전동순
(Dong-Soon Jeon)
1†
고지운
(Ji-Woon Ko)
1
정기문
(Ki Moon Jung)
1
김성민
(Seong Min Kim)
1
-
한국생산기술연구원
(Thermal & Fluid System Group, Korea Institute of Industrial Technology, Chungnam, 31056, Korea)
Copyright © 2016, Society of Air-Conditioning and Refrigeration Engineers of Korea
Key words
전열촉진관(Enhanced tube), 막 응축(Film condensation), 열전달계수(Heat transfer coefficient), R134a(R134a), R1234ze(E)(R1234ze(E))
기호설명
A：열전달 면적 [m2]
cp：정압비열 [kJ/kg·K]
D：직경 [m]
Dh：수력직경 [m]
dP：압력강하 [kPa]
f：마찰계수
H：높이 [m]
h：열전달계수 [kW/m2·K]
i：엔탈피 [kJ/kg]
k：열전도도 [kW/m·K]
L：길이 [m]
LMTD：대수평균온도차 [K]
：질량유량 [kg/s]
N：개수 [ea]
Nu：누셀트수
Pr：프란틀수
Q：열전달률 [kW]
R：열저항 [K/W]
Re：레이놀즈수
T：온도 [K]
U：총합열전달계수 [kW/m2·K]
그리스 문자
θ：각도 [degree]
μ：점성계수 [Pa·s]
ρ：밀도 [kg/m3]
υ：유속 [m/s]
하첨자
tube：관
c：냉각수
i：내측
o：외측
ov：총합
ref：냉매
sat：포화
1. 서론
터보냉동기는 건물냉방을 목적으로 사용되고 있는 대표적인 열원기기중 하나이다. 그리고 성능계수(COP, Coefficient Of Performance)가
6.0 이상으로 다른 열원기기에 비하여 높고, 지구 에너지고갈에 대한 적절한 대안인 히트펌프군에 포함되어 있기 때문에 지속적으로 수요가 증가 될 것으로
예측된다. 하지만 지구 에너지고갈 문제점과 더불어 지구온난화 또한 중요한 사회적 관심사이다. 현재 히트펌프 시스템의 대부분을 차지하고 있는 증기 압축식
사이클의 경우 작동유체로 HFC(Hydro Fluoro Carbon) 계열 냉매를 사용한다. 터보 냉동기에 사용되고 있는 R134a 또한 HFC계열
냉매 중 하나이다. HFC 계열 냉매는 ODP(Ozone Depletion Potential)가 0으로 오존층 파괴와 무관하지만 GWP(Global
Warming Potential)가 높기 때문에 지구온난화 문제를 야기 할 수 있다. 이러한 문제로 인하여 유럽 및 선진국에서는 점차적으로 사용을
규제할 예정이다. 지구 온난화관점에서 보면, 현재 터보냉동기의 작동유체인 R134a 냉매는 GWP가 높기 때문에 GWP가 낮은 냉매로 교체가 필요하다.
이에 따라 미국 및 일본 등 선진국에서는 대체 냉매인 HFO(Hydro Fluoro Olefin) 계열 냉매를 작동유체로 하는 터보냉동기를 개발 및
연구 중에 있다.
본 연구는 터보냉동기를 구성하는 주요 구성 품 중 응축기를 대상으로 하고 있으며, R1234ze(E)가 적용되었을 때 응축과정에서의 열전달 및 압력강하
특성에 대한 연구를 주제로 하고 있다. 이와 관련하여, 이전에 수행되어진 연구들을 살펴보면 Zhang et al.
(1)은 R134a 및 R12 냉매에 대하여 전열관의 재질과 외부가공 형상이 열전달계수 미치는 영향에 대하여 발표하였다. 그리고 Park et al.
(2)은 R134a를 작동유체로 하여 전열관의 형상에 따라 막 응축 열전달 특성에 대하여 비교실험을 수행 하였으며, Sajjan et al.
(3)은 R600a를 사용하여 열유속에 따른 전열관의 열전달 특성에 관한 실험결과를 발표하였다. Shon et al.
