평판관-루버핀 熱交換器의 熱傳達 및 壓力降下 특성에 관한 실험적 연구

碩士學位論文

평판관-루버핀 熱交換器의 熱傳達 및 壓力降下 특성에 관한 실험적 연구

An Experimental Study on Heat Transfer and Friction Characteristics of a plate-louvered fin Heat Exchanger

國民大學校 自動車工學專門大學院 엔진 및 공조시스템 專攻

張 赫 在

2001

평판관-루버핀 熱交換器의 熱傳達 및 壓力降下 특성에 관한 실험적 연구

지도교수 金 錫 賢

이 논문을 석사학위 청구논문으로 제출함

2001년 12월 일

국민대학교 자동차공학 전문대학원 엔진 및 공조 시스템 전공

장 혁 재

2001

장혁재의

석사학위 청구논문을 인준함.

2001년 11월 28일

심사위원장 ꄫ

심 사 위 원 ꄫ

심 사 위 원 ꄫ

국민대 학교 자동 차공학 전문대 학원

목 차

목차 ··· i

국문요약 ··· iii

Nomenclature ··· v

List of Figures and Tables ··· viii

Ⅰ. 서 론 ··· 1

1.1 연구배경 및 연구목적 ··· 1

1.2 연구동향 ··· 2

1.3 연구내용 ··· 3

Ⅱ. 이 론 ··· 9

2.1 공기 및 냉매측 열전달량 ··· 9

2.2 열전달 및 압력강하 ··· 10

Ⅲ. 실험장치 및 실험방법 ··· 14

3.1 평판관-루버핀 열교환기 ··· 14

3.2 자동차 에어컨 응축기 ··· 22

Ⅳ. 실험결과 및 고찰 ··· 25

4.1 평판관-루버핀 열교환기의 압력강하 및 열전달특성 ··· 25

4.2 자동차 에어컨 응축기의 성능평가 ··· 36

Ⅴ. 결 론 ··· 42

참고문헌 ··· 44

Abstract ··· 46

감사의 글 ··· 47

국 문 요 약

본 논문에서는 현재 자동차 에어컨 응축기로 사용되고 있는 평판관-루 버핀 열교환기의 성능을 향상시키기 위하여 새로운 형상의 루버핀을 개 발하여 압력강하 및 열전달 특성에 대하여 실험을 통해 연구하였다. 평판 관-루버핀 열교환기에서 루버핀형상은 열전달량 및 압력강하량에 많은 영향을 주며, 루버피치, 루버각, 핀피치는 다른형상에 비하여 가장 큰 변 수이다. 이에 본 연구에서는 이러한 특성을 고려하여 기존 자동차 에어 컨 응축기로 사용되고 있는 평판관-루버핀 열교환기에서 크기와 무게를 줄이면서 열전달성능을 증가시킬 수 있는 루버핀을 설계하고자 기존 루 버핀보다 루버피치와 핀피치는 작게하고 루버각은 조금 크게한 루버핀을 제작하여 새로운 평판관-루버핀 열교환기를 개발하였다.

압력강하(ΔP)는 Re_Lp가 증가함에 따라 루버핀에서의 유동저항이 커지 기 때문에 증가하고, 물의 온도 및 유량변화에 상관없이 일정한 값을 얻 었다. 물의 온도가 증가함에 따라 공기가 물로부터 얻는 열량이 증가하 며, Re_Lp가 증가함에 따라 공기측에서 얻는 열량이 선형적으로 증가하다 가 Re_Lp가 300이상이 되면 기울기가 감소하기 시작하고 Re_Lp가 450∼

500 사이부터는 일정한 열량을 얻는 경향을 볼 수 있다. 수온이 45℃로 낮을 경우에는 Re_Lp가 350 정도가 되면 열전달이 포화가 되지만 수온이 증가하여 55℃가 되면 Re_Lp가 450이상에서 열전달이 포화상태에 이른다.

물 유량이 증가함에 따라 열전달량이 증가하다가 유량이 7 ℓ/min이 되 면 일정한 열전달량을 가졌다.

위의 자료로부터 열교환기의 설계에 필요한 압력강하 특성인 f-factor와 열전달특성인 j-factor 상관식을 구하였다.

f = 6.359 × Re_Lp^{- 0.706}

j = 0.338 × Re _Lp^{- 0.404}

새로운 형상의 루버핀을 가진 평판관-루버핀 열교환기를 실제 크기로 제작하여 현재 자동차 에어컨 응축기로 사용중인 평판관-루버핀 열교환 기와 냉매에서 공기로의 열전달량(Q) 및 압력강하(ΔP)를 측정하고 열전 달량/압력차(Q/ΔP)로 두열교환기의 성능을 비교하였다. 새로운 형상의 루버핀을 가진 평판관-루버핀 열교환기가 현재 사용되고 있는 평판관-루 버핀 열교환기 보다두께당 열교환되는 열량(Q/H)은 입구풍속에 따라 최 대 24%의 증가를 보였다. 열전달량/압력차(Q/ΔP)는 저풍속(1 m/s)에서 는 새로 개발된 평판관-루버핀 열교환기의 열전달량/압력차(Q/ΔP)가 15% 더 크나 풍속이 증가함에 따라 두 열교환기의 열전달량/압력차(Q/

ΔP)의 차이가 감소하다가 고풍속(4 m/s)이 되면 두 열교환기의 열전달 량/압력차(Q/ΔP)가 거의 차이가 없어지는 것을 볼 수 있다.

Nomenclature

A_f : cross-sectional area of the channel [m²] A_fr : airflow frontal area [m²] A_i : water-side surface area [m²] Ao : air-side surface area [m²] Aw : conduction area in tube wall [m²]

c_p : specific heat [kJ/kg·K]

F_d : depth of fin array in flow direction [mm]

F_p : fin pitch [mm]

F_th : fin thickness [mm]

f : friction factor

h_i : water-side heat transfer coefficient [W/m²·K]

h_o : air-side heat transfer coefficient [W/m²·K]

j : colburn factor

k_m : thermal conductivity of tube [W/m·K]

L_ℓ : louver length [mm]

L_p : louver pitch [mm]

̇m : flow rate of air [kg/s]

Nu_D : Nusselt number based on hydraulic diameter

Pr : Prandtl number

Q_a : heat transferred to air [W/m²] Q_w : heat rejected from water [W/m²] QR : heat rejected from refrigent R-134a [W/m²] ReDh: Reynolds number based on hydraulic diameter

Re_Lp : Reynolds number based on louver pitch

S₁ : nonlouvered inlet and exit fin regions [mm]

S₂ : redirection length [mm]

T ^: temperature [℃]

