김재범
(Jaebeom Kim)
1
권순범
(Soonbum Kwon)
2
한창호
(Changho Han)
2
김희석
(Heeseok Kim)
3
김영주
(Youngjoo Kim)
4
김용찬
(Yongchan Kim)
5†
-
고려대학교 기계공학과 석사과정
(M.S. Course, Department of Mechanical Engineering, Korea University, Seoul 0284, Republic
of Korea)
-
고려대학교 기계공학과 박사과정
(Ph.D. Course, Department of Mechanical Engineering, Korea University, Seoul 0841,
Republic of Korea)
-
한국철도기술연구원 선임연구원
(Associate Research Engineer, Korean Railroad research institute, Uiwang 16105, Republic
of Korea)
-
한국철도기술연구원 책임연구원
(Senior Research Engineer, Korean Railroad research institute, Uiwang 16105, Republic
of Korea)
-
고려대학교 기계공학과 교수
(Professor, Department of Mechanical Engineering, Korea University, Seoul 02841, Republic
of Korea)
Copyright © 2016, Society of Air-Conditioning and Refrigeration Engineers of Korea
키워드
성능계수, 대체냉매, 최적화, 냉동사이클, 냉동탑차, 시뮬레이션
Key words
COP, Low-GWP refrigerant, Optimization, Refrigeration cycle, Refrigerator truck, Simulation
기호설명
Cd ：
유량계수 [-]
COP ：
성능계수 [-]
COPR ：
성능계수 비 [-]
CR ：
압축비 [-]
D ：
지름 [mm]
Dc ：
핀 칼라 지름 [mm]
Dh ：
수력학적 지름 [mm]
f ：
마찰계수 [-]
Fp ：
핀피치 [mm]
G ：
질량유속 [kg s-1 m-2]
h ：
열전달계수 [W m-2 K-1]
j ：
콜번 j 계수 [-]
k ：
열전도도 [W m-1 K-1]
Lh ：
루버 높이louver height [mm]
Lp ：
루버피치louver pitch [mm]
$\dot{m}_{map}$ ：
맵데이터 기준 질량유량 [kg s-1]
N ：
세그먼트 수 [-]
P ：
압력 [kPa]
Pl ：
세로 피치 [mm]
Pr ：
프란틀 수 [-]
Pt ：
가로 피치 [mm]
Q ：
열전달률 [W]
QR ：
열전달률 비 [-]
Re ：
레이놀즈수 [-]
T ：
온도 [℃]
$\dot{W}_{map}$ ：
맵데이터 기준 압축기 동력 [W]
WR ：
압축기 동력 비 [-]
ΔP ：
압력강하 [Pa]
ΔPR ：
압력강하 비 [-]
하첨자
air ：
공기측, 공기
cond ：
응축기
conv ：
기존시스템
comp ：
압축기
eva ：
증발기
HEX ：
열교환기
opt ：
최적화
R ：
비율
ref ：
냉매측, 냉매
sc ：
응축기 단상유동
sh ：
증발기 단상유동
sys ：
시스템
tp ：
이상유동
1. 서 론
수송부문에서 발생하는 온실가스와 탄소 배출량은 각각 17% 및 25%에 달하며, 이를 감축하기 위한 노력이 강화되고 있다.(1) 이에 따라 탄소 배출량이 많은 내연기관 자동차는 전기 자동차로 전환되고 있다. 국내의 경우 상용차가 차지하는 비율은 국내 전체 차량 중 약 3.5%에
불과하지만, 온실가스 배출량은 22.5%로 적극적인 온실가스 감축이 요구된다. 상용차 중 냉동탑차의 수요는 신선식품 배송 및 COVID-19 백신
수송 증가로 인해 꾸준히 증가하고 있기 때문에 냉동탑차를 전기차로 전환할 필요가 있다. 하지만 냉동탑차에 탑재된 냉동시스템은 배터리를 빠르게 소모시켜
주행거리를 크게 단축시키므로 냉동탑차의 전기차 전환을 위해서는 냉동시스템의 효율 향상이 필수적으로 수반되어야 한다.
