Effect of Aspect Ratio of Flat Tube on R410A Evaporation Heat Transfer and Pressure Drop

<학술논문>

DOI http://dx.doi.org/10.3795/KSME-B.2013.37.4.395 ISSN 1226-4881

납작관의 종횡비가 R-410A 증발열전달 및 압력손실에 미치는 영향

김내현

^*†

^*

^*

* 인천대학교 기계시스템공학부

Effect of Aspect Ratio of Flat Tube on R410A Evaporation Heat Transfer and Pressure Drop

Nae Hyun Kim

^*†

^*

^*

* Dept. of Mechanical System Engineering, Univ. of Incheon, Korea

(Received October 23, 2012 ; Revised December 3, 2012 ; Accepted December 3, 2012)

- 기호설명 - A : 면적 (m ² )

AR : 종횡비 C p : 비열 (J/kgK) D h : 수력직경 (m) h : 열전달계수 (W/m ² K) h fg : 응축잠열 (J/kg) k : 열전도도 (W/mK)

mɺ

: 유량 (kg/s)

Nu Dh : 수력직경 기준 Nusselt 수 Pr : Prandtl 수

P w : 접수길이 (m) Q : 전열량 (W) q : 열유속 (W/m ² )

Re Dh : 수력직경 기준 Reynolds 수

T : 온도 (K)

U : 총괄열전달계수 (W/m ² K) v : 비체적 (m ³ /kg)

x : 건도

dP dz

: 압력손실구배 (Pa/m)

α

: 기공률 하첨자

a : 가속 ave : 평균 c : 유동단면적 exp : 실험치 f : 마찰 g : 기체 i : 관내측 in : 입구 l : 액체 lat : 잠열 m : 관중간 o : 관외측

Key Words: Evaporation(증발), Heat Transfer(열전달), Pressure Drop(압력손실), Aspect Ratio(종횡비)

초록: 본 연구에서는 내경 5.0mm 원관을 납작하게 한 납작관에 대하여 R-410A 를 사용하여 증발열전달 실험을 수행하였다. 실험은 포화온도를 15 ^o C 로 고정한 상태에서 열유속을 5~15kW/m ² , 질량유속을 200~400kg/m ² s 로 변화시키며 수행되었다. 실험결과 납작관의 종횡비가 증가할수록 열전달계수와 압력손실 모두 증가하였는데 특히 종횡비 4 인 경우 증가폭이 현저하였다. 납작관의 실험결과를 기존 상관식들과 비교한 결과 열전달계수는 Shah 상관식, 마찰계수는 Jung and Radermacher 상관식이 적절히 예측하였다.

Abstract: In this study, R-410A evaporation heat transfer tests were conducted in flattened tubes made from 5-mm round tubes. The test range covered a saturation temperature of 15°C, heat flux of 5~15 kW/m ² K, and mass flux of 200–400 kg/m ² s. The results showed that both the condensation heat transfer coefficient and the pressure drop increased as the aspect ratio increased, with a pronounced increase for an aspect ratio of 4. A comparison of the flattened tube data with existing correlations revealed that the heat transfer coefficients were reasonably predicted by the Shah correlation, and the pressure drops were reasonably predicted by the Jung and Radermacher correlation.

† Corresponding Author, [email protected]

Ⓒ 2013 The Korean Society of Mechanical Engineers

out : 출구 p : 예열기 pred : 예측치 r : 냉매 sat : 포화 sens : 현열 t : 총합 w : 물

1. 서 론

1.1 연구배경

가정용 공조기의 응축기나 증발기로 원관이 적 용된 휜-관 열교환기가 널리 사용되고 있다. 하지 만 원관을 사용하는 경우 원관 후방에서 전열 성 능이 감소하는 문제가 있다. 최근들어 납작한 알 루미늄 압출평판관에 루버핀을 브레이징한 알루미 늄 열교환기가 가정용 공조기의 응축기로 일부 적 용되고 있다. 하지만 브레이징 공정에 비용이 수 반되기 때문에 아직은 원관 열교환기가 선호된다.

특히 알루미늄 열교환기는 공기측 결로수의 배출, 냉매의 분배등에 어려움이 있어 증발기로의 적용 이 용이하지 않다.