T_p : tube pitch [mm]

T_w : tube height [mm]

t_w : tube wall thickness [mm]

U ^: overall heat transfer coefficient [W/m²·K]

V_c : maximum velocity through minimum freeflow [m/s]

area

Greek Symbols

η_o : overall surface efficiency of air side

ΔP : air pressure drop [N/m²]

θ : louver angle [degree]

ρ : density [kg/m³]

Subscripts

a : air

i : inlet of the heat exchanger

o : wateroutlet of the heat exchanger R : refrigerant

w : water

List of Figures and Tables

Figures

Fig. 1 Air flow patterns of the air in the louvered fin ··· 6 Fig. 2 Laminar boundary layer on louvered fin ··· 6 Fig. 3 Schematic diagram of louver fins for brazed aluminum

heat exchanger ··· 8 Fig. 4 Cross-section of the flat-tube ··· 13 Fig. 5 Schematic diagram of experimetal setup for a pilot heat

exchanger ··· 18 Fig. 6 Configuration of the channel flow ··· 19 Fig. 7 The photo of an the experimental apparatus ··· 19 Fig. 8 Relation between inverter frequency and air velocity ···· 20 Fig. 9 The photo of Inverter ··· 20 Fig. 10 Supply device of hot water ··· 21 Fig. 11 The photo of a data acquisition system ··· 21 Fig. 12 Schematic diagram of experimental setup for a condenser

using R-134a refrigerant 23

Fig. 13 Photo of the present condenser ··· 24 Fig. 14 Photo of the conventional condenser ··· 24 Fig. 15 Heat-balance of the plate-louver fin exchanger between

air and water sides ··· 28

Fig. 16 Pressure drop as a function of inlet air velocity for

various water inlet temperatures and flow rates ··· 29 Fig. 17 Comparisons of f-factor correlations ··· 30 Fig. 18 Heat transfer rate as a function of ReLp for various

water inlet temperatures ··· 31 Fig. 19 Heat transfer rate as a function of ReLp for various

water inlet flow rates ··· 32 Fig. 20 Effect of ReLp on j-factor for various water inlet

temperature ··· 33 Fig. 21 Effect of ReLp on j-factor for various water inlet flow

rate ··· 34 Fig. 22 Comparisons of j-factor correlations ··· 35 Fig. 23 Heat-balance of a condenser between air and R-134a

sides ··· 38 Fig. 24. Effect of air inlet velocity on pressure drop through the

condenser ··· 39 Fig. 25 Effect of air inlet velocity on the heat transfer rate ··· 40 Fig. 26 Comparisons of Q/ΔP ··· 41

Table

Table 1 Louver fin geometries of the present model ··· 7 Table 2 Louver fin specifications of the comparison models ··· 27

Ⅰ . 서 론

1.1 연구배경 및 목적

산업의 발달과 삶의 질적향상에 따라 에너지 사용량이 급증하고 있으 며, 이는 에너지 고갈과 환경문제로 이어지고 있다. 이에 에너지 시스템 의 고효율화는 많은분야에서 필수적이다. 공조냉동분야 역시 시스템의 효 율향상을 위하여 많은 연구가 진행되고 있으며, 고효율 시스템을 위해서 는 냉동시스템의 구성요소들의 효율향상이 우선시 되어야하므로, 압축기 와 더불어 냉동기의 중요 요소인 열교환기에 대한 고효율화는 필수적이 다.

열교환기는 고온의 작동매체에서 저온의 작동매체로 열을 전달하는 장 치로서, 액체의 냉매가 관내측에서 증발 및 응축을 하며 핀 사이를 지나 는 공기와 열교환을 한다. 열교환기의 성능을 향상시키는 방법으로는 핀 을 사용하여 전열면적을 넓히는 방법, 냉매가 지나가는 관의 크기를 축소 하거나 형상을 바꾸어 전열성능을 높이는 방법, 핀의 형상을 변화시켜줌 으로서 열전달을 향상 시키는 방법등이 있다. 일반적으로 공조용 열교환 기의 성능을 향상 시키기 위해서는, 냉매측 보다는 공기측 열교환 성능이 전체성능의 약 70%이므로, 공기측의 열교환 성능을 향상시킴으로서 보다 열교환기의 성능을 효율적으로 향상시킬 수 있다. 일반 열교환기와 비교 하여 평판관-루버핀 열교환기는 핀의 형상을 변화시켜 열전달 성능향상 시킴으로서 기존 열교환기와 비교하여 동등한 성능에서 크기와 중량을 감소시킬 수 있다. 이러한 평판관-루버핀 열교환기는 연속적인 표면형상 을 가지고 있는 일반 평판핀과 달리 루버핀에 의하여 불연속적인 표면이

만들어 지고, 그 위에 기존의 경계층두께보다 얇은 여러개의 경계층이 발 달하여 전열면에서의 열저항이 감소되어 결국 열전달계수를 향상시키는 방법으로서 열교환기 크기와 무게 등에 제한적인 자동차 에어컨 응축기 에 많이 사용되고 있다.

평판관-루버핀 열교환기는 루버형상을 바꾸어 줌으로써 열전달을 향상 시킬 수 있다. 이에 본 연구에서는 자동차 에어컨 응축기로 사용되고 있 는 평판관-루버핀 열교환기의 성능을 향상시키기 위하여 새로운 형상의 루버핀을 제작하고 연구하였다. 본 실험에서는 기존 연구로부터 루버형상 중 루버피치, 루버각, 핀피치가 압력강하 및 열전달에 가장 큰 변수임을 고려하여 기존에 사용된 루버핀 보다 루버피치와 핀피치는 작게하고 루 버각은 조금 크게 제작하여 공기속도, 물의 온도 및 유량에 따른 압력강 하와 열전달량의 변화를 알아보고 열교환기 설계에 필요한 압력강하 및 열전달 특성인 f-factor와 j-factor 상관식을 구하였다. 또한 현재 사용되 고 있는 평판관-루버핀 열교환기와 성능을 평가하기 위하여 실제 크기의 평판관-루버핀 열교환기를 제작하여 현재 자동차 에어컨 응축기로 사용 되고 있는 평판관-루버핀 열교환기와 물대신 R-134a냉매를 사용하여 성 능을 비교평가 하였다.

