創新型空調冰水系統 多核心分工節能設計及運轉最佳化

前言

氣候異常之衝擊

全球暖化造成氣候異常，聯合國跨國氣候變化小組 (IPCC)預估，本世紀末全球氣溫將上升1.8至4度，海水位將上升0.6公尺，其結果將使得冰河融化、消失 (如南美智利的庫利斯冰河，包括亞洲、非洲及北極圈格陵蘭的冰河)，部分海島國家將被海水淹沒，全球雨量改變，洪水、豪雨、旱澇交替出現，嚴重威脅人類的生存。二氧化碳為全球暖化的元兇之一，未來聯合國勢必嚴格限制二氧化碳的排放，以減緩暖化速度，因此如何降低二氧化碳的排放將是各國政府未來施政重點。

能源開發不易與我國因應對策

兩度世界能源危機以來，工業先進國家皆致力於能源開發與研究，其發展約可分成兩大類：其一為「開發新能源」，包括：太陽能、風力、地熱、核能等發電系統。另一則為「節能」，包括：工廠廢熱回收、節能設計等。由於國人生活水準相對提高，無論是舒適空調抑或產業空調，其用電急速攀升常造成尖峰電力不足，於夏季時，空調用電更高達總耗能之45%以上。因此若能改善空調系統規劃節約能源之設計，則更能達到節能之立竿見影的效果。

此外，為因應全球氣候變化，「京都議定書」對於溫室氣體排放加以規範，我國之全國能源會議中亦獲得重要結論，將積極推廣節約能源措施，作為『無悔策略』（No Regret Policy）之一。依經濟部能源委員會「能源白皮書」核定通過，擬訂110項節約能源工作項目及時程，已規劃至99年與109年累積節約率分別提高至16%及28%，因此能源節約及減廢為現階段重要議題。

文獻回顧

以三廠廠務之空調水系統而言，分為冷卻水系統（Cooling Water Systems）及冰水系統（Chilled Water Systems）；冷卻水系統係指冰水主機之冷凝器（Condenser）與冷卻水塔（Cooling Tower）間之出回水配管，屬於開放式水系統（Open Piping Systems）；而冰水系統係指冰水主機之蒸發器（Evaporator）與負載側設備間之冰水供回水配管，屬於密閉式水系統（Closed Piping Systems）。

圖一、冰水主機水路系統分析

冰水主機冷媒系統之熱平衡分析如公式2.1所示，冰水主機之蒸發器依空調負載需求製冷提供冷能，而冷凝器必須同時將空調熱負載及壓縮輸入功經由冷卻水循環至冷卻水塔做降溫散熱，其熱平衡分析如下所示。

式中Q_c：移除熱量；Q_e：空調負載；W：壓縮輸入功

此外，冰水主機水路系統分析包括：散熱過程及吸熱過程。所謂散熱過程，係由流量、水之比熱及冷卻水出回水溫差決定，而吸熱過程係由 係由流量、水之比熱及冰水進出水溫差決定，如公式2.2及2.3所示。

散熱過程：

吸熱過程：

計畫方法

泵浦變頻運轉節能分析

水路系統的壓力損失即是泵浦的揚程，而泵浦應配合系統操作需要，以提供適當的容量、揚程、工作壓力、最低效率要求及馬達功率（kW）。由於冰水管路屬密閉迴路系統，且同時供應至各區之空調負載，其系統揚程亦會隨時變化。因此揚程及流量為選用泵浦之主要參數。

依泵浦相似定律理論分析之結果（公式2.4）:

• 流量（Q）的變化與轉速（N）成正比。
• 壓力（H）的變化與轉速（N）成平方正比。
• 電力（P）的變化與轉速（N）成三次方正比。

泵浦轉速與流量之關係：

泵浦/風車相似定律特性曲線 圖二所示，理論上泵浦耗電量與轉速之三次方成正比，當泵浦以滿載100%運轉時其耗電量為100%；當泵浦降載至80%時其運轉曲線由 圖二點A沿特性曲線至點B處，其耗電量僅為51.2%。

