기호설명

1. 서 론

지구 온난화에 의한 기후 위기 문제가 대두되면서 탄소중립을 실현하기 위해 여러 연구가 수행되고 있다.^(1,2) 탄소 배출 저감을 위한 전략기술로는 에너지 저장, 미활용 에너지 하베스팅, 신재생 에너지, 청정 연료로의 전환, 에너지 고효율화 등이 대표적이다.⁽³⁾ 흡수식 냉동기는 이들 전략기술 분야에 적용하기 유용한 장치로서 고려된다. 이 장치는 열을 주 에너지원으로 사용하기 때문에 산업 폐열, 바이오, 지열, 태양열 등의 에너지를 활용하는 것이 가능하다. 그리고 경우에 따라 공급 비용이 적거나 무시 가능한 에너지 자원을 활용하기 때문에 이 시스템은 다른 시스템에 비해 총체적인 에너지 활용도가 높다. 이 장치를 여러 설비에 적용하기 위해서는 이 장치의 모든 요소부품에 대한 이해와 설계 기술의 확보가 중요하다. 그러나 이 장치를 구성하는 요소 부품들 중에서 많은 부피를 차지하고 영향력이 큰 흡수기에 대한 연구가 대부분이다. 반면에, 이 장치의 응축기는 진공 압력과 자연대류 등 다른 분야의 응축기와는 상이한 조건에서 작동하기 때문에 관련 연구가 많지 않고 참고할 수 있는 자료도 매우 제한적이다.

Kuhn et al.⁽⁴⁾은 관 표면에서 응축 열전달 성능을 평가하기 위한 실험장치를 구축하였고 강제대류, 수직관을 대상으로 응축압력 100~500 kPa의 응축조건에서 실험을 수행하였다. 그들은 수증기에서 불응축 가스 비율도 고려한 응축 열전달계수 상관식을 개발하였다. Yilmaz et al.⁽⁵⁾은 이중효용 시스템의 고압 응축기의 영향을 조사하였다. 그들의 결론에 따르면 시스템의 COP를 높이기 위해 고압 응축기의 초기 열평형점은 저압 재생기의 출구 온도보다 일관적으로 높아야 한다고 주장하였다. 또한 저압 재생기의 용량을 최대화하고 고압 응축기와 저압 재생기 사이의 열교환이 시스템 성능에 상당히 중요하다고 주장하였다. Lee et al.⁽⁶⁾은 19~70℃의 관 표면의 과냉도, 200~500 kPa의 응축압력, 0~88%의 불응축 가스 비율 범위에서 응축 현상을 조사하였다. 연구를 통해 자연대류 조건에서 사용가능한 응축 열전달계수 상관식을 개발하였다. Kim et al.⁽⁷⁾은 가압기를 이론적으로 모델링하고 자연대류 조건의 수직관에서 응축되는 현상을 해석하였다. 이를 통해 응축 열전달계수 상관식을 개발하였으며 400~2000 kPa의 응축압력, 40~70℃의 과냉도를 가지는 조건에서 취득한 실험결과와 잘 일치함을 보였다. 여러 선행연구들이 수행되었지만 흡수식 냉동기의 응축기는 대략적으로 6~9.5 kPa의 응축압력, 5~10℃의 과냉도, 수평관, 자연대류 조건에서 동작하므로 기존 연구들의 결과를 참조하는 것은 적절하지 않다. Kim⁽⁸⁾과 Jeon et al.⁽⁹⁾은 흡수식 냉동기의 응축기와 유사한 조건에서 응축 열전달 실험을 수행하였다. 그러나 관내의 열전달 현상에 집중하거나 물이 아닌 HFO계열의 냉매들이 사용되었다. 흡수식 냉동기에서 응축기의 열전달 현상을 이해하고 성능 변화를 예측하기 위해서는 더 많은 연구가 축적되어야 한다고 판단된다. 연구 결과를 설계에 활용하기 위해서는 중요 파라미터가 성능에 미치는 메커니즘과 그 파라미터의 영향을 정량화하는 것이 필요하다.

본 연구에서는 흡수식 냉동기의 응축기로 주로 사용되는 전열관(Bare, Corrugated tube)을 대상으로 응축조건에서 운전될 수 있도록 실험장치를 구축하고 중요 파라미터들에 따른 열전달 성능 특성을 파악하여 이를 응축기 설계에 반영하는데 목적이 있다.

