김진만
(Jin Man Kim)
1
김선창
(Seon-Chang Kim)
2†
-
한국생산기술연구원 청정기술연구소 탄소중립산업기술연구부문(선임연구원)
(Senior Researcher, Carbon Neutral Technology R&D Department, Korea Institute of Industrial
Technology, 89 Yangdaegiro-gil, Cheonan, 3056, Korea)
-
한국생산기술연구원 청정기술연구소 탄소중립산업기술연구부문(수석연구원)
(Prinicipal Researcher, Carbon Neutral Technology R&D Department, Korea Institute of
Industrial Technology, 89 Yangdaegiro-gil, Cheonan, 31056, Korea)
Copyright © 2016, Society of Air-Conditioning and Refrigeration Engineers of Korea
키워드
친환경 냉매, 히트펌프, 고온, 수증기
Key words
Eco-friendly refrigerant, Heat pump, High-temperature, Steam
기호설명
COP ：
성능계수(Coefficient of Performance) [-]
h ：
엔탈피 [kJ/kg]
$\dot{m}$ ：
질량 유량 [kg/s]
P ：
압력 [kPa]
Peq,mid ：
등압비일 때 중간압력
(Pgc/Peq,mid=Peq,mid/Peva) [kPa]
Pmid ：
중간 압력 [kPa]
$\dot{Q}$ ：
열전달률 [kW]
Rp,gc ：
가스 냉각기 압력비(Pgc/Pc) [-]
Rp,mid ：
중간 압력비(Pmid/Peq,mid) [-]
T ：
온도 [℃]
W ：
일률 [kW]
하첨자
c ：
임계조건
comps. ：
1단 및 2단 압축기
comp,1 ：
1단 압축기
comp,2 ：
2단 압축기
eva ：
증발기
feed ：
보충수
gc ：
가스 냉각기
ihx ：
내부 열교환기
in ：
입구
pump ：
펌프
steam ：
수증기
그리스 문자
$\varepsilon$ ：
열교환기 유용도 [-]
$\eta$ ：
압축기 효율 [-]
1. 서 론
전 세계적인 탄소중립으로의 변화에 따라 미국은 2050 탄소중립 달성을 선언하였고, 정책적으로는 청정대기법과 에너지 정책법 등의 유관 법률을 개정하였다.
영국도 법률 제정을 통해 2050년까지 1990년 대비 탄소 감축률 100%를 달성하겠다는 강한 목표를 설정하였고, 이 외에 독일, 프랑스, 대만,
일본 및 중국 등도 법제화 또는 문서화 등을 통해 온실가스의 배출량 감축에 대한 강한 의지를 나타내었다. 그리고 우리나라도 2020년 10월 2050
탄소중립을 선언하고, 같은 해 12월에는 이에 대한 비전을 발표한 바 있다.
이와 같은 세계적 변화와 달리 우리나라는 아직 대부분의 산업 공정에서 열원기기로 보일러를 사용하고 있다. 보일러는 석탄, 석유, LPG 및 천연가스
등을 사용하며 연소가 이루어지기 때문에 필연적으로 탄소배출이 동반된다. 반면, 히트펌프는 시스템 자체적으로는 탄소가 배출되지 않으며, 공기열, 지열
및 수열 등의 열원을 활용하기 때문에 더 높은 효율로 운전할 수 있다는 이점을 갖고 있다. 따라서, 산업 공정에 히트펌프를 도입하게 된다면 직접적인
탄소배출을 저감시킬 수 있을 뿐만 아니라 열 시스템의 효율을 높일 수 있기 때문에 사용 에너지를 절감할 수 있고, 더 나아가 산업 전반의 탄소 배출량을
크게 줄일 수 있을 것으로 기대된다.
