히트펌프 시스템의 팽창장치에 따른 계절별 성능에 관한 연구

工 學 碩 士 學 位 論 文

히트펌프 시스템의 팽창장치에 따른 계절별 성능에 관한 연구

A Study on the Seasonal Performance of Heat Pump System with Various Expansion Devices

國 民 大 學 校 産 業 技 術 大 學 院

産 業 機 械 工 學 科

柳 豊 相

2 0 0 0

히트펌프 시스템의 팽창장치에 따른 계절 성능에 관한 연구

A Study on the Seasonal Performance of Heat Pump System with Various Expansion Devices

指 導 敎 授 韓 道 榮

이 論文을 工學碩士學位 請求論文으로 提出함 .

200 1年 6 月 日

國 民 大 學 校 産 業 技 術 大 學 院

産 業 機 械 工 學 科

柳 豊 相

2 0 0 0

柳 豊 相 의

工 學 碩 士 學 位 請 求 論 文 을 認 准 함 .

200 1年 6 月 日

審 査 委 員 長 鄭 泰 勇 審 査 委 員 한 화 택 審 査 委 員 韓 道 榮

國 民 大 學 校 産 業 技 術 大 學 院

목 차

List of F igures

List of T ables

List of phot os

Nom enclatur e

Sub script s

Greek lett er s

국문요약

제 1 장 서 론

제 2 장 히트펌프 시스템

제 3 장 수학적 모델 및 이론 해석

3 .1 수학적 모델 5

3.1.1 압축기 5

3.1.2 열교환기 6

3.1.3 팽창 장치 12

3.1.4 냉매 배관 13

3.2 이론적 해석 13

3.2.1 시스템 시뮬레이션 14

3.2.2 시뮬레이션 온도 조건 15

3.2.3 각 조건별 시뮬레이션 결과 16

제 4 장 시험 장치

4.1 시험 제품 17

4.1.1 제품의 개요 17

4.1.2 제품의 상세 시방 18

4.1.3 팽창 장치 상세 시방 18

4.2 시험 챔버 및 측정 장치 22

4.2.1 동적 환경 조성 챔버 22

4.2.2 데이터 처리 시스템 24

제 5 장 시험 결과

5.1 시험 조건 28

5.2 시험 결과 28

5.3 시험 결과 분석 29

5.3.1 시험값과 시뮬레이션 결과 비고 29

5.3.2 모세관과 전자 팽창 밸브 성능 비교 31

제 6 장 경제성 검토

6.1 냉방 및 난방 기간 에너지 소비 효율 34

6.1.1 냉방 기간 에너지 소비 효율 34

6.1.2 난방 기간 에너지 소비 효율 38

6.2 냉방 및 난방 기간 에너지 소비 효율의 계산 41

6.2.1 냉방 및 난방 기간 에너지 소비 효율의 계산 방법 41

6.2.2 냉방 및 난방 기간 에너지 소비 효율의 계산 결과 43

6.3 경제성 비교 검토 46

6.3.1 전기요금 부과 체계 46

6.3.2 각 경우별 전기요금 계산 결과 47

6.3.3 각 경우별 초기 투자비 비교 49

6.4 경제성 비교 분석 50

7. 결 론

R efer en ce s 53

A b st r act 55

Appendix 57

L i s t o f F ig u re s

F ig . 2- 1 Cy cle Diag r am of H eatpum p S y st em 3 F ig . 3 - 1 F low Ch art of S im u lat ion P r ogr am 13 F ig . 4 - 1 Com pr e s sor P er for m an ce Cu rv e 18 F ig . 4 - 2 Cr os s - sect ion al v iew of th e E lectr onic E x pan sion V alv e 19 F ig . 4 - 3 S ch em atic diag r am of a dy n am ic en v ir onm en t al ch am b er 20

L i s t o f T ab l e s

T able. 3 - 1 T e st Con dit ion 14

T able. 3 - 2 P er for m an ce S im u lat ion R esu lt s 14

T able. 4 - 1 In door Un it S pecificat ion 16

T able. 4 - 2 Ou t door Unit S p ecificat ion 18

T able. 5 - 1 P er for m an ce T est R esu lt s 24 T able. 5 - 2 Com p ar ison of t est an d sim ulat ion u sin g Capillar y 25 T able. 5 - 3 Com p ar ison of t est an d sim ulat ion u sin g E XV 25 T able. 5 - 4 Com p ar ison of Capillar y an d E XV fr om sim u lation 26 T able. 5 - 5 Com p ar ison of Capillar y an d E XV fr om t e st 26 T able. 6 - 1 T im e r equir ed coolin g per ea ch t em per at ur e dur in g

coolin g sea s on 30

T able. 6 - 2 T im e r equir ed h eatin g per each t em p er atu r e du r in g

h eat sea s on 33

T able. 6 - 3 Calculat ion m et h od s of coolin g s ea son al per for m an ce

fact or 34

T able. 6 - 4 Calculat ion m et h od s of h eat in g sea son al p er for m an ce

fact or 34

T able. 6 - 5 Calculat ion r esu lt s of CS P F w h en u sin g Capillar y T u b e 35 T able. 6 - 6 Calculat ion r esu lt s of H S P F w h en u sin g Capillar y T u b e

35 T able. 6 - 7 Calculat ion r esu lt s of CS P F w h en u sin g E XV 36 T able. 6 - 8 Calculat ion r esu lt s of H S P F w h en u sin g E XV 36

T able. 6 - 9 E lect r icity Ch ar g e Rat e 37

T able. 6 - 10 Cost for Coolin g S ea son al 37

T able. 6 - 11 Cost for H eat in g S ea s on al 38 T able. 6 - 12 Cost Com p ar ison of ea ch equipm en t s 39

L i s t o f P h ot o s

P h ot o. 4- 1 In door Unit 15

P h ot o. 4- 2 Ou t door Unit 15

P h ot o. 4- 3 Con tr ol u nit of a dy n am ic env ir on m ent al ch am b er 20

P h ot o. 4- 4 Dat a A cqu isit ion S y st em 21

P h ot o. 4- 5 H um idity S en sor 22

P h ot o. 4- 6 P r es sur e S en sor 22

N o m e n c l at u r e

S y m b ol B r ief d efin it ion U n it

A : A r ea m²

C : F low - st r eam capa cit y r at J/ K

c : S pecific h eat at con st an t pr e s su r e J/ k g ・K D : In side diam et er of a cir cu lar t ub e m

f : F r iction fact or -

G : M a s s flux k g/ m²・s

H : H eig ht m

h : E nt h alpy J/ k g

h : H eat t r an sfer coefficient W / m²・K

L : L en g th m

m : M a s s flow r at e k g/ s

P : P r es sur e N/ m²

Q : H eat t r an sfer r at e J/ s

T : T em per atu r e ℃

U : Ov er all h eat t r an sfer con du ct an ce J/ m²・K

W : Com pr es sor m ot or p ow W

S u b s c ript s

S y m b ol B r ief d efin it ion

a A ir

actu al A ct u al v alu e

av e A v er ag e

can Com pr es sor sh ell

cm Com pr es sor

ex E x pos e

f F in

fr ict F r iction

in Inlet

inlet Inlet of com pr es sor

isen Isen tr opy

lv Liquid an d v apor

m ap M ap - b a s ed m odel

m ax M ax im um

m in M in im u m

m om M om en tu m

out let Out let of com pr es s or

p P r es sur e

r Refr ig er ant

r b Ret ur n b en d

s at S at ur at ion

Gre e k le tt e rs

S y m b ol B r ief d efin it ion U n it

δ : F in t hickn es s m

ε : E ffectiv en es s of h eat ex ch an g er -

μ : Viscosity k g/ m ・s

ρ : Den sit y m³/ k g

ν : S pecific v olu m e k g/ m³

국 문 요 약

최근 산업의 고도화와 생활 수준의 향상에 따라 쾌적하고 안락한 생 활환경과 보다 넓은 유효공간을 요구하는 수요자의 욕구를 만족시키며 최소의 에너지를 사용할 수 있는 개별공조 시스템에 관한 연구가 지속 적으로 진행되고 있다. 히트펌프형 에어컨은 사계절 쾌적한 공조를 실현해 준다는 측면에서 점차 보급이 확대되고 있으며, 연중 사용에 따 른 운전비용 절감을 위한 에너지 소비 효율 향상과 쾌적성 증가를 위해 속도 가변형 압축기를 이용한 인버터 에어컨도 활발히 개발되고 있다.