냉동탑차의 냉동시스템 성능 개선을 위한 여러 연구가 진행되었다. Liu et al.(2)은 냉동탑차의 에너지 비용 절감을 위해 기존 냉동유닛을 대체할 상변화 물질(phase change material)을 제안하고, 실험을 통해 대체
가능성을 확인하였다. Gaedtke et al.(3)은 냉동탑차의 본체에 진공단열재(vacuum insulation panel) 부착을 통해 냉각에너지 효율을 개선하였고, 냉각에너지를 크게 줄일 수
있다고 보고하였다. Choi et al.(4)은 냉동탑차에 적합한 증발기 설계 및 열전달 특성 파악을 위해 각각 평판 핀, 슬릿 핀 및 웨이비 핀을 적용한 증발기를 건조 및 습윤 조건에서 실험하였다.
Myung et al.(5)은 R404A와 대체냉매인 R744 냉매를 이용하여 운전조건 변화에 따른 냉동탑차 냉장성능을 해석적으로 비교하였다. Choi et al.(6)은 시뮬레이션을 통해 냉동탑차의 R404A와 대체냉매인 R499A 적용 시 성능을 해석적으로 분석하였다.
선행문헌에 따르면 냉동탑차의 냉동시스템 효율 개선 연구는 단열재와 단일 열교환기에 따른 성능 특성 분석에 국한이 되어 있고, 시스템 관점에서의 성능
분석 연구는 부족하다. 또한, 대체냉매의 경우 R744와 R499A에 한정되어 있어 추가적인 대체냉매 연구가 필요한 실정이다. 따라서, 본 연구에서는
1톤 친환경 냉동탑차 냉동시스템을 대상으로 열교환기 최적화를 통한 사이클 성능을 개선하고자 한다. 냉동시스템 성능 개선은 해석적 방법을 통해 열교환기
형상변수 변화에 따른 성능 특성을 고찰하였고, 이를 바탕으로 최적화를 진행하였다. 최적화된 냉동시스템의 성능을 실제 냉동탑차 운전조건에서 기존의 냉동시스템의
성능과 비교하였다. 또한, 환경규제 대응을 위한 대체냉매 drop-in 시뮬레이션을 통해 R404A의 대체냉매인 R455A의 적용 가능성을 확인하였다.
본 연구의 최적화된 냉동시스템은 냉동탑차 설계시 성능을 효과적으로 향상시킬 수 있을 것이라 예상된다.
2. 사이클 해석 모델링 및 해석방법
Fig. 1은 본 연구에서 적용한 냉동탑차용 냉동시스템의 개략도를 나타냈다. 냉동시스템은 스크롤 압축기, 마이크로 채널 응축기, 핀-튜브 증발기, 전자팽창밸브로
구성되어 있고, 냉매는 R404A를 사용하였다.
Fig. 1 Schematic of refrigeration cycle for eco-friendly refrigerator trucks.
2.1 압축기 모델링
본 연구에서 사용한 압축기는 BLDC 스크롤 압축기이며, 압축체적이 20.1 ㎠이다. 시뮬레이션에서 사용된 압축기 모델은 map-based modeling
방법으로 모델링하였다. Map-based model은 압축기의 성능 데이터를 바탕으로 증발온도(Te), 응축온도(Tc) 변화를 고려하여 소비전력과
냉매유량에 대한 상관식인 식(1)과 식(2)를 도출하였다. 사용된 성능 map 데이터는 압축기 회사에서 제공받은 데이터를 사용하였다.
