1. 연구배경 및 목적

오늘날 전자장치는 전자 및 기계기술이 발전함에 따라서 집적화와 소형화가 급격하게 이루어졌고 그 결과 전자장치 내에서 발생하는 열은 양과 밀도 또한 증가하였다. 전자장치의 성능은 작동온도에 크게 영향을 받고 일정한 온도가 유지되지 않을 경우, 성능뿐만 아니라 신뢰성에 저하된다. Marcinichen et al.⁽¹⁾과 Kumar and Mieritz⁽²⁾의 연구에 따르면 전자장치의 온도가 최대 허용온도를 초과하는 경우 전자장치의 성능을 급격히 감소시킨다. 전자장치의 주변 온도는 성능뿐만 아니라 신뢰성에도 큰 영향을 주는데, Lakshminarayan and Sriraam⁽³⁾의 연구에 따르면 전자장치의 평균 고장시간(MTTF : Mean time to failure)은 장치의 주변 온도가 증가함에 따라서 급격하게 감소한다. 따라서 전자장치의 성능과 신뢰성을 위해서는 전자장치에서 발생하는 열을 효율적으로 제어하는 것이 필수적이고 여러 실험적, 이론적 연구들이 진행되고 있다.

기존의 공기를 이용한 냉각 시스템은 제작이 쉽고 가격이 저렴한 장점 덕분에 널리 사용되었고 연구도 활발히 진행되었다.^(4-6) 하지만 외기와 함께 들어오는 먼지 등이 전자장치의 내부에 쌓이게 되는 문제가 발생하고 이러한 문제는 회로의 단선이나 공기의 흐름을 방해하여 냉각효율을 감소시킨다. 공기는 열전도도와 비열이 낮아 열전달 성능이 낮고 전자장치 내의 큰 온도 구배를 유발한다. 공기를 이용한 냉각 방식의 단점은 최근 전자장치의 발열량이 증가하면서 더욱 그 한계를 나타내고 있다. 공기를 이용하여 전자장치를 냉각할 경우 냉각성능의 한계는 약 37 Wcm^-2로⁽⁷⁾ 최근 전자장치들의 열부하는 이보다 훨씬 크기 때문이다.⁽⁸⁾

따라서 발열량이 많고 세심한 관리를 필요로 하는 전자장치의 경우 액체를 이용하여 냉각하는 수랭식 시스템이 주로 사용되고 있다.^(9-11) 수랭식 시스템의 경우 공랭식 시스템의 단점을 보완하고 액체의 높은 열전달 성능을 이용할 수 있다. 수랭식 시스템에서 열전달 유체는 전자장치에서 일어나는 열을 흡수하고 증기압축사이클의 증발기에서 냉매와 열교환을 통해 열을 방출한다. 열전달 작동유체로 물을 사용하는 경우 영하의 온도에서 동파의 위험이 존재하여 실제 산업에서는 부동액인 EGW가 주로 사용된다.⁽¹²⁾

본 연구에서는 EGW를 2차 유체로 사용하는 R-410A 증기압축식 액체냉각시스템의 성능특성 고찰 및 최적 설계를 위한 성능해석 프로그램을 제작하였다. 성능해석 프로그램을 통하여 응축기 입구 공기 온도, 열부하, 응축기 풍량 및 2차 유체 유량에 따른 시스템의 성능특성 및 2차 유체 온도 변화를 비교 분석하였다. 또한, EGW 뿐만 아니라 다양한 2차 유체들에 따른 성능특성을 해석적인 방법으로 고찰하여, 2차 유체별 열전달 및 압력강하 특성을 비교 분석하였다.

