2.1 부하측 열교환기 직․병렬 운전 방식

기존 지열히트펌프 시스템에서 사용되는 판형 열교환기는 스테인리스 재질로 우수한 열전달 성능을 제공하지만, 냉방 운전 시 저온 냉수 생산을 위해 냉매와의 열교환 성능 확보가 중요하다. 5℃ 이하의 저온 냉수를 생산하기 위해 부하측 열교환기의 열유체 유량을 줄이고 0℃ 이하의 냉매와의 열교환이 이루어져야 한다. 이러한 조건에서 열교환기 내부에 열유체의 정체 구간이 형성될 수 있으며, 이로 인해 냉매와 열유체가 접촉하는 구간에서 동결 및 팽창 현상이 발생할 수 있다. 그 결과, 판형 열교환기 내부의 판과 판 사이를 접착하는 융착 부위가 이탈하면서 냉매와 열유체가 서로 혼합된다. 혼합된 유체가 압축기로 유입되면 액압축 현상이 발생하고 이는 압축기 파손으로 이어진다. 최종적으로 시스템 전체의 운전이 중단될 수 있다.

Fig. 1은 열교환기에서 발생한 동파 현상의 실제 사례를 보여준다. Fig. 1의 (a)는 실험에 사용된 판형 열교환기의 외관을 나타내며, Fig. 1의 (b)는 동파가 발생한 부위의 절단 위치를 나타낸다. Fig. 1의 (c)는 해당 부위의 단면을 확대하여 나타내었으며, 열교환기 내부에서 발생한 동결로 인해 판과 판 사이의 융착 부위가 이탈된 상태를 확인할 수 있다. 특히 Fig. 1의 (c)에서 우측 영역은 정상적인 유로 구조를, 빨간색 영역은 융착 부위가 손상되어 냉매와 열유체가 혼합될 수 있는 부위를 나타낸다. 본 연구에서는 이와 같은 문제를 해결하기 위해 부하측 열교환기를 두 개로 분할하고 운전 모드에 따라 냉방 시에는 직렬, 난방 시에는 병렬로 전환 가능한 구조로 설계하였다. Fig. 2의 (a)는 냉방 운전 시 부하측 열교환기의 직렬연결 구조를 나타낸다. 이 운전 방식은 열유체의 유속을 증가시켜 열교환기 내부의 정체 현상을 방지하고, 동파 위험을 효과적으로 저감할 수 있도록 설계되었다. 열유체는 제1 부하 열교환기를 거쳐 순차적으로 제2 부하 열교환기로 유입되며, 각 열교환기에서 독립된 냉매 사이클과 열교환을 수행한다. 이 과정을 통해 14℃의 환수 열매체는 4℃의 저온 냉수로 냉각되어 열원으로 공급된다. 반면, Fig. 2의 (b)는 난방 운전 시 부하측 열교환기의 병렬연결 구조를 나타낸다. 이 운전 모드에서는 열유체의 유속을 감소시켜 열매체와 냉매 간의 열전달을 극대화하였다. 50℃의 열매체는 제1 및 제2 부하 열교환기에 균등하게 분배되어 순환되며, 고온 냉매 가스와의 열교환을 통해 60℃의 고온 난방수 및 급탕용 온수를 안정적으로 공급할 수 있도록 하였다.

Fig. 1 Plate heat exchanger and freeze damage analysis.

Fig. 2 Series and parallel configuration of load-side heat exchanger.

2.2 급탕열교환기 확장 활용

기존 히트펌프 시스템은 열원측, 부하측, 급탕 및 서브 열교환기를 포함하여 총 네 개의 열교환기로 구성된다. 냉방 운전 시에는 급탕열교환기를 통해 응축열을 회수하여 급탕을 공급하거나, 급탕 전용 운전 시 고온 냉매 가스를 활용해 고온수를 생산한다. 그러나 여름철과 같이 급탕 수요가 없을 경우 급탕열교환기는 비활성화되어 열유체 흐름이 중단되고 전열면적으로 활용되지 않아 시스템 효율 저하를 초래한다.

본 연구에서는 이러한 활용률 저하 문제를 해결하고자 급탕열교환기를 운전 조건에 따라 열원측 또는 부하측 보조열교환기로 확장 활용할 수 있는 배관 구성을 제안한다. Fig. 3의 (a)는 급탕이 요구되는 조건에서의 배관 구성을 나타낸다. 급탕수 보급 라인을 통해 유입된 열유체는 서브열교환기를 거쳐 급탕열교환기로 순차적으로 흐르며, 이후 급탕 출구를 통해 공급된다. 이를 통해 냉방 운전과 동시에 급탕 생산이 가능하며, 여름철 급탕 수요에 효과적으로 대응할 수 있다.