본 연구에서는 에너지 소비 절감의 방법으로 네 사이클 중 팽창 에 이용되는 장치를 검토하여 장치별 제작비용과 연간 운전비용을 비교함으로서 효율적인 에너지 절감을 달성하는 방법에 대해 이론 적인 검토와 시험을 통한 검증을 하고자 한다. 고온 고압의 응축 냉 매를 증발하기 쉬운 저온 저압 상태로 만들어 주는 팽창장치는 단 순하면서도 비교적 부하변동에도 적절히 반응하는 값이 저렴한 모 세관이 널리 사용되어져 왔으나 고온 조건과 저온 조건에서 최대의 냉방능력을 발휘하게 하는 정밀한 제어용으로는 부적절하였으며 반 면 증발기 입 출구 상태를 검출하여 운전 조건에 따라 항상 최적의 냉매 유량을 제어해주는 전자 팽창밸브는 뛰어난 효율과 경제성을 제공함에도 초기 설치비용의 과다로 인하여 그 적용이 아주 제한적 이었다. 따라서 본 논문에서는 동일한 제품에 모세관과 전자 제어밸 브를 설치하고 비교 시험을 통해 초기 설치비용과 연간 운전 효율 을 기준으로 한 운전비용을 비교함으로써 장기적인 경제성을 기준 으로 한 최적의 팽창장치를 검토하고자 한다.

제 1 장 서 론

사계절이 뚜렷한 기후를 갖고 있는 계절적 특성에도 불구하고 국 내에서는 여름에는 에어컨을 이용한 냉방과 겨울철에는 대부분 보 일러를 사용한 바닥 난방 시설을 갖추고 있다. 그러나 동일한 기후 조건을 갖는 외국에서는 냉방의 역사이클이 가능한 히트펌프를 사 용한 냉, 난방을 동시에 해결하는 방법이 주류를 이루고 있다. 최근 국내에서도 업소를 중심으로 히트펌프의 사용이 점차 증가하고 있 는 추세이며 앞으로 보급의 확대로 인해 전력 소비 감축과 규제가 에너지 절약차원에서 가해질 것으로 예상된다.

에어컨과 유사한 구조를 갖는 히트펌프는 방향 전환 밸브를 통해 응축과 증발의 위치가 계절에 따라 변하는 것을 제외하면 에어컨과 같은 구조이기 때문에 보조수단으로 사용되는 팬 모터와 압축기 구 동모터에 많은 전력소모는 필연적인 문제가 된다. 따라서 전력의 소 모를 줄이기 위한 연구로 열교환기, 압축기 등의 하드웨어적인 측면 에서 효율 개선과 제어 알고리즘의 개발을 통한 불필요한 전력 소 비를 줄이는 방향으로 연구가 진행중이다^{( 1 )}.

하드웨어의 개선을 위한 연구로는 단위 냉방 능력에 대한 소비전 력의 비로 표시되는 에너지 소비 효율의 향상을 위해 응축과 증발 장치의 열교환 효율 증대가 필수적이다. 현재 핀과 튜브의 성능개선 을 위해 많은 연구가 진행되고 있으며, 상당부분 고효율 핀 튜브의 개발 및 실용화가 이루어져 있는 상태이다. 아울러 압축기의 효율 개선을 위한 압축방식의 연구로 왕복동식에서 로타리식, 스크롤식 등으로 발전하여 왔다.

제어 알고리즘의 개선 방향은 불필요한 전력 소비 감소와 더불어

재실자의 쾌적성 향상을 목적으로 진행되고 있으며 단순 On/ Off 방 식에서 P .I.D 제어, 퍼지- 뉴럴 제어 등으로 발전하고 있으며 압축기 제어에 있어서도 가변주파수 방식이 도입되어 단순한 표준 냉, 난방 조건에서 뿐 아니라 실용적인 조건을 가정한 기간 에너지 소비효율 (SEER )이라는 개념을 도입하여 연간 에너지 소비의 절감을 달성하 기도 하였다.

본 연구에서는 에너지 소비 절감의 방법으로 네 사이클 중 팽창 에 이용되는 장치를 검토하여 장치별 제작비용과 연간 운전비용을 비교함으로서 효율적인 에너지 절감을 달성하는 방법에 대해 이론 적인 검토와 시험을 통한 검증을 하고자 한다. 고온 고압의 응축 냉 매를 증발하기 쉬운 저온 저압 상태로 만들어 주는 팽창장치는 단 순하면서도 비교적 부하변동에도 적절히 반응하는 값이 저렴한 모 세관이 널리 사용되어져 왔으나 고온 조건과 저온 조건에서 최대의 냉방능력을 발휘하게 하는 정밀한 제어용으로는 부적절하였으며 반 면 증발기 입 출구 상태를 검출하여 운전 조건에 따라 항상 최적의 냉매 유량을 제어해주는 전자 팽창밸브는 뛰어난 효율과 경제성을 제공함에도 초기 설치비용의 과다로 인하여 그 적용이 아주 제한적 이었다. 따라서 동일한 제품에 모세관과 전자 팽창 밸브를 설치하고 비교 시험을 통해 초기 설치비용과 연간 운전 효율을 기준으로 한 운전비용을 비교함으로써 장기적인 경제성을 기준으로 한 최적의 팽창장치를 검토하고자 한다.

제 2 장 히 트 펌 프 시 스 템

본 연구에 사용된 장비는 증기압축 사이클에 의해 구동되는 공랭 식 히트펌프 시스템으로서 그 사이클 구성도는 Fig . 2- 1과 같다. 장 비의 구성은 압축기, 실외 열교환기와 팬 및 모타, 팽창기, 사방밸브 로 구성되는 실외기와 실내 열교환기와 팬 및 모타로 구성되는 실 내기로 되어있는 분리형 에어컨으로 되어있다. 실내기와 실외기는 연장배관에 의해 실내기와 실외기 출구에 있는 각각의 서비스밸브 를 이용하여 연결이 된다.

F ig . 2- 1 Cycle Diagr am of Heatpump Sy st em

공랭식 히트펌프 시스템의 구동은 회전식 압축기에 의해 압축된 고온 고압의 기체 냉매가 응축기에서 팬에 의해 냉각 응축되며 팽 창장치에 의해 저온 저압의 액체 냉매로 바뀐 후 증발기에서 팬에 의해 가열 증발된다. 따라서 냉방 운전일 경우에는 고온 고압의 기 체 냉매가 실외 열교환기로 보내져서 실외 공기에 의해 냉각 응축 된 후 팽창장치에 의해 저온 저압의 액체 냉매로 감압이 되어 실내 열교환기로 보내진다. 실내 열교환기에서는 팬에 의해 실내 공기를 흡입하여 액체 냉매를 가열 증발시키게 되며, 결과적으로 실내 공기 는 열교환에 의해 냉방되는 효과를 주고, 증발된 기체 냉매는 다시 압축기로 보내져 고온 고압의 기체 냉매로 압축되는 사이클을 반복 하게 된다. 난방 운전은 고온 고압의 기체 냉매가 실내 열교환기로 보내져 실내 공기에 의해 냉각 응축되며, 결과적으로 실내 공기는 열교환에 의해 가열, 난방이 되며, 응축된 냉매는 팽창 장치에 의해 저온 저압의 액체 냉매로 감압이 된후 실외 열교환기로 보내져 실 외 공기로부터 열을 흡수하여 증발한후 압축기로 보내져 고온 고압 의 기체 냉매로 압축되는 사이클을 반복하게 된다. 이때 냉방과 난 방은 사방밸브에 의해 압축기에서 토출되는 고온 고압의 기체냉매 의 유로가 변경이되어 냉방 운전시에는 실외 열교환기로, 난방시에 는 실내 열교환기로 보내져 각기 다른 운전을 행하게 해준다^{( 2 )}.

제 3 장 수 학 적 모 델 및 이 론 해 석

히트펌프 시스템의 정적시뮬레이션 프로그램을 이용하기 위한 주요 모델들은 압축기, 열교환기, 팽창장치, 냉매배관 등으로 구성되어 있다.

