기호설명

1. 연구배경 및 목적

화석연료의 과다한 사용으로 인해 탄소와 같은 일부 온실가스들이 과다하게 대기 중에 방출됨으로써 지구온난화현상이 가속화 되었다. 산업 전반에 걸친 탄소 배출량 감축을 위한 다각적인 노력이 요구되는 상황에서 탄소 배출량이 높은 화석연료를 대체해 신재생에너지와 저탄소에너지를 사용하려는 움직임은 계속되고 있다. 특히 고온의 잉여열을 사용하여, 온실가스 방출을 줄이는 산업용 히트펌프는 지속적인 에너지 전환의 핵심 기술로 주목받고 있다. 100℃~130℃의 온도에서 작동되는 산업용 히트펌프를 만들기 위해서는 고온용 응축 열교환기가 필수적으로 요구되는데, 고온용 응축 열교환기의 작동 냉매로 기존에 사용하고 있는 HFC 냉매는 온실가스 방출의 위험이 있다. 따라서 R-1234yf, R-1234ze(E) 등과 같은 HFO 계열의 높은 환산압력에서의 응축 열전달계수 및 압력강하 연구는 필수적으로 요구된다.

Liu et al.⁽¹⁾은 미니채널에서 Shear-Stress Transport k-ω model과 VOF 기법을 결합한 응축모델을 구성하여 R-450a와 R-134a, R-1234ze(E)의 응축 열전달계수에 대한 연구를 진행하였다. 실험은 응축온도 313 K, 질량유속 400, 600, 800 kg/㎡s 조건에서 진행되었으며, 실험결과 R-134a의 열전달계수는 R450a보다 평균 약 12% 상승하며 R-1234ze(E)의 열전달계수는 R450a보다 평균 약 9.2% 상승하는 것을 확인하였다. Longo et al.⁽²⁾은 내경 4 mm의 수평 평활관에서 R-134a, R-152, R-1234yf, R-1234ze(E)의 응축 열전달계수를 실험적으로 측정하고, 이를 기존의 상관식과 비교하였다. 실험조건은 응축온도 30~40℃, 질량유속 100 kg/㎡s~800 kg/㎡s의 조건이다. 실험결과 응축 열전달계수는 Akers et al.상관식과 20% 내외의 오차를 가졌으며, 압력강하는 Fridel 상관식과 유사한 결과를 가짐을 확인하였다. Col et al.⁽³⁾은 수평 평활관에서 R-134a와 R1234ze(E)의 열전달계수 및 압력강하를 응축온도 40℃, 질량유속 100 kg/㎡s~800 kg/㎡s의 조건에서 수행하였다. 그 결과 질량유속이 낮은 조건에서는 건도가 열전달계수에 크게 영향을 미치지 못하였으며, 같은 조건에서 R-134a와 R-1234ze(E)의 열전달계수 값이 유사함을 확인하였다. Jeong and Yun⁽⁴⁾은 임계점부근에서 R1234ze(E)와 R134a의 응축열전달계수를 실험적으로 연구하였다. R1234ze(E)와 R134a의 질량유속은 500, 600 kg/㎡s에서 실험을 진행하였고 R134a의 응축열전달계수가 R1234ze(E)의 값보다 높게 나타났는데, 열전도율과 액상과 기상의 밀도비로 설명하였다. 또한 기존의 다양한 상관식으로 실험결과를 예측해보았는데 낮은 임계압력조건에서는 비교적 우수한 예측도를 나타냈으나 임계압력이 증가할수록 예측정도가 크게 벗어남을 확인하였다.

본 연구는 차세대 산업용 히트펌프에서 기존의 HFC 냉매를 대체하여 높은 환산압력에서의 R-1234ze(E)의 응축 열전달 특성을 실험적으로 측정 및 분석함으로서 산업용 히트펌프 응축열교환기 설계에 대한 기초자료를 제공하고, 임계점부근에서의 상변화 열전달의 특성을 분석하고자 한다.