圖二、泵浦/ 風車相似定律特性曲線

多核心分工節能

傳統空調節能觀念為選擇冰機最佳效率之運轉點適量供量，安裝變頻器於水側泵，單純控制適量之冰水及冷卻水，以達到節能之目的，如 圖三為冰水主機與泵浦運轉耗能分析。節能模式為冰水主機以較低耗能之運轉點( 圖三 點A所示)及泵浦以適量運轉於點B處，使得冰機於較低耗能運轉。然本研究提出一種創新節能模式，亦即於一次冰水泵（CHP）、冷卻水泵（CWP）及冷卻水塔風扇（C/T Fan）增設變頻器，從水側最佳化節能分析與實際運轉效益，捨棄冰水主機最佳效率之運轉點，尋求新的節能運轉模式以達到最大之節能效益。

圖三、冰水主機與泵浦運轉耗能分析

本研究之創新節能運轉模式，雖然會造成冰機負載上升，然而依據泵浦/風車相似定律特性，泵浦耗電量與其頻率之三次方成正比，因此泵浦與風扇所節省下來之用量將遠遠超過冰機所需上升之負載（亦即 △KW₂＞△KW₁），故總用電量可以達到7~10%節能效益。

水側系統耗能分析架構

本研究架構如 圖四所示，針對冰水主機及其相關附屬設備（包括冰水泵浦CHP、冷卻水泵浦CWP及冷卻水塔散熱風扇Cooling Tower Fan）等做耗能分析，區分為三大主要節能項目，包括：冰水泵一次側/二次側變流量運轉分析並建立其耗能分析模式；冷卻水泵耗能分析模式及冷卻水塔耗能分析模式，進而建立水側系統耗能分析。

圖四、水側最佳化節能運轉系統圖

本研究欲設計一具有最佳化之冰水供應系統，不僅能夠滿足原始空調系統運轉條件，同時降低運轉成本，達到能源節約的效益。經各系統運轉耗能分析結果建立水側系統之耗能分析，並以本研究創新方法新技術之“多核心分工節能模式”運轉，亦即依不同天候條件及空調負載變化需求，各系統以「多核心分工節能最佳化控制模式」調整做最適化相互匹配，於控制軟體及系統上收集溫度感知器資料進行程式分析，使得各系統以最適運轉點分別控制各設備達到最佳化節能運轉。

結果與分析

冰水泵最佳化節能運轉

因流量計安裝受限於現場管路配置而易產生擾流，造成偵測之數值震盪劇烈，以此數值來控制冰水泵頻率則較難，故以節能程式運算結果直接輸出來控制冰水泵頻率。此程式是依據空調熱傳質能守衡原理推導出，其所需收集數據包含：冰機負載率、冰水供應溫度、冰水回水溫度及冰水泵設計溫差；利用上述收集數據，再經運算式直接控制冰水泵頻率，圖五為冰水泵節能控制系統圖。

圖五、冰水泵節能控制系統圖

冰機選機時其蒸發器冰水會決定一固定溫差(即設計溫差△T )，再依冰機之冷凍噸來決冰水泵之規格。此外，冰水泵之溫差須搭配冰機與冰機相同，其流量則依冰機之冷凍噸來計算出所需流量大小。若供應端(即二次側)之溫差△T₁與ㄧ次側(CHP)之溫差△T相同（△T₁=△T），可知：冰機負載100%時，對應冰水泵為滿載60Hz之冰水量；冰機負載70%時，對應冰水泵為滿載60Hz冰水量之70%，亦即42Hz。

若供應端(即二次側)之溫差小於ㄧ次側(CHP)之溫差（△T₁＜△T），可知：在冰水一/二次側相同負載狀況下，其供應端(二次側)由於溫差低於一次側(CHP)設計溫差，故二次側流量必增大，然亦使得一次側隨之增大；因此冰機在70%時，因二次側之溫差低於一次側，故冰水泵所需流量非為42Hz(60Hz*70%=42Hz)；而必須考量修正係數(即設計溫差與實際溫差之比例)才符合實際所需流量，圖五為冰水泵節能控制修正計算之示意圖。