3 .1 수 학 적 모델

3 .1 .1 압 축 기

압축기 모델은 제작사로부터 제공되는 성능 곡선을 이용하여 통계적인 방법을 사용하여 모델을 구하였으며, 압축기 모터의 실 제 동력값 Wc m , a c t u a l과 냉매의 실제 질량유량 mr , a c t u a l은 식 (1)과 식 (2)를 사용하여 계산할 수 있으며^{( 3 )}

(1) W cm , a ct u a l=

[

]

m r , m a p

[

]

h is en , m ap

W _{cm , m ap}

(2) m r , a c t u a l =

[

]

여기서 m_{r , m ap}은 성능 곡선에서의 냉매 질량유량, his en , act ual는 실제

엔탈피 변화, hisen , map는 성능 곡선에서의 엔탈피 변화, Wcm , m ap은 성능 곡선에서의 압축기 모터동력, 는 비체적을 나타낸다 . 또한 압축기 흡입구와 토출구에서의 엔탈피는 식 (3)과 식 (4)를 사용하

여 계산할 수 있으며

(3) h i n l e t , s u c t i o n = 0 . 33 W c m , m a p

m _{r , m a p}

(4)

h o u t l e t = W c m , a c t u a l - Q_can

m r , a c t u a l

+ h _{i n l e t}

여기서 Q_can는 압축기셸에서의 열손실을 나타낸다 .

3 .1 .2 열 교 환 기

시스템에 사용된 열교환기는 핀–튜브 열교환기를 사용하였으 며 ε–NT U 방식을 사용하여 모델을 개발하였다. 이를 위해 열교환기 형상, 열전달계수, 압력강하 등에 대한 상관관계식이 필요하다 .

3.1.2.1 열교환기의 면적

핀–튜브 열교환기의 공기측 열전달 면적 A_a는 식(5)를 사용하여 계 산할 수 있으며

(5)

A_a= A_f + A_{t ubes}

= 2×L ×F P ×N R×[ ST ×WT －πDo² 4 ]

－N R×πDo×L_ex

여기서 A_f는 공기와 접촉하는 핀의 면적, ^At ubes는 공기와 접촉하는 튜 브의 면적, L은 수평길이, F P는 단위길이당 핀수, N R은 냉매 튜브 수, S T는 튜브간의 수직길이, WT는 튜브간의 수평길이, Do는 튜브 의 외경, Lex는 핀과 접촉하지 않은 튜브의 수평길이를 나타낸다. 핀–

튜브 열교환기의 자유 유동 전면 면적 A f r e e - f l o w는 다음과 같이 계산할 수 있으며

(6)

A f r e e - f l o w = A - A^*_{t ubes} - A_f^*

(7)

A = H × L

(8)

A_{t ubes}^* = N V × Do × L_ex

(9)

A^*_f = N F × H × δ

여기서 A는 유동 방향과 직각인 열교환기 면적, A_{t u b es}^* 는 유동 방향과 직각인 튜브의 면적, A^*_f는 유동 방향과 직각인 핀의 면적, H는 수직 높이, N V는 수평관수, N F는 핀수, 는 핀 두께를 나타낸다. 따라서 핀- 튜브 열교환기의 자유 유동 전면 면적에 대한 공기측 열전달 면적비

A_{m in}은 다음과 같이 계산할 수 있다.

(10)

A_{m in} = A_a A f r e e - f l o w

3.1.2.2 열전달계수

열교환기의 열교환 능력을 해석하기 위해서는 공기측 및 냉매측의 열 전달계수가 필요하다. 핀–튜브 열교환기의 공기측 열전달계수 ha는 식

(11)과 식(12)를 사용하여 계산할 수 있으며^{(4 )～ (7 )}

(11) h_a = ( 1 . 75×G_a×c_{p a}×P_r^{- 2 / 3}) × j

×

[

1 - 5 120×R_e^{- 1 . 2}

]

(12) j = 0 . 00 14＋0 . 2618×

(

)

×

(

)

여기서 G_a는 풍량, c_{p a}는 공기비열, P_r는 프란들 수, N T는 공기 유 동방향의 튜브 수, Re는 레이놀드 수, Fa는 공기와 접촉하는 전체 면 적에 대한 핀에 접촉하는 공기 면적 비율, 는 점성계수를 나타낸다.

핀–튜브 열교환기의 냉매측 열전달계수(8 )～ ( 1 1 )

는 응축기의 기상영역 과 액상영역 그리고 증발기의 기상영역과 2상영역으로 구분하여 계산하 여야 한다. 응축기 기상영역에서의 열전달계수 h_{r , v} 는 식(13)을 사용하 여 계산할 수 있으며

h_{r , v}= C₁G_rc_{p , v}P_r^{- 2 / 3}R^C_e² (13)

C₁=

{

C2=

{

- 0 . 13750 f or R e≥6000

여기서 G_r은 냉매유량, c_{p , v}는 냉매의 비열을 나타낸다. 응축기 액상 영역과 증발기 기상영역에서의 열전달계수hr , lv는 식(14)을 사용하여 계 산하며

(14) h_{r , lv}= 0 .023 G_rc_{p , v}P_r^{( C - 1)}R_e^{- 0 . 20}

여기서 C는 열교환기가 증발기로 사용될 경우에는 0.3, 응축기로 사용 될 경우에는 0.4이다. 2상영역에서의 열전달계수h_tp는 식(15)를 사용하 여 계산하며

h_tp= h_{a v e}

(

)

여기서 ha v e는 평균열전달계수, Tv , d s는 냉매의 응축이 시작되는 곳에

서의 튜브의 온도, T_{s at , i n}은 포화상태에서의 냉매온도, h_fg는 잠열구간 에서의 엔탈피를 나타낸다.

3.1.2.3 압력강하

핀–튜브 열교환기의 냉매배관에서 압력강하(8 ) ,( 12 )

는 운동량요소에 의 한 압력강하, 마찰요소에 의한 압력강하와 리턴밴드에 의한 압력강하가

있다. 운동량요소에 의한 압력강하는 식(16)을 사용하여 계산할 수 있으 며

Pv , m om = G²r( νo- νi) (16)

( 32 . 174 ) ( 3600)²( 144 )

여기서 ν_o은 열교환기 출구에서의 비체적, ^νi는 열교환기 입구에서 의 비체적을 나타낸다. 마찰요소에 의한 압력강하는 식(17)을 사용하여 계산할 수 있으며

P_{v , fr ict} = G²_r f ( L / D ) 2 ν_{av e} (17) ( 32 . 174 ) ( 3600)² ( 144 )

여기서 f는 마찰계수, D는 배관내경, ^νav e는 평균 비체적을 나타낸 다. 리턴밴드에 의한 압력강하는 식(18)을 사용하여 계산할 수 있으며

(18)

Pv , rb=

{

D )^{- 4 . 52}]( S_T

D )^{0 . 84}

}

{

}

여기서 ST는 배관사이의 간격, Nrb는 리턴밴드수를 나타낸다.

3.1.2.4 전열량

열교환기에서 냉매와 공기사이의 전열량 Q를 계산하고 열교환기 크 기와 등급을 결정하는 ε–NTU 방식에 의해 다음과 같이 계산할 수

있으며^{( 1 1 )}

(19) Q = ε( m c_p)_{m in}( T _{h , in} - T _{c , in})

여기서 ε는 유용도(Effectiveness), T _{h , i n}는 고온측 입구 온도, T _{c , i n} 는 저온측 입구 온도, m은 질량, c_p는 비열, ( m c_p)_{m in}은 고온 유체의 질량과 비열의 곱인 m_h c_ph와 저온 유체의 질량과 비열의 곱인 m_cc_{p c} 중에서 작은 값을 택한 값을 의미한다. 또한 유용도 ε는 냉매와 공기 의 열교환 형태에 따라 다르며 냉매와 공기가 대향류의 형태로 열교환 할 경우 유용도 ε는 다음식으로 계산할 수 있으며

ε = 1 - e - N T U ( 1 - C_{m in}/ C_{m a x}) (20) 1 - ( C_{m in}/ C_{m ax})e - N T U ( 1 - C_{m in}/ C_{m a x})

냉매와 공기가 직교류의 형태로 열교환할 경우에 대향류에 수정인자를 곱하여 식(21)과 같이 나타낼 수 있으며

ε = 1

1 + 0 . 047 ( C_{m in} / C_{m ax}) N T U ^{( 0 . 036Cm in/ Cm a x)}

× 1 - e - N T U ( 1 - Cm in/ Cm a x) (21) 1 - ( C_{m in}/ C_{m ax}) e - N T U ( 1 - Cm in/ Cm a x)

여기서 Cm in은 ( m cp)m in, Cm ax은 ( m cp)m a x를 의미하며, 열전달 단위수 NT U는 다음과 같이 정의된다.

