板形熱交換器를 利用한 水溶液의 過冷却 및 아이스슬러리의 連續生成

이동규 전북대학교 대학원 2008 국내석사

Ice thermal storage system(ISS) contributes not only to load leveling of peak electric demand in summer, but also to reduce CO₂ generation. Ice adhesion on cooling wall or in a narrow flow path decreases the thermal efficiency of the ISS system and disturbs to the normal operation of the system. Especially, the ice formation in supercooling type system is unstable because the media is hard to maintain constant supercooling degree. In this study, a new type of continuous ice making system by using supercooling heat exchanger without driving part was suggested. 7mass% ethylene glycol aqueous solution was supercooled by plate heat exchanger(P.H.X) under pressurization. During cooling, it was investigated to the effect of the cooling heat flux and supercooling degree to continuous ice formation. At results, it was found that supercooling time increased as the pressure of the PHX increased under equal cooling temperature. Ice slurry was formed continuously from EG supercooling solution during more than 8 hours in the storage tank when the solution was supercooled by the PHX(brine inlet temperature of -5℃) to the range of 350 to 450kPa. That shows the feasibility of the PHX as a continuous ice formation device. After the freezing, the flowing supercooling degree of the EG solution was kept to constant in coincidence with the solution inlet temperature in the PHX. On the contrary, the cooling heat flux and the time of continuous ice formation decreased as the flowing supercooling degree of the EG solution decreased. However, it was proved that the larger flowing supercooling degree is favorable to make ice slurry in a confined time.

핀-타원관 열교환기를 적용한 팬코일 유닛의 무차원 성능계수 평가

윤재동 서울과학기술대학교 2017 국내박사

The purpose of this paper is to evaluate the non-dimensional performance coefficient for a fan coil unit with fin-oval tubes in a heat exchanger module. This study is to examine the effects of various factors such as the wind speed of the fan coil, the flow rate and temperature of the heating water on the heat exchange performance, pressure drop, and Colburn j-factor of the fan coil unit system. The fan coil unit is used for a centralized cooling-heating equipment in large scale complex buildings. It has been widely adopted in an air conditioning system which supplies with cold or hot water in the outer periphery of buildings. As the problem of power shortage becomes more prominent, it is necessary to develop devices with lower power and high efficiency. Therefore, in order to increase the energy efficiency of a building in which a large number of fan coil units are installed, it is most important to increase the efficiency of the fan coil unit itself. In this study, the performance of the fan coil unit with the fin-oval tube heat exchanger is compared with that with the previous fin-circular tube heat exchanger under the same conditions as the building environment. In addition, the performance evaluation and optimal operating conditions of the fin-oval tube heat exchanger are tested by introducing Colburn j-factor, which is a dimensionless heat transfer performance index. As a result, the average wind speed of the fan coil unit with fin-oval tubes is increased up to 19 ~ 50% by substituting it with fin-circular tubes. For the same fan motor power, the enhancements of the heat transfer rate of the fan coil unit with fin-oval tube are 64 ~ 150% for heating condition and 24 ~ 28% for cooling condition. The pressure drop of water flow in the fin-oval tube is almost similar at 8 lpm but 27% higher at 12 lpm than that in the fin-circular tube. From the experiments on the heat transfer performance of the fan coil unit with fin-oval tubes, it is shown that the amount of heat transfer increases with the wind speed. It also increases with the heating water temperature and the heating water flow rates. The influence of the heating water temperature is the greatest but the influence of the heating water flow is the smallest. However, as a non-dimensional index, the Colburn j-factor tends to decrease as the wind speed increases. In this study, the Colburn j-factor is the maximum at a wind speed of about 0.93 m/s. On the other hand, the Colburn j-factor proportionally increases as the heating water flow increases. In addition, there found some conditions where the Colburn j-factor becomes maximized. In this study, it is at the heating water temperature of 60 ℃ or 80 ℃. For a given wind speed, the Colburn j-factor is higher at the heating water temperature of 60 ℃ than at that of 70 ℃ even though the flow rate varies. This needs to be re-verified in future studies. In brief, the condition that has the greatest influence on the value of Colburn j-factor is the wind speed, and the condition with the least effect is the heating water temperature. Therefore, it was concluded that it is necessary to design the fan coil unit properly for the temperature condition and the wind speed condition. 본 논문은 팬코일 유닛의 코일형상을 핀-원형 코일이 아닌 핀-타원코일을 적용 시 핀- 원형관 코일과 핀- 타원관 코일의 성능을 비교하기 위하여 실시 하고자 하며, 팬코일의 풍속, 난방수의 유량, 난방수의 온도 등 각 변수에 따른 열교환 성능, 배관 내 유동의 압력강하, 각 변수에 따른 변수들이 Colburn j-factor에 미치는 영향에 대하여 검토하고자 한다. 팬코일 유닛은 대규모 복합 건물의 중앙집중식 냉,난방 기기로 건축물 외주부의 콜드드래프트 또는 복사열의 처리에 주로 이용되는 공조 장비로 중앙 공급식 냉난방 장치로 많이 사용되고 있다. 최근 전력난의 문제가 두드러지면서 저전력 고효율의 기기를 개발하는 것이 무엇보다 필요하다. 따라서 팬코일 유닛이 많이 설치되어있는 건물의 에너지 효율을 증가시키기 위해서는 팬코일 유닛 자체의 효율을 높이는 것이 무엇보다 중요하다. 본 연구에서는 건물 환경과 동일한 조건에서 기존의 핀-원형관 열교환기와 대비되는 핀-타원관 열교환기를 적용한 팬코일 유닛의 성능 비교실험을 진행하였다. 또한 무차원 열전달 성능 지표인 Colburn j-factor를 도입하여 핀-타원관 열교환기에 대한 성능평가 및 최적 운전 조건에 대한 실험을 수행하였다. 그 결과, 각각 핀-원형관와 핀-타원관 열교환기를 적용한 팬코일 유닛의 성능을 비교한 결과 핀-타원관 열교환기를 적용한 팬코일 유닛의 평균 풍속이 핀-원형관 열교환기를 적용한 팬코일 유닛에 비해 19~50 %정도 증가하였다. 또한 열전달 효율에서는 동일 팬 모터 동력에 대해 핀-원형관 열교환기가 사용된 팬코일 유닛이 난방의 경우 64~150 %, 냉방의 경우 24~28 %정도 더 높게 나타났다. 관내 유동 압력 강하는 난방수 유량 12 lpm 이하 에서는 핀-타원관이 약간 낮게 나타났고 12 lpm이상에서는 핀-타원관이 약간 높게 나타났다. 핀-타원관 열교환기의 최적 운전 조건에 대한 실험 결과, 팬코일 유닛의 열 전달량은 풍속이 증가할수록 증가하였다. 또한 팬코일 유닛의 열 전달량은 열교환기 내부로 들어가는 난방수 온도와 난방수 유량이 증가할수록 더 증가하지만, 난방수 온도가 가장 큰 영향을 미치며 난방수 유량의 영향이 가장 작다. 그러나 무차원 지표로서 Colburn j-factor는 풍속이 증가할수록 감소하는 경향을 보이며, 본 연구에서는 풍속이 약 0.93 m/s일 때 Colburn j-factor가 최대로 나타났다. 반면에 난방수 유량이 증가할수록 Colburn j-factor는 증가한다. 또한 Colburn j-factor의 값이 크게 나타나는 난방수 온도와 공기 풍속이 존재하며 본 연구에서는 60 ℃와 80 ℃일 때 크게 나타났다. 동일 풍속에서 난방수 온도별 유량변화에 따른 Colburn j-factor 에서는 70 ℃보다 60 ℃의 난방수에서 Colburn j- factor가 높게 나타났다. 이는 차후 연구에서 재검증할 필요가 있다. 연구 결과로는 Colburn j-factor의 값에 가장 큰 영향을 미치는 조건은 풍속이며, 가장 적은 영향을 미치는 조건은 난방수 온도이다. 이에 팬코일 유닛을 설계 시 풍속조건에 대한 적정한 선정이 필요하다는 결론을 얻었다.

