2.1 실험 장치

R-1234ze(E) 냉매는 HFO(Hydrofluoro-olefin) 계열의 냉매로서 R-134a의 대체 냉매로 평가받고 있으며 선진 제조사에서는 이를 적용한 스크류 냉동기를 양산 중에 있다. 지구온난화지수(GWP)가 매우 낮고 COP가 R-134a와 동등 혹은 이상의 수준을 나타내는 장점이 있으나 R-134a 대비 높은 비체적으로 냉동능력은 75%^((5-6) 수준에 머무른다. 또한, A2L 등급의 냉매로서 현재 시점에서 국내에서는 가연성 가스로 분류되나 선진국을 중심으로 A2L의 사용 규제 완화가 이뤄지고 있으며 국내에서도 관련한 제도 정비가 시행 중이다. 향후 국내 안전 관련한 제도가 정비되고 나면 냉매 규제에 대응하기 위한 냉동기의 냉매로서 R-1234ze(E)가 가장 적합할 것으로 판단 된다. Table 1은 R-1234ze(E) 냉매에 대한 정보를 나타낸다.

R-1234ze(E) 냉매를 이용하여 70 kW(20 RT) 급 압축식 냉동기 성능 실험 장치를 구축하였다. R-1234ze(E)용 압축기로는 Bitzer 社의 왕복동 압축기를 선정하였다. 현재 R-1234ze(E) 압축기로는 왕복동, 스크류 압축기가 상용화되어 있으나 70 kW 급의 장치에는 왕복동 압축기가 적절한 용량으로 출시되어 있어 이를 선정하였다. 또한, 열교환기는 SWEP 社의 판형 열교환기를 선정하였으며 전자식 팽창밸브는 Danfoss 社의 제품으로 선정 하였다. 관련한 구체적인 모델은 Table 2에 나타내었다.

Fig. 1은 하이브리드 냉동기의 개념도 및 실험 장치의 개략도를 나타낸다. 압축기 및 오일 분리기를 통과한 냉매는 응축기 1번을 거쳐 직렬로 설치된 응축기 2번으로 유입된다. 응축기 1의 냉각수는 냉각탑을 모사하는 칠러를 이용하며, 흡착식 냉동기를 모사하는 응축기 2의 냉각수 역시 칠러를 사용하였다. 응축된 냉매는 수액기를 통과한 후에 팽창되고 증발기로 유입되며 기액분리기를 거쳐 기체 냉매만 압축기에 유입된다.

2.2 실험 조건

본 연구에서 주요 운전 변수는 응축기 2로 유입되는 냉각수의 온도($T_{w,\:c,\:2,\:i}$) 및 유량이다. 응축기 2로 유입되는 냉각수의 온도 및 유량 값은 흡착식 냉동기의 설계점을 잡는 가장 중요한 부분이며 압축식 냉동기에서는 응축 압력 및 성능 계수(COP)를 결정짓는 가장 중요한 변수이다. KS B 6270 기준을 일부 준용하여 냉수 온도를 12℃로 유지하고, 압축기 회전속도 50 Hz, 응축기 2 입구 온도 20℃ 기준 냉수 출구 온도가 7℃가 되는 냉수 유량 값을 설정하여 성능 실험을 수행하였다. 과열도의 경우 5~10 K가 유지되도록 전자식 팽창밸브를 제어하였으며, Table 3은 본 연구에서 수행한 실험 조건을 나타낸다.

2.3 Data Reduction

각 주요 기기의 입․출구에 온도 센서를 설치하였으며 냉매 측 고압부 및 저압부에 각각 3개와 2개의 압력계를 설치하였으며 각 열교환기 입․출구에 차압계를 설치하였다. 또한, 각 열교환기 2차 측의 입ㆍ출구 온도 및 유량계 정보를 기반으로 용량을 산출하였다. 각 센서의 값은 Labview 프로그램을 통하여 취득하였고 이를 환산한 주요 변수들은 아래 식과 같다. 시스템 성능 계수는 압축기에서 소비되는 전력량을 측정하여 계산 하였으며, 식(5)로 정의되는 에너지 밸런스의 경우 본 실험조건에서 평균 4.7%로 확인되었다. 또한, 식(6)과 같이 응축기 2의 입구 건도를 정의하여, 시스템의 주요 변화를 확인하였다. Table 4는 냉매 측 및 냉수ㆍ냉각수 측의 계측기 사양을 나타낸다.

2.4 불확도 분석

주요 성능 지표인 열량 및 성능 계수에 대하여 ASHRAE Guide line⁽⁹⁾를 따라 표준 불확도 분석을 수행하였 으며, Table 4에 나타난 온도, 유량, 전력계에서의 fixed error 및 데이터 수집 구간에서의 random error를 계산한 후 주요 지표의 확장 불확도를 계산하였다. 냉각 열량, 응축기 1 열량, 성능 계수의 경우 최대 불확도는 각각 5.78%, 6.77%, 5.79%로 나타났다.

