2.1 실험장치

Fig. 2는 FTVI 냉동시스템의 P-h 선도이다. FTVI 냉동시스템에서 응축기 출구에서 나온 액체냉매는 첫 번째 팽창밸브를 지나 2상 상태(two-phase)로 플래시 탱크로 이동한다. 플래시 탱크에서 2상의 냉매는 포화액체와 포화기체 냉매로 분리된다. 분리된 포화액체 냉매는 두 번째 팽창밸브를 지나 증발기로 이동한다. 이때 2상의 냉매가 포화액체로 분리된 후 재팽창했기 때문에 증발기 입구엔탈피가 감소하게 된다. 그리고 분리된 포화기체 냉매는 인젝션관을 지나 압축기 인젝션 포트로 주입된다. 주입된 냉매는 저압상태로 압축기에 들어온 냉매와 압축과정 중 혼합되어 압축기 출구로 토출된다. 이러한 과정을 통해 압축과정에서 냉매의 온도가 낮아져 압축기 토출온도가 감소한다.

본 연구에서는 FTVI 냉동시스템의 성능특성을 알아보기 위한 실험장치를 제작하였다. Fig. 3은 실험장치의 개략도이다. AHRI 1251에서 명시된 온도 조건에서 실험하기 위하여 항온 및 항습이 가능한 2개의 챔버에 각각 증발기와 응축기를 설치하였다. 실험장치는 압축기, 응축기, 증발기, 전자식 팽창밸브(EEV)와 플래시탱크로 구성하였다. Table 2는 실험장치를 구성하는 주요 부품에 대한 제원을 나타내고 있다. 압축기는 R404A와 R449A 모두 사용 가능한 정속형 스크롤 인젝션 압축기를 사용하였다. 그리고 증발기와 응축기는 핀-튜브 방식의 열교환기를 사용하였고, 증발기와 응축기의 팬 속도는 일정하게 유지하였다. 증발기에는 작동 중 발생한 서리를 제거하기 위한 제상히터를 설치하였다. EEV는 플래시 탱크 입출구에 각각 설치하였다. 첫 번째 EEV를 통해 중간압력을 제어하였고, 두 번째 EEV를 제어하여 과열도를 일정하게 유지하였다. 실험을 진행하며 FTVI 냉동시스템의 실외온도 변화와 인젝션율의 변화에 따른 성능특성을 측정하였다. 냉동용량 및 엔탈피 측정을 위해 주요 부품의 입출구에 온도센서와 압력센서를 설치하였다. 그리고 시스템의 질량유량을 측정하기 위해 질량유량계를 응축기 출구와 인젝션관에 설치하였다. 냉동시스템의 소비전력은 압축기, 증발기 팬, 제상히터의 소비전력을 전력계를 이용하여 측정하였다. Table 3은 본 실험에 사용된 계측장치의 상세제원을 나타낸다. 계측기의 사양과 데이터 계측을 바탕으로 계산한 냉동용량의 불확실도는 ±1.75%이고, COP의 불확실도는 ±2.45%이다.

2.2 실험조건 및 방법

AHRI 1251⁽⁹⁾에 명시된 조건을 기반으로 냉동시스템의 연간에너지지수(annual walk-in energy factor, AWEF) 측정을 위한 실험을 수행하였다. 실험은 증발기 팬 전력 측정, 제상히터 부하 측정, 실외온도에 따른 냉동성능을 측정하였다. 발기 팬 전력 측정은 압축기를 정지시킨 상태에서 증발기 팬의 30분간 평균 소비전력을 측정하였다. 제상부하 측정은 착상이 발생하지 않은 조건에서 제상히터를 작동시켜 소비전력을 30분간 측정하였다. 제상히터는 한 번 작동할 때 마다 30분씩 작동하였고, 제상 주기는 6시간을 주기로 24시간 동안 4번 작동하였다. 냉동 성능특성 측정은 실내온도는 -23℃이고, 실외온도는 35℃(A), 15℃(B), 2℃(C)에서 진행하였다. 해당 온도조건에서 시스템이 안정화를 이루면 온도, 압력 등의 성능을 10분간 측정하였다.

2.3 결과처리

1단 압축 냉동시스템과 FTVI 냉동시스템의 성능특성을 고찰하기 위해 냉동용량, 시스템 소비전력을 측정하였다. 냉동용량은 증발기 입출구의 온도와 압력을 바탕으로 엔탈피 차이를 계산하였으며, 질량유량계를 이용하여 증발기측 질량유량을 측정하여 다음과 같이 계산하였다.

시스템 소비전력은 압축기의 소비전력과 증발기 팬의 소비전력을 합으로 다음과 같이 계산하였다.

인젝션율(Injection ratio)은 인젝션 유량을 전체유량으로 나눈 값으로 다음과 같이 계산하였다.

실외온도 35℃, 15℃, 2℃ 이외의 조건에서 냉동용량과 시스템 소비전력은 실외온도가 15℃ 이하일 경우 각각 식(4)와 식(5)로 계산하였고, 15℃ 이상일 경우 각각 식(6)과 식(7)을 이용하여 계산하였다.