휜-관 열교환기에서 원관 대신에 타원관이나 납 작한 관을 사용한면 전열 성능을 현저히 개선시킬 수 있다. Webb and Iyengar ⁽¹⁾ 는 타원관 (5 x 8 mm) 이 적용된 휜-관 열교환기와 8mm 원관이 적용된 휜- 관 열교환기의 공기측 전열성능을 비교하였는데 열전달계수는 유사하였고 압력손실은 타원관 열교 환기가 10% 가량 낮음을 보고하였다. Kim and Kim ⁽²⁾ 은 납작관 (3.5 x 9.5mm) 열교환기와 원관 (7.0mm) 열교환기의 공기측 성능 비교를 통하여 납작관을 사용하면 열교환기의 체적을 15% 적게 할 수 있음을 보고하였다. Fig. 1 에 납작관을 사용 한 휜-관 열교환기의 휜 사진이 나타나 있다.

공조용 열교환기를 설계하기 위해서는 공기측 열전달계수뿐 아니라 냉매측 열전달계수를 알아야 한다. 그간 원관내 냉매측 열전달에 대해서는 수 많은 연구가 수행되었고 설계 상관식도 다수 존재

한다. ^(3,4) 하지만 타원관이나 납작관 내 냉매측 열

전달에 대해서는 매우 제한된 연구 결과만이 보고 되었다. Wilson 등 ⁽⁵⁾ 은 내경 8.7mm 평활원관 및 마이크로휜이 가공된 원관을 점진적으로 납작관으 로 변형시키며 R-134a 와 R-410A 를 사용하여 응 축 열전달 및 압력손실을 측정하였다. 열전달계수 는 관의 종횡비가 증가할수록 증가하였는 데, 높 이 3mm 납작관에서 최대의 열전달계수(평활관의

Fig. 1 Aluminum fin used for a flat tube heat exchanger 경우는 원관의 2 배, 마이크로휜관의 경우는 4 배) 를 얻을 수 있었다. 압력손실은 기존 상관식들로 적절히 예측되었다. Kim 등 ⁽⁶⁾ 은 외경 9.5mm 의 마 이크로휜이 가공된 원관을 1:1.5 비율로 타원화한 타원관에 대하여 R-22 증발 열전달계수를 측정하 였다. 타원관의 열전달계수는 원관에 비하여 2~15% 증가하였고, 압력손실은 유사하게 나타났 다. Moreno Quiben 등 ^(7,8) 은 내경 8mm 와 13.84mm 원관을 높이 2mm 와 3mm 로 납작하게 만든 관에 대하여 R-22 와 R-410A 를 사용하여 압력손실과 증발 열전달 실험을 수행하였다. 기존 상관식들은 압력손실을 과소예측하고 증발열전달을 적절히 예 측하였다. Nasr 등 ⁽⁹⁾ 은 내경 8.7mm 의 원관을 순 차적으로 납작하게 만든 납작관에 대하여 R-410A 증발열전달 실험을 수행하였다. 관이 납작해질수록 열전달계수와 압력손실이 증가하였다. Kim 등 ⁽¹⁰⁾ 은 내경 5.0 mm 원관을 순차적으로 납작하게 변화시 켜가며 만든 납작관에 대하여 R-410A 를 사용하여 응축열전달 실험을 수행하였다. 납작관의 종횡비 가 열전달계수에 미치는 영향은 유동양식에 따라 다르게 나타났다. 환상류에서는 종횡비가 증가할 수록 증가하였고 성층류에서는 종횡비가 증가할수 록 감소하였다. 마찰손실은 종횡비가 증가할수록 증가하였다.

상기 문헌조사는 납작관 내 증발 및 응축 열전 달계수에 대한 연구가 매우 제한됨을 보여준다.

특히 증발열전달의 경우는 주로 내경 8.0mm 이상

의 관에 대하여 수행되었다. 하지만 현재 가정용

공조기에는 외경 7.0mm 이하의 관이 주로 사용되

고 있고, 냉매의 열전달에 대한 연구가 부족하므

로 이에 대한 연구가 필수적이다. 따라서 본 연구

에서는 내경 5.0mm (외경 7.0 mm) 원관을 종횡비

2, 4 로 변화시킨 납작관에 대하여 R-410A 를 사용

하여 증발열전달 실험을 수행하였다.