2. 실험장치 및 방법

흡수식 냉동기의 응축기 운전조건을 구현하기 위해서는 냉각수의 온도, 증기 분압차에 의한 자연대류, 응축온도 등을 모사하는 것이 중요하다. 이 조건들을 구현하고 제어할 수 있도록 실험장치를 설계하였다. 그리고 응축기의 열전달 성능도 측정해야 하므로 주요 지점에 온도계, 압력계, 유량계 등이 설치되도록 하였다. 설계된 실험장치의 계통도는 Fig. 1에 나타나 있다. 냉각수 측의 유량과 온도는 동일한 라인에 연결된 항온수조에 의해 제어된다. 그리고 응축기 옆에 증발기를 설치하여 재생기에서 공급되는 냉매의 자연대류를 모사하였다. 응축기로 공급되는 냉매증기량은 증발기에 공급되는 온수의 온도와 유량에 의해 조절된다. 이 냉매증기량과 응축기 내의 응축량이 평형을 이루어 시스템 압력이 결정되므로 냉매증기 공급량에 의해 응축온도가 제어된다. 응축기의 열전달률은 응축기를 통과하는 냉각수의 입출구 온도차와 유량에 의해 구해진다.

Fig. 2는 실험장치에 설치된 응축기의 모습을 보여준다. 응축기는 증발기와 인접한 곳에 설치되어 있고 증발기로부터 냉매증기가 응축기로 공급된다. 관다발의 차가운 표면에 응축되어 하부에 고이는 냉매액은 펌프에 의해 다시 증발기로 보내진다. 증발기는 유하액막식이므로 하부의 냉매액은 펌프에 의해 증발기 상부에 산포되도록 순환된다. 응축기와 증발기 사이에는 약 20 cm의 큰 직경을 가지는 버터플라이 밸브를 설치하여 유동저항 제어범위를 증대시키고 밸브 개도각으로 유동저항을 조절할 수 있도록 하였다. 본 연구에서는 최대개폐 각도의 중간으로 고정하고 실험하였다. 응축기 전면 쉘에는 내부 유동과 하부의 수위를 관찰하기 위해 가시화 창이 설치되어 있다. 응축기와 증발기에 냉각수와 온수를 각각 공급하기 위해 두 항온수조와 두 열교환기를 후렉시블 호수로 각각 연결하였다. 시험되는 응축기의 관다발 모습과 전열관의 사양을 Fig. 3에 나타나있다. 응축기 내에는 1 m 길이의 관 20개가 5단 4열의 엇갈림으로 배열되어 있으며 전열관 배열의 상세 치수를 Fig. 4에 나타내었다. 외경이 15.9 mm인 평활관(Bare tube), 외경이 15.9 mm인 주름관(Corrugated tube), 그리고 외경이 19.0 mm인 주름관 등이 각각 적용된 응축기 시료들이 준비되었다. 즉 응축기에서 전열관의 형상과 외경의 차이가 응축 열전달 성능에 미치는 영향을 살펴보기 위해 이 파라미터가 다른 3가지의 응축기가 평가되었다.

응축기의 열전달 특성을 살펴보기 위해서는 다양한 운전조건에서 열전달 성능을 평가할 필요가 있다. 흡수식 냉동기의 실제 운전조건을 고려하여 응축기 시험조건을 결정하였고 Table 1에 정리하였다. 냉각수의 온도, 유량 및 응축온도가 각각 32℃, 1,232 kg/h, 40℃인 조건이 기준으로 고려되었다. 이 기준조건에서 각 파라미터의 운전조건을 변경해가며 응축기의 열전달 성능을 조사하였다. 3종류의 응축기가 평가되었고 각각의 시료는 파라미터들을 3 또는 5단계로 제어하여 평가되므로 총 39가지의 실험이 수행되었다.

Fig. 1 Schematic diagram of the experimental apparatus for evaluating the condenser.

Fig. 2 A photograph of the condenser installed in the experimental apparatus.

Fig. 3 Photos of a bundle of tubes and several tubes tested.

Fig. 4 Detailed dimension of tube bundle.