1.2 연구동향

루버핀은 1950년대부터 사용되었으나 고효율핀을 개발하기 위한 본격 적인 연구는 최근들어서 활발히 이루어지고 있다. Davenport⁽¹⁾는 루버피 치를 특성길이로 하는 Re_Lp를 기준으로 삼각채널형상의 핀피치 32개의 루버핀에 대한 연구를 수행하였으며, Achaichia와 Cowell⁽²⁾는 수치해석 을 통해서 멀티루버핀에 대한 상관관계식을 제안하였다. Kays와

London⁽³⁾은 7가지의 루버핀 모델에 대한 열전달특성과 압력손실특성에 대한 실험적 자료를 발표하였다. 또한 Webb과 Jung⁽⁴⁾은 루버핀과 스플 리터핀을 비교 실험하였고, Chang와 Wang^(5,6)은 여러 가지의 루버형상을 가진 알루미늄 열교환기에 대하여 실험하여 열전달 및 압력강하 특성에 대한 상관식을 제시하였다. 국내에서는 이진호와 정찬덕⁽⁷⁾에 의하여 루버 핀을 사용한 고밀도 열교환기의 유동 및 열전달 측정에 관한 연구가 수 행되었으며, 배태식과 한창섭⁽⁸⁾은 차량용 응축기의 룸에어컨 적용에 대한 연구를 발표하였다. 김종화⁽⁹⁾등은 루버각과 핀의 개수를 변화시키면서 루 버피치/핀피치가 열전달량과 압력강하에 미치는 영향에 대한 연구를 발 표하였다.

1.3 연구내용

지금까지 연구결과를 통하여, 루버핀의 성능은 루버핀의 형상에 따라 결정되므로, 루버각, 루버길이, 루버피치, 루버폭, 핀두께, 핀피치 및 핀폭 등이 중요한 요소이며, 그 중에서도 핀피치, 루버각 및 루버피치가 압력 강하 및 열전달 성능에 가장 큰 영향을 미치는 것을 알 수 있다. 핀피치 는 핀의 밀도와 관계된 것으로 Fig. 1과 같이 핀과 핀 사이가 작아지면 더 많은 공기가 루버핀 위를 통과하므로 열전달량이 증가하게 되며, 루버 각은 커질수록 루버핀 유동성향을 일으키므로 열전달량은 증가하지만 유 동에 저항이 커져 압력강하는 증가한다. 이와 더불어 루버피치는 열경계 층과 관련된 것으로 Fig. 2와 같이 루버피치가 작을수록 온도경계층이 작 아져 열전달을 촉진시키므로 역시 루버핀의 성능을 결정하는 중요한 요 소라 할 수 있다.

이러한 연구결과로부터 본 연구에서는 기존 자동차 에어컨 응축기로

사용되고 있는 평판관-루버핀 열교환기에서 크기와 무게를 줄이면서 열 전달성능을 증가시킬 수 있는 루버핀을 설계하고자 기존 루버핀보다 루 버피치와 핀피치는 작게하고 루버각은 조금 크게한 루버핀을 제작하여 새로운 평판관-루버핀 열교환기를 개발하였다. 이 열교환기의 특성을 분 석하고자 입구공기속도, 물의 온도 및 유량변화에 따른 압력강하량과 열 전달량을 측정하여 열교환기 설계에 필요한 압력강하 및 열전달 특성인 f-factor 와 j-factor 상관식을 구하고 기존에 제시된 값^(1.10)들과 비교 분 석하였다. 또한 실제크기의 평판관-루버핀 열교환기를 제작하여, 현재 자 동차 에어컨 응축기로 사용되고 있는 평판관-루버핀 열교환기와 R-134a 냉매를 사용하여 입구공기속도에 따른 공기측 입ㆍ출구 압력차 및 열전 달량을 측정하여 두 열교환기의 성능을 비교평가 하였다.

열교환기 설계에 필요한 f-factor와 j-factor를 얻기 위해서, 본 실험장 치에 맞게 크기를 제작한 평판관-루버핀 열교환기 모델 및 새로 개발한 루버핀을 가지고 제작한 실제 크기의 평판관-루버핀 열교환기와 현재 자 동차 에어컨 응축기로 사용되고 있는 평판관-루버핀 열교환기의 형상과 치수가 Fig. 3과 Table 1에 나와있다.

평판관-루버핀 열교환기는 일반적인 냉동기 열교환기로 사용되고 있는 열교환기가 알루미늄과 동으로 만들어진 것과 달리 관과 핀 모두가 알루 미늄만으로만 만들어졌으므로 자동화를 통한 연속 생산 작업이 용이하여 원가절감이 가능하며, 중량 또한 훨신 가볍다. 또한 루버핀은 기타 핀보 다 열교환성능이 우수하여 열교환기의 체적 기준의 약 35%정도의 성능 향상을 얻을 수 있으므로 루버핀은 다른 파형핀(wavy fin), 딤플핀 (dimple fin), 옵셋 스트립핀(offset strip fin)등과 비교하여 구조적 강도가 떨어지고 형상이 복잡하여 제작비가 많이 들어감에도 불구하고 현재 자 동차와 같이 고밀도 열교환기를 사용하는 산업체에서 널리 사용되고 있

다. 현재까지 개발된 평판관-루버핀 열교환기는 R-134a 냉매를 사용하는 자동차용 에어컨의 응축기 및 증발기에 적용되고 있으며, 응축기의 경우 에는 내압 특성이 0.098 kPa 정도이다. 가정용 에어컨에 적용하기 위해서 는 내압특성 향상 방안, 응축수 배출방안, 저풍속에서의 성능향상 방안 등에 대한 문제해결이 우선시 되어야 한다.

(a) The small fin pitch.

(b) The large fin pitch.

Fig. 1 Air flow patterns in the louvered fin.

(a) The small louver pitch. (b) The large louver pitch.

Fig. 2 Laminar boundary layer on louvered fin.

Table 1 Louver fin geometries of the present model.

The characteristics of Louver Fin

Pilot model

Present Condenser

Conventional Condenser Core size

(L×W×H) (mm)

300×200×16 616×340×16 617×339×20 Fin width

(mm) 16.0 16.0 20.0

Fin thickness

(mm) 0.09 0.09 0.1

Fin pitch

(mm) 2.6 2.6 2.8

Louver pitch

(mm) 1.0 1.0 1.2

Louver angle

(degree) 28.0 28.0 24.5

Tube heigh

(mm) 16.0 16.0 20.0

Tube width

(mm) 1.75 1.75 2.0

Flow pass 8-9-4 15-9-5-5 13-9-4-4

Fig. 3 Schematic diagram of louver fins for the brazed aluminum heat exchanger.