2. 실험장치 및 방법

2.1 시료제작

휜-관 열교환기에는 두께 0.3mm 의 구리 원관 이 사용된다. 이 관을 사용하여 납작관을 제작할 경우 고압(R-410A 포화온도 30 ^o C 에서 포화압력 은 19 기압)을 견디지 못하고 변형되리라 예상되 었다. 응축시험에 적절한 재질과 두께를 도출하기 위하여 납작관의 변형에 대한 전산 해석을 수행하 였다. ANSYS ⁽¹¹⁾ 를 사용하여 종횡비 4 두께 1.0mm 인 스테인리스 관에 대하여 변형해석을 수 행한 결과 30 기압의 내압을 가하더라도 변형량을 0.02mm 이내로 유지할 수 있음을 확인하였다. 따 라서 본 연구에는 두께 1.0 mm 의 스테인리스 관 을 사용하였다. Fig. 2 에는 원관과 관 내측 종횡비 2, 4 인 납작관 2 종의 단면 사진이 나타나 있다.

납작관은 시행착오를 거쳐 인발가공으로 제작되었 다. 사진에 나타난 단면형상은 길이 방향으로 균 일하였다. Table 1 에는 납작관의 폭과 높이, 내부 유동 단면적, 접수길이, 수력직경 값이 나타나 있 다. 납작관의 내압성을 실제로 확인하기 위하여 양단을 막고 내부를 30 기압으로 가압하여 변형 유무를 확인하였다. 가압 후 3 일이 지나도 변형 은 무시할 만하였다.

2.2 실험장치

실험장치 개략도와 시험부의 상세도를 Fig 3~5 에 나타내었다. 냉매는 관 내측으로 일정한 건도를 가 지고 유입되어 시험부를 지나가는 동안 환형공간으 로 흐르는 고온수에 의하여 일부 증발 된다. 고온수 의 온도는 별도의 항온수조에서 조절된다. 시험부를 나온 2 상 냉매는 쉘-튜브형 응축기의 쉘측에 공급 되며 튜브측을 흐르는 저온의 브라인에 의하여 응축 된다. 응축액은 중력에 의하여 리시버에 모아진다.

리시버의 액냉매는 마그네틱 기어펌프에서 가압된 후 과냉기를 지나 질량유량계를 통과하여 예열기로 공급된다. 예열기는 히터가 삽입된 원관으로 3.6kW (300W, 12 개) 용량이다. 시험부 입구의 건도는 예열 기에 공급되는 열량으로 조절되고 유량은 마그네틱 기어펌프의 토출량을 일부 재순환시켜 조절한다. 열 유속은 시험부 환형 공간을 흐르는 고온수의 온도

Table 1 Geometric dimension of tested tubes

Tube w(mm) h(mm) A

(mm

) P

(mm) D

(mm)

Round 5.0 5.0 19.6 16.0 5.0

AR=2 6.1 3.1 18.1 16.4 4.4

AR=4 6.9 1.7 12.3 16.2 3.0

로써 조절한다. 따라서 본 실험장치는 냉매의 건 도, 유량 그리고 열유속을 각각 독립적으로 조절 할 수 있도록 설계되어 있다. 고온수의 유량은 항 온수조와 시험부 사이에 설치된 질량유량계에서 측정된다.

Fig. 4 에는 시험부 상세도가 나타나 있다. 시험부 는 길이 1.0m 의 환형 채널로 구성되고 시험부 중앙

(a) AR = 2 tube

(b) AR = 4 tube

Fig. 2 Tubes tested in the present study

Fig. 3 Schematic drawing of the experimental apparatus

h

w

(a)

(b)

Fig. 4 Detail drawing of the test section

Fig. 5 Detail drawing of the transition block 에 납작관이 장착된다. 냉매는 납작관 내측으로 흐 르고 고온수는 납작관 외측 환형부로 흐른다. 실험 의 정확도를 높이려면 가능한한 환형부의 열저항을 최소화하는 것이 바람직하다. 이를 위하여 관 외측 에 직경 0.3mm 의 니크롬선을 2mm 간격으로 감아 난류를 촉진하였다. 또한 유속을 크게 하는 것도 필 요하다. 하지만 너무 유속이 크면 시험부 입출구 온 도차가 줄어들어 열정산의 정확도가 떨어지므로 적 절한 조절이 필요하다. 본 연구에서는 기존 연구 결

과 ⁽¹²⁾ 를 참고하여 환형부의 간격을 1.0mm 로 하였다.

