洁净室之空调系统设计与能源消耗分析

1、第 7章 潔淨室之空調系統設計與能源消耗分析 7. 1前言因為電子工業對於潔淨室的需求,再加上潔淨室機器所散發大量的熱量,需 要處理大量的外氣,且全年 24小時都再運作的情形下,其所造成的耗能是相當 大的。在此我們就以幾種不同的空調箱及其不同的搭配種類來加以討論。 7. 2應用計算實例某 300mm DRAM廠潔淨室實際設計參數作為案例分析如下 本廠使用的空調系統構型為抽風式外氣空調箱 (MAU、風機過濾器 (FFU以及冷 卻乾盤管 (DCC之搭配方式 , 其中每部外氣空調箱容量為 100,000CMH 共 10台, 靜壓為 1,300Pa(fan = 0.8, motor = 0.95,冷卻

2、盤管採高 /低溫冰水盤管連續冷卻方 式 ; FFU 平均面風速 0.35m/s, 風量為 900CMH , 靜壓為 100 Pa (fan = 0.3, motor = 0.95 ,配合循環量的大小共採用 7270台。 圖一 外氣空調箱 (MAU、風機過濾器 (FFU以及冷卻乾盤管 (DCC之搭配方式然而為了進一步分析各種不同空調系統構型對設計的影響 , 本研究將以同樣 的設計參數為基礎,分別引入其它不同的空調系統構型藉以交叉比對耗能的影 響,茲分別說明如下1. 外氣空調箱、軸流風機組以及冷卻乾盤管方式 圖二外氣空調箱、軸流風機組以及冷卻乾盤管方式其中 , 軸流風機共十台 , 每部風量 654

3、,300CMH , 靜壓 850Pa(fan = 0.85, motor = 0.952. 外氣空調箱 (MAU及循環空調箱 (RCU方式 圖三 外氣空調箱 (MAU及循環空調箱 (RCU方式其中循環空調箱共十台,每部風量 654,300 CMH, 靜壓 1850Pa(fan = 0.45, motor = 0.95 。3. 純循環空調箱 (RCU方式 (即與一般空調之空調箱設計類似 圖四 純循環空調箱 (RCU方式其中循環空調箱共十台,每部風量 654,300 CMH , 靜壓 2,000Pa(fan = 0.85, motor = 0.95 。4. 外氣空調箱 (MAU及循環空調箱 (RC

4、U方式加上局部循環風機盤管(FCU 圖五 外氣空調箱 (MAU及循環空調箱 (RCU方式加上局部循環風機盤管 (FCU組成與外氣空調箱 (MAU及循環空調箱 (RCU方式類似,但增加局部小型冷 風系統,其循環量佔總循環量之 30%;小型冷風機之 fan = 0.3, motor = 0.85與本研究有關之各機械公用設備規格如下冰水主機及系統:熱回收式,備有高低溫冰水機兩種,其中高溫冰水機出水 溫度為 9/14、性能係數 (COP=3.5,低溫冰水機出水溫度為 6、性能係數 (COP=4。冰水泵揚程 25m (pump efficiency = 80%熱水泵揚程 20m (pump effici

5、ency = 80%冷卻乾盤管循環揚程 20m (pump efficiency = 80%製程潔淨區之最主要的空調負荷,分為室內及室外負荷。在本研究中,室內負荷 採用熱指標法 (Thermal Index作為計算依據。室內及室外負荷計算依據如下:A . 室內負荷:(a人員 (顯熱=60kcal/h.人,潛熱=50kcal/h.人 (b燈光:28W/(c機器負荷:輸入功率 X 負荷係數 (考慮為 1.0冷卻循環水負荷=循環水流量 X 水溫差 (此處溫差約為 3.2左右 排氣負荷=排氣量 X 排氣溫差,此處排氣溫差可分為三類:1. 酸排氣 (SEX、鹼排氣 (AMX溫差一般為 0.3,2. 有機

