원수 열원 히트펌프 시스템의 활용

(1)

집중기획

이 동 근 수석연구원 [email protected] 조 용 한국수자원공사 K-water연구원 선임연구원

서 론

상수도 원수는 댐 및 하천 등으로부터 취수하여 정수장으로 이송 되는, 정수처리를 하지 않은 물로서 최근 열원으로써 활용이 점차 확대 되고 있다. 특히 광역 상수도 원수는 열수요처가 많은 도심지 지중으로 이송되고 있으며, 특히 수도권 광역상수도는 서울특별시, 인천광역시, 수원시, 의정부시, 오산시, 평택시 등 수도권 일원에 8,285천 m³/일을 공급할 수 있는 시설용량을 갖추고 있다.

지하수를 활용하는 수열원 히트펌프 시스템에 대한 연구는 많은 연구가 진행되어 왔으며^(1,2), 지하수와 공기열원의 하이브리드 시스템 에 대한 연구도 진행된 바 있다⁽³⁾.

원수를 활용하는 히트펌프 시스템에 대한 연구는 상대적으로 많 지 않으나, 실증 실험과 시뮬레이션을 수행하는 연구가 수행된 바 있다

(4,5).

본 연구에서는 대청댐 원수를 이용하는 물-공기 방식의 히트펌프 시스템의 성능특성을 조사하기 위하여, 청주정수장 내에서 24시간 운 영하는 충청통합운영센터에 원수열원 히트펌프 시스템을 구축하여 실 증하였다.

원수열원 냉난방시스템

청주정수장 내 24시간 운영되고 있는 충청통합운영센터는 그림 1 과 같이 원수를 열원으로 하는 냉난방설비가 구축되었으며, 시스템 개

원수 열원 히트펌프 시스템의 활용

대청댐 원수를 이용하는 물-공기 방식의 히트펌프

시스템의 성능 조사를 위한 원수열원 히트펌프 시스

템의 구축 및 실증을 소개하고자 한다.

(2)

집 중

집중기획기 획

략도를 그림 2에 나타내었다. 대청댐에서 들어 오는 원수에는 탁수가 유입될 수 있어 2차 냉각 수로 20%의 에틸렌글리콜 수용액을 사용하고, 130,000 kcal/h 용량의 판형 열교환기를 설치하 였다. 히트펌프는 R410 냉매를 사용하는 물-공 기 방식의 15 RT급 히트펌프 2대를 설치하였으 며, 각 히트펌프는 정속형과 디지털형 스크롤 압 축기 3대로 구성되어 있다.

15 RT급 히트펌프의 냉방 및 난방 능력은 각 각 58.0 kW와 65.2 kW이며, 대당 필요 유량은 190 l/min이다. 원수는 관경 75 mm 파이프로 공 급되도록 구축하여, 유속 1.43 m/s 기준 380 l/

min만큼 공급 가능하므로 히트펌프 2대에 충분 한 열원 공급이 가능하게 되어 있다.

성능계수 산정 방법

히트펌프 단일 유닛의 성능계수(COP)는 식 (1)과 같이 히트펌프의 소비전력 대비 히트펌프 의 냉난방능력의 비로 정의된다.

COP

^Unit

=

히트펌프의 냉난방능력

= Q W

^hp

히트펌프의 소비전력 (1)

여기서

W

^hp는 히트펌프의 소비전력이고,

Q는 히

트펌프가 실내에 공급하는 냉난방능력이다.

KS C 9306 : 2007에서는 냉난방능력을 측정

[그림 1] 물-공기 방식 원수열원 히트펌프 시스템

[그림 2] 시스템 개략도 열교환기

원수 배관

히트펌프

2차 냉각수 배관

(3)

하는 방법을 직접법과 간접법으로 나누고 있으 며, 간접법은 공기 엔탈피법, 물측 열량계법, 냉매 유량계법, 교정 압축기법으로 구분하고 있다. 충 청통합운영센터에 설치된 상수도원수 온도차 냉 난방시스템은 수랭식 히트펌프의 일종이므로 히 트펌프 열원측 입출구 유량과 온도차 및 히트펌 프의 소비전력을 측정하여 냉난방능력을 측정할 수 있다.

