이태진
(Tae Jin Lee)
1,2
정동수
(Dongsoo Jung)
3
김주형
(Joo-Hyung Kim)
3,†
-
인하대학교 기계공학과 박사과정
(
Ph.D., Course, Department of Mechanical Engineering, INHA University, Incheon 22212,
South Korea
)
-
두원중공업 수석연구원
(
Principal Research Engineer, R & D Center of Doowon Heavy Industrial Co. Ltd, Gyeonggi
17520, South Korea
)
-
인하대학교 기계공학과 교수
(
Professor, Ph.D., Department of Mechanical Engineering, INHA University, Incheon 22212,
South Korea
)
Copyright © 2016, Society of Air-Conditioning and Refrigeration Engineers of Korea
Key words
Urban air mobility(도심 항공 이동수단, UAM), Refrigerant cycle(냉매 사이클), Secondary-loop(2차 회로), HFO & HCFO refrigerant(하이드로플루오로올레핀 & 히드로클로로플루오로올레핀계 냉매), R1233zd(히드로클로로플루오로올레핀계 냉매)
기호설명
$A$：
면적 [m2]
$c_{p}$：
정압 비열 [kJ/ (kg·K)]
$D$：
직경 [m]
$D_{s}$：
비직경 [-]
$h$：
엔탈피 [kJ/kg]
$\dot m$：
질량 유량 [kg/s]
$P$：
동력 [kW]
$Q$：
열량 [kW]
$s$：
엔트로피 [kJ/kg-K]
$t$：
온도 [℃]
$U$：
열전달 계수 [W/(m2․K)]
$\dot V$：
체적 유량 [m3/s]
$\rho$：
밀도 [kg/m3]
$\Omega$：
압축기 속도 [rad/s]
$\Omega_{s}$：
압축기 비속도 [-]
하첨자
$1$：
증발기 출구, 압축기 입구
$2$：
압축기 출구, 응축기 입구
$3$：
응축기 출구, 팽창 밸브 입구
$4$：
팽창 밸브 출구, 증발기 입구
$comp$：
압축기
$cond$：
응축기
$d, s$：
토출, 흡입
$evap$：
증발기
$ref$：
냉매
$sh$：
과열도
$sc$：
과냉각도
1. 연구배경 및 목적
도심 항공 운송 수단(UAM, Urbain Air Mobility)은 차세대 친환경 운송 수단으로서 관련 분야의 연구가 활발히 진행되고 있다. UAM은
지상과 상공 및 계절 변화 등 다양한 환경 조건에서 작동하므로, 탑승자의 쾌적한 환경을 위한 공조기뿐만 아니라, 배터리 등 발열 부품에 대한 냉각
및 전력계통의 예열 등을 위한 열관리 시스템의 개발이 필수적이다. 현재, UAM의 열관리 관련 개발 현황은 허니웰(Honeywell) 사에서 공개한
냉방 능력 20 kW 급 공조기 시스템(1) 외에는 관련 연구성과의 공개가 극히 제한적인 상황이다. UAM의 열관리 시스템의 기본 방안은 냉매 사이클의 고/저온 열원을 활용하는 것이며, UAM의
기체 특성상 공조기를 포함한 예열 및 냉각 부품이 기체 전체에 분포하고 있으므로 원거리 고/저온 열원 부품에 대한 효과적인 열관리와 항공 운송 부품으로서의
경량화 방안이 요구된다.
Lemke et al.(2) 등이 제안한 Secondary-loop 시스템은 증발기와 응축기 측에 비열이 높은 물을 작동유체로 사용하므로 냉매 사이클의 경량화와 소형화가 가능하고
열량의 이송이 원활한 장점이 있으므로 UAM용 열관리 시스템에 적합한 방안이 될 수 있다. 그러므로 본 연구에서는 Fig. 1과 같은 UAM용 Secondary-loop 시스템에 대한 냉매 사이클 구성 부품의 설계 사양을 제안하고자 한다. 선행 발명 1을 참조한 UAM의
설계 냉방능력은 20 kW로서, 이는 4~5인승 전기자동차의 냉방능력 9 kW 수준보다 큰 열량을 요구하는 것을 확인 할 수 있다. 냉매 사이클 설계는
향후 적용 가능한 다양한 냉매에 대해 사이클 해석을 통해 냉/난방 조건에서의 성능 계수와 난방 능력을 비교하였으며, 각각의 냉매에 대한 압축기, 증발기
및 응축기의 설계 사양을 제시하였다.