냉동창고 내부에는 화물이나 외부로부터의 열 침투 등으로 인해 열부하가 발생한다. 냉동시스템에서 발생하는 열부하를 고려하지 않은 냉동창고 내부의 순수한 부하를 화물부하(box load)라고 한다. 냉동부하는 시간에 따라 변하는데 부하가 높은 고부하 기간(high load period)과 부하가 낮은 저부하 기간(low load period)으로 나누어진다. 고부하 기간은 24시간을 기준으로 했을 때 1/3인 8시간이고, 저부하 기간은 24시간의 2/3인 16시간이다. 고부하 기간의 냉동부하는 식(8), 저부하 기간의 냉동부하는 식(9)를 이용하여 계산하였다.

냉동시스템에서 발생하는 열부하를 모두 고려한 것을 전체 냉동부하(walk-in load)라고 한다. 고부하 기간에서의 전체 냉동부하는 식(10), 저부하 기간에서의 전체 냉동부하는 식(11)을 이용하여 계산하였다. 이때 LF (load factor)는 부하계수로 전체 냉동부하를 냉동용량으로 나눈 값으로 식(12)를 이용하여 계산하였다.

제상부하는 냉동창고 내부 열교환기에 발생한 서리를 제거할 때 발생하는 열부하이다. 건조조건에서 제상부하는 제상히터의 전력량(WDF,d)을 측정하였다. 착상조건에서 제상부하는 건조조건보다 크기 때문에 착상조건에서 제상히터의 전력량(WDF,f)은 식(13)을 이용하여 계산하였다. 제상히터의 전력량(WDF)은 건조조건과 착상조건에서의 전력량의 평균값에 제상주기를 곱하여 식(14)를 이용하여 계산하였다. 제상히터 열부하는 제상 히터의 소비전력에 히터의 열효율을 고려하여 식(15)를 이용하여 계산하였다. 연간 화물부하는 빈 온도(bin temperature)에 따른 화물부하에 빈 시간(bin hour)을 곱하여 식(16)으로 계산하였고, 연간 시스템 소비전력은 식(17)로 계산하였다. 이때 사용한 빈 온도와 빈 시간은 미국 Kansas City의 조건을 사용하였고, Table 4에 나타냈다. AWEF는 연간 냉동부하를 연간 시스템 소비전력으로 나누어 식(18)로 계산하였다.

3.1 1단 압축 냉동시스템의 성능특성

Fig. 4는 동일한 운전조건에서 R404A와 R449A를 적용한 1단 압축 냉동시스템의 P-h선도이다. 두 냉동시스템의 응축 및 증발압력은 유사하였다. R449A 냉동시스템은 R404A 냉동시스템에 비해 증발기 입출구 엔탈피 차이가 크기 때문에 냉동용량 향상의 요인이 있었지만, 압축기 토출온도가 14.2℃ 상승함으로써 추가적인 압축기 제어가 필요하였다.

Fig. 5는 실외온도 변화에 따른 R404A와 R449A 1단 압축 냉동시스템 질량유량의 변화를 나타낸다. 실외온도가 높아질수록 증발압력이 상승하여 압축기 입구에서 냉매의 밀도가 상승하기 때문에 질량유량은 증가하였다. 압축기 입구에서 R449A는 밀도가 R404A보다 10.0~10.6% 낮기 때문에 R449A 냉동시스템의 질량유량이 R404A 냉동시스템보다 13.4~14.9% 낮았다. 밀도의 차이보다 질량유량의 차이가 큰 이유는 R449A를 사용했을 때 압축기 효율이 낮기 때문이다.

Fig. 6은 실외온도 변화에 따른 압축기 토출온도의 변화를 나타낸다. 실외온도가 증가할수록 냉동시스템의 토출온도가 빠르게 증가하였다. R449A 냉동시스템은 R404A 냉동시스템보다 압축기 효율이 낮기 때문에 압축기 토출온도가 높았다. 특히, 실외온도가 35℃일 때, R449A 냉동시스템의 압축기 토출온도는 121.7℃로 압축기 위험 온도인 110℃를 초과하였다. 높은 압축기 토출온도는 오일을 변질시키고 시스템에 악영향을 줄 수 있기 때문에 압축기 토출온도를 낮출 방법이 필요하다.

Fig. 7은 실외온도 변화에 따른 R404A와 R449A 냉동시스템의 냉동용량과 소비전력을 나타냈다. 실외온도가 증가할수록 응축압력이 상승하여 증발기 입출구 엔탈피 차이가 감소하기 때문에 냉동용량은 감소하였다. 반면, 실외온도가 높아질수록 압축비가 증가하기 때문에 소비전력은 증가하였다. R449A 냉동시스템은 R404A 냉동시스템보다 증발기 입출구 엔탈피 차이가 크지만 질량유량이 작기 때문에 냉동용량이 4.0~10.5% 감소하였다. 그리고 R449A 냉동시스템의 질량유량이 적었지만 압축기 효율이 낮아 냉매 변화에 의한 소비전력의 감소는 1.7% 이내였다.