냉방능력(

Q

^c)과 난방능력(

Q

^h)의 산출식은 각각 식 (2)와 (3)으로 나타내었다.

Q

^c

= cm∆T−W

hp

= cρq∆T−W

hp

= Kq∆T−W

hp

·

(2)

Q

^h

= cm∆T+W

hp

= cρq∆T+W

hp

= Kq∆T+W

hp

·

(3)

여기서

c는 비열, m

^· 은 질량유량, ρ는 밀도, q^· 은 부피유량,

∆T는 열원수의 온도차, K(=cρ)는 비열

과 밀도의 곱으로서 단위 부피당 온도 1℃를 높이 는데 필요한 열에너지(volumetric specific heat) 를 나타낸다.

충청통합운영센터는 브라인으로 20% 농도의 에틸렌글리콜 수용액(EG 20%)을 사용하고 있으 므로 EG 20%의 물성치를 조사하였다. 에틸렌글 리콜 수용액의 밀도와 비열은 ASHRAE 핸드북에 서 찾을 수 있다.

브라인의 비열과 밀도는 온도에 따라 변화하 게 되어 이를 온도에 따라 모두 반영하기에는 식 이 상당히 복잡하게 된다. 따라서 주로 사용되 는 온도범위에서의

K값을 구하여 상수로 사용

하였다. 표 1은 주 사용 온도범위에서의 20% 에 틸렌글리콜의

K값을 나타내고 있으며, 평균값인

3,920 kJ/(m³·K)을 사용하게 되었다.

따라서 히트펌프 단일 유닛의 냉방과 난방시 성능계수는 식 (4)와 (5)로 나타낼 수 있다.

COP

^unit,c

= Q W

hp^c

= Kq∆T−W W

hp ^hp

= Kq∆T − 1 W

hp

·

(4)

COP

^unit,h

= Q W

hp^p

= Kq∆T+W W

hp ^hp

= Kq∆T + 1 W

hp

·

(5)

공기열원 히트펌프는 공기 공급을 위해 소비 전력이 적은 팬을 가동하는 반면, 수열원 히트펌 프는 소비전력이 큰 펌프를 가동해야 되어 히트 펌프 시스템을 가동하는데 소요되는 소비전력이 증가하게 된다.

식 (4)와 (5)에 나타낸 히트펌프 유닛 성능계 수는 분모가 히트펌프 자체의 소비전력이지만, 온도차 냉난방시스템 전체의 성능을 나타내는 히트펌프 시스템 성능계수는 분모가 식 (6)에 나 타낸 시스템 전체의 소비전력(W^sys)으로 바뀌게 된다.

<표 1> 온도에 따른 20% 에틸렌글리콜의 K값 T

(℃) cp

(kJ/(kg·K)) ρ

(kg/m³) K (kJ/(m³·K)) -5 3.757 1,036.85 3,895.4

0 3.769 1,035.67 3,903.4 5 3.780 1,034.36 3,909.9 10 3.792 1,032.94 3,916.9 15 3.803 1,031.39 3,922.4 20 3.825 1,029.72 3,938.7 25 3.826 1,027.93 3,932.9 30 3.838 1,026.02 3,937.9 평 균 3,919.7

(4)

W

^sys

= W

^hp

+W

^pump1

+W

^pump2

+W

indoor units (6)

여기서

W

^hp는 히트펌프의 소비전력,

W

^pump1과

W

^pump2는 각각 순환펌프와 인입펌프의 소비전력,

W

indoor units은 실내기들의 소비전력이다.

따라서 냉방시와 난방시 온도차 냉난방시스 템의 성능계수를 구하는 식은 식 (7) 과 (8)로 나 타내어진다.

