑢_𝑠 殼側流體之Nusslet number [−]

P 溫度有效度 [−]

𝑃_𝑡 兩傳熱管之中心間距 [m]

Pr Prandtl number [−]

𝑃𝑟_𝑡 管側流體之Prandtl number [−]

𝑃𝑟_𝑠 殼側流體之Prandtl number [−]

𝑄 水流量 [𝑚³/min]

𝑄̇ 熱交換率 [W]

𝑄_𝐻̇ 冷卻水供應熱量 [W]

𝑄_𝐿̇ 殼側抽水散熱量 [W]

R 熱容比率 [−]

𝑅𝑒_𝑡 管側流體之Reynold number [−]

𝑅𝑒_𝑠 殼側流體之Reynold number [−]

𝑅_𝑖 管側流體對流熱阻 [K/W]

𝑅_𝑐 傳熱管壁熱阻 [K/W]

𝑅_𝑜 殼側流體對流熱阻 [K/W]

𝑅_𝑡𝑜𝑡 總熱阻 [K/W]

𝑇_𝑠 土壤溫度 [℃]

𝑇_ℎ𝑖 冷卻水入水溫度 [℃]

𝑇_ℎ𝑜 冷卻水回水溫度 [℃]

𝑇_{𝐶𝐻𝑊𝑖𝑛} 冰水側板熱入口溫度 [℃]

𝑇_{𝐶𝐻𝑊𝑜𝑢𝑡} 冰水側板熱出口溫度 [℃]

𝑇_{𝐺𝑊𝑖𝑛} 抽水側入口溫度 [℃]

𝑇_{𝐺𝑊𝑜𝑢𝑡} 抽水側出口溫度 [℃]

𝑇_{𝐻𝑊𝑖𝑛} 熱水側板熱入口溫度 [℃]

(14)

𝑇_{𝐻𝑋𝑖𝑛} 管側入口溫度 [℃]

𝑇_{𝐻𝑋𝑜𝑢𝑡} 管側出口溫度 [℃]

𝑇_{𝑆𝐸𝑖𝑛} 淺層溫能側板熱入口溫度 [℃]

𝑇_{𝑆𝐸𝑜𝑢𝑡} 淺層溫能側板熱出口溫度 [℃]

∆𝑇_𝑚 平均溫差 [℃]

∆𝑇_𝑙𝑚 對數平均溫差 [℃]

∆𝑇 殼側流體與管壁溫差 [℃]

U 總熱傳係數 [W/𝑚²⋅ 𝐾]

V_𝑚 流體平均流速 [m/s]

𝑊_𝑖𝑛 壓縮機之輸入功 [kW]

(15)

希臘字母說明單位

𝜌 流體密度 [kg/𝑚³]

𝜇 流體黏滯係數 [kg/m ⋅ s]

𝜐 流體運動黏度 [𝑚²/s]

下標說明

c 冷側性質

h 熱側性質

i 傳熱管內側性質

in 入口性質

lm 對數平均性質

m 平均性質

o 傳熱管外側性質

out 出口性質

s 殼側性質

t 管側性質

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第一章緒論

1.1 前言

自從十八世紀第一次工業革開始，發展出大規模生產的經濟模式，改變人類的活動方式。而在第二次世界大戰後，全球人口急劇上升，隨著人口的上升和人類生活模式的改變，人們對能源的需求量大大上升，因為能源是人類活動的生命線，無論在工業、經濟和社會上各個領域上都扮演著重要的角色，影響著一個國家的發展。

到目前為止，主要的能源都是來自石油、煤炭、天然氣等化石燃料，將化石燃料轉化成能源使用時會伴隨溫室氣體和有毒氣體之產生，使地球的溫室效應與空氣汙染日益嚴重。所以各國開始了解節能減碳的重要性，並開始找尋各種可取代化石燃料的再生能源和節約能源的方法，尋找永續性的能源使用方法。台灣的主要能源來是靠進口化石燃料產生的，所以對現時的能源政策作出改善以更加充分利用資源，

可以減少對環境造成的影響，更能減少資源的浪費，對經濟產生有利的影響。

圖 1-1 GDP、CO2 排放量和能源需求隨年增長關係[1]

圖 1-2 世界能源來源統計[2]

(17)

在能源的消耗中，由建築物的能源消耗佔一大部分，而當中以住宅建築和商用建築的佔比為最大，日常建築的耗能包括空調、照明、電力裝置等等。台灣處於亞熱帶氣候地區，夏季高溫而且潮濕，自然對空調的需求也非常之大，而隨著經濟發展，越來越多的住宅、商場、辦公大樓等建築物相繼建成，空調系統之用電量會隨之不停上升。根據經濟部能源局在民國102 年所公告的統計資料顯示(圖 1-3)[3]，

在用電量超過800kW 的用電大戶中，空調系統的用電量佔比為最大，約平均佔用電量的 40%。所以若能在空調系統上做出有效的節能效果，使能大大減少對能源上的需求，並減少溫室效應和空氣汙染對環境的影響。

圖 1-3 民國 102 年台灣用電大戶電能消費分布[3]

(18)

在近半世紀以來，人們開始注意到在淺層地表(約地表下3到100公尺之間)區域蘊藏著可恢復性的低溫再生能源-淺層溫能(Shallow Geothermal Energy)，在此區域中，土壤溫度受到熱輻射和外氣溫度變化的影響較少，所以土壤溫度可以全年維持在穩定的範圍內[4]，由圖1-4可以看出，隨著深度越來越深，溫度越來越趨近一定值，這種溫度穩定不變之特性可以作為相當好的熱庫(heat reservoir)。對比於在地表下數千至數萬公尺以上的深層地熱，淺層溫能維持之溫度未能像深層地熱之溫度可用於發電機使用，但淺層溫能之開發成本比深層地熱的初設成本相對便宜許多，所以將淺層溫能和空調系統結合，將會有效降低空調系統的耗能，帶出非常可觀之節能效果。在北歐、美國、中國等高緯度國家已積極開發相關技術，使用不同方式來利用淺層溫能。目前台灣關於淺層溫能利用之研究才剛開始起步，所以淺層溫能還存在著非常大的發展空間。

圖 1-4 土壤溫度隨深度變化曲線圖[4]

(19)

1.2 文獻回顧

1.2.1 淺層溫能

在位於地表下 3 公尺到 100 間的區域終年維持在一定的範圍內，某些地區更是儲存著豐富的地下水資源，此特性為我們提供了強大的可再生能源。在不同地區淺層地表的溫度會不一樣，但都大多終年維持在一穩定的範圍內。

