신현호
(Hyun Ho Shin)
1
이동찬
(DongChan Lee)
1
정현준
(Hyun Joon Chung)
2
강훈
(Hoon Kang)
2
김용찬
(Yongchan Kim)
†
이광진
(Kwang-jin Lee)
4
강성욱
(Sung-wook Kang)
4
최혜윤
(Hye-yoon Choi)
4
양환석
(Hwan-seok Yang)
4
-
고려대학교 기계공학부 대학원생
(
Graduate Student, Department of Mechanical Engineering, Korea University, Seoul, 02841,
Republic of Korea
)
-
고려대학교 기계공학부 연구교수
(
Research Professor, Department of Mechanical Engineering, Korea University, Seoul,
02841, Republic of Korea
)
-
고려대학교 기계공학부 교수
(
Professor, Department of Mechanical Engineering, Korea University, Seoul, 02841, Republic
of Korea
)
-
LIG 넥스원 연구원
(
Research Engineer, Mechanical Engineering R&D lab, LIG Nex1, Seongnam Si, 13488, Republic
of Korea
)
Copyright © 2016, Society of Air-Conditioning and Refrigeration Engineers of Korea
Key words
Two-phase cooling system(이상냉각시스템), Thermal management(열관리), Cold plate(냉각판)
$A$：
냉각판 바닥면적 [$m^{2}$]
$h$：
이차유체 측 열전달계수 [$W/(m^{2}․K)$]
$q$：
히터 가열량 [W]
$R_{th}$：
이차유체 측 열저항 [℃/W]
$T_{f}$：
이차유체 측 온도 [℃]
$T_{s}$：
냉각판 표면온도 [℃]
1. 연구배경 및 목적
전력반도체,(1) 컴퓨터 CPU,(2) 레이저 다이오드,(3) 연료전지(fuel cell),(4) 전기자동차 배터리,(5) 집광형 태양광 패널,(6) LED(7) 등 다양한 장치에서의 열관리 필요성이 증가함에 따라 강제대류를 이용한 냉각 방식이 큰 주목을 받고 있다. 고발열 부품을 냉각하는데 있어 현재는 수냉식
시스템이 가장 널리 쓰이고 있다. 수냉식 시스템의 열전달 성능을 증가시키기 위해서는 유량을 증가시키거나 열전달 면적을 증가시켜야 한다.(8) 하지만, 냉각 대상의 발열량이 증가하게 되면 요구되는 펌프 동력이 커져 에너지 소비가 증가한다. 더불어 단상유동의 경우 유동방향에 따라 냉각유체의
온도가 증가하게 되기 때문에 냉각대상의 온도 균일성을 유지하는 데 어려움이 있다.(9) 이에 대한 대안으로써 냉매를 이용한 이상냉각(two-phase cooling) 방식이 최근 활발히 연구되고 있다.(1, 4, 7, 10-14)
이상냉각은 냉매의 증발 현상을 이용하여 발열부를 냉각시키는 방식으로써, 냉매의 잠열을 이용하기 때문에 낮은 유량으로도 효과적인 냉각이 가능하다는 장점이
있다. 증발 열전달계수가 단상 열전달계수와 비교하여 높기 때문에 낮은 유량 범위에서도 높은 열전달 성능을 갖는다. 또한, 상변화 시 냉매는 온도 변화가
거의 없기 때문에 이상냉각은 냉각대상의 온도 균일성 확보 측면에서도 이점을 갖는다. 이러한 이상냉각을 실제 시스템에 활용하기 위해 활발한 연구가 진행되고
있다. Aranzabal et al.(1)은 이상냉각시스템을 IGBT 냉각에 적용하기 위해 R-134a를 이용한 이상냉각시스템과 수냉식시스템을 비교하는 연구를 수행하였다. Choi et al.(4)은 PEMFC 냉각의 온도 균일성을 증가시키기 위해 HFE-7100을 이용한 이상냉각시스템을 적용하는 방안을 검토하였다. Ye et al.(7)은 LED 냉각에 이상냉각시스템을 적용하였을 때 기존 방식 대비 출력과 효율을 증가시킬 수 있음을 확인하였다. Marcinichen et al.(10)은 데이터센터 냉각에 각각 펌프식 이상냉각시스템과 증기압축식 이상냉각시스템을 적용
하였을 때 그 냉각 성능과 에너지 소비 관점에서 분석을 수행하였다.