此外，冰機運轉風險考量：CHP頻率最低限制於30Hz，以確保冰機熱交換最低流速之需求。冰水泵節能控制運算式：

式中P%：冰機負載率、△T：冰機設計溫差、△T₁：冰水出回水溫差、A, B, C：修正係數

冰水泵自動回授流量控制

圖六為CHP控制模式，傳統以簡易定流量做控制，然而本研究之最佳化節能控制經由最佳化以自動回授變流量控制，其觀念仍以Q∝△T做變動控制。當冰機之冰水溫度差變小時（4℉），表示負載較小因此可以降低CHP運轉流量以達到節能；當冰水溫差變大時（10℉），表示負載大而改以適量供應，亦即依現場需求而適量供應。

圖六、冰水泵控制模式分析

因此本研究創新方法新技術『多核心分工節能最佳化模式』之總訣式：犧牲冰機小部分耗能，降低C/T Fan、CWP及CHP流量以達到最大節能效益（依泵浦相似定律得知）。

冷卻水泵最佳化節能運轉

於每台冰機冷卻水進出水加裝溫度傳送器，並依每台冰機進出水溫度及冰機負載率大小，經由節能程式運算，結果輸出(最佳溫差設定值)來控制CWP頻率， 圖七為CWP節能控制系統圖。因冷卻水進出水溫度差與冷卻水流量成反比，當冷卻水泵運轉於60Hz時之進出水溫差為3.5℃；因此將冷卻水進出水溫差控制於5℃時，其冷卻水泵之運轉為3.5/5*60 = 42Hz。

圖七、冷卻水泵節能控制系統圖

因此本研究之CWP節能最佳化控制係以每台冰機負載大小及實際冷卻水溫度運算結果輸出一最佳溫差，經程式比例積分微分控制(PID)控制CWP運轉頻率。此外，因冰機負載大小不同，其所需要散熱之冷卻水量亦不同。冷卻水流量太高使得CWP運轉功率過高導致能源浪費；然而冷卻水流量過低亦使得冰機冷卻水之進出水溫差太大，造成冰機低運轉效率及衍生冰機高壓過高而產生劇烈波動(Surge)，導致冰機跳機之風險。

由於冰機負載隨外氣變化與使用端負載大小而變動，故CWP運轉頻率亦隨之變動， 圖八為冰水主機與冷卻水泵最佳化運轉曲線。經由節能程式即時運算，以PID控制CWP最佳運轉點使得CWP與冰機之總用電量運轉於最低點（最佳節能目的）。

圖八、冰水主機與冷卻水泵最佳化運轉曲線

CWP變流量控制

圖九為CWP控制模式，傳統控制係以固定流量做為控制，依 ，其中，可得Q∝△T，因此於冬天冷卻水溫度20℃時冰機負載小（60%）、冷卻水溫差亦小（4℃）；夏天冷卻水溫度32℃時冰機負載大（85%）、冷卻水溫差亦變大（4.5℃），故定流量為最簡易的CWP控制方式。系統若改以變流量控制，依據 、Q∝△T，冷卻水溫20℃時之冷卻水溫差可至6℃，依泵浦相似定律泵浦耗電量與轉速成之三次方成正比，因此降低泵浦負載可達到節能效果。此外，冷卻水溫為32℃時因水溫較高，為避免冰機因散熱不良造成劇烈波動狀況，而以泵浦較大流量做控制。

圖九、 冷卻水塔控制模式分析

冷卻水塔風扇最佳化節能運轉

於冷卻水塔適當位置加裝外氣濕球溫度傳送器，依外氣濕球溫度及冰機負載率大小，經由節能程式運算，結果輸出 (最佳出水溫度設定值)來控制冷卻水塔風扇（C/T Fan）頻率。此冷卻水塔之最佳出水溫度係以外氣散熱條件來控制冷卻水塔可達到之出水溫度，且風扇不作虛功(浪費風扇能源) ，亦即為外氣濕球溫度與趨近溫度（Approach Temperature）。

離心式冰水主機其冷卻水溫度每降低1℃，冰水主機可省電1.8～2.7%，冷卻水入口溫度必須符合冰水主機特性及外氣濕球溫度之限制下，盡可能地降低冷卻水溫度以節約冰水主機用電。因此較低的冷卻水溫雖節省冰水主機之耗電量，然而冷卻水塔耗電卻上升，合計二者耗電關係存在一最佳運轉效率點。亦即為冷卻水塔應與冰水主機之運轉一併考量，使得系統整體效率提升。