2.2 열교환기 모델링
냉동시스템의 응축기는 마이크로-채널 타입, 증발기는 핀-튜브 타입 열교환기를 사용하였다. 열교환기 모델의 해석은 segment by segment
method를 사용하여 도출하였다. Segment by segment 방법은 열교환기를 수많은 미세 세그먼트(segment)로 나누고, 각 세그먼트를
하나의 검사체적으로 하여 냉매 측과 공기 측에 대해 열전달 및 압력강하 상관식을 적용하는 방법이다. 열교환기의 각 구간은 단상영역(과열영역, 과냉영역)과
이상영역으로 구분하였고, 각 구간에 맞는 열전달계수와 압력강하 상관식을 응축기와 증발기에 대해 적용하였다. 응축기 냉매측 열전달계수는 이상상태에서
Cavallini(7)의 상관식 식(3)을 사용하였고, 단상상태에서 Dittus and Boelter(8)의 상관식 식(4)를 사용하였다. 압력강하는 이상상태에서 Newell and Shah(9)의 상관식 식(5)을 사용하였고, 단상상태에서 Fang(10)의 상관식 식(6)을 사용하였다. 증발기 냉매측 열전달계수는 이상상태에서 Gungor and Winterton(12)의 상관식 식(7)을 사용하였고, 단상상태에서 Dittus and Boelter(8)의 상관식 식(8)을 사용하였다. 압력강하는 응축기와 동일한 상관식 식(5)과 식(6)을 사용하였다. 응축기 및 증발기의 공기측 열전달계수와 압력강하는 모두 Chang and Wang(13)의 상관식을 사용하였고, 식(9)~식(12)에 각각 나타내었다. 열전달량은 effective-NTU 방법을 적용하였고, 각 세그먼트에서 계산된 출구 조건은 다음 세그먼트의 입구 조건으로 사용하여
냉매가 흐르는 방향에 따라 순차적으로 해석을 진행하였다.
2.3 팽창밸브 모델링
냉동시스템의 팽창밸브는 전자팽창밸브를 사용하였고, 팽창밸브를 통과하는 냉매유량은 식(13)으로 계산 하였다. 식(13)에 사용된 유량계수(Cd)는 6개의 무차원 변수를 이용한 식(14)를(14) 이용하여 계산하였다.
2.4 해석조건 및 순서
냉동탑차 냉동사이클 해석의 순서도는 Fig. 2와 같이 나타냈다. 본 연구에서는 해석의 빠른 수렴이 가능한 동시 해석방법을 사용했다. 해석은 초기 조건을 입력 후 응축기의 고압과 증발기의 저압을
가정한다. 이후 압축기, 응축기, 팽창밸브 및 증발기 순으로 해석을 진행하며, 수렴될 때까지 반복 수행 후 결과를 출력한다. 운전조건에 따른 성능
특성을 파악하기 위해 압축기의 회전수 및 외기온도를 변화시켜 해석을 수행하였다.
Fig. 2 Flowchart for simulation of refrigeration cycle.
2.5 데이터 정리
응축기와 증발기의 냉매측 열량은 공기측 질량유량($\dot{m}_{air}$), 비열($C_{p,\: air}$) 및 각 상태의 입, 출구온도($T_{in}$,
$T_{out}$)차인 식(15)와 식(16)으로 구할 수 있다.
열량과 압력강하는 효율적인 비교를 위하여 각 케이스의 베이스라인을 기준으로 식(17)~식(19)와 같이 무차원화하여 나타내었다. 열교환기 최적화에서 열교환기의 열량과 압력강하는 식(17)과 같이 열전달률이 가장 낮은 지점을 기준으로 무차원화하였다. 시스템의 성능 특성은 식(18)과 같이 기존 열교환기 및 최적화된 열교환기가 적용되었을 때의 증발열량, 압축기 소비전력 및 성능계수의 비로 각각 정의하였다. 또한, 대체냉매의 성능
특성은 식(19)와 같이 R404A 냉매와 R455A 냉매 적용시의 시스템 성능 특성 비로 각각 정의하였다.
3. 해석결과
3.1 해석모델 검증
본 해석에서 압축기 및 열교환기 모델은 R404A 및 R455A 냉매를 적용하였을 때의 실험결과와 해석결과를 비교하여 검증하였다. 검증에 사용한 압축기와
열교환기의 상세 사양은 상용제품을 참고하였다.(15) Figs. 3(a)와 3(b)는 압축기의 소비전력과 냉매 질량유량의 측정값과 시뮬레이션 계산값의 오차율을 보여주며, 둘 사이의 오차는 각각 ±4% 및 ±5% 이내로
낮게 나타났다. Figs. 4(a)와 4(b)는 열교환기의 응축열량 및 증발열량의 측정값과 계산값의 오차율을 보여주며, 각각 ±4% 및 ±6%로 낮은 오차율을 보였다. 전체적으로 R404A
및 R455A 냉매에 대해 압축기 및 열교환기 해석모델은 실제 측정값과 낮은 오차율을 나타내고 있으므로 모델의 타당성을 확인할 수 있다.