6、氣體 (VOC的排氣溫差為 4.9,3. 機台的產生高溫機械其排氣裝置的排氣溫差為 2.2左右。(d送風機的熱負荷:輸入功率 X 負荷係數:對潔淨室內負載 Q i 而言,由能量守恆可推得以下關係:Q FFU +Qlighting + Qelectricity +Qoccupant + Qeveloped = QDCC + QMA + QPCW +QEA (1由 (1式可計算潔淨室所需乾盤管容量之大小。B . 室外負荷:(a 外氣負荷外氣負荷 =外氣輸入量 X 室內外空氣之焓值差,此處外氣輸入量包含排氣量加上 人員換氣及維持正壓需要量兩者中取其大者。其中人員換氣量為 40CMH ,正壓 維持需求

7、量為 15Pa (相對外界 。(b 包絡負荷 (Eveloped Load本部份主要來自建築物外部的熱源,以傳導方式進入潔淨室內,以本案採用之點 型之潔淨室建築型式包絡負荷約 30Kcal/hr。7.2.1計算及分析1、 採用不同空調系統之對能源消耗之分析依據前述計算後所得到之總表詳如表一及圖六所示。 圖六 各種不同設計之潔淨室耗能總量比較由前述計算結果可知,以外氣空調箱以及分散型的循環及冷卻裝置 (FFU或軸流 風機 其能源消耗較集中式為少,再以軸流風機與風機過濾器兩者來看,因前者 的噪音、振動問題遠大於後者,而此兩點也正是無塵室的操作大忌;若再加上潔 淨室運用彈性以及日常維修保養及操作成本

8、均高的觀點來看 , 毫無疑問的抽風式外氣空調箱、風機過濾器以及冷卻乾盤管 (DCC之組合幾乎可說是目前電子工業 潔淨室的設計主流;不過初設成本表較空調箱加風管的組合偏高為其缺點。但在 整個建廠投資成本及日後節能的觀點而研則無足輕重。2、 採用旁通循環空調箱的耗能分析空調箱加風管的另一項設計限制為風車及風管尺寸 , 倘若為降低空調設備成本採 用此一設計 , 將會面臨無法覓得合適尺寸的風車 , 就算採用客製化 (Custom Made之風機,也將衍生巨大的機房空間需求;另外所需之供回風管的尺寸也會十分巨 大,佈置上也十分困難。是故採用此一設計於大面積潔淨室只是徒然增加廠房的 尺寸,造成土建成本不降

9、反升的窘境。表一 各種不同設計之潔淨室耗能比較 (單位 KW 不過空調箱加風管的設計組合若運用於面積較小 、 排氣量低以及潔淨等級不高的 的潔淨廠房 (如研發實驗室、生物科技、精密工業及食品業潔淨廠 ,其低廉的初 期投資成本的設計仍受到樂用 。 而此類設計十分類似於一般產業恆溫恆濕空調系 統,即便無任何排氣,但基於室內正壓之需求,仍須引入小量外氣。於外氣潮濕 的情況下,利用循環空調箱兼處理外氣,儘管外氣量很少,冷卻盤管之離風條件 仍然必須低於室內之露點溫度以避免室內產生凝露現象 , 但如此一來卻造成冷卻 除濕負荷非常大。一般設計上均以再熱方式處理,但如此一來勢必又要損耗更多 能源。在此類型潔淨

10、室設計上,將大部分回風直接旁通至冷卻盤管下游,避免不 必要之回風經冷卻後再加熱造成雙重能源耗損,為一重要的思考方向。為探討旁通量對節能的差異性,在本研究中以乎略實際設備布局 (Physical Layout及設備選型 (Equipment Sizing的前提下仍以前例作為計算分析的依據 。 依據前述 計算後所得到之總表詳如表二及圖七所示,而其詳細過程則如附錄二所示。 圖七 各種不同旁通量循環空調箱設計之潔淨室耗能總量比較表二 各種不同旁通量循環空調箱設計之潔淨室耗能比較單位 KW 本研究例舉了 0%、 25%、 45%以及 76%循環旁通量狀態下的能量消耗;由計算 結果,充份顯示了旁通量越大,