응축기 시료를 설치한 후, 냉매 측 라인을 진공상태로 만들어 증류수(DI water)를 주입하였다. 밸브의 개폐여부와 개도각도를 확인하고 항온수조와 펌프를 동작시켰다. 시스템을 안정화한 후, 응축기의 작동 조건이 실험조건에 도달하지 않으면 제어부를 다시 조작하는 과정을 반복하였다. 정상 상태에 도달하고 응축기의 모든 작동 조건이 실험조건과 일치하면 약 10분간 데이터의 평균치를 계산하여 실험결과로서 분석하였다. 한 조건의 실험이 끝나면 응축기 하부에 모여 있는 냉매액을 다시 증발기로 유입시키고 다음 조건의 실험을 진행하였다.

응축기의 응축 열전달 성능은 열전달률, 관외 열전달계수, 누셀 수 등을 지표로 하여 분석되었다. 냉각수 측의 온도와 유량 값으로부터 식(1)을 사용하여 열전달률을 계산하였다.

응축 현상이 발생하는 관외 측을 살펴보기 위해 우선 응축기의 총괄 열저항을 구하였으며 식(2)와 같이 응축기의 열전달률과 냉각수 및 냉매의 대수평균온도차를 통해 계산하였다.

응축기에서 대부분의 열저항은 관의 외측과 내측의 대류 열저항에 있으므로 관외 측의 대류 열전달계수는 식(3)으로 구할 수 있다.

여기서 관내 측의 열전달계수는 관내 냉각수의 유속만 변경하여 얻은 실험 데이터들로 Wilson plot⁽¹⁰⁾ 방법을 사용하여 계산되었다. 이 방법은 열저항들의 관계에서 관외 측의 열저항이 일정할 때 총괄열저항과 관내 열저항의 일부항 간의 관계를 선형화하여 분석하는 기법이다. 레이놀즈 수와 프란틀 수로 연관시킨 식(4)가 사용되었다. 각 전열관 별로 회귀분석으로 도출된 계수중 $C_{1}$, $C_{2}$, $C_{3}$에 의해 관내 측의 평균 열전달계수를 구할 수 있다. 이 분석에서 프란틀 수의 지수($C_{3}$)는 Dittus-Boelt 상관식을 참조하여 0.4로 두고 분석하였다.

주름관 외측의 열전달 면적은 정확히 측정하기 어려우며 튜브 종류에 따른 비교를 용이하게 하고 실용적인 데이터를 얻기 위해 튜브 종류에 상관없이 평활관의 면적이 관 외측 면적으로 사용되었다. 즉, 외경이 15.9 mm인 주름관과 평활관의 열전달 면적은 동일하다고 고려하였다. 결과적으로, 관외 측의 누셀 수는 다음의 식(5)를 사용하여 계산되었다.

흡수식 시스템의 응축기 운전조건은 진공상태이고 냉각수 출구와 냉매 사이의 온도차가 약 2℃ 정도로 작기 때문에 열전달 성능을 정확하게 계측하기 어려운 조건이다. 특히 대수평균온도차의 값에 영향이 많이 받는 누셀 수는 냉각수 출구온도와 냉매 응축온도에 영향을 많이 받는다. 그러므로 정확도가 높은 측온저항체(RTD)를 사용하여 온도를 측정하였다. 계측기의 정확도와 제어의 변동성 등을 고려하여 온도, 유량의 실험오차는 각각 ±0.2℃, ±61.7 kg/h로 평가되었다. 실험장치에서 증발기와 응축기의 에너지 밸런스는 약 4.5%~13.9% 내외로 확인되었다.

3. 결과 및 토론

응축기 내의 유동 양상에 따라 응축기의 성능이 변화하므로 어떤 유동 양상으로 운전되고 있는지 파악하는 것이 필요하다. 이를 가시화하여 유동 현상을 관찰하는 것은 그 현상을 이해하는 데에도 매우 유용하다. 응축기의 가시화 창을 통해 촬영한 사진을 Fig. 5에 나타내었다. 이 실험에서 가시화 창의 안쪽에서도 소량의 증기가 응축되므로 촬영된 사진의 선명도가 다소 부족하다. 응축시험이 시작될 때, 관의 표면은 광택을 잃고 뿌옇게 변화하였다. 그리고 전체적으로 작은 액적이 성장하기 시작하며 서로 결합되었다. 무거워진 액적들은 표면을 따라 튜브 아래쪽으로 이동하고 다른 물방울들과 서로 뭉쳐졌다. 물방울이 이동할 때 일부의 물은 표면에 남아 액막을 형성하였다. 이러한 현상은 전 실험범위에서 동일하게 나타났으며 서술된 현상과 물방울 및 관 표면 사이의 접촉각, 물방울의 모양, 떨어지는 물방울의 크기 등을 고려할 때 이 실험은 액막 응축 유동 양상에서의 결과라고 판단된다.