다만, 히트펌프 시스템은 열원의 종류와 온도, 활용하고자 하는 온도에 따라 시스템의 구성과 냉매의 종류가 달라지기 때문에, 적용하고자 하는 산업의
특성에 맞추어 검토가 이루어져야 한다. 히트펌프는 활용 온도에 따라 HP(Heat pump), HTHP(High temperature heat pump),
VHTHP(Very high temperature heat pump)로 분류될 수 있으며, 이 분류에 따르면 활용 온도 100℃ 이상은 VHTHP로
분류되고 있다.(1-4) 또한, 각종 산업 공정별 요구 온도를 살펴보면 제지 산업, 식음료 산업, 화학 산업, 금속 산업 및 플라스틱 산업 등 많은 산업군에서 140℃ 이상의
열원을 요구하고 있다.(4) 현재 이와 같은 산업 공정에서 아직은 대부분 보일러에 의존하고 있지만 VHTHP를 도입하기 위해 다양한 연구들이 수행되고 있다.
Wang et al.(5)은 70℃의 열원으로 120℃ 수증기를 생산하기 위해 내부 열교환기를 포함한 1단 압축 히트펌프 사이클을 제시하였고, 실험을 통해 R245fa를 사용하였을
때 최대 3.05의 COP(Coefficient of performance)를 달성할 수 있음을 확인하였다. Kang et al.(6)도 R245fa를 이용한 히트펌프 사이클에 대한 연구를 수행하였다. 시스템은 내부 열교환기를 포함한 1단 압축 사이클로 구성하였으며, 증발 온도,
유량, 플래시 탱크의 압력, EEV 및 IHX의 조건에 따라 COP가 1.83에서 3.59까지 달라짐을 확인하였다. 특히, 증발 온도 60℃일 때
125℃ 수증기 생산 조건에서는 COP가 2.95에 달하는 것을 확인하였다.
근래에 들어서는 더 높은 온도의 열 에너지 제공을 위한 히트펌프 기술 개발 연구도 이루어지고 있다. Wu et al.(7)은 150℃ 수준의 열원을 제공하기 위한 히트펌프 연구를 수행하였으며, 증발기 온도와 응축기 온도가 각각 약 113℃, 158℃인 조건에서 R1336mzz(Z)를
사용할 때의 COP는 2.63으로 분석되었다. 또한, Arpagaus and Bertsch(8)도 열원과 공급 온도에 따른 고온 히트펌프의 COP를 분석하였으며, 냉매로는 R1224yd(Z), R1233zd(E), R1336mzz(Z) 및 R245fa를
사용하였다. 110℃까지는 R1224yd(Z), R1233zd(E) 및 R245fa가 R1336mzz(Z) 보다 더 높은 COP를 보였으나, 150℃를
넘어서는 임계 온도로 인해 R1336mzz(Z)가 더 높은 효율을 보이는 것으로 나타났다. 그리고 증발 온도가 80℃일 때 R1224yd(Z), R1233zd(E),
R1336mzz(Z) 및 R245fa의 COP는 각각 1.50, 1.50, 1.94 및 1.56으로 분석되었다.
앞선 선행연구와 같이 VHTHP의 개발을 위해 여러 연구가 진행되었지만, 적용 산업의 특성을 고려한 사이클의 설계 최적화 및 성능 향상 연구 등이
지속적으로 이루어져야 한다. 특히, 160℃ 이상의 열원을 공급하기 위한 히트펌프 개발 연구는 아직 상대적으로 부족한 실정이고 국내의 고온 히트펌프
기술은 아직 초기 단계에 머물러 있다.
이러한 관점에서 본 연구에서는 R123, R245fa, R1233zd(E) 및 R1336mzz(Z) 총 4종의 냉매를 이용해 160℃의 수증기를 생산하기
위한 히트펌프 사이클 분석 및 최적화 연구를 수행하였다. 히트펌프 사이클의 조건에 따라 각 냉매의 히트펌프 성능 비교를 수행하였으며, 냉매의 GWP(Global
Warming Potential), ODP(Ozone Depletion Potential), 안전 등급 및 열적 안정성 등을 종합적으로 검토하여 제시한
히트펌프 사이클에 최적인 냉매와 조건을 제시하고자 하였다.
2. 결과 및 분석
본 연구에서는 열역학적 계산을 통해 히트펌프 사이클의 작동 조건에 따른 성능 분석을 수행하였다. 냉매들의 물성은 REFPROP V10의 데이터베이스를
활용하였으며, 히트펌프 사이클의 분석을 위한 열역학적 연산은 MATLAB 2022a를 사용하였다.
