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Korean Journal of Air-Conditioning and Refrigeration Engineering

ISO Journal TitleKorean J. Air-Cond. Refrig. Eng.

Open Access, Monthly

Open Access Monthly

ISSN : 1229-6422 (Print)
ISSN : 2465-7611 (Online)

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Korean Journal of Air-Conditioning and Refrigeration Engineering

Korean J. Air-Cond. Refrig. Eng. Vol. 30, No. 7, p.299-309

ISSN (print) :

1229-6422

ISSN (online) :

2465-7611

Received : 26 May 2018Revised : 9 May 2018Accepted : 15 May 2018

DOI :

https://doi.org/10.6110/KJACR.2018.30.7.299

디젤발전기의 폐열회수를 위한 혼합냉매 기반 랭킨싸이클에 관한 연구

A Study on the Mixed Refrigerant-based Rankine Cycle Analysis for Waste Heat Recovery of Diesel Generator

이태진 (Tae Jin Lee) ¹ 신경호 (Kyeong Ho Shin) ¹ 심다민 (Da Min Shim) ¹ 김주형 (Joo Hyung Kim) ¹ 정동수 (Dong Soo Jung) ¹^†

인하대학교 (INHA University, 100 Inharo, Nam-gu Incheon, 22212, Korea)

^†Corresponding author, E-mail: joohyung.kim@inha.ac.kr

License :

No part of this publication may be reproduced or distributed in any form or any means, or stored in a data base or retrieval system, without the prior permission of the publisher(www.sarek.or.kr).

Abstract

In this study, the Organic Rankine Cycle (ORC), based on mixed refrigerants, has been researched for recovering the waste heat of a diesel power plant. The simulation program has been developed to analyze the performance of ORC, which is operated by saturated jacket water of diesel engine and the ocean cooling water. The results show that the ORC efficiency and the power are 13.19% and 43.5 kW, respectively, when the cooling capacity of the evaporator side is 329.7 kW. The output power of ORC using R1233zd refrigerant, whose GWP is 4, is 2.7% higher than R245fa, which has been widely used in the ORC system and has a GWP of 1030. Considering the optimized UA, the multiplication of the overall heat transfer coefficient and the surface area, and the design of the evaporator and condenser can increase the efficiency of ORC from 13.19% to 14.82% and increase the power to 12.2%. Finally, the refrigerant mixed with R245fa, R1234yf and R1233zd can be properly selected for the design purpose, low GWP and performance, through results which are presented by the mixed ratio versus the system efficiency and GWP value.

Key words

폐열회수(Waste heat recovery), 유기랭킨사이클(Organic Rankine Cycle(ORC)), HFO계 냉매(HFO refrigerant), 혼합냉매(Mixed refrigerant), 총괄열전달계수(Overall heat transfer coefficient)

기호설명

A：면적 [m²]

h：엔탈피 [kJ/kg]

T：온도 [℃]

TDE：증발기측 대수평균온도차 [K]

U：총괄열전달계수 [W/(m²·K)]

η：효율 [%]

c_p：정압비열 [kJ/kg-K]

$\dot{m}$ ：질량 유량 [kg/s]

TDC：응축기측 대수평균온도차 [K]

Q：열량 [kW]

W：동력 [kW]

1. 연구배경 및 목적

전 세계적인 환경문제와 에너지 고갈에 대응하기 위한 방안으로 에너지의 효율적인 이용 및 신재생 에너지에 대한 높은 관심과 투자가 이루어지고 있다. 관련하여 열효율이 40% 수준인 발전분야에서는 발전기의 폐열을 회수하기 위한 다양한 연구가 진행 중에 있으며, 본 연구에서는 1 MW급 디젤발전기의 폐열을 회수하기 위한 방안으로 혼합냉매 기반 유기랭킨사이클(Organic Rankine Cycle, ORC)에 대한 연구를 진행하였다. 수증기를 작동유체로 사용하는 랭킨사이클 대비 비등점이 상이한 냉매를 작동유체로 사용하는 유기랭킨사이클은 열원에 따라 터빈 입/출구 압력차의 최적설계가 가능하므로 폐열회수를 위한 시스템 효율을 극대화할 수 있는 장점이 있다. 종래의 연구결과, Jung et al.⁽¹⁾은 유기랭킨사이클을 이용하여 해수표면과 심층수의 온도차에 의한 발전시스템(Ocean Thermal Energy Conversion, OTEC)에 대한 시뮬레이션을 통하여 9종류의 단일냉매에 대해 해석결과 냉매 종류에 관계없이 시스템의 성능은 거의 일정하며, 초기 투자비 및 환경영향 등을 고려하여 R410A와 R32가 폐쇄형 OTEC의 작동유체로서 가장 적합함을 제시였다. Yoon et al.⁽²⁾은 R134a 냉매를 사용하는 유기랭킨사이클에서 증발기 측의 열원으로 화력발전소에서 버려지는 35℃의 온배수와 25℃의 해양 표층수를 비교함으로써, 화력발전소의 온배수를 이용하는 것이 해양의 표층수를 적용한 것에 비해 시스템 효율이 약 87% 이상 높게 나타남을 확인하였다. Kim et al.⁽³⁾은 화력발전소의 폐열회수를 위해 액-증기 이젝터를 적용한 유기랭킨사이클을 제안하였으며, 검토된 5종의 단일냉매에 대해 비교 결과 R600a가 발전량에서 가장 우수함을 확인 하였다. 이상의 종래연구에서는 폐열회수 대상이 되는 열원이 해수 또는 발전소 온배수 등 비교적 낮은 온도의 열원에 대한 연구를 진행하여 왔으나, 본 연구에서는 디젤엔진의 고온 배기가스와 열교환된 포화상태의 2차 작동유체를 열원으로 하는 유기랭킨사이클에 대한 최적설계를 진행하고자 한다. 이를 위해, 증발기 측의 고온- 포화상태의 2차 작동유체와 해수를 응축기 측 냉각수로 사용하는 혼합냉매 기반 유기랭킨사이클에 대한 시뮬레이션을 진행하였으며, 환경규제 및 성능 등을 고려하여 선정된 단일냉매에 대한 최적설계방안 및 냉매 혼합 율에 따른 시스템 효율을 비교하였다.