(22) N T U = A U_m

C_{m in} = 열교환기의 열용량 , W / ℃ 흐름의 열용량 , W / ℃

3 .1 .3 팽 창 장 치

시스템의 팽창장치로는 모세관과 전자팽창밸브를 사용한다. 시스템이 정상상태로 운전될 때 전자팽창밸브로 조정된 냉매유량으로 증발기 출 구에서의 냉매상태는 일정한 과열도값에 수렴한다고 가정하여 모델을 개발하였다. 모세관의 질량 유량을 계산하는 식은 다음과 같으며 이 식 에서 유량계수는 ASHRAE Handbook의 자료를 사용하였다

(23) m r= * N c a* m rs

여기서 m _r : 실제 질량 흐름율 m rs : 평균 질량 흐름율

: 유량계수

N ca : 수평상태의 모세관수 그리고 m _rs, m ₀, k는 다음과 같이 쓰인다

m _rs= m ₀ ( P (24) 1500 )

k

m ₀= 356 + 0 .64 1 T - 3 1 (25) 10

3 . 56

k = 0 .4035 + 0 .4 175 e ^{- 0 . 04 T} (26) 여기서 P : 입구압력

T : 입출구 온도차

3 .1 .4 냉 매 배 관

배관의 압력 손실은 Darcy의 비압축성 유동 관계식^{(3 )}을 사용하여 계 산하였으며

(27)

P = 2 f ( L / D ) G²

m

여기서 L은 등가 길이 D는 관경, ρ_m 는 평균 밀도를 나타낸다.

3 .2 이 론 적 해석

주어진 시스템의 팽창장치로서 모세관과 전자 팽창 밸브를 사용 했을 때의 성능차이를 보기 위해 개발된 정적 시뮬레이션 프로그램 을 이용하여 각 조건에서의 성능을 예측하였다.

개발된 정적 시뮬레이션 프로그램은 시스템의 설계 및 성능예측 프로그램으로서 실외 공기의 건구온도와 상대습도 그리고 실내 공 기의 건구온도와 상대습도를 사용자가 입력함에 따라 시스템의 냉

방용량, 소비전력, 성적계수 등과 각 냉동부품 입・출구의 냉매 압 력과 엔탈피를 예측할 수 있도록 개발하였다.

3 .2 .1 시 스 템 시 뮬 레 이 션

개발된 정적 시뮬레이션 프로그램의 순서도를 Fig . 3- 1에 나타내 었다. 프로그램이 시작되면 초기값으로 실내와 실외 공기의 건구온 도, 상대습도, 열교환기의 각종 형상 데이터등을 입력값으로 하여 히트펌프 시스템의 시뮬레이션을 수행한다. 압축기의 성능을 계산한 후 응축기를 거쳐 팽창밸브를 계산한 후 압축기에서 토출된 냉매량 과 팽창밸브에서 계산된 냉매유량을 비교하여 그 차이가 ₁ 보다 작아질 때 까지 시스템 고압을 조정하며 시뮬레이션을 수행한다. 이 값을 만족하면 증발기를 계산하게 되며, 증발기 출구의 냉매 상태를 계산하여 냉매의 과열도가 ₂보다 작아질 때까지 증발기의 냉매량 을 조정하여 시뮬레이션을 수행한다. 증발기 출구의 냉매의 과열도 가 만족되면 압축기에서 토출된 냉매량과 시스템에 흐르는 냉매량 을 비교하여 이 값이 일치할 때까지 저압측 압력을 조정하여 시뮬 레이션을 반복한다. 값이 만족되면 계산된 값을 출력한 후 시뮬레이 션을 종료한다.

F ig . 3- 1 F low Chart of Sim ulation Pr ogr am

3 .2 .2 시 뮬 레 이 션 온 도 조 건

모세관과 전자 팽창 밸브를 사용한 히트펌프의 냉방 및 난방 성능

을 비교하기 위하여 기간 에너지 소비 효율 계산에 필요한 냉방 정 격조건 및 저온조건과 난방 표준조건, 난방 제상조건에서 각각의 경 우에 대한 시뮬레이션 및 실제 시험을 통해 비교하고자 한다.

T able 3- 1은 각각의 시험 조건을 나타낸다.

T able 3- 1 T est Condit ion

T y pe T est N am e

T em per at ur e (℃)

In door Ou t door

Dr y Bu lb

W et Bulb

Dr y Bu lb

W et Bu lb

Coolin g R atin g 27 19 35 -

Low T em per atu r e 27 19 29 -

H eat in g R atin g 20 < 15 7 6

Defr ost 20 < 15 2 1

3 .2 .3 각 조 건 별 시 뮬 레 이 션 결 과

시뮬레이션은 모세관과 전자 팽창 밸브에 대해 각각 T able 3- 1의 온도 조건으로 수행하였으며 냉방 표준 조건에서의 모세관과 전자 팽창 밸브에 대한 시뮬레이션 수행 결과를 부록에 별첨하였으며 T able 3- 2는 각 조건별 시뮬레이션 결과의 요약을 보여준다

T able 3- 2 P erform ance Simulation Result s

Out pu t Coolin g H eat in g

Un it Ratin g L ow T em p R atin g Defr ost

Capillar y

Capacity W 3966 4552 4209 3817

P ow er Input W 1064 963 1048 1200

COP 3.7 4.7 4.0 3.2

E XV

Capacity W 4049 4925 4689 4214

P ow er Input W 1074 967 1026 996

COP 3.8 5.1 4.6 4.2

제 4 장 시 험 장 치

4 .1 시 험 제 품

4 .1 .1 제 품 의 개 요

본 연구에 사용된 장비는 가정용 분리형 정속도 히트펌프형으로 KSC 9306에서 규정된 정격 냉방능력 조건에서 3500 W ( 12000 BT U/ hr )의 냉방능력을 갖도록 설계된 제품으로서 팽창장치로 모세 관을 장착한 제품에 동일 조건에서 전자 팽창 밸브를 설치하고 최 적 제어를 행함으로서 정격 조건뿐 아니라 저온 조건에서도 각각의 냉방 능력 및 전기 소비 전력을 비교할 예정이다.

본 연구에 사용된 제품의 실내기 및 실외기는 Photo. 4- 1, 4- 2와 같다

P h ot o. 4- 1 In door Unit

P h ot o. 4 - 2 Out door Un it

4 .1 .2 제 품 의 상 세 시 방

제품의 실내기는 7mm 내면가공 동관(Inner Grooved T ube)과 평 판 알루미늄 핀을 가공한 굴곡형 랜싱핀(Lanced Sine W av e Fin )으 로 제작된 핀튜브 열교환기와 횡류팬 (Cross Flow F an )으로 구성되 어 있으며, 열교환기는 2열 12단으로 12개의 동관과 총 385매의 핀 이 사용되었고 2단 절곡형(2 Bent Coil)으로서 그 상세 시방은 T able 4- 1에 나와 있다.

T able 4- 1 Indoor Unit Specification

It e m U n it S p e c .

Coil S ize

W idth m m 620

H eigh t m m 259.1

D ept h m m 25.4

F in Qu ant it y ea 385

T ub e Qu ant it y ea 12

R ow s ea 2

H air pin T ub e

Out diam et er (Befor e E x p an sion ) m m 7

T hickn e s s m m 0.32

L en gt h (Bet w een T ub e S h eet ) m m 12.7

B en din g R adiu s m m 10.8/ 8.33

T y pe I.G.

