Current Issue

종래 연구의 상당수가 소형 장치를 대상으로 실험을 진행한 것에 반해, 본 연구에서는 R-134a 냉매를 사용하는 10 HP급의 스크롤 압축기(ZR125KC-TF7-522)를 사용하여 수액기를 포함한 중형급의 냉동장치에서의 성능 변화를 실험적으로 분석하였다. 냉각수의 온도 유지를 위한 항온시설의 용량과 증발기에서 열원의 용량을 줄이기 위해 증발기와 응축기에서 배출된 냉수 및 냉각수를 물탱크에서 혼합하여 다시 장치로 공급하는 방식으로 실험을 진행하였으며, 응축 열량 대비 부족한 증발 열량의 부분은 항온 칠러를 사용하여 물탱크의 수온을 일정하게 유지하였다. 냉수와 냉각수의 유량을 측정하기 위해 유량계를 설치하고, 각 주요 지점에서 온도와 압력을 측정하기 위해 열전대와 압력 센서가 설치되었다. Fig. 1에서는 장치의 구조도를 보여 주며, Fig. 2에서는 완성된 실험장치의 모습을 나타낸다.

Fig. 1 
Drawing of the experimental equipment

Fig. 2 
Manufactured Experimental equipment

불응축가스가 냉동장치에 미치는 영향을 분석하기 위해 앞서 언급한 Table 1에 나타난 양만큼의 질소 가스를 장치에 주입하여 장치운전을 실시하였다. Fig. 3은 불응축가스의 양에 따른 압축기 토출압력 및 온도의 변화를 나타낸다. 주입된 불응축가스의 양이 증가할 때, 시스템의 압축기 토출압력 및 온도가 유의미하게 상승하였다. 0%Vol 대비 10%Vol의 경우 토출압력이 6.09 bar에서 1.89 bar 상승하여 최종적으로 7.98 bar 수준으로 나타났고, 토출가스 온도는 53.05℃에서 8.14℃ 상승하여 최종적으로 61.19℃ 수준에 수렴하였다. 이는 불응축가스가 응축되지 않고 응축기에 잔류하며 응축기의 열교환 유효 면적이 감소하였고, 그에 따라 시스템의 고압 측이 상승한 것으로 분석된다.

Fig. 3 
Discharge pressure and temperature according to non-condensable gas amount

Fig. 4는 불응축가스의 양에 따른 응축온도 및 증발온도의 변화를 나타낸다. 고압 측 압력의 상승에 따라 응축온도도 또한 약 8.22℃ 상승하였다. 반면 증발온도는 비교적 일정하였는데, 이는 불응축가스가 고압부에 체류하여 저온부의 전열을 방해하지는 않기 때문으로 해석된다.

Fig. 4 
Condensation and evaporation temperature according to non-condensable gas amount

Fig. 5는 불응축가스의 유입에 따른 증발 열량 및 응축 열량을 나타낸다. 시스템의 고압 측이 상승하면서 압축기의 토출 온도가 상승함에 따라 압축기 토출 엔탈피가 증가하여 응축 열량은 5.24% 상승하였다. 증발 열량은 유의미한 차이가 발생하지 않았는데, 냉매의 질량 유량이 거의 일정한 것과 증발압력 및 과열도에 큰 변화가 없어 증발기 측 엔탈피 차에 큰 변화가 없었던 것이 원인으로 보인다.