이상냉각시스템의 성능을 향상시키기 위해, 다양한 냉각판 형상에 대한 연구도 활발히 진행되고 있다. Huang et al.(11)은 평행 다중 마이크로채널 냉각판의 열전달 및 압력강하 성능에 대한 실험적인 연구를 수행하였다. Wan et al.(12)은 냉각판 내 핀의 형상을 변화시키면서, 이상냉각의 성능 변화를 고찰하였다. Radman et al.(13)은 복층 마이크로채널 냉각판에서 이상냉각과 단상냉각의 성능을 비교하였다. Drummond et al.(14)은 이상냉각 효과를 극대화하기 위해 유동의 제트충돌 효과를 활용하는 계층적 매니폴드 구조를 제시하였다. 냉각판의 표면처리를 통해 이상냉각 효과를 높이는
연구도 활발히 진행되고 있다.(15)
이상냉각시스템은 다양한 분야에 효율적으로 활용될 가능성이 매우 높지만, 이상냉각의 운전 조건에 따른 성능 변화를 고찰하는 연구는 거의 이루어지지 않고
있다. 이상냉각시스템은 운전 조건의 변화에 따라 그 성능 특성이 크게 변하기 때문에 그 운전 조건에 대해 활발한 연구가 이뤄질 필요성이 있다. 또한
기존의 이상냉각
시스템 연구는 대부분 소형의 고발열 전자장비 냉각에만 국한되어 있다. 본 연구에서는 높은 온도 균일성을 요구하는 대면적 전자장비의 냉각을 위해 이상냉각시스템을
활용하는 방안에 대하여 실험적으로 검토하였다. 이상냉각시스템의 충전량, 펌프 회전수, 열유속 변화에 따른 성능특성을 측정하여 분석하였고, 이를 수냉각
시스템과 비교하였다.
2. 실험장치 및 결과처리
Fig. 1은 이상냉각시스템의 개략도를 나타내고 있다. 실험장치는 크게 냉각판, 응축기, 어큐뮬레이터(accumulator), 펌프, 냉각유체 가열기로 구성하였다.
Table 1은 실험에 사용된 장비들의 상세사양을 나타낸다. 냉각판은 대면적 전자장비의 냉각을 위해 설계하였으며, 알루미늄으로 제작하였다. 응축기로는 판형 열교환기가
사용하였으며, 증기압축사이클의 증발부와 열교환 함으로써 이차유체를 냉각시키는 역할을 하였다. 응축기를 통과한 이차
유체는 어큐뮬레이터에 저장하여 펌프에 기체상이 유입되는 것을 방지하였다. 펌프에는 인버터와 전력계를 연결하여 회전수를 조절함과 동시에 소비전력을 측정하였다.
냉각판 입구에는 과냉 상태의 이차유체가 유입
되어 큰 온도편차를 유발하는 것을 방지하기 위해 냉각유체 가열기를 설치하였다. Table 2는 다양한 냉매의 물성치를 나타낸다. R-245fa는 대기압에서 15.4℃의 낮은 끓는점을 갖고 작동압력과 동점도가 낮으며, 밀도, 증발잠열, 열전도도
등이 R-134a, R-236fa보다는 크기 때문에 냉각유체로 사용하였다.
Fig. 1 Schematic of the two-phase cooling system.