이 간격을 유지하려면 납작관의 형태에 따라 환형부 형태도 달라져야 한다. 본 연구에서는 테프론 재질 의 인서트를 납작관 형태에 따라 달리 가공, 전열관 외측에 삽입하여 환형부를 구성하였다. 또한 시험부 의 납작관과 실험장치의 원관을 연결하기 위해서는 트랜지션부가 필요하다. Fig. 5 에 트랜지션부의 상 세도를 나타내었다. 트랜지션부에는 압력공을 가공 하여 채널 차압을 계측하였다.

시험 장치의 온도 측정부위는 모두 다섯개소로 시 험부 납작관의 냉매 입출구 온도, 환형부의 냉각수 입출구 온도, 그리고 예열기 전방의 과냉 온도이다.

온도는 보정된 T 형 열전대를 사용하여 측정한다.

압력측정 부위는 세개소로 두 곳의 절대압력과 시험 부 전후의 차압을 측정한다. 압력계 중 하나는 시험 부 전방에 설치하여 시험부 압력을 측정하고 다른 하나는 예열기 전방에 설치하여 과냉액의 압력을 측 정한다. 이 두 압력은 냉매가 과냉상태인지 포화상 태인지를 확인하는데 사용된다. 냉매는 가정용 공조 기에 사용되는 신냉매인 R-410A 를 사용하고 포화온 도를 15 ^o C 로 고정한 상태에서 열유속을 5~15kW/m ² , 질량유속을 200~400kg/m ² s 로 변화시키며 실험을 수 행하였다.

2.3 실험결과 처리방법

시험부내의 전열량은 환형부 고온수측의 열정산 에 따라 아래 식으로 구해진다.

, ,

( )

t w pw w out w in

Q = m C ɺ T − T (1) 시험부 입구의 냉매건도 x in 은 예열기에서의 열정 산에 의해 구해진다. 예열기에서의 공급열량은 현 열량과 잠열량으로 구성된다.

p sens lat

Q = Q + Q (2)

( , )

sens r pr sat p in

Q = m C ɺ T − T (3)

lat r fg in

Q = ɺ m h x (4) 윗 식으로부터 x in 은 다음과 같다.

,

1

^p

in pr sat p in

fg r

x Q C T T

h m

 

=  − − 

 ɺ 

⁽⁵⁾

시험부를 지나는동안 건도 변화는다음과 같다.

t r fg

x Q

∆ = m h

ɺ (6)

따라서 시험부에서의 평균건도는 다음과 같다.

ave in

x =x +∆x

(7)

냉매측 열전달계수는 총합열전달계수 U o 와 관외 측 열전달계수 h o 로부터 아래식으로 구해진다. 여 기서 A _m 은 관벽 중간위치에서의 전열면적이다.

1

1 1

i

i i

o o o m

h A tA

U h A kA

=  

− −

 

 

(8)

관외측 환형공간에서의 열전달계수 h o 는 Wilson Plot 을 사용하여 구하였다. ⁽¹³⁾ Wilson Plot 으 로 얻어진 관외측 열전달계수 상관식은 다음과 같 다.

원관 :

_Dh

^1.082 _Dh

_w ^0.3 (9) AR=2 납작관 :

_Dh

^0.902 _Dh

_w ^0.2 (10)

AR=4 납작관 :

_Dh

^0.698 _Dh

_w ^0.3 (11) 상기 상관식은

_Dh

의 범위에서 적용 가능하다. 증발 실험시 관 외측 유량은 1.0 l/min 으로 유지되었고 이 때 Re Dh 는 2100 정도되 었다. Kline and McClintock ⁽¹⁴⁾ 의 제안에 따라 증발열 전달계수와 압력손실에 대한 오차해석을 수행하였 다. Table 2 에 오차해석 결과를 수록하였다.