A lum inu m F in

F in T hickn es s m m 0.115

F in Configu r ation L an ced S in e W av e

F in P it ch m m 1.588

A ir flow V olum e

H igh CM M 9.486

실외기는 외경 7.94mm의 내면 가공동관(Inner Grooved T ube)과 평판 알루미늄을 가공한 이중 곡면형 핀(Double Wavy Fine)으로 구성된 핀튜브형 열교환기와 프로펠라 팬 및 로타리식 압축기로 구 성되어 있으며, 열교환기는 2열 24단으로 24개의 동관과 총 381매의 핀이 사용되었고 L형으로 밴딩 되어 있으며 그 상세 시방은 T able 4- 2에 나와 있다.

T able 4- 2 Out door Unit Specification

It e m U n it S p e c .

Coil S ize

W idth m m 538.3

H eigh t m m 561.6

D ept h m m 38.1

F in Qu ant it y ea 381

T ub e Qu ant it y ea 22

R ow s ea 2

H air pin T ub e

Out diam et er (Befor e E x p an sion ) m m 7.94

T hickn e s s m m 0.32

L en gt h (Bet w een T ub e S h eet ) m m 12.7

B en din g R adiu s m m 10.8/ 8.33

T y pe I.G.

A lum inu m F in

F in T hickn es s m m 0.115

F in Configu r ation Doub le W av y

F in P it ch m m 1.411

A ir flow V olum e

H igh CM M 22.25

압축기는 로타리식 압축기로 정격 냉방 능력(ASHRAE T condition r ating ) 4130W , 정격 소비 전력 1305W인 제품으로 상세 성능곡선은 Fig . 4- 1에 나와 있다.

F ig . 4- 1 Compres sor perform ance curve

4 .1 .3 팽 창 장 치 상 세 시 방

본 연구의 비교 대상인 팽창장치로 사용된 모세관은 외경 3.2mm , 내경 1.6mm , 길이 550mm , 입구압력 7.2 kg_f/ cm ²인 공기측 압력강 하 3 kg _f/ cm ², 냉매측 압력강하 14 kg_f/ cm ²이다.

전자 팽창 밸브는 밸브의 개폐를 위한 구동장치로서 DC솔레노이 드 구동형, 아날로그형의 전기 신호를 이용한 바이메탈 구동형, 봉 입왁스 가열에 의한 체적 팽창형과 디지털형의 전기 신호를 이용한 펄스모터 구동형이 있다.

특히 디지털형의 전기 신호를 이용한 펄스모터 구동형은 알고리 즘에 따라 제어 신호의 출력이 가능하고 응답성이 빠르며 신뢰도가 뛰어나므로 정확한 제어를 필요로 하는 멀티형 공조 시스템 등의 팽창기구로 선정하여 사용되고있다^{( 1 3 )}.

F ig . 4- 2는 디지털형의 전기 신호를 이용한 펄스모터 구동형의 전 자팽창밸브 단면도를 나타내고 있다. 전자 팽창 밸브는 전원 공급 연결 커넥터를 통해 받은 디지털화 된 펄스를 이용하여 모터를 회 전시키게 되며 모터의 회전을 나사에 의해 직선운동으로 변환하여 오리피스와 니들과의 간극을 조절함으로써 유량을 조절하게 된다.

F ig . 4- 2 t h e Elect r on ic ex pan sion v alv e

4 .2 . 시 험 챔 버 (Ch am b e r ) 및 측 정 장 치

4 .2 .1 동 적 환 경 조 성 챔 버

자연 조건과 유사한 인공 기후 조건을 조성하여 공조 시스템의 각 종 성능을 시험하기 위하여 동적환경조성챔버가 사용되었다. 동적환경 조성챔버는 Fig . 4- 3과 같이 가로 3900mm, 세로 3820mm , 높이 2500m m 크기의 실외기용 동적환경조성챔버 한 개와 가로 1760m m , 세로 1800mm , 높이 2500mm 크기의 실내기용 동적환경조성챔버 네 개로 구성되어 있다. 동적환경조성챔버내의 온도와 습도의 효과적인 제어를 위하여 비례- 적분 반와인드업 제어 알고리즘을 Photo. 4- 3 에 나타낸 제어기에 적용하여 사용하였다. 실외기용 동적환경조성챔 버의 환경조성 범위는 건구온도 - 5℃～40℃ 상대습도 40%～80%이 며 실내기용 동적환경조성챔버의 환경조성 범위는 건구온도 15℃～

30℃ 상대습도 20%～95%의 환경조성 능력을 보유하고 있다.

F ig . 4- 3 S chem atic diagr am of a Dynamic Envir onm ent al Chamber

Phot o. 4- 3 Cont rol Unit of a Dynamic Environm ent al Cham ber

4 .2 .2 데 이 터 처 리 시 스 템

히트펌프 시스템 각 요소의 온도, 압력, 유량을 측정하기 위한 각종 센서를 아날로그/ 디지털 변환기를 내장한 Ph ot o. 4- 4와 같은 데이터 수집 장치에 연결하여 실시간 측정되는 데이터를 화면상 에 출력함과 동시에 파일 형태로 저장할 수 있도록 데이터 처리 시스템을 구축하였다 .

Phot o. 4- 4 Dat a Acquisition Sy st em

4.2.2.1 온도 측정

챔버 내의 온도와 히트펌프 시스템 각 부분의 온도를 측정하기 위하여 측정범위 - 270～400℃, 1%의 정확도를 갖는 T 형 열전대 를 사용하였으며, 히트펌프 시스템의 실외기에 12 포인트와 실내기 12 포인트를 선정하여 히트펌프 시스템 성능 시험시 냉매 배관의 온도와 열교환된 공기의 온도 변화를 측정하였으며, 동적환경조성챔 버 내의 온도를 측정하기 위하여 5 포인트의 온도 센서를 챔버 내 부에 설치하였다.

4.2.2.2 상대습도 측정

챔버 내의 상대습도를 측정하기 위하여 측정범위 5%～95%, ±5%

의 정확도를 가지고 있는 Photo. 4- 5와 같은 트랜스미터를 사용하였 으며 4～20mA의 출력값을 데이터 처리 시스템과 연결하여 상대습 도를 측정하였다.

Phot o. 4- 5 Humidity sen sor

4.2.2.3 압력 측정

히트펌프 시스템의 고압측과 저압측의 압력을 측정하기 위하여 측정범위 0～500psi ±1%의 정확도를 갖는 Phot o. 4- 6과 같은 전자 압력 센서를 사용하여 압축기 흡입과 토출에 2개의 압력 센서를 설 치하여 시스템 가동시 고압측과 저압측의 압력 상태를 측정하였다.

Phot o. 4- 6 Pr essure sensor

4.2.2.4 소비전력 측정

히트펌프 시스템의 성능 시험을 위하여 소비전력의 측정이 필요 하며 시험시 압축기 가동 주파수와 압축기에서 사용되는 3상 전원 의 소비전력을 측정하기 위하여 6～99.9Hz의 측정 범위와 0.3Hz 의 정확도를 갖고 있는 다기능 파워 메타를 사용하였다.

제 5 장 시 험 결 과

본 연구에 사용된 온도 조건은 한국 공업 규격인 KSC 9306 : 1999로 각 조건별 온도는 T able 3- 1에 나와 있다. 시험은 기간 에너 지 소비 효율 개념을 도입하여 연간 운전시의 운전비용을 비교하기 위하여 KSC 9306에 정의된 냉방 표준, 냉방 저온, 난방 표준 및 난 방 제상 성능을 측정하기 위한 시험을 행하였으며 모세관을 사용할 때와 전자 팽창 밸브를 사용할 때의 성능을 비교하기 위하여 모세 관과 전자 팽창밸브를 병렬로 연결한 후 선택적으로 운전이 가능하 도록 장치를 만들었다.

5 .2 시 험 결 과

시험은 냉방 표준, 냉방 저온, 난방 표준, 난방 제상 성능 순서로 진행 하였으며 동일한 조건에서 모세관을 이용하여 시험한 후 전자 팽창 밸브로 변경하여 시험하는 방식으로 진행하였다. 시험 결과는 T able 5- 1에 정리 되어 있다.

