2.1 PCM 혼합 축열조에 대한 열응답 분석

열응답 분석은 상용 소프트웨어인 ANSYS Fluent를 사용하여 진행하였다. Na et al.⁽³⁾의 기존 연구에서 수행된 결과를 바탕으로 수행되었으며, 축열조의 형상의 경우 지름 1,150 mm, 높이 1,220 mm의 원기둥 형태이며, 지름 30.2 mm의 유체 분배기가 상부와 하부에 각각 하나씩 설치되어 있고, 총 2,472개의 지름 65 mm 잠열재 캡슐이 충전되어 있다. 각 캡슐은 두께 1 mm의 폴리에틸렌으로 감싸진 구형 형태이며 축열조 내부에는 축열용과 냉방용 잠열재가 5:5의 비율로 혼합되어 충전되어 있다. 축열용 및 냉방용 잠열재의 물성은 DSC 분석을 통해 확인하였으며, 축열용 잠열재는 상변화 온도 47.3℃, 잠열량 234.5 kJ/kg을 나타내고, 냉방용 잠열재는 상변화 온도 4.16℃, 잠열량 194.3 kJ/kg의 특성을 갖는다.

축열, 축냉, 방열, 방냉 모두 PCM이 완전한 상변화를 완료한 시점을 기준으로 총 소요 시간을 측정하였으며, 상변화 정도는 PCM의 상변화율을 평균하여 확인하였다. 에너지 저장량은 물과 난방용 잠열재, 냉방용 잠열재의 초기 상태와 특정 시점(상변화가 끝난 시점) 간의 엔탈피 차이를 기준으로, 현열과 잠열을 모두 고려하여 계산하였다. 식(1)은 이러한 방식으로 에너지 저장량 및 방출량을 계산하기 위한 식이다.

PCM의 상변화율과 엔탈피는 Fluent를 통해 결과를 추출했다. 해석 결과를 토대로 축열조 높이별로 액상 분율, 고상 분율 그리고 엔탈피 결과를 추출하였으며, 이를 평균 내어 축열조의 평균 상변화율과 엔탈피를 구하였다.

Fig. 1의 (a) ~ (d)는 열응답 시험에 따른 액상 분율에 따른 축열조의 에너지 저장량을 나타낸다. 해석 결과 초기 액상분율 0을 기준으로 1이 되는 소요시간의 경우, 축열 시 28,064초, 방열 시 47,716초, 축냉 시 63,158초, 방냉 시 22,894초로 산출되었다. Fig. 2의 (a) ~ (d)는 산출된 에너지 저장량 및 방출량을 나타내며, 에너지 저장량의 경우 축열 시 67,367 kJ의 저장량이, 축냉 시 55,583 kJ로 산출되었다.

해당 시뮬레이션 결과를 바탕으로 식(2) ~ 식(5)과 같은 축열 및 방열 시의 축열조의 출구온도에 대한 회귀분석 식을 작성하였다. 식(2)의 경우 축열 시, 열교환기 측으로의 시간에 따른 출구온도를 나타낸다.

식(3)의 경우 방열 시 AHU 쪽으로의 시간에 따른 출구온도를 나타낸다.

동일한 방법으로 식(4)의 경우 축냉 시의 열교환기 측으로의 시간에 따른 출구온도를, 식(5)은 방냉 시 AHU 측으로의 시간에 따른 출구온도를 나타낸다.

Fig. 1 Phase change duration of PCM TES tank.

Fig. 2 Stored and released energy of the TES tank.

2.2 부하 모델 및 열원 선정

Fig. 3은 시뮬레이션에 사용된 부하모델을 나타낸 것으로, Choi and Lee⁽⁵⁾의 제주지역을 대상으로 한 샌드위치 판넬을 적용한 육계사의 부하모델을 기준으로, 한전경영연구원에서 제공하는 10차 산업분류코드에 따른 전력소비행태분석의⁽⁶⁾ 계수표를 사용하였다. 참고된 부하는 난방 부하가 가장 크게 발생하는 1월 15일부터 2월 11일까지의 난방 부하와, 냉방 부하가 가장 크게 발생하는 7월 6일부터 8월 2일까지의 냉방부하량에 상대계수를 곱하여 작성하였다.

Fig. 3 Relative coefficients and load of the poultry house used in the simulation.