Fig. 6은 응축기에서 각 파라미터들의 운전조건을 변경하였을 때의 실험결과를 보여준다. Fig. 6(a)와 (b)는 각각 냉각수 입구 온도와 응축온도가 변함에 따른 응축기의 열전달률을 나타낸다. 냉각수의 온도가 증가하면 모든 전열관 형상에서 열전달률이 감소하는 반비례 관계가 나타났으며 반면에 응축온도가 증가하면 열전달률이 증가하는 비례 관계가 나타났다. 이것은 냉각수의 온도가 감소하거나 응축온도가 증가하면 냉매와 냉각수의 온도차가 증가하기 때문이다. 그리고 Fig. 6(a)에서 냉각수 입구 온도가 증가함에 따라 전열관 형상 간의 열전달율이 줄어드는 경향이 나타났다. 이것은 냉각수 입구 온도가 증가하면 열교환기 크기에 상관없이 이론적인 최대 열전달률이 감소하므로 전열관 형상의 변화에 의한 열전달 촉진과 전열면적 향상의 효과가 제한되기 때문이다. Fig. 6(c)는 냉각수 유량에 따른 응축기의 열전달률을 나타낸다. 모든 전열관에서 냉각수 유량이 증가함에 따라 응축기의 열전달률이 증가하였다. 이것은 냉각수의 유량이 증가함에 따라 관내 대류 열전달 계수가 증가하며 냉각수 측의 열용량이 증가하기 때문이다. 냉각수-응축기의 온도차가 8℃인 기준조건에서 냉각수 입구온도가 2℃ 증가하거나 응축온도가 2℃ 감소하였을 때 열전달률은 각각 약 23.9%, 24.9% 감소하였다. 한편 냉각수 온도가 2℃ 감소하거나 응축온도가 2℃ 증가하였을 때 열전달률은 각각 약 25.3%, 27.4% 증가하였다. 즉, 동일한 2℃의 변화이지만 응축온도의 변화가 열전달률에 미치는 영향이 약 2.1% 내외로 더 컸다. 응축온도는 응축기 전반에 영향을 미치지만 응축기 입구온도의 변화가 응축기 출구온도까지 유지되지 않으므로 응축온도의 영향이 더 큰 것으로 판단된다. 냉각수 유량이 약 1,232 kg/h에서 약 1,849 kg/h로 50% 증가하였을 때 열전달률은 약 41.2% 증가하였고 약 1,232 kg/h에서 약 616 kg/h로 50% 감소하였을 때 열전달률은 약 44.3% 감소하였다. 냉각수 유량의 변화율에 비해 열전달률의 변화율은 작게 나타났다. 주름관이 평활관보다 열전달률이 높게 나타났으며 전열관의 직경이 클 때 열전달률이 더 크게 나타났다. 주름관이 평활관보다 열전달률이 평균적으로 약 5.86% 더 크고 큰 직경의 주름관이 작은 직경의 주름관보다 열전달률이 평균적으로 약 2.76% 더 크게 나타났다. 열교환기 설계 시, 작동조건과 부하 등의 정보로부터 유량이 결정되고 이 유량을 기준으로 열교환기가 설계되기 때문에 Fig. 6(c)는 냉각수 유량을 기준으로 각 전열관을 비교하였다. 한편, Fig. 6(d)는 냉각수 유량을 레이놀즈 수로 무차원하여 나타내었다. 직경이 19mm인 주름관의 경향을 선형 추세선으로 피팅하면 동일한 레이놀즈 수에서 세가지의 전열관을 비교할 수 있다. 각 전열관의 열전달률이 큰 순서는 유량으로 비교하였을 때와 동일하였으나 직경이 19 mm인 주름관과 다른 관 사이의 차이가 더 크게 나타났다. 직경이 19 mm인 주름관은 직경이 16 mm인 평활관 및 직경이 16 mm인 주름관보다 열전달률이 평균적으로 각각 21.9%, 16.0% 더 크게 나타났다.