T able 5- 1 P erform ance T est Result s

Out pu t Un it Coolin g H eat in g

R atin g L ow T em p R atin g Defr ost

Capillar y Capacity W 3810 4255 4067 3578

P ow er Input W 1389 1216 1295 1346

COP 2.7 3.5 3.1 2.7

E XV Capacity W 3850 4594 4509 3962

P ow er Input W 1338 1222 1320 1115

COP 2.9 3.8 3.4 3.6

5 .3 시 험 결 과 분 석

5 .3 .1 시 험 값 과 시 뮬 레 이 션 결 과 비 교

T able 5- 2 와 T able 5- 3은 모세관과 전자 팽창 밸브를 사용하였 을 경우에 대한 시험값과 시뮬레이션값을 비교한 표이다.

T able 5- 2 Comparison of T est and Sim ulation U sing Capillary T e s t Co n dit io n U n it T e s t R e s u lt S im u l at io n D e v (% )

Cool R atin g Capacit y W 3,810 3,966 3.9%

Input W 1,389 1,064 23.4%

COP (W / W ) 2.7 3.7 26.4%

Cool L ow T em p . Capacit y W 4,255 4,552 6.5%

Input W 1,216 963 20.8%

COP (W / W ) 3.5 4.7 26.0%

H eat Rat in g Capacit y W 4,067 4,209 3.4%

Input W 1,295 1,048 19.1%

COP (W / W ) 3.1 4.0 21.8%

H eat Defr ost Capacit y W 3,578 3,817 6.3%

Input W 1,346 1,200 10.8%

COP (W / W ) 2.7 3.2 16.4%

T able 5- 3 Comparison of T est and Sim ulat ion Using EXV T e s t Co n dit io n U n it T e s t R e s u lt S im u l at io n D e v (% )

Cool R atin g Capacit y W 3,850 4,049 4.9%

Input W 1,338 1,074 19.7%

COP (W / W ) 2.9 3.8 23.7%

Cool L ow T em p . Capacit y W 4,594 4,925 6.7%

Input W 1,222 967 20.9%

COP (W / W ) 3.8 5.1 26.2%

H eat Rat in g Capacit y W 4,509 4,689 3.9%

Input W 1,320 1,026 22.3%

COP (W / W ) 3.4 4.6 25.3%

H eat Defr ost Capacit y W 3,962 4,214 6.0%

Input W 1,115 996 10.7%

COP (W / W ) 3.6 4.2 16.0%

모세관과 전자 팽창 밸브를 사용한 시험 결과와 시뮬레이션 결과 를 비교해보면 성능은 3.4%에서 6.7%의 차이를 보이고 있으며 소비 전력값은 10.7%에서 23.4%의 차이를 보이고 있다. 우선 성능결과를 비교하면 비교적 적은 오차 범위내에서 각 조건별로 모세관과 전자 팽창 밸브가 각각 유사한 편차를 보이고 있으므로 시험 결과는 상 당한 신뢰성을 갖는다고 볼수 있다. 다만, 소비전력 값의 차이가 큰 것은 압축기의 소비전력 값을 카다로그의 그래프에서 추정하면서 생긴 오차와, 압축기의 실제 소비전력과 카다로그 표시값의 차이에 기인한 것으로 보인다.

5 .3 .2 모 세 관 과 전 자 팽 창 밸 브 성 능 비 교

T able 5- 4와 T able 5- 5는 모세관과 전자 팽창 밸브의 성능을 시

뮬레이션과 시험 결과로 비교한 표이다.

T able 5- 4 Comparison of Capillary and EXV from Sim ulation

T e s t Co n dit io n U n it C apill ary E X V D e v (% )

Cool R atin g Capacit y W 3,966 4,049 2.1%

Input W 1,064 1,074 - 0.9%

COP (W / W ) 3.7 3.8 1.1%

Cool L ow T em p . Capacit y W 4,552 4,925 7.6%

Input W 963 967 - 0.4%

COP (W / W ) 4.7 5.1 7.2%

H eat Rat in g Capacit y W 4,209 4,689 10.2%

Input W 1,048 1,026 2.1%

COP (W / W ) 4.0 4.6 12.1%

H eat Defr ost Capacit y W 3,817 4,214 9.4%

Input W 1,200 996 17.0%

COP (W / W ) 3.2 4.2 24.8%

T able 5- 5 Comparison of Capillary and EXV from T est

T e s t Co n dit io n U n it C apill ary E X V D e v (% )

Cool R atin g Capacit y W 3,810 3,850 1.0%

Input W 1,389 1,338 3.7%

COP (W / W ) 2.7 2.9 4.7%

Cool L ow T em p . Capacit y W 4,255 4,594 7.4%

Input W 1,216 1,222 - 0.5%

COP (W / W ) 3.5 3.8 6.9%

H eat Rat in g Capacit y W 4,067 4,509 9.8%

Input W 1,295 1,320 - 1.9%

COP (W / W ) 3.1 3.4 8.1%

H eat Defr ost Capacit y W 3,578 3,962 9.7%

Input W 1,346 1,115 17.2%

COP (W / W ) 2.7 3.6 25.2%

히트펌프 시스템에 모세관을 사용하는 경우는 냉방운전과 난방운 전의 실내 및 실외 온도조건과 그 온도차가 다르므로 일반적으로 냉방용과 난방용 모세관을 별도로 사용하나, 다수의 모세관과 역류 방지 밸브 (Check Valve)의 사용에 따른 복잡한 구조와 높은 제작 비용 때문에 최근의 경향은 제품의 원가 절감을 위해 냉방과 난방 용으로 하나의 모세관을 사용하는 것이 일반화되고 있다. 따라서 단순 정속도형 히트펌프제품은 대개 단일 모세관을 사용하고, 속도 가변형 압축기를 사용하는 고가의 제품에는 대신 전자 팽창 밸브를 사용하는 것이 일반적인 경향이다. 이때, 단일 모세관을 사용하는 경우는 냉방 또는 난방중 어느 한 쪽을 기준으로 최적화 설계되고, 표준운전 조건에서 최적화되므로 반대쪽 및 표준조건 이외의 조건 에서는 최적의 냉매 제어는 불가능할 것이다. 반면 전자 제어 밸브 를 사용하는 경우는 냉방 또는 난방, 그리고, 표준 및 표준 이외의 모든 조건에서 최적의 냉매제어가 가능하므로 모세관이 최적화된 조건을 제외한 모든 조건에서 모세관 보다 양호한 결과가 예측된다.

T able 5- 4를 보면 냉방 표준 조건에서는 모세관과 전자 제어 밸 브의 성능차가 2.1%이므로 이는 오차 범위내에 있다고 보여지며, 나 머지 조건에서는 7.6%에서 10.2%의 차이가 나므로 설계된 모세관은 냉방 표준조건에 최적화 설계되었다고 볼수 있다. 실제 시험결과를 비교한 T able 5- 5를 보면 냉방 표준 조건에서 1.0%로 매우 유사한 성능을 보여주고 있으며 기타 조건에서는 7.4%에서 9.8%의 성능차 를 보여주고 있다. 이는 모세관이 최적화된 냉방 표준 조건에서는 모세관이 전자 팽창 밸브와 동일한 성능을 보이지만, 기타 모든 운 전 조건에서 모세관은 적절한 냉매 제어를 하지 못하고 있음을 보 여주고 있다.

또한, 에너지 소비효율(COP )도 비교해 보면 모세관의 경우는 위 네가지 조건별로 그 효율이 2.7, 3.5, 3.1, 2.7로 비교적 저조한 반면, 전자 팽창 밸브를 사용한 경우는 각각 2.9, 3.8, 3.4, 3.6으로 비교적 고르게 높은 효율을 유지하고 있음을 알 수 있다.

제 6 장 경 제 성 검 토

6 .1 냉 방 및 난 방 기 간 에 너 지 소 비 효 율 (CS P F & H S P F )

6 .1 .1 냉 방 기 간 에 너 지 소 비 효 율 (Co o lin g S e a s o n a l P e rf o rm an c e F a c t o r : CS P F )

모세관과 전자 팽창 밸브를 이용한 히트펌프 시스템의 경제성 비 교를 위해서는 냉방 및 난방 기간 에너지 소비 효율을 비교하고 각 기간별 총 소비 전력량을 산출하여 전기요금을 계산하여 비교해야 한다. 여기서는 한국 공업 규격인 KSC 9306:1999에서 정의한 냉방 및 난방 기간 에너지 소비 효율에 대한 이론적인 검토와 계산 방법 을 개발하였다^{( 1 4 )}.