2. 연구 방법
본 연구에서는 차량 공조기용 냉매 사이클의 작동 조건을 기준으로 UAM 열관리 시스템용 냉매 사이클의 설계조건을 결정하였으며, 향후 적용 가능한 자연
냉매, HFO계 또는 HCFO계 냉매(3)에 대해 냉매별 시스템의 성능(COP, coefficient of performance)과 압축기의 비속도(4)를 비교하여 UAM 열관리 냉매 사이클에 적합한 냉매와 압축기 종류(왕복동, 로터리, 원심식, 축류 등) 및 용량을 선정하고, 증발기와 응축기에서의
열평형 방정식(5)을 통하여 열교환기 설계의 기준이 되는 U·A 값을 계산하였다.
2.1 사이클해석
Fig. 2는 냉매 사이클의 구성요소인 압축기, 응축기, 증발기 및 팽창 밸브에 의한 몰리에르 선도(Moliere diagram)로서, 냉매 사이클은 증발 온도($t_{evap}$),
응축 온도($t_{cond}$), 과열도($t_{sh}$) 및 과냉각도($t_{sc}$)에 따라 결정되는 것을 확인할 수 있다. 몰리에르 선도에서의
각각의 냉매 상태 점(1,2,3,4)에서의 냉매의 압력, 온도, 엔트로피, 엔탈피 및 밀도는 2개의 최소 상태조건(압력-온도, 압력-엔트로피, 압력-엔탈피)에 따라 미국 국립 표준 기술연구소(National
Institute of Standards and Technology, NIST)에서 배포한 REFPROP ver 9.1을 통하여 확인할 수 있으며,
각각의 위치 점에서의 최소 냉매 상태는 증발 온도, 응축 온도, 과냉각도 및 과열도와 압축과정과 팽창과정에 대한 적정한 가정을 통하여 확인할 수 있다.
본 연구에서는 팽창과정은 등엔탈피 과정, 압축과정은 압축기 효율을 고려하지 않는 등엔트로피 과정으로 가정하였다.
Fig. 1 Schematic of thermal management system for urban air mobility.
Fig. 2 Pressure-enthalpy diagram and refrigerant status.
시스템의 성능 계수(COP, coefficient of performance)는 각각 냉방 조건과 난방 조건에서 식(1), 식(2)와 같이 냉방/난방 능력 대비 압축기의 소요 동력의 비로 정의된다.
이때, 설계 기준인 냉방 능력 20 kW를 만족하는 냉매의 질량 유량은 식(3)과 같이 설계 냉방 능력에 대한 증발기 입/출구 엔탈피 차의 비가 되며, 압축기 행정 체적을 결정하는 체적유량은 식(4)와 같이 냉매 질량 유량에 대한 압축기 흡입 냉매의 밀도 비가 된다.
이상과 같이, 냉매 사이클의 성능은 냉매 사이클의 작동 조건($t_{evap}$, $t_{cond}$, $t_{sh}$, $t_{sc}$)에 의해
결정되므로 적정한 작동 조건을 선정하는 것은 매우 중요하다. 기본적인 냉매 사이클의 작동 조건은 AHRI(Air-conditioning, Heating,
& Refrigeration Institute)을 기준으로 진행할 수 있으나, 본 연구에서는 R134a 냉매를 사용하는 차량 공조기 조건(6)을 기준으로 결정하였다. 차량 공조기의 작동 조건은 압력 조건으로 제시되지만, 이를 작동 냉매 R134a에 대한 포화 온도 조건으로 변환할 수 있다.
즉, 차량 공조기 냉방 조건의 압력은 흡입과 토출 압력이 각각 300 kPa과 1500 kPa이므로 증발 온도 및 응축 온도는 0℃와 55℃이며,
난방 조건에서의 증발 온도와 응축 온도는 -15℃와 35℃이다. 시스템의 과열도와 과냉각도는 냉/난방 모드에 관계없이 각각 10℃와 5℃이고, Table 1에 차량 공조기 조건을 참조한 UAM의 냉매 사이클 조건을 AHRI 조건과 비교하여 제시하였다.