관 외측 열전달계수 상관식의 오차를 10% 로 가정하였을 때 ⁽¹²⁾ 증발 열전달계수의 오차는 최대 12.5%, 압력손실의 오차는 최대 4.2% 이었다.

Yang and Webb ^(15,16) 은 Wilson Plot 을 사용한 응축실 험에서 응축열전달계수의 오차를 최대 10.6%, 압 력손실의 오차를 최대 4.0%로 산정하였는데 이는 본 실험의 오차와 유사한 값이다.

Table 2 Experimental uncertainties

Parameter Max. Uncertainties

Temperature ±0.1℃

Pressure Transducer ±0.1 kPa

Water flow rate ±0.2%

Refrigerant flow rate ±0.1%

h o ±10%

h i ±12.5%

(dP/dz) f ±4.2%

3.

3.1 증발열전달계수

Fig. 6 에 원관의 증발 열전달계수를 질량유속과 열유속의 함수로 나타내었다. 모든 실험시 포화온 도는 15 ^o C 로 유지되었다. Fig. 6(a)는 질량유속이 증가할수록 열전달계수가 증가하고 그 영향은 높 은 건도에서 크게 나타남을 보여준다. Fig. 6(b)는 열유속이 증가할수록 열전달계수가 증가하고 그 영향은 낮은 건도에서 크게 나타남을 보여준다.

Chen ⁽¹⁷⁾ 에 따르면 증발열전달은 대류와 핵비등의 중합현상으로 이해할 수 있는데 대류의 영향은 질 량유속과 건도에 따라 증가하고 핵비등의 영향은 열유속에 따라 증가하기 때문에 상기의 경향이 나 타나는 것으로 판단된다.

Fig. 7 에는 원관의 실험자료를 Shah, ⁽¹⁸⁾ Kandlikar, ⁽¹⁹⁾ Gunger and Winterton ⁽²⁰⁾ 상관식 예측치와 비교하였다.

Table 3 에는 각 상관식의 RMS error 를 수록하였는데

Shah ⁽¹⁸⁾ 상관식이 가장 잘 예측함을 알 수 있다(22%

RMS error).

Fig. 8 에 납작관의 열전달계수를 열유속에 따라 원 관과 비교하였다. 종횡비 2 인 납작관의 열전달계수

(a) Effect of mass flux

(a) effect of heat flux

Fig. 6 Evaporation heat transfer coefficients of the round

tube

Fig. 7 Evaporation heat transfer coefficients of round tube compared with predictions

(a) q = 5kW/m ²

(b) q = 10 kW/m ²

(c) q = 15 kW/m ²

Fig. 8 Evaporation heat transfer coefficients of flat tubes at different heat fluxes

는 평활관과 거의 유사한 반면(평균 6.5% 증가) 종 횡비 4 인 납작관에서는 열전달계수가 현저히 증가 함(평균 35.1% 증가)을 보인다. Fig. 9 에는 납작관 의 열전달계수를 질량유속에 따라 비교하였다. 열유 속의 경우와 마찬가지로 종횡비 2 인 납작과의 열 전달계수는 평활관과 거의 유사한 반면 (평균 8.5% 증가) 종횡비 4 인 납작관에서는열전달계수 가 현저히 증가함(평균 37.1% 증가)을 보인다.

이러한 경향은 기존 실험결과 ^(6,8,9) 와 일치하는 경 향이다. 평활관의 종횡비가 증가할수록 튜브 상하 부 간격이 좁아져 제한된 공간 (confined space) 이 형성되는데 이렇게 되면 핵비등 및 대류비등이 촉 진된다. ⁽⁸⁾ Confinement 의 영향을 판단하는 인자로 Cornwell and Kew ⁽²¹⁾ 가 제안한 Confinement 수 (Co) 가 널리 사용되는데 그들은 Co > 0.5 인 경우 그 영향이 현저하다고 제시하였다. Confinement 수는 다음과 같다.