COP

^sys,c

= Q

^c

= Kq∆T−W

^hp

W

^sys

W

^sys

·

(7)

COP

^sys,h

= Q

^h

= Kq∆T+W

^hp

W

^sys

W

^sys

·

(8)

성능분석장치

히트펌프 열원수의 열량을 측정하기 위하여 그림 2에 나타낸 바와 같이 온도센서와 유량계를 설치하였다. 또한, 소비전력을 측정하기 위한 전 력량계와 계측된 값을 저장하고 시스템을 제어할 수 있는 제어반을 설치하였다.

온도센서는 PT 100Ω 타입의 RTD(Resistance Temperature Detector)센서로서 백금소자의 저 항값을 검출하여 온도값으로 환산하는 방식의 센 서이다. PT 100Ω 온도센서는 온도변화에 따라 저항값이 변하게 되며, 기준온도 0℃에서 100Ω

이고 1℃ 온도 변화에 따라 약 3.91Ω씩 변화를 한다.

유량계는 전자유량계를 설치하였고, 전력량 계는 전자식 디지털 전력량계를 설치하였다. 표 2는 성능분석을 위해 설치한 계측기기들의 설치 위치, 수량 그리고 개략적인 제원을 정리하여 나 타내고 있다.

설치된 계측기기들은 단일 제품으로 검증을 거친 후 설치를 하였으나, 성능분석 결과에 가장 민감한 온도센서의 경우 시스템에 설치한 후에 다시 한번 검증을 수행하였다.

RTD calibrator를 이용하여 배관에 설치된 온 도 센서의 저항을 측정하였다. 저항 온도계의 배 선은 3도 선식으로 되어 있어 저항을 연결하는 배 선의 저항을 제외하고 측정할 수 있는 방식이다.

측정 시 배관 내 정확한 수온을 확인할 수는 없었 으나 전자온도계로 측정한 수온 대비 타당한 저 항값을 보여주었다. 4개의 온도센서를 모두 검증 한 후, PT-100 simulator와 RTD calibrator를 이 용하여 제어반 내 신호변환기도 점검하였다.

마지막으로 4개 온도센서의 검증 테스트를 수 행하기 위하여 히트펌프의 가동을 멈추고 원수와 순환수 펌프만 작동하였다. 이론적으로 히트펌프 에서 열을 주고받지 않게 되므로 장시간 운전 시 결국 원수와 순환수 온도는 동일하게 되므로 이 를 확인하고자 하였다.

<표 2> 계측기기의 설치 위치, 수량 및 기본제원

계측기기 설치위치 설치수량 제원

온도센서 원수 (입출구)

브라인 (입출구)

2

2 PT-100

유량계 원수

브라인

1 1

Insertion Electromagnetic Type

전력량계 히트펌프 제어 시스템 1 Digital type

(error under ±1.0%)

집 중

집중기획기 획

(5)

약 20분 동안 히트펌프 가동을 멈춘 채 원수 와 순환수 펌프만 가동하였을 때, 원수와 브라인 의 각 입출구에 설치된 온도는 24.5±0.1℃의 값 을 나타냈으며, 장시간 운영 시에도 더 이상의 변 화는 나타나지 않아 오차범위 0.1℃ 내에서 나타 내는 것을 확인하였다.

성능분석 결과

2010년 6월 14일부터 8월 31일까지 하절기 냉방운전성능을 분석하였다. 이 기간 중 7월 22 일부터 8월 6일까지는 계측기의 신호를 수집하 는 제어반의 통신시스템에 문제가 있어 성능 분 석기간에서 제외하였으며, 8월 25일부터 29일까 지 5일간은 원수 공급 펌프에 문제가 있었기에 성 능 분석기간에서 제외하였다.

그림 3은 냉방운전기간 동안 청주의 대기 온 도와 원수 수온을 비교하여 나타내었다. 원수 의 온도는 6월 15일 18.4℃에서부터 8월 9일 24.31℃까지 증가하였다가, 이후 비가 많이 와서 수온이 변동하기도 하였으나 점차 감소하였다.