Fig. 5 
Heat transfer rate of condensation and evaporation according to non-condensable gas amount

Fig. 6은 불응축가스의 양에 따른 압축기 동력 및 COP의 변화를 나타낸다. 압축기 동력은 불응축가스의 양이 증가함에 따라 함께 증가하는 경향을 보였다. 시스템의 저압 측에서 큰 차이가 없었으며, 과열도를 일정하게 유지하여 압축기의 흡입 엔탈피가 일정하게 유지되는 상태에서 압축기의 토출 온도가 상승하여 토출 엔탈피가 상승하여 압축기 측 엔탈피 차가 커져 압축기 동력이 증가한 것으로 보이며, 이에 따라 압축기 동력이 최대 약 15.5% 증가함을 보였다. 또한 앞서 확인한 것과 같이 증발 열량은 큰 차이가 발생하지 않았으며, 압축기 동력은 증가하였기 때문에 COP가 감소한 것을 확인할 수 있다. 결과적으로 불응축가스의 유입은 성능계수의 감소를 초래하며 압축기의 소요 동력을 증대시키는 부정적 영향을 발생시킴을 확인하였으며, 정략적인 정도로는 장치 내 불응축가스의 분압이 대기압의 약 66% 수준인 경우에 약 15.5%의 동력 증가와 10.7% 수준의 COP 저하 야기를 확인하였다.

Fig. 6 
Compressor work and COP according to non-condensable gas amount

Fig. 7은 오일의 양에 따른 압축기 토출압력 및 온도 변화를 나타낸다. 압축기 오일의 과다 주입에 따라 토출압력의 상승은 약 1.5% 내외로 무시할 수준이며, 원인을 따지자면 유분리기를 통과하여 응축기로 넘어가는 오일의 양의 증가에 따른 결과로 사료되나 전술한 바와 같이 그 정도가 미미하여 대체로 압축기 토출과 오일회수장치 사이의 순환으로 보여 진다. 반면, 오일의 초과 주입에 따라 스크롤에서 냉매가스와 함께 토출되는 오일의 양이 증가하여 토출가스냉각 정도는 개선되어 압축기 토출온도가 약 5.45℃ 가량 감소됨을 확인하였다. 이러한 경향은 종래의 연구에서도 동일하게 나타난 바 있다.¹⁰⁾

Fig. 7 
Compressor discharge pressure and temperature according to oil ratio

Fig. 8은 오일의 양에 따른 응축온도 및 과냉각도의 변화를 나타낸다. 응축기 출구에서의 냉매온도 저하는 앞선 압축기 토출가스 온도의 저하로 인한 연속적인 영향으로 보이며, 이로 인해 팽창 후의 액체-기체 상태 냉매의 건도가 변화하게 된다. 과냉각도의 증가에 따른 플래시가스의 감소는 냉동효과[kJ/kg]의 증대로 이어질 수 있으나, 냉매 유량의 변화 여부에 따라 냉동능력[kW]은 상승할 수도 오히려 저하될 수도 있다.

Fig. 8 
Subcooling degree and condenser outlet temperature according to oil ratio

Fig. 9는 오일의 양에 따른 냉매유량과 증발열량의 변화를 나타낸다. 냉동기유의 과주입에 따라 스크롤을 통해 냉매가스와 함께 흡입되는 오일의 양이 늘어났으며, 이는 Fig. 10에 나타난 오일 회수관에 설치된 사이트글라스를 통해 확인할 수 있다. 스크롤의 일부 체적을 냉동기유가 차지함에 따라 냉매가스의 흡입량은 오일의 초과 주입에 따라 상대적으로 감소하였을 것으로 분석되며, 이것의 영향과 과냉각도의 증대에 의해 발생하는 냉동효과의 영향을 모두 반영한 결과인 냉각 능력은 감소하는 결과를 보였다.