( _{l g} ) Co g

h σ ρ ρ

 

 − 

 

 

= (12)

본 연구의 종횡비 2 인 납작관의 Confinement 수 는 0.26 이고 종횡비 4 인 납작관의 Confinement 수 0.47 로 Cornwell and Kew ⁽²¹⁾ 가 제안한 0.5 에 근접 한 값이다. 따라서 종횡비 4 인 납작관의 경우 이 러한 confinement 효과로 인하여 열전달계수가 현 저히 증가하는 것으로 판단된다. Fig. 10 에 납작 관내 유동 양식을 Taitel and Dukler 선도 ⁽²²⁾ 에 나타 내었다. Fig. 10 은 전 유동영역에서 환상류가 지배 적임을 보여준다. Fig. 11 에는 납작관의 실험자료 를 Shah, ⁽¹⁸⁾ Kandlikar, ⁽¹⁹⁾ Gunger and Winterton ⁽²⁰⁾ 상 관식 예측치와 비교하였다.

Table 3 Root Mean Square (RMS) error of the predictions of available correlations

Correlation Round AR=2 AR=4 Total

h

[kW/

m

K]

Shah 0.22 0.25 0.30 0.28

Kandlikar 0.43 0.41 0.23 0.33 Gungor&

Winterton 0.55 0.55 0.28 0.44

dP/

dz) f [kPa]

Jung&

Radermacher 0.31 0.13 0.20 0.17 Muller-

Steinhagen &

Heck

0.49 0.56 0.53 0.54

Friedel 0.27 0.34 0.31 0.32

(a) G = 200 kg/m ² s

(b) G = 300 kg/m ² s

(c) G = 400 kg/m ² s

Fig. 9 Evaporation heat transfer coefficients of flat tubes at different mass fluxes

Fig. 10 Flow pattern in flat tubes shown in Taitel- Dukler map

(a) AR =2

(b) AR = 4

Fig. 11 Evaporation heat transfer coefficients of flat tubes compared with predictions.

Table 3 에는 각 상관식의 RMS error 를 수록하 였다. 종횡비 2 인 납작관의 경우 Shah ⁽¹⁸⁾ 상관식 이 가장 잘 예측함을 보여준다. 하지만 종횡비 4 인 납작관의 경우는 Kandlikar ⁽¹⁹⁾ (23% RMS error) 와 Gunger and Winterton ⁽²⁰⁾ (28% RMS error)상관식 이 잘 예측하는 것으로 나타났다.

3.2 관내 압력손실

Fig. 12 에 원관 및 납작관 내 압력손실을 질량 유속에 따라 비교하였다. 압력손실은 응축실험과 동시에 측정되었는데 측정치에서 증발에 따른 가 속손실을 뺀 순수한 마찰손실 만으로 나타내었다.

가속손실 관계식은 분리유동 모델 ⁽³⁾ 을 사용하였고 관련된 기공률 (void fraction) 계산에는 Zivi ⁽²³⁾ 의 상관식을 사용하였다.

f a

dP dP dP

dz dz dz

 =  + 

  

   (13)

2 2

2 (1 )

(1 )

g l

a

x v x v

dP d

dz G dz α α

 − 

 = −  + 

 −

    

(14)

(a) G = 200 kg/m ² s

(b) G = 300 kg/m ² s

(c) G = 400 kg/m ² s

Fig. 12 Frictional pressure drop of flat tubes at different mass fluxes

1 2 / 3

1 ( 1 )( ^l )

g

x v x v α

 −  −

=  + 

 

 

(15)

Fig. 12 는 납작관의 종횡비가 증가할수록 마찰 압력손실이 증가함을 보여준다. 또한 질량유속과 건도의 증가에 따라서도 증가함을 알 수 있다. 원 관의 압력손실과 비교했을 때 종횡비 2 인 경우는 평균 26.2%, 종횡비 4 인 경우는 평균 91.5% 증가 하였다. 별도로 나타내지는 않았지만 열유속이 마 찰 압력손실에 미치는 영향은 미미하였다.

(a) Round tube

(b) AR = 2

(c) AR = 4

Fig. 15 Frictional pressure drop of round and flat tubes compared with predictions.