단상유동 및 흐름비등 현상을 동반하는 용접형 판형열교환기의 열전달 및 압력강하 특성에 관한 실험적 연구

김만배 서울과학기술대학교 2015 국내석사

판형열교환기는 물결모양의 얇은 판을 적층시킨 후 판과 판 사이를 분리하고 고온/저온 유체를 교대로 흐르게 하여, 두 유체의 접촉 없이 열교환을 발생시키는 장치이다. 판형 열교환기의 설계는 판의 형상, 운영 조건, 냉매의 형태 등이 고려된다. 기존 연구는 주로 단상 유동에 대해서만 연구가 많이 이루어지고 있다. 그러나 냉장고, 에어컨 등 각종 냉각기에 활용되는 상변화 열전달에 관한 연구의 필요성이 높아지고 있다. 본 연구에서는 용접형 판형 열교환기의 열전달 성능 및 압력강하 특성을 알아보기 위해 판의 장수가 20장인 열교환기의 단상실험을 실시하였다. 저온 증류수의 유량은 0.3 – 0.6 kg/s 로 0.1 kg/s 간격으로 측정했고, 고온 증류수의 유량은 0.075 – 0.125 kg/s 로 0.01 kg/s 간격으로 측정했다. 측정된 결과를 바탕으로 Wilson Plot Method를 활용해 저온측의 대류열전달계수를 계산하였다. 실험의 정확성과 본 연구에서 활용된 열교환기의 특성을 파악하기 위해, 일반적인 형태의 20장 용접형 판형열교환기를 대조군으로 실험하고 그 결과를 본 연구결과와 비교했다. 실험 결과 용접형 판형열교환기는 낮은 Re 수영역에서도 난류발생이 활발하게 나타남을 확인할 수 있었다. 특히, 형상이 복잡한 열교환기는 일반적인 형태의 열교환기에 비해 더욱 뚜렷한 난류 발생을 확인했다. 단상유동 실험 결과를 바탕으로 상변화 열전달 실험을 수행했다. 실험 조건은 건도 0.2 – 0.6, 유량은 15 kg/s, 입구 증발 온도(압력)는 약 20(910 kPa)와 25(1044 kPa)이다. 실험결과, 압력강하는 냉매의 평균 건도 및 에 비례함을 확인하였고, 열전달 성능의 경우, 냉매의 평균건도에 비례하는 것을 확인했다. 기존 상관식과 비교결과, 열전달 성능은 유사한 패턴을 보였지만, 압력강하의 경우 그 값을 예측하지 못했다. A plate heat exchanger is a type of heat exchanger structured by integrating corrugated plates and it makes the hot and cold fluid flow alternately. The design of plate heat exchanger should include the consideration of plate patterns, operating conditions, working fluids, and others. In this study, a brazed plate heat exchanger with 20 plates is experimentally investigated to examine the heat transfer and pressure drop characteristics. The distinctive geometric character of this heat exchanger is a small hydraulic diameter. The heat transfer and pressure drop performance of the heat exchanger was tested under the flow condition of low temperature fluid mass flow rate from 0.3 to 0.6 kg/s, and high temperature fluid mass flow rate from 0.075 to 0.125 kg/s. The Nusselt number of the brazed plate heat exchanger was determine by the Wilson plot method. Another brazed plate heat exchanger with a typical chevron type and hydraulic diameter was tested and compared experimentally with the plate heat exchanger with smaller hydraulic diameter. The experimental data showed that the higher heat transfer and pressure drop, and stronger turbulent flow in the heat exchanger with smaller hydraulic diameter. Also, the heat transfer and pressure drop characteristics were measured under the flow boiling conditions with R22. The test conditions were the vapor quality from 0.2 to 0.6, mass flow rate of 10 and 15 g/s, saturation temperature of 20℃ and 25℃. Experimental data presented that the heat transfer coefficient and pressure drop was increased with the increase of average vapor quality and mass flow rate. The comparison of experimental data with the predicted values by related correlations showed that the heat transfer characteristics were predictable by several previous correlations. However, the pressure drop trend was different from the predictions due to the different test conditions and smaller hydraulic diameter of the examined plate heat exchanger.