學者 Bayer 等人[5]對城市中淺層溫能的潛力進行分析，並對日本大阪、德國柏林、加拿大溫伯尼的鑽井中進行溫度分佈的分析，如圖 1-5 所示，在深度約 10 至 100 公尺的區間，三座城市的溫度分佈變化都很小，相對於緯度較高的柏林和溫伯尼，大阪的鑽井平均溫度比另外兩座城市高，可以看出緯度越高，地表下溫和會越低。

廖慧燕[6]等人根據台灣糖業公司台南區處之報告(2005)中數百口井的資料，

整理出台灣各區地下 10~100 公尺深度地溫，以及根據中央氣象局 1981~2010 之間的氣象數據，把各區之淺層地溫和外氣溫度作比較，如表 1-1 所示，可以看出在 10~100 公尺深度地溫平均值比 5~9 月的外氣平均溫度低，所以以淺層溫能作為冷源是非常合適的，而表 1-1 亦顯示出在高雄等南部地區的平均地溫比較高，在宜蘭、台北等北部地區平均地溫比較低。

(20)

表 1-1 台灣各區地下 10~100 公尺深度平均地溫和外氣平均溫度比較[6]

區域高雄屏東宜蘭新苗桃園台北嘉南 10〜100 公尺深度

地溫平均值(℃)

26.76 25.89 23.83 24.39 23.59 23.91 26.14

10〜100 公尺樣本溫度標準差

0.52 0.91 1.61 0.86 0.69 0.85 0.51 外氣全年平均乾球

溫度(℃)

25.1 25.1 22.5 22.6 22.8 23.0 23.7 外氣 5〜9 月平均乾

球溫度(℃)

28.4 27.8 26.9 27.4 27.6 27.8 28.0

1.2.1.1 淺層溫能之使用

由上述地溫的資料中可以看出，地區之緯度越高，所處的淺層地溫溫度越低，

而在緯度越低之地區淺層地溫溫度越高，這亦做成不同地區對淺層溫能的使用方式不同。

1.2.1.2 直接使用

Ampofo 等人[7]整理了倫敦使用地下水冷卻系統之建築的資料，發現抽取出來的地下水水溫大約在 12~14℃之間，可與空氣盤管的循環流體作熱交換來滿足冷需求的目的，如圖 1-6 所示，首先把地下水從「冷井」中取出，地下水經過熱交換器中，與循環水進行熱交換，避免因地下水的水質問題使空氣盤管等設備做成損壞，

熱交換後的地下水排入與「冷井」相距一定距離的「熱井」中。在倫敦的保得利大廈[8]就是使用這種系統來提供大廈的冷需求，如圖 1-7 所示。

圖 1-6 直接使用地下水冷卻示意圖[7]

(21)

圖 1-7 保得利大廈地下水冷卻系統示意圖[8]

此系統從兩個 150m 深的鑽井中以單井 22LPM 的流量抽取約 14℃的地下水進緩衝水桶，然後根據冷負荷把地下水打進平板式熱交換器與循環水進行熱交換，而循環水再與把溫度 30℃之外氣進行冷卻，以供室內使用。

除了透過地下水來使用淺層溫能外，還可以通過土壤/空氣熱交換器[9]

來使用淺層溫能，此熱交換器是直接把風管放置在地底下，如圖 1-8 所示，透過熱傳導的方法來與土壤進行熱交換，從而使供風達到室內使用之溫度。

圖 1-8 土壤/空氣熱交換器示意圖[9]

(22)

1.2.2 間接使用-地源熱泵

就如前面所述，地區之緯度越高，所處的地表下溫度越低，而高緯度地區對熱需求較大，而緯度越低之地區地表下溫度越高，但在低緯度之地區對冷需求較大，

而這就產生出間接使用淺層溫能的方式，就是通過蒸汽壓縮循環，把淺層溫能作為冷/熱源，將淺層溫能從淺層地表移轉至使用端，把不滿足直接使用之淺層溫能轉化成可供室內直接使用的方式。而這種使用淺層溫能的系統為地源熱泵系統。地源熱泵系統透過流體迴路與主機蒸發器或冷凝器相連接：取熱時，迴路中工作流體先流經地埋熱交換器吸取高溫土地熱量，再經由主機傳至使用端；散熱時，主機蒸發器先吸取使用端的熱，最後再透過地埋熱交換器將熱排放至淺層地表，工作流程如圖 1-9[11]所示，藍色箭頭為取熱時方向，紅色箭頭為散熱時方向。

1.2.2.1 地源熱泵

地源熱泵的概念最早於 1912 年由瑞士的專家 Zoelly[10]提出，Zoelly 提出將淺層土壤能量作爲低溫熱能應用於空調系統，他並為此申請了專利。這就是現在淺層溫能利用的原型，即淺層土壤溫能。由於該年代一次能源充足及能源價格低，

Zoelly 的概念并未受到關注。直至 20 世紀 70 年代，能源危機的出現及環境破壞的問題日益嚴重，淺層溫能的概念再次受到關注，並在瑞士、荷蘭、瑞典廣泛推廣起來。如今此項技術也日益成熟，地源熱泵在美國、中北歐洲、中國、日本等高緯度地區占有一定性的市場。

圖 1-9 地源式熱泵系統示意圖[11]

(23)

1.2.2.2 地源熱泵之類型

地源熱泵系統根據使用淺層溫能的方式不同分為不同的系統，美國冷凍空調工程師學會(ASHRAE)[12]把地源熱泵(GSHP,Ground Source Heat Pumps)分為地表水源熱泵系統 (SWHP,Surface-Water Heat Pumps) 、地下水源熱泵系統 (GWHP,Ground-Water Heat Pumps)、土壤源熱泵系統(GCHP, Ground Coupled Heat Pumps)。

地表水源熱泵系統(SWHP,Surface-Water heat pumps)

地表水源熱泵系統是以河流、湖泊、海水等表面水體作為一穩定熱源或冷源，

並透過熱泵系統向使用端提供熱負載或冷負載，由源溫度分層的關係，在溫暖地區的表面水體中下層水溫會比上層水溫低，可作為良好的散熱源，而在寒冷地區的表面水體中最下層水溫維持在 4℃，可作為良好的熱源，但相對表面的水溫容易受到外氣影響，較不穩定，但波動仍比外氣變化少。地表水源熱泵系統主要透過兩種方法來利用地表水能源，第一種(工作原理如圖 1-10 所示)是直接抽取地表水到熱泵機組或熱交換器進行熱交換，然後把地表水排回原水體，此系統的建設成本非常低，