Table 1. System specification
|
Component
|
Specifications
|
|
Cold plate
|
Size
Material
|
480(L)×40(W) mm
Aluminum
|
|
Condenser
|
Type
Spec
|
Plate type
95×325×24 mm
|
|
Accumulator
|
Size
|
40(W)×480(L)×35(H) mm
|
|
Pump
|
Type
Flow rate
Rotating speed
|
Magnetic gear
0.36 to 3 LPM
360 to 3,600 RPM
|
|
Second fluid
|
Type
|
R-245fa
|
Table 2. Comparison of different refrigerants at 20℃
|
Refrigerant
|
FC-87
|
R-134a
|
R-236fa
|
R-245fa
|
|
Phase
|
Subcooled
|
Two-phase
|
Two-phase
|
Two-phase
|
|
Saturated temperature[kPa]
|
81
|
665
|
272
|
148
|
|
Boiling temperature[℃]
|
30
|
-26
|
-1.5
|
15.4
|
|
Density[$kg/m^{3}$]
|
1650
|
1206(liquid)
|
1359(liquid)
|
1338(liquid)
|
|
Latent heat[kJ/kg]
|
103
|
178
|
145
|
190
|
|
Specific heat[kJ/kg․K]
|
1.1
|
1.42(liquid)
|
1.23(liquid)
|
1.32(liquid)
|
|
Thermal conductivity[mW/m․K]
|
-
|
81(liquid)
|
72(liquid)
|
88(liquid)
|
|
Viscosity[μPa․s]
|
450
|
194(liquid)
|
284(liquid)
|
400(liquid)
|
|
Dynamic viscosity[$cm^{2}/s$]
|
0.0028 (liquid)
|
0.0016(liquid)
|
0.0021(liquid)
|
0.003(liquid)
|
Table 3은 실험에 사용한 계측장비들을 나타낸다. 유체의 온도는 정확한 측정을 위해 RTD 온도 센서를 사용하였다. 냉각판의 경우 표면에 T-type thermocouple을
부착하여 온도를 측정하였다. 냉각판 입출구에는 압력계와 차압계를 설치하여 정확한 압력 측정을 가능하게 하였다. 냉각판 히터와 냉각유체 가열기, 펌프에는
각각 전력계를 설치하여 각 장비에서 소비되는 전력을 측정하였다. 이차유체의 유량은 질량유량계를 사용하여 측정하였다. 이차유체인 R-245fa의 충전량,
펌프 회전수, 히터의 열유속을 변화시키면서 이상냉각시스템의 성능을 측정하였다. Table 4는 실험조건을 나타낸다.
Fig. 2는 본 연구에서 사용한 냉각판의 형상을 나타낸다. 유로 내에 6개의 플레이트 휜을 위치시켜 열전달 성능을 높임으로써 안정적인 운전이 가능하게 하였다.
핀이 없는 유로의 높이는 4 mm, 너비는 40 mm가 되게 하였고, 플레이트 핀의 너비는 2 mm로 제작하였다. 냉각판 외부는 superwool,
스티로폼, 목재 등을 사용하여 충분히 단열하였다. 냉각판의 바닥면에는 유도가열 전기히터를 설치하였고, 전력제어유닛을 통해 히터의 소비
전력을 575 W 이상 1363 W 이하로 조절함으로써 열유속을 설정하였다. 히터 소비전력은 냉각대상 전자장비의 발열량 데이터를 기반으로 하였다.
Fig. 3은 이상냉각시스템의 P-h 선도를 나타낸다. 예열기에서 가열된 냉매는 이상상태로 냉각판에 공급되며, 냉각판에서는 냉매가 증발하면서 엔탈피가 증가한다.
냉각판을 통과하여 이상상태가 된 냉매는 응축기에서 냉각되며, 엔탈피가 감소한다. 냉각판과 응축기에서는 압력강하가 이뤄지는데, 다시 펌프에서 압력을
높여줌
으로써 냉각된 유체를 순환시킨다.
Table 3. Specifications of measuring equipment
|
Equipment
|
Accuracy
|
Full scale
|
|
RTD
|
±0.25℃
|
-150 to 150℃
|
|
Thermocouple
|
±0.75℃
|
-200 to 300℃
|
|
Pressure transmitter
|
±0.25%
|
0 to 2000 kPa
|
|
Differential pressure transmitter
|
±0.065%
|
0 to 300 kPa
|
|
Power meter of heater
|
±0.1%
|
0 to 600 V, 20 A
|
|
Power meter of pump
|
±0.5%
|
0 to 600 V, 5 A
|
|
Mass flow meter
|
±0.1%
|
0 to 200 kg/h
|
Table 4. Test conditions
|
Parameter
|
Value
|
|
Charge amount of $2^{nd}$ fluid
|
687 to 891 g
|
|
Pump rotating speed
|
870 to 25300 RPM
|
|
Heat flux
|
3.0 to 7.1 $W/cm^{2}$
|
|
Flow rate of water
|
30.1 to 345 kg/h
|
Fig. 2 Geometry of the cold plate.
