2.1 실험 장치

Fig. 1은 본 이산화탄소 이차유체 시스템의 실험 장치 구성도를 나타낸다. 실험 장치는 크게 상단부 R404A 시스템과 하단부 이산화탄소 시스템으로 구성되어있다. 순환 이산화탄소의 액화를 위한 R404A 시스템은 압축기, 응축기용 판형 열교환기, 수액기, 팽창장치, 중간열교환기로 구성되었고, 이산화탄소 순환부는 CO₂ 펌프, 부하부로 이용된 이중관식 열교환기, 고압용 안전밸브 등을 설치하였다. 모든 장치 및 배관은 고무발포단열재를 이용하여 충분히 단열하였다. R404A 시스템의 응축기와 이산화탄소 시스템의 부하부는 각각 판형 열교환기와 이중관식 열교환기로 구성되어 있으며, 양측 모두 서로 다른 칠러의 브라인을 통해 열교환시켰다. CO₂ 측 부하부 열교환기의 경우, 순환 이산화탄소의 입출구 온도는 부하 측과의 열교환량과 R404A 냉각시스템 내 증발부의 온도에 따라 변하고, CO₂ 측 부하부 열교환기의 브라인 순환 입구온도 또한 조절하였다. 시스템의 운전상태를 파악하기 위해 주요 부위에 OMEGA사의 열전대를 사용하여 온도 측정을 하였고, R404A 시스템의 고압과 저압 측, 이산화탄소 순환부에 각각 Setra사의 -14.7~1,000 psig 범위의 정밀 압력계를 설치하여 압력을 측정하였다. R404A 시스템의 압축기는 380 V 3상에서 사용하는 Tecumseh사의 3마력 정속 압축기를 사용하였다. 이산화탄소 순환용 마그네틱 기어펌프는 평균 0.55 kW 전력을 소비하며, 이산화탄소 순환유량 조건에 맞추어 전압을 조절하여 실험을 진행하였다. 이산화탄소의 순환유량을 측정하기 위해 Turbines사의 허용압력 5000 psig와 유량범위 0～56.78 LPM의 체적 유량계를 설치하였다. 압축기의 소비전력 측정은 YOKOGAWA사의 전력량계를 설치하여 소비전력을 측정하였다. 이산화탄소 순환의 확인을 위해서 Obrist사의 300 bar 이내의 고압용 가시화창을 적용하였다. 한편, 고압용 안전밸브를 사용하여 이산화탄소 이차유체 시스템의 장비 보호와 실험 안전을 위해 일정 압력 이상이 되면 냉매가 배출될 수 있도록 설치하였다.

Fig. 1. Schematic diagram of the indirect R404A-CO2 refrigeration system.

2.2 이산화탄소 이차유체 냉방 시스템 실험 방법

본 실험은 이산화탄소 이차유체 시스템의 증발부 열원온도와 R404A 시스템의 응축부 냉각온도를 변화시키며 table 1 과 같이 진행하였다. 먼저 증발기 부분 열원으로 사용된 브라인의 순환 입구온도를 냉장용 시스템의 적정온도라고 판단되는 0℃, 5℃, 10℃의 세 가지 상태로 변화시켰고, 응축기 측 냉각용 칠러 브라인의 온도를 15℃, 20℃, 25℃로 변경하였다. 또한, 이산화탄소의 순환 유량의 영향을 보기위해 이산화탄소의 유량을 55, 89, 110 ml/min로 각각 변화시키며 실험을 진행하였다. 상부 시스템인 R404A 시스템의 냉매 충진량은 시험 운전을 통한 과열도 분석을 통해 충진압력 1.3 MPa을 기준으로 충진하였다. 이산화탄소의 충진량은 시스템 내 압력을 3.5 MPa로 고정하여 충진하였다. 위의 세 가지 실험 조건을 바꾸어가며 본 연구의 냉방 용량과 COP를 측정하였다.

식(1)은 이산화탄소 이차유체 냉방 시스템의 냉방 용량을 구하는 식으로 부하 측의 브라인유량과 입·출구 온도차, 그리고 온도에 따른 비열을 측정하여 계산하였다. 이산화탄소 이차유체 시스템의 성적계수는 소비전력량을 식(1)에서 계산된 냉방 용량 값으로 나누어 식(2)와 같이 계산하였다. 본 연구에서 제시된 COP의 평균오차는 ±3.7%로 나타났고, 냉방 용량의 평균 오차는 ±2.3%로 나타났다. 이는 식(1)과 식(2)를 EES(Engineering Equation Solver)에서 제공하는 오차전파 모델에 대입하여 산출하였다.