(4)은 판형열교환기에서 R134a, R1233zd(E) 및 R1234ze(E)의 증발 및 응축특성에 대한 연구결과를 수행하였으며, R1234ze(E)의
증발 열전달계수는 R134a에 비하여 다소 낮은 값을 보이며, 포화온도가 증가함에 따라 R1233zd(E)의 응축 열전달계수는 감소한다고 보고하였다.
Jeon et al.
(5)은 R134a, R1234ze(E) 및 R1233zd(E) 냉매에 대하여 수평평관에서의 관직경 및 표면 과냉도에 따른 막응축 열전달 특성에 대한 연구
논문을 발표 한 바 있다. 이와 같이 일부 HFO 냉매를 포함한 연구가 수행되고 있지만 대부분 연구들은 HFC계열 및 탄화수소냉매에 대한 열전달 특성에
관한 연구이며, HFO 계열 및 전열촉진관에 대한 연구는 지속적으로 증가하고 있지만 아직 부족한 실정이다. 이는 HFO 계열 냉매의 경우 기존 사용되고
있는 HFC냉매에 비하여 가격이 높고, 상용화가 더디게 진행되고 있기 때문으로 사료된다. 하지만 대체냉매를 적용하여 터보냉동기 등을 개발하기 위해서는
증발 및 응축에 대한 열전달 특성에 대한 선행 연구를 필요로 한다. 따라서 본 연구에서는 현재 사용되고 있는 R134a와 대체냉매인 R1234ze(E)를
대상으로 막 응축용 전열촉진관들의 열전달 및 압력강하량 특성에 대한 연구를 수행하였다. 성능비교를 위하여 총 5종의 전열촉진관을 선정하고 관내·외측
열전달계수 산출에는 Wilson plot 방법을 이용하였다. 그리고 산출된 관내·외측 열전달계수를 이용하여 냉매 및 전열촉진관별 성능을 비교하였으며,
관내측의 경우 열교환기 설계에 이용할 수 있는 열전달계수의 상관식을 도출하였다.
2. 실험
2.1 실험장치
Fig. 1은 본 연구에서 사용한 전열촉진관의 특성실험을 위한 실험장치의 개략도이다. 실험장치는 크게 냉매 및 냉각수 순환회로로 구성되어 있다. 냉매 순환회로는
증발부(evaporation section)와 응축부(condensation section)로 구성되어 있으며, 증발부에는 냉매에 증발열원을 공급할
수 있는 4 kW급 전기히터(electric heater)가 설치되어 있고 응축부에는 길이 1 m의 전열촉진관(enhanced tube)이 설치되어
있다. 그리고 응축부 하단에는 응축된 냉매의 유량을 측정하기 위한 질량유량계(mass flowmeter)가 설치되어 있다.
Fig. 1. Schematic diagram of experimental setup.
냉매 순환회로의 냉매 흐름을 보면, 증발부에서 전기히터에 의해 가열된 냉매는 포화증기가 되어 응축부로 유입되고 응축부로 유입된 냉매증기는 전열촉진관
내부를 흐르는 냉각수와 열교환하여 응축된 후 중력에 의하여 응축부 하단에 위치한 증발부로 모여지게 된다. 냉각수 순환회로에는 전열촉진관의 냉각수의
입구온도를 일정하게 유지시키기 위한 항온수조(constant temperature bath)가 설치되어 있으며 냉각수 유량 측정을 위한 체적유량계(volumetric
flowmeter)와 전열촉진관 입․출구의 압력강하량(pressure drop) 측정을 위한 차압계(differential pressure transmitter)등이
설치되어 있다. 그리고 주요지점에 온도(RTD, PT-100Ω) 및 압력센서(pressure transmitter)가 설치되어 있다.
2.2 전열촉진관
Table 1에 본 실험에서 선정한 응축용 전열촉진관들의 치수 및 관내․외측 패턴에 대한 정보를 나타내었다. 그리고
Table 2는 실험에 사용한 전열촉진관들의 관내·외측 및 단면사진이다.