11、對於節能的成效越顯著,甚至在旁通量達 76%時其耗電量較 MAU+RCU的組合更低,而能更近一步接近 MAU+RCU+FCU組合的水準。理論上, RCU 採行旁通循環風量的方式的確能夠省下大量電能,然 而前面已提及在大規模外氣需求量下 , 設備選型布局以及旁通風門的控制靈敏度 及準確性侷限了此一設計的可能性。是故此一設計仍只適合在小面積規模、外氣 需求量低、潔淨等級要求不高的潔淨廠房設計。3、 採用熱管 (Heat Pipe對外氣空調箱的節能分析對外氣空調箱而言,節能的手段除了降低再熱溫度外,採用熱管 (Heat Pipe亦為 一可行之方法。熱管基本之概念為一以重力 -毛細作用力輸送工作流體之

12、封閉式 熱交換設備,不須電力推動流體為其特點。對外氣空調箱而言,熱管可取代一組 高溫段預冷盤管及再熱盤管的組合,用以回收部份高溫外氣作為再熱之熱源,其 概念如圖八所示。圖八 熱管運用於外氣空調箱之概念圖 為實際顯示熱管的節能效果,將本研究案例中之外氣空調箱安裝熱管之性能,經 過重新計算後如附錄三所示,在與原有外氣空調箱性能比對後其比較如表三所 示。表三 外氣空調箱安裝熱管前後耗能差異比較單位 :KW 從表三可清楚的發現,若採用熱管設計的外氣空調箱,其電力需求量為原設計的 84%;若以運轉的觀點來看,其省下的 463KW 電力,若單位成本以1.5NTD/KWH、稼動率 95%計算,每年所省下之電

13、費可達 NTD 5,781,044之譜, 再加上減少的熱水系統轉動設備保養費用,確實為一有效節能方式。不過熱管之 實際運用仍有其侷限性,分述如下:-熱管為確保其熱力性能,於製作時即抽真空,倘若熱管組發生破損將失去功 能且無法修復,需重新更換。-缺乏大容量熱管之實績,且製作較為困難。-無法於部份負載 (Partial-Load側針對得熱 -棄熱作主動控制。-初期購置成本偏高。是故於外氣空調箱採用熱管來節能的設計,目前大多仍侷限在小容量 (30,000CMH以下的外氣空調箱為主。為了消彌熱管無法主動控制以及熱管本身脆弱的缺憾 , 目前另外產生所謂的 擬熱管 (Quasi-Heat Pipe的設計概

14、念,這種設計概念來自於工業用的封密式氣 -氣 熱交換器 (Gas-Gas Heater, 以壓力 (循環泵 取代重力 -毛細作用力輸送工作流體的 方式,也可達到相同的效果。不過多了循環泵,故在節能要求上則不如真正的熱 管,但其工作流體壓力輸送的優點,使得冷、熱盤管布置為任意而不受重力流布 置所節制。故此設計目前反較真正的熱管設計受歡迎。4、 顯熱比與熱負荷變化之分析由於一般大規模的半導體及平面顯示器製造廠,熱負荷普遍上其顯熱因素 (SHF均接近 100%, 然而對於平面顯示器模組 (LCM、 印刷電路板 、 電漿顯示器 (PDP、 光纖電纜等製造廠,這些製程所需作業人員多、或生產區內有大量水氣

15、蒸發,造 成 SHF 降低 , 是故本研究也針對 SHF 與負載的變化作探討 。 為配合實際的情況, 特另列舉實際運轉的某小型 LCM 廠為案例,該潔淨廠房之規格如下 本製程抽氣量極少,所有濕製程均於微環境下完成,是故製程區最大之潛熱幾乎 是由人員來提供,本例將分別就 30、 100、 150、 300、 500、 700、 900、 1100、 1500、 2000人等狀況來模擬潛熱的增量變化。在這裡要說明的一點是在本例尺 寸下的廠房鮮少有 300人以上同時作業的情況 , 故之後的人數僅是為說明潛熱增 加造成的影響。本例的計算方式一如前面的分析,所有的變化均列表如附錄四所示,而廠房顯熱 比與