Fig. 13 에는 측정치를 Jung and Radermacher, ⁽²⁴⁾ Muller-Steinhagen and Heck, ⁽²⁵⁾ Friedel ⁽²⁶⁾ 상관식과 비교하였다. Table 3 에는 각 상관식의 RMS error 를 수록하였다. 원관의 경우는 Friedel ⁽²⁶⁾ (27%

RMS error)과 Jung and Radermacher ⁽²⁴⁾ 상관식(31%

RMS error)이 잘 예측함을 보여준다. 하지만 납작관

의 경우는 Jung and Radermacher ⁽²⁴⁾ 상관식(17% RMS

error) 이 잘 예측함을 알 수 있다. Wilson 등 ⁽⁵⁾ 도

Jung and Radermacher ⁽²⁴⁾ 상관식으로 납작관의 압력

손실을 적절히 예측할 수 있다고 보고하였다.

4.

본 연구에서는 내경 5.0mm 원관을 종횡비 2 와 4 로 납작하게 한 납작관에 대하여 R-410A 를 사 용하여 증발열전달 실험을 수행하였다. 실험은 포 화온도를 15 ^o C 로 고정한 상태에서 열유속을 5~15kW/m ² , 질량유속을 200~400kg/m ² s 로 변화시 키며 실험을 수행하였다. 주된 결론은 다음과 같 다.

(1) 열전달계수는 납작관의 종횡비가 증가할수 록 증가하였다. 또한 질량유속 및 열유속이 증가 할수록 증가하였다. 실험범위에서 평활관 대비 평 균 증가량은 종횡비 2 인 경우 8.5%, 종횡비 4 인 경우 37.1% 로 종횡비 4 에서 현저히 크게 나타났 다.

(2) 납작관의 열전달계수는 Shah 상관식(28%

RMS error)으로 잘 예측되었다.

(3) 납작관의 마찰손실도 종횡비가 증가할수록 증가하였다. 또한 질량유속이 증가할수록 증가하 였다. 실험범위에서 평활관 대비 평균 증가량은 종횡비 2 인 경우 26.2%, 종횡비 4 인 경우 91.5%

로 나타났다.

(4) 납작관의 마찰손실은 Jung and Radermacher 상관식(17% RMS error)으로 잘 예측되었다.

후 기

본 연구는 인천대학교 산학협력단 부설 산학협 력연구원 2010 년도 자체연구비 지원에 의하여 수 행되었습니다.

참고문헌

(1) Webb, R. L. and Iyengar, A., 2001, “Oval Finned Tube Condenser and Design Pressure Limits,” J.

Enhanced Heat Transfer, Vol. 8, pp. 147~158.

(2) Kim, N.-H. and Kim, S.-H., 2010, “Dry and Wet Air- Side Performance of a Louver-Finned Heat Exchanger Having Flat Tubes,” Journal of Mechanical Science and Technology, Vol. 24, pp. 1553~1561.

(3) Collier, J. G. and Thome, J. R., 1994, Convective Boiling and Condensation, 3 ^rd edition, Oxford University Press.

(4) Ghiaansiaan, M. S., 2008, Two-Phase Boiling and Condensation in Conventional and Miniature Systems, Cambridge University Press.

(5) Wilson, M. J., Newell, T. A., Chato, J. C. and Infante Ferreira, C. A., 2003, “Refrigerant Charge, Pressure Drop, and Condensation Heat Transfer in Flattened

Tubes,” Int. J. Refrigeration, Vol. 26, pp. 442~451.

(6) Kim, M.-H., Shin, J. S. and Bullard, C. W., 2001,

“Heat Transfer and Pressure Drop Characteristics during R-22 Evaporation in an Oval Microfin Tube,” J.

Heat Transfer, Vol. 123, pp. 301~308.

(7) Moreno Quiben, J., Cheng, L., da Silva Lima, R. J.

and Thome, J. R., 2009, “Flow Boiling in Horizontal Flatten Tubes: Part I – Two-Phase Frictional Pressure Drop Results and Model,” Int . J. Heat Mass Transfer, Vol. 52, pp. 3634~3644.

(8) Moreno Quiben, J., Cheng, L., da Silva Lima, R. J.

and Thome, J. R., 2009, “Flow Boiling in Horizontal Flatten Tubes: Part II – Flow Boiling Heat Transfer Results and Model,” Int . J. Heat Mass Transfer, Vol.