Table 1의 1번 및 2번은 기존에 사용되고 있는 전열촉진관들이다. 그리고 3번~5번은 2번을 기초로 하여 FPI(Fin Per Inch) 및 Rollet의
수를 변경한 전열촉진관들이다. 전열촉진관 외부형상 중 FPI는 관외측의 길이방향 인치당 휜의 개수, Rollet은 원주방향(360°)에 휜(Fin)의
개수를 나타내는 값이다. 그리고
Table 1의 N은 관내측 원주방향(360°)에 그루부(groove)의 총 개수이다. 전열촉진관 1번의 휜 높이는 0.30 mm이며, 그 외 전열촉진관의 휜의
높이를 0.35 mm로 0.05 mm 크게 제작되어있다.
Table 1에 나타낸 전열촉진관들의 외경(D
o) 및 내경 (D
i)은 실측된 데이터를 사용하였다. 전열촉진관별 전체 길이는 모두 1 m이며, 그 외 관내·외측 패턴에 정보는 전열관 제작사에서 제공된 데이터를 기준으로
하였다.
Table 1. Specifications of enhanced tubes for condenser
|
No.
|
Enhanced tubes
|
|
Groove(inside)
|
|
Fin(outside)
|
|
Leble
|
L
[m]
|
Di
[mm]
|
N
[ea]
|
H
[mm]
|
θ
[degree]
|
|
Do
[mm]
|
H
[mm]
|
FPI
[ea]
|
Rollet
[ea]
|
|
1
|
E.T.1(C)
|
1
|
|
15.6
|
38
|
0.30±0.05
|
45
|
|
18.85
|
0.55±0.25
|
40±2
|
94
|
|
2
|
E.T.2(C)
|
1
|
|
15.0
|
34
|
0.35±0.05
|
40
|
|
18.88
|
0.61±0.05
|
45±1
|
85
|
|
3
|
E.T.3(C)-(2)
|
1
|
|
15.1
|
34
|
0.35±0.05
|
40
|
|
18.88
|
0.61±0.05
|
55±1
|
85
|
|
4
|
E.T.3(C)-(4)
|
1
|
|
15.1
|
34
|
0.35±0.05
|
40
|
|
18.88
|
0.61±0.05
|
55±1
|
107
|
|
5
|
E.T.3(C)-(6)
|
1
|
|
15.1
|
34
|
0.35±0.05
|
40
|
|
18.88
|
0.61±0.05
|
60±1
|
117
|
Table 2. Pictures of inside and outside pattern at enhanced tubes
|
No.
|
Enhanced tubes
|
Groove(inside)
|
Fin(outside)
|
|
1
|
E.T.1(C)
|
|
|
|
|
2
|
E.T.2(C)
|
|
|
|
|
3
|
E.T.3(C)-(2)
|
|
|
|
|
4
|
E.T.3(C)-(4)
|
|
|
|
|
5
|
E.T.3(C)-(6)
|
|
|
|
2.3 실험조건 및 방법
Table 3은 전열촉진관들의 열전달 및 압력강하 특성을 비교하기 위한 실험조건이다. 실험조건은 응축온도, 냉각수의 입구온도 및 유량으로 선정하였으며 냉매는 R134a
및 R1234ze(E)를 이용하였다. 응축온도 및 냉각수 입구온도는 일반적인 터보냉동기의 사이클 조건인 38℃ 및 32℃로 고정한 후 실험을 수행하였다.