Fig. 3 Compressor model validation: (a) Wcomp, and (b) mass flow rate.
Fig. 4 Heat exchanger model validation: (a) Qcond, and (b) Qeva.
3.2 열교환기 최적화
다양한 형상변수 변화에 따른 열교환기의 최적화 성능 특성은 외기온도 30℃, 내기온도 -20℃ 조건에서 확인하였다. 각 열교환기의 성능 지표인 열량과
압력강하는 식(17)과 같이 무차원화하여 나타내었다. Fig. 5는 증발기의 핀 형상과 핀 피치에 따른 증발기 성능 특성인 증발열량 비(QR,eva)와 압력강하 비(ΔPR,eva,air)를 보여준다. Fig. 5(a)에는 핀 형상에 따른 증발열량 및 압력강하 비를 나타내었다. 일반적으로 많이 사용되는 wavy, slit 및 louver 핀을 비교군으로 선정하였다.
Wavy 핀의 열전달률은 넓은 면적으로 인해 plain핀의 열전달률 대비 약 6.5% 증가하였다. 반면, slit 및 louver 핀의 열전달률은
공기 유동의 활발한 혼합효과로 인해 plain 핀의 열전달률 대비 각각 7.6 및 8.7% 증가하였고, 이때, louver 핀의 열전달률 증가량이
가장 컸다. 반면, wavy 핀의 압력강하는 공기 유동 길이 증가로 인해 plain 핀의 압력강하 대비 202.4% 증가하였다. Slit 및 louver
핀의 압력강하는 핀의 slit 및 louver 형상의 유동 저항으로 인해 plain 핀의 압력강하 대비 각각 364.2 및 434.4% 증가하였다.
핀 형상은 열전달률을 상승시킴과 동시에 압력강하도 증가시키기 때문에 열전달 상승률 대비 압력강하 증가 폭이 낮은 형상을 선택해야 한다. 따라서, 냉각능력과
압력강하를 고려할 때, wavy 핀의 효율이 가장 높았기 때문에 이를 시뮬레이션에 적용하였다. Fig. 5(b)에는 핀 피치에 따른 증발열량 및 압력강하의 비를 보여준다. 핀 피치가 작아질수록 동일 부피에 들어가는 핀의 개수가 늘어나 전열면적이 증가하고, 핀을
통과하는 공기 유동 속도가 증가하여 증발열량이 증가하였다. 핀 피치가 작아질수록 증발열량이 증가하였지만, 유동 저항 증가로 인해 압력강하도 함께 증가하였다.
본 연구에서는 핀 피치 3.5 mm 이하에서 압력강하가 급격히 상승하였기 때문에 최적 핀 피치를 3.5 mm로 선정하였다.
Fig. 6은 증발기 튜브 관경에 따른 증발열량과 압력강하의 비를 보여준다. Fig. 6(a)는 튜브 관경에 따른 증발열량의 비를 보여준다. 증발열량은 튜브 관경 증가에 따른 냉매 질량유속 감소로 인해 감소하였다. 또한, Fig. 6(b)는 튜브 관경에 따른 냉매측 및 공기측 압력강하의 비를 나타내었다. 관경 증가에 따라 공기측 유동 저항이 증가하여 압력강하가 증가하였다. 반면, 냉매측
압력강하는 넓은 관경으로 인해 냉매 유동 저항이 감소하여 감소하였다. 튜브 관경이 7.52 mm 이하에서 증발열량의 증가율이 둔화되고, 냉매측 압력강하가
급격히 증가하였으므로 최적 튜브 관경을 7.52 mm로 선정하였다.