2. 실험장치 및 데이터정리

Fig. 1은 본 연구를 위한 실험장치의 개략도를 나타낸다. 실험장치는 냉매를 응축시켜 펌프로 순환하게 하는 응축부, 항온조를 활용하여 환산압력의 조건을 설정하기 위한 가열부, 냉매의 응축 열전달 특성을 측정하기 위한 시험부로 구성되어있다. 시험부는 지름이 1/2 inch의 동관 2 m를 물이 채워져 있는 PVC관이 둘러싸는 구조이다. 시험부로 유입되는 물의 유량은 체적유량계를 사용하여 측정하였다. 높은 온도의 냉매를 응축시키기 위해 PVC관 내부에는 물을 채운 후 항온조를 통해 온도를 조절하였다. 시험부의 동관 표면 온도를 측정하기 위해 총 6구간에 열전대를 납땜하여 부착했다. 각 구간마다의 열전대는 Fig. 2와 같이 상단, 중단, 하단에 위치한다.

Fig. 1 Schematic of experimental apparatus.

Fig. 2 Details of the test section.

본 실험의 실험조건은 Table 1에 나타냈다. 냉매는 R-1234ze(E)를 사용하였으며 각 조건에서의 냉매의 열전달 계수는 면적당 열량을 식(1)을 이용하여 시험부의 입구와 출구 온도, 시험부 동관의 표면온도를 이용해 계산한 후 정압비열과 각 구간마다의 온도차이를 이용해 식(2)로 계산하였다. 이 때 냉매의 질량유량 및 물의 체적유량은 Table 2에 나타낸 질량유량계와 체적유량계로 측정했으며, 정압비열은 REFPROP⁽⁵⁾이 제공하는 데이터를 사용했다. 시험부 입구의 냉매 건도는 시험부 입구의 냉매 엔탈피 값으로 계산하였고, 시험부 출구의 냉매 건도는 시험부에서 냉매의 응축을 위해 제거된 열량을 측정하고 에너지 평형식을 사용하여 산출하였다. 열전달계수의 측정오차는 Table 1과 Table 2를 이용하여 EES(Engineering Equation Solver)에서 제공하는 오차계산툴을 활용하였고, 평균적으로 측정값의 ±12%의 오차를 나타냈다.

3. 실험 결과

Fig. 3은 R-1234ze(E)의 환산압력이 0.5일 때 질량유속의 변화와 건도에 따른 응축 열전달계수의 변화를 나타낸다. 모든 질량유속에서 건도의 증가에 따라 응축열전달계수는 증가하는 경향을 보였고, 이는 이미 잘 알려진 바와 같이 건도의 변화에 따른 액막의 두께변화와 기체상의 속도변화에 따른 액상과 기상의 경계의 Kelvin-Helmholtz 불안전성에 그 원인을 찾을 수 있다. 질량유속이 300 kg/㎡s인 경우에 비해 질량유속이 400과 500 kg/㎡s인 경우 응축열전달계수는 각각 약 23%, 57% 증가하였다. Fig. 4는 환산압력이 0.6인 경우 질량유속의 변화에 따른 응축열전달계수의 변화를 나타낸다. 환산압력이 0.5인 경우와 질량유속 및 건도의 영향이 동일한 경향을 보이고 있다.

Fig. 3 Variation of condensation heat transfer coefficient with mass flux at a reduced pressure of 0.5.

Fig. 4 Variation of condensation heat transfer coefficient with mass flux at a reduced pressure of 0.6.

Fig. 5는 임계온도가 각각 0.7인 경우 질량유속의 변화에 따른 응축열전달계수의 변화를 나타낸다. 다른 환산압력 조건의 경우와 동일한 경향을 보이고 있으나, 저건도 영역에 비해 고건도 영역에서 질량유속이 응축열전달계수에 미치는 영향이 환산압력이 높아질수록 커짐을 볼 수 있다. 낮은 환산압력에서는 질량유속의 영향보다는 건도의 변화에 따른 액상과 기상의 밀도차에 의한 두 상의 속도비에 크게 영향을 받는다면, 환산압력이 임계점에 접근할수록 기상과 액상의 밀도비가 유사해지고 저건도에서는 단상상태(single phase)에서 질량유속이 열전달에 미치는 영향정도라면 건도의 증가에 따라 기체상의 속도의 영향이 응축열전달계수에 미치는 영향이 나타나게 되고 질량유속도 증가하므로 저건도에 비해서 질량유속의 변화가 응축열전달계수에 미치는 영향도가 커짐을 예상해 볼 수 있다.