2. 시뮬레이션 모델링

2.1 증기압축식 액체냉각시스템의 구성

Fig. 1은 본 연구에서 적용한 증기압축식 액체냉각시스템의 개략도이다. 증기압축식 액체냉각시스템은 압축기, 응축기, 증발기와 전자팽창밸브로 구성하였으며, 냉매는 HFC 계열의 R-410A를 사용하였다. 압축기는 스크롤 형태의 압축기를 적용하고, 응축기는 루버형상이 적용된 마이크로채널 열교환기를 사용하였다. 증발기는 두 유체가 대항류로 흐르는 브레이징 타입의 판형열교환기를 사용하였다. 압축기에서 압축된 냉매는 고온 고압의 기체상태로 응축기로 전달된다. 응축기에서 공기와 열교환을 통하여 응축된 냉매는 액체상태가 되어 전자팽창 밸브를 통해 팽창하게 된다. 저압의 이상상태가 된 냉매는 증발기로 유입되어 2차 유체로부터 열을 흡수하고 다시 기체상태가 되어 압축기로 흡입된다. 2차 유체 측은 정속운전 펌프, 전자장치와 증발기로 구성하였다. 펌프에서 고압으로 압축된 2차 유체는 전자장치에서 열을 흡수하고 증발기에서 냉매 측으로 방열을 하는 사이클을 구성하고 있다.

Fig. 1. Schematic of vapor compression liquid cooling system.

본 연구에서 해석 대상으로 하는 2차 유체는 EGW, Marlotherm-XD, Marlotherm-XC, Dowtherm J, Dowtherm Q, Syltherm HF, Syltherm XLT를 포함하고 있다. 냉매와 EGW의 물성치는 각각 REFPROP 9.0⁽¹³⁾와 Sun and Teja⁽¹⁴⁾의 상관식을 이용하여 계산하였다. EGW을 제외한 다른 2차 유체의 경우 제조사가 제공하는 데이터를 정리하여 밀도, 비열, 열전도도, 점도와 같은 물성치를 온도의 함수로 나타내었다. Table 1에는 유체 온도 10℃에서 2차 유체들의 물성치를 정리하였다.

Table 1. Thermodynamic properties of secondary fluids at 10℃

Property	EGW (55%)	Marlotherm -XD	Malotherm -XC	Dowtherm J	Dowtherm Q	Syltherm HF	Syltherm XLT
Specific heat (kJkg-1K-1)	3.142	2.094	1.823	1.799	1.621	1.658	1.752
Thermal conductivity (Wm-1K-1)	0.3747	0.1256	0.1332	0.1305	0.1231	0.1095	0.1129
Density (kgm-3)	1078	775.3	870.8	871.1	972.92	881.9	865.6
Viscoscity (μPas)	6104	1491	703	1081	5486	2240	1733

2.2 압축기 해석 및 검증

본 연구에서 해석대상으로 하는 압축기는 압축체적이 50.2 cm³고 회전수가 60 Hz인 스크롤 압축기이다. 압축기의 해석은 일반적으로 empirical 모델,^(15-17) semi-empirical 모델^(18-21)과 thermodynamic 모델⁽²²⁾의 세 가지로 나눌 수 있다.(⁽²³⁾ Empirical 모델은 압축기의 사양이 달라지면 적용이 불가능하고 thermodynamic 모델은 압축기 해석에 너무 긴 시간이 걸리기 때문에 본 연구에서는 semi-empirical 모델을 통해 압축기의 해석을 진행하였다. 압축기 체적효율과 소비전력을 압축비, 냉매 체적유량, 냉매 등엔트로피 계수 등을 통해서 표현하였으며, 각각 식(1)과 식(2)에 나타내었다. 제조사의 실험데이터를 통해 측정치와 예측치를 비교하였고 Fig. 2에 그 결과를 나타냈다. 예측된 체적효율은 실험치와 ±3% 이내의 차이를 나타냈고, 소비전력의 경우 실험치와 ±2% 이내의 오차를 나타냈다.

(1)

${\eta }_v=1.0560-0.1342{\left(\frac{P_r}{1+2.5942}\right)}^{1/k}$

(2)

$W_{comp}=350.3729\times P_{suc}{\dot{V}}_{suc}\left[P_r^{0.9357+\frac{k-1}{k}}+28.7116/P_{dis}\right]+594.5245$

Fig. 2. Comparison of the measured and predicted data : (a) volumetric efficiency and (b) compressor work.