“焓值控制”與“濕球溫度控制”之差異性在於所使用之單位與對應之刻度不同，但兩者可經由方程式互為轉換控制，故兩者是以相同的方式來控制冷卻水塔之出水溫度。當外氣濕球溫度為嚴苛條件時(濕球溫度28℃)，冷卻水塔冷卻水出水溫度因熱傳遞因素而必須將冷卻水回水之熱能傳遞經由空氣帶走，因此冷卻水之出水溫度必須高於空氣之濕球溫度，此溫度差即為趨近溫度(Approach Temperature)。

由於每台冷卻水塔之特性不盡相同，因此趨近溫度之性能曲線亦不盡相同，一般約3~10℃(依風扇散熱效率而不同)。當外氣為嚴苛條件時(濕球溫度28 ℃)，即使冷卻水塔風扇全載運轉，其出水溫度僅為31~33℃。因此以設定溫度(假設為28 ℃)來控制出水溫度，則風扇全載運轉也達不到設定溫度而造成浪費風扇之能源。反之，濕球溫度低時，出水溫度設定可以降低，若同樣設定於28℃，對於冰機則為較耗能之操作。故以外氣濕球溫度(即外氣散熱條件)來控制冷卻水塔出水溫度為最佳之節能效益。 圖十為大氣濕球溫度與趨近溫度之關係曲線，當大氣濕球溫度愈高其冷卻水之趨近溫度愈低；大氣濕球溫度愈低其冷卻水之趨近溫度愈高。因此當外氣濕球溫度為60℉（15.6℃），其趨近溫度為14.5℉（8℃），冷卻水出水溫度為23.6℃；外氣濕球溫度為80℉，其趨近溫度僅為7.6℉（4.2℃），冷卻水出水溫度為30.9℃。

圖十、大氣濕球溫度與趨近溫度之關係曲線

由冷卻水塔風扇之性能曲線得知其冷卻水出水溫度設定值SP如下：

冷卻水出水溫度SP=32–M (29-WB) 32-0.7714(29-外氣濕球溫度)

式中M為斜率，會隨濕球溫度(負載變化)之不同而有差異，(0.75~0.84)在控制程式中可依冷卻水流量大小自動設定M斜率。此外，冷卻水塔出水溫度最高限制於32℃，以確保冰機高壓端不至於過高而發生高低壓差過大產生劇烈波動。然而冷卻水塔出水溫度最低亦限制於22℃，以確保冰機高壓端不致於過低而發生高低壓差過小，導致冷媒無法順利由冷凝器流回蒸發器。

三廠冷卻水塔風扇控制係以大氣濕球溫度與趨近溫度之關係曲線 圖十並以貼近系統最佳曲線運轉， 圖十一為三廠冷卻水塔風扇採可變溫二次方程式控制之關係曲線（此為經驗方程式）。濕球溫度低於22℃以下時之冷卻水溫控制27℃，濕球溫度高於29℃以上時之冷卻水溫控制32℃，當外氣濕球溫度從22~29℃之間變化時採二次方程式控制，冷卻水溫控制係以貼近系統最佳化運轉。因此欲改善冷卻水塔風扇最佳化節能運轉控制，其冷卻水設定溫度應隨外氣濕球溫度及空調負荷之變化做適時修正及調整，才能達到最大節能目的。

圖十一、三廠冷卻水塔風扇採可變溫二次方程式控制

冷卻水塔風扇變溫差最佳控制

冷卻水塔風扇控制模式採定溫差控制（傳統控制法）係以濕球溫度+3℃方式做控制，依據天候設定冷卻水溫，於冬天季節時有較佳之冷卻水溫度，然而當冷卻水溫度低於20℃以下時會導致冰機發生劇烈波動問題，因此不適合冰機使用。此外，所謂定溫控制係以冷卻水溫度28℃做為恆溫控制，此方式為極簡易控制方式，然而於冬天卻喪失較佳之冷卻水溫度；夏天也不易達到28℃控制（因散熱物理極限）。變溫差控制係結合定溫差及定溫控制之優點做變化控制，冬天為避免冷卻水溫度低於20℃以下導致冰機劇烈波動，因此冷卻水溫度必須高於20℃，夏天依散熱物理極限32℃，因此冷卻水溫度貼近外氣濕球溫度，於冬天節省定溫控制模式之冷卻水塔風扇耗能， 圖十二 冷卻水塔風扇控制模式分析結果。