Fig. 3 P-h diagram of the two-phase cooling system.
이상냉각시스템의 성능 특성을 고찰하기 위해 대류열전달계수와 열저항을 계산하였다. 대류열전달계수는 식(1)을 이용해 계산하였으며, 실험의 불확실도는 ±2.31%였다.
열저항은 식(2)를 이용하여 계산하였으며, 불확실도는 ±5.37%로 나타났다.
3. 실험결과 및 고찰
3.1 2차 유체 충전량 영향
Fig. 4는 이차유체 충전량 변화에 따른 질량유량, 냉각판 출구건도 및 과냉도의 변화를 나타내고 있다. 이차유체의 충전량이 증가함에 따라 과냉도가 증가하였다.
이는 냉각판 입구유체의 밀도 증가로 인한 냉매유량 상승으로 나타났다. 충전량 687 g 및 891 g에서의 냉매유량은 24.6 kg/h 및 40.6
kg/h로서, 충전량이 29.7% 증가함에 따라 냉매유량은 65.0% 증가하였다. 이러한 냉매유량의 증가는 동일 열유속 조건에서 냉각판 출구의 유체
건도를 감소시키는 원인으로 작용하였다. Fig. 5는 이차유체 충전량 변화에 따른 냉각판 표면온도와 이차
유체 증발온도의 변화를 나타낸다. 충전량이 증가함에 따라, 증발압력이 증가하여 이차유체의 포화 증발온도가 상승하고, 냉각판 표면온도도 증가하게 된다.
따라서 냉각판 표면온도를 낮게 유지하기 위해서는 충전량을 감소시켜서 포화 증발온도가 감소되도록 하여야 한다. 냉각판 입구 온도는 일정하게 제어하였기
때문에 충전량 증가에 따라 이차유체의 증발온도가 상승하면서 냉각판 입구의 과냉각도도 증가하였다.
Fig. 6은 이차유체 충전량 변화에 따른 대류열전달계수 및 열저항의 변화를 나타내고 있다. 열전달계수가 초기에 증가한 것은 유량 증가에 따른 레이놀즈수 증가의
영향으로 보인다. 충전량 891 g에서 열전달계수가 점차 감소한 것은 냉각판 평균건도의 감소에 따른 액상의 증가로 인해 등가레이놀즈수가 감소했기 때문이다.
최대 열전달계수 및 최소 열저항은 충전량 814 g에서 2905.2 $W/(m^{2}․K)$ 및 0.0180℃/W로 각각 나타났다.
Fig. 4 Variations in mass flow rate, quality, and subcooling with charge amount of $2^{nd}$ fluid.
Fig. 5 Variations in temperature with charge amount of $2^{nd}$ fluid.
Fig. 6 Variations in heat transfer coefficient and thermal resistance with charge amount of $2^{nd}$ fluid.
3.2 펌프 운전회전수의 영향
Fig. 7은 펌프 회전수 변화에 따른 펌프 흡입 및 토출압력을 나타내고 있다. 펌프의 운전회전수가 증가함에 따라, 흡입압력은 미소하게 감소하며, 토출압력은
상대적으로 크게 증가하다가 높은 회전수에서는 증가폭이 감소하였다. 따라서 펌프 회전수 증가에 따라 유량이 증가하면서 냉각판에서 압력강하는 점차 증가하였다.
Fig. 8은 펌프 회전수 변화에 따른 이차유체 질량유량 및 출구건도의 변화를 나타낸 것이다. 펌프 입구 유체의 물성에 큰 변화가 없었기 때문에 운전회전수의
증가는 이차유체 유량을 증가시켰지만, 1800 RPM 이상에서는 증가폭이 둔화되었다. 특정 회전수 이상에서 토출압력과 이차유체 유량의 증가폭이 둔화되는
것은 펌프회전수 증가에 따라 펌프효율이 감소하였기 때문이다. 냉각판 출구건도는 유량의 증가에 따라 감소하였다. 이는 히터의 소비전력은 일정하면서 유량이
증가하여 냉각판 입출구의 엔탈피 변화가 감소하였기 때문이다.