2.3 직접 팽창식 R404A 냉장시스템 실험 방법

이산화탄소 이차유체 냉방 시스템과의 비교를 위해 직접 팽창식 R404A 시스템을 추가로 구축하였다. Fig. 1의 이산화탄소 순환부를 제외하고, R404A 시스템의 증발부를 이산화탄소 순환부의 증발부와 연결하였다. 비교 실험은 이산화탄소 이차유체 시스템과 동일한 방법으로 수행하였고, 충진량 또한 충진압력 1.3 MPa을 기준으로 충진하였다. 먼저 증발기 측 브라인 온도를 이산화탄소 이차유체 시스템과 동일한 조건인 0℃, 5℃, 10℃로 변경하였고, 응축기 측 칠러의 브라인 온도 역시 15℃, 20℃, 25℃로 변경하였다. 실제 직접 팽창식 R404A 시스템이 냉장 시스템에 사용될 경우 실외기와 실내기가 분리되어 배관 길이가 크게 증가하게 되는데, R404A 시스템의 응축기 이후부터 압축기 이전까지의 배관 길이를 기존의 실험과 동일하게 유지한 채 응축기와 팽창장치 사이, 증발기와 압축기 사이의 배관 길이를 각각 5 m, 15 m로 변경하여 실험을 진행하였다. 직접 팽창식 R404A 냉장시스템의 경우 이산화탄소 순환부가 없기 때문에 COP는 식(2)의 분모에서 펌프에 소비되는 동력을 제외하고 계산하였다.

3.1 이산화탄소 이차유체 냉방 시스템

Fig. 2와 Fig. 3은 이산화탄소 이차유체 냉방 시스템에서 부하 측 브라인 온도 변화에 따른 냉방 용량과 COP를 각각 나타낸다. 응축기 측 브라인의 온도를 15℃로 고정하였을 때, 증발기 측 브라인의 온도가 10℃일 때가 0℃일 때보다 COP가 약 8.2% 높았고, 증발기 부하 측 브라인 온도가 5℃일 때에 비해서 6.5% 높게 나타났다. 증발기의 부하 측 브라인의 온도가 10℃, 응축기 측 브라인 온도가 15℃일 때가 가장 높은 COP를 보였고, 가장 효율이 낮은 결과와 비교할 때, 냉방 용량의 차이는 20.3%였다. 응축기 측 브라인의 온도에 따른 시스템 COP의 차이는 약 1% 미만으로 차이가 매우 작아 시스템의 성능에는 큰 변화를 주지 않았다. 증발기의 부하 측 브라인의 온도가 상승하면 부하 측 순환 이산화탄소의 출구온도 또한 증대되고, 이는 중간 열교환기 내 이산화탄소의 온도를 같이 상승시킨다. 중간 열교환기를 통해 상부 R404A 시스템과 하부 이산화탄소 시스템은 연계되기 때문에 하부 이산화탄소 시스템의 온도상승은 상부 R404A 시스템의 증발 압력을 상승시킨다. R404A 시스템의 응축기내 냉각수의 온도는 고정되어 있으므로 응축압력이 일정하게 유지되는 조건에서 증발압력의 상승은 압축기 내 압력 비를 감소시키고 이는 압축기 소비동력을 줄여 COP의 향상을 가져온 것으로 판단된다.

Fig. 2. Comparison of cooling capacity with variation of cooling water temperature of R404A cycle and heat source brine temperature of CO2cycle.

Fig. 3. Comparison of COP with variation of cooling water temperature of R404A cycle and heat source brine temperature of CO2cycle.

Fig. 4는 이산화탄소 순환 유량에 따른 냉방 용량의 차이를 나타내고, Fig. 5는 이산화탄소 순환 유량에 따른 시스템의 COP를 나타낸다. 이산화탄소 순환 유량이 55 ml/min 일 때 COP는 3.1로서 순환 유량을 110 ml/min로 진행하였을 때의 COP 3.05보다 약 1.6% 높게 나타났다. 식(2)에 나타낸 COP 계산식을 살펴볼 때 이산화탄소의 순환 유량의 증가에 따른 펌프의 소비동력 증가요인이 순환 유량의 증가에 따른 관내 측 대류열전달계수 상승효과로 인한 냉방 용량 증가보다 크기 때문에 가장 작은 이산화탄소의 순환 유량에서 COP가 크게 나타난 것으로 판단된다. 그러나 COP의 측정오차가 ±3.7%임을 고려할 때 순환 유량에 따른 COP와 냉방 용량의 차이는 무시할 수 있을 정도로 작게 나타났다.