3.1 저온 응축기(응축기 2)의 냉각수 온도 변화에 따른 P-h 선도의 변화

흡착식 냉동기에서 나오는 냉수를 모사한 저온 열원 냉각수의 온도 변화에 따른 압축식 냉동기 사이클의 P-h 선도의 변화를 Fig. 2에 나타내었다. 응축기 2의 냉각수 입구 온도가 낮을수록 응축 압력이 감소하는 것을 확인할 수 있으며 응축기 1의 냉각수 입구 온도($T_{w,\:c,\:1,\:i}$ = 32℃) 대비 낮은 온도가 유입될수록 응축기 2의 열량이 증가하고 상대적으로 응축기 1의 열량이 감소하는 것을 확인할 수 있다. 즉, 냉매가 응축함에 있어 냉각수의 온도가 낮은 응축기에서 더 많은 응축이 일어나게 되는 것이다. 증발 압력의 경우 냉수 입구 조건($T_{w,\:e,\:i}$ = 12℃)이 유사하기 때문에 각 실험 조건에서 큰 변화가 없는 것을 확인할 수 있으며 응축기 2의 냉각수 입구 온도($T_{w,\:c,\:2,\:i}$)가 낮을수록 응축기 출구의 엔탈피가 감소하기 때문에 증발기 입구 건도 역시 낮아짐을 확인할 수 있다.

3.2 저온 응축기(응축기 2)의 냉각수 유량 변화에 따른 P-h 선도의 변화

압축식 냉동기의 응축기 2 냉각수 순환 유량 변화에 따른 압축식 냉동기 사이클의 P-h 선도의 변화를 Fig. 3에 나타내었다. 응축기 2의 냉각수 입구 온도가 같은 조건에서 냉각수 순환 유량이 클수록 응축 압력이 감소하며, 응축기 2의 열량이 증가하고 상대적으로 응축기 1의 열량이 감소하는 것을 확인할 수 있다. 이는 응축기 2로 유입되는 냉각수의 질량 유속이 클수록 냉각수의 열전달계수 향상으로 총괄 열전달계수가 향상되기 때문에 나타나는 현상이다. 냉각수 온도 변화 대비 상대적으로 유량에 따른 응축 압력이 변화는 크지 않으나, 경향은 명확하게 확인되었으며 유량의 증가에 따라 응축기 출구의 엔탈피 감소로 인해 증발기 입구 건도가 낮아짐을 확인할 수 있다.

3.3 저온 응축기(응축기 2)의 크기에 따른 P-h 선도의 변화

응축기 2의 크기 변화에 따른 압축식 냉동기 사이클의 P-h 선도의 변화를 Fig. 4에 나타내었다. 응축기 2의 경우 다중 응축 열원 조건에서는 응축기 1의 크기 대비 작게 설계가 가능하나, 압축식 냉동기의 성능 계수의 증가를 기대하기 위해서는 적절한 크기의 열교환기 선정이 필요하다. 비슷한 냉각수 유량 조건에서 응축기의 크기 증가에 따라 냉각수의 질량 유속이 감소하여 국부적인 총괄 열전달계수는 감소하나 열전달 면적 증가로 인하여 응축 압력이 감소하며, 응축기 출구 엔탈피가 감소함에 따라 증발기 입구 건도 역시 감소함을 확인 하였다. 다른 주요 변수 대비 응축기의 크기 변화에 따라서 응축기 2의 입구 건도($x_{c,\:2,\:i}$)의 변화는 크지 않은 것으로 보아 응축기들 간의 부하비를 결정짓는 지배적인 요소는 저온 열원 응축기 냉각수 온도 및 유량으로 판단되며 열교환기의 크기가 압축식 냉동기의 성능 계수를 향상시키는 인자임을 확인하였다.

이러한 결과들로부터 흡착식 냉동기에서 발생하는 냉수의 온도가 낮을수록, 유량 및 열교환기의 크기가 커질수록 응축 압력이 감소하며 이에 따라 응축기 2의 열량은 증가하며 증발기 입구 건도가 감소함에 따라 단위 질량 유량의 증발 잠열 증가 효과로 인해 냉각 열량이 증가하는 것을 알 수 있다.