냉방기간 에너지 소비 효율은 냉방기간 총 냉방량 합계를 냉방기 간 총 냉방 소비전력량 합계로 나눈 값으로 단위 시간당이 아닌 연 중 전체 냉방운전에 대한 에너지 소비 효율의 개념이다. 여기서 총 냉방량의 합계는 규정된 냉방 운전 기간동안 건물의 냉방부하보다 제품의 냉방능력이 큰 기간과 작은 기간의 두 구역으로 나누어 계 산되어진다. 즉, 건물의 냉방부하가 작은 경우는 에어컨의 냉방 운 전은 건물 부하만큼만 운전한다고 가정하고, 냉방부하가 큰 경우는 연속운전을 한다고 가정하며, 그 기준점은 제품의 표시 냉방능력이 외기온도 33℃일 때의 건물의 냉방부하와 같다는 가정아래 건물부 하< 냉방능력 인 구간에서는 On/ Off 단속운전을 하므로 그 비율을 가정하여 전체 기간의 냉방능력의 합과 소비전력을 산출한다. 따

라서, 규정 기간중 총 냉방량 합계는 건물부하< 냉방능력 기간중의 총 건물 부하와 건물부하 냉방능력 기간의 총 냉방능력의 합이 며, 이때의 총 소비전력량은 건물 부하< 냉방능력 기간중 (냉방 소 비 전력량)*(냉방능력과 건물 부하비)/ 부분 부하율과 건물부하 냉 방능력 기간중의 냉방소비전력량의 합으로 구성된다. 이를 식으로 표시하면 다음과 같다.

냉방기간 총 냉방량 합계

(28) Q_c=

n

j = 0X ( t_j) * _{c r}( t_j) * n_j

냉방기간 총 냉방 소비 전력량 합계

(29) P c=

n j = 0

X ( t_j) * P _c( t_j) * n_j P L F ( tj)

냉방기간 에너지 소비 효율

(30) CS P F = Qc

P _c

여기서 온도별 냉방능력 _{c r}( tj)는 외기온도 35 ℃일 때의 표준 냉방능력 _{c r}을 기준으로 외기온도 29℃일 때의 저온냉방능력

c r( 29)을 표준 냉방능력 _{c r}의 1.077배로 가정하여 보간법으로

계산하도록 되어있으며, 마찬가지로 온도별 소비 전력량 P _c( t_j)도 저온냉방시의 소비전력 P _c( 29) 가 표준 냉방 소비 전력 P _c 의

0.914배로 가정한 후 보간법으로 계산하도록 되어 있으나, 여기서는 표준 냉방조건의 최적화된 모세관과 전자 제어변 장착 제품에 대해 각각 저온조건에서 성능차를 보기 위해 표준조건과 저온 냉방 조건 에서 시험한 값을 기준으로 보간법으로 계산하기로 한다. 이때, 냉 방 능력비는 건물의 냉방 부하와 냉방능력의 비이며, 건물의 냉방 부하는 외기온도 33℃ 일때의 냉방 부하를 35℃ 일때의 냉방능력과 같다는 가정과 외기온도 23℃ 일 때의 냉방부하를 0으로 하여 온도 보간법으로 다음과 같이 구한다

냉방 능력비

(31) X ( tj) = B L c( tj) / c r( tj)

이때, _{c r}( t_j) B L _c( t_j)일 때는

X ( t_j) = 1 (32) 건물 냉방 부하

B L _c( t_j) = B L _{c( 33 )} t_j - 23 (33) 33 - 23

부분 부하율 P L F ( tj)는 동일 온, 습도 조건에서 단속 운전을 할 때의 성적계수와 연속운전 할 때의 성적계수의 비율로서 단속운전 에 따른 효율 저하계수 C_D 와 동일 조건에서의 단속운전과 연속 운전시의 냉방 능력의 비율인 냉방 부하계수 CLF를 이용하여 계산 한다. 측정을 위한 온,습도 조건은 실내 열교환기에 응축수가 생기

지 않는 저습 조건으로서 실내는 건구 온도 27℃, 습구 온도 16℃이 하이고, 실외는 건구 온도 29℃이며, 단속운전은 이 온도에서 7분 운전, 3분 정지를 1 Cycle로 하여 이를 1시간 운전 값으로 환산하여 구한다.

CD=

1 - ^{c r}( cy c) / P c( cy c)

c r( d ry ) / P c( d ry )

1 - c r( cy c) / c r/ ( d ry ) = 1 - C OP c( cy c) / C OP c( d ry ) 1 - CL F

(34) P L F ( t_j) = 1 - C_D[ 1 - X ( t_j) ] (35)

여기서 CD를 구하기 위한 위 시험은 매우 복잡하고, 복잡한 환 산을 통하여 계산되어져야 하나 규격에서는 0.25값을 일률적으로 적 용하도록 지정하고 있다.

규정된 기간 중 각 온도별 발생 시간은 T able 6- 1과 같이 규정되 어 있다.

T able 6- 1 T im e required cooling per each t emper ature during cool season

N o (j ) T e m p (℃ ) P e rio d (h r ) N o (j ) T e m p (℃ ) P e rio d (h r )

1 24 85 9 32 35

2 25 94 10 33 24

3 26 105 11 34 14

4 27 101 12 35 9

5 28 82 13 36 4

6 29 65 14 37 3

7 30 59 15 38 2

8 31 50 T ot al 732

6 .1 .2 난 방 기 간 에 너 지 소 비 효 율 (H e a t in g S e a s o n al P e rf o rm an c e F a c t o r : H S P F )

난방기간 에너지 소비 효율 산출을 위한 기본 개념은 냉방기간 에너지 소비효율 개념과는 달리 건물의 부하보다 난방능력이 작은 저온 구역에서는 부족한 난방능력을 보충하는 전열기에 의한 난방 을 포함시켜 전체 난방기간동안 건물 부하만큼의 난방 운전이 행하 여지는 것으로 가정한다.

난방 기간 총난방량 합계

(36) Q_h=

n

j = 1B L _h( t_j) * n_j

난방 기간 총난방 소비전력량 합계

(37) P _h=

n j = 1

X ( t_j) * P _n ( t_j) * n_j P L F ( t_j) +

n

j = 1P _{R H} ( t_j)

난방 기간 에너지 소비 효율

(38) H S P F = Q_h

P _h

건물 부하는 냉방기간 에너지 소비 효율 산출 시와 동일한 건물을 가정하여 외기온도 33℃ 일 때의 건물 냉방 부하인 표준 냉방 능력 값을 기준으로 외기 온도 - 4℃ 일 때의 난방능력 감소량을 0.717로 규정하고 이 값의 1.39배를 외기온도 - 4℃ 일 때의 건물의 난방 부 하로 가정하여 외기 온도 16℃ 일 때의 난방부하를 0으로 하여 보

간법으로 구한다.

B L _h ( t_j) = 16 - t_j (39)

16 - ( - 4 ) * B L _{h ( - 4 )}

B L _{h ( - 4 )}= B L _{c ( 33 )}* 1 . 39 * 0 . 7 17 (40)

(41) X ( tj) = B L h( tj) / h r( tj)

여기서 _{h r}( t_j) B L _h( t_j) 일 때는 X ( t_j) = 1 이고, 부분 부하율 P L F ( tj)는 냉방의 경우와 동일하게 구한다.

(42) P L F ( t_j) = 1 - C_D[ 1 - X ( t_j) ]

건물부하보다 난방능력이 부족할 경우 보충하기위한 전열장치의 입력은 건물부하와 난방능력의 차이와 같다.