16、熱負荷變化詳如圖九所示。從圖九中可以發現,在 SHF=0.926以上的情況, 人員的潛熱負荷相較於總熱負荷顯得無足輕重,所以總熱幾乎保持常數,一旦 SHF 低於此則值熱負荷便產生急遽的變化 , 這顯示在本例中人員負荷占了舉足輕 重的地位。這項影響從外氣總量的計算也能夠看出來 (圖十 ;由先前外氣總計算的基準為室內所需量加上維持室內正壓量或人員換氣量取其大者 (稱為外氣增量 之前提下,我們可以看到當 SHF=0.926時不僅總熱負荷有了明顯變化,外氣增 量也由原有正壓掌控 (Dominate轉變為人員換氣量掌控,更突顯了這一點。 圖九 潔淨室熱負荷與顯熱因素 (SHF之變化 圖十 潔淨室外氣補充

17、量與顯熱因素 (SHF之變化5、 排氣能量之回收探討在本研究之主要 300mm DRAM製造廠案例中,不論維持正壓或人員所需之換氣 需求量相較於其它製程排氣可說是少之又少 (不超過新風總量之 7%,是故龐大 的外氣量將佔去全廠製冷量不小的部份 (約 70% , 所以如何節省此部份的電能亦 為值得思考的方向。降低外氣空調箱出風溫度目前以為廣為眾所皆知方法,排氣減量雖也是方法之 一,但受到製程本身的限制只能視為治標的手段。是故,從排出的廢氣中找尋可 回收的能量成為一可行之道。從排出的廢氣中計算廢棄的製冷量 508KW(約 144RT , 不過受限於溫度偏高 (多在 25o C 以上 , 跟廠內大部

18、份冷源動輒均在 20o C 以下的情況看來,排氣能量回收十分困難。基本上一般排氣製程所排氣大部份對人體無害,故可作為中央設備廠房 (CUB作為機房設備部份的冷源,或者可拉回 MAU 機房與新風混合,兩者均可降低部份 冰水主機的熱負荷;本例之一般排氣所排放之溫度為 25.3o C ,冷凍量為 376KW(107RT, 其出風條件與機房之空調室內系統的條件 (機房設計溫度大多在 2627o C 左右 類似,對此可作出以下的規劃,並使得冰水主機省下 256KW 的 電力 (以每冷凍噸需 0.68KW 之電力計算 。-作為 CUB 機房冰水主機或潔淨壓縮空氣空壓機 (CDA Compressor的空調

19、供 風或輔助供風源:由於排氣源十分乾淨,甚至可延長 CDA 空壓機入口慣性 過濾器的壽命。-作為與 MAU 新風於機外預冷之冷源:在與原有空調箱比較後之節能改善如 表四所示。表四 外氣空調箱與排氣理論上混風所節約之能量單位 :KW 由表四可以發現,兩者電力需求量相差達 1208KW ;若電價成本以1.5NTD/KWH、稼動率以 95%計算,每年所省下之電費可達 15,081,095NTD 之譜,對節約電費將頗有助益。不過建議設計者在先小心的確認排氣是否不會造成 任何副作用後再行規劃為佳。筆者實際上作過類似規劃,在該例中一般排氣可同 時對 MAU 機房及 CDA 室供應 26o C , RH=6

20、065%的排氣,對於該廠節能助益頗 大。 (如圖十一及圖十二 。6、 排氣量減少之討論潔淨室在製程作業的過程中必須要將廢氣排出 , 再加上會有一部分的循環空氣洩 露或滲出牆外,因此就必須由外氣空調箱補進新鮮的外氣,但處理大量高溫高濕 的外氣達到室內所要求的固定溫溼度,絕對是相當耗能的。因此我們考慮將排氣 量減少 25%、 50%及 75%來相互比較其間對傑能會有什麼樣的效果。表五 排氣量的不同與耗能之比較 由上表我們可以得知當我們減少排氣後,外氣的補給量也會減少。 MAU 系統因 為減少了高溫高濕的外氣處理量,引次在節約能源上有了非常顯著的效果。而 RCU 的系統,因為還要和回風相混合,雖然在