Fig. 7은 응축기의 핀 피치와 높이에 따른 응축기의 성능 특성을 보여준다. Fig. 7(a)에는 핀 피치 변화에 따른 응축열량 및 압력강하의 비를 나타내었다. 핀 피치가 2.0 mm에서 0.8 mm로 감소할수록 열량과 압력강하는 각각 3%
및 329% 증가하였다. 이는 핀 피치가 감소할 때 열교환기 전열면적이 증가함과 동시에 공기측 유로 축소로 인해 유동 저항이 증가하였기 때문이다.
핀 피치 1.2 mm를 변곡점으로 응축열량의 비는 감소하였고, 압력강하는 급격히 상승하였다. Fig. 7(b)에는 핀 높이에 따른 응축열량과 압력강하의 비를 보여준다. 응축열량과 압력강하는 핀 높이가 12 mm에서 4 mm로 감소할 때 각각 0.6% 및 665%
증가하였다. 핀 높이의 감소는 응축열량에 큰 영향을 미치지 않았지만, 유동 저항이 증가하면서 압력강하가 크게 증가하였다. 특히, 압력강하는 6 mm
이하에서 급격히 상승하였다. 따라서, 응축기의 최적 핀 피치 및 높이는 각각 1.2 및 6 mm로 선정하였다.
Fig. 5 Performance characteristics (QR,eva, ΔPR,eva,air) with (a) fin type, and (b) fin pitch of evaporator.
Fig. 6 Performance characteristics with tube diameter of evaporator: (a) QR,eva, and (b) ΔPR,eva,air.
Fig. 7 Performance characteristics with (a) fin pitch, and (b) fin height of condenser.
3.3 운전조건에 따른 성능 특성
Fig. 8은 외기온도 30℃, 내기온도 -20℃ 조건하에서 압축기 회전수 변화에 따른 성능 특성을 (QR,sys, WR,comp, COPR,sys) 보여준다.
Fig. 8(a)에는 압축기 회전수 변화에 따른 증발열량 및 압축기 소비전력의 비를 나타내었다. 압축기 회전수가 증가함에 따라 증발열량과 소비전력의 비는 증가하였다.
최적화된 열교환기 적용 시스템의 증발열량은 기존 시스템의 증발열량 대비 평균 14.5% 높았고, 소비전력은 평균 2% 높았다. Fig. 8(b)는 압축기 회전수가 증가함에 따라 기존 열교환기와 최적화된 열교환기 적용 시스템의 COP 차이가 일정 값으로 수렴하였다. 이때, 최적화된 열교환기의
COP는 기존 열교환기에 비해 12.5% 높았다.
Fig. 9는 압축기 회전수 2000 rpm 및 내기온도 -20℃ 조건 하에서 외기온도 변화에 따른 성능 특성을(QR,sys, WR,comp, COPR,sys)
보여준다. Fig. 9(a)는 외기온도 변화에 따른 증발열량 및 압축기 소비전력의 비를 보여준다. 외기온도가 증가할수록 증발열량 비 및 소비전력 비는 감소하였는데, 이는 압축비가
증가하였기 때문이다. 이에 따라 팽창 이후의 증발열량을 감소시켜 성능이 저하된다. 최적화된 사이클의 증발열량은 기존 사이클의 증발열량 대비 평균 6.7%
증가하였으며, 소비전력은 평균 1.6% 증가하였다. Fig. 9(b)는 외기온도 변화에 따른 COPR,sys를 보여준다. COP 비는 Fig. 9(a)의 결과와 같이 외기온도 증가에 따라 약 4% 감소하였으며, 기존 사이클의 COP와 최적화 사이클 간의 COP 차이도 감소하였다.
Fig. 8 Performance characteristics with compressor speed: (a) QR,sys and WR,comp, and (b) COPR,sys.
Fig. 9 Performance characteristics with outdoor temperature: (a) QR,sys and WR,comp, and (b) COPR,sys.