Fig. 9 
Refrigerant mass flow rate and evaporation capacity according to oil ratio

Fig. 10 
Sight glass installed at the oil return side of compressor (top: at standard ratio, bottom: at over charging ratio)

Fig. 11은 오일의 양에 따른 냉각 능력당 압축일량 및 COP의 변화를 나타낸다. 앞선 결과로부터 증발온도는 변하지 않은 상태에서 압축기의 토출온도가 감소하여 토출 엔탈피가 감소하였기에 압축기 입출구의 엔탈피 차가 감소하여 압축일량이 감소한 것으로 볼 수 있으나, 지금과 같이 압축기에 의해 토출되는 오일의 양이 대단히 많은 경우에는 냉매의 질량 유량과 압축기 입구 및 출구 측 냉매의 엔탈피 차이만으로 압축기 동력을 산출하는 것이 부정확하다. 토출가스의 온도 감소는 오일의 흡열량 증가가 원인이며, 오일의 흡열량 증가는 압축기 흡입측의 오일 온도 대비 압축기 토출 측의 오일 온도의 상승을 의미한다. 여기서, 온도의 상승은 현열 변화만을 포함한 오일의 경우 엔탈피의 상승으로 볼 수 있다. 즉 적정 오일 충전량인 경우 대비 오일량을 늘렸을 때 토출가스 온도가 감소하는 만큼의 열량은 오일이 흡열한다는 점을 감안하여야 한다. 실제로 Ramaraj¹⁰⁾ 등의 연구결과에서도 압축기의 Isentropic power를 계산 시, 오일의 질량 유량과 냉매의 질량유량을 모두 고려해야 한다고 밝혀진 바 있다. 따라서 본 연구에서는 냉매의 엔탈피 증가에 의한 소요 에너지와 오일의 엔탈피 증가에 소요되는 에너지의 합은 오일의 양과 관계없이 일정하다는 가정 수립하여 관련 결과를 산출하였다. 결과적으로 냉동능력당 압축일량은 증가하는 경향을 보였고, COP는 감소하는 결과를 나타냈다.

Fig. 11 
Compressor power per RT and COP according to oil ratio

앞선 결과에서 냉동장치의 장기적인 운전에서 발생할 수 있는 불응축가스 및 초과 오일에 의한 시스템의 영향을 실험적으로 분석하였다. 이렇게 오염된 냉매는 적절하게 회수 및 정제 과정을 거치며 성능저하를 방지할 수 있다. 본 절에서는 회수 및 정제과정을 거친 재생 냉매를 실험장치에 충전하여 신품 냉매와의 성능 비교를 통해 재생 냉매의 사용에 따른 장치의 성능 회복 여부를 실험적으로 규명하고자 한다. Table 3은 KS I 3004에 근거한 재생 냉매와 신품 냉매의 주요 성분 비교를 정리하여 나타낸다.

Fig. 12에는 재생 냉매와 신품 냉매의 압축기 토출압력 및 온도를 비교한다. 실험 결과, 재생 냉매는 성능에 있어 신품 냉매와 큰 차이가 발생하지 않았다. 재생 과정에서 대부분의 오염 물질이 제거되어 장치에 영향을 주지 않을 수준이 된 것으로 보인다. 토출압력은 0.61 kPa, 토출 온도는 0.08℃의 차이가 발생하여 유의미한 차이가 없는 것으로 보인다.

Fig. 12 
Comparison of discharge temperature and pressure of new and recycled refrigerant

Fig. 13 그리고 Fig. 14는 재생 냉매와 신품 냉매의 응축 열량 및 증발 열량 그리고 압축기 소요 동력과 성능계수의 비교를 나타낸다. 응축 열량에서는 0.13 kW, 증발 열량에서 0.03 kW의 차이가 발생하여 약 1% 미만으로 실험 오차 미만 수준의 차이를 보였다. 압축기 동력과 COP 또한 0.005 kW, 0.002의 차이를 각각 보이며, 신품 냉매와 재생 냉매를 사용하였을 때 성능의 차이가 발생하지 않음을 실험적으로 확인할 수 있었다.

Fig. 13 
Comparison of condensation and evaporation heat transfer rate of new and recycled refrigerant

Fig. 14 
Comparison of compressor work and COP of new and recycled refrigerant

앞선 실험을 통해 불응축가스에 의한 오염 정도가 0~10Vol%인 경우 및 오일의 과다 주입에 의한 오일 비율이 16~28%로 변화함에 따라 냉동기의 성능이 저하됨을 실험을 통해 확인하였다. 이에 본 절에서는 실험을 통해 얻은 냉동장치의 오염 발생에 따른 COP 변화 정보를 토대로 재생 냉매의 사용에 따른 경제성을 분석하고자 한다.