4.1 응축기 열량, 부하비 및 과냉도 변화

Fig. 5의 그림들은 앞에서 설명한 P-h 선도의 결과를 정량화하여 보여준다. 앞에서 확인한 바와 같이 응축기 2로 들어오는 냉각수의 온도가 낮고 유량 및 열교환기가 큰 경우 응축 압력이 낮아지며, 이 결과로부터 응축 압력은 응축기 전체 구간의 냉매 평균온도의 영향을 받는 것을 알 수 있다. 응축기 내 냉매의 평균 온도, 즉 응축 포화온도가 낮아지는 조건이 될수록 32℃의 냉각수가 공급되는 응축기 1 대비 응축의 많은 부분을 응축기 2에서 처리하게 되므로 응축기 2의 응축 열량이 증가하게 된다. 따라서 전체 응축 열량 대비 응축기 2가 차지 하는 부하비($Q_{c,\:2}/(Q_{c,\:1}+Q_{c,\:2})$)가 증가하게 되며, 응축기 1의 응축 열량이 작아지기 때문에 응축기 2의 입구 건도 역시 상승하게 된다. 응축기 2의 열량 증가에 따라 응축기 출구 엔탈피가 감소하므로 과냉도는 증가하는 것을 확인할 수 있다.

하이브리드 시스템을 설계할 때 이러한 변화를 파악하는 것이 중요하며 흡착식 냉동기의 냉수 출구 온도에 따른 냉각 용량과 압축식 냉동기 응축기 2의 열량이 매칭되는 운전조건의 설계가 하이브리드 시스템 설계의 핵심이 된다.

4.2 시스템 냉각열량, 소비동력 및 성능 계수 변화

P-h 선도 결과에서 설명한 바와 같이 냉매 응축 평균온도가 낮아지는 조건이 될수록 응축기 출구에서 과냉도 증가와 함께 증발기로 유입되는 냉매의 입구 건도($x_{c,\:2,\:i}$)가 낮아진다. 즉, 같은 냉매의 유량이 흐르더라도 단위 질량당 증발 잠열이 증가하므로 냉각 용량이 증가하게 된다. 실제로 실험 조건에 따라 증발기 냉수 입구 온도는 동일하게 유지하였기 때문에 같은 압축기 속도에서 증발 압력은 큰 차이가 없으며 과열도 역시 일정하여 압축기 흡입 냉매 밀도가 같기 압축기의 냉매 유량은 큰 차이가 없다. 왕복동 압축기에서 압축비가 감소함에 따라 체적효율의 증가와 함께 냉매 유량이 커질 수 있으나 그로 인한 차이보다는 압축기 흡입 냉매 밀도에 지배적으로 영향을 받는다. 따라서 단위 질량당 증발 잠열의 증가와 함께 Fig. 6과 같이 냉매 응축 평균온도가 낮아지는 조건에서 냉각 열량이 증가되는 것을 확인하였다.

압축기 소비 동력은 주로 냉매 유량과 압력비에 따라 달라지며 단위 냉매 유량 당 소비 동력은 냉매 응축 평균온도가 낮은 조건에서 압축비의 감소와 함께 감소하여 전체 압축기 소비 동력이 감소하였다. 이에 따라 압축식 냉동기의 성능 계수 역시 냉매 응축 평균온도가 낮아지는 조건에서 가장 높은 것을 확인할 수 있다.

4.3 응축온도 변화

냉매 평균 응축 온도가 낮아짐에 따라 응축기 2의 열량이 증가하고 부하비가 증가하는 것을 확인하였으며, 응축기 2의 부하비에 따른 응축 포화온도 및 성능 계수의 변화를 Fig. 7에 나타내었다. 응축기 2의 냉각수 온도, 유량 및 열교환기 크기는 응축기들 간의 부하비를 결정짓는 요소이며, 응축기 2의 부하비에 따라 응축 포화 온도는 선형적으로 감소하다 응축기 1의 부하가 거의 없는 경우에 응축 포화온도가 급격하게 감소하는 현상이 나타났다. 이 경우에 응축기 1을 통과한 냉매의 상태는 과열 상태인 것으로 확인되었다. 즉, 응축기 2의 부하가 매우 큰 지점에서는 응축기 1은 증기 냉각기(Gas cooler)로의 역할만 수행하기 때문에 응축 포화 온도가 응축기 1의 냉각수 온도($t_{w,\:c,\:1,\:i}$)보다 낮을 수 있음을 확인 하였다. 바꿔 말하면 응축기 2의 입구 조건이 2-Phase 상태라면($x_{c,\:2,\:i}$ < 1) 응축 포화 온도는 $t_{w,\:c,\:1,\:i}$보다 크게 되며 냉매 평균 응축온도가 낮은 조건일수록 응축 포화 온도가 $t_{w,\:c,\:1,\:i}$에 근접함을 확인하였다. 성능 계수의 경우에도 응축 부하비에 따라 선형적으로 증가하다가 급격히 상승하는데 이는 응축기 2의 입구 조건이 과열 증기인 상태로 응축 포화온도가 매우 낮기 때문으로 확인하였다. 응축기 1이 증기 냉각기의 역할만 수행하는 경우 압축식 냉동기의 성능에는 이점이 있지만, 흡착식 냉동기의 증발기가 커져 시스템의 부피가 커지는 단점이 있기 때문에 하이브리드 냉동기의 설계 관점에서는 적절한 검토가 필요하다.