반면, Fig. 3의 (b)는 급탕 수요가 없는 냉방 운전 조건에서 급탕열교환기를 열원측 보조열교환기로 활용하는 배관 구성을 나타낸다. 이 경우 급탕수 보급 라인은 차단되며, 열원측 유입 배관에서 분기된 열유체가 급탕열교환기를 통과한 후 다시 열원측 출구 배관으로 연결된다. 이러한 구성은 응축 과정에서의 방열 면적을 증대시켜 냉방 운전 시 열교환기의 활용도를 향상시키고 시스템의 냉방 성능 개선에 기여한다.

또한, Fig. 3의 (c)는 급탕 수요가 없는 난방 운전 조건에서 급탕열교환기를 부하측 보조열교환기로 활용하는 배관 구성을 나타낸다. 급탕수 보급 라인은 차단되며, 부하측 유입 배관에서 분기된 열유체가 급탕열교환기를 통과한 후 다시 부하측 출구 배관으로 연결된다. 열매체와 고온 냉매 간의 열전달 면적이 추가 확보됨으로써, 난방 운전 시 열교환기의 활용률이 향상되고 전체 시스템 성능 향상에 기여할 수 있다.

3.1 부하측 열교환기 개선 효과 분석

기존 시스템은 7℃ 냉수 공급을 기준으로 단일 열교환기를 사용하며, 저온 냉수 생산 시 열교환기 내부에서 열유체의 정체 및 동파 발생 우려가 존재하였다. 이에 본 연구에서는 부하측 열교환기를 두 개로 분할하고 14℃ 환수와 4℃ 공급 조건을 기반으로 직렬 연결하여 대온도차 운전을 구현하였다.

그 결과, 열유체 유속은 기존 대비 41% 증가하였고, 유로 단면적은 29% 감소하여 안정적인 순환 흐름을 확보하였다. 해당 시스템은 냉방용량 175 kW 규모로 제작되었으며, 한국냉동공조인증센터에서 KS B 8292 기준에 따라 성능특성시험을 진행하였다. 시험 결과, 420분 연속 운전 동안 4℃ 저온 냉수가 안정적으로 생산되었으며, 냉방 COP는 5.0으로 계산되었다. 이는 KS 기준에서 제시한 25℃ 열원과 7℃ 냉수 생산 조건의 최소 냉방 COP 4.3 대비 약 17% 향상된 수치이다. 이를 통해 저온 냉수 생산 및 고온수 공급이 모두 가능한 고효율 운전이 가능함을 확인할 수 있다.

3.2 급탕열교환기 확장 활용 효과

급탕 부하가 없는 조건에서 급탕열교환기를 보조열교환기로 활용함으로써 냉매 응축 효율이 향상되고 압축기 고압이 낮아져 압축비 및 소요 동력이 감소하였다. 또한, 냉매 과냉각에 따른 증발열량 증가로 시스템의 COP가 향상되는 효과를 확인하였다. 냉방 운전 시, 제1 부하 열교환기 기준 사이클의 압축비는 2.69에서 2.72로 1.1% 증가한 반면, 압축기 고압이 3.1% 감소하였다. 제2 부하 열교환기 기준 사이클의 압축비는 3.15에서 3.07로 2.5% 감소하였고 압축기 고압이 6.8% 감소하였다. 난방 운전 시 두 사이클의 압축비는 각각 5.3에서 5.0, 5.3에서 5.2로 낮아져 압축기 부담이 줄고 운전 안정성이 향상되었다.

Fig. 4의 (a)는 냉방 운전 시 급탕열교환기 사용 여부에 따른 냉매 주요 지점 온도 변화를 비교한 결과를 보여준다. 급탕열교환기를 열원측 보조열교환기로 활용했을 때 냉매 온도가 전반적으로 낮게 유지되었으며, 특히 압축기 토출 온도와 급탕열교환기 입․출구 온도가 크게 감소하는 경향이 확인되었다. Fig. 4의 (b)는 난방 운전 시 냉매 온도 변화를 나타낸다. 급탕열교환기를 부하측 보조열교환기로 활용한 경우, 난방수 가열 과정에서 냉매가 전달해야 하는 열부하가 분산되면서 냉매 온도가 상대적으로 낮게 유지되는 경향을 보였다. 이러한 냉매 온도 감소는 앞서 제시한 난방 운전 사이클의 압축비 감소와 동일한 흐름을 나타낸다.