2.1 냉매 후보군 선정
냉매 종류에 따른 사이클 성능 비교를 위해 산업에 널리 사용되고 있는 기존 냉매와 친환경 냉매인 HFO(Hydrofluoro-Olefin) 계열의
냉매를 이용해 사이클 분석을 수행하고, 기존 냉매와의 성능 비교를 통해 친환경 냉매의 히트펌프 활용 가능성을 평가하고자 하였다. 이를 위해 HCFC(Hydrochlorofluorocarbon)
계열의 냉매인 R123, HFC(Hydrofluorocarbon) 계열의 냉매인 R245fa와 이 냉매들의 대체 냉매인 R1233zd(E) 및 R1336mzz(Z)를
후보군으로 선정하고, Table 1에 각 냉매의 임계온도, 임계압력, GWP, ODP 및 안전 등급을 정리하여 나타내었다. HFO 계열의 냉매인 R1233zd(E)와 R1336mzz(Z)는
R123 및 R245fa와 비교하면 상대적으로 매우 낮은 수준의 GWP를 보이고 있으며, ODP 역시 0을 나타내고 있어서 친환경 냉매로 분류된다.
그리고 냉매의 안전 그룹 분류 기준에 따르면, R123, R245fa와 달리 R1233zd(E) 및 R1336mzz(Z)는 모두 독성이 낮은 냉매임을
확인할 수 있다. 따라서, 본 연구에서 검토하는 R1233zd(E)와 R1336mzz(Z)는 친환경적이면서도 낮은 독성, 비가연성 냉매라는 점에서
이점을 갖고 있다.
Table 1 Properties of candidate refrigerants
|
Refrigerant
|
Tcritical [℃]
|
Pcritical [kPa]
|
GWP
|
ODP
|
Classification
|
|
R123
|
184
|
3662
|
77
|
0.02
|
B1(9)
|
|
R245fa
|
154
|
3651
|
1050
|
0.00
|
B1(9)
|
|
R1233zd(E)
|
166
|
3624
|
1
|
0.00
|
A1(10)
|
|
R1336mzz(Z)
|
171
|
2903
|
2
|
0.00
|
A1(10)
|
2.2 히트펌프 사이클 구성
160℃의 수증기를 생산하기 위해 하기 Fig. 1과 같은 히트펌프 시스템을 구성하였다. 실선으로 표시한 사이클은 냉매 사이클로, 증발기(Evaporator)에서는 산업에서 발생하는 폐열을 열원으로
활용하고자 하였고 증발기의 포화온도는 70℃로 고정하였다. 그리고 이 시스템의 고온부 열교환기에서는 초임계 상태의 유체가 열교환을 하게 되므로 이
열교환기를 응축기가 아닌 가스 냉각기(Gas cooler)로 명명하였다. 가스 냉각기에서는 고온의 냉매가 수증기 생산을 위한 물과 열교환을 한 후
164℃의 온도로 토출되어 냉매 플래시 탱크(Flash tank for refrigerant)로 유입된다. 여기서 플래시 탱크는 1단 압축기의 소요
동력을 줄임과 동시에 2단 압축기의 토출 온도가 지나치게 높아지는 것을 막아주는 역할을 한다. 또한, 증발기에서 나오는 냉매 증기는 플래시 탱크를
지난 냉매 일부와 내부 열교환기(Internal H.X.)를 통해 열교환을 한 후 과열됨으로써, 1단 압축기의 입구로 액상의 냉매가 유입되지 않도록
하였다. 플래시 탱크 및 1단 압축기에서 토출되는 과열 증기는 2단 압축기로 유입되어 압축된 후 다시 가스 냉각기(Gas cooler)를 지나며 물
사이클과 열교환을 하게 된다.
빨간색 점선으로 표시한 사이클은 160℃ 수증기 생산을 위한 물 사이클이다. 물은 가스 냉각기에서 165℃까지 가열된 후 물 사이클 내의 플래시 탱크(Flash
tank for water)에서 약 618 kPa로 감압되며, 수증기는 외부로 배출되고 남은 물은 25℃의 보충수(Feed water)와 합쳐진 후
다시 가스 냉각기로 유입된다. 여기서 폐열원을 이용하면 보충수의 온도를 더 높임으로써 COP를 향상시킬 수 있으나, 본 연구에서 보충수의 온도는 25℃인
경우로 한정하여 분석하였다.