Ⅱ . 이 론

2.1 공기 및 냉매측 열전달량

본 열교환기에서는 각실험에 대한 공기 및 냉매측 열전달량을 구하기 위하여 열교환기의 공기측 입ㆍ출구 온도와 냉매측 입ㆍ출구 온도를 측 정하고 식(1)및 식(2,3)을 사용하여 공기측 열전달량(Qa)과 냉매측 열전달 량을 구하였다. 열교환기의 설계조건인 f-factor과 j-factor를 구하기 위하 여 냉매를 물로 사용하였을 경우에는 식(2)를 사용하여 열전달량(Qw)을 얻었으며, 기존 평판관-루버핀 열교환기와 성능을 비교하기 위하여 실험 하였을 경우에는 냉매를 R-134a를 사용하였다. 물의 경우와 달리 냉매입 구의 과열영역에서의 온도차와 냉매출구부의 과냉각영역에서의 온도차의 영향이 적고 정확한 상태변화를 알 수 없으므로 냉매측 입ㆍ출구 온도와 압력을 측정하여 ASHRAE에서 제시한 R-134a표로부터 h(엔탈피)를 구 한 후 식(3)로부터 냉매측 열전달량(QR)을 구하였다.

Q_a= ṁ_a c_paΔ T_a (1)

Q_w= ṁ_w c_pwΔ T_w (2)

Q_R= ṁ_R( h_out- h_in) (3)

여기서, ̇m, C_P, ΔT와 h는 질량유량, 정압비열, 입ㆍ출구 온도차 및 엔 탈피를 나타내며, 하첨자 a, w와 R는 공기, 물 및 R-134a를 나타낸다.

2.2 열전달 및 압력강하

2.2.1 총괄열전달계수

열전달 성능을 나타내는 총괄열전달계수를 구하기 위해서 대수평균 온 도차(ΔT_LMTD)를 이용하여 다음과 같이 계산 하였다.

UA = Q_a

Δ T_LMTD (4)

Δ T_LMTD= ( T_w,in- T_w,out) - ( T_w,out- T_w,in) ln ( T_w,in- T_w,out

T_w,out- T_w,in )

(5)

여기서, U와 A는 총괄열전달계수 및 공기측 열전달 면적이며, 하첨자 in 과 out는 입구 및 출구를 나타낸다.

2.2.2 물측 열전달 계수

관 내측 열전달 계수(hi)는 Nusselt수( Nu_Dh)⁽¹¹⁾의 관계식을 이용하여 다음과 같이 구할 수 있다.

h_i= Nu_Dh k_w

D_h (6)

여기서, kw와 Dh는 물의 열전도율 및 관내부의 수력직경이다. Nu_Dh는 식 (7) 및 (8)으로부터 구할 수 있으며, 수력직경(Dh)는 Fig. 4로부터 구할 수 있다.

NuDh= 7.54 + 0.03( D_h/L ) Re_Dhㆍ Pr

1 + 0.016[ ( D_h/L ) Re_Dhㆍ Pr ]^2/3 ( ReDh≤2800)(7)

Nu_Dh= ( f^*/8)( Re_Dh- 1000)ㆍ Pr

1+ 12.7( f^*/8)^1/2ㆍ( Pr^2/3- 1) ( 3000＜Re_Dh＜10⁶) (8)

여기서, f^*는 관 내부의 마찰 계수⁽¹¹⁾로서 식(9)를 이용하여 구할 수 있으 며, L은 평판관의 물의 유동방향 길이를 나타낸다.

f^*= ( 0.79 ln ( Re_Dh) - 1.64)^{- 2} (9)

2.2.3 공기측 열전달 계수

공기측 열전달 계수(ho)를 구하기 위해서는 앞서 구한 UA와 관내측 열 전달 계수(hi)를 식(10)에 대입하여 구할 수 있다.

1

UA = 1

A_i h_i+ R_w+ δ_w

A_w k_w+ Y_f

A_i + 1

η_o h_o A_o (10)

여기서, A_i, A_o와 A_w는 관내부의 면적, 총열전달 면적 및 관외부면적 을 나타내며, 총열전달 면적은 공기가 지나가는 핀의 면적과 관의 면적을 합한 것이다. R_w와 Y_f는 관벽 전도열저항 및 불결계수를 나타낸 것으로 상대적으로 매우 작으므로 무시할 수 있다. k_w, δ_w와 η_o는 접촉 열전달 계수, 관벽의 두께 및 총괄표면효율 (overall surface efficiency)을 나타내 며, 총괄표면효율( η_o)은 Shah⁽⁵⁾에 의해서 제시된 핀효율식(11)를 이용하 여 구할 수 있다.

η_o= 1 - A_f

A_o( 1 - η_f) ; η_f= tanh (ml)

ml (11)

m = ( 2 h₀

k_f δ_f( 1 + δ_f F_d ))

1/2

(12)

l = H/2- δ_f (13)

여기서, A_f는 핀의 표면적을 나타내며, η_f는 핀효율로서 식(12)-(13)에서 구할 수 있다. k_f, δ_f와 H는 핀의 열전달 계수, 핀의 두께 및 핀 높이를 나타낸다.

2.2.4 열교환기의 성능지표

위 식에서 구한 공기측 열전달 계수(ho)를 이용하여 공기측 열전달 특 성을 나타내는 Colburn j-factor로 식(14)와 같이 환산 할 수 있다.

j = St ㆍ Pr ^2/3= h_o

ρ_a c_Pa V_c Pr ^2/3 (14)

St = Nu /( Reㆍ Pr ) (15)

여기서, ρ_a와 c_Pa는 공기의 밀도 및 비열이며, V_c는 열교환기 코어에서 공기 최대속도이다.

열교환기에서 열전달 성능과 함께 중요한 요소인 압력강하를 평가하기 위해서 Kays and London⁽³⁾이 제시한 식(16)를 이용하여 식(17)와 같이 f-factor로 정리하였다.

ΔP

P₁ = G²v₁

2g_cP₁[ ( 1- σ²) + 2( v₂

v₁- 1) + f Av_m

A_cv₁ - ( 1 - σ²) v₂

v₁ ] (16)

f = A_c ρ_m

A ρ_in [ ( 2 ρ_inΔP

( ρ_m V_c)² ) - ( 1 - ( A_c A_fr )

2

)

- 2( ρ_in

ρ_out- 1) + ( 1 - ( A_c A_fr )

2

) ρ_in

ρ_out ] (17)

여기서, Ac, Afr와 A는 각각 최소자유유동면적, 공기측 전단면적 및 전체 공기측 열전달 면적을 나타내며, 하첨자 m은 평균값을 나타낸다.

Fig. 4 Cross-section of the flat-tube.

Ⅲ . 실험장치 및 방법

3.1 평판관-루버핀 열교환기

3.1.1 실험장치

본 연구를 위하여 우선 평판관-루버핀 열교환기를 통과하는 공기가 얻 은 열량과 열교환기 전ㆍ후의 압력강하를 측정할 수 있는 측정 장치를 제작하였다. 또한 제작한 평판관-루버핀이 공기속도, 물유량, 공급물의 온 도변화에 따라 압력강하 및 열전달에 어떠한 영향을 주는지 알기 위하여 Fig. 5와 같이 송풍장치, 덕트, 시험부, 온수 공급 장치와 자료획득장치 등을 구성하였다.