해당 시스템은 한국냉동공조인증센터에서 KS B 8292 기준에 따라 성능 시험을 수행하였다. Table 1은 열원 온도 및 냉․난방 부하 조건에 따른 COP 개선 결과를 나타낸 것이다. 냉방 시험의 경우, 열원 15℃ 조건에서는 모든 부하에서 COP가 9.64%에서 11.5%까지 향상되었으며, 열원 25℃ 조건에서도 1.57%에서 2.72%까지의 개선이 확인되었다. 특히 열원 25℃, 부하 14/4℃ 조건에서는 COP가 5.00에서 5.11로 약 2.2% 증가하였다.

이는 측정 불확실도를 고려할 때 미미한 개선으로 보일 수 있으나, 반복 시험에서 일관되게 확인된 결과로써 제안된 시스템의 성능 향상 경향을 충분히 입증한다. 한편 난방 시험에서는 열원 5℃, 부하 50/60℃ 조건에서 COP가 3.03에서 3.38로 약 11.6% 증가하였으며, 이는 급탕열교환기를 보조 열교환기로 활용하는 것이 히트펌프 성능 향상에 효과적임을 명확히 보여준다.

Fig. 4 Refrigerant temperature variation in heat pump cycle.

3.3 냉방 부하별 급탕열교환기 활용

기존 지열히트펌프 시스템은 부하측 열교환기의 낮은 열유체 유속으로 인해 저온 운전 시 열교환기 내부에서 정체 현상이 발생하여 동파 위험이 높았으며, 급탕 수요가 없는 여름철에는 급탕 열교환기가 비활성화되어 전열면적이 활용되지 않아 시스템 효율이 저하되었다.

본 연구는 이를 해결하기 위해 부하측 열교환기를 두 개로 분할하고, 냉방 시 직렬 연결하여 운전할 수 있는 방식으로 설계하였다. 또한, 급탕 열교환기를 열원측 보조 열교환기로 확장 활용하는 방안을 제안하였다. 냉방 시 직렬연결 방식은 열유체 유속을 증가시켜 정체 현상과 동파 위험을 효과적으로 줄였으며, 급탕 열교환기의 활용을 통해 열유체 흐름을 안정적으로 유지하고 전열면적을 극대화하였다.

Fig. 5는 냉방 부하 조건(부하측 환수/출수 온도 13/3℃, 14/4℃, 15/5℃, 16/6℃)에 따라 급탕열교환기 사용 여부에 따른 COP 변화에 대한 비교 결과를 나타낸다. Fig. 5의 (a)는 열원측 온도 15℃ 조건에서 결과를 나타낸다. 부하측 환수/출수 온도 13/3℃에서는 COP가 6.1에서 6.8로 11.5% 향상되었고, 14/4℃에서는 6.2에서 6.9로 11.3% 향상되었다. 동일 조건에서 15/5℃는 6.3에서 7.0로 11.1%, 16/6℃는 6.4에서 7.1로 증가하여 10.9%의 향상률을 보였다.

한편, Fig. 5의 (b)는 열원측 온도가 25℃로 높아진 조건에서의 결과를 나타낸다. 이 경우에도 급탕열교환기를 사용 시 모든 조건에서 COP가 소폭 향상되었다. 부하측 환수/출수 온도 13/3℃에서는 4.9에서 5.0으로 2.0% 증가하였고, 14/4℃에서는 5.0에서 5.1로 2.0%, 15/5℃는 5.1에서 5.2로 2.0%, 16/6℃에서는 5.1에서 5.3로 3.9% 증가하였다.

이러한 결과는 급탕열교환기를 보조열교환기로 활용할 경우, 모든 냉방 부하 조건에서 COP가 일관되게 향상됨을 보여준다. 부하측 열교환기의 직렬 운전 방식은 냉방 시 유속을 증가시켜 기존 시스템의 고질적인 문제였던 동파 위험을 근본적으로 해결하고 저온 냉수를 안정적으로 생산할 수 있는 기반을 마련했다. 또한, 급탕열교환기의 확장 활용이 더해져 에너지 효율을 극대화하였다. 냉방 운전 시 증가된 응축 면적은 냉매의 응축 압력을 낮춰 압축기 소요 동력을 감소시켰다. 열원 온도가 낮아 열 방출이 쉬운 15℃ 조건에서 효율 개선효과가 더 크게 나타났으며, 열 방출이 어려운 25℃ 온도 조건에서는 효과가 작은 것으로 나타났다. 이는 다양한 운전 조건에서도 제안된 시스템이 성능 개선에 효과적으로 기여할 수 있음을 나타낸다. 이러한 결과는 부하측 열교환기 분할과 급탕열교환기 활용이라는 두 가지 핵심 개선 방안이 상호 보완적으로 작용하여 안정성과 고효율을 동시에 달성했음을 보여준다.

Fig. 5 COP according to cooling load conditions.