사이클 해석을 위한 변수로는 가스 냉각기(고압부)의 압력비(Rp,gc), 중간압의 압력비(Rp,mid), 내부 열교환기의 유용도($\epsilon$ihx),
1단 및 2단 압축기의 등엔트로피 효율($\eta$comp,1 및 $\eta$comp,2.)을 선정하였다. Table 2는 각 변수들의 범위를 나타낸 것으로, 가스 냉각기의 압력(Pgc)은 냉매 임계 압력(Pc)의 120% ~ 140%가 되도록 설정하였고, 중간 압력(Pmid)은
각 압축기가 등압비일 때 압력(Peq,mid)의 90% ~ 110%로 설정, $\epsilon$ihx는 0.7 ~ 0.9로 설정, $\eta$comp,1
및 $\eta$comp,2.는 0.7 ~ 0.8로 설정하였다.
그리고 본 연구에서 히트펌프의 성능을 비교하기 위해 하기의 식(1)과 같이 COP를 정의하였다. 증기 생산을 목적으로 하는 히트펌프 시스템에서 궁극적으로 활용하고자 하는 것은 160℃의 증기이기 때문에, 생성되는
증기의 열량을 이용해 COP를 계산하고자 하였다. 또한, 시스템 전체적으로 볼 때에는 압축기뿐만 아니라 물 사이클의 펌프도 소요 동력원으로 포함되기
때문에 COP를 계산할 때 압축기의 일과 펌프의 소요 동력이 함께 고려되었고, 펌프의 효율은 0.9로 가정하였다. 다만, 물 사이클에서 보충수를 공급하기
위한 펌프 동력은 무시하였다. 또한, 가스 냉각기의 열량은 350 kW로 설정함으로써 모든 냉매에서 똑같은 수준의 히트펌프 가열량을 갖도록 하였다.
Fig. 1 A schematic image of the two-stage heat pump system for 160℃ steam generation.
Table 2 The range of the selected variables
|
Level
|
Rp,gc [-]
|
Rp,mid [-]
|
$\epsilon$ihx [-]
|
$\eta$comp,1 [-]
|
$\eta$comp,2 [-]
|
|
Low
|
1.2
|
0.9
|
0.70
|
0.70
|
0.70
|
|
High
|
1.4
|
1.1
|
0.90
|
0.80
|
0.80
|
2.3 중간 압력비 및 가스 냉각기의 압력비에 따른 COP 변화 경향 분석
Fig. 2는 Rp,gc가 1.2, Rp,mid가 1.0, εihx가 0.9, 그리고 ηcomp이 0.8일 때 각 냉매에 대한 COP를 비교한 것이다. COP는
R245fa를 냉매로 사용하였을 때 가장 낮은 1.70을 나타내었고, R123을 냉매로 사용하였을 때 가장 높은 2.79를 나타내었다. 해당 조건에서
R245fa를 제외한 R123, R1233zd(E) 및 R1336mzz(Z)간의 COP 차이는 약 4% 수준으로 미미한 것으로 분석된다.
Fig. 2 Comparison of COP by refrigerant type (@ Rp,gc = 1.2, Rp,mid = 1.0, εihx = 0.9, ηcomp = 0.8).
조건에 따른 COP의 변화를 세부적으로 살펴보기 위해 Rp,gc와 Rp,mid의 변화에 따른 각 냉매의 COP의 변화를 살펴보면 Fig. 3과 같이 나타난다. 분석한 4종의 냉매 모두 Rp,mid가 커질수록 COP가 높아지는 경향을 나타내지만, Rp,gc에 따른 경향은 냉매에 따라 다르게
나타나는 것을 확인할 수 있다. R123은 Rp,gc가 커질수록 COP가 낮아지는 경향을 보였으며, R245fa는 이와 반대되는 경향을 나타내었다.
그리고 R1233zd(E)와 R1336mzz(Z)의 경우 각각 Rp,mid가 특정 값 이상인 영역에서는 Rp,gc가 커질수록 COP가 점차 낮아지는
경향을 보였지만, Rp,mid가 특정 값 이하인 영역에서는 Rp,gc에 따른 COP의 변화 경향이 미미해지거나 점차 증가하는 경향을 보였다.