지열원 열펌프식 열풍건조기의 지중 열교환기의 설계 및 경제성 분석에 관한 연구

양원석 서울과학기술대학교 2022 국내박사

The dryer consumes a lot of energy to remove moisture from the dry matter. A dryer has been widely used as a method of using an electric heater since a long time ago, and the cost increases due to high energy consumption. Therefore, the heat pump type dryer, which can save about 80% or more of energy compared to the electric heater type, is very helpful in reducing costs. In particular, as a heat pump type heat source, the geothermal heat source has the advantage of maintaining almost constant temperature throughout the year. Geothermal systems have been used in buildings for a long time. In fact, in public institutions, solar and geothermal sources account for about 96.6% of the amount invested in new and renewable energy facilities. On the other hand, it is difficult to find examples of applying a geothermal heat pump system to dryers that use a lot of energy, both at home and abroad. This is because the initial investment cost is high due to the installation of a geothermal heat exchanger to use a geothermal heat source. In addition, the companies that deal with agricultural products dryers are small, and companies try to provide products that are low-cost and simple to install to meet the needs of consumers. Therefore, it is difficult to find a product that uses a geothermal heat pump system, which has a high initial cost and is relatively difficult to install. However, it is the application of a geothermal heat pump system is meaningful if the energy saving effect is good depending on the characteristics of the dryer that consumes a lot of energy and the reduction of greenhouse gas by using a high-efficiency product is considered. Therefore, it is necessary to check whether the geothermal heat pump agricultural product dryer is economical in the long term. Therefore, in this study, an appropriate geothermal heat exchanger was designed according to the drying capacity using the GLD program, and a drying experiment was conducted by applying it to a small capacity geothermal heat pump dryer. And in order to know the proper boring length of the geothermal heat exchanger of the medium and large scale geothermal heat pump system, TRNSYS simulation modeled and performed the experimental results. In addition, we simulated an appropriate boring length for a geothermal heat exchanger of a medium or larger scale. And an economically advantageous method was proposed through the economic analysis of the small capacity (1 HP) and large capacity (20 HP) hot air dryer and the existing electric heater hot air dryer. The results are summarized as follows. 1. 1 HP geothermal heat pump hot air dryer cycle analysis result, when the set temperature of the dryer is 55℃ and 20% of air with an outdoor temperature of 26℃ is mixed, the air inside the drying room is 49.74℃, the COPc of the air is 1.74, and the COPh is 2.74. Although it was set to be about 5℃ higher than the set temperature for the drying test, it is judged that the set temperature for drying can be adjusted when the mixing of outside air is adjusted in actual drying. 2. Assuming that 50 kg of dried seaweed is dried once a day and once every two days for 20 years, the GLD simulation results show that the length of the borehole is 92.2 m and the length of the geothermal heat exchanger is 76.9 m, respectively. Compared to when drying was first started, the underground temperature after 20 years will drop by about 2°C when dried once a day and by about 1°C when dried twice a day. Since the underground heat exchanger is constructed based on the standard of 50 m, 100 m, and 150 m, it was judged that it is appropriate to design 50 m and 100 m in the drying test according to the simulation results. 3. In the drying experiment, when the underground heat exchanger length was 50 m, the drying time was about 14 hours, and when the length was 100 m, the drying time was about 13 hours. On the other hand, it was confirmed that the temperature difference of the circulating water in the geothermal heat exchanger was 1.55°C when the drilling length was 50 m and 2.09°C when the drilling length was 100 m, which was about 0.5°C. The longer the underground heat exchanger, the greater the temperature difference of the circulating water and the greater the heat capacity, so it is judged that the drying time will be faster. 4. As a result of the drying test, the average TEWT and TLWT were 17.27℃ and 15.72℃ for 50 m of drilling length, and 17.41℃ and 15.32℃ for 100 m of drilling length. The temperature difference before and after the start of drying was not significantly different. After about 5 hours of drying time, the TEWT and TLWT temperatures began to rise and fall repeatedly, and the temperature difference gradually decreased. It is judged that the on/off operation of the geothermal heat pump has proceeded because a significant amount of moisture in the dried sample was removed and the drying load was greatly reduced. 5. When the drying test results were modeled with TRNSYS simulation and the TEWT results were confirmed, the error was 0.12°C and there was no significant difference at 17.54°C compared to the 17.42°C measured in the experiment. Therefore, it was judged that there would be no large error when simulating the drying capacity of medium-scale or larger based on TRNSYS modeling. 