2. 열역학적 사이클 시뮬레이션

2.1 발전소 폐열회수를 위한 유기랭킨사이클

2.1.1 유기랭킨사이클 1차 작동유체(냉매) 상태

종래 연구에서는 발전소에서 배출되는 온배수의 폐열 회수방안에 대한 연구가 진행되었으나, 본 논문에서는 발전소의 디젤엔진을 냉각시키기 위한 자켓워터(Jacket Water)를 2차 작동유체로 사용하여 디젤엔진의 배기가스 열량을 회수하는 방안에 대해 연구하고자 한다. Fig. 1은 본 연구의 대상이 되는 1MW급 디젤발전소의 엔진 배기 열 회수를 위한 유기랭킨사이클의 개략 도를 보여주고 있다. 디젤엔진 냉각 후의 자켓워터는 폐열회수의 주 대상이 되는 고온의 배기가스와 열교환하여 고온의 포화증기 상태(TW1)로서 증발기에서 유기랭킨사이클의 1차 작동유체로 사용되는 냉매에 열량을 공급하고 액상 상태(TW44s)를 거쳐 저온상태(TW4)로 다시 엔진냉각에 사용된다. 자켓워터로부터 열량을 받은 증발기 출구의 냉매⁽¹⁾는 고온고압의 가스 상태로서 터빈을 통과하면서 전력을 생산하고 저온저압의 가스상태⁽²⁾가 되게 된다. 저온저압의 냉매가스는 응축기에서 열교환하여 포화상태(2s~3s)를 거친 과냉상태⁽³⁾로 펌프에 의해 저온고압의 액상이 되어 증발기에서 자켓워터의 열량을 회수하게 된다.

Fig. 1. Schematic of Organic Rankine Cycle for waste heat recovery of diesel generator.

Fig. 2에는 유기랭킨사이클에서 냉매의 각 상태에 대한 P-h(압력-엔탈피)선도 및 T-s(온도-엔트로피) 선도를 보여주고 있다. 본 연구에서는 각각의 냉매 상태 점에 대해 최소 상태조건(압력-온도 및 압력-엔트로피 등)을 계산 후, 미국국립표준 기술연구소(National Institute of Standards and Technology, NIST)에서 배포한 REFPROP ver 9.1을 통하여 압력, 온도, 엔트로피 및 엔탈피 등 냉매상태를 확인하였다. 증발기와 응축기에서 열전달에 의해 결정되는 증발압력과 응축압력으로부터 포화상태의 기상(1s, 2s)과 액상(3s, 4s)의 온도, 엔트로피 및 엔탈피를 계산할 수 있으며, 과열도(DSH)와 과냉각도(DSC)가 주어지면 터빈과 펌프의 입구(1, 3) 압력(P1 = P1s, P3 = P3s), 온도(T1 = T1s+DSH, T3 = T3s-DSC)로부터 엔탈피와 엔트로피를 알 수 있다. 터빈출구의 냉매상태는 식(1)의 등엔트로피 효율정의로부터 식(2)와 같이 등엔트로피 효율에 따라 출구의 엔탈피를 구할 수 있으며, 압력(P2 = P2s)과 엔탈피로부터 온도와 엔트로피의 계산이 가능하다.

Fig. 2. Pressure-Enthalpy and Temperature-Entropy diagram of Organic Rankine Cycle.