Fig. 3 COP changes according to the variation in Rp,gc and Rp,mid. (a) R123, (b) R245fa, (c) R1233zd(E), (d) R1336mzz(Z) (@ εihx = 0.9, ηcomp = 0.8).
Rp,mid에 따른 COP 변화 경향의 원인을 살펴보면, Rp,mid가 커질수록 압축기의 소요 동력이 감소하기 때문에 COP가 높아지는 것으로 분석된다.
제시된 사이클에서 1단 압축기보다 2단 압축기의 유량이 더 많기 때문에, Rp,mid가 커지게 되면 1단 압축기의 소요 동력은 증가하는 반면 2단
압축기의 소요 동력은 감소하게 된다. 따라서, 압축기의 총 소요 동력은 2단 압축기의 압력비 변화에 따라 더 크게 영향받게 된다. 결과적으로는 Fig. 4와 같이 Rp,mid가 커지면서 압축기 소요 동력의 합은 점차 감소하게 되고 COP는 점차 높아지는 경향으로 나타나게 된다.
Fig. 4 Change in the required power of the compressors according to change of Rp,mid (@ Rp,gc = 1.2, εihx = 0.9, ηcomp = 0.8).
한편, Rp,gc의 변화에 따른 압축기 소요 동력의 변화는 Rp,mid에 따라 다소 다르게 분석된다. Fig. 5(a)와 같이 Rp,mid가 0.9일 때, R123의 경우 Rp,gc가 커지면 압축기의 소요 동력이 점차 증가하여 COP가 감소하는 것으로 분석되었다.
이와 달리, R245fa와 R1336mzz(Z)의 경우 Rp,gc가 커지면서 압축기 소요 동력이 감소하였고 이 때문에 COP가 증가한 것으로 분석된다.
R1233zd(E) 경우 수치상으로는 Rp,gc가 커지면서 압축기 소요 동력이 점차 감소하다가 다시 증가하는 경향으로 나타나지만, 분석 조건에서 그
변화량은 매우 미미한 것으로 분석된다.
Fig. 5 Change in the required power of the compressors according to change of Rp,gc, (a) The required power at the condition of Rp,mid = 0.9, (b) The required power at the condition of Rp,mid = 1.1 (@ εihx = 0.9, ηcomp = 0.8).
Fig. 5(b)와 같이 Rp,mid가 1.1인 조건에서는 R123, R1233zd(E) 및 R1336mzz(Z)의 경우 Rp,gc가 증가할수록 압축기의 소요 동력이
점차 증가하였으며, 이로 인해 Rp,gc가 증가할수록 COP가 감소하는 것으로 분석된다. 반면, R245fa의 경우 Rp,gc가 증가하면서 압축기의
소요 동력도 함께 감소하는 것을 볼 수 있다. 이러한 경향으로 인해 R245fa는 다른 3종의 냉매와 달리 Rp,gc가 증가할수록 COP가 증가하는
경향을 보인 것으로 분석된다.
상기 결과를 살펴보면 R245fa가 다른 냉매와 다르게 압축기 소요 동력이 매우 크게 나타나는데, 이는 가스 냉각기의 입·출구 온도 차이가 다른 냉매와
비교할 때 상대적으로 작기 때문으로 분석된다. 본 연구에서 가스 냉각기의 출구 온도(Tout,gc)는 164℃로 일정하고 가스 냉각기의 열량도 350
kW로 동일한 조건에서 분석을 수행하였기 때문에, 가스 냉각기의 입구 온도가 충분히 높지 않다면 가스 냉각기 입·출구의 엔탈피 차이는 작아지게 된다.
이는 곧, 동일한 질량 유량을 기준으로 가스 냉각기에서 활용 가능한 에너지가 작다는 것을 의미하고 COP가 낮아지게 되는 요인으로 작용하게 된다.
