1. 연구배경 및 목적

자동차 생산 라인이나 선박건조시의 도색작업, 섬유 생산 공정 등 다양한 분야의 산업 공정에서 제습이 필요하다. 특히, 온난화로 인해 아열대성 기후특성을 가지게 됨에 따라 여름철의 높은 습도로 인해 국내 제습기 시장은 크게 성장하고 있다. 제습방법으로는 냉각식, 압축식, 흡수식, 흡착식 제습법 등이 활용되고 있으며, 가장 많이 사용하고 있는 방식은 이슬점 온도 이하로 낮추는 방법인 냉각식 제습기이다. 미주 및 중국, 동남아 등 제습기 사용 지역의 90% 이상이 냉각식 제습기가 보급되어 있다. 이는 압축기의 특성상 반응속도가 빠르고 콤팩트한 사이즈로 대용량화 가능한 점 때문이다.

Fig. 1에서와 같이 고온다습한 공기는 팬으로 흡입되어 제습기내 증발기를 거쳐 냉각․제습된다. 증발기 내 다수의 핀에 맺힌 응결수는 중력에 의해 Bucket으로 모이고, 응축기를 거치면서 냉매로부터 열을 받아 고온 건조한 상태로 제품 상부에 형성된 토출구로 토출됨으로써 제습의 목적을 이루게 된다.

제습기의 성능지표로서 제습효율과 제습성능 등이 사용된다. 제습성능은 ‘실 제습량/표기용량’으로 나타내며, HD(Healthy Dehumidifier)인증 기준에 의하면 표기치 제습량(리터/일)은 인증기관 시험치의 95%까지를 허용하고 있다. 일반적으로 제조업체는 비용 및 기술적인 한계로 규정치 내에서 제습량을 표기하고 있으며, 동일 제품 사이즈로 최대 제습량이 나오도록 하는 것이 기술력 평가 지표이다. 하지만, 제품 개발단계에서 제습량을 예측 하는 것은 대단히 어렵다. 실험에 의한 시행착오방법에 따른 제품 설계개선이 이루어지고 있지만 실험적 방법의 한계로 인해 매우 제한적이다. 수치시뮬레이션을 통한 정확한 제습량을 예측할 수 있다면 보다 다양한 설계인자에 대한 대응이 가능할 것이다.

다양한 응용 분야에서의 필요성으로 응축현상은 오랫동안 연구대상으로 관심을 끌었지만 대부분의 응축 관련 연구는 응축의 메카니즘이나 응축에 따른 열전달 계수 예측 등 기본 연구에 국한되어 왔고, 냉각식 제습기에서 응축현상을 엄밀히 해석하여 제습량을 예측하는 수치해석 연구는 그다지 많지 않다. Vyskocil et al.⁽¹⁾는 상용 소프트웨어인 Fluent를 사용하여 혼합기체에 대한 응축현상을 해석하였고 실험 결과와 비교하였다. Benelmir et al.⁽²⁾는 2개의 평행한 수직 판 사이와 핀-튜브 열교환기에 혼합기체의 응축현상을 해석하였고, Liu et al.⁽³⁾는 벽면에서 응축현상에 대한 수치해석 모델을 개발했다. Barák et al.⁽⁴⁾는 실제 열교환기에 다습공기의 응축현상을 수치해석과 실험을 같이 수행하였다. Uğurlubilek et al.⁽⁵⁾는 튜브내부 유동을 해석할 때 튜브 표면의 응축현상을 해석하기 위해 사용자정의 함수를 상용소프트웨어인 Fluent에 적용하였다.

본 연구에서는 Star CCM+에서 제공된 Fluid Film 모델을 사용하여 이전 연구^(6,7)에서 수행된 제습기의 유동 해석, 열전달 해석 압력강하 특성, 온도 균일도에 증발기의 제습성능을 추가하여 실제 현상 제습기의 응축성능 해석을 진행하였다. 실제 현장에서 관심 있는 설계인자인 핀 개수, 유입 유량의 영향을 살펴보았다. 본 연구에서 사용된 수치해석 모델의 타당성을 검증하기 위해 Benelmir et al.⁽²⁾의 결과와 본 연구를 비교 하였다.