Table 1. Refrigerant cycle design conditions of UAM referring to vehicle air conditioner
conditions
|
|
|
Suction pressure
based on R134a
[kPa]
|
Discharge pressure
based on R134a
[kPa]
|
Super heat
[℃]
|
Sub cool
[℃]
|
Evaporating temperature
[℃]
|
Condensing temperature
[℃]
|
|
Cooling mode
|
UAM
|
300
|
1500
|
10
|
5
|
0
|
55
|
|
AHRI
|
|
|
18.3
|
8.3
|
10
|
46
|
|
Heating mode
|
UAM
|
164
|
900
|
10
|
5
|
-15
|
35
|
|
AHRI
|
|
|
18.3
|
8.3
|
-15
|
35
|
2.2 압축기 종류의 선정 및 용량
동일 동력의 전동식 압축기에서 압축기의 작동 토크가 작을수록 모터의 경량화 설계가 가능하다. 압축기의 토크는 식(5)와 같이 압축기 운전속도가 증가할수록 감소하게 되므로, 압축기의 고속 운전은 압축기의 크기를 줄이고 경량화를 달성할 수 있는 설계 방안이다. 현재,
증속기가 없는 모터의 최대 속도는 100,000 rpm 수준이므로 본 연구에서의 압축기 최대 작동속도는 100,000 rpm으로 한정하였다.
압축기의 종류는 크게 용적형(Displacement) 압축기와 동적형(Dynamic) 압축기 분류되며, 대표적인 용적식 압축기는 왕복동, 로터리,
스크롤 압축기 등이 있으며, 동적형 압축기로는 원심식과 축류식 압축기가 있다. 이러한 다양한 종류의 압축기 중 각각의 냉매 사이클에 적합한 압축기를
선정하기 위해서는 Fig. 3의 Balje 선도를 이용하는 것이 효과적이다.
Balje 선도에서는 압축기의 비속도와 비직경에 따른 압축기의 종류 및 대략적인 성능 특성을 보여 주며, 비속도 및 비직경은 식(6), (7)과 같이 정의된다.
Fig. 3 Balje diagram (Applied Energy 238 (2019)775-785).
비속도($\Omega_{s}$) 및 비직경($D_{s}$)는 각각 압축기 운전속도와 직경 및 냉매 사이클의 함수인 것을 확인할 수 있다. 비속도는
압축기의 속도($\Omega$)와 유량($\dot m$)이 증가할수록 증가하고, 압축기 입/출구의 엔탈피 차($\triangle h_{comp}$)와
압축기 토출 밀도($\rho_{d}$)가 높아질수록 낮아지는 것을 확인할 수 있으며, 비직경은 압축기 직경($D$), 토출 밀도($\rho_{d}$)
및 압축기 엔탈피 차($\triangle h_{comp}$)에 비례하며, 냉매 유량($\dot m$)에 반비례하는 것을 확인할 수 있다.
비속도 기준으로 용적형(왕복동, 로터리) 압축기는 1 이하에 적용 가능하며, 동적형(원심식, 축류식) 압축기는 비속도 30 이상에서 적정한 성능 확보가
가능한 것을 확인할 수 있다. 그러므로 본 연구에서 압축기의 최대 운전속도 100,000 rpm에 대해 냉매별 비속도를 통하여 압축기의 종류를 결정할
수 있으며, 비속도에 따른 최대 효율 점에서의 비직경을 통하여 압축기의 대략적인 크기를 예측할 수 있다.