Table 3. Experimental conditions
|
Parameters
|
Experimental conditions
|
|
Refrigerants
|
R134a, R1234ze(E)
|
|
Saturated temperature, Tref,sat [℃]
|
38
|
|
Inlet temperature of coolant, Tc,i [℃]
|
32
|
|
Velocity of coolant υc [m/s]
|
1.4~2.6
|
실험에 사용된 전열촉진관들은 관내·외측에 열전달 촉진을 위한 패턴이 가공되어 있기 때문에 증발기에서 전기히터를 이용하여 일정한 포화증기온도 및 열유속(heat
flux)조건을 유지한 후 관내측의 유속을 변경하여 총합열전달계수를 측정하였으며, 측정된 총합열전달계수에서 관내·외측 열전달계수 분리하는 목적으로
고안된 Wilson plot 방법
6,)7)을 이용 분석하였다. 냉각수의 유속은 1.4 m/s~2.6 m/s로 변화시켰다. 그리고 열유속의 고정은
Fig. 1 실험장치의 증발부 히터의 전력량을 고정하여 응축부에 공급되는 냉매 증기량을 고정하는 방법으로 이루어졌다. 상위와 같은 방법으로 실험을 수행할 경우
관외측인 응축열전달계수는 전열촉진관별 하나의 값으로 도출되며, 관내측인 냉각수의 열전달계수는 상관식 형태로 도출할 수 있다.
3. 데이터 처리
식(1)~
식(3)에 전열촉진관들의 열전달률을 구하기 위한 수식들을 나타내었다.
식(1) 및
식(2)는 냉각수 및 냉매의 열전달률이다. 총합열전달계수(U
o)는
식(3)과 같이 전열촉진관의 열전달률(Q
c), 열전달면적(A
o) 및 대수평균온도차(LMTD)로 구할 수 있다. 이때 열전달면적은 전열촉진관의 관내·외측 형상을 단순패턴으로 가정하고 실측된 관내·외측의 직경 및
길이로 계산하였다. 그리고 전열촉진관들의 열전달률은 냉각수를 기준으로 하였다.
식(5)~
식(14)는 Wilson Plot 방법을 적용하기 위한 수식들이다. 전열촉진관의 총합열저항(R
ov)는 관내측 열저항, 전열촉진관의 전도항 및 관외측 열저항으로 구성할 수 있으며
식(6)과 같다. 또한
식(7)과 같이 총합열전달계수와 열전달면적의 함수로도 나타낼 수 있다.
본 연구에서는 열유속을 고정한 후 실험을 수행하였기 때문에 총합열저항 중 전열촉진관의 전도항 및 관외측의 열저항은 동일하였다고 가정할 수 있다. 따라서
식(8)과 같이 전도항 및 관외측 열 저항 부분을 C
1으로 치환한다. 다음으로 앞서 수행된 시험결과를
Fig. 2(a)와 같이 냉각수의 레이놀즈 및 프란틀수 곱의 역수에 따른 총합열저항의 경향을 그래프로 나타낸 후 상사식을 구하면
식(9)과 같은 형태로 표현 된다. 이때 상사식의 기울기는 1/C
A가 되며, Y절편은 C
1과 같다.
Fig. 2. Wilson plot method.(6,7)
관외측 열전달계수(h
o)는
식(10)을 이용하여 추정할 수 있다.
Fig. 2(a)의 X축 값 중 프란틀수의 지수값은 0.4로 고정하였으며, 레이놀즈수의 지수는 0.8을 초기값으로 설정한 후
Fig. 2(b)에 나타낸 그래프 및
식(11)과 같이 근사식을 다시 구성하여 새로운 지수 및 계수값을 얻을 수 있다. 일반적인 원형관에서의 관내측 열전달계수의 경우 Dittus-Boelter의
관계식(가열과정)에 의하며 Re
0.8 및 Pr
0.4에 비례한다. 본 연구에서의 전열촉진관은 관내측 그루부형상이 가공되어 있어 같다고 할 수는 없지만 향후 원형관과의 비교 등을 고려하여 레이놀즈수 및
프란틀수의 지수값을 0.8 및 0.4로 설정한 후 계산하였다.
마찰계수 f는 측정된 압력강하량과
식(15)의 Darcy-Weisbach 관계식을 이용하여 계산하였다. 본 연구에서 데이터 처리시에 사용된 냉매의 물성치는 상용 소프트웨어인 EES(Engineering
Equation Solver) V10.207을 사용하였다.
4. 실험결과 및 고찰
Fig. 3은 냉수 및 냉매측 열전달률의 에너지평형을 비교한 그림이다. 이를 보면 에너지평형 오차가 약 ± 5% 이내의 범위에서 수행되었음을 알 수 있다.