Fig. 9는 펌프 회전수 변화에 따른 냉각판 표면온도 및 이차유체 증발온도의 변화를 나타내고 있다. 펌프 운전회전수의 증가와 함께 이차유체의 증발온도는 지속적으로
증가하였다. 이는 펌프 토출압력의 상승이 냉각판 내부압력을 증가시켰고, 이차유체의 온도에 해당하는 증발포화온도가 상승했기 때문이다. 증발온도의 상승으로
냉각판 표면온도도 함께 상승하였으며, 냉각판 표면온도는 회전수 1160 RPM에서 41.0℃, 회전수 2300 RPM에서 44.8℃의 값을 나타냈다.
냉각판 표면온도와 이차유체 증발온도의 차이는 펌프 회전수가 작을 때 높게 나타났다. 이는 냉각판 히터의 소비전력이 일정한 조건에서 펌프회전수가 감소할수록
냉각판 이차유체의 엔탈피 변화가 증가하였고, 냉각판 출구건도가 증가하여 드라이아웃이 더 많이 발생했기 때문이다.
Fig. 7 Variations in suction and discharge pressures with pump rotating speed.
Fig. 8 Variations in flow rate of $2^{nd}$ fluid and outlet quality with pump rotating speed.
Fig. 9 Variations in temperature with pump rotating speed.
Fig. 10 Variations in heat transfer coefficient with pump rotating speed.
Fig. 10은 펌프 회전수 변화에 따른 대류열전달계수 및 열저항의 변화를 나타내고 있다. 펌프 운전회전수가 870 RPM에서 1450 RPM으로 증가할 때,
열전달계수는 지속적으로 증가하였고, 열저항은 감소하였다. 이는 회전수 증가에 따른 유량의 증가로 인해 등가레이놀즈수가 증가하였기 때문이다. 열전달계수는
초기에 2341 $W/(m^{2}․K)$의 낮은 값을 보이는데, 이는 냉각판 출구건도가 높아서 열전달 영역에서 드라이아웃이 증가하였기 때문이다. 운전회전수
1450 RPM 이상의 영역에서는 열전달계수 및 열저항이 미소하게 변화하는 것으로 나타났다. 이는 운전회전수가 높은 영역에서는 이차유체의 유량과 증발온도가
거의 변하지 않았기 때문이다.
3.3 열유속 영향
Fig. 11은 열유속 변화에 따른 냉각판 표면온도 및 이차유체 증발온도의 변화를 나타내고 있다. 열유속 증가에 따라 냉각판 내부의 증발압력이 상승하여 이차유체의
포화온도도 함께 상승하였다. 냉각판 표면온도는 이차
유체 온도의 상승과 함께 증가하며, 상승폭은 훨씬 크게 나타났다. 특히, 열유속 6.10 $W/cm^{2}$ 이상에서는 표면
온도가 급격하게 상승하였다. 이것은 냉각판 내부에서 드라이아웃되는 구간이 증가했기 때문으로 판단된다.
Fig. 12는 열유속 변화에 따른 이차유체 질량유량과 출구건도의 변화를 나타내고 있다. 열유속 증가에 따른 증발압력 상승으로 펌프 출구압력이 상승하면서 이차유체
유량은 감소하였다. 냉각판 출구건도는 열유속 5.30 $W/cm^{2}$에서 0.795, 6.10 $W/cm^{2}$에서 0.800, 7.06 $W/cm^{2}$에서
0.952였으며, 0.9 이상에서는 냉각판 출구에서 액상의 냉매가 부족한 현상이 관찰되었다.
Fig. 11 Variations in temperature with heat flux.
Fig. 12 Variations in mass flow rate and outlet quality with heat flux.
Fig. 13 Variations in heat transfer coefficient and thermal resistance with heat flux.
Fig. 14 Variations in junction temperature at different locations with heat flux.