대기 온도는 6월부터 꾸준히 상승하여 8월 초에 가장 높고 8월 이후 점차 감소하고 있는 패턴은 원수 수온과 일치하지만, 온도 변화의 폭이 크게 나타났다. 냉방기간 동안 최저온도는 6월이 아닌 7월 11일 22.9℃로 나타났으며, 최고온도는 원수 최고수온이 발생일과 동일한 8월 9일 30.4℃를 나타내었다. 월별 평균온도는 원수와 대기 온도 모두 6월에 가장 낮고 8월에 가장 높았으며, 원수 수온은 대기 온도보다 6월에 4.5℃, 7월과 8월에 는 4.7℃만큼씩 낮아 원수 온도차 냉방시스템의 효율을 높일 수 있는 좋은 조건임이 확인되었다.

냉방기간 동안 성능계수의 변화 양상을 살펴 보기 위하여 일별 유닛 및 시스템 성능계수를 그 림 4에 나타내었다. 6월 14일부터 7월 22일까지 의 냉방 초기에는 성능계수가 꾸준히 상승하고, 냉방 후기인 8월에는 성능계수가 감소하는 패턴 을 나타내고 있다. 또한, 냉방 초기에는 냉방 부하 가 작아 히트펌프 소비전력이 적었기 때문에 상 대적으로 순환수 펌프의 소비전력이 큰 영향을 미쳐 유닛 성능계수와 시스템 성능계수의 차이가 크게 나타나고 있으나, 냉방 후기에는 히트펌프

[그림 3] 하절기 원수 수온과 대기 온도의 비교 [그림 4] 일별 유닛 및 시스템 성능계수

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소비전력이 크게 증가하여 두 성능계수의 차이가 줄어들었다.

표 3은 냉방기간 동안 원수 열원의 평균 수온, 히트펌프 가동 부하율, 유닛 및 시스템 성능계수 를 산정하여 나타내고 있다. 하절기 냉방기간동 안 유입된 원수는 그림 3에 나타낸 바와 같이 온 도가 변화하였으며, 평균 온도는 21.8℃로 산정 되었다. 히트펌프의 가동 부하율의 경우 6월 14 일부터 7월 22일까지의 냉방 초기에는 평균 부하 율이 32%였으나, 냉방 후기인 8월에는 평균 부하 율이 52.6%로 나타났으며, 냉방기간 동안의 평균 은 39.2%로 나타났다. 한편, 오후 시간에는 순간 부하율이 100%로 나타났으며, 24시간 가동 시 일평균 최대 부하 비율은 77%로 나타났다. 또한, 그림 4에 나타낸 유닛과 시스템 냉방 성능계수의

평균값은 각각 7.25와 6.13으로 나타났다.

성능계수의 변화 특성

원수유입온도가 냉방성능계수에 미치는 영향 을 조사하기 위하여 일별로 원수 유입온도에 따 른 냉방성능계수를 그림 5에 나타내었다. 원수 수 온이 증가하게 되면 히트펌프 냉방조건이 좋지 않게 되므로 성능계수가 일반적으로 감소하는 패 턴을 나타내지만 그림 5의 결과는 이러한 패턴을 나타내지 않고 있다.

그림 6은 원수 수온을 1℃ 간격으로 평균 냉방 성능계수를 계산하여 나타내고 있다. 유닛 성능 계수의 경우 수온 증가에 따라 조금 감소하는 패 턴을 나타내지만, 시스템 성능계수의 경우 오히 려 증가하는 패턴을 보이고 있다.

또한, 그림 3과 4의 결과에서도 냉방 초기 수 온이 상승함에 따라 성능계수가 상승하고 있는 것을 확인할 수 있다.

계절적 변화 특성으로 인해 물-공기 히트펌 프시스템의 경우 냉방기간 동안 원수온도는 성능

[그림 5] 원수 유입온도에 따른 냉방성능계수 [그림 6] 원수 수온에 따른 평균 냉방성능계수

<표 3> 냉방기간 원수 수온 및 산정된 히트펌프 성능계수

냉방기간 원수 수온

(℃)

가동 부하율

(%) COPunit COPsys 07. 14 ~ 08. 31 21.8 39.2 39.2 6.13

집 중

집중기획기 획

(7)

계수에 크게 영향을 미치지 않고 있다. 이는 성능 계수에 원수 수온보다 다른 운전 조건의 영향이 크게 작용하기 때문으로 판단된다.