(43) PR H ( tj) = [ B L h( tj) - h r( tj) ] * nj

각 온도별 난방능력은 표준 난방능력과 제상 난방능력을 기준으로 하여 전체 온도 구간을 착상 온도 영역과 비 착상 온도 영역으로 나누어 보간법에 의해 구한다. 우선, 외기 온도 7℃ 일 때의 표준

난방능력과 외기온도 2℃ 일때의 제상 난방능력을 시험을 통해 구 한후 외기 온도 - 8.5℃ 일 때의 난방능력을 표준 난방능력의 0.601 배로 규정하고 이 값을 기준으로 각각 표준 난방능력과 제상난방능 력을 보간법으로 구한다. 이때 외기 온도 - 8.5℃ 이하이거나 5.5℃

이상을 비 착상영역이라 하여 표준 난방능력을 기준으로 보간법으 로 구하고, 외기온도 - 8.5℃ 에서 5.5℃ 사이에서는 착상영역이라 하 여 제상난방능력을 기준으로 보간법으로 구한다. 각 온도별 난방 소 비 전력도 위와 같은 방법으로 계산하며, 외기 온도 - 8.5℃ 일 때의 난방 소비 전력을 표준 난방 소비 전력의 0.801배로 규정하여 사용 한다.

a ) 비 착상 영역 ( t_j - 8 . 5 C 및 t_j 5 . 5 C)

h r( t_j) = h r ( - 8 . 5 )+ ^{h r}- h r ( - 8 . 5 ) (44)

7 - ( - 8 . 5) [ t_j- ( - 8 . 5) ] P_h( t_j) = P h ( - 8 . 5 )+ P h- Ph ( - 8 . 5 ) (45)

7 - ( - 8 . 5) [ t_j- ( - 8 . 5) ]

b ) 착상 영역 ( - 8 .5 C < t_j<5 . 5 C)

h r( t_j) = _{d ef} ( t_j) = h r ( - 8 . 5 )+ ^{d ef} - h r ( - 8 . 5 )

2 - ( - 8 . 5) [ t_j- ( - 8 . 5) ] (46) P h( tj) = P d ef ( tj) = P h ( - 8 . 5 )+ P _{d e f} - P h ( - 8 . 5 )

2 - ( - 8 . 5) [ tj- ( - 8 . 5) ] (47)

규정된 기간 중 각 온도별 발생 시간은 T able 6- 2와 같이 규정되

어 있다.

T able 6- 2 T im e requir ed heating per each t emperat ur e during heat season

N o (j ) T e m p (℃ ) P e ri o d (h r ) N o (j ) T e m p (℃ ) P e ri o d (h r )

1 - 15 1 17 1 219

2 - 14 2 18 2 232

3 - 13 3 19 3 229

4 - 12 5 20 4 220

5 - 11 8 21 5 218

6 - 10 11 22 6 210

7 - 9 13 23 7 196

8 - 8 22 24 8 185

9 - 7 25 25 9 163

10 - 6 38 26 10 152

11 - 5 54 27 11 138

12 - 4 73 28 12 130

13 - 3 94 29 13 118

14 - 2 110 30 14 98

15 - 1 152 31 15 85

16 0 228 T ot al 3 4 3 2

6 .2 냉 방 기 간 및 난 방 기 간 에 너 지 소 비 효 율 의 계 산

6 .2 .1 냉 방 기 간 및 난 방 기 간 에 너 지 소 비 효 율 의 계 산 방 법

냉방기간 및 난방 기간 에너지 소비 효율은 전술한 계산식과 표 및 시험 결과를 기준으로 Spread Sheet를 이용하여 계산한다. 각각 의 입력값과 계산식을 정리하면 T able 6- 3, T able 6- 4와 같다

T able 6- 3 Calculat ion m ethod of cooling seasonal perform ance fact or

항 목 변 수 명

단 위 계 산 식

입 력

j 1

입력 nj h 온도 발생 시간 85

Φcr W 냉방 능력 시험에서의 냉방 능력 (1=정격, 2=저온 ) 4000

P c W 냉방 능력 시험에서의 냉방 소비 전력 (1=정격, 2 =저온 ) 1265

C D 효율 저하 계수 (Deg r ad ation Coefficient ) 0 .25

계산 Φ ' cr (tj ) W Φcr +{Φcr (2 )- Φcr (1)}*(12- j )/ 6 4733

P ' c (tj ) W P c +{P c (2 )- P c (1 )}*(12 - j )/ 6 963

BL c (tj ) W Φcr *j/ 10 400

X (tj )

BL c (tj )< Φ ' cr (tj )이면 B L c (tj )/ Φ ' c r (tj ), BL c (tj )> =Φ ' cr (tj )이면 1

0 .08

P L F (tj ) 1 - CD *{1- X (tj )} 0 .77

Φcr (tj ) W h X (tj )*Φ ' c r (tj )*n j 34000

P c (tj ) W h X (tj )*P ' c (tj )*nj/ P L F (tj ) 8966

출력 C S P F W h / W h ∑Φcr (tj )/ ∑P c (tj ), j =1,2,...,15 3 .72

K c al/ W h ∑Φcr (tj )/ ∑P c (tj )*0 .86, j =1,2,...,15 3 .20 Btu / W h ∑Φcr (tj )/ ∑P c (tj )*3 .413, j =1,2,...,15 12 .69

T able 6- 4 Calculation m ethod of heat seasonal perform ance fact or

항 목 변 수 명

단 위 계 산 식

입 력

j 1

입 력 nj h 온 도 발생 시간 1

Φc r W 냉 방 능력 시험에 서의 냉 방 능력 3500

Φh r W 난 방 표준 능력 시험에서 의 난방 능력 3670

P h W 난 방 표준 능력 시험에서 의 난방 소비 전력 1308

Φdef W 난 방 제상 능력 시험에서 의 난방 능력 3000

P d ef W 난 방 제상 능력 시험에서 의 난방 소비 전력 1250

CD 효 율 저하 계수 (Deg r adation C oefficien t ) 0 .25

계 산 Φ ' cr (tj ),Φ ' def (tj ) W j < =7 .5 및 j > =2 1 .5이면 F h r (- 8 .5 )+{F h r - F h r (- 8 .5 )}*(j - 7 .5 )/ 15 .5 , 7 .5 < j < 2 1 .5이 면 F h r ( - 8 .5 )+{F def - F h r (- 8 .5 )}* (j - 7 .5 )/ 10 .5 1592

P ' h (tj ), P ' d ef (tj ) W j < =7 .5 및 j > =2 1 .5이면 P h ( - 8 .5 )+{P h - P h ( - 8 .5 )}*(j - 7 .5 )/ 15 .5 , 7 .5 < j < 21 .5이면 P h ( - 8 .5 )+{P d ef - P h ( - 8 .5 )}* (j - 7 .5 )/ 10 .5 939

B Lh (tj ) W 0 .7 17 *F cr *1 .39 *(32 - j )/ 20 5407

X (tj )

1 . j < =7 .5 및 j > =21 .5시 : B Lh (tj )< F ' h r (tj )이면 B L h (tj )/ F ' h r (tj ), BL h (tj )> =F ' h r (tj )이면 1

1.00 2 . 7 .5 < j < 21 .5시 : BL h (tj )< F ' def (tj )이 면 BL h (tj )/ F ' def (tj ),

BL h (tj )> =F ' d ef (tj )이면 1

P L F (tj ) 1 - CD *{1 - X (tj )} 1.00

P R H (tj ) W h

1 . j < =6 .5 및 j > =20 .5시 : B L h (tj )< F ' h r (tj )이면 {BL h (tj )- F ' h r (tj )}*n j , B L h (tj )> =F ' h r (tj )이면 0

38 15 2 . 6 .5< j < 20 .5시 : B Lh (tj )< F ' d ef (tj )이면 {B L h (tj )-

F ' d ef (tj )}*n j , B L h (tj )> =F ' d ef (tj )이면 0

Φh r (tj ) W h B L h (tj )*n j 5407

P h (tj ) W h X (tj )*P ' h (tj )*n j/ P L F (tj )+P R H (tj ) 4754

출 력 H S P F W h/ W h ∑ Φhr (tj )/ ∑P h (tj ), j =1,2,...,31 2 .15

K c al/ W h ∑ Φhr (tj )/ ∑P h (tj )*0.86, j =1,2,...31 1.85 B tu/ W h ∑ Φhr (tj )/ ∑P h (tj )*3.413, j =1,2,...,31 7 .33

6 .2 .2 냉 방 기 간 및 난 방 기 간 에 너 지 소 비 효 율 의 계 산 결 과

T able 6- 5, 6- 6, 6- 7, 6- 8은 각각 모세관과 전자 팽창변을 사용했 을 때의 시험 결과를 기준으로 냉방 및 난방기간 에너지 소비 효율 및 총 소비 전력량 계산 결과를 보여 준다.