2.4 내부 열교환기 및 압축기 효율에 따른 COP 변화 경향 분석
히트펌프 사이클의 COP는 기본적으로 압축기의 효율에 따라 달라지며, 본 연구에서 분석한 사이클에서는 내부 열교환기도 존재하기 때문에 $\epsilon$ihx에
따라서도 COP가 달라지게 된다. 따라서, $\epsilon$ihx, $\eta$comp,1 및 $\eta$comp,2가 COP에 미치는 영향을 분석하면
Fig. 6과 같이 나타낼 수 있다. Fig. 6(a)는 ηcomp,1 및 $\eta$comp,2가 모두 0.8인 조건에서, $\epsilon$ihx이 0.7부터 0.9까지 변함에 따른 COP를 나타낸
것인데, $\epsilon$ihx가 증가함에 따라 COP가 증가하며 그 차이는 약 2~3% 수준으로 나타났다. 그리고 Fig. 6(b)와 Fig. 6(c)는 $\epsilon$ihx가 0.9일 때, 각 냉매에 대해 $\eta$comp,1와 $\eta$comp,2의 변화에 따른 COP를 비교한 그래프이다.
Fig. 6(a)에서의 COP 변화와 비교하면, $\epsilon$ihx보다는 $\eta$comp,1 또는 $\eta$comp,2에 따라 COP가 상대적으로 더 큰
폭으로 증가하는 것을 확인할 수 있으며 이는 수치적으로 약 5% 수준의 차이이다. 작은 차이이긴 하지만, 결과적으로 $\epsilon$ihx, $\eta$comp,1
및 $\eta$comp,2가 높을수록 COP를 높일 수 있는 것으로 확인되었다.
Fig. 6 Change in COP according to the effectiveness of the internal heat exchanger and the efficiencies of the compressors. (a) Effect of εihx, (b) Effect of ηcomp1, (c) Effect of ηcomp2 (@ Rp,gc = 1.2, Rp,mid = 1.1).
2.5 가스 냉각기 입구 온도와 냉매의 열화 현상에 대한 고찰
추가적으로, 본 연구에서 제시한 사이클에서는 냉매의 온도가 높은 온도까지 상승하기 때문에 냉매의 열화 현상이 발생할 수 있다.(11) 이러한 이유로 제시한 사이클에서 냉매가 안정적으로 운용 가능한지 판단하기 위해 각 냉매에 대해 조건에 따라 분석되는 Tin,gc의 최댓값과 최솟값을
비교해보았다. 우선, Table 3에 따르면 R123은 가스 냉각기로 유입되는 냉매의 온도가 213.91℃ 이상에 달하며, 조건에 따라 최대 234.32℃까지도 상승하게 된다. R245fa는
Tin,gc이 최대 184.70℃까지 상승하게 되고, R1233zd(E)와 R1336mzz(Z)는 조건에 따라 Tin,gc이 208.12℃ 및 200.74℃까지
상승하는 것으로 분석된다.
Table 3 The maximum and minimum Tin,gc depending on the refrigerant (@ εihx = 0.9, ηcomps. = 0.8)
|
|
R123
|
R245fa
|
R1233zd(E)
|
R1336mzz(Z)
|
|
Tin,gc.max (℃)
|
234.32
|
184.70
|
208.12
|
200.74
|
|
Tin,gc,min (℃)
|
213.91
|
170.33
|
191.00
|
186.62
|
Dai et al.(12)의 연구에 따르면 R123은 200℃에서 열적 분해가 일어나며, Kontomaris(13)의 실험 결과에 따르면 R245fa와 R1336mzz(Z) 모두 약 250℃에서 분해가 일어나게 된다. 또한, Juhasz et al.(14)에 따르면 R1233zd(E)는 200℃에서 이미 열적으로 분해가 나타나며, Royo et al.(15)에 의하면 175℃까지는 안정적으로 사용이 가능하다는 것을 알 수 있다.