제작한 평판관-루버핀 열교환기의 압력강하 및 열전달 특성을 고찰하 기 위해서 Fig. 6과 같은 2차원으로 된 덕트 실험장치를 구성하였으며, 이에 대한 사진을 Fig. 7에 나타내었다. 덕트의 크기는 높이 250 mm, 폭 400 mm, 길이 3600 mm로 두께 10 mm의 아크릴로 제작되어 있으며 자 동차 에어컨 응축기용으로 사용하기 위한 실험으로서 덕트의 2/3지점에 열교환기를 설치하였다. 본 실험장치는 ASHRAE standard 41-66와 ASHRAE standard 33-1978에 근거하여 제작한 것으로 시험부에서의 난 류 강도를 감소시키고 유동 단면에서의 균일한 속도 분포를 위하여 시험 부의 상류 1.85 m 지점에 와이어 스크린(40 mesh)과 1.75 m 지점에 100 망사 와이어 스크린, 1.5 m 지점에 정류장치(straightener)를 설치하였고 실험장치의 상류의 길이는 덕트 수력직경의 5배 이상으로 제작하였다. 또 한 실험 장치내의 열손실을 막기 위하여 실험 장치 전체를 단열재를 사

용하여 단열하였다. 본 실험에서 사용된 열교환기의 크기는 가로(L) = 200 mm, 세로(W) = 300 mm, 두께(H) = 16 mm의 알루미늄으로 제작되 었다.

3.1.2 풍량조절 및 측정장치

공기의 유속은 Fig. 5와 같이 공기측 전면유속을 홴의 회전수를 인버터 로 조절하여 30±0.5℃의 공기를 2.0∼8.0 m/sec로 변화시키면서 공급하 였다. 홴은 입력전압이 220/380 V이며 출력, 주파수가 1.5 kW, 60 Hz인 제품을 사용하였으며, 구동용 DC모터를 이용하여 공급전압을 조절하여 미세한 변화를 조절하였다. Fig. 8는 덕트안에서 인버터 주파수에 따른 속도가 선형적인 관계를 나타내고 있음을 보여주고 있다. 사용된 인버터 는 입력과 출력이 3상이며, 최대출력 1.5 kW인 제품(LG산전)을 사용하였 다. Fig. 9는 본 실험에서 사용된 인버터이다. 또한 열교환기에 공급되는 유속을 측정하기 위해서 Fig. 5와 같이 덕트 내부에 정류장치 (straightener)를 지나 열교환기에 들어가는 중간지점에 열선유속계를 이 용하여 측정하였다.

3.1.3 온도조절 및 측정장치

열교환기의 관 내부로 공급되는 물의 온도를 조절하기 위해서 공급수 조안에 DC용 히터기를 설치하고 온도센서 제어기와 연결하여 설정 온도 에 따라 수조안의 물의 온도를 감지하여 출력전압을 조절하는 PID방식으 로 40∼55℃범위에서 원하는 온도를 ±0.5℃오차로 유지하면서 실험하였 다. 공기의 입ㆍ출구온도 측정을 위하여 열교환기에 들어가는 입ㆍ출구에

각각 등면적비율로 입구에 2개와 출구에 15개의 T-type 열전대를 설치하 여 측정한 후 이들의 평균값을 구하여 사용하였다. 또한 물의 입ㆍ출구 온도를 측정하기 위해서 특수제작한 T-type 열전대를 입ㆍ출구의 관에 T형태의 관을 이용하여 부착하여 온도를 측정하였다. 측정된 온도의 오 차범위는 ±0.2℃이다.

3.1.4 유량조절 및 측정장치

열교환기에 공급되는 유량을 조절하기 위해서 Fig. 10과 같이 바이패스 밸브와 순환펌프를 이용하여 5, 6, 7, 8 및 9 ℓ/min의 유량을 열교환기 관내부에 공급하여 열교환기를 통과시 공기와 열교환이 되도록 하였다.

유량 측정을 위해서는 최대측정유량이 14 ℓ/min인 유량계(Dwyer)를 이용하여 열교환기의 관내부로 공급되는 유량을 측정하였다. 정밀한 유량 을 측정하기 위해서 비이커와 스톱워치를 이용하여 5회씩 반복하여 각각 의 유량공급시 유량계에 나오는 눈금과 비교하였다.

3.1.5 압력 측정 장치

열교환기에 들어가는 유속에 따른 열교환기의 입ㆍ출구의 압력차를 측 정하기 위해서 입ㆍ출구로부터 50 mm 떨어진 4각덕트의 단면에 정압공 을 설치하여 경사마노미터를 이용하여 정압차를 측정하였다. 정확한 값을 측정하기 위하여 각각 입ㆍ출구 4각 단면 모두를 측정하여 평균값을 이 용하였다. 경사마노미터는 최대 690 kPa까지 측정할 수 있는 제품 (Dwyer)을 사용하였다.

3.1.6 데이터 취득 장치

데이터 획득 시스템(Data Acquisition System, Yokogawa사, model DR230)은 총 40채널을 사용할 수 있으며 출력이 전압인 각종 열전대와 출력이 전류인 RTD센서, 풍속, 습도 및 압력센서가 사용가능하다. 구동 프로그램은 제작사에서 제공하고 있는 DAQ32 Plus를 사용하였으며, Fig.

11는 본 실험에서 사용한 데이터 획득시스템이다.

3.1.7 실험 방법

본 연구에서는 제작한 평판관-루버핀 열교환기의 압력강하 및 열전달 를 측정하기 위하여 공기의 입구유속을 Re_Lp수 100∼500범위가 되도록 인버터를 사용하여 2∼8 m/s 유속의 범위에서 변화시켰다. 설정값에 도 달하면, 약 30분정도 작동하여 정상상태에 도달하게 한 후 공기의 입ㆍ 출구 압력차 및 온도와 물측 입ㆍ출구 온도를 측정하였다. 입구 공기의 속도는 정류장치(straightener)와 열교환기와 중간지점에서 열선 풍속계를 사용하여 측정하였으며, 공기의 입ㆍ출구 온도는 열손실을 최대한 줄이기 위해서 열교환기 앞뒤에서 바로 측정하였다.