Fig. 1 Three-dimensional schematic of a dehumidifier.

2. 연구방법

2.2 검증

STAR-CCM+에서 제공된 Fluid Film 모델을 사용하여 응축현상을 해석하였다. Fluid Film 모델의 신뢰성을 확인하기 위해 Benelmir et al.⁽²⁾의 계산 결과와 비교하였다. 검증 모델은 Fig. 2의 핀-튜브 열교환기에서의 제습 문제이다. 핀-튜브 열교환기 형상을 고려하여 3차원 시뮬레이션으로 진행하였다. Table 2에 열교환기의 치수를 나타내었다. 혼합기체는 1 m/s, 308 K의 상태로 들어오고, 뉴턴 유동과 비압축성, 층류유동으로 가정하였다. 또한, 공기는 이상기체로 가정하였다. 입구에서의 습공기 질량분율은 0.01이고 핀 간격 0.5, 1.8, 2.0 mm인 상황에 대해 수치해석을 진행하였다.

Fig. 2 Schematics of model validation compared with Benelmir et al.(2)

Table 2 Geometric parameters in model validation compared with Benelmir et al.(2)

Parameters	Value
Longitudial tube pitch [m]	0.016
Transversal tube pitch [m]	0.0258
Tube diameter [m]	0.0097
Fins number	165

핀 간격에 따른 현열 변화를 Fig. 3에 나타내었다. 핀 간격이 증가함에 따라 현열이 감소하는 것을 볼 수 있다. Fig. 4는 핀 간격에 따른 현열을 환산한 출구 측 온도이다. 핀 간격이 증가함에 따라 출구 측 온도가 증가하는 결과를 볼 수 있다. 핀 간격이 증가하면 열전달 면적이 작아짐에 따라 열전달량이 줄어들게 되므로 출구 측의 온도는 증가한다. 정성적인 일치 외에도 정량적으로도 Fig. 3과 Fig. 4 모두에 대해 Benelmir et al.⁽²⁾의 계산 결과와 거의 일치하는 결과를 보인다.

Fig. 3 Sensible heat of the cases in difference fin spacing.

Fig. 4 Outlet temperature of the cases in difference fin spacing.

3. 해석결과

Fig. 5는 온도와 상대습도의 분포를 보여준다. 습공기 진행방향에 따라 단면 평균된 온도와 상대습도는 Fig. 6에 나타내었다. 습공기가 증발기를 거칠 때 증발기 표면 온도가 습공기의 포화온도보다 더 낮기 때문에 튜브와 핀 표면에서 습공기의 수증기 성분이 응축된다. 이 과정에서 제습에 의한 절대습도는 낮아지지만 습공기온도가 낮아지기 때문에 상대습도는 증가한다. 특히, Fig. 5(b)에서 나타내어진 바와 같이 핀과 튜브 표면 근처에서 상대습도는 거의 100%에 가깝게 된다. 제습된 저온의 습공기는 응축기를 통과하면서 냉매로 부터 에너지를 받아 46℃까지 온도가 올라가고, 최종적으로 고온의 제습된 공기가 실내공간으로 공급된다. 토출되는 제습된 공기의 온도가 높은 것은 일체형 냉각식 제습기의 단점 중의 하나로서 이를 해결하기 위한 연구도 많이 진행되고 있다.

Fig. 5 Contour of (a) temperature distribution and (b) relative humidity distribution.

Fig. 6 Section averaged temperature and relative humidity along the flow direction.

Fig. 7 Psychrometric processes of compressor type dehumidifier.