(1)

η_{i s e n} = \frac{h_{\in l e t} - h_{o u t l e t}}{h_{\in l e t} - h_{o u t l e t_{-} i s e n t r o p i c}}

(2)

h_{o u t l e t} = h_{\in l e t} - η_{i s e n} \cdot (h_{\in l e t} - h_{o u t l e t_{-} i s e n t r o p i c})

44s점은 증발기입구 포화상태의 자켓워터가 만액이 되는 조건에서의 냉매상태를 의미하고, 식(3)과 같이 자켓워터와 냉매 측의 열평형 관계식으로부터 냉매 측의 엔탈피를 계산할 수 있으며, 엔탈피와 증발압력으로부터 44s점에 대한 온도 및 엔트로피를 확인 할 수 있다.

(3)

h_{44 s} = h_{4} + \frac{\dot{m_{j a c k e t w a t e r}} \cdot C_{p} \cdot ∆ T_{j a c k e t w a t e r}}{\dot{m_{r e f}}}

이상과 같은 관계식을 통하여, 적정한 가정에 의한 증발압력, 응축압력 및 냉매 순환 량의 초기 값과 과열도, 과냉각도, 터빈과 펌프의 등엔트로피 효율 및 자켓워터의 증발기 입/출구 온도, 유량 등의 설계 값을 통하여 유기랭킨사이클의 T-s 선도 및 p-h 선도를 구 할 수 있다. 증발압력, 응축압력, 냉매 순환 량의 초기 가정 값은 각각 증발기와 응축기에서의 열평형 상태로부터 가정 값의 타당성을 확인 할 수 있으며, 반복 계산을 통하여 열평형을 만족시키는 냉매의 상태를 계산할 수 있다. 이와 같은 냉매 상태선도에서 터빈의 출력과 펌프의 동력은 식(4), 식(5)와 같이 각각 터빈과 펌프의 입/출구 엔탈피 차에 냉매 순환 량의 곱으로 계산 될 수 있으며, 실제 유기랭킨사이클의 출력은 터빈출력과 펌프동력의 차가 된다. 랭킨사이클의 효율은 증발기 입력열량에 대한 발전열량이므로 식(6)과 같이 정의 될 수 있다.

(4)

W_{T} = \dot{m_{r e f}} \cdot (h_{1} - h_{2})

(5)

W_{P} = \dot{m_{r e f}} \cdot (h_{4} - h_{3})

(6)

η_{O R C} = \frac{W_{T u r b i n e} - W_{P u m p}}{Q_{e v a p}}

연구의 대상이 되는 다양한 냉매의 적용에 있어서는 증발기에서의 열량은 자켓워터의 열량으로 동일한 반면, 냉매의 종류에 따라 터빈으로부터 생성되는 동력이 변화하므로 시스템 효율이 변화함과 동시에 응축기를 통하여 전달되는 열량 또한 상이하게 된다. 그러므로 응축기의 설계조건으로는 응축기로 유입되는 해수 냉각수의 온도 및 질량유량을 동일하게 하였고 냉매마다 증발잠열이 상이하므로 동일한 증발열량에 대해서도 질량유량이 변화기 때문에 냉매에 따른 터빈과 펌프의 체적유량은 상이하게 계산 될 수 있다.

2.1.2 2차 작동유체(자켓워터, 응축기 냉각수) 상태

냉매상태에 대응하는 자켓워터 및 응축기 냉각수의 온도는 Fig. 2의 T-s 선도 상에 나타내고 있다. 증발기 측 자켓워터의 증발기 입/출구의 온도(TW1, TW4)는 설계인자로서 고정되고, 포화상태의 TW1s, TW4s, TW44s는 입구온도와 동일하게 된다. 응축기에서의 설계조건은 응축기 냉각수 입구의 온도(TW3)와 유량이므로 식(7)과 같이 응축기 냉매 측 열량으로부터 냉각수의 출구온도를 계산할 수 있다.

(7)

T_{W 2} = T_{W 3} + \frac{Q_{c o n d}}{\dot{m_{c o n d w a t e r} \cdot c_{p}}}

응축기 측 냉매의 포화점(3s, 2s)에서의 냉각수 온도는 냉매 열량과 냉각수 열량의 평형방정식으로부터 계산할 수 있다. 냉매 측의 과냉구간(3s~3)의 열량과 동일구간(TW3~TW3s)의 냉각수 열량은 식(8)과 같이 동일하므로 냉각수 입구 측 냉매 포화점에 상응하는 냉각수의 온도(TW3s)는 식(9)와 같이 계산할 수 있으며, 동일한 방법으로 냉각수 출구 측의 냉매 포화점에 상응하는 냉각수 온도(TW2s)는 식(10)과 같이 계산 될 수 있다. 이와 같은 방법으로 2차 작동유체 자켓워터 및 냉각수의 각점에서 온도를 계산할 수 있다.