3.4 친환경 대체냉매 R455A drop-in 시뮬레이션
기존 냉동탑차의 냉동시스템에 R404A 대신 R455A를 drop-in 하여 해석적으로 성능을 검토하였다. Table 1에 나타낸 바와 같이, R455A 냉매의 밀도는 R404A에 비해 낮고, 증발잠열은 높은 특성을 가지고 있다. Drop-in 시뮬레이션시 외기온도
및 내기온도는 각각 30℃와 -20℃로 설정하였다. Fig. 10은 압축기 회전수 변화에 따른 시스템의 성능 특성을 (QR,ref, WR,comp,ref, COPR,ref) 보여준다. R455A 적용시 증발열량은
R455A의 높은 증발잠열 특성으로 인해 기존 냉매 적용시 증발열량 대비 16.9% 증가했다. R455A 적용시 압축기 소비전력은 R455A의 높은
압축비로 인해 R404A 적용시 압축기 소비전력 대비 17% 증가하였다. 동일 압축기 회전속도에서는 R455A를 적용한 시스템의 COP는 높은 냉각능력
대비 높은 소비전력으로 인해 개선되지 않았다. 하지만, Fig. 11과 같이 시스템에서 필요한 열량을 고정하면 R455A 적용 시스템은 더 낮은 압축기 회전수에서 필요 열량을 얻을 수 있으므로 R404A 적용 시스템에
비해 더 적은 전력이 소모된다. 따라서, 동일 열량 하에서 R455A 적용 시스템의 COP는 R404A 적용 시스템의 COP 대비 약 8.7% 증가하였다.
Fig. 10 Performance characteristics with compressor speed: (a) QR,ref and WR,comp,ref, and (b) COPR,ref.
Fig. 11 Heat transfer rates (Qref) and compressor works (Wref) of R404A and R455A.
Table 1 Thermodynamic properties of R404A and R455A (20℃)
|
Refrigerant
|
Pcond [kPa]
|
Tcond [℃]
|
Liquid
density [kg m-3]
|
Latent
heat [kJ kg-1]
|
GWP
|
|
R404A
|
3734.9
|
345.3
|
1044.1
|
200.9
|
3943
|
|
R455A
|
4653.8
|
358.7
|
1033.4
|
239.4
|
146
|
4. 결 론
본 연구에서는 냉동탑차 냉동사이클의 여러 운전조건에서의 성능을 해석할 수 있는 해석모델을 개발하였다. 냉동사이클의 효율 개선을 위해 열교환기 최적화를
하였고, 여러 운전조건에서 기존과 최적화된 사이클의 성능을 비교하였다. 또한, R404A의 대체냉매인 R455A를 drop-in하여 성능 특성 분석을
하였다. 본 연구를 통하여 얻은 주요 결론은 다음과 같다.
(1) 열교환기 최적화를 위한 증발기 핀 형상은 wavy 핀이 열전달 상승률 대비 압력강하 증가 폭이 낮았다. 시뮬레이션에 적용된 증발기 핀 피치
및 튜브 관경은 열전달률과 압력강하를 고려하여 각각 3.5 mm와 7.52 mm로 선정하였다. 응축기의 핀 피치 및 높이가 각각 1.2 mm와 6
mm일 때 최고의 성능을 보였다. 하지만 핀 높이는 열전달률 상승에 큰 영향을 주지 않았다.
(2) 최적화된 냉동시스템의 COP는 압축기 회전수가 증가함에 따라 증가하였고, 기존 냉동사이클의 COP 대비 평균 12.5% 높았다. 또한, 외기온도가
증가할수록 COP는 4% 감소하였다.
(3) 기존 냉동시스템에 대체냉매인 R455A를 drop-in 하여 해석한 결과, R455A 적용된 시스템의 증발열량 및 소비전력은 기존 R404A
시스템의 증발열량 및 소비전력 대비 각각 16.9%, 17% 증가하여 COP 상승은 없었다. 하지만, 동일 열량 조건에서 R455A 적용 시스템의
COP는 R404A 적용 시스템 대비 약 8.7% 증가하였다.
(4) 본 연구에서 제안한 열교환기 최적점은 냉동탑차 설계시 성능을 효과적으로 향상시킬 수 있으며, 온실감축 및 탄소배출 감축에 기여할 것으로 기대된다.