한편, 히트펌프 부하율에 따른 성능계수의 영 향을 조사하고자 냉방기간별 부하율에 따른 성능 계수 변화특성을 그림 7에 나타내었다. 충청통합 운영센터는 24시간 냉방이 되고 있고 낮시간에 는 부하율이 높더라도 저녁과 새벽시간에는 부하 율이 낮아 대부분 일 평균 부하율이 60% 이하의 조건에서 운전되었다. 히트펌프 부하율이 40%를 기준으로 성능계수가 증가하다 감소하는 특성이 나타나 부하율 10% 간격으로 평균 성능계수를 계산하여 그림 8에 나타내었다.

부하율이 20% 이상이고 40% 이하인 경우에 는 냉방부하 증가에 따라 성능계수가 증가하는 경향을 보이는 반면, 부하 비율 40% 이상 60% 이 하에서는 조금씩 감소하는 경향을 나타내고 있 다. 유닛 성능계수의 경우 40% 이하 부하율에서 성능계수 증가폭은 적지만, 40% 이상에서 성능 계수 감소폭은 크게 나타났다. 한편, 시스템 성능 계수의 경우에는 40% 이하에서 성능계수 증가폭

이 크고, 40% 이상에서는 성능계수 감소폭이 작 게 나타났다.

이는 히트펌프 1대당 3개의 압축기가 설치되 어 있고, 부하에 대응하여 정속형과 인버터형 압 축기 구동 조합이 변화하게 되어 이러한 결과가 나오는 것으로 판단된다.

부분부하율이 매우 낮은 상태로 운전되는 경 우 압축기 성능이 낮아져 성능계수가 낮아지게 되는데, 이는 Cho와 Yun⁽⁴⁾의 히트펌프 사이클에 대한 시뮬레이션 결과에서도 나타나고 있다. 그

[그림 7] 부하율에 따른 냉방성능계수 [그림 8] 부하율에 따른 평균 냉방성능계수

[그림 9] 전부하와 부분부하시의 운전 사이클(4)

(8)

림 9는 전부하와 부분부하시 운전 사이클을 나타 내고 있으며, 압축과정에서의 그 차이가 두드러 지게 나타나고 있다.

결론

대청댐 원수를 열원으로 히트펌프 시스템을 구축하고 냉방기간 동안 24시간 운전을 하면서 성능특성을 조사하는 실증연구를 수행하였다. 원 수 수온은 일평균 대기 온도보다 6월에 4.5℃, 7 월과 8월에는 4.7℃만큼씩 낮아 원수 열원이 고 효율이 될 수 있었다. 냉방기간 동안 원수 평균수 온은 21.8℃이며, 실증 결과 히트펌프 시스템은 평균 39.2%의 부하율로 운전되어 평균 시스템 성 능계수는 6.13으로 나타났다. 한편, 부분부하 운 전으로 인해 성능계수는 원수 유입 수온보다 부 하율에 따른 변화가 크게 나타났다.

참고문헌

1. Nam Y. and Ooka R., 2010, Numerical simulation of ground heat and water transfer

for groudwater heat pump system based on real-scale experiment, Energy and Building, Vol. 42, pp. 69-75

2. Yu, X., Wang, R. Z., and Zhai, X. Q., 2011, Year round experimental study on a constant temperature and humidity air-conditioning system driven by ground source heat pump, Energy, Vol. 36, pp. 1309-1318.

3. Nam, Y., Ooka, R., and Shiba, Y., 2010, Development of dual-source hybrid heat pump system using groundwater and air, Energy and Buildings, Vol. 42, pp. 909-916.

4. Cho, Y. and Yun, R., 2011, A raw water source heat pump air-conditioning system, Energy and Buildings, Vol. 43, pp. 3068-3073.

5. Oh, S. H., Yun, R., and Cho, Y., 2011, Analysis of the cooling heating operation characteristics for the raw water source heat pump and the air source heat pump in water treatment facility, Proc. of Korean Society of Mechanical Engineers Annual Fall Conference.

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