6. As a result of simulating the length of the geothermal heat exchanger for a dry mass of mesoscale or larger, the boring length was 300 m when the dry mass was 300 kg, the boring length was 450 m when the dry mass was 500 kg, and the boring length was 750 m when the dry mass was 1,000 kg. The COP increased with the increase in the perforation length, but it was confirmed that the change in COP did not differ significantly by about 1% above a certain perforation length, and this was selected as the appropriate perforation length. As the dry mass increases, the drilling length becomes longer, but it is thought that the construction cost can be reduced as the increase rate of the boring length decreases. In particular, it was judged that it would be economically advantageous to apply a geothermal heat pump system to a large-capacity dryer. 7. As a result of applying the annual equal pay method of the electric heater hot air dryer and the geothermal heat pump hot air dryer with a capacity of 1 HP , the monthly repayment cost is that the electric heater is 79,766 won and the geothermal heat pump hot air dryer is 117,909 won. The the geothermal heat pump hot air dryer was 38,143 won(about 47.8%) more expensive. The monthly repayment cost of a geothermal heat pump hot air dryer is 94,815 won when receiving a subsidy for the renewable energy housing support project. Compared to the case without subsidy, 23,094 won (about 19.6%) decreased, and 15,049 won (about 18.9%) higher than that of the electric heater hot air dryer. It is judged that the electric heater dryer is economically more advantageous than the geothermal heat pump hot air dryer for the small capacity dryer of 1 HP. 8. As a result of applying the annual equal pay method of an electric heater hot air dryer with a capacity of 20 HP and a geothermal heat pump hot air dryer, the monthly repayment cost is 921,614 won for an electric heater hot air dryer. Compared to the geothermal heat pump hot air dryer 596,114 won, the electric heater hot air dryer showed 325,500 won (about 54.6%) more. The monthly repayment cost is 480,711 won when receiving a subsidy for a new and renewable energy housing support project for the installation of a geothermal heat exchanger for a geothermal heat pump hot air dryer. It was 115,403 won (about 19.4%) less than when no subsidy was received, and 440,903 won (about 47.8%) less than the electric heater hot air dryer. The 20 HP large-capacity dryer was found to be economically more advantageous to the geothermal heat pump hot air dryer compared to the electric heater hot air dryer. 건조기는 건조물의 수분 제거를 위해 많은 에너지가 소비된다. 건조기는 오랫동안 전기히터 방식으로 많이 사용해 왔는데, 많은 에너지 소비는 비용 증가에 원인이 된다. 따라서 전기히터 방식에 비해 약 80% 이상의 에너지 절약이 가능한 열펌프 방식의 건조기는 비용 절감에 매우 도움이 된다. 특히 열펌프 방식의 열원으로 지열원은 연중 온도가 거의 일정하게 유지되는 장점이 있다. 건축물에서는 오래 전부터 지열 시스템을 적용하고 있는데, 실제로 공공기관에서는 태양광과 지열원이 신재생에너지 설비에 투입금액의 약 96.6%를 차지한다. 반면 에너지 사용량이 많은 건조기에 지열원 열펌프 시스템을 적용하는 사례는 국내·외에서도 거의 찾아보기 힘들다. 이는 지열원을 이용하기 위한 지중열교환기의 설치작업으로 인해 초기투자비가 높기 때문이다. 게다가 농산물 건조기를 취급하는 업체들은 그 규모가 작은데다 기업에서는 소비자들의 요구에 맞도록 저렴한 비용 및 간단한 설치가 가능한 제품을 제공하려고 한다. 따라서 초기비용이 높고 설치가 비교적 어려운 지열원 열펌프 시스템을 적용한 제품은 찾아보기 힘들다. 하지만 에너지 소모가 많은 건조기의 특성에 따라 에너지 절감효과가 좋고, 고효율 제품을 사용하여 온실가스 감축을 고려한다면 지열원 열펌프 시스템의 적용은 의미가 있다고 판단하였다. 따라서 지열원 열펌프 농산물 건조기를 장기적으로 경제성이 있는지 확인해 볼 필요가 있다. 따라서 본 연구에서는 GLD 프로그램을 사용하여 건조 용량에 따라 적절한 지중열교환기를 설계하고 소용량 지열원 열펌프 건조기에 적용하여 건조실험을 하였다. 그리고 중규모 및 대규모의 지열원 열펌프 시스템의 지중열교환기의 적절한 천공 길이를 알기 위해 실험결과를 TRNSYS 시뮬레이션 모델링 및 수행하였다. 그리고 중규모 이상일 때 지중열교환기 적절한 천공 길이를 시뮬레이션 하고. 소용량(1 HP)과 대용량(20 HP) 열풍건조기와 기존 전기히터 열풍건조기의 경제성 분석을 통해 경제적으로 유리한 방식을 제안하였다. 그 결과를 요약하면 다음과 같다. 1. 1 HP 지열원 열펌프 열풍건조기 사이클 해석 결과 건조기 설정온도가 55℃이고 외기온도 26 ℃인 공기를 20% 혼합하였을 때, 건조실 내부의 공기는 49.74 ℃이며, 공기의 COPc는 1.74, COPh는 2.74로 나타났다. 건조실험 설정온도에 비해 약 5℃ 높게 설정되었으나 있으나 실제 건조에서 외기의 혼합을 조절 하였을 때 건조 설정온도를 맞출 수 있을 것으로 판단된다. 2. 건조시료 미역 50 kg을 20년 동안 1일 1회, 2일 1회 건조한다고 가정하였을 때 시추공 길이는 GLD 시뮬레이션 결과 지중열교환기 길이는 각각 92.2 m, 76.9 m으로 나타났다. 건조를 처음 시작하였을 때에 비해 20년 후 지중온도는 1일 1회 건조 시 약 2℃, 2일 1회 건조 시 약 1℃하락하여, 지중에서 열을 계속 취득하더라도 지중온도의 변화는 크지 않을 것으로 판단되었다. 지중열교환기는 50 m, 100 m, 150 m의 기준으로 시공하므로 시뮬레이션 결과에 따라 건조실험에서는 50 m와 100 m로 설계하는 것이 적절하다고 판단하였다. 3. 건조실험에서 지중열교환기 길이 50m일 때 건조시간은 약 14시간, 100 m일 때 약 13시간으로 100 m 천공 길이의 건조 종료시간이 약 1시간 빨랐다. 반면 지중열교환기 순환수 온도차는 천공 길이 50 m일 때 1.55℃, 천공 길이 100 m일 때 2.09℃로 약 0.5℃ 차이나는 것을 확인하였다. 지중열교환기 길이가 길수록 순환수 온도차가 크고, 열용량이 크기 때문에 건조시간이 더욱 빨라질 것으로 판단된다. 4. 건조실험 결과 평균 TEWT와 TLWT는 천공 길이 50 m는 각각 17.27℃, 15.72℃이고, 천공 길이 100 m는 17.41℃, 15.32℃로 건조시작 전과 후의 온도차는 크게 다르지 않았다, 천공 길이 50 m와 100 m 모두 건조 시간이 약 5시간 지났을 때 TEWT와 TLWT 온도의 상승과 하강이 반복되기 시작하였는데, 온도차는 점점 줄어들었다. 이는 건조시료의 수분이 상당량 제거되어 건조 부하가 크게 감소하였으므로 지열원 열펌프의 On/Off 작동이 진행되었다고 판단된다. 5. 건조실험 결과를 TRNSYS 시뮬레이션 모델링하여 TEWT를 결과를 확인하였을 때 17.54℃로 실험에서 측정된 17.42℃에 비해 오차는 0.12℃이며, 큰 차이가 나지 않음을 확인하였다. 따라서 TRNSYS 모델링을 바탕으로 중규모 이상의 건조용량을 시뮬레이션 할 경우 큰 오차가 없을 것으로 판단하였다. 6. 중규모 이상의 건조 질량 300 kg, 500 kg, 1,000 kg의 지중열교환기 길이를 시뮬레이션 한 결과 건조 질량 300 kg일 때 천공 길이는 300 m, 건조 질량 500 kg일 때 천공 길이 450 m, 건조 질량 1,000 kg일 때 천공 길이는 750 m로 나타났다. 천공 길이 증가에 따라 COP는 증가하였으나 일정한 천공 길이 이상에서는 COP의 증가폭이 1% 내외로 크게 다르지 않은 것을 확인하여 적절한 천공 길이로 선정하였다. 건조 질량이 커질수록 천공 길이는 길어지지만 천공 길이 상승률 하락하여 시공비 절감이 가능할 것으로 생각된다. 특히 대용량 건조기에 지열원 열펌프 시스템을 적용할 경우 경제적으로 유리할 것으로 판단되었다. 7. 1 HP 용량의 전기히터 열풍건조기와 지열원 열펌프 열풍건조기의 연간 균등 부담법을 적용한 결과 월 상환비용은 전기히터 열풍건조기 79,766원, 지열원 열펌프 열풍건조기 117,909원으로 지열원 열펌프 열풍건조기가 38,143(약 47.8%)원 많게 나타났다. 지열원 열펌프 열풍건조기의 지중열교환기 설치에 신재생에너지 주택 지원 사업 보조금을 받을 경우 월 상환비용은 94,815원으로 보조금을 받지 않았을 때에 비해 23,094원(약 19.6%) 적었으나 전기히터 열풍건조기에 비해 15,049원(약 18.9%) 많았다. 1 HP의 소용량 건조기에는 지열원 열펌프 열풍건조기에 비해 전기히터 건조기가 경제적으로 더 유리한 것으로 판단된다. 8. 20 HP 용량의 전기히터 열풍건조기와 지열원 열펌프 열풍건조기의 연간 균등 부담법을 적용한 결과 월 상환비용은 전기히터 열풍건조기 921,614원, 지열원 열펌프 열풍건조기 596,114원으로 전기히터 열풍건조기가 325,500원(약 54.6%) 많게 나타났다. 지열원 열펌프 열풍건조기의 지중열교환기 설치에 신재생에너지 주택 지원 사업 보조금을 받을 경우 월 상환비용은 480,711원으로 보조금을 받지 않았을 때에 비해 115,403원(약 19.4%) 적고, 전기히터 열풍건조기에 비해 440,903원(약 47.8%) 적었다. 20 HP의 대용량 건조기는 전기히터 열풍건조기에 비해 지열원 열펌프 열풍건조기가 월등하게 경제적으로 더 유리한 것으로 나타났는데 이는 전기히터 열풍건조기에 투입되는 에너지 소모가 월등하게 많기 때문으로 판단되었다.