분석을 위한 가정에서, 냉동기는 1일 12시간 가동하며 365일 가동하는 것을 가정하였고, 1 kWh당 전기요금은 130원으로 산정하였다(고압B, 선택∥, 중간부하, 계절은 평균값을 사용).

경제성 분석을 위해서는 냉동능력에 따른 냉매의 주입량이 필요한데, 이는 Fig. 15에 나타나 있는 L사 스크류 냉동기(만액 및 건식) 냉동기의 용량별 냉매충전량 정보에 근거하여 냉각능력 kW당 0.25 kg 충전하는 것을 가정하였다.

Fig. 15 
Refrigerant charge amount per cooling capacity

한편, 오염된 냉매를 회수하여 정제하고 재주입하는 과정에서 냉매 질량당 비용(원/kg)이 투입되는데, 이는 Table 4에 정리되어 있다.

Fig. 16과 Fig. 17은 각각 불응축가스와 초과 오일에 의해 오염된 냉동장치의 재생 냉매 사용에 대한 경제성 분석 결과를 나타낸다. 즉 냉매의 회수 및 정제 그리고 재주입 비용이 발생하는 것을 투입비용으로, 그리고 냉동기의 오염에 따라 발생하는 냉동기 효율의 저하를 방지하여 운전에너지 절감을 도모하는 것을 회수비용으로 한다. 오염의 정도에 따라 다르나 전체적으로 수개월 수준에서 회수기간이 계산됨을 확인할 수 있다.

Fig. 16 
Payback period by use of recycle refrigerant (by non-condensable gas)

Fig. 17 
Payback period by use of recycle refrigerant (by excess oil)

재생 냉매의 사용으로 인해 얻어지는 긍정적 요인은 크게 두 가지로서. 하나는 신규 냉매를 소비하지 않음으로 인해 발생하는 온실가스 배출 저감, 그리고 다른 하나는 오염 냉매 회수 및 정제 사용에 따라 소요동력 낭비를 줄여 얻어지는 온실가스 배출 저감으로 구분할 수 있다. 후자의 경우 연간 소비되는 에너지량에 비례하여 발생하므로 연간 배출 저감량 분석이 필요하며, 전자의 경우 냉매회수 및 정제 1회당 발생하는 저감량의 개념으로 다소 차이가 있다. 본 절에서는 실험을 통해 얻은 냉동장치의 오염 발생에 따른 COP 변화 정보를 토대로 재생 냉매의 사용에 따른 환경성을 분석하였다. 참고로, 냉동기 가동시간 및 냉동능력당 냉매충전량은 모두 앞선 경제성 분석과 동일하게 적용하였고, 전력 1 kWh당 발생하는 이산화탄소 환산량은 국내 발전 에너지원의 비율을 고려하여 0.129 kgCO₂eq/kWh로 계산하였다(Table 5).

Fig. 17과 Fig. 18은 각각 불응축가스와 초과 오일에 의해 오염된 냉동장치의 재생 냉매 사용에 대한 환경성 분석 결과를 나타낸다. 여기서 나타난 연간 절감량은 냉동기의 오염에 따라 발생하는 냉동기 효율의 저하를 방지하여 운전에너지 절감에서 기인한 것이며. 냉매충전량과 GWP를 고려한 냉매 신규 소비의 억제로부터 발생하는 환경적 이익은 1,256 kgCO₂eq/RT로 계산된다.

Fig. 18 
Annual CO₂eq reduction by use of recycle refrigerant (contamination by non-condensable gas)

Fig. 19 
Annual CO₂eq reduction by use of recycle refrigerant (contamination by excess oil)