(8)

\dot{m_{c o n d w a t e r}} \cdot c_{p} \cdot (T_{W 3 s} - T_{W 3}) = \dot{m_{r e f}} \cdot (h_{3 s} - h_{3})

(9)

T_{W 3 s} = T_{W 3} + \frac{\dot{m_{r e f}} \cdot (h_{3 s} - h_{3})}{\dot{m_{c o n d w a t e r}} \cdot c_{p}}

(10)

T_{W 2 s} = T_{W 2} - \frac{\dot{m_{r e f}} \cdot (h_{2} - h_{2 s})}{\dot{m_{c o n d w a t e r}} \cdot c_{p}}

2.2 열교환기(증발기/응축기)에서의 열전달

증발기와 응축기에 적절한 열전달 방정식을 적용하는 것은 전체 시스템의 성능을 정확히 계산하는데 매우 중요한 요소이다. 본 연구에서는 증발기와 응축기에 대해 대수평균온도차(Log Mean Temperature Difference, LMTD)를 이용하여 열전달 방정식을 세웠으며, 열교환기의 성능은 총괄열전달계수(overall heat transfer coefficient, U)와 열전달면적(area, A)의 곱(UA)으로 표현하였다. 증발기에서의 열전달 해석을 위해서는 Fig. 2의 냉매 상태선도에서 자켓워터가 포화상태 시 냉매는 과열, 포화, 과냉 세구간이 존재하며, 액상의 자켓워터 조건 에서는 냉매가 과냉상태이므로 총 네 영역에 대해 LMTD를 진행하여야 한다. 논의된 네 구간의 UA합이 식(11) 에서와 같이 증발기 전체의 UAevap가 되므로, 식(12), 식(13)과 같이 증발기에서의 대수평균온도차 TDE를 계산 할 수 있다.⁽¹⁾ 여기서 하첨자는 냉매의 상태 점을 나타내며, 시스템의 최적설계 관점에서 냉매 변경에 따른 배관 및 열교환기에서의 압력강하는 발생하지 않음으로 가정하였다. 증발기에서의 열량은 식(14)에서와 같이 계산되어진 대수평균온도차에 증발기의 총괄열전달계수의 곱으로 나타 낼 수 있으며, 이때의 증발기 열량은 자켓워터의 열량과 동일하여야 한다.

(11)

U A_{e v a p} = U A_{11 s} + U A_{1 s 4 s} + U A_{4 s 44 s} + U A_{44 s 4}

(12)

\frac{\dot{m_{r e f}} \cdot (h_{1} - h_{4})}{T D E} = \dot{m_{r e f}} [\frac{h_{1} - h_{1 s}}{L M T D (T_{1}, T_{1 s}, T W_{1 s}, T W_{1})} + \frac{h_{1 s} - h_{4 s}}{L M T D (T_{1 s}, T_{4 s}, T W_{4 s}, T W_{1 s})} + \frac{h_{4 s} - h_{44 s}}{L M T D (T_{4 s}, T_{44 s}, T W_{44 s}, T W_{4 s})} + \frac{h_{44 s} - h_{4}}{L M T D (T_{44 s}, T_{4}, T W_{4}, T W_{44 s})}]

(13)

T D E = \frac{(h_{1} - h_{4})}{[\frac{h_{1} - h_{1 s}}{L M T D (T_{1}, T_{1 s}, T W_{1 s}, T W_{1})} + \frac{h_{1 s} - h_{4 s}}{L M T D (T_{1 s}, T_{4 s}, T W_{4 s}, T W_{1 s})} + \frac{h_{4 s} - h_{44 s}}{L M T D (T_{4 s}, T_{44 s}, T W_{44 s}, T W_{4 s})} + \frac{h_{44 s} - h_{4}}{L M T D (T_{44 s}, T_{4}, T W_{4}, T W_{44 s})}]}

(14)

Q_{e v a p} = U A_{e v a p} \cdot T D E = Q_{j a c k e t w a t e r}

증발기에서의 열전달과 동일한 방법으로 응축기에서는 액상의 냉각수에 대해 과냉, 포화, 과열 3부분에 대해 대수평균온도차(TDC₁)는 식(15)와 같이 계산할 수 있다. 또한, 식(16)과 같이 증발기 측 열량과 엔탈피 차에 의해 계산된 질량유량으로부터 응축기 측 열량은 식(17)과 같이 되고, 응축 열량과 UA_cond에 의한 응축기에서의 대수평균온도차(TDC₂)는 식(18)과 같게 된다. 이때, 식(15)에 의한 응축기의 대수평균온도차와 식(18)에 의한 대수평균온도차는 동일하여야 한다.