2.3 열교환기 해석 및 검증

열교환기의 해석은 세 가지 유형으로 나눌 수 있다.⁽²⁴⁾ (1) 단일 노드 모델,⁽²⁵⁾ (2) 다중 노드 모델,⁽²⁶⁾ (3) 구간 모델.^(27,28) 본 연구에서는 단일 노드 모델과 구간 모델보다 정확도가 높은 다중 노드 모델을 이용하여 열교환기를 해석하였다. 다중 노드 모델은 열교환기를 여러 세그먼트로 나누고 순차적으로 세그먼트의 해석을 진행한다. 세그먼트 출구 냉매 및 2차 유체의 조건은 다음 세그먼트의 입구 조건으로 사용되며, 세그먼트 내에서 열전달량과 압력강하량은 열전달계수와 압력강하 상관식을 이용하여 계산하였다. 열교환기 모델링에 사용된 상관식과 각 열교환기의 제원을 각각 Table 2~Table 4에 나타내었다.

Table 2. Correlations used for the evaporator and condenser

Component	Refrigerant heat transfer	Refrigerant pressure drop	Secondary fluid heat transfer	Secondary fluid pressure drop	EGW heat transfer	EGW pressure drop
Micro-channel condenser	Shah(29) (2016)	Friedel(31) (1979)	Park and Jacobi(32) (2009)	Park and Jacobi (2009)
Plate evaporator	Hsieh and Lin(30) (2002)	Hsieh and Lin (2002)	Muley et al.(33) (1999)	Khan et al.(34) (2017)	Chung et al. (2018)	Chung et al. (2018)

Table 3. Micro-channel heat exchanger geometry

Item	Specifications
Tube	Length(mm)	1,100
	Depth(mm)	32
	Height(mm)	2
	Thickness(mm)	0.2
	No. of channel	12
	No. of circuit	4(30-20-15-15)
Fin	Height(mm)	8.5
	Pitch(mm)	1.5
	Thickness(mm)	0.1
	Length(mm)	32
	Geometry	louver

Table 4. Plate heat exchanger geometry

Item	Specifications
Plate heat exchanger	Width(mm)	83
	Length(mm)	269
	No. of plates	60
	Chevron angle(°)	60
	Corrugation pitch(mm)	5.5
	Corrugation depth(mm)	1.5

마이크로채널 열교환기는 냉매가 흐르는 방향으로 세그먼트를 설정하였다. 마이크로채널 열교환기 해석의 유효성을 검증하기 위해서 5 kW급 마이크로채널 열교환기 실험을 진행하였고, 검증 결과를 Fig. 3에 나타 내었다. 응축성능에 대한 해석치와 실험치 사이의 오차는 ±2.5% 이내였으며, 응축기 출구 냉매 온도의 해석치와 실험치 사이의 오차는 ±2℃ 이내였다. 판형열교환기는 2차 유체 채널의 반과 냉매 채널의 반을 하나의 세그 먼트로 설정하고 해석을 진행하여 열전달량과 압력강하량을 계산하였다. 대향류 판형열교환기의 특성상 2차 유체의 출구 온도를 가정한 뒤 해석된 2차 유체의 입구 온도와 실제 2차 유체의 입구 온도의 차이가 허용 오차 이내를 만족할 때까지 반복계산을 진행하였다. 판형열교환기 해석의 유효성을 검증하기 위해서 3.5 kW급 판형열교환기 실험을 진행하였고, 검증 결과를 Fig. 4에 나타냈다.

Fig. 3. Comparison of the measured and predicted data : (a) condensing capacity and (b) condenser outlet refrigerant temperature.

Fig. 4. Comparison of the measured and predicted data : (a) cooling capacity and (b) secondary fluid pressure drop.