2.3 열교환기 해석
UAM용 냉매 사이클의 증발기와 응축기에 대한 열평형 방정식과 대수 평균 온도 차(LMTD, Log Mean Temperature Difference)를
적용하여 증발기와 응축기의 U·A 값을 비교할 수 있다. Fig. 4는 각각 증발기와 응축기에서의 냉매 측과 고/저온 수의 온도 분포를 보여 주고 있다. 증발기에서는 냉매 기준으로 포화 및 과열 상태에 대한 열교환기
해석을 진행하여야 하며, 응축기에서는 과열, 포화, 과냉 상태의 세 조건에 대한 열교환기 해석을 진행하여야 한다. 증발기 측과 응축기 측의 고/저온
수의 유량은 식(8)과 같이 냉매 측 열량에 대한 고/저온 수의 정압비열과 증발기와 응축기의 입/출구 온도 차에 의해 결정되며, 본 연구에서는 고/저 온수의 설계 온도
차를 5℃로 하여 고/저온 수의 질량 유량을 결정하였다.
각각의 냉매 상태 점에서의 고/저온 수의 온도는 열평형 방정식으로부터 식(9)와 같이 계산할 수 있다.
냉매 사이클의 상태 점(1, 2, 02, 03, 3, 4, 01)에서의 냉매 측 온도와 고/저온 수의 온도에 대해 대항류 대수 평균 온도 차(LMTD,
Logarithmic Mean Temperature Difference)는 식(10)과 같으며,
Fig. 4 Temperature change in the heat exchanger (evaporator and condenser).
열교환기의 U·A 값은 Table 11과 같이 대수 평균 온도 차에 의해 결정되므로,
증발기와 응축기의 U·A 값은 각각 식(12)와 (13)과 같다.
3. 결과 검토
냉매 사이클의 해석은 Table 1의 작동 조건을 기준으로 다양한 냉매에 대해 진행하였다. 냉매 특성에 따른 시스템의 변화를 이해하고자 CFC와 HCFC와 같이 현재는 사용이 중지된
냉매 및 향후 사용이 규제되는 HFC 계의 냉매도 비교하였으나, 실제 UAM 냉매 사이클에 적용 가능한 냉매는 GWP가 150 이하인 HFO계의 R1234yf(7-8), R1234ze(9) 및 HCFO의 R1233zd(10)와 자연 냉매로 한정되며, HFO계의 R152a는 GWP 138이나, 가연성에 의해 UAM 냉매로는 한계가 있다.
3.1 냉방 조건
Table 2는 냉방 조건에서의 냉매 별 시스템 해석결과로서, 압축기의 흡/토출 압력, 냉매의 질량 유량, 체적 유량 및 COP와 압축기 운전속도 100,000
rpm 기준의 비속도를 보여 주고 있으며, Fig. 5에 작동 냉매를 선정하기 위한 COP와 비속도를 제시하였다. 검토 대상의 모든 냉매가 비속도 1 이상이므로, 용적형 압축기의 적용이 불가능하고, 비속도
30 이상의 원심 압축기 적용이 가능한 냉매로는 현재 사용이 불가능한 CFC 계열 및 HCFC 계열과 2010년대 이후 사용이 제한되는 HFC 계를
제외하면, HFO 및 HCFO 계열의 냉매 R1234yf, R1234ze, R1233zd로 한정되며, R1233zd의 비속도가 44.5로 R1234yf
29.8 및 R1234ze 29.4 대비 Balje 선도 기준 원심 압축기의 최적 설계 (비속도 100 수준)에 더욱 유리하고, 시스템 성능 COP
또한 R1233zd는 4.1인 반면, R1234yf 및 R1234ze는 각각 3.6과 3.8로서 R1233zd 대비 87%, 93% 수준인 것을 확인할
수 있다. 비속도와 COP 관계에서 대부분의 자연 냉매의 비속도는 4.6~23이므로 용적형 또는 동적형 압축기 모두 적용이 어려운 것을 확인할 수
있는데, 이러한 경우는 압축기의 운전속도를 낮추어 용적식 압축기를 적용하는 방안과 압축기의 운전속도를 더욱 증가시켜 동적식 압축기를 적용하는 방안이
있다. 그러나, 압축기의 운전속도를 낮추는 것은 토크 증가에 의해 압축기 크기가 증가하는 문제점이 있으며, 100,000 rpm 이상의 작동속도는
모터 개발의 어려움이 있다.