(15)

T D C_{1} = \frac{(h_{2} - h_{3})}{[\frac{h_{2} - h_{2 s}}{L M T D (T_{2}, T_{2 s}, T W_{2 s}, T W_{2})} + \frac{h_{2 s} - h_{3 s}}{L M T D (T_{2 s}, T_{3 s}, T W_{3 s}, T W_{2 s})} + \frac{h_{3 s} - h_{3}}{L M T D (T_{3 s}, T_{3}, T W_{3}, T W_{3 s})}]}

(16)

{\dot{m}}_{r e f} = \frac{Q_{e v a p}}{h 1 - h 4}

(17)

Q_{c o n d} = \dot{m_{r e f}} \cdot (h_{2} - h_{3})

(18)

T D C_{2} = \frac{Q_{c o n d}}{U A_{c o n d}} = T D C_{1}

2.3 모델링 해석

Fig. 3은 유기랭킨사이클을 해석하기 위한 시뮬레이션 프로그램의 순서도를 보여주고 있다. 프로그램은 상수인 설계인자로부터 시작하여, 적정한 초기 값인 증발기와 응축기의 압력 및 냉매유량에 대해 냉매 측 각 상태에 대한 압력, 온도, 엔트로피 및 엔탈피를 계산하게 된다. 이후 2차 작동유체와 냉매와의 열평형 방정식을 통하여 자켓워터 및 냉각수에 대해 냉매상태 점에서의 온도를 계산하게 되고, 2차 작동유체의 온도 및 유량과 냉매 측의 엔탈피와 유량에 대해 증발기와 응축기에서의 열전달 모델링을 통하여 각각 증발기 측의 열량과 응축기 측의 대수평균온도차를 계산할 수 있다. 본 프로그램의 수렴은 증발기 측 냉매 열량과 설계 값인 자켓 워터 열량의 편차 및 응축기에서 대수평균온도차 TDC₁과 TDC₂의 편차에 의해 결정된다. 프로그램의 수렴을 위해 증발압력과 응축압력을 변화시켜가며 계산하는데 증발압력은 냉매측과 자켓워터의 열량 편차를 반영하였고, 응축압력은 각각 계산된 대수평균온도차 TDC₁과 TDC₂의 편차를 반영하였다.

Fig. 3. Flow chart diagram for Organic Rankine Cycle analysis.

2.4 작동 유체

최초의 냉매로 사용된 자연냉매의 독성, 폭발성 및 높은 작동압력 등의 문제점을 해결하고자 염화불화 탄소계(CFC) 및 수소염화불화탄소계(HCFC) 냉매가 개발되었으나 오존층붕괴의 주원인으로 밝혀짐에 따라, 1996년 이후 몬트리올의정서에 의해 사용이 중지되었으며,⁽⁴⁾ 현재는 오존층 파괴지수(Ozone Depletion Potential, ODP)가 0인 R134a 및 R245fa 등의 수소불화탄소계(HFC) 냉매의 사용이 주를 이루고 있다. 그러나 HFC계의 냉매가 ODP는 “0”인 반면, 지구온난화에 영향을 미침에 따라 1995년 교토의정서에 의해 6대 지구온난화 물질로 분류되었으며, 2006년 제정된 유럽의 “F-gas Regulation”에 의해 2011년부터 유럽에서 판매되는 차량용 에어컨 냉매는 지구온난화지수(Global Warming Potential, GWP, CO₂의 GWP를 1.0으로 기준)가 150 이하인 냉매로 제한됨에 따라 HFC계의 냉매를 대체하기 위한 많은 연구가 진행되고 있다.^(5,⁶⁾ 현재, HFC를 대체하기 위한 방안으로는 CO₂ 등 자연냉매와 수소불화올레핀(HFO)계의 냉매가 제시되고 있지만, 자연냉매의 경우 기존의 문제점(독성, 폭발성, 고압)으로 범용 사용에 제한이 되고 있으므로, HFO계의 냉매가 현실적인 대안이 되고 있다. 현재 발표된 HFO계의 냉매로는 HFC계의 R134a 대체용인 R1234yf와 R245fa를 대체하기 위한 R1233zd가 가장 대표적이다. Table 1에는 앞서 논의된 대표적인 냉매에 대한 특성을 제시하고 있다. 임계온도 기준으로는 150~200℃ 영역의 냉매로는 R11(CFC), R245fa(HCF), R1233zd(HFO)와 100℃ 영역의 R12(HCFC), R134a(HCF), R1234yf(HFO)가 있음을 확인 할 수 있다. 본 연구에서는 기존의 유기랭킨사이클에 많이 사용된 R245fa 대비 HFO계의 냉매 R1233zd와 R1234yf의 대체 가능성 및 삼원냉매(R235fa, R1233zd, R1234yf)의 혼합에 대한 유기랭킨사이클의 효율을 비교하고자 한다(A2L과 B2L는 화염전파 속도가 10 cm/s 이하).