2.4 사이클 시뮬레이션 알고리즘

각 단품의 해석을 바탕으로 전체 증기압축사이클 시뮬레이션을 하기 위해서는 각 부품 입출구 냉매의 열역학적 상태를 해석하여야 하며,⁽³⁵⁾ 냉매의 열역학적인 상태를 결정하는 것은 압력, 엔탈피, 질량유량 등이 포함된다. 본 연구에서 해석 대상으로 하는 Fig. 1의 시스템의 운전변수는 기본적으로 식(3)과 같이 나타낼 수 있다. 각 부품의 입출구에서의 압력, 엔탈피 그리고 냉매의 질량유량이 주요 변수이다. 본 연구에서는 전자장치의 냉각 장치를 해석하는 것을 목표로 하고 있기 때문에 전자장치의 열부하와 증발기의 냉각성능의 평형을 위해 증발기 입구 2차 유체 온도 또한 변수에 포함하였다.

(3)

$\overrightarrow{x}=\left[P_1,P_2,P_3,P_4,h_1,h_2,h_3,h_4,m_r,T_5\right]$

압축기 입구 과열도는 입력조건으로 설정하였기 때문에 h₁은 삭제하였고, P₃, h₂, h₃, h₄와 m_r은 각 구성품을 해석하면서 삭제하였다. 따라서 실제로 계산해야 하는 변수는 식(4)와 같이 나타낼 수 있다.

(4)

$\overrightarrow{x}=\left[P_1,P_2,P_4,T_5\right]$

에너지 평형 및 열부하 평형을 맞추기 위한 방정식은 식(5)와 같다.

(5)

$\overrightarrow{y}=\left[Q_{cal}-Q_{set},h_{1,cal}-h_{1,set},h_{3,cal}-h_{3,sel},P_{1,cal}-P_{1,asume}\right]$

첫 번째 항은 해석된 냉각성능과 설정한 발열량의 차이, 두 번째 항은 계산된 증발기 출구 엔탈피와 설정 과열도에 따른 압축기 입구 엔탈피의 차이, 세 번째 항은 해석된 응축기 출구 엔탈피와 설정 과냉각도에 따른 응축기 출구 엔탈피의 차이, 마지막 항은 가정한 P₄에 의해 계산된 증발기 출구 압력과 가정한 압축기 입구 압력의 차이다. Fig. 5는 사이클 시뮬레이션 알고리즘의 순서도를 나타내고 있다.

Fig. 5. Flowchart of cycle simulation.

3. 증기압축식 액체냉각시스템의 성능특성 및 고찰

표준 발열량 17 kW인 전자장치의 증기압축식 액체냉각시스템의 응축기 입구 공기 온도, 열부하, 응축기 풍량 및 2차 유체 유량에 따른 성능특성에 대해서 고찰하였다. 증발기 측은 실제 전자장치의 냉각을 묘사할 수 있도록 전자장치의 발열량과 증발기의 냉각성능이 평형을 이루도록 해석하였다. 사이클 시뮬레이션 수렴 조건으로는 응축기 출구 과냉각도와 증발기 출구 과열도를 고정하는 방식을 사용하였고, 그 값을 각각 8.4℃와 5℃로 설정하였다. 냉각장치의 기준 운전조건은 Table 5에 나타냈으며, 괄호 안은 운전조건을 변화시킨 범위를 나타냈다.

Fig. 6에 응축기 입구 공기 온도가 5℃에서 45℃까지 증가함에 따른 냉각장치의 성능특성 및 COP 변화를 나타냈다. 응축기 입구 공기 온도가 증가함에 따라서 응축압력과 증발압력은 증가하였지만, 응축압력의 증가량이 증발압력의 증가량보다 컸다. 따라서 압축비는 증가하였고, 압축기의 등엔트로피효율과 체적효율은 감소하였다. 증발압력이 증가하면서 압축기 흡입 냉매의 밀도는 25.8 kgm^-3에서 39.8 kgm^-3까지 54.3% 증가하였고, 시스템의 냉매 질량유량 또한 증가하였다. 하지만 압축기 입구 냉매의 밀도가 54.3% 증가한 것에 비하여 냉매 질량 유량은 47.4% 증가하였는데, 이는 압축기의 체적효율이 감소하였기 때문이다. 소비전력은 냉매의 질량유량 증가의 영향과 압축비 증가에 의한 압축기 효율의 감소로 인하여 증가하였고, 시스템의 COP는 소비전력 증가의 영향으로 감소하였다. 응축기 입구 공기 온도가 감소하면서 증발기 입출구 2차 유체의 온도는 감소하였고 따라서 증발기 내부 2차 유체의 압력강하는 증가하였다.