Fig. 4. Comparison of cooling capacity with CO2flow rate.

Fig. 5. Comparison of COP with CO2flow rate.

3.2 R404A 냉방 시스템

Fig. 6은 부하 측 열원 브라인 온도 변화에 따른 R404A 냉방 시스템의 COP를 나타낸다. 이산화탄소 이차유체시스템과 유사한 결과를 얻을 수 있는데, 부하 측 열원 브라인 온도가 10℃일 때 가장 높은 COP를 보인다. 이는 부하 측 열원 브라인의 온도가 5℃일 때보다는 약 9.2%, 부하 측 열원 브라인의 온도가 0℃일 때보다 14.0% 높은 COP를 나타냈다. 냉방 용량에서도 비슷한 차이를 보였는데 Fig. 7의 결과를 살펴보면, 부하 측 브라인의 온도가 10℃일 때 가장 높은 냉방 용량을 나타냈다. 부하 측 열원 브라인의 온도가 5℃일 때와 0℃일 때, 각각 약 14.7%와 24.4%의 차이를 보였다. 또한 이산화탄소 이차유체 시스템과 동일하게 응축 브라인 온도 변화에 따른 결과는 최대 약 3.6%로 시스템의 전체 냉방 용량과 COP에는 큰 영향을 주지 않는 것으로 판단된다.

Fig. 6. Comparison of COP with variation of cooling water temperature of R404A cycle and heat source brine temperature of R404A cycle.

Fig. 7. Comparison of cooling capacity with variation of cooling water temperature of R404A cycle and heat source brine temperature of R404A cycle.

배관 길이 변화에 따른 성능 변화 실험은 R404A 시스템의 부하 측 브라인 온도 변화에 따른 결과를 바탕으로 COP와 냉방 용량이 가장 높은 조건에서 수행하였다. Fig. 8은 R404A 시스템의 배관 길이에 따른 냉방 용량에 대한 그래프이다. R404A 배관 길이가 길어짐에 따라 냉방 용량이 증가함을 볼 수 있다. 배관 길이를 15 m 증가하였을 때가 기존 실험 결과보다 약 3.7%의 더 높은 냉방 용량을 보였다. 배관 길이에 따른 냉방 능력의 변화는 추가로 증대된 배관과 주위와의 열교환량 그리고 충진량 변화에 따른 냉동 시스템의 운전성능변화로 설명할 수 있는데, 추가 배관의 경우 단열을 통해 주위의 영향을 무시할 수 있었다. 충진량의 변화에 따른 시스템 운전압력의 변화와 열교환기 내부의 열전달향상인자가 영향을 주었을 것으로 판단되고, 이를 정확히 밝히기 위해서는 추가연구가 필요할 것이다.

Fig. 8. Comparison of cooling capacity with pipe length.

Fig. 9와 같이 기준 배관 길이 조건에서의 COP가 배관 길이를 15 m 증가하였을 때의 COP보다 약 12.3% 높은데, 이는 배관 길이를 증가시켰을 때 높아지는 냉방 용량보다 배관 길이를 증가함으로서 압축기의 소비동력이 더 커진 것을 나타낸다. 따라서 배관 길이에 따른 성능 변화는 길이가 길어질수록 성능은 더 낮아짐을 나타낸다.

Fig. 9. Comparison of COP with pipe length.

3.3 이산화탄소 이차유체 시스템과 R404A 시스템 성능 비교

Fig. 10은 배관 길이 변화에 따른 R404A 냉방 시스템과 이산화탄소 이차유체 냉방 시스템의 냉방 용량의 차이를 나타낸다. R404A 시스템의 배관 길이 15 m 추가 실험 결과가 이산화탄소 이차유체 시스템의 실험 결과보다 약 3% 높은 냉방 용량을 보였다.

Fig. 10. Comparison of Cooling capacity between R404A cycle and CO2cycle.

그러나 Fig. 11의 COP 비교에서는 15 m 배관 길이 시 이산화탄소 이차유체 시스템이 R404A 시스템보다 약 9.0% 높은 값을 나타냈다. 이산화탄소 이차유체 시스템의 압축기와 순환펌프의 소비동력이 R404A 시스템의 배관 길이 추가 결과보다 더 낮은 값을 보였고, 그 결과 더 높은 COP를 나타낸 것으로 판단된다.

Fig. 11. Comparison of COP between R404A cycle and CO2cycle.