Table 1. Physical properties of refrigerant

Refrigerants		ODP	GWP	Safety	Critical pressure	Critical temperature	Max temperature		Lower toxicity	Higher toxicity
Natural gas	Ammonia	0	0	B2L	11.3 MPa	132℃	426℃	Higher flammability	A3	B3
Natural gas	Carbon dioxide	0	1	A1	7.4 MPa	31℃	1726℃
CFC	R11	1	4,750	Al	4.4 MPa	198℃	352℃
CFC	R11	1	4,750	Al	4.4 MPa	198℃	352℃	Lower flammability	A1	B1
HCFC	R12	1	10,900	A1	4.1 MPa	112℃	252℃
HCF	R245fa	0	1,030	B1	3.7 MPa	154℃	167℃
	R134a	0	1,430	A1	4.1 MPa	101℃	182℃
	R134a	0	1,430	A1	4.1 MPa	101℃	182℃	No flame propagation
HFO	R1233zd	0.00034	7	A1	3.6 MPa	166℃	277℃
HFO	R1234yf	0	4	A2L	3.4 MPa	94.7℃	137℃

3. 결과 논의

3.1 단일냉매별 해석결과

3.1.1 해석 결과

Table 2의 유기랭킨사이클 설계인자에 대한 냉매별 계산결과를 Fig. 4에 제시하였다. 해석결과 앞에서 논의된 냉매 중 R1233zd의 효율이 R245fa 대비 13.19%에서 13.55%로 0.36% 증가하였으며, ORC 출력은 43.50 kW에서 44.68 kW로 약 2.7% 증가하였다. 이를 통하여 GWP가 높은 기존의 R245fa를 GWP가 낮은 R1233zd로 성능저하 없이(일부 개선효과 기대) 대체 될 수 있음을 확인하였다. 또한, R1233zd의 증발압력과 응축압력이 1427.5 kPa과 192.8 kPa로서, 기존 R245fa의 1754 kPa와 224.1 kPa에 비해 낮으므로 기존설비의 배관 변경 없이 사용이 가능하며, 펌프와 터빈의 체적유량이 일부 증가하는 것으로 나타나므로 이에 대한 기존장비의 사용가능 유무의 검토를 통하여 냉매 “Drop-in(기존 R245fa 설비에 냉매만 R1233zd로 교체)”의 가능성을 기대할 수 있다. 반면, R1234yf의 경우 냉매 사이클이 임계점을 넘어서 정상적으로 계산되지 않음을 확인하였는데, 이는 R1234yf의 임계점 온도가 94.7℃로서 119.9℃의 자켓워터 온도에서 냉매가 임계점을 넘을 수 있음을 보여 주고 있다.

Table 2. Design parameter of Organic Rankine Cycle

	DSH [℃]	DSC [℃]	EFFT [%]	EFFP [%]	Q_jacket water [kW]	mdot_jacket water [kg/s]	TW1 [℃]	TW4 [℃]	cp [kJ/kg-K]	TW3 [℃]	UA_eva [kW/K]	UA_cond [kW/K]	mdot_cond water [kg/s]
Value	0.2	0.2	85.1	81.8	329.7	0.55	119.9	78.5	4.18	10	44.75	13.3	6.85

DSH

[℃]

DSC

[℃]

EFFT

[%]

EFFP

[%]

Q_jacket water

[kW]

mdot_jacket water

[kg/s]

TW1

[℃]

TW4

[℃]

[kJ/kg-K]

TW3

[℃]

UA_eva

[kW/K]

UA_cond

[kW/K]

mdot_cond water

[kg/s]

Value

0.2

85.1

81.8

329.7

0.55

119.9

78.5

4.18

44.75

13.3

6.85

Fig. 4. Organic Rankine Cycle analysis result for pure refrigerants.