Fig. 6. Variations of the operating characteristics and COP with the condenser inlet air temperature.

열부하가 증기압축식 액체냉각시스템에 미치는 영향을 분석하기 위해서 5 kW에서 29 kW까지의 열부하에 따른 시스템 성능특성의 변화를 Fig. 7에 나타냈다. 응축압력과 증발압력은 열부하가 증가함에 따라서 증가하였다. 하지만 열부하가 증가하는 반면 응축기 입구 공기 온도는 일정하였기 때문에 증발압력의 증가량이 응축압력의 증가량보다 크게 나타났다. 또한, 냉매의 질량유량은 압축기 흡입 냉매의 밀도가 증가함에 따라서 증가하였다. 증발기 입출구 2차 유체의 온도는 열부하가 증가함에 따라서 증가하였고, 2차 유체 유량이 일정한 조건에서 열부하가 증가하였기 때문에 증발기 입구와 출구 사이의 온도 차는 증가하였다. 열부하가 증가함에 따라서 압축기 소비전력은 냉매의 질량유량 증가의 영향으로 인해 증가하였다. 열부하가 5 kW에서 8 kW까지 증가할 때 압축비의 감소로 인한 등엔트로피효율 증가의 영향이 냉매의 질량유량 증가의 영향보다 크기 때문에 소비전력이 감소하는 현상이 발생하였다. 시스템의 COP는 냉각성능의 증가율이 소비전력의 증가율 보다 크기 때문에 증가하였다. 열부하가 감소함에 따라서 2차 유체의 온도는 -23.9℃까지 감소하였고, EGW의 점도가 급격히 증가하였기 때문에 증발기 내부 2차 유체의 압력강하는 매우 크게 나타났다. 증발기 내부의 큰 압력강하는 펌프의 높은 소비전력을 유발하고, 전체적인 시스템의 효율을 감소시킨다.

Fig. 7. Variations of the operating characteristics and COP with the heat load.

Fig. 8은 응축기 풍량에 따른 증기압축식 액체냉각시스템의 성능특성을 나타내고 있다. 응축기 풍량이 증가하면서 응축기 핀에서의 열전달 성능이 증가하였고, 응축압력은 가파르게 감소했지만, 일정 풍량 이상에는 변화가 매우 작았다. 응축기 출구에서 냉매 엔탈피는 감소하였고 따라서 증발기 입출구 냉매의 엔탈피 차이는 증가하였다. 결과적으로 17 kW의 열부하에 대응하기 위하여 냉매의 질량유량은 감소하였으며, 증발압력도 감소하였다. 증발기 입출구 2차 유체의 온도는 증발압력이 감소함에 따라서 감소하였고, 입출구 사이의 온도 차는 2차 유체의 유량과 열부하가 일정하므로 변화가 없었다. 증발기 입출구 2차 유체의 온도가 응축기 풍량에 따라서 감소하면서 2차 유체의 압력강하는 증가하였다. 응축기 풍량이 증가하면서 압축기의 소비전력은 등엔트로피 효율의 증가와 냉매의 질량유량 감소로 인하여 감소하였다. 결과적으로 COP는 응축기 풍량이 증가함에 따라서 증가하였다. 이러한 성능의 변화는 응축기 핀의 열전달 성능 한계 때문에 140 cm³min^-1 이상의 풍량에서는 크게 나타나지 않았다.

Fig. 8. Variations of the operating characteristics and COP with the condenser air volume flow rate.