3.2 FTVI 냉동시스템의 성능특성

R449A를 적용한 기존 1단 압축 냉동시스템과 FTVI 사이클의 성능을 비교하였다. 두 시스템은 모두 압축기 주파수, 실내외 팬 풍량 등을 동일하게 운전하였고, 팽창밸브 제어를 통해 압축기 토출온도를 110℃가 넘지 않도록 제한하였다. Fig. 8은 R449A를 적용한 최적 FTVI 냉동시스템과 기존 1단 압축 냉동시스템을 P-h 선도에 나타내고 있다. FTVI 냉동시스템은 기존 시스템보다 응축유량이 증가하여 응축압력이 상승하였지만, 증발유량의 감소로 증발압력은 감소하였다. 증발압력의 감소에 비해 응축압력의 상승이 큰 이유는 증발유량의 감소보다, 응축유량의 증가가 크기 때문이다. 증발압력의 감소와 응축압력의 상승으로 인해 압축비가 증가하였지만 인젝션을 통한 압축과정 중의 냉각효과로 인하여 압축기 토출온도는 1단 압축 냉동시스템에 비해 감소하였다. 또한 플래시 탱크에서 상분리를 통하여 증발기 입구 엔탈피가 감소하게 되어 냉동용량도 증가하였다.

FTVI 냉동시스템은 인젝션율의 변화에 따라 성능이 변하기 때문에 최적 인젝션율의 선정이 필요하다. 인젝션율 변화에 따른 냉동용량과 압축기 토출온도의 변화를 Fig. 9에 나타냈다. 압축과정에서 주입되는 냉매는 압축과정 에서 중간냉각 효과로 인하여, 인젝션율이 증가할수록 압축기 토출온도는 감소하였다. 인젝션율이 0.45까지 증가 하면 압축기 토출온도가 108.3℃로 감소하였다. 하지만, 인젝션율이 증가할수록 인젝션 압력이 상승하여 증발기 입구 엔탈피가 증가하기 때문에, 인젝션율이 0.39에서 0.45로 증가하면 냉동용량은 13.0% 감소하였다. 따라서 FTVI 냉동시스템의 압축기 토출온도를 낮추기 위해서는 인젝션율을 높이는 것이 유리하지만, 냉동용량의 감소를 고려하여 최적으로 인젝션율을 조절하여야 한다. 따라서 압축기 토출온도가 문제가 되지 않는 실외온도 15℃ 와 2℃ 조건에서는 제어 가능한 인젝션율 중에서 가장 낮은 인젝션율을, 압축기 토출온도 감소가 필요한 35℃ 조건에서는 가장 높은 인젝션율을 최적 인젝션율로 선정하였다.

실외온도 변화에 따른 1단 압축 냉동시스템과 최적 FTVI 냉동시스템의 질량유량의 변화를 Fig. 10에 나타 냈다. 실외온도가 증가할수록 인젝션 압력이 상승하여 인젝션 유량이 증가하였다. 그리고 인젝션 유량이 증가함에 따라 FTVI 냉동시스템의 전체 질량유량도 기존 시스템보다 최대 24.5% 증가하였다. 반면 인젝션으로 인해 증발 유량은 1단 압축 냉동사이클보다 11.3~23.3%까지 감소하였다. 실외온도가 올라갈수록 더 많은 냉매의 인젝션이 요구되기 때문에 증발유량의 차이도 증가하였다.

두 냉동시스템의 실외온도 변화에 따른 냉동용량의 변화를 Fig. 11에 나타냈다. FTVI 냉동시스템은 1단 압축 냉동시스템에 비해 증발유량은 감소하였지만, 증발기의 입출구의 엔탈피 차이가 증가하였기 때문에 냉동용량이 향상되었다. 실외온도가 증가할수록 FTVI에 의한 엔탈피 차이 증가가 24.3%에서 47.7%로 점점 증가하기 때문에 냉동용량은 실외온도 2℃에서 6.3% 증가하였고, 35℃에서는 23.3% 증가하였다.

Fig. 12는 두 냉동시스템의 실외온도 변화에 따른 시스템 소비전력의 변화를 나타내고 있다. FTVI 냉동시스템의 소비전력은 인젝션으로 인한 전체 질량유량의 증가와 응축압력의 상승으로 1단 압축 냉동시스템의 소비전력 보다 증가하였다. 실외온도 2℃ 일 경우 인젝션 유량이 작기 때문에 시스템 소비전력은 15.4% 증가하였지만, 실외온도가 증가할수록 인젝션 유량이 증가하기 때문에 소비전력도 증가하여 35℃ 조건에서는 FTVI 냉동시스템의 소비전력이 1단 압축 냉동시스템에 비해 25.2% 증가하였다. 측정한 냉동용량과 소비전력을 기반으로 두 냉동 시스템의 AWEF와 ABL을 Fig. 13에 비교하였다. 두 냉동시스템은 비슷한 AWEF를 보였으나, FTVI 냉동시스템의 연간 냉동용량이 기존 시스템보다 18.5% 향상되었다.