容易建立，但由於水質等問題，容易對設備造成不良的影響，故維護成本較高。第二種(工作原理如圖 1-11 所示)是把循環水或防凍液經過放在表面水體中的熱換器來進行取熱或散熱，從而把地表水能源供給負載使用，此方向可避免了因水質不良所做成的影響，但相對建設成本較高，而且在表面水體中的熱換器可以受到未知的損害。

圖 1-10 開放式地表水源熱泵系統示意圖[13]

(24)

圖 1-11 封閉式地表水源熱泵系統示意圖[14]

地下水源熱泵系統(GWHP,Ground-Water Heat Pumps)

地下水源熱泵系統是把從水井中的地下水作為熱源或冷源，由於地下水多處於地底下的含水層中，相對表面水體，地下水的溫度有更好的穩定性，地下水源熱泵系統，工作原理如圖 1-12 所示，主要是通過水泵，把處於含水層中的地下水抽取到熱泵主機或是透過熱交換器來進行熱交換，進行完熱交換後的地下水會排到表面水體或注到另一水井中，使其回到含水層中。地下水源的初設成本比同樣需要鑽井的垂直土壤源熱泵系統便宜，所以從 90 年代起開始大量使用，但地下水源熱泵系統也與地表水源熱泵系統有同樣的問題，就是水質做成設備受影響，所以必須對地下水進行處理，而且對於某些缺乏地下水資源的地區難以使用，所以在某些地區未能廣泛使用。

圖 1-12 地下水源熱泵系統示意圖[15]

(25)

Zhen[16]等人在西藏地區的日喀則機場建立一結合太陽熱能的地源熱泵系統，

以供應給機場大樓及宿舍之室內暖氣使用，此系統工作原理如圖 1-13 所示，透過水泵把深層 11.6-12℃的地下水抽到熱泵之蒸發器進行取熱，取熱後之地下水溫度約 7-7.3℃，排回另一回灌井，使地下水回到含水層，而循環水在進入冷凝器吸熱前先由太能熱能預熱到溫度約 34.2-36.7℃，然後進入冷凝器吸熱，吸熱後溫度約 40.2-42.6℃，再供應給使用端，在此工況下熱泵之 COP 達到 4.66-5.2，平均約 4.97，對比在當地使用之空氣源熱泵系統的 COP 都在 3 以下，可見地下水源熱泵系統是一種非常高效率的節能系統。

圖 1-13 結合太陽熱能地源熱泵系統示意圖[16]

圖 1-14 不同工況下空氣源熱泵之性能[16]

(26)

土壤源熱泵系統(GCHP, Ground Coupled Heat Pumps)

土壤源熱泵系統的工作原理如圖 1-15 所示，把土壤作為冷源或熱源，透過把循環水或防凍液進入地埋熱交換器(Ground Heat Exchanger)與土壤進行取熱或散熱，

然後再進入熱泵系統進行熱交換，由於循環水或防凍液在取熱或散熱的過程中沒有與土壤直接接觸，所以此系又稱為封閉系統(Closed-loop heat pump)，所以沒有因為水質問題而對設備做成影響，對比地下水源熱泵系統有較低的設備維護成本，而且對沒有地下水資源或地表水資源的地區也可以使用，所以土壤源熱泵系統得到廣泛的推廣與研究。

圖 1-15 土壤源熱泵系統示意圖[12]

(27)

學者 Hwang 等人[17]曾於韓國釜山市一學校大樓中同時架設土壤源熱泵系統 (GCHP)與空氣源式熱泵(ASHP)系統並進行測試，此土壤源熱泵系統透過 24 個深度為 150m 的單 U 型垂直式地埋管熱交換器把室內之熱量帶到土壤中散熱，結果如表 1-2 所示。由於土壤源熱泵系統循環水之入水溫度為 22℃，如圖 1-16 所示，

而外氣溫度為 29-35℃，兩者相差接近 10℃，所以土壤源熱泵系統之冷凝端有更低的冷凝溫度，減少壓縮機之耗功，但觀看整個系統，不論是包含壓縮機、循環水泵以及風扇功率的系統 COP，還是僅包含壓縮機耗功的主機 COP，地源式熱泵皆優於氣源式熱泵，可見地源式熱泵在效能上比起目前常見的氣源式熱泵有著絕對的優勢。

表 1-2 土壤源式熱泵與氣源式熱泵比較[17]

圖 1-16 土壤源式熱泵系統[17]

(28)

圖 1-17 循環水、地埋管熱交換器、外氣溫度之比較[17]

1.2.3 地埋熱交換器 (Ground Heat Exchanger)

由於土壤源熱泵系統主要透過地埋熱交換器與土壤進行熱交換，所以地埋熱交換器之性能會大大影響土壤源熱泵系統的效率。

Aresti 等人[19]整理並回顧了 GHE 系統的設計相關文獻，地埋熱交換器主要分為水平式和垂直式地埋熱交換器，而重直式地埋熱交換器又分為 U 型管、雙 U 型管、套管式、螺旋管、能量樁等類型。

水平式地埋熱交換器

水平式地埋熱交換器通常把熱交換器埋在約 1-5 米深的土壤之中，由於土壤深度較淺，施工比較簡單。所以開發成本比非常低，但是所需土地面積非常大，不式合用於土地需求量大之地區，由於熱交換器之位置相當接觸地表，所以容易受到外氣之影響。

垂直式地埋熱交換器

常見的垂直式地埋熱交換器為單 U 型地埋熱交換器(如圖 1-18 所示)，其設計為在地表鑽一垂直深孔，並於孔內置入 U 型管後再用細砂、水泥、膨潤土等回填物回填 U 型管與鑽孔間的空隙。在垂直 U 型管地埋熱交換器的操作上，以散熱為例，管內流體先流經熱泵冷凝器吸收熱量，再流經低溫土壤排熱，最後得到較低溫的出口流體後再流回冷凝器，如此不斷重複循環，持續對土壤散熱。垂直式地埋熱

(29)

交換器雖然開發成本比水平式的高很多，但佔地面積非常少，式合土地擁擠的地區，

而且較深之地表不受外氣影響，有更高的性能。而垂直式地埋熱交換器之形狀除了常見的單 U 型外，還有圖 1-20、1-21、1-22 所示的雙 U 型、單套管式、複合套管式、螺旋管等形狀。

圖 1-18 水平式地埋熱交換器示意圖[11]

圖 1-19 垂直式地埋管示意圖[18] 圖 1-20 單 U 型與雙 U 型地埋熱管示意圖[19]

(30)

圖 1-21 單套式與複合式地埋熱管示意圖[19] 圖 1-22 螺旋地埋管示意圖[19]