2차 유체 유량에 따른 증기압축식 액체냉각시스템의 성능특성을 Fig. 9에 나타냈다. 응축압력과 증발 압력은 2차 유체의 유량과 무관하게 일정하게 나타났다. 전자장비에서 발생하는 열부하가 17 kW로 일정하였기 때문에 이러한 결과를 나타냈다. 증발기 입출구 2차 유체의 온도는 2차 유체 유량에 따라 감소하였지만, 증발기 입구의 온도변화가 증발기 출구의 온도변화보다 크게 나타났다. 증발기 출구 2차 유체 온도는 2차 유체의 유량에 따라 약 3.2℃ 감소하였고, 증발기 입구 2차 유체 온도는 19.9℃ 감소하였다. 2차 유체 유량에 따라서 증발기 내부 2차 유체의 압력강하는 급격하게 증가하였다. 증발기 2차 유체 유량이 증가함에 따라서 압축기 질량유량은 변화가 없으므로 압축기 소비전력과 COP 또한 변화가 없었다.

Fig. 9. Variations of the operating characteristics and COP with the secondary fluid mass flow rate.

4. 2차 유체에 따른 증기압축식 액체냉각시스템 성능 특성 및 고찰

운전조건에 따른 증기압축식 액체냉각시스템의 성능특성을 고찰한 결과, EGW를 2차 유체로 사용할 경우 부분 부하 조건에서 압력강하가 지나치게 높게 나오는 문제를 확인하였다. 이러한 문제를 해결하기 위해서 여러 가지 부동액을 적용하여 시스템을 해석하고, 시스템의 성능을 EGW와 비교하였다. Fig. 10은 기준 운전조건에서 2차 유체의 종류와 유량에 따른 증발기 입구 온도를 나타냈다. EGW는 다른 유체들과 비교하여 열전달 특성이 뛰어나기 때문에 낮은 증발기 입구 온도에서도 17 kW의 열부하를 만족하였다. 반면 EGW와 비교하여 열전달 특성이 부족한 다른 유체들의 경우 EGW와 비교하여 높은 증발기 입구 온도를 보였고, Marlotherm XC, Dowtherm J, Marlotherm XD, Syltherm XLT, Syltherm HF, Dowtherm Q순으로 낮은 증발기 입구 온도를 나타냈다. 하지만 EGW는 점도와 동점도가 높아서 여러 유체 중 가장 높은 압력강하를 나타냈으며, Dowtherm Q, Syltherm HF, Marlotherm XD, Syltherm XLT, Dowtherm J, Marltherm XC순으로 높은 압력강하를 나타냈다.

Fig. 10. (a) Evaporator inlet temperature and (b) pressure drop of secondary fluid with the mass flow rate.

동일한 유량 조건에서 EGW를 제외한 유체들은 EGW와 같은 증발기 입구 온도를 나타내지 못했다. 2차 유체들을 비교하기 위해서 EGW와 같은 증발기 입구 온도를 나타낼 때까지 2차 유체의 유량을 증가시켰고, 이때의 질량유량과 압력강하를 Table 6에 정리하였다. Dowtherm Q의 경우 EGW와 같은 증발기 입구 온도를 나타내기 위해서는 증발기 내부 압력강하가 300 kPa 이상이었기 때문에 비교 대상에서 제외하였다. Dowtherm J, Syltherm HF, Sylthrm XLT, Matlothem XC와 Marlotherm XD는 각각 유량이 6,950, 10,290, 8,812, 5,988, 7,144 kgh^-1 일 때 EGW와 같은 증발기 입구 2차 유체의 온도를 나타냈다. 이때 Dowtherm J, Syltherm HF, Syltherm XLT와 Malotherm XD는 EGW와 비교하여 더 높은 압력강하를 보였지만, Malotherm XC는 5.8% 낮은 압력 강하를 나타냈다. 따라서 Marlotherm XC는 유량을 증가시킬 경우, EGW와 같은 열전달 성능을 보이며 동시에 더 낮은 압력강하를 나타내는 것을 확인하였다.