Fig. 3. Comparison of heat transfer rate between coolant side and refrigerant side.
Table 4는 실험을 통하여 계산된 전열촉진관별 열전달률 및 총합열전달계수의 실험결과이며, 이때 냉각유속은 2 m/s이다. 이를 보면 R1234ze(E)냉매의
경우 R134a에 비하여 평균적으로 약 10%의 낮은 열전달 성능을 나타냈다. 그리고 1번의 열전달률은 2번~5번에 비하여 평균 18.6% 낮은 값을
나타내었다. 이는 1번의 경우 2번 ~5번과 비교하여 관내측 그루부의 각도 및 높이가 상대적으로 작으며, 관외측의 경우에도 FPI의 수가 적기 때문인
것으로 판단된다. 전열촉진관별로 보면 4번의 경우 R134a 및 R1234ze(E) 모두에서 가장 높은 열성능을 나타냈다.
Table 4. Heat transfer rate and overall heat transfer coefficient of enhanced tubes(at υc= 2 m/s)
|
No.
|
Enhanced tubes
|
Heat transfer rate, Qc [kW]
|
|
Overall heat transfer coefficient, Uo [kW/m2·K]
|
|
R134a
|
R1234ze(E)
|
|
R134a
|
R1234ze(E)
|
|
1
|
E.T.1(C)
|
1.910
|
1.758
|
|
6.055
|
5.599
|
|
2
|
E.T.2(C)
|
2.487
|
2.312
|
|
8.262
|
7.607
|
|
3
|
E.T.3(C)-(2)
|
2.104
|
2.160
|
|
6.700
|
6.899
|
|
4
|
E.T.3(C)-(4)
|
2.506
|
2.473
|
|
8.415
|
8.341
|
|
5
|
E.T.3(C)-(6)
|
2.481
|
2.026
|
|
8.289
|
6.555
|
Table 5는 Wilson plot 방법에 의하여 계산된 전열촉진관들의 냉매별 막 응축 열전달계수를 나타낸 표이다. 1번의 경우 평균 12.7 kW/m
2·K값을 나타내는 것으로 나타난다. 2번~5번의 평균 열전달계수는 17.8 kW/ m
2·K로 1번에 비하여 평균 40% 높은 결과를 나타내고 있다. 이중 5번의 경우 관외측 FPI 및 Rollet의 수가 가장 많아 가장 좋은 전열성능을
갖은것으로 예측 되었지만 실험결과를 보면 4번에 비하여 낮은 열성능을 나타내고 있다. 이는 5번의 FPI 및 Rollet를 증가시켜는 제작과정에 관외측
휜의 높이가 다소 낮아진 점이 반영된 결과로 판단된다.
Fig. 4는 3번~5번 전열촉진관의 관내·외측 형상의 단면에 대한 상세 사진이다. 이를 보면 전열촉진관별 내·외부형상에 차이를 볼 수 있으며, 3번 및 4번에
비하여 5번의 관외측 휜의 높이가 약 25% 낮아졌음을 알 수 있다.
Table 5. Film condensation heat transfer coefficients of enhanced tubes
|
No.
|
Enhanced tubes
|
Film condensation heat transfer coefficient, ho [kW/m2·K]
|
|
R134a
|
R1234ze(E)
|
|
1
|
E.T.1(C)
|
14.4
|
11.0
|
|
2
|
E.T.2(C)
|
18.4
|
15.8
|
|
3
|
E.T.3(C)-(2)
|
14.5
|
16.1
|
|
4
|
E.T.3(C)-(4)
|
21.3
|
21.2
|
|
5
|
E.T.3(C)-(6)
|
19.3
|
14.4
|
Fig. 4. Detail of cross sections at E.T.3(C)-(2), E.T.3(C)-(4) and E.T.4(C)-(6).