Fig. 4는 각 열원의 위치를 나타낸 것으로, 시뮬레이션에 사용된 열원은 각 시스템 간 비교의 공정성을 확보하기 위해 제주국제공항을 기준으로 히트펌프의 열원들을 선정하였다. Fig. 5는 해당 열원들의 연간 온도를 나타낸 것이다. 공기열원은 2009년부터 2022년까지의 제주국제공항의 평균 기상 데이터를 기반으로 하였고, 수열원의 경우 한국수자원공사의 물정보포털에서 제공하는 외도천 월간 수온 데이터를 활용하여 외기온도의 패턴에 대응시켜 총 연간 수온데이터를 작성하여 사용하였다. 지열원은 제주지하수정보관리시스템에서 제공하는 JD용담1 관측소의 연간 지하수 온도를 사용하였다.

Fig. 4 Location of heat sources.

Fig. 5 Source temperature in Jeju.

2.3 TRNSYS를 통한 P2H 시스템 모델링

Fig. 6은 TRNSYS를 통하여 작성된 열원별 히트펌프 시스템의 개략도를 나타낸다. Table 1은 식(6)을 통해 산출된 히트펌프 용량을 나타낸 것이다. 해당 용량을 바탕으로 공기열원, 수열원, 지열원 히트펌프 모두 동일한 정격난방용량과 정격소비전력을 입력값으로 설정하였다. 단, 각 열원별 운전조건에 따른 히트펌프 성능 변화는 공기열원의 경우는 최신 시뮬레이터에서 제공하는 값을 활용하였고, 외기온도 및 온수의 생성 온도에 따라, 수열원의 경우는 하천수 온도 및 온수 생성 온도, 유량에 따라, 지열원의 경우는 지열원의 온도, 유량, 온수 생성 조건에 따라 히트펌프의 성능이 달라진다. 축열조의 경우 시뮬레이션을 통하여 산출된 65 mm의 PCM 축열조의 상변화 시간에 따른 입구와 출구 온도를 적용하여 연구를 수행하였다. 또한, 식(7)을 바탕으로 실험용 축열조의 방출 에너지와 방출 시간, 피크부하를 통하여 건물의 연면적을 역산하여 산출한 결과 실험용 축열조의 에너지저장량 기준으로 40.32 m²가 산출되었다.

Fig. 6 Schematic of heat pump system.

3.1 TRNSYS를 통해 확인한 PCM 적용 축열조의 내부온도

Fluent를 활용한 해석 결과, 에너지 저장량은 초기에는 가파르게 증가했으나, 시간이 지남에 따라 저장률 증가 속도가 점차 완만해지는 비선형적인 특성을 보였다. 특히 상변화율이 0.8 이상에 도달한 이후에는 저장 효율이 급격히 저하되는 경향을 나타냈으며, 이에 따라 상변화율이 0.8에 도달하는 시점까지의 구간을 히트펌프 작동 제어 시간으로 선정하였다.

Fig. 7은 앞서 회귀 분석한 수식을 TRNSYS에 적용한 축열과 방열 시 축열조 온도 분포를 나타낸다. 축열 시에는 초기 45℃였던 축열조의 온도가 히트펌프에서 공급된 55℃의 물에 의해 점차 상승하며, 열교환기 쪽으로 순환됨을 확인할 수 있다. 반대로 방열 시에는 축열조에 저장된 55℃의 열이 AHU 측으로 공급되는 양상을 보인다. Fig. 8은 동일하게 회귀 분석한 축열조의 출구온도 수식을 반영한 것으로, 축냉과 방냉 시 축열조의 온도 변화를 나타낸다. 축냉 시에는 히트펌프에서 생성된 12℃의 물이 열교환기 측으로 공급되어 순환하며, 방냉 시에는 축열조 내 물 온도가 12℃에서 3.5℃까지 하강한 후 AHU 쪽으로 순환되는 과정을 확인할 수 있다.

Fig. 7 Temperature of TES during the heating mode.

Fig. 8 Temperature of TES for the cooling mode.

3.2 PCM 축열조가 적용된 열원별 P2H 시스템 성능 분석

Fig. 9와 Fig. 10은 PCM 축열조가 적용된 히트펌프 시스템의 열원별 하루 평균 COP를 각각 난방과 냉방 운전 조건에서 비교한 결과이다. Fig. 11과 Fig. 12는 동일 조건에서의 히트펌프 소비전력, Fig. 13과 Fig. 14는 전체 시스템 수준의 전력 소비량을 나타낸다. 분석은 난방(축열/방열) 및 냉방(축냉/방냉) 운전 각각에 대해 공기열원, 수열원, 지열원 시스템을 대상으로, 히트펌프의 자체 성능과 시스템 전체 전력 소비를 기준으로 수행되었다.