후 기
본 연구는 국토교통부 “고부가가치 융복합 물류 배송·인프라 혁신기술개발 사업”의 연구비 지원(RS-2021-KA162618)에 의하여 연구되었습니다.
References
Bouckaert, S., Pales, A. F., McGlade, C., Remme, U., Wanner, B., Varro, L., and Spencer,
T., 2021, Net Zero by 2050: A Roadmap for the Global Energy Sector, International
Energy Agency (IEA), pp. 131-140.
Liu, M., Saman, W., and Bruno, F., 2012, Development of a Novel Refrigeration System
for Refrigerated Trucks Incorporating Phase Change Material, Applied Energy, Vol.
92, pp. 336-342.
Gaedtke, M., Wachter, S., Kunkel, S., Sonnick, S., Radle, M., Nirschl, H., and Krause,
M. J., 2020, Numerical Study on the Application of Vacuum Insulation Panels and a
Latent Heat Storage for Refrigerated Vehicles with a Large Eddy Lattice Boltzmann
Method, Heat and Mass Transfer, Vol. 56, pp. 1189-1201.
Choi, Y. S., Kim, D. H., Seo, J. S., and Jo, K. C., 2015, Heat Transfer Characteristics
for the Design of Fin and Tube Heat Exchangers in a Refrigeration Truck, SAREK, pp.
896-899.
Myung, C. W., Kim, S. H., and Cho, H. H., 2011, Analytical Study of Cooling Performance
Comparison in a Refrigerator Truck Using R404A and R744, KSAE, Vol. 19, pp. 119-125.
Choi, Y. S., 2019, A Study on Performance Characteristics for Optimizing 10 kW Refrigeration
Unit System for Refrigerator Truck (Ph.D. dissertation), Sunmoon University, Asan,
Korea.
Cavallini, A., Doretti, L., Klammsteiner, N., Longo, G. A., and Rossetto, L., 1995,
Condensation of New Refrigerants Inside Smooth and Enhanced Tubes, International Congress
of Refrigeration, Vol. 4, pp. 105-114.
Wang, C. C., Chiou, C. B., and Lu, D. C., 1996, Single-phase Heat Transfer and Flow
Friction Correlations for Microfin Tubes, International Journal Heat and Fluid Flow,
Vol. 17, pp. 500-508.
Newell, T. A. and Shah, R. K. 1999, Refrigerant Heat Transfer, Pressure Drop, and
Void Fraction Effects in Microfin Tubes, Proc. 2nd Int. Symp. On Two-Phase Flow and
Experimentation, Vol. 3, pp. 1623-1639.
Fang, X., Xu, Y., and Zhou, Z., 2011, New Correlations of Single-phase Friction Factor
for Turbulent Pipe Flow and Evaluation of Existing Single-phase Friction Factor Correlations,
Nuclear Engineering and Design, Vol. 241, pp. 897-902.
Wang, C. C., Lee, C. J., Chang, C. T., and Lin, S. P., 1999, Heat Transfer and Friction
Correlation for Compact Louvered fin-and-tube Heat Exchangers, International Journal
of Heat and Mass Transfer, Vol. 42, pp. 1945-1956.
Gungor, K. E. and Winterton, H. S., 1986, A General Correlation for Flow Boiling in
Tubes and Annuli, International Journal of Heat and Mass Transfer, Vol. 29, pp. 351-358.
Wang, C. C. and Chang, Y. J., 1996, Sensible heat and friction characteristics of
plate fin-and-tube heat exchangers having plane fins, International Journal of Refrigeration,
Vol. 19, pp. 223-230.
Park, C. S., Cho, H. H., Lee, Y. T., and Kim, Y. C., 2007, Mass Flow Characteristics
and Empirical Modeling of R22 and R410A Flowing Through Electronic Expansion Valves,
International Journal of Refrigeration, Vol. 30, pp. 1401-1407.
Heat exchanger catalog, http://www.atechelthermo.com/bbs/board.php?bo_table=pro_2&wr_id=2,
A-TECH EL THERMO co.