판형 열교환기의 열전달 향상을 위한 딤플의 형상 및 배열에 대한 수치해석적 연구

김성준 동아대학교 대학원 2015 국내석사

최근 고도의 산업화가 가속화되면서 전자 및 기계장치들의 크기가 더욱 소형화되고 단위면적당 전열량이 매우 커지고 있는 실정이며 공간의 제약성에 따른 문제가 발생되면서 판형열교환기의 연구가 증가되고 있다. 판형 열교환기는 열전달율이 우수하고, 경량이며 효율적인 공간 사용과 간편한 유지 보수 그리고 안정적인 운전 조건의 장점을 가지고 있다. 판형열교환기의 열전달 성능을 높이는 방법으로 열교환기 관내 유동간섭물이 부착되는 방법이 있다. 유동간섭물은 유동을 교란시켜 유동왜곡과 2차 유동을 생성시키고 열경계층을 깨뜨리므로 국소적으로 또는 전체적으로 열전달을 향상시킨다.일반적인 유동간섭물로 딤플형이 있으며, 딤플의 형상 및 배열에 따라 다양한 성능과 압력강하 특성을 가지게 된다. 현재까지 많은 분야에서 딤플형 판형 열교환기에 대한 실험적으로나 수치해석적 방법으로 다양하게 연구되어왔다. 하지만 본 연구에서는 실험계획법을 이용하여 딤플형 판형열교환기의 설계주요인자를 설정하여 그에 따른 수치해석적 연구를 통해 딤플형 판형열교환기의 열전달 성능에 영향을 미치는 최적의 인자에 대하여 연구하였다. 본 연구에서는 판형열교환기 중 딤플형 판형열교환기의 형상 및 배열에 따른 입·출구 온도차(△T), 입·출구 압력강하 (△P), 내부 유체의 전열면적(A), 전열판 중심에서 딤플과 딤플사이의 열전달계수(h)에 대한 열전달 특성을 수치해석 상용프로그램인 ANSYS CFX V14.0을 사용하여 연구 결과를 고찰하였다. 연구결과, 실험계획법을 사용하여 27번의 실험을 9번의 실험으로 축소시킬 수 있었으며, 분산분석을 통해 본 연구의 열전달 특성에 유의한 인자를 확인 하였다. 또한 딤플의 종·횡거리와 딤플의 높이를 변화하여 해석한 결과, 종·횡 거리가 줄어들수록 전열면적이 증가하여 온도차가 증가하였고, 높이는 증가 할수록 전열면적이 증가하고 온도차가 증가하였다. 고온·저온 온도변화, 압력강하, 열전달계수는 딤플의 높이에 많은 영향을 받고 전열면적은 횡거리와 높이에 많은 영향을 받는다. 이를 통해 딤플의 열전달 특성은 종·횡거리 보다는 딤플의 높이에 영향을 많이 받는 것을 확인하였다. 본 연구에서 딤플형 판형 열 교환기의 설계시 딤플의 횡거리는 13mm 종거리 12mm 딤플의 높이 2.5mm를 가지는 전열판이 열전달 성능이 가장 우수하다. 주요어 : 판형열교환기(Plate Heat Exchanger), 딤플형(Dimple Type), 전열판(Heat plate), 형상(Shape), 배열(Arrangement), 압력강하(Pressure drop), 열전달계수(Heat transfer coefficient)