해석결과에서의 증발기 U·A 값은 설계조건인 증발 온도 및 과열도와 저 온수의 입구 온도(35℃) 및 증발기 입/출구의 온도 편차(5℃)가 동일하므로
냉매 종류에 관계없이 동일한 것을 확인할 수 있다. 반면, 응축기의 경우, 과냉각도와 응축 온도는 동일하나, 압축기 토출 온도 즉, 응축기 입구 온도가
냉매에 따라 상이 하므로, 냉매별 응축기의 크기는 상이하게 된다. 실제 계산 결과를 비교하여 보면 R1233zd의 응축기 U·A 값이 R1234yf
및 R1234zd 대비 상대적으로 작음으로 소형화가 가능하다.
Table 2. Refrigerant cycle design result base on the cooling condition
|
|
Refrigerant
|
Suction
pressure
|
Discharge
pressure
|
Ref. mass flow rate
|
Ref. volume flow rate
|
COP
|
Specific
speed
|
Evap. U·A
|
Cond. U·A
|
ODP
|
GWP
|
|
[kPa.A]
|
[kPa.A]
|
[kg/h]
|
[m3/s]
|
[-]
|
[-]
|
[kW/k]
|
[kW/k]
|
[-]
|
[-]
|
|
Natural gas
|
Ammonia
|
429
|
2,311
|
69
|
0.006
|
3.9
|
4.6
|
0.62
|
1.23
|
0
|
0
|
|
Propane
|
474
|
1,907
|
282
|
0.008
|
3.7
|
14.3
|
0.62
|
1.41
|
0
|
3
|
|
Butane
|
103
|
564
|
258
|
0.027
|
4.1
|
23
|
0.62
|
1.44
|
0
|
4
|
|
Isobutane
|
157
|
773
|
290
|
0.020
|
3.9
|
21.8
|
0.62
|
1.45
|
0
|
4
|
|
HCFO
|
R1233zd
|
48
|
339
|
479
|
0.049
|
4.1
|
44.5
|
0.62
|
1.43
|
0
|
1
|
|
HFO
|
R1234yf
|
316
|
1,465
|
700
|
0.012
|
3.6
|
29.8
|
0.62
|
1.47
|
0
|
4
|
|
R1234ze
|
217
|
1,130
|
583
|
0.014
|
3.8
|
29.4
|
0.62
|
1.45
|
0
|
6
|
|
HFC
|
R152a
|
264
|
1,332
|
316
|
0.011
|
4
|
18
|
0.62
|
1.36
|
0
|
138
|
|
R32
|
813
|
3,520
|
313
|
0.004
|
3.6
|
11.6
|
0.62
|
1.21
|
0
|
677
|
|
R245ca
|
34
|
282
|
457
|
0.064
|
4.1
|
45.3
|
0.62
|
1.44
|
0
|
716
|
|
R245fa
|
53
|
400
|
490
|
0.044
|
4.1
|
40.7
|
0.62
|
1.44
|
0
|
858
|
|
R134a
|
293
|
1,492
|
530
|
0.011
|
3.8
|
24.2
|
0.62
|
1.41
|
0
|
1300
|
|
R125
|
671
|
2,839
|
1000
|
0.007
|
3
|
27.3
|
0.62
|
1.46
|
0
|
3170
|
|
R143a
|
620
|
2,579
|
623
|
0.007
|
3.3
|
21.2
|
0.62
|
1.39
|
0
|
4800
|
|
HCFC
|
R161
|
437
|
1,941
|
260
|
0.007
|
3.9
|
13.4
|
0.62
|
1.34
|
0
|
4
|
|
R123
|
33
|
247
|
526
|
0.068
|
4.2
|
55.7
|
0.62
|
1.42
|
0.02
|
79
|
|
R124
|
163
|
881
|
652
|
0.018
|
3.9
|
36.3
|
0.62
|
1.44
|
0.022
|
527
|
|
R141b
|
28
|
213
|
385
|
0.075
|
4.3
|
48.2
|
0.62
|
1.39
|
0.2
|
725
|
|
R22
|
498
|
2,175
|
482
|
0.007
|
3.8
|
20.2
|
0.62
|
1.32
|
0.055
|
1760
|
|
R142b
|
145
|
775
|
449
|
0.019
|
4.1
|
30.1
|
0.62
|
1.41
|
0.07
|
2310
|
|
CFC
|
R11
|
40
|
273
|
476
|
0.055
|
4.3
|
51.5
|
0.62
|
1.38
|
1
|
5820
|
|
R113
|
15
|
129
|
604
|
0.139
|
4.2
|
83.2
|
0.62
|
1.43
|
1
|
5820
|
|
R115
|
441
|
1,850
|
1193
|
0.01
|
3.2
|
38.7
|
0.62
|
1.52
|
0.44
|
7670
|
|
R12
|
308
|
1,363
|
658
|
0.011
|
3.9
|
31.7
|
0.62
|
1.40
|
1
|
10200
|
Fig. 5 Specific speed and COP under cooling condition
그러므로 냉방 능력 20 kW 급의 UAM 열관리용 냉매 사이클의 설계 사양은 HCFO계의 R1233zd를 작동 냉매로 사용하며 질량 유량이 479
kg/h인 100,000 rpm급의 원심 압축기와 U·A 값이 각각 0.62 kW/K과 1.43 kW/K인 증발기와 응축기가 된다.