3.1.2 최적설계 방안-냉각수 유량

Table 2의 설계인자에 대한 검토 결과 펌프와 터빈은 효율이 증가함에 따라 비례적으로 시스템의 효율이 증가하므로⁽¹⁾ 최적 설계인자 검토 대상에서 제외하였으며, 과열도와 과냉각도는 0.2℃에서 5℃로 변경 시 시스템의 출력이 각각 2~3% 저하하는 것을 확인 할 수 있었으나, 과열도와 과냉각도는 냉매 충전량 및 실제 사이클의 상태에 따라 변화하므로 본 연구에서는 이상적인 조건인 0.2℃로 결정하였다. 또한, 증발기 측 자켓 워터의 열량, 유량, 온도와 냉각수의 온도는 사이클의 외부조건으로서 설계의 대상이 되지 않으므로, 본 연구에서의 최적설계인자로는 응축기 측 냉각수 유량과 증발기와 응축기의 UA값에 대해 검토하고자 한다. 먼저 Fig. 5의 표와 T-s 선도는 응축기 측 냉각수량이 기존 6.85 kg/s 대비 20 kg/s로 증가할 경우 시스템 효율은 13.19%에서 13.69%로 0.5% 상승하면서 출력은 43.50 kW에서 45.14 kW로 3.8% 상승하는 것을 알 수 있다. 이와 같은 성능의 향상은 냉각수량이 증가하면서 냉각수 출구의 온도가 19.95℃에서 13.4℃로 낮아지고 열전달 량이 증가하여 터빈 출구압력이 224.1 kPa에서 200.9 kPa 낮아지므로 터빈의 출력은 증가하고 시스템의 효율은 증가하게 된다. 또한, Fig. 5의 우측 결과는 냉각수량에 따른 시스템 효율을 비교하였는데, 냉각수량이 증가할수록 시스템 효율은 증가하고 있는 것을 확인 할 수 있으나, 효율의 증가율은 냉각수 량이 증가할수록 감소하는 것을 알 수 있다. 그러나 냉각수량을 증가시키기 위해서는 기반시설의 추가적인 투자가 요구되므로 투자대비 개선효과를 고려하여야 한다.

Fig. 5. ORC efficiency by the mass flow rate of cooling water in the condenser side.

3.1.3 최적설계 방안-증발기 및 응축기 UA 설계

Fig. 6(a)에 증발기와 응축기의 UA값 변화에 따른 시스템 효율을 제시하였는데, UA값이 증가할수록 시스템 효율이 증가하는 것을 확인 할 수 있다. 또한 Table 2의 기준 설계 점 “A”에서는 증발기의 UA값 증가보다는 응축기의 UA값 증가가 매우 효과적인 것을 예측 할 수 있다. 그러나 일반적으로 UA값을 증가시키기 위해서는 열교환기의 크기가 증가하므로 과도한 설비투자비를 야기할 수 있다. 그러므로 설비비용을 고려한 최적설계의 관점에서는 증발기와 응축기 UA값의 합이 일정한 조건에서 증발기와 응축기의 UA값 변화에 대한 최적효율 점을 확인하는 것이 중요하다. Fig. 6(b)의 증발기와 응축기의 UA 값의 합이 “A”점과 동일한 line a-a에 대한 해석결과를 보여 주고 있다. 결과에서 UA 최적설계를 통하여 R245fa의 효율은 13.19%에서 14.82%로 1.6% 향상되었으며, 출력은 43.50 kW에서 48.83 kW로 12.2% 증가한 것을 확인하였다. 이는 기존의 설비대비 추가적인 설비 투자비 없이 출력을 증가시키는 매우 효율적인 방안이 될 수 있다. R1233zd 또한 기존 효율 13.55%에서 15.14%로 증가하고 ORC의 출력은 11.7% 상승하게 된다.

Fig. 6. ORC efficiency by the UA variation of an evaporator and condenser.

3.2 3원 냉매 혼합

앞서 논의된 R245fa, R1234yf 및 R1233zd의 3원 냉매혼합에 대한 시스템 효율 및 GWP값을 Fig. 7에 제시하였다. X축과 Y축은 각각 R245fa와 R1233zd의 혼합 율이며, R1234yf의 혼합 율은 100%-(R245fa+R1233zd)가 된다. R245fa와 R1233zd는 0~100% 범위 내에서 냉매를 혼합하였으며, R1234yf는 혼합 율이 증가할 경우, 임계 사이클이 형성되므로 최대 혼합 율을 40%로 제한하였다. 그 결과, 시스템 효율에서는 R1233zd 단일냉매의 성능이 가장우수하며 R245fa가 증가할 경우는 거의 변화가 없고, R1234yf의 혼합 율이 증가 할수록 시스템 효율이 저하되고 있음을 확인 할 수 있다. GWP 값은 R1234yf(GWP 4)와 R1233zd(GWP 7)의 혼합에 의한 영향은 크지 않으며, R245fa(GWP 1030)의 혼합율에 따라 비례하여 GWP가 상승하는 것을 확인 할 수 있다. Fig. 8에는 목표 GWP 값 250과 500에 대한 냉매 혼합율에 따른 시스템의 성능을 제시하고 있다. 앞서 논의된 봐와 같이 GWP 값은 R245fa의 혼합 율에 따라 결정되므로 GWP 250과 GWP 500에서의 R245fa의 혼합율은 각각 26%와 52%로 일정하고, R1233zd의 혼합율이 증가하고, R1234yf는 감소할수록 시스템의 효율은 증가하는 것을 확인 할 수 있다.