용접식 판형열교환기의 열전달 및 압력강하 특성에 관한 실험적 연구

정종윤 경희대학교 2010 국내석사

흡수식 시스템의 용액 열교환기는 주로 쉘앤튜브(Shell & Tube) 방식을 채택하고 있으나, 열교환 효용도가 그리 높지 않아 그 성능 향상에 한계가 있다. 또한 이를 보완하기 위해 튜브를 가공하는 경우, 제작비용에 비해 효율성이 그리 크지 않으며, 장시간 운전시 파울링 효과에 의해 성능이 저하됨으로써 효과적이지 못하다. 그러나 판형 열교환기의 경우 내부의 파울링 효과가 쉘앤튜브에 비해 대략 50~100배 이상 감소하므로 이에 따른 성능저하를 최소화 할 수 있으며 열교환 효용도 또한 월등히 앞서 냉동기의 성능향상과 재료비의 감소에 따른 원가 절감이 가능하다. 판형 열교환기에는 가스켓, 브레이징, 용접형 등이 있으며 이 중 개스킷타입의 경우 고 진공상에서 운전되는 흡수식시스템에는 적합하지 않으며 브레이징 타입과 용접형 타입이 흡수식 시스템에 적용이 가능하다. 하지만 브레이징 타입의 경우 좋은 열전달 성능을 갖는 반면 용량이 커질 경우 제작을 위한 로의 크기 또한 커져야 하므로 제작비의 상승에 대한 문제를 안고 있으며, 국내기업의 제작수준도 외국 유수기업에 비해 많이 미흡한 편이다. 따라서 본 연구에서는 이러한 문제점을 해결하고자 브레이징타입과 유사한 성능을 가지며 저가로 생산이 가능한 용접형 판형 열교환기 개발을 위해 90%이상의 효용도를 갖는 A사의 브레이징 타입과 국내 S 기업에서 제작한 쉐브론 엠보싱 판형열교환기, W형 판형열교환기의 성능을 비교하고, 최적의 성능을 갖는 열교환기 개발을 위해 3가지 제작법을 고안하여 실험을 수행하였다. 본 연구를 통해 브레이징 타입과 유사한 열교환 효용도를 갖는 열교환기는 W형 판형열교환기임을 알 수 있었으며, 효용도는 약 93%에 도달 하였다. 또한, W형 전열판을 적용하여 고온 및 저온 용액 열교환기를 제작하여 성능실험을 수행하고 열전달 및 압력강하 상관식을 도출하였으며, 유량이 증가할수록 열전달 성능이 증가하고, 마찰계수가 감소함을 알 수 있었다. Experimental study was carried out to examine the performance of welded type plate heat exchangers(PHE) for absorption application and to quantify the effects of the manufacturing method, the gap of each plate on the heat transfer coefficient and the pressure drop in the plate heat exchangers. Two different plate heat exchangers were developed and eight PHEs were tested for performance evaluation. In this study, the experiment is performed by the following four steps. The first step is to find a suitable type of plate. In this study, two different types are considered : the chevron embossed and the W pattern. The second step is to find an optimum manufacturing method for the welded type PHE. In this step, three different manufacturing methods are devised. The heat transfer and pressure drop characteristics of three different PHEs are tested. The third step is to examine the effect of the gap distance between the two plates on the performance of the PHEs. And the final step is to test the welded type high and low temperature solution heat exchanger(SHX). Also the correlation of Nusselt number and Fanning friction factor coefficient are developed. Each PHE is tested by controlling mass flow rate and inlet temperatures. The working fluid is water and the inlet temperature conditions are calculated by a fixed Prandtl number and the inlet flow rate is calculated by a fixed Reynolds number to compare the performance of each PHE. From the first step, it is found that the W type welded plate heat exchanger is more suitable than the chevron embossing type. It is also found that the Method - 3 is the best manufacturing method. From the third step, it is found that the effect of a smaller gap gives a better heat transfer performance. It is also found that the heat transfer and pressure drop performances increase linearly with increasing Reynolds number. Finally, the Nusselt number and Fanning friction factor correlations are developed of which error band is ± 10%. These results provide a guideline to apply the welded PHE for the solution heat exchanger of absorption system.