공기열원 히트펌프는 난방 운전(축열/방열) 시 COP가 2.4로 가장 낮았고, 히트펌프 소비전력은 37.8 kWh, 전체 시스템 소비전력은 107.2 kWh로 나타났다. 냉방 운전 시에도 COP는 2.3로, 세 열원 중 가장 낮은 효율을 보였으며, 히트펌프 소비전력은 29.4 kWh, 전체 시스템 소비전력은 84.5 kWh로 집계되었다. 공기열원은 외기 조건 변화에 직접적으로 영향을 받기 때문에 혹한기 및 혹서기에서 열원 온도 편차가 크고, 이에 따라 압축기의 운전 시간과 부하가 증가해 COP가 낮아지는 경향을 보였다. 특히, 냉방 운전 시에는 열원 온도가 높아지며 열교환 효율이 저하되고, 그로 인해 히트펌프 효율 저하와 시스템 전력 소모 증가가 두드러졌다.

수열원 히트펌프는 난방 시 COP 3.0, 히트펌프 소비전력 36.5 kWh, 시스템 소비전력 113.2 kWh로 측정되었다. 냉방 시에는 COP가 4.8로 크게 향상되며, 히트펌프 소비전력은 20.7 kWh, 전체 시스템 소비전력은 62.4 kWh로 가장 낮은 에너지 소비 특성을 보였다. 수열원의 경우 연중 비교적 일정하고 안정적인 열원 온도를 제공하기 때문에 히트펌프가 효율적으로 작동할 수 있으며, 냉방 운전에서 높은 COP를 유지함과 동시에 낮은 전력 소비를 기록하였다. 이는 수열원의 높은 열용량 및 열전전달 특성이 PCM 축열조와의 조합에서 더욱 큰 효과를 발휘한 것으로 판단된다.

지열원 히트펌프는 난방 시 COP 3.1, 히트펌프 소비전력 35.4 kWh, 시스템 소비전력 112.2 kWh를 기록하였다. 냉방 운전에서는 COP 5.0로 가장 높은 효율을 보였으며, 히트펌프 소비전력 19.9 kWh, 시스템 소비전력 82.2 kWh로 분석되었다. 지열원 시스템은 지중의 온도 안정성으로 히트펌프 자체 성능(COP)은 수열원보다도 더 우수하였지만, 지중 열교환기와 순환 펌프의 구조적 특성으로 인해 보조기기 소비전력이 증가하면서 전체 시스템 전력은 냉방 시 기준으로 수열원보다 다소 높은 수치를 보였다. 특히 배관 길이, 열교환 효율, 펌프 운전 부하 등이 시스템 소비전력에 직접적인 영향을 미친 것으로 해석된다.

이와 같은 결과는 열원 특성에 따라 히트펌프 자체 성능과 시스템 수준의 에너지 소비가 다르게 나타날 수 있음을 보여준다. 특히 수열원과 지열원은 공기열원에 비해 높은 COP와 낮은 전력 소모를 기록하였으며, 이는 열원의 온도 안정성과 열전달 특성이 에너지 효율에 결정적인 역할을 한다는 것을 의미한다. 따라서 향후 열원 선택 및 시스템 설계 시에는 히트펌프 단위 성능뿐 아니라 보조기기 운전 부하와 같은 시스템 전체 관점에서의 에너지 소비 분석이 병행되어야 하며, PCM 축열조와 같은 부하 평준화 장치와의 조합도 고려되어야 할 것이다. 또한, 동일한 용량의 축열조를 비교한 결과, PCM이 적용된 축열조는 축열 시 69.0 MJ, 축냉 시 55.0 MJ의 에너지를 저장할 수 있어, 기존 물 기반 축열조의 32.5 MJ(축열), 27.7 MJ(축냉) 대비 약 2배 수준의 에너지 저장 효과를 보였다. 이는 PCM의 잠열 특성이 시스템의 부하 대응 능력과 에너지 효율 향상에 크게 기여함을 보여준다.

Fig. 9 The COPs of the different heat pumps in heating mode.

Fig. 10 The COPs of the different heat pumps in cooling mode.

Fig. 11 The power consumption of the different heat pumps in heating mode.

Fig. 12 The power consumption of the different heat pumps in cooling mode.

Fig. 13 The system power consumption of the different heat pumps in heating mode.

Fig. 14 The system power consumption of the different heat pumps in cooling mode.