공급물의 온도에 따른 압력강하와 열전달 특성을 측정하기 위하여 물 의 유량을 8ℓ/min로 일정하게 공급하면서 DC전원 히터와 온도조절계를 이용하여 물의 온도를 40, 45, 50, 55±0.5℃로 변화시켜 가면서 각 온도 에서 입구공기속도 Re_Lp를 100∼500으로 변화시켰다. 또한 공급유량에 따른 압력강하와 열전달 특성을 측정하기 위하여 45±0.5℃의 물을 바이 패스밸브를 이용하여 유량을 5, 6, 7, 8 및 9 ℓ/min로 변화시켜가면서 각 유량에서 입구공기속도 Re 를 100∼500으로 변화시키면서 실험하였다.

Fig. 5 Schematic diagram of experimental setup for a pilot heat exchanger.

Fig. 6 Configuration of the channel flow.

Fig. 7 The photo of the experimental apparatus.

Fig. 8 Relation between inverter frequency and air velocity.

Fig. 9 The photo of Inverter.

Fig. 10 Supply device of hot water.

Fig. 11 The photo of a data acquisition system.

3.2 자동차 에어컨 응축기

3.2.1 실험 장치

본 연구에서는 새로 개발한 평판관-루버핀 열교환기와 현재 자동차 에 어컨 응축기로 사용하고 있는 평판관-루버핀 열교환기의 성능을 비교평 가하기 위해 Fig. 12과 같은 실험장치(만도위니아)에서 열교환기를 실험 하였다. 챔버안에는 증발기. 압축기, 냉매회수 및 공급장치와 더불어 유분 리기등이 설치되어 있으며 챔버안에서 일정한 조건의 냉매를 만든 후 실 험할 열교환기로 공급한다. 열교환기를 통과한 냉매는 냉매 유량계, 압력 검출기와 팽창밸브를 지나 다시 챔버안으로 들어와 일정한 상태로 만들 어진 후 열교환기로 다시 공급된다. 열교환기 공기측 입ㆍ출구의 압력과 온도는 열교환기 입ㆍ출구에 설치된 온도센서와 압력검출기로부터 얻을 수 있다. 여기서 실험한 열교환기는 실제 자동차용 응축기와 크기가 같고 냉매를 물 대신 R-134a를 사용하였다. 본 연구에서 실험한 두 열교환기 가 Fig. 13과 Fig. 14에 나와있다.

3.2.2 실험 방법

본 연구에서는 새로 개발한 평판관-루버핀 열교환기와 현재 자동차 에 어컨 응축기로 사용되고 있는 열교환기의 압력강하 및 열전달량을 측정 하였다. 앞서 실험한 경우와 달리 물대신 실제 자동차 응축기에 사용되고 있는 R-134a를 사용하여 공기입구 입구유속을 1∼5 m/s로 변환시켜가면 서 풍속에 따른 열교환기의 공기측 입ㆍ출구 압력과 온도 및 R-134a의 입ㆍ출구 압력과 온도를 측정하였다.

Fig. 12 Schematic diagram of experimental setup for a condenser using R-134a refrjgerant.

Fig. 13 Photo of the present condenser.

Fig. 14 Photo of the conventional condenser.

ⅳ . 실험결과 및 고찰

4.1 평판관-루버핀 열교환기 압력강하 및 열전달 특성

본 연구에서는 새로 개발된 루버형상을 가진 루버핀을 제작하여 평판 관-루버핀 열교환기의 압력강하 및 열전달특성에 대하여 실험하였다. 우 선 실험장치와 실험방법의 정확성을 평가하기 위하여 각 실험에 대하여 공기측에서 얻은 열량과 물측에서 잃은 열량을 비교하였다. Fig. 15는 열 교환기 관에 공급되는 물온도, 물유량 및 열교환기에 들어가는 풍속의 변 수에 따른 56번의 실험에 대한 열평형을 나타낸 것으로 전체 실험 영역 에서 최대 ±5 %의 범위에서 공기측에 얻은 열량(Qa)과 물측에서 잃은 열량(Qw)이 열평형을 이루어졌음을 알 수 있다.

물의 온도 및 유량을 변화시키면서 입구공기 속도에 따른 열교환기의 공기측 입ㆍ출구 압력차를 측정하여 Fig. 16에 나타내었고, 식(17)을 이용 하여, f-factor로 환산하여 Fig. 17에 나타내었다. Fig. 16에서 나타났듯이 공기입구 속도가 증가함에 따라 압력차는 비선형적으로 커졌으며, 물의 온도 및 물의 유량변화는 공기측 압력강하에 영향을 주지 못하였다. 이는 공기측 Re_Lp수가 층류인 경우, 물의 온도변화에 따라 공기측 출구의 온 도가 달라져 공기의 점성계수가 변화되어 압력차에 영향을 줄 수 있으나 본 실험은 난류영역이므로 공기의 온도변화가 점성계수에 영향을 미치지 못하기 때문이다. Fig. 17에서와 같이 f-factor는 기존자료와 정성적으로 비슷한 경향을 가지며, 공기의 유속이 저속인 경우 Davenport⁽¹⁾상관식과 유사하나 고속의 경우 약간 큰값을 가지며, Webb & Sahnoun⁽⁵⁾상관식 보다는 모든구간에서 낮은값을 가진다. 이는 루버각이 클수록, 핀피치가

작을수록 유동저항이 커지므로 f-factor가 증가하기 때문이다. 본 연구에 서 구한 상관식과 비교한 다른 루버핀에 대한 제원들을 Table 2에 나타 내었으며, Webb & Sahnoun상관식은 Webb & Jung⁽⁵⁾의 루버핀 모델로 부터 구한 것이다.

평판관-루버핀 열교환기의 관내부로 공급되는 물의 온도가 열전달 성 능에 어떠한 영향을 미치는가를 규명하기 위해 물유량을 8 ℓ/min를 유 지시키면서 물의 온도와 풍속을 조절하여 여러 가지 수온에서 공기유량 이 열전달량에 미치는 영향을 Fig. 18에 나타내었다. 물의 온도가 증가함 에따라 공기가 물로부터 얻는 열량이 증가하며, Re_Lp가 증가함에 따라 즉, 열교환기에 유입되는 풍속이 증가함에 따라 공기측에서 얻는 열량이 선형적으로 증가하다가 Re_Lp가 300이상이 되면 기울기가 감소하기 시작 하고 Re_Lp가 450∼500 사이부터는 일정한 열량을 얻는 경향을 볼 수 있 다. 수온이 낮을 경우(40℃), Re_Lp가 350 정도가 되면 열전달이 포화가 되지만 수온이 증가하여 55℃가 되면 Re_Lp가 450이상에서 열전달이 포 화상태에 이른다.