家庭用 히트 펌프용 蒸發器의 着霜條件 시 蒸發 熱傳達 性能

신성홍 성균관대학교 2007 국내석사

The use of air-source heat pump for the residential application has been steadily increased. It has an advantage of using affluent heat sources in surround atmosphere. However, when the air temperature in winter is below the freezing temperature of water, the porous frost layers on heat exchangers are produced. Under frosting condition, first, the frost layer has an effect on decrease of heat transfer, because the thermal performance of heat exchangers is decreased due to the thermal resistance of the frost layer and the decrease in air flow area. Second, the additional supply of fan power is required because the air side pressure drop is increased. Last, defrosting process causes the energy loss during the heating period. Recently, many studies concerning with frost phenomenon were performed. Therefore, present study also present design data for the residential heat pump application by performing the performance evaluation of the fin-and-tube heat exchanger(evaporator of heat pump) under frosting condition. The tube diameter of all fin-and-tube heat exchangers was 7mm. Key experimental parameters were fin types(plate, slit and louver fin), fin pitch(1.3, 1.4 and 1.5 mm) and row number(1 and 2) of heat exchanger and the face velocity of air(0.5, 1.0, 1.5 and 2.0m/s). The ethylene glycol-water mixture was used as a refrigerant. The experimental apparatus of present study is similar to that for experiment of dry and wet condition. But acrylic wind tunnel, CCD camera, Electric scale, Jig, Oven were additionally installed. Acrylic wind tunnel and CCD camera was installed to picture frost distribution of heat exchanger. Electric scale was used to measure frost accumulation of heat exchanger at the end stage of the experiment. Jig was used to fix the heat exchanger and prevent the leak of air. last, Oven was installed in the outside of experimental chamber and used to maintain fully dry surface of heat exchanger before performing the experiment. The test was done in a psychrometric calorimeter chamber for 40min. For flow characteristics, air side pressure drop and friction factor rate were presented with respect to the frosting time. first, as frost was accumulated, the air pressure drop of slit and louver fin-and-tube heat exchanger increased than that of plate fin-and-tube heat exchanger because the condensate or frost layer on slit bridged between adjacent fins and air flow area was decreased. Secondly, as fin pitch was increased, air pressure drop was decreased. This is because condensate or surface roughness of frost layers caused the whirl flow which produces the extra friction loss under wet or frosting condition. Thirdly, For heat exchanger with 1row, as air velocity decreased, air side pressure drop was increased. This phenomena also appeared in the frost accumulation, frost thickness and photographs of frost distribution. For heat exchanger with 2row, heat exchanger of 1.5m/s case showed the most highest air side pressure drop within the whole air velocity range. Last, friction factor was presented and compared with other friction factor correlations. For heat transfer characteristics, heat transfer rate of refrigerant was investigated. First, the heat transfer rate of slit and louver fin-and-tube heat exchanger decreased, as frost was accumulated. This is because as frost clung to slits or louvers, the enhancement of heat transfer of enhanced fin-and-tube heat exchange decreased due to the decrease of leading edge effect and mixing effect of air. Secondly, for air velocity 1.5m/s, heat exchanger with fin pitch 1.5mm showed the most effective heat transfer rate. From flow and heat transfer characteristics, EER(Energy Efficiency Ratio), EF(Enhancement Factor) and HGR(Heat Gain Ratio) was consider as a index to evaluate the performance of heat exchanger. 주위에 풍부한 공기열원을 이용하는 히트펌프는 에너지 효율, 작동, 안전 측면에서 다른 난방 장치에 비해서 많은 이점을 가지고 있지만, 겨울철 주위의 습공기가 히트펌프의 증발기를 지나감에 따라 습공기의 온도가 빙점이하로 떨어져 습공기 중의 수증기가 증발기 표면에 응축수를 형성하게 되며, 서리층은 열저항과 유동저항으로 작용하여 열전달 감소와 팬 소모동력 증가를 초래하게 되며, 서리층 제거를 위한 제상작업으로 인해 추가적인 에너지 소모가 발생시키게 된다. 이러한 이유에서 최근 착상에 관한 연구가 활발히 이루어지고 있으며, 본 연구에서도 착상 조건 하에서의 열교환기의 성능 평가를 통해 가정용 히트펌프의 기초 설계 데이터를 제시하고자 하였다. 착상 시 열교환기 성능 평가를 위하여 실제 히트펌프에 이용되는 관 관경이 7mm인 핀-관 열교환기가 연구에 이용되었다. 주요변수로는 핀 형상(플레이트 핀, 슬릿 핀, 루버 핀), 핀 피치(1.3, 1.4, 1.5mm), 열 수(1, 2열) 공기 유속(0.5, 1.0, 1.5, 2.0mm)이 고려되었으며, 냉매로서는 질량비 60%의 에틸렌글리콜 수용액을 이용하였다. 이외에 착상 실험을 위하여 추가적인 아크릴 풍동을 설치하였으며, 아크릴 풍동에 위치한 CCD 카메라를 이용하여 서리층을 분포를 촬영하였다. 그리고 전자저울을 이용하여 최종 착상량을 측정하고자 하였으며, 이를 열교환기 입, 출구에서의 절대습도차로 계산된 착상량과의 차이를 비교하였다. 그리고 착상 실험 이전 열교환기의 완전 건조 상태를 유지하기 위하여 열교환기를 약 35℃의 오븐에서 열교환기가 완전 건조되었음을 확인하였다. 본 연구에서의 착상 실험은 칼로리미터 챔버 내 공기 건/습구 온도 2/1℃ 조건에서 40분 동안 수행되었다. 본 연구에서의 착상 시 공기의 유동 특성은 공기 측 압력손실과 마찰계수로 나타내었으며, 아래와 같은 유동 특성을 나타내었다. 첫째, 착상이 증가함에 따라 루버나 슬릿에 형성된 응축수나 서리층의 의해 슬릿, 루버 핀-관 열교환기의 압력손실이 플레이트 핀-관 열교환기보다 크게 증가하였다. 둘째, 핀 피치가 작아질수록 압력손실이 증가하는 일반적인 경향을 나타내었으며, 이는 핀 피치가 작아질수록 열교환기 내의 응축수나 서리층의 거칠기에 의한 whirl flow 발생이 쉬워지기 때문이다. 셋째, 1열 열교환기는 착상이 진행됨에 따라 유속이 감소할수록 압력손실이 증가하는 경향을 나타내었으며, 이러한 경향은 착상량, 서리층 두께, 서리층 분포사진에서도 나타났다. 2열 열교환기의 경우에는 공기 유속 1.5m/s에서 가장 큰 압력손실을 나타내었다. 넷째, 착상 조건 시 마찰계수를 제시하였으며, 기존의 상관식과 비교하였다. 착상 시 열전달 특성의 경우, 첫째 착상 이 진행됨에 따라 슬릿과 루버에 의한 선단효과(leading edge effect)와 공기의 혼합효과(mixing effect)가 감소하여 플레이트, 슬릿, 루버 핀-관 열교환기의 열전달률이 유사해 지는 경향을 나타내게 된다. 둘째, 공기 유속이 1.5m/s일 때 동일 팬 소모동력 조건에서 유효 열전달률은 핀 피치 1.5mm 열교환기에서 가장 크게 나타났다. 이상의 착상 시 압력 손실과 열전달률로부터 착상 시 열교환기의 성능을 나타내는 지표로서 EER(Energy Efficiency Ratio), EF(Enhancement Factor), HGR(Heat Gain Ratio)을 제안하였다.