Fig. 5는 냉각수의 레이놀즈수에 따른 압력강하량을 나타낸 그림이다. 모든 전열촉진관에서 냉각수의 레이 놀즈수가 증가함에 따라 압력강하량은 증가하는 경향을
보이며 1번에 비하여 2번~5번 전열촉진관의 압력 강하량이 다소 큰 것으로 나타난다. 이는 1번과 2번~5번의 내부 그루부의 높이 및 각도차이에 따른
결과로 판단된다. 2번~5번은 유사한 압력강하량 특성을 나타내고 있다.
Table 6은 Wilson plot 방법에 의하여 계산된 전열촉진관별 관내측 열전달계수 상관식의 상수 및 레이놀즈수의 지수를 나타낸 표이다.
Fig. 5. Pressure drop according to Reynolds number of coolant.
Table 6. Inside heat transfer coefficient of enhanced tubes
|
No.
|
Enhanced tubes
|
Nui = Ca × Ren × Pr0.4
|
|
R134a
|
|
R1234ze(E)
|
|
CA
|
n
|
|
CA
|
n
|
|
1
|
E.T.1(C)
|
0.037
|
0.794
|
|
0.040
|
0.795
|
|
2
|
E.T.2(C)
|
0.056
|
0.794
|
|
0.057
|
0.794
|
|
3
|
E.T.3(C)-(2)
|
0.048
|
0.794
|
|
0.048
|
0.794
|
|
4
|
E.T.3(C)-(4)
|
0.051
|
0.794
|
|
0.052
|
0.794
|
|
5
|
E.T.3(C)-(6)
|
0.055
|
0.794
|
|
0.042
|
0.795
|
Fig. 6은 Wilson plot 방법의 의하여 구해진 관내측 열전달계수 상관식의 타당성을 검토하기 위하여 Petukhov
(8) 상관식에 의하여 계산된 열전달계수를 비교한 그림이다.
Fig. 6의 h
i,p는
식(16)에 나타낸 Petukhov 상관식에 의하여 계산된 관내측 열전달계수이며, h
i,w는 Wilson plot 방법에 의하여 계산된 관내측 열전달계수이다. Petukhov 상관식의 마찰계수(f)는 측정된 압력강하량을 기준으로
식(15)에 의하여 계산된 값을 이용하였다. 이를 보면 Wilson plot 방법으로 구한 관내측 열전달계수와 Petukhov 상관식에 의하여 계산된 관내측
열전달계수는 ±15%내에서 일치하는 결과를 나타냈다. 이는 이미 알려진 Petukhov 상관식을 이용하여 관내측 열전달계수를 예측할 수 있음을 의미한다.
Fig. 6. Comparison of inlet heat transfer coefficients by Petukhov Eq. and Wilson plot method.
Fig. 7은 내부의 형상이 같은 3번~5번 전열촉진관들의 실험결과를 통합하여 나타낸 그림이다. 그리고 이를 이용하여 냉각수의 레이놀즈수 지수와 상관식의 계수를
다시 산출하였다. 이때 프란틀수의 지수를 0.4로 고정하였다. 계산된 레이놀즈수와 프란틀수에 따른 누셀트수의 관내측 열전달계수 상관식을
식(17)에 나타내었으며, 산출된 상관식의 오차는 ±20%이다.
Fig. 7. Heat transfer coefficients according to Reynolds number of coolant(include No. 3~No. 5).
5. 결 론
본 연구에서는 터보냉동기의 응축기에 사용되고 있는 전열촉진관들의 성능을 비교하기 위한 연구를 수행 하였다. 냉매는 현재 터보냉동기에 사용되고 있는
R134a와 대체 냉매인 R1234ze(E)를 적용하였으며 실험을 통하여 다음과 같은 결론을 얻었다.
(1) 터보냉동기의 응축기에 사용되는 전열촉진관의 성능비교를 위하여 총 5종의 전열촉진관들을 비교 실험한 결과 전체 실험결과에서 R1234ze(E)냉매가
R134a에 비하여 약 10%의 성능이 감소하는 결과를 얻었다.