3.2 난방 조건
냉방 조건의 사이클 해석에서 압축기의 체적유량이 결정되었으므로, 난방 조건에서의 난방 용량은 식(14)와 같다.
Fig. 6은 냉방 조건의 COP를 기준으로 냉매에 따른 난방 조건에서의 COP 및 난방 용량을 보여 주고 있다. 냉방 조건에서의 COP가 우수할수록 난방 조건의
COP도 우수한 경향을 나타내는 반면, 난방 능력은 상대적으로 감소하고 있는 것을 확인할 수 있다. R1233zd, R1234ze, R1234yf에
한정하여 비교하여 보면, 냉방 조건에서의 COP가 우수한 R1233zd가 난방 조건에서도 R1234yf 및 R1234ze 대비 난방 COP가 각각
5.8%, 3.8% 높으며, 난방 능력(Heating capacity)은 R1234yf와 R134ze 대비 각각 78%, 85% 수준으로 저하됨을
알 수 있다. 이는 향후 R1233zd를 사용하는 UAM 열관리 냉매 시스템 개발 시, R1234yf 또는 R1234ze 대비 난방 능력의 개선 설계가
요구됨을 의미한다.
4. 결 론
본 연구에서는 UAM용 열관리 시스템을 제안하고 냉매 사이클 해석 및 비속도 계산과 증발기와 응축기의 해석을 통하여 다음과 같은 결론을 확인하였다.
(1) UAM 열관리 시스템에 대해 냉매 사이클의 고/저온의 열원을 활용하며, 응축기와 증발기 측에 고/저온 수를 적용한 Secondary-loop
시스템 및 경량화를 위한 10만 rpm급 압축기를 적용하는 방안을 제안하였다.
(2) 차량 공조용 냉매 사이클을 기준으로 UAM의 냉매 사이클의 운전조건을 제시하였다.
(3) 냉매별 비속도 계산 결과 검토 대상 냉매에 대해 용적형 압축기(비속도 1이하)의 적용은 설계적으로 타당하지 않음을 확인하였으며, 비속도 30
이상의 터보 압축기의 적용이 가능함을 확인하였다.
(4) 냉방 조건 기준 UAM용 냉매 사이클의 설계 사양은 HCFO계의 R1233zd를 작동 냉매로 사용하며 질량 유량이 479 kg/h인 100,000
rpm급의 원심 압축기와 U·A 값이 각각 0.62 kW/K과 1.43 kW/K인 증발기와 응축기가 된다.
Fig. 6 Heating mode simulation results.
(5) R1233zd는 난방 조건에서도 R1234yf 및 R1234ze 대비 COP가 우수한 반면, 난방 능력은 R1234yf와 R134ze 대비
각각 78%, 85% 수준으로 저하됨을 확인하였다.
본 검토 결과를 통하여 UAM 열관리용 냉매 사이클에 대한 구성 부품의 설계 요구사항을 확인할 수 있었으며, 특히 HCFO계 냉매인 R1233zd의
적용이 가능함을 확인하였다.