Fig. 6은 질량유속인 300 kg/㎡s일 때 환산압력의 변화에 따른 응축열전달계수의 변화를 나타낸다. 이 때 시험부의 냉각수 온도는 40℃, 체적유량은 7~8 L·min-1으로 고정하였다. 환산압력이 0.6과 0.7일 때의 응축열전달계수는 환산압력이 0.5인 경우에 비해서 각각 약 14%, 25% 감소하였다. 환산압력의 증가는 R1234ze(E)의 액상과 기상의 밀도비를 작게 하고, 작은 밀도비는 기체상의 속도와 액체상의 속도비를 줄여 응축열전달계수에 큰 영향을 미치는 액상과 기상의 경계에서 발생하는 전단력을 감소시키고 이는 결국 응축열전달계수를 감소시킨다. 또한, 임계압력이 증가할수록 액막의 열전도계수 또한 감소하게 되어 더욱 응축열전달계수가 감소하게 된다.

Fig. 5 Variation of condensation heat transfer coefficient with mass flux at a reduced pressure of 0.7.

Fig. 6 Effects of the reduced pressure on the condensation heat transfer coefficient at mass flux of 300 kg/㎡s.

Fig. 7은 질량유속이 500 kg/㎡s이고 임계압력이 0.5인 조건에서 실험을 통해 얻은 응축열전달계수와 Cavallini and Zecchin 상관식⁽⁶⁾, Shah 상관식⁽⁷⁾, Traviss 상관식⁽⁸⁾의 응축열전달계수 예측값과의 비교를 건도에 따라 나타냈다. 그리고 Table 3은 환산압력에 따른 열전달계수 상관식 비교를 나타낸다. 그 결과 평균적으로 Cavallini and Zecchin 상관식은 91.81%, Shah 상관식은 122.36%, Traviss 상관식은 61.60% 과대 예측하는 경향을 보였다. 기존 상관식들을 살펴볼 때 높은 환산압력이 응축열전달계수에 미치는 영향을 반영할 수 있는 대표적인 변수로는 밀도비, Xtt, Re, Pr 수들이다. 임계점 부근에 접근할수록 액상과 기상의 물성이 서로 가까워지고 이는 응축액막의 형상 두께 및 유동양식에 영향을 줄 것으로 예측된다. 따라서 경험 상관식의 개발에 있어 절대적으로 필요한 임계점부근의 실험데이터를 사용하지 않은 원인이 기존 상관식들의 낮은 예측률을 가져왔다고 판단된다. 기존의 실험상관식의 형태를 유지하면서 임계점부근의 응축열전달 실험결과를 충분히 반영하여 상관식을 개발하면 응축 전 압력 범위에 걸쳐 보다 일반적인 상관식이 개발될 수 있다. 다만 보다 직접적으로 환산압력을 무차원변수로 활용하고자 하고, Xtt가 중요한 변수로 이용할 수 있다.

Fig. 7 Comparison of the condensation heat transfer coefficients between the predictions and the experimental results.

4. 결 론

본 연구에서는 R-1234ze(E)의 높은 환산압력 조건에서의 응축특성을 실험적으로 측정 및 분석함으로서 산업용 열교환기 설계에 대한 기초자료를 제공하고자 한다. 그 결과는 다음과 같다.

(1) 동일한 환산압력조건에서 질량유속의 증가에 따라 응축열전달계수는 증가하였고, 환산압력이 0.5에서 0.6, 그리고 0.6에서 0.7로 각각 증가함에 따라 응축열전달계수는 모든 질량유속조건을 고려할 때 평균적으로 19% 감소하였고, 환산압력이 0.5일 때 질량유속이 300 kg/㎡s인 경우에 비해 질량유속이 400과 500 kg/㎡s인 경우 응축열전달계수는 각각 약 23%, 57% 증가하였다.

(2) 기존 관 내측 응축열전달계수의 예측을 위한 Cavallini and Zecchin 상관식, Shah 상관식, Traviss 상관식은 열전달계수 실험값을 100% 내외에서 크게 과대 예측하는 경향을 보였다. 이는 각각의 상관식이 높은 환산압력을 고려하지 못하고, R-1234ze(E)의 열 및 전달물성을 고려하지 않은 결과로 판단되며, 높은 환산압력을 고려한 새로운 상관식의 개발이 필수적으로 요구된다. 다만, 현재로서는 높은 환산압력조건에서는 기존 상관식을 활용하여 응축열전달계수를 예측하고 환산압력의 증가에 따라 평균 19%씩 감소하는 경향을 반영하여 예측할 수 있다.