Fig. 19에서는 물유량을 변화시켰을 경우 공기유량이 열전달에 미치는 영향을 나타내었다. Fig. 16에서와 같이 물유량이 증가함에 따라 열전달 량이 증가하다가 유량이 7 ℓ/min이 되면 일정한 열전달량을 가졌다. 또 한 Re_Lp가 증가함에 따라 물의 온도변화시와 달리 물유량의 변화와 상관 없이 전달되는 열량이 선형적으로 증가하다가 Re_Lp가 300 이상이 되면 기울기가 감소하다가 Re_Lp가 400∼450 사이부터 열전달이 포화상태에 도달하였다. 즉, 물의 유량변화는 Re_Lp 증가에 따른 열전달량과 상관이 없음을 알 수 있다.

물의 온도 및 유량변화에 따른 열교환기의 열전달 특성인 j-factor를

식(13)을 사용하여 Fig. 20과 Fig. 21에 나타내었고, 상관식을 구하여 Fig.

22에 나타내었다. Re_Lp가 증가함에 따라 물의 온도 및 유량변화에 대하 여 j-factor가 모두 감소하며, 일정한 값을 가졌다. 이는 물의 온도 및 유 량의 변화는 j-factor에 영향을 미치지 않기 때문이다. Fig. 19에서와 같 이 본 연구에서 구한 j-factor상관식은 기존의 자료와 정성적으로 비슷한 경향을 가지며, Davenport⁽¹⁾ 및 Webb & Sahnoun⁽⁵⁾상관식 보다 모든 구 간에서 높은값을 가진다. 이는 핀피치가 작아지고, 루버각이 클수록 더 많은 공기의 유량이 루버핀 위로 지나가므로 열전달이 촉진되며, 루버피 치가 작을수록 열경계층이 작아지므로 열교환이 더 좋아지기 때문이다.

위의 자료로부터 열교환기의 설계에 필요한 압력강하 특성인 f-factor 및 열전달 특성인 j-factor의 상관식을 식(17)와 같이 구하였다.

f = 6.359 × Re_Lp^{- 0.706}

j = 0.338 × Re _Lp^{- 0.404} (17)

Table 2 Louver fin specifications of the comparison models.

Research Fin pitch (mm)

Louver pitch (mm)

Louver angle (degree) Present model 2.6 1.0 28.0

Davenport

(1983) 2.01∼3.35 1.5∼3.0 8.43∼35.92 Webb & Jung

(1992)

1.411 1.693 2.117

1.397 30.0

Fig. 15 Heat-balance of the plate-louver fin exchanger between air and water sides.

Fig. 16 Pressure drop as a function of inlet air velocity for various water inlet temperatures and flow rates.

Fig. 17 Comparisons of f-factor correlations.

Fig. 18 Heat transfer rate as a function of ReLp for various water inlet temperatures.

Fig. 19 Heat transfer rate as a function of ReLp for various water inlet flow rates.

Fig. 20 Effect of ReLp on j-factor for various water inlet temperatures.

Fig. 21 Effect of ReLp on j-factor for various water inlet flow rates.

Fig. 22 Comparisons of j-factor correlations.

4.2 자동차 에어컨 응축기의 성능평가

실험장치와 실험방법의 정확성을 평가하기 위하여 각 실험에 대하여 공기측에서 얻은 열량과 R-134a에서 잃은 열량을 비교하였다. Fig. 23는 10번의 실험에서 열평형을 나타낸 것으로 최대 ±5 %의 범위에서 공기 측에서 얻은 열량과 R-134a에서 잃은 열량이 열평형이 이루어졌다.

본 연구에서는 새로 개발된 평판관-루버핀 열교환기를 실제 크기로 제 작하여 현재 자동차 에어컨 응축기로 사용되고 있는 평판관-루버핀 열교 환기와 냉매를 물 대신 R-134a를 사용하여 풍속에 따른 열교환기의 입 ㆍ출구 압력차 및 R-134a에서 공기로 이동하는 열전달량을 비교하였다.

열교환기에 유입되는 풍속에 따른 압력강하량을 Fig. 24에 나타내었다.

Fig. 24와 같이 공기의 유속이 증가함에 따라 상대적으로 유동저항이 커 지므로 압력차가 커졌다. 또한 두 열교환기의 압력강하량은 풍속이 증가 함에 따라 거의 같은 값을 가지나 Fig. 24에서 나와있듯이 두께당 압력강 하량(ΔP/H)은 새로 개발된 평판관-루버핀 열교환기가 최대 20% 더 큰 값을 가졌다. 이는 압력강하에 큰 영향을 미치는 루버각이 현재 사용중인 평판관-루버핀 열교환기 보다 더 크기 때문이다.

열교환기에 유입되는 공기의 유속에 따른 두 열교환기의 열전달량을 Fig. 25에 나타내었다. 두 열교환기는 풍속이 증가함에 따라 열전달량은 증가하였으며, 두 열교환기가 거의 같은 열전달량을 가지나 두께당 열전 달량(Q/H)은 새로 개발된 평판관-루버핀 열교한기가 현재 자동차 에어 컨 응축기로 사용되고 있는 평판관-루버핀 열교환기 보다 최대 24% 높 았다. 이는 루버피치가 작을수록 열경계층이 작아지므로 Nu가 커져 열전 달량이 커지고, 핀피치가 작을수록 루버핀안에서 유동효율이 증가하므로

열전달이 촉진되기 때문이다.

위의 자료로부터 두 열교환기 성능평가를 위하여 열전달량/압력차(Q/

ΔP)를 Fig. 26에 나타내었다. 저풍속(1 m/s)에서는 새로 개발된 평판관- 루버핀 열교환기의 열전달량/압력차(Q/ΔP)가 15% 더 크나 풍속이 증가 함에 따라 두 열교환기의 열전달량/압력차(Q/ΔP)의 차이가 감소하다가 고풍속(4 m/s)이 되면 두 열교환기의 열전달량/압력차(Q/ΔP)가 거의 차 이가 없어지는 것을 볼 수있다.

Fig. 23 Heat-balance of a condenser between air and R-134a sides.

Fig. 24 Effect of air inlet velocity on pressure drop through the condenser.

Fig. 25 Effect of air inlet velocity on the heat transfer rate.

Fig. 26 Comparisons of Q/ΔP.

Ⅴ . 결 론

본 연구에서는 루버피치, 루버각, 핀피치가 1.2 mm, 24.5°, 2.8 mm의 새로운 형상을 가진 평판관-루버핀 열교환기를 제작하여 공기 입구속도, 냉매의 온도 및 유량을 변화시키면서 그에 따른 압력강하 및 열전달특성 에 대해 실험을 통해 연구하였으며 현재 자동차 에어컨 응축기로 사용중 인 루버피치. 루버각, 핀피치가 1.2 mm, 24.5°, 2.8 mm인 평판관-루버핀 열교환기와 압력차 및 열전달량을 비교하여 다음과 같은 결론을 얻었다.