圖十二、冷卻水塔風扇控制模式分析

量測方法及節能驗證

將各設備運轉用電量(kW)之數據收集，冰水主機：冰水主機耗電量透過主機功率輸出點(2~10V)傳輸至可程式邏輯控制器(PLC)或冰機啟動盤上安裝電流錶傳輸至PLC；再由系統監控與資料擷取(SCADA)收集冰機用電量(kW)資料。

冷卻水泵、一次冰水泵、冷卻水風扇：新增設之變頻器(或既有)利用通訊方式將用電量(kW)數據傳輸至SCADA收集。各溫度(TT)、外氣濕球溫度(T_WB)及冰水流量透過硬體線路類比輸入(Analog Input, AI)傳輸至可程式邏輯控制器(PLC)；再由系統監控與資料擷取(SCADA)收集各項溫度感知器資料。

運轉於節能模式與非節能模式期間分別收集各項數據，包括：外氣濕球溫度(T_WB)、冰機耗電量(kW)、冷卻水泵耗電量(kW)、一次冰水泵耗電量(kW)、冷卻水塔風扇耗電量(kW)；同時收集冰水系統流量(CMH)、冰水系統供應溫度(Ts)與冰水系統回水溫度(Tr)，以此計算冰水系統總冷凍噸(RT)。節能與非節能模式比較基準：節能模式與非節能模式必須在同一基準上作效益分析；此同一基準即為外氣濕球溫度在±1℉內(負載冷凍噸RT在±5%內)。圖十三為水側最佳化各系統最佳化節能分析結果。

圖十三、 水側最佳化各系統最佳化節能分析結果

圖十四為最佳化節能運轉總曲線， 圖十五為最佳化前後之冰機系統用電量與焓值關係。水側最佳化進行節約能源效益之計算及後續的量測、驗證，各系統最佳化節能分析結果經以實際運轉電表計價累算其節能成效， 圖十六 水側最佳化年度節能累計的效益為新台幣1,150萬/年( 三廠 C/D-line Typical )。 表一為水側最佳化節能運轉效益驗證表，其中冷卻水泵CWP節能最佳化改善達到、冷卻水塔及冰水泵浦節能最佳化改善達到新台幣570萬，每年可減少CO₂排放3,287噸，相當於種植272,846棵樹(3座大安森林公園) 所吸收的CO₂量。本研究成果之貢獻不僅有助於進行空調系統之用電分析及耗能模式解析，經與實際用電量比對分析結果驗證其節能效益，對於節約能源與平衡電力負載之管理措施不遺餘力，亦達到公司能源政策之雙重目標。

圖十四、最佳化節能運轉總曲線

圖十五、最佳化前後之冰機系統用電量與焓值關係

圖十六、水側最佳化節能運轉年度節能累計( 三廠 C/D-line Typical )

結論

由於臺灣是海島型國家，國內自產能源短缺，有98%的能源需仰賴國外進口，而國際原油價格屢創歷史新高，嚴重影響我國經濟發展。「京都議定書」對已開發中國家強制規範抑制其溫室氣體排放的目標與時程，未來很有可能涵蓋開發中國家。提高能源使用效率不但可以節省電能，減少對電力的需求，更可以降低發電用相關能源，如石油、煤等的使用，將可直接抑制溫室氣體的排放，因此節約能源將是政府未來施政的重點。而冰水主機耗電量大，是節能的首要目標。

此最佳化節能運轉(Water side Optimization)捨棄傳統最佳運轉點，以多工多核心之概念重新找到最佳節能運轉，強調的是創新設計的精神，在現今全球一片節能減碳聲浪中作出相當之貢獻，另外此專案的執行具有經濟與環保的雙重意義，進而建立綠色企業形象。