Fig. 7은 각 운전조건에 따른 관외 열전달계수와 누셀 수의 변화를 보여준다. Fig. 7(a, b, c)의 열전달계수와 Fig. 7(d, e, f)의 누셀 수는 동일한 경향이 나타나므로 누셀 수를 중점으로 분석하였다. 각 파라미터 증가에 의한 누셀 수의 변화와 실험 오차를 고려할 때 냉각수의 온도 및 유량, 응축온도의 변화에 대해 누셀 수가 유의미하게 증감하지 않았다. 냉각수 측의 온도와 유량은 관내 측이므로 관외 측의 열전달 성능에 유의미한 영향을 미치지 않은 것으로 판단된다. 응축온도에 대해 4℃의 제한된 실험범위에서는 누셀 수에 대한 응축온도의 영향이 드러나지 않았다. 운전조건보다 전열관의 형상이나 전열관의 외경이 누셀 수에 더 큰 영향을 주었다. 주름관은 평활관보다 평균적으로 누셀 수가 약 62.1% 증가하였고 외경이 큰 주름관은 작은 주름관보다 누셀 수가 평균적으로 약 44.3% 감소하였다. 주름관의 무늬와 볼록한 면들이 열전달 면적을 증가시킬뿐만 아니라 액적의 결합과 흐름을 촉진시켜 성능을 향상시키는 것으로 판단된다. 동일한 유량에서 직경이 증가하게 되면 관내 유속의 감소로 레이놀즈 수가 감소한다. 관내 레이놀즈 수가 감소함에 따라 대류열전달계수가 감소하지만 이것은 관외 측의 열전달 성능에 직접적인 영향을 미치지 않는다. 관외 측은 진공상태이기 때문에 대류 현상이 활발하지 않고 관 표면에서의 표면젖음률이나 응축수 배출의 용이성이 관외 측의 성능에 많은 영향을 미칠 것으로 여겨진다. 다만 직경의 증가는 열전달면적을 증가시켜 열이 분산되는 면적을 증가시키므로 열전달계수가 일반적으로 감소한다. 본 실험에서도 이 경향이 나타난 것으로 판단된다.

Fig. 5 The appearance of flow inside the condenser during the experiment.

Fig. 6 Heat transfer rate of condensers according to a) Inlet temperature of cooling water, b) Condensation temperature, and c) Flow rate of cooling water.

Fig. 7 Heat transfer coefficient and Nusselt number of condensers according to (a, d) Reynolds number of cooling water, (b, e) Condensation temperature, and (c, f) Inlet temperature of cooling water.

4. 결 론

본 연구에서는 흡수식 냉동기의 진공조건하에서 운전되는 응축기의 열전달 현상을 파악하기 위해 실험장치를 구축하였다. 냉각수의 입구온도가 감소하고 유량이 증가하며 응축온도가 증가할수록 응축기 성능이 증가하였다. 냉각수의 입구온도와 응축온도 사이의 온도차가 8℃인 기준조건에서 각 온도가 2℃ 증감할 때, 응축기의 열전달률은 약 23.9~27.4% 증감하였다. 냉각수 입구온도보다 응축온도의 변화가 열전달률에 미치는 영향이 약 2.1% 내외로 더 크게 나타났다. 큰 직경의 주름관, 작은 직경의 주름관, 평활관 순으로 응축기의 열전달률이 크게 나타났다. 주름관이 평활관보다 열전달률이 평균적으로 약 5.86% 더 크고 큰 직경의 주름관이 작은 직경의 주름관보다 열전달률이 약 2.76% 더 크게 나타났다. 현재 실험조건 범위에서는 냉각수의 온도 및 유량, 응축온도의 변화에 대해 누셀 수가 유의미하게 증감하지 않았다. 운전조건보다 전열관의 형상이 누셀 수에 더 큰 영향을 주었다. 주름관은 평활관보다 평균적으로 누셀 수가 약 62.1% 증가하였고 외경이 큰 주름관은 작은 관보다 누셀 수가 평균적으로 약 44.3% 감소하였다.