(2) 전열촉진관들의 관내․외측 열전달계수를 산출하기 위하여 Wilson plot 방법을 적용하였으며, 2번~5번의 경우 1번에 비하여 평균 18.6%
높은 열전달률이 성능을 나타냈다. 이는 관내․외측 휜 및 그루브의 증가에 따른 것으로 판단된다. 1번 및 2번~5번 전열촉진관 관외측 평균 열전달계수는
12.7 kW/m
2·K 및 17.8 kW/m
2·K이다. 전열촉진관중 4번의 관외측 열전달계수는 R134a 및 R1234ze(E)에서 21.3 kW/m
2·K 및 21.2 kW/m
2·K로 유사하게 나타났으며, 1번과 비교하면 약 40% 높은 값이다.
(3) 실험을 통하여 전열촉진관별 관내측 열전달계수의 상관식을 제시하였으며, 이를 Petukhov 상관식과 비교하여 ±15%내로 일치하는 결과를 얻었다.
따라서 Wilson plot 방법에 의한 열전달계수 산출은 적절했던 것으로 판단된다. 또한 내부의 형상 및 패턴이 같은 3번, 4번 및 5번의 관내측
실험결과를 통합하여
식(18)과 같은 상관식을 제시하였다. 제시된 냉각수의 열전달계수 상관식은 ±20%의 정확도를 갖는다.
(4) 본 연구는 터보냉동기의 응축기에 사용되는 전열촉진관을 개발하는 과정에서 기존 전열촉진관(1번) 및 개선된 전열촉진관(2번~5번)의 성능비교를
위하여 수행되었으며, 관내측 열전달계수의 상관식을 제시하였다. 향후 전열촉진관의 형상변경 및 개선을 통하여 추가연구를 수행할 예정이며, 터보냉동기
응축기용 전열촉진관의 연구자료로 활용될 수 있을 것으로 판단된다.
후 기
본 연구는 2018년도 산업통산자원부 제조기반 산업핵심기술개발사업 “Low GWP 냉매 대응 냉동시스템 핵심요소기술 개발”의 지원을 받아 수행한 과제입니다.
이에 관계자 여러분들께 감사드립니다(과제번호 : 10052926).
References
Zhang D. C., Ji W. T., Tao W. Q., 2007, Condensation heat transfer of HFC134a on horizontal
low thermal conductivity tubes, Int. Communications in Heat and Mass Transfer, Vol.
34, No. 8, pp. 917-923
Park C. H., Lee S. Y., Jeong J. H., Kang Y. T., 2006, The experimental study on the
heat transfer of HFC134a for condensation tubes with various enhanced surfaces, Proceeding
of SAREK, Vol. 18, No. 8, pp. 613-619
Sajjan S. K., Kumar R., Gupta A., 2015, Experimental investigation during condensation
of R-600a vapor over single horizontal integral-fin tubes, Int. Journal of Heat and
Mass Transfer, Vol. 88, pp. 247-255
Shon B. H., Kim D. W., Jung C. W., Lee D. C., Kang Y. T., Kim Y. C., 2016, Characteristics
of evaporation and condensation for low GWP refrigerants in plate heat exchanger,
Proceedings of SAREK ‘16 Winter Annual Conference, pp. 39-42
Jeon D. S., Ko J. W., Kim S. C., 2017, Effects of Tube Diameter and Surface Sub-cooling
Temperature on R1234ze(E) and R1233zd(E) Film Condensation Heat Transfer Characteristics
in Smooth Horizontal Laboratory Tube, Korea Journal of Air-Conditioning and Refrigeration
Engineering, Vol. 29, No. 5, pp. 231-238
Fernandez-Seara J., Uhia F. J., Sieres J., Campo A., 2007, A general review of the
Wilson plot method its modifications to determine convection coefficients in heat
exchange devices, Apllied Thermal Engineering, Vol. 27, No. 17-18, pp. 2745-2757
Yoon P. H., Kang Y. T., Jeong J., 2004, Measurement of heat transfer coefficient in
a Flooded Evaporator through Wilson Plot Method, Korea Journal of Air-Conditioning
and Refrigeration Engineering, Vol. 16, No. 8, pp. 698-707
F. P., DeWitt D. P., 2003, Fundamentals of Heat and Mass Transfer, WILEY, Vol. 5,
pp. 527