能量樁(Energy pile systems)

垂直式地埋熱交換器除了在地表鑽一垂直深孔外，在新建建築物時，還可以熱交換器安裝在建築物的基礎中，減少鑽孔和回填材料之成本。

垂直 U 型管地埋熱交換器的鑽孔中的回墳材料除了可用固態材料進行回填外，

亦可使用水等液態材料回填，並對液態回填物進行強制對流，提高地埋管熱交換效率，而不會發生使用固態材料回填時會產生的熱回流現象。學者 Liebel 等人[20]利用沉水泵對一回填水的 U 型地埋管進行強制對流實驗，實驗設置如圖 1-23 所示。

結果顯示，使用水泵強制對流回填水可有效地提高地埋熱交換器性能，在同樣的熱量下可較不使用水泵時有較淺的鑽孔深度，進而節省初設成本。

(31)

圖 1-23 Liebel 等人實驗示意圖[20]

圖 1-24 強制對流與沒有強制對流所需鑽孔深度之對比[20]

(32)

1.3 研究動機與目的

本研究室已於宜蘭縣建立一淺層溫能相關之實驗場地，並對水井中之水溫作長期觀察，由圖 1-25 可以看出全年地下水溫約為 20℃-23℃之間，所以此實驗場地可以提供穩定的淺層溫能。

一般大型空調系統普遍使用冷卻水塔來排除系統中的熱量，但冷卻水塔的散熱性能取決於外氣的溫濕度，台灣高溫高濕的夏季環境將使冷卻水塔的散熱性能低落，造成壓縮機不小的負擔，除此之外，冷卻水塔運轉時還會產生擾人的噪音與振動，水塔中的水更會成為孳生病菌的溫床，助長退伍軍人症的傳播，而冷卻水塔主要是靠冷卻水的蒸發來冷卻，所以會做成水資源的浪費，存在著諸多缺點。而且當冷卻水水溫下降時能有效提升主機的效率。若能有效利用恆定低溫的淺層地表做為空調散熱源，預期將能顯著地改善空調主機性能，達到節能減碳的目的。

在傳統的應用中若要同時進行製冷和供熱，必須結合二種不同之系統，如冰水主機及電熱水器。即使是雙效熱泵在熱負載和冷負載不平行時也需要配合冷卻水塔使用，而且傳統氣源熱泵在冬季供熱的操作模式下會有結霜甚至無法啓動的問題。地源熱泵利用不受季節外氣干擾的淺層溫能，高效率的進行製冷和供熱，一組系統即可取代現有製冷和供熱設備，同時使用之能源爲綠色可再生，對環境保護。

圖 1-25 宜蘭實驗埸 2017.05-2018.05 地下水水溫

0 5 10 15 20 25

溫度(℃)

日期

(33)

本研究目的為建立一個搭配多 U 型地埋管熱交換器之地源熱泵系統，此多 U 型地埋管鑽孔熱交換器並安裝於位在宜蘭的實驗場地，將其埋入地表下深約 10 公尺的地下水井中。熱交換器底部多處有開孔，頂端進行抽水讓地下水滲入殼內與傳熱管進行熱交換。以封閉循環方式組成的系統來利用淺層溫能提供冷熱的需求，同時取代空調及熱水系統。

本研究建立之地源熱泵系統有兩種運行模式，分別為供冷模式及供熱模式。當熱泵在運行制冷模式時，冰水循環側的冰水泵令水流經熱泵之蒸發器，使之溫度下降。而淺層溫能循環水泵令水流經熱泵的淺層溫能側的熱交換器，此時作為冷凝器，

然後淺層溫能循環水會進入多 U 型地埋管熱交換器進行散熱。圖 1-26 為熱泵進行制冷模式時的示意圖。當熱泵在運行制熱模式時，熱水循環側的熱水泵令水流經熱泵熱水側冷凝器，水流經冷凝器時吸收熱量，使之溫度上升。而淺層溫能循環水泵令水流經熱泵的淺層溫能側的板式熱交換器，此時作為蒸發器，水流經蒸發側時放出熱量，然後淺層溫能循環水會進入多 U 型地埋管熱交換器進行取熱。圖 1-27 為熱泵進行制熱模式時的示意圖。

圖 1-26 熱泵制冷模式示意圖

(34)

圖 1-27 熱泵制熱模式示意圖

本研究先探討多 U 型地埋熱交換器之性能分析，通過改變管側流量、抽水量及多 U 型地埋熱交換器的幾何參數等變數探討熱交換器之性能變化，以爲後續系統最佳化提供參考依據。並探討熱泵和多 U 型地埋管鑽孔熱交換器之間的結合，

分析熱泵搭配多 U 型地埋管鑽孔熱交換器之制冷及制熱模式之性能，並與搭配冷卻水塔之冰水主機和水對水熱泵進行比較。

(35)

第二章基礎理論

2.1 多U型地埋管熱交換器

本研究所使用用之多 U 型地埋管熱交換器，其內部流體工作模式及外形結構和殼管式熱交換器的運作極其相似，故後續章節將以殼管式熱交換器為參考基準，

進行多U 型地埋管熱交換器的性能分析。

2.1.1 殼管式熱交換器

殼管式熱交換器，是一種將多根熱傳管配置於一殼體中的熱交換器，並於殼體內加入擋板以增加效果，一種流體流經管子內部，另一種流體流過管子外部(通過殼體)，以達到兩種流體在不接觸的情況下進行熱交換，廣泛應用於化工製程、

石化工業以及冷凍空調。在外型上，其結構非常堅固，能夠承受高溫高壓，可在惡劣的環境中運作。

圖2- 1 U 型管殼管式熱交換器示意圖[21]

圖2- 2U 型管殼管式熱交換器[22]

(36)

𝑄̇ = 𝑈𝐴 ∗ ∆𝑇_𝑚 (2.1) 在式(2.1)中，𝑄̇為工作流體間的熱交換率(W)，∆𝑇_𝑚為平均溫差(K)，A 為工作流體的熱交換之總面積(𝑚²)，U 為總熱傳係數( ^𝑊

𝑚²⋅𝐾)，是判定熱交換器性能的重要指標。

對於殼管式熱交換器來說，兩側流體的工作模式通常為逆向流(counter- flow)，

計算熱交換器性能所需的平均溫差可以使用對數平均溫差 ∆𝑇_𝑙𝑚 (log mean temperature difference):

∆𝑇_𝑙𝑚 = ∆𝑇₁− ∆𝑇₂ ln⁡(∆𝑇₁

∆𝑇₂) (2.2)