代替 冷媒를 利用한 마이크로채널 熱交換機의 性能 評價

소병열 성균관대학교 일반대학원 2013 국내석사

000년대 이후 지구온난화에 대한 관심과 규제가 높아지면서 Low GWP를 가진 새로운 냉매에 대한 관심이 급증하고 있다. 이러한 관심은 새로운 냉매의 개발과 기존 시스템의 대체냉매 사용으로 나타나고 있다. 대체냉매를 현제의 시스템에 적용을 하는 경우 기존냉매를 사용한 시스템과 비교하여 성능 면에서 유사하거나 우수한 특성을 보여야 한다. 가장 바람직한 형태는 기존의 냉매를 사용하던 시스템에 대체냉매를 그대로 사용하는 것이지만, 냉매의 물성치 차이로 인해 최적화가 필요한 실정이다. 이를 위하여 Low GWP를 가진 R-152를 사용하여 최적화된 열교환기를 개발하려고 하였다. 경제성과 열효율을 높이기 위해 기존 많이 사용되고 있는 핀-관 열교환기가 아닌 마이크로채널 열교환기를 사용하였으며 또한 마이크로채널 열교환기를 열펌프 조건에 적용하려 한다. 열펌프는 열의 흡수 및 방출이 동시에 일어나며 에어컨 또는 냉동기와 같은 기계장치와 동일한 냉동사이클로 구성된다. 마이크로 채널의 냉방 용량은 10.56kW 이고 증발부의 온도는 7℃, 응축부의 온도는 50℃로 선정하였다. 같은 냉방 용량을 가지고 있지만, 그 크기와 핀의 모양, 핀 피치, 채널의 모양과 개수 등을 다르게 하여 각각의 최적화된 열교환기를 설계하였으며, 또한 그 마이크로채널 열교환기의 크기는 같지만 핀의 모양, 핀 피치, 튜브피치, 채널의 모양과 개수 등을 서로 다르게 하여 최대의 용량을 가지는 열교환기를 설계, 비교 하였다. 이러한 열교환기의 설계를 위하여 기존에 사용되고 있는 열교환기의 제원들과 기존에 발표된 상관식들을 사용하였으며 각각의 최적화된 열교환기를 제작하여 CODE-TESTER를 사용하여 실험을 진행하였다. 기존에 사용되고 있는 R-134a 냉매와 그에 대체냉매인 R-152a 냉매를 실험을 진행하였고 두 냉매사이의 작동압력과 압력 강하 량을 비교하여 기존 시스템에 적용하기 위해 유량과 냉매의 사용량을 조절하여 실험을 진행하였다. 그 결과 R-152a 냉매를 사용한 열교환기가 R-134a냉매를 사용한 열교환기의 냉방용량보다 20% 그 성능이 증가됨을 알 수 있었다. 해석을 통해 대체냉매를 적용한 마이크로채널 열교환기의 성능 예측이 어느정도 가능 하며 추후 다른 대체냉매 적용 연구 시에도 방향성을 제시 할 수 있을 것으로 보인다.

의류건조기용 열교환기 성능 향상을 위하 열유동 분석에 관한 연구

이동엽 성균관대학교 일반대학원 2013 국내석사

최근 웰빙과 주거공간 효율화를 위해 의류건조기에 대한 관심이 높아지고 있다. 의류건조기의 장점은 따로 건조대가 필요 없어 공간적인 확보가 상대적으로 적은 점, 적은 시간과 노력으로 쉽게 의류를 건조 시킬 수 있다는 점 등 여러 가지가 있다. 그래서 응축식 의류건조기에서 중요한 역할을 하는 OSF(Offset Strip Fin) 열 교환기에 대하여 연구를 진행을 하였다. 열교환기를 효율성을 평가하는 기준으로는 제습율로 판단하며 또한 제습율에 관련된 열은 잠열이다. 따라서 잠열의 열유동 분석을 통해 열교환기의 성능향상에 영향을 끼치는 요인들을 찾아보고 효율적으로 연구방법을 제시한다. 본 연구에서는 잠열에 관하여 유동 변화, 유동 분석 실험과 함께 수치해석으로 현재의 열유동을 확인하고 Fin의 성능 향상에 관한 형상별 CFD 수치해석을 통해 개선방법을 제시하고 검증하여 의류건조기용 열교환기의 설계안을 제시해 열교환기의 성능에 맞는 제습율과 유동 선정에 대한 만족스러운 결과를 도출한다.

공조기용 열교환기 내에서 냉매의 압력강하로 인한 포화온도 변화가 열전달 성능에 미치는 영향

이효인 부산대학교 대학원 2018 국내석사

열교환기 내에서 냉매의 압력강하로 인한 포화온도 변화를 고려하지 않는 경우, 열교환을 하는 동안 냉매의 온도는 유지되는 것으로 계산된다. 그러나 실제 경우 냉매의 압력강하로 포화온도 강하가 발생하여 열전달 성능에 영향을 미친다. 본 연구는 열교환기 내에서 냉매의 압력강하로 인한 포화온도 변화가 열전달 성능에 미치는 영향을 이론모델로 분석하였다. 그리고, 냉매의 압력강하를 예측하기 위해 사용되는 2상압력강하 상관식의 오차가 열전달 성능 예측값에 미치는 영향을 분석하였다. 또한, 일반적인 공조기용 열교환기를 모사하여 해석하였으며, 해석 결과를 이론모델과 비교하여 이론모델을 검증하였다. 분석에 사용된 냉매는 에어컨과 냉장고에 사용되는 R134a, R410A, R600a, R32, R1234yf들이 고려되었다. R134a를 사용한 이론모델의 열전달 성능을 분석한 결과, 압력강하가 15 kPa 발생한 지점의 이상적인 경우 대비 열전달 성능은 응축조건에서 98.11%, 에어컨 증발조건에서 108.97%, 냉장고 증발조건에서 123.17%로 나타난다. 냉매에 따른 열전달 성능 비교결과, R600a가 가장 큰 성능변화를 나타내었으며, R32가 가장 작은 성능변화를 나타내었다. 2상압력강하 상관식의 오차가 열교환기의 열전달 성능 예측값에 미치는 영향을 R134a로 분석한 결과, 열전달 성능과 마찬가지로 열전달 성능 예측값은 증발조건에서 가장 크게 나타났다. 증발조건의 상관식 오차를 20%에서 10%로 개선한 경우, 1.89%의 오차가 개선되었다. 공조기용 열교환기를 모사하여 해석한 결과를 이론모델과 비교한 결과, 핀이 없는 열교환기의 경우 오차는 3.46%이며, 루버핀을 적용한 열교환기의 경우 오차는 15.76%로 나타난다. 열교환기의 공기 측 풍속에 따른 열전달 성능은 핀이 없는 열교환기의 경우에 영향이 미비하며, 루버핀을 적용한 경우에도 1.08% 변화하며 큰 영향을 미치지 않았다.