Fig. 7. ORC efficiency and GWP about the mixed ratio of R245fa, R1234yf and R1233zd.

Fig. 8. ORC efficiency and mixed ratio by the GWP value.

4. 결 론

본 연구에서는 1MW급 디젤 발전소의 엔진 배기열을 회수하기 위한 방안으로 3원 혼합냉매기반 유기랭킨사이클을 제시하였으며, 사이클 해석을 위한 시뮬레이션 프로그램개발을 통하여 다음과 같은 결과를 얻었다.

(1) 냉매 R245fa를 사용하는 유기랭킨사이클의 해석결과, 329.7 kW의 증발기 열원에 대해 시스템 효율은 13.19%이며, 발전용량은 43.50 kW임을 확인하였다.

(2) R1233zd 적용 시, 기존냉매 R245fa 대비 효율이 13.19%에서 13.55%로 0.36%증가하였으며, 출력은 43.50 kW에서 44.68 kW로 약 2.7%증가하였다. 이를 통하여 GWP가 높은 기존의 R245fa를 GWP가 낮은 R1233zd로 성능저하 없이(일부 개선효과기대) 대체 될 수 있음을 확인하였다. 반면, R1234yf는 임계점 온도가 94.7℃로 119.9℃ 자켓워터 조건에서는 냉매 임계점을 넘을 수 있음을 확인하였다.

(3) 단일냉매 R245fa와 R1233zd에 대한 최적설계 관점에서 응축기 측 냉각수 유량 변화와 증발기 및 응축기의 UA변화에 따른 해석 결과, 냉각수 유량이 증가할수록 시스템 효율은 증가하는 경향을 나타내었으나, 냉각수의 증가를 위해서는 시설투자비가 증가하게 된다. 반면, 증발기와 응축기의 UA 값 최적설계를 통하여 추가적인 시설 투자비의 증가 없이 시스템 효율은 13.19%에서 14.82%로 1.63% 증가하고, 출력 기준으로는 12.2% 상승함을 확인하였다.

(4) 마지막으로 R245fa, R1234yf, R1233zd의 3원 냉매에 대한 연구를 통하여, 혼합 냉매의 GWP 값은 R245fa의 혼합율에 따라 결정되며, R1233zd의 혼합율이 증가하고, R1234yf는 감소할수록 시스템의 효율은 증가하는 것을 확인 할 수 있다.

본 연구를 통하여, 발전소 폐열을 회수하기위한 유기랭킨사이클의 해석방안 및 시스템의 최적 설계방안을 제시하였으며, 3원 냉매의 혼합에 따른 시스템 효율 및 GWP 값을 제시를 통하여 실제시스템 개발의 도움이 되고자한다.

후 기

본 논문은 한국전력공사 전력연구원의 지원을 받아 수행되었습니다(과제명 : 3원 냉매 기반 친환경 대체냉매 개발 및 폐열이용 OR C발전시스템 개발).

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A Study on the Mixed Refrigerant-based Rankine Cycle Analysis for Waste Heat Recovery of Diesel Generator

Abstract

Key words

기호설명

1. 연구배경 및 목적

2. 열역학적 사이클 시뮬레이션

2.1 발전소 폐열회수를 위한 유기랭킨사이클

2.1.1 유기랭킨사이클 1차 작동유체(냉매) 상태

Fig. 1. Schematic of Organic Rankine Cycle for waste heat recovery of diesel generator.

Fig. 2. Pressure-Enthalpy and Temperature-Entropy diagram of Organic Rankine Cycle.

(1)

(2)

(3)

(4)

(5)

(6)

2.1.2 2차 작동유체(자켓워터, 응축기 냉각수) 상태

(7)

(8)

(9)

(10)

2.2 열교환기(증발기/응축기)에서의 열전달

(11)

(12)

(13)

(14)

(15)

(16)

(17)

(18)

2.3 모델링 해석

Fig. 3. Flow chart diagram for Organic Rankine Cycle analysis.

2.4 작동 유체

Table 1. Physical properties of refrigerant

3. 결과 논의

3.1 단일냉매별 해석결과

3.1.1 해석 결과

Table 2. Design parameter of Organic Rankine Cycle

Fig. 4. Organic Rankine Cycle analysis result for pure refrigerants.

3.1.2 최적설계 방안-냉각수 유량

Fig. 5. ORC efficiency by the mass flow rate of cooling water in the condenser side.

3.1.3 최적설계 방안-증발기 및 응축기 UA 설계

Fig. 6. ORC efficiency by the UA variation of an evaporator and condenser.

3.2 3원 냉매 혼합

Fig. 7. ORC efficiency and GWP about the mixed ratio of R245fa, R1234yf and R1233zd.

Fig. 8. ORC efficiency and mixed ratio by the GWP value.

4. 결 론

후 기

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