∆𝑇₁ = 𝑡₁− 𝑇₂ (2.3)

∆𝑇₂ = 𝑡₂− 𝑇₁ (2.4)

圖2- 3 逆向流示意圖圖2- 4 逆向流兩側流體溫度分布

當熱交換器之兩工作流體的為其他流動模式，需要考慮一溫差校正因子F，對溫差進行修正，式(2.32)修正為:

𝑄̇ = 𝑈𝐴 ∗ ∆𝑇_𝑙𝑚∗ 𝐹 (2.5) 其中𝐹和溫度有效度P、熱容比率R以及流動型態有關，可表示為:

F = f(流動型態, P, R) (2.6) P = ∆𝑇_𝑐

∆𝑇_𝑚𝑎𝑥 =𝑇_𝑐,𝑜− 𝑇_𝑐,𝑖

𝑇_ℎ,𝑖− 𝑇_𝑐,𝑖 (2.7) R = 𝑚̇ 𝐶_𝑐 _𝑝𝑐

𝑚̇ 𝐶_ℎ _𝑝ℎ = 𝑇_ℎ,𝑖− 𝑇_ℎ,𝑜

𝑇_𝑐,𝑜− 𝑇_𝑐,𝑖 (2.8)

(37)

圖2- 5 管側兩回數，殼側一回數流動下，F、P與R的關係圖[22]

溫度有效度P是冷水端溫差和冷熱水端最大溫差的比值；熱容比率R是冷水端與熱水端熱容量的比值，𝑚̇代表的是質量流率(^𝑘𝑔

𝑠 )，𝐶_𝑝代表的是比熱( ^𝑘𝐽

𝑘𝑔⋅𝐾)，下標c、

h分別代表冷、熱流體，而下標i、o分別代表入口及出口，F可透過查表求得，介於 0~1 之間，對於流動形式為殼側單通與管側雙通的 F 圖表，如圖 2- 5 所示。

在式(2.1)中，U 為總熱傳係數，是代表熱交換器的總熱傳性能指標，而總熱傳係數U 和熱傳面積 A 之乘積也可以以熱阻之形式表示。

𝑅_𝑡𝑜𝑡= ¹

UA=𝑅_𝑖+𝑅_𝑐+𝑅_𝑜 (2.9) 在式(2.8)中，𝑅_𝑡𝑜𝑡、𝑅_𝑖、𝑅_𝑐、𝑅_𝑜分別為總熱阻、管側流體對流熱阻、管子傳導熱阻、殼側流體對流熱阻 (W/K)。

當中各熱阻如以下所示:

𝑅_𝑖 = 1 ℎ_𝑖𝐴_𝑖

(2.10)

(38)

𝑅_𝑐 = 𝑙𝑛𝑑_𝑜

𝑑_𝑖

2𝜋𝑘_𝑐𝐿 (2.11)

𝑅_𝑜= 1 ℎ_𝑜𝐴_𝑜

(2.12) 其中h_i、h_o分別為管內與管外的熱對流係數，A_i、A_o分別為管內與管外的熱交換面積，d_i及d_o分別為管內徑與管外徑，k_c為管壁的熱傳導係數，而L為傳熱管子的長度。

通常殼管式熱交換器中有多根熱傅管，可同樣用熱阻概念來估算殼管式熱交換器的熱阻值，將 N 根單管熱阻做並聯後的並聯熱阻值來估算。N 根單管熱阻的並聯熱阻值如下式所示：

1 ℎ_𝑖𝐴_𝑖 +

𝑙𝑛𝑑_𝑜 𝑑_𝑖

2𝜋𝑘_𝑐𝐿+ 1 ℎ_𝑜𝐴_𝑜 𝑁

(2.13)

而殼管式熱交換器的熱阻值亦可由熱交換器熱傳方程式(2.1)移項得到：

∆𝑇_𝑚 𝑄̇ = 1

𝑈𝐴 (2.14)

將上兩式做等號後倒數，即可得到熱交換器 UA 值的兩種估算方式。UA 值的兩種算法如下式所示：

𝑈𝐴 = 𝑄̇

∆𝑇_𝑚 = 𝑁 1

ℎ_𝑖𝐴_𝑖 + 𝑙𝑛𝑑_𝑜

𝑑_𝑖

2𝜋𝑘_𝑐𝐿+ 1 ℎ_𝑜𝐴_𝑜

(2.15)

知道兩側流體的熱傳率及平均溫差後，即可得到熱交換器 UA 值；或是給定熱交換器兩側流體熱對流係數和熱交換器幾何後，可得到熱交換器 UA 值。使用第二種方式求出UA 值時，需要知道管側與殼側熱對流係數h_i、h_o，熱對流係數通常使

(39)

用一些經驗公式來估算，以下列舉出一些常用的管側與殼側熱傳經驗公式。

2.1.2 管側熱傳方程式

在一般的操作情況下，殼管式熱交換器的管側大部分為紊流流動。在管內流為紊流時，可根據流體的Reynolds number(Re)(可由式 2.16 找出)和 Prandtl number(Pr) 去選擇式合的熱傳經驗公式。

Re =ρV_𝑚d μ = 𝑉𝑑

𝜐 = 𝑄𝑑

𝜐𝐴_𝑡 (2.16)

在(2.16)式中 V 為平均流速(^𝑚

𝑠)、d 為管內直徑(m)、𝜇為流體動力黏度(^N∙s 𝑚)、

𝜐為運動黏度(^𝑚

2

𝑠 )、𝜌為流體密度(^kg

m³)、Q 體積流量(^m

3

s )、𝐴_𝑡為橫截面積(

𝑚

²)。

Dittus-Boelter equation(𝐑𝐞 ≥ 𝟏𝟎^𝟒,0.7≤ 𝐏𝐫 ≤160,^𝑳

𝑫

≥

10)

𝑁𝑢 = ℎ_𝑖𝑑_𝑖

𝑘_𝑖 = 0.023𝑅𝑒_𝑡^0.8𝑃𝑟_𝑡^𝑛 (2.17) 式(2.17)為適合流體出入口溫差較小的經驗公式，當管內入出水溫度較大或非光滑管的時候，此經驗公式誤差會較大，當管內流體被加熱時n=0.4，管內流體被冷卻時n=0.3，而式中𝑘_𝑖為管側流體熱傅導係數( ^𝑊

𝑚∙𝐾)。

Gnielinski 方程式:(𝟐𝟑𝟎𝟎 < 𝑹_𝒆 < 𝟏𝟎^𝟓)