21、處理外氣的耗能降低了,但風車 必須送出的風量還是相當的大,因此在節能上的效果非常的有限,而如果是 RCU+BYPASS的模式下,則可以相對的節省了更多的能源。但是 RCU 系統與 NAU 系統相互比較的話, MAU 系統還是佔有較大的節能優勢。經過前述的討論後,我們可以發現:1. MAU 加分散式循環系統 (FFU、軸流風機 及冷卻系統 (DCC消耗動力為均偏 低,特別以 MAU+FFU+DCC的組合其消耗動力為最低。2. RCU 系統最耗能,對大規模及高循環次數之潔淨廠房設計不適用,但對造價 較低,小規模、潔淨等級低之潔淨室設計則十分適合。3. 採取外旁通系統可有效降低 RCU 冷卻及再熱量

22、進而節省電能。4. 熱管對 MAU 可有效減少其預冷及再熱所需能源。5. 當 RCU 系統對 SHF<0.926以下之負荷情況其熱負荷將急遽上升。6. 若經仔細調查,部份排氣系統亦可自其中回收部份冷能,且對全廠節能助益 斐淺。7. 若將排氣量減少,耗能也可以相對的減少。且 MAU 系統會比 RCU 系統還要 明顯。7.3熱負荷的綜合分析&計算1. 概括來源:設備機台和廠商系統發熱量約以以下負載推估:(1機台發熱(2真空 PUMP(3電力供應系統之發熱(4External Head Gain(5FFU MOTOR(6LIGHTING(7MAU FAN2. 依熱負荷推斷 FAB 所需

23、 Dry Coil冷凍能力,並作適當 Dry Coil Arravge,以 某一晶圓廠 Supporting Building無塵室熱負荷實例來作計算。表一 、 Room Cooling Load Calculation Data By User 表二、 DRY COIL CAPACITY CALCULATION (SUPPOR BUILDING 表三 、 COOLING LOAD ESTIMATE ROOM NO 2F RAP GOWN ROOM(1 FOR 12KW DRY COIL-DC TYPE (CMP & THIN & TCRUSED SECOND CHILLED

24、WATER TEMP 14 19 WATER FLOW RATE:12KW×3600÷1000÷4.186÷(19-14=2.064CMH(9.1GPMAIR FLOW RATE =160CMM(2 FOR 8KW DRY COIL×2-DC TYPE (FOR AIR LOCKUSED SECOND CHILLED WATER TEMP 14 19 WATER FLOW RATE:8KW×3600÷1000÷4.186÷(19-14=1.376CMH(6.065GPMAIR FLOW RATE =190

25、CMM(3 FOR 10KW DRY COIL WITH FAN DCF TYPE USED SECOND CHILLED WATER TEMP 14 19WATER FLOW RATE:10KW×3600÷1000÷4.186÷(19-14=1.72CMH(7.58GPMAIR FLOW RATE =87CMM(4 FOR 15KW DRY COIL WITH FAN DCF TYPEUSED SECOND CHILLED WATER TEMP 14 19WATER FLOW RATE:15KW×3600÷1000÷4.1

26、86÷(19-14=2.58CMH(11.352GPMAIR FLOW RATE =87CMM3 HEAT EXCHANGER Load Calculation(1 Dry Coil Capacity :(熱負荷不另述 FAB +SB =6753kW6753Kw ÷ 3 =2251kW/set(2Base On Cooling Load Calculation We Selection Heat Exchanger Capacity 2300kK×4sets (For FAB & S.B. Used , Include One Stand -by (3 W

27、ater Flow Rate CapacityPrimary Chilled Water Temp 6 12.7Second Chilled Water Temp 19 14.0Primary Chilled Water Flow Rate2300÷4.186÷(12.7-6=82 L/s (200ASecond Chilled Water Flow Rate2300÷4.186÷(19-14=110 L/s (200A(4 PUMP SELECTIONFLOW RATE :110 L/sTOTAL PRESSURE :45 mWGPUMP EFFICI

28、ENCY :75%POWER CONSUMPTION :67 BkWDRIVED MOTOR POWER OUTPUT :75Kw7.4空調設計方案1、 以 FFU 型無塵室觀念設計下列條件的無塵室,條件 :0.3m, Class1000, 24±0.5 , 40±5%RH, 作業人員 10人 , 房間面積 38.4m 2, 室高 3m , Cooling load: 100W/floor area (m2 , 若依滿足衛生條件所需之新風 (外氣 量為每人 35m 3/h, 已 知室內機械排風 1920m 3/h, 由門縫洩至鄰室之風量以 /23600洩漏 P A Q =估