52, pp. 3645~3653.

(9) Nasr, M., Akhavan-Behabadi, M. A. and Marashi, S.

E., 2010, “Performance Evaluation of Flattened Tube in Boiling Heat Transfer Enhancement and Its Effect on Pressure Drop,” Int. Comm. Heat Mass Transfer, Vol. 37, pp. 430~436.

(10) Kim, N.-H., Park, J.-H. and Cha, S.-J., 2010,

“Condensation Heat Transfer and Pressure Drop in Flat Tubes with Different Aspect Ratios,” Trans.

Korean Soc. Mech. Eng. B, Vol. 34, pp. 1111~1119.

(11) ANSYS 12, 2010, ANSYS Inc.,

(12) Kim, N.-H., Cho, J.-P. and Youn, B., 2003,

“Condensation of R-22 and R-410A in Flat Aluminum Extruded Tubes,” Int. J. Refrigeration, Vol. 26, pp.

830~839.

(13) Wilson, E. E., 1915, “A Basis for Rational Design of Heat Transfer Apparatus,” Trans. ASME, Vol. 37, pp.

47~70.

(14) Kline S. J., McClintock, F. A., 1953, “The Description of Uncertainties in Single Sample Experiments,” Mechanical Engineering, Vol. 75, pp.

3~9.

(15) Yang, C. Y. and Webb, R. L., 1996, “Friction Pressure Drop of R-12 in Small Hydraulic Diameter Extruded Aluminum Tubes with and Without Micro- Fins,” Int. J. Heat Mass Transfer, Vol. 39, pp.801~809.

(16) Yang, C. Y. and Webb, R. L., 1996, “Condensation of R-12 in Small Hydraulic Diameter Extruded Aluminum Tubes with and Without Micro-Fins,” Int. J.

Heat Mass Transfer, Vol. 39, pp.791~800.

(17) Webb, R. L. and Kim, N. H., 2005, Principles and Enhanced Heat Transfer, Ch. 12, 2 ^nd edition, Taylor and Francis Pub.

(18) Shah, M. M., 1982, “Chart Correlation for Saturated Boiling Heat Transfer: Equations and Further Study,”

ASHRAE Trans., Vol. 88, Pt. 1, pp. 185~196.

(19) Kandlikar, S. G., 1990, “A General Correlation for

Two-Phase Boiling Heat Transfer Coefficient Inside

Horizontal and Vertical Tubes,” J. Heat Transfer, Vol.

112, pp. 219~228

(20) Gungor, K. E. and Winterton, R. H .S., 1987,

“Simplified General Correlations for Saturated Flow Boiling and Comparisons of Correlations with Data,”

Canadian J. Chemical Eng., Vol. 65, Nol. 1, pp.

148~156.

(21) Cornwell, K. and Kew, P. A.,1993, “Boiling in Small Parallel Channels,” Proceedings of CEC Conf.

on Energy Efficiency in Process Technology, Elsevier Applied Sciences, pp. 624~638.

(22) Taitel, Y. and Dukler, A. E., 1976, “A Model for Predicting Flow Regime Transitions in Horizontal and Near Horizontal Gas-Liquid Flow,” AIChE J., Vol. 22, pp. 47~55.

(23) Zivi, S. M., 1964, “Estimation of Steady-State Steam Void Fraction by Means of the Principle of Minimum Entropy Production,” J. Heat Transfer, Vol.

86, pp. 247~252 .

(24) Jung, D. S. and Radermacher, R., 1989, “Prediction of Pressure Drop During Horizontal Annular Flow Boiling of Pure and Mixed Refrigerants,” Int. J. Heat Mass Transfer, Vol. 32, No. 12, pp. 2435~2446 (25) Muller-Steinhagen, H. and Heck, K., 1986, “A

Simple Friction Pressure Drop Correlation for Two- Phase Flow in Pipes,” Chem. Eng. Processing, Vol. 20, pp. 297~308

(26) Friedel, L., 1979, “Improved Pressure Drop

Correlations for Horizontal and Vertical Two-Phase

Pipe Flow,” 3R Int., Vol. 18, pp. 485~492.