𝑁𝑢_𝑡 =ℎ_𝑖𝑑_𝑖 𝑘_𝑖 =

𝑓

2 (𝑅𝑒^𝑡− 1000)𝑃𝑟_𝑡 1.07 + 12.7√𝑓/2(𝑃𝑟_𝑡^2/3− 1)

(2.18) 𝑓 = (1.58𝑙𝑛𝑅𝑒_𝑡− 3.28)⁻² (2.19)

(40)

Gnielinski 方程式為一半的經驗方程式，是由熱傳與動量類比而來，再以實驗數據調整經驗常數，因此適用範圍以及精度都相當地高。

2.1.3 殼側熱傳方程式

在殼管式熱交換器的設計中，殼側主要使用 Kern method[23]，是由 Kern 在 1950 年提出。

Kern method(𝟐𝟑𝟎𝟎 < 𝑹_𝒆 < 𝟏𝟎^𝟓)

𝑁𝑢_𝑠 =ℎ_𝑜𝐷_𝑒

𝑘_𝑜 = 0.36𝑅𝑒_𝑠^0.55𝑃𝑟_𝑠^0.33(𝜇_𝑠 𝜇_𝑤)

0.14 (2.20)

以下為Kern method 中將會使用到的參數以及其定義：

𝑃𝑟_𝑠：殼側流體Pr 數、𝜇_𝑠：殼側流體黏滯係數

𝜇_𝑤：鄰近管壁之殼側流體黏滯係數、𝑘_𝑜:⁡ 殼側流體熱傳導係數( ^𝑊

𝑚∙𝐾) ℎ_𝑜:⁡ 殼側流體熱對流係數( ^𝑊

𝑚²∙𝐾)、⁡ 𝐺_𝑠 = 𝑀̇/𝐴_𝑠：殼側最小流道面積下的質量通率 𝑅𝑒_𝑠 = 𝐺_𝑠𝐷_𝑒/𝜇_𝑠：殼側流體Re 數，以 100 作為層流、紊流分界

𝐷_𝑒 = 4 × 流道面積/潤濕周界：殼側等效水力直徑

𝐷_𝑒 =4(𝑃_𝑡²−𝑑_𝑜² 4 ) π𝑑_𝑜

(方形管排列)

𝐷_𝑒 = 4(𝑃_𝑡

2 ∗ 𝑠𝑖𝑛60^°∗ 𝑃_𝑡−1 2 ∗

𝜋𝑑_𝑜² 4 ) 𝜋𝑑_𝑜

2

(三角形管排列)

(41)

𝑀̇：殼側質量流率

𝐴_𝑠 = 𝐶^′𝐿_𝑏𝐷_𝑖/𝑃_𝑡：殼側等效流道面積 𝐶^′：兩管外間距

𝐿_𝑏：檔板間距 𝐷_𝑖：殼側內徑 𝑃_𝑡：兩管中心間距

𝑑_𝑜:管側外徑

圖2- 6Kern Method 方形和三角形排列𝑃_𝑡、𝐶^′數定義示意圖[22]

由式(2.18)中可得知，殼側流道的幾何形狀參數如管排列方式、檔板間距、管徑大小、管間間距等，皆會影響到殼側的熱傳效果。

2.1.4 單管熱傳方程式

當流體經過一段管子進行熱交換時，可透過流體之流量以及進、出口之溫度來快速得知流體在這一段管子中流動時的熱傳率。如式(2.19)所示:

𝑄̇ = 𝑚̇𝐶_𝑝(𝑇_𝑜− 𝑇_𝑖) (2.21) 其中𝑚̇為管內流體的質量流率(^𝑘𝑔

𝑠 )、𝐶_𝑝為管內流體之比熱( ^𝑘𝐽

𝑘𝑔∙𝐾)、𝑇_𝑜、𝑇_𝑖分別為管內流體的出口和進口溫度。

(42)

2.2 熱泵原理簡介

熱泵主要是由壓縮機、冷凝器、蒸發器及膨脹閥四大原件組成，以蒸汽壓縮循環原理來產生移動熱能的作用，其結構與原理如圖2- 7 蒸汽壓縮循環示意圖所示。

熱泵內部之工作流體為冷媒，氣態冷媒(狀態 1)受壓縮機壓縮變成高溫高壓蒸氣(狀態2)，流入冷凝器排熱而凝結成冷凝液(狀態 3)，流經膨脹閥(狀態 4)後流入蒸發器內蒸發成蒸氣(狀態 1)而產生吸熱效應，蒸氣再被壓縮機吸入繼續進行壓縮，構成一循環迴路。熱能𝑄̇_𝐿在蒸發器處被吸收，達成製冷效果，然後在冷凝器處被排出𝑄̇_𝐻 並進行收集與利用，達成供熱效果，重複這一循環構成一個熱的移動過程。

圖2- 7 蒸汽壓縮循環示意圖

圖2- 8 理想蒸汽壓縮循環之莫里爾線圖

𝑊

_𝑖𝑛

→

(43)

在理想蒸汽壓縮循環中，狀態1 到 2 為絕熱壓縮過程(等熵)，狀態 2 到 3 為等壓排熱過程(冷凝)，狀態 3 到 4 為絕熱膨脹過程(等焓)，狀態 4 到 1 為等壓吸熱過程(蒸發)。可由莫里爾線圖中得出壓縮機之輸入功𝑊_𝑖𝑛、冷凝熱𝑄̇_𝐻、蒸發熱𝑄̇_𝐿為以下式子:

𝑊_𝑖𝑛= 𝑚̇_𝑟(ℎ₂ − ℎ₁) (2.22) 𝑄̇_𝐻= 𝑚̇_𝑟(ℎ₂− ℎ₃) (2.23) 𝑄̇_𝐿 = 𝑚̇_𝑟(ℎ₁− ℎ₄) (2.24) 其中𝑚̇_𝑟為冷媒之質量流率(^𝑘𝑔

𝑠 )，ℎ_𝑥為各狀態冷媒之焓值(^𝑘𝐽 𝑘𝑔)。

理想蒸汽壓縮循環系統之性能係數(Coefficient of Performance,COP)

為了將蒸汽壓縮循環系統之製冷或製熱效率量化，通常使用性能係數 COP(Coefficient of Performance)來表示，以下分別為製冷和製熱之性能係數計算方式。

製冷性能係數:

𝐶𝑂𝑃_𝐿 = 𝑄̇_𝐿 𝑊_𝑖𝑛

(2.25)

製熱性能係數:

𝐶𝑂𝑃_𝐻 = 𝑄̇_𝐻 𝑊_𝑖𝑛

(2.26)