상기와 같이 냉매의 열화 현상에 대한 선행연구 결과를 살펴보면, 각 냉매별로 활용 가능한 온도 범위가 제한된다는 것을 알 수 있다. 특히, R123은
사이클 분석이 수행된 조건에서 Tin,gc가 213.91℃ 이상으로 나타났기 때문에 본 연구에서 제시한 조건에서는 사용이 불가함을 알 수 있다. R1233zd(E)
역시 Tin,gc가 191.00℃ 이상으로 분석되었기 때문에, 열적 분해 온도(15)를 고려한다면 본 연구에서 제시한 사이클에서는 운용이 어려울 것으로 판단된다. 반면, R245fa와 R1336mzz(Z)는 열적 분해 온도가 250℃에
달하기 때문에 본 연구에서 제시한 히트펌프 사이클의 운용에 있어 온도에 의한 제약이 없다고 볼 수 있다. 다만, R245fa는 GWP가 1,000
이상이고 유독성 냉매로 분류되기 때문에, R1336mzz(Z)를 본 연구에서 제시한 히트펌프 사이클에 가장 적합한 냉매로 선정하였다. 최종적으로 R1336mzz(Z)를
이용한 히트펌프 사이클의 최적 조건을 Table 4에 명시하고, 이 사이클의 p-h 선도와 T-s 선도를 Fig. 7에 나타내었다.
요약하자면, 냉매의 환경성, 안정성 및 COP 등을 고려해 R1336mzz(Z)를 본 연구에서 제시한 사이클에 가장 적합한 냉매로 선정하였고, Rp,gc가
1.2, Rp,mid가 1.1, $\epsilon$ih,가 0.9, $\eta$comp,1 및 $\eta$comp,2가 0.8일 때를 최적 조건으로
판단하였다. 그리고 이 때의 COP는 2.76으로 높게 나타났으며, 본 연구에서 제시한 사이클과 냉매를 사용할 경우 보일러를 대신해 높은 효율로 수증기를
생산할 수 있을 것으로 기대하고 있다.
Table 4 The optimized condition of the heat pump cycle for R1336mzz(Z)
|
Ref.
|
Rp,gc
[-]
|
Rp,mid
[-]
|
Pgc
[kPa]
|
Pmid
[kPa]
|
Peva
[kPa]
|
Teva
[℃]
|
Tsteam
[℃]
|
$\epsilon$ihx
[-]
|
$\eta$comps.
[-]
|
COP
[-]
|
|
R1336mzz(Z)
|
1.2
|
1.1
|
3,484
|
1,175
|
327
|
70
|
160
|
0.9
|
0.8
|
2.76
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Fig. 7 The final heat pump cycle using R1336mzz(Z). (a) P-h diagram (b) T-s diagram.
3. 결 론
본 연구에서는 160℃의 수증기를 생산하기 위한 히트펌프 사이클 분석을 수행하였다. R123, R245fa, R1233zd(E) 및 R1336mzz(Z)
총 4가지 냉매에 대해 설계 조건에 따른 COP와 Tin,gc를 비교하였고 다음과 같은 결론을 내릴 수 있었다.
(1) 분석된 4종의 냉매 모두 Rp,mid이 증가할수록 COP가 증가하는 경향을 나타내었고, 이는 Rp,mid이 증가할수록 압축기의 총 소요 동력이
감소하기 때문으로 분석되었다.
(2) Rp,gc에 따른 COP의 변화 경향은 냉매의 종류나 중간 압력 조건에 따라 상이하였으며, 이는 압력, 온도 및 유량의 영향이 복합적으로 작용하며
압축기의 소요 동력이 달라지기 때문으로 분석되었다.
(3) 냉매들의 열적 분해 온도를 고려할 때 R123과 R1233zd(E)는 본 연구에서 제시한 사이클에 실질적인 활용이 어려울 것으로 판단된다.
(4) 냉매의 GWP, ODP, 독성, 가연성 및 COP 등을 종합적으로 고려하면 R1336mzz(Z)가 본 연구에서 제시한 사이클에 가장 적합한
냉매로 판단된다. 최종적으로는 R1336mzz(Z)에 대해 최적의 히트펌프 사이클 조건을 제시하였고, 이 때의 COP는 2.76으로 분석되었다. 따라서,
제시한 사이클을 고온의 증기가 필요한 산업공정에서 사용한다면 탄소배출을 저감시키면서도, 높은 효율로 수증기 생산이 가능할 것으로 기대할 수 있다.
후 기
본 연구는 2023년도 산업통상자원부 기계·장비산업기술개발사업 “350 kW급 160℃ 증기(steam) 생산용 무급유 원심식 히트펌프 개발”의
연구비 지원에 의한 연구임(No. 20018456).
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