Fig. 7(a)은 핀-튜브 형태의 증발기와 응축기의 핀 개수가 다를 경우에 대해서, Fig. 7(b)는 서로 다른 습공기 유량에 대해서, 제습기 각 위치에서의 습공기 상태를 습공기선도상에 표시한 것이다. 점 1은 제습기 입구에서의 습공기의 상태이고, 점 2는 증발기를 거친 후의 상태, 점 3은 응축기를 거친후 제습기의 출구에서의 상태이다. 핀 개수, 유량은 출구 측 온도 및 상대습도에 큰 영향이 미치는 것을 알 수 있다. 하지만 절대습도의 변화는 크지 않다. Fig. 8에서 설계인자에 따라 제습기 토출구에서의 온도 및 상대습도변화를 나타내었다. 핀 개수가 증가하면 제습기 토출구에서의 온도는 증가한다. 핀갯수 증가에 따라 열전달 면적이 증가하면 습공기에 열을 더 전달하게 되기 때문이다. 반면에, 유입 유량이 증가하면 제습기 토출구에서 온도가 감소한다. 유량이 높을수록 습공기에 열을 전달할 시간이 줄어들기 때문이다.

Fig. 8 Outlet temperature and relative humidity depending on fin number and flow rate.

Table 3은 핀 개수 160개, 유량 2.1 CMM인 경우에 실험결과와 비교한 결과이다. 실험은 공동저자 소속기관인 제조사에서 수행하였고, 대략적인 출구 조건을 확인하고자 진행된 간단한 측정으로 엄밀한 실험과는 구별할 필요가 있다. 하지만, 압축식 제습기에 대한 실험결과가 없는 상황에서 유용한 비교가 될 것으로 생각된다. 여기서 by-pass는 저자의 선행연구⁽⁶⁾에서도 발견된 사항으로 실제 실험조건에서도 유입 유량의 10% 정도는 증발기 또는 응축기를 통과하지 않고 by-pass하게 된다. 제습량을 해석할 경우 by-pass를 직접 모델에 포함하기에는 어려움이 있다. 따라서 by-pass가 없는 조건으로 해석이 수행되었고, by-pass 영향은 선행연구⁽⁶⁾ 또는 현장경험으로 보고된 유입유량의 10%로 가정하여 응축기를 통과한 습공기와 다시 혼합되는 것으로 가정하여 해석하였다. 온도 27℃와 절대습도 13.476 gv/kga의 습공기가 2.1 CMM으로 유입될 때 제습과정을 거치고 토출되는 상태는 44.92℃, 8.886 gv/kga이다. 이는 실험값인 41℃, 9.797 gv/kga보다 9%정도 차이를 보이지만, 개략적인 실험결과임을 고려해보면 설계인자의 영향을 살펴보는데 제시된 수치적 접근방법은 충분히 유용한 도구로서 활용될 수 있을 것이다.

4. 결 론

Fluid Film 모델을 사용하여 제습기에 대한 해석을 수행하였고, 수치 모델의 타당성을 확인하기 위해 Benelmir et al.⁽²⁾의 계산 결과와 비교하여 모델의 타당성을 검증했다. 실제 제습기 형상 및 구동조건에서 공동저자 소속 기관인 제조사에서 수행된 실험과 비교하여 일치하는 결과를 얻었으며, 증발기로의 by-pass를 고려시 온도 27℃와 절대습도 13.476 gv/kga의 습공기가 2.1 CMM으로 유입될 때(핀-튜브 열교환기 핀 개수가 160개인 경우) 제습과정을 거치고 토출되는 상태는 44.92℃, 8.886 gv/kga이다.

또한, 제습성능 향상을 위한 인자해석, 즉 핀 개수, 습공기 유입 유량의 변동에 따른 제습기 토출 온도 및 습도의 변화를 살펴보았다. 핀 개수가 증가함에 따라 열전달 면적이 증가하므로 출구 측 온도가 증가하고, 습공기 유입 유량을 증가시키면 열전달 시간이 줄어듦으로 출구 측 온도는 감소하였다.

본 연구에서 제공하는 결과는 제습기 성능 향상을 위한 핀 개수 및 유입유량 조건을 설정하는 설계자에게 도움이 될 것이다. 제품 개발단계에서 제습량을 예측하는 것은 대단히 어렵다. 실험에 의한 시행착오방법에 따른 제품 설계개선이 이루어지고 있지만 실험적 방법의 한계로 인해 매우 제한적이다. 수치시뮬레이션을 통한 정확한 제습량을 예측함으로써 보다 다양한 설계인자에 대한 대응이 가능할 것이다.