由式(2.23)和(2.24)中得出，COP 之定義為單位輸入功之製冷或製熱能力，因此COP 值越高就代表此系統之性能越好。

結合式(2.20)-(2.24)可得出:

𝐶𝑂𝑃_𝐿 = 𝑄̇_𝐿

𝑊_𝑖𝑛= 𝑚̇_𝑟(ℎ₁− ℎ₄)

𝑚̇_𝑟(ℎ₂ − ℎ₁)= (ℎ₁− ℎ₄) (ℎ₂− ℎ₁)

(2.27)

𝐶𝑂𝑃_𝐻= 𝑄̇_𝐻

𝑊_𝑖𝑛= 𝑚̇_𝑟(ℎ₂− ℎ₃)

𝑚̇_𝑟(ℎ₂− ℎ₁)= (ℎ₂ − ℎ₃) (ℎ₂− ℎ₁)

(2.28)

而可以在莫里爾線圖中看出，冷媒之飽和溫度越高，飽和壓力越大，而隨著飽和壓力上升，冷媒之焓值也上升，所以降低冷媒的冷凝溫度和蒸發溫度之差距能有效地減少壓縮機之耗功，提升系統之性能。

(44)

第三章實驗設備與實驗規劃

本章首先對結合多 U 型地埋管熱交換器之地源熱泵系統的運作進行說明，然後介紹多 U 型地埋管熱交換器和熱泵等主要設備及架設，並說明其他輔助的量測儀器工具。接續介紹對多 U 型地埋管熱交換器之性能分析的實驗參數與流程，找出性能最好之參數，然後以此參數結合地源熱泵系統，並分析熱泵之性能。

3.1 結合多 U 型地埋管熱交換器之地源熱泵系統介紹

本實驗窒建立一透過多 U 型地埋管熱交換器利用淺層溫能進行散熱或取熱之熱泵系統，此系統有同時提供冰水和熱水之雙效模式、利用淺層溫能進行散熱並提供冰水之制冷模式和利用淺層溫能進行取熱並提供熱水之制熱模式三種模式。本研究只針對此系統之制冷模式和制熱模式進行分析，以下為此兩種模式之各循環水迴路進行說明。

圖3- 1 系統示意圖

電動閥

手動閥

電子膨脹閥

膨脹閥

(45)

3.1.1 制冷模式

在制冷模式時，需把冷媒迴路切換成制冷模式；而冰水迴路中，冰水由 CHW-P(冰水循環泵)從冰水桶進入冷媒進入冰水側板熱進行降溫，然後回到冰水桶，

再提給冷負荷；在淺層溫能水迴路中，管側之循環水經過淺層溫能側板(此時為冷凝器)熱升溫後由 SEC-P(淺層溫能循環水泵)進入多 U 型地埋管熱交換器進行散熱，

然後回到淺層溫能側板熱。

圖3- 2 制冷模式迴路示意圖

(46)

3.1.2 制熱模式

在制熱模式時，需把冷媒迴路切換成制熱模式；而熱水迴路中，熱水由 HW-P(熱水循環泵)從熱水桶進入冷媒進入熱水側板熱進行升溫，然後回到熱水桶，再提給熱負荷；在淺層溫能水迴路中，管側之循環水經過淺層溫能側板熱(此時為蒸發器) 降溫後由 SEC-P(淺層溫能循環水泵)進入多 U 型地埋管熱交換器進行取熱，然後回到淺層溫能側板熱。

圖3- 3 制熱模式迴路示意圖

(47)

3.2 實驗設備介紹

3.2.1 多 U 型地埋管熱交換器

本研究之多 U 型地埋管熱交換器由64 對內徑為 6.7mm，總長度 6m 之 U 型紅銅金屬傳熱管所組成，垂直方向上加裝半月形內擋板導流，擋板間距為67mm。將一整組傳熱管束裝入一內徑為241mm，長度為 10m 的補水套管，埋入同深度的地面鑽井之中，型成一類似殼管式熱交換器之構造，管側為與熱泵板熱進行熱交換之循環水，殼側是同時作為地堆管之回填材料的地下水，並可以透過抽走地下水加強和管側循環水之熱交換，抽出之地下水進入另一口的回灌井中，使地下水回到土壤，

而其補水套管僅於底部至底部往上1.5m 管壁處有開孔，使地下水補充進補水套管之中，示意圖如下圖所示。

圖3- 4 多 U 型地埋管熱交換器原理示意圖

(48)

地埋管熱交換器架設

在地埋管熱交換器之架設過程中，第一步先進行地下鑽孔工作，如圖3- 5(a)所示。本研究之熱交換器鑽孔深度爲10m，直徑爲 25cm，套管管徑爲 10 英寸 PVC 管。置入套管時，預先在套管管壁挖一英寸之小孔，作爲日後地下水循環流動之入口，如圖3- 5(b)所示。爲避免沙石流入套管内，在管外套入隔紗網，如圖 3- 5(c)所示，架設好套管後，便可置入多U 型熱交換器如圖 3- 5(d)。

(a) (b)

(c) (d) 圖3- 5 地埋管熱交換器架套管設過程

圖3- 6 多 U 型熱交換器

(49)

表3- 1 多 U 型地埋管熱交換器之相關規格

3.2.2 淺層溫能雙效熱泵

本實驗室與承隆能源科技股份有限公司合作，開發一淺層溫能雙效熱泵，此熱泵透過切換冷媒管路之閥件(管路圖在上述系統示意圖所示)以改變使用模式；分別有同時提供冰水和熱水之雙效模式、利用淺層溫能進行散熱並提供冰水之制冷模式和利用淺層溫能進行取熱並提供熱水之制熱模式三種模式；有三個板式熱交換器對應不同的管路，並有兩個膨脹閥對應使用淺層溫能取熱和冰水取熱；其規格如下表所示:

表3- 2 淺層溫能雙效熱泵規格製熱量 25 kW 製熱耗電量 6.2kw 製冷能量 18.5 kW 製冷耗電量 3.6kw

壓縮機型號 ZP61 定頻運轉冷媒種類 R-410A

圖 3- 7 淺層溫能雙效熱泵單一管,管側

管內徑,𝑑_𝑖

(m) 6.7*10⁻³ 管外徑,𝑑_𝑜

(m) 7.4*10⁻³ 管長,L

(m) 6 管子中心間

距,𝑃_𝑡(m) 0.014 管外徑間

距,𝐶^′(m) 6.6*10⁻³ 流道面

積,𝐴_𝑡(𝑚²) 3.53*10⁻⁵ 殼側

殼內徑,𝐷_𝑖

(m) 0.241 等效流道面

積,𝐴_𝑠(𝑚²) 5.17*10⁻³ 井深

(m) 10 擋板間

距,𝐿_𝑏(m) 0.067 等效水力直

徑,𝐷_𝑒(m) 0.0216 水深

(m) 3 其他

U 型傳熱管

管數,N(管) 64 金屬(紅銅)管,𝑘_𝑝𝑚(^𝑊

𝑚𝐾) 391.1 管內熱傳面

積,𝐴_𝑖(𝑚²) 1.26*10⁻¹ 管外熱傳面積,𝐴_𝑜(𝑚²) 1.39*10⁻¹

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3.2.3 水泵

本研究所使用的水泵依用途分為二類，第一類為用於循環冰水、熱水、淺層溫能循環水的循環水泵，第二類則是用於循環地下水的地下水抽水泵。

表3- 3 水泵規格表

分類循環水泵抽水泵

編號 CHW-P HW-P SEC-P GW-P

馬力(HP) 0.5 1 2 0.5

口徑(IN) 1 1.5 2 1

揚程(m) 15 15 18 30

流量(LPM) 75.7 130 139 -

圖3- 8 熱水循環泵(HW-P) 圖3- 9 冰水循環泵(CHW-P)

圖3- 10 淺層溫能循環水泵(SEC-P) 圖3- 11 地下水抽水泵(GW-P)

(51)

3.2.4 量測設備

熱電偶

本實驗所使用的是T-type 型式的熱電偶，溫度量測範圍為-200~350℃，用以量測地埋管系統各點水溫變化，對於熱泵系統和多 U 型地埋管熱交換器之熱電偶裝設位置整理如表3-4 及圖 3-12 所示。

表3- 4 熱電偶裝設位置

編號位置編號位置

𝑇_{𝐻𝑊𝑖𝑛} 熱水側板熱入口 𝑇_{𝐻𝑋𝑖𝑛} 多 U 型地埋管熱交換器管側入口

𝑇_{𝐻𝑊𝑜𝑢𝑡} 熱水側板熱出口 𝑇_{𝐻𝑋𝑜𝑢𝑡} 多 U 型地埋管熱交

換器管側出口

𝑇_{𝐶𝐻𝑊𝑖𝑛} 冰水側板熱入口 𝑇_{𝐺𝑊𝑖𝑛} 多 U 型地埋管熱交

換器抽水側入口

𝑇_{𝐶𝐻𝑊𝑜𝑢𝑡} 冰水側板熱出口 𝑇_{𝐺𝑊𝑜𝑢𝑡} 多 U 型地埋管熱交

換器抽水側出口 𝑇_{𝑆𝐸𝑖𝑛} 淺層溫能

側板熱入口

𝑇_{𝑆𝐸𝑜𝑢𝑡} 淺層溫能

側板熱出口

圖3- 12 熱電偶安裝位置示意圖

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資料擷取器

本研究將熱電偶的電壓訊號回傳至資料擷取器記錄，以便隨時間紀錄溫度量測點之變化。採用Yokogawa 生產型號 FX1012 的資料擷取器，如圖 3-13，其將熱電偶之電壓訊號轉為數位訊號，轉化為溫度顯示於螢幕上，並將資料儲存於擷取器之硬碟內，利用USB 即可取出數據，透過 Yokogawa 專用軟體將數據資料轉為 excel 檔案格式以便於分析處理。

圖3- 13 資料擷取器圖3- 14 電力分析儀 流量計

為計算熱交換量，需量測本研究中迴路的水流量。本研究於各迴路處設置了浮子式流量計，各迴路之流量計規格如下表所示:

表3- 5 流量計規格

迴路量測範圍(LPM) 精確度

熱水迴路 15-150 4% of full scale 淺層溫能循環迴路 15-150 4% of full scale 冰水迴路、地下水迴路 10-80 4% of full scale

圖3- 15 熱水迴路流量計圖3- 16 淺層溫能循環迴路

流量計

圖3- 17 冰水迴路、

地下水迴路流量計 電力分析儀

本研究使用HIOKI 公司的 PW3360-21 攜帶型勾式電力計搭配 HIOKI9661 勾式電流轉換器，以量測並記錄主機之耗電情況。電流量測範圍為 5-500A，電壓量測範圍為AC600V 以內。

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3.3 實驗規劃

本研究主要分為多U 型地埋管熱交換器之性能分析，以及將多 U 型地埋管熱交換器用於淺層溫能雙效熱泵散熱或取熱之性能分析這兩個部分，以下將對這兩個部分分別進行說明。

3.3.1 多 U 型地埋管熱交換器之性能分析

由於本研究之多 U 型地埋管熱交換器之構造與殼管式熱交換器相似，所以將以UA 值來決定多 U 型地埋管熱交換器之性能；多 U 型地埋管熱交換器之性能測試方法主要以不同的管側流量、抽水流量、熱交換器底部與補水孔底部距離(h)作為變量，並以熱泵之制冷模式提供熱給多 U 型地埋管熱交換器，使管側入口溫度約相同，而地下水之溫度全年變化不大，所以抽水側之入口溫度幾乎相同，以這些條例去進行實驗，通過一定穩態時間，以觀察熱交換器出入口水溫、地下水出入口水溫變化情形，並測量各側流量，以計算熱量。以下爲多 U 型地埋管熱交換器性能測試實驗流程說明：

1. 打開 SEC-P、CHW-P、GW-P 使各迴路流動 2. 調整該次實驗所需流量

3. 將全部熱電偶連接至資料截取器，并開啓資料截取器 4. 確認各點溫度，並開啟熱泵

5. 控制冷負載和混水，使管側入口溫度約 31.5℃

6. 約穩態一小時後，觀察各點溫度 7. 關閉熱泵，並保持水泵開啟

8. 直至各溫度回到原狀態才改變參數進行下一組實驗

3.3.1.1 管側流量變化實驗

固定熱交換器底部與補水孔底部距離(h=0m)，抽水側流量約為 60LPM，然後管側流量分別以50、61、70、80、90LPM 進行實驗。

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3.3.1.2 抽水側流量變化實驗

固定熱交換器底部與補水孔底部距離(h=0m)，管側流量約為 70LPM，然後抽水側流量分別以30、38、51、60、70、73LPM 進行實驗。

3.3.1.3 熱交換器底部與補水孔底部距離變化實驗

固定管側流量約為70LPM，分別以熱交換器底部與補水孔底部距離(h=0.4m、

0.8m、1.2m、1.6m、2.0m)並在各距離以抽水側流量約為 30、60、73LPM 進行實驗。

圖3- 18 熱交換器底部與補水孔距離示意圖