가. 본 실험영역에서 새로운 형상의 루버핀을 가진 평판관-루버핀 열교환 기는 ReLp가 증가할수록 열교환기 입ㆍ출구의 압력차는 선형적으로 커지며, 물의 온도 및 유량변화는 압력차에 영향을 주지 못하였다.

나. 본 실험영역에서 새로운 형상의 루버핀을 가진 평판관-루버핀 열교환 기는 Re_LP가 증가할수록 공기측에서 얻는 열량이 선형적으로 증가하 다가 Re_LP가 300이상이 되면 기울기가 감소하기 시작하고 Re_LP가 45 0∼500 사이부터는 일정한 열량을 얻는 경향을 볼 수 있다. 또한 물의 온도를 변화시켰을 경우 수온이 낮을 경우(40℃) Re_LP가 350 정도가 되면 열전달이 포화가 되지만 수온이 증가하여 55℃가 되면 ReLP가 450이상에서 열전달이 포화가 된다. 물 유량을 변화시켰을 경우 물 유 량이 증가함에 따라 열전달량이 증가하다가 유량이 7 ℓ/min 이상이 되면 일정한 열전달량(Q)을 가졌다.

다. 본 연구에서 새로 개발한 루버핀을 가진 평판관-루버핀 열교환기는

기존의 평판관-루버핀과 비교하여 두께당 압력강하량(ΔP/H)는 입구 풍속에 따라 최대 20% 증가하였으며, 두께당 열교환량(Q)은 입구풍속 에 따라 최대 24%의 증가 하였다. 또한 열전달량/압력차(Q/ΔP)는 저속(1 m/s)에서는 15% 더 크나 속도가 증가함에 따라 두 열교환기 의 Q/ΔP의 차이가 감소하다가 4 m/s 이상이 되면 두 열교환기의 Q/ΔP 차이가 없어지는 것을 볼 수 있다.

라. 위의 자료로부터 본 연구에서 새로 개발한 루버피치, 루버각와 핀피 치가 1.2 mm, 24° 및 52.8 mm 형상을 가진 루버핀은 압력강하 특 성인 f-factor에서는 Re_LP의 0.706승에 반비례하며 열전달 특성인 j-factor에서는 Re_LP의 0.404승에 반비례하는 다음과 같은 상관식 을 얻었다.

f = 6.359 × Re_Lp^{- 0.706} j = 0.338 × Re _Lp^{- 0.404}

참고문헌

1. Davenport, C. J., 1983, “Correlation for heat transfer and flow friction characteristics of louvered fin,” Aiche Trans., Vol. 79, pp. 19-27.

2. Achaichia, A. and Cowell, T. A., 1988, “Heat transfer and pressure drop characteristics of flat tube and louvered plate fin surfaces,” Thermal and Fluid Science, Vol. 1, pp. 147-157.

3. Kays, W. M. and London, A. L., 1984, Compact Heat Exchanger, 3rd ed. New York, McGraw-Hill.

4. Webb, R. L. and Jung, S. H., 1992, “Air-side performance of enhanced brazed aluminum heat exchanger,” ASHRAE Trans., pp. 391-401.

5. Chang, Y. J., Wang, C. C. and Chang,W. R., 1992, “Heat Transfer and flow characteristiscs of automotive brazed aluminium heat exchanger,” ASHRAE Trans., Vol. 100, pp. 643-652.

6. Chang, Y. J. and Wang, C. C., Chang,W. R., 1996, “Air side performance of Brazed aluminum heat exchanger,” J. of Enhanced Heat Transfer, Vol. 3, pp. 15-28.

7. 이진호, 전창덕, 1996, “ 루우버핀형 고밀도 열교환기에 대한 연구동 향,” 공기조화 냉동공학, Vol. 25, No. 2, pp. 126-136.

8. 배태식, 한창섭, 1996, “ 차량용 응축기의 룸에어컨 적용 가능성 연 구,” 공조조화 냉동공학, 하계학술발표 논문집, pp. 402-407.

9. 김종하, 윤재호, 백종현, 이창식, 김내현, 김만희, 김권진, 1997, “ 평 판관용 루버핀 형상에 대한 열전달 및 압력강하 특성에 관한 실험적 연구,” 공기조화 냉동공학, 동계학술발표회 논문집, pp.171-176.

10. Chang, Y. J., Wang, C. C. and Chang, W. J., 1994,

“ Heat Transfer and Flow Characteristics of Automotive Brazed Aluminum Heat Exchangers,” ASHRAE Transactions, pp. 643- 652.

11. Mills, A. F., 1995, Basic Heat and Mass Transfer, 3rd, IRWIN, Chicago, pp. 235-246.

12. 강병하, 김서영, 서훈, 김원년, 2000,“ 자동차 공조용 핀-관 열교환 기의 해석 및 성능개선 기술개발,” 선문대학교 2년차 연구보고서, pp. 53-75.

13. 강병하, 김서영, 1998, “ 평판-휜 열교환기의 신기술 동향,” 공기조 화 냉동공학, Vol. 27, No. 3, pp.243-252.

14. McQuiston, F. C. and Parker, J. D., 1994, Heating, Ventilation and Air Conditioning Analysis and Design, 4th ed., John Wiley

& Sons, Inc., New York.

15. 장혁재, 강병하, 김석현, 김형기, 2001,“ 평판관-루버핀 열교환기의 공기측 열전달 및 압력강하 특성에 관한 실험적 연구,” 대한설비공 학회, 동계학술발표회 논문집, pp. 185-190.

Abstract

An Experimental Study on Heat Transfer and Frition Characteristics of Brazed Heat Exchanger

by Chang, Hyuk-Jae The Graduate School of Automotive Engineering Kookmin University, Seoul, Korea (Advisor : Professor S. Kim Ph.D and B.H. Kang Ph.D)

Heat transfer and pressure drop on air side of a plate-louvered fin heat exchanger with a new shape of louver fin have been investigated experimentally. Water is employed inside the flat tube to transfer heat with air for convenience. This problem is of particular interest in the design of a plate-louvered heat exchanger. The effect of air flow rate, water flow rate and water temperature on pressure drop as well as heat transfer in air side are studied in detail. The present results showed a good agreement qualitatively with the previous results in general. Based on the experimental data, f-factor and j-factor correlations of the present louvered-fin are suggested. It is also found that heat transfer could be enhanced with new shape of louver fin, compared with the conventional louvered-fin, while the f-factor remains unchanged.