동일한 방식으로 열부하에 따라서 EGW와 같은 증발기 입구 온도를 나타낼 때의 2차 유체의 유량을 계산하였고, 그때의 유량과 압력강하를 각각 Fig. 11(a), Fig. 11(b)에 나타냈다. 열부하가 감소함에 따라서 EGW와 같은 증발기 입구 온도를 나타내기 위한 2차 유체의 유량은 감소하였다. EGW는 온도가 낮아질수록 열전도도와 비열과 같은 열전달 특성이 감소하지만, EGW를 제외한 다른 2차 유체는 오히려 열전도도가 증가하기 때문에 이러한 현상이 발생하였다. 따라서 낮은 열부하 조건에서 EGW보다 낮은 증발기 내부 압력강하를 보이는 2차 유체가 다수 존재하였다. 하지만 열부하가 증가하면서 EGW와 같은 열전달 성능을 내기 위한 2차 유체의 유량은 증가하였고 EGW보다 낮은 압력강하를 보이는 2차 유체의 수는 점차 감소하였다. Marlotherm XC, Dowtherm J, Marlotherm XD와 Syltherm XLT는 5 kW의 열부하에서는 EGW보다 낮은 압력강하를 보였지만 각각 18.3, 11.3, 6.9, 6.0 kW에서 이러한 경향은 역전되었다. 2차 유체 중 Marlotherm XC 적용 시, 높은 압력강하의 문제가 발생하는 부분 부하 조건뿐만 아니라 기준 열부하에서도 EGW와 같은 열전달 성능을 나타내며, 더 낮은 압력 강하를 보일 수 있었다.

Fig. 11. (a) Mass flow rate and (b) pressure drop of secondary fluid with the heat load.

5. 결 론

본 연구에서는 EGW를 2차 유체로 사용하는 R-410A 증기압축식 액체냉각시스템의 성능특성을 고찰하고, 최적 설계를 위한 데이터베이스 구축용 해석 프로그램을 제작하였다. 해석의 유효성을 검증하기 위해서 냉매 질량유량, 압축기 소비전력, 응축기의 응축용량, 증발기의 증발용량 및 증발기 내부 EGW의 압력강하에 대해서 실험값과 해석값을 비교하였다. 시스템의 해석은 과열도와 과냉각도를 각각 5℃와 8.4℃로 설정한 상태에서 응축기 입구 공기 온도, 열부하, 응축기 풍량, 2차 유체 유량을 변화시키며 성능특성을 고찰하였다. 증발기 입출구 EGW의 온도는 응축기 입구 공기 온도가 감소함에 따라서 감소하였으며, 증발기 내부 EGW의 압력강하는 증가하였다. 시스템의 열부하가 증가함에 따라서 증발기 입출구 EGW의 온도는 증가하였고, 증발기 내부에서 이루어지는 온도변화도 증가하였다. 낮은 열부하 조건에서는 EGW의 점도가 증가하여 압력강하가 높아지는 문제점이 나타났다. 응축기 풍량이 증가하면서 증발기 입출구 EGW의 온도는 급격히 감소하였지만, 응축기 풍량 140 cm³min^-1 이상에서는 변화폭이 감소하였다. EGW의 유량이 감소함에 따라 증발기 입구 EGW의 온도는 급격히 증가하였고, 증발기 출구 EGW의 온도는 소폭 증가하였다. 부부 부하 조건에서 높은 압력강하의 문제를 해결하기 위해서 EGW를 대체할 수 있는 부동액을 추가로 적용하여 성능을 EGW와 비교하였다. EGW를 제외한 유체들은 동일 유량에서 EGW보다 낮은 열전달 성능과 낮은 압력강하를 나타냈다. 작동유체 간의 비교를 위해서 EGW와 동일한 증발기 입구 온도를 얻기 위한 2차 유체의 유량을 조정하였고, 그때의 압력강하를 비교하였다. 그 결과 다양한 유체 중에서 Marlotherm XC는 부분 부하 조건뿐만 아니라 17 kW의 기준 열부하에서도 EGW와 같은 열전달 성능을 보이면서 더 낮은 압력강하를 나타냈다.