Fig. 13은 열유속 변화에 따른 이차유체의 대류열전달계수 및 열저항의 변화를 나타내고 있다. 열전달계수는 열유속의 증가와 함께 증가하다가 다시 감소하는 현상을
나타냈다. 열유속 6.10 $W/cm^{2}$ 이하의 영역에서는 열유속이 증가함에 따라 등가레이놀즈수가 증가하고 비등이 활발해지면서 열전달계수가 증가하였고,
열유속 7.06 $W/cm^{2}$에서는 냉각판 출구에서 드라이아웃이 크게 발생하여 평균 열전달계수가 감소한 것으로 판단된다.
Fig. 14는 여러 열유속 조건에서 냉각판 위치에 따른 표면온도 변화를 나타낸 것이다. 열유속 5.30 $W/cm^{2}$ 이하
에서는 냉각판의 온도편차가 모든 위치에서 ±1℃ 이내를 유지함을 확인하였다. 하지만, 열유속 6.10 $W/cm^{2}$에서는 ±2.3℃의 온도편차를
나타내며, 열유속 7.06 $W/cm^{2}$에서는 출구 측의 표면온도가 급격히 상승하였다. 이는 열유속이 높은 영역에서는 출구건도가 증가하여 국부적으로
드라이아웃이 발생했기 때문이다.
3.4 이상냉각과 수냉각시스템의 비교
Fig. 15는 R-245fa의 유량이 일정하고 물의 유량이 변화할 때 냉각판 위치에 따른 표면온도 변화를 나타내고 있다. 냉각판에서의 온도편차는 이상냉각에서
±1.6℃을 나타냈다. 수냉각방식의 경우, 유량의 증가와 함께 냉각판 입출구 온도차는 감소하며, 온도편차가 감소하는 경향을 나타냈다. 수냉각방식에서
물 유량 345 kg/h인 조건에서 온도분포는 ±2.2℃로 이상냉각방식보다 조금 높은 수준으로 나타났으며, 유사한 표면온도를 보였다. 물 유량이 증가함에
따라 열전달계수가 증가하여 냉각판 표면온도는 감소하는 것으로 나타났다.
Fig. 15 Variations in surface temperature at different locations with flow rate.
Fig. 16 Variations in suction and discharge pressures with flow rate.
Fig. 16은 R-245fa의 유량은 일정하고 물의 유량은 변화할 때 냉각판 흡입 및 토출 압력의 변화를 나타내고 있다. 수냉각시스템은 이상냉각시스템과 유사한
냉각성능을 갖는 유량 345 kg/h 조건에서, 흡입압력이 52.3 kPa, 토출압력이 489 kPa로 나타났다. 따라서 수냉각시스템에서의 토출압력은
이상냉각시스템의 토출압력 134.6 kPa보다 약 3.6배 높아서 더 높은 내압설계가 필요함을 알 수 있다. 수냉각시스템은 압력강하 및 유량의 증가로
인해 물 유량 345 kg/h에서 펌프동력은 204 W로 나타났으며, 이는 유사한 냉각 성능을 갖는 이상냉각시스템의 펌프동력 29.2 W보다 약 7배
높다.
4. 결 론
본 연구에서는 대면적 전자장비 냉각을 위한 이상냉각시스템의 운전 조건에 따른 성능 변화를 고찰하였고, 이를 수냉각시스템과 비교하였다.
(1) 이상냉각시스템에서 이차유체 충전량이 814 g을 초과했을 때 냉각판 출구건도의 감소에 따른 액상의 증가로 레이놀즈수가 감소하면서 열전달계수가
감소하는 경향이 나타났다. 또한 열유속이 6.10 $W/cm^{2}$ 보다 증가할 때 드라이아웃 영역의 증가로 평균열전달계수가 감소하는 경향을 나타냈다.
(2) 이상냉각시스템에서 펌프회전수가 일정 속도보다 증가하는 경우 유량 증가에 따른 열전달 성능의 증가폭이 크게 감소하였다.
(3) 유사한 열전달계수를 갖는 수냉각시스템과 성능특성을 비교하였을 때, 이상냉각시스템은 85.7% 낮은 펌프 동력으로 27.3% 더 균일한 온도분포를
가지며, 냉각판 내부압력이 72.3% 감소하여서 내압 설계가 용이해짐을 확인하였다.
후 기
본 연구는 LIG Nex1의 지원을 받아 수행하였습니다.
References
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