29、算,若 P =1mmAq、 =0.5、 A= 0.04m 2, 且循環空氣次數為 80次 /h, 求 (a系統所需新風量 (bFFU 所需個數 (設每個 FFU 的濾網面速為 0.3m/s, 且有效面 積為 0.55m x 1.11m。 Ans:( a EA Q =1920 m3/h=0.53 m3/sOA Q =35 m3/h 10 人 =350 m3/h=0.097 m3/sinf Q = 3/23600洩漏P A = 0.026 m3 /s 系統所需新風量 SYS Q = max(EA Q or OA Q +inf Q = 0.53 + 0.026 = 0.556 m3 /s( b 單個

30、 FFU 的風量 Filter Q = 0.3 m/s × 0.55 m × 1.11m = 0.183 m3 /s房間體積 V= 38.4m2 × 3m =115.2 m3房間換氣量 ACH Q =VACH =115.2 m380 次 /hr = 2.56 m3 /s FFU 所需個數 FilterACHQ Q N =2.56/0.183=13.87=14個2、 若 上題以三級淨化系統處理 , 其 Prefilter 、 Midfilter 及 FinalFilter 的透過率各 為 0.7、 0.25及 0.0003, 畫出此種設計之空氣淨化系統圖和風量平衡圖

31、 (在此 不考慮洩壓閥和風管洩漏等影響 。 Ans : Q CPp = 1-P = 0.7 ; P = 0.3 Pm = 1-m = 0.25 ; P = 0.75Pf = 1-f = 0.0003 ; P = 0.99973、 上題若考慮以乾盤管和外氣空調箱的方式來完成其空氣處理過程,外氣處理 機的出風溫度 13, RH=90%, OA t =34, OA RH =80%,室內潛熱 105Kcal/(人 *h,求 (a此系統無塵室的室內粒子濃度可達 Class 等級多少 ? (設外氣粒子濃度 為 108個 /m3,每個人單位時間發塵量 5x105個 /(人 *min (bMAU 的新風負荷

32、(cDry Coil 的負荷 (多少 USRT , 1USRT=3024Kcal/h, 860kcal/h=1kw (d在空氣 線圖中畫出空氣處理過程 , 並標示各點狀態 (空氣線圖須交回 (e若乾盤管前空氣 溫度 25.5,盤管後溫度 22,冰水供水溫度 6,回水溫度 9,盤管面速 2.5m/s,設盤管熱傳係數 K C =670Kcal/(h* *m2*排 ,求所需乾盤管的排數。 Ans : Q C(a Clean Room污染物平衡式(Co × Qo × Pp P m P f + (Qr CP f +M = C(Qr +QEA +Qc 853102210(0.70.25

33、0.0003 5101060338187006(0.000370061920290o o p m f r f r EA c C Q P P P MC m Q P Q Q Q +=-+-+查 Clean Room課本得 0.3mISO Class 6 (b MAU 的新風負荷外氣溫度 Toa=34, RHoa =80% 查表得 =1.1kg/m3; hoa=105 kj/kg出風溫度 Ts=13; RH=90% 查表得 hs=34 kj/kg( o oa s q Qo h h =-33122101.1(10534 3600m h kg kj kjhr s m kg kg =-=48 kj/kg

34、(c Dry Coil的負荷總負荷 Cooling Load = 100W/floor area (m2 × 38.4m2 = 3840 W 潛熱負荷 q L =10510(1.22 kcal kcal kW 人=1050人 h h顯熱負荷 q s = 3.84 - 1.22 = 3.72 kW Dry Coil負荷 D q = 3.72 kW ( 1.06 RT(d 在空氣線圖中畫出空氣處理過程,並標示各點狀態進 Dry Coil前 1D T =25.2;進 Dry Coil後 2D T =22、 =1.17kg/m3D q =3131( ( ( ( 3600r P m h kg kjQ C T C h s m kg C37. 2=1Qr 13600×1.17×1.005×(25.2-221Qr =3254m3/h( 0.9 m3/sDry Coil旁通風量 2Qr =7005-3254=3751 m3/h112233r r r