소구경 평행류형 증발기 설계에 관한 연구 = Design of a small diameter parallel flow evaporator
본 연구에서는 평행류형 증발기의 냉매측, 공기측의 성능실험을 수행하였고 이를 근거로 하여 평행류형 증발기 프로그램을 설계하였다.
1. 냉매측 증발실험
수력직경 1.41㎜인 알루미늄 평판관내 대류비등을 실험범위 질량유속 100 ~ 600 ㎏/㎡s, 열유속 5 ~ 15㎾/㎡, 포화온도 5 ~ 15℃ 내에서 열전달계수를 구하였다.
열전달계수는 임계 건도를 기점으로 감소함을 보였다. 임계 건도는 열유속이 증가할수록 감소하고, 질량유속이 감소할수록 감소하였다. 이는 높은 열유속 또는 낮은 질량유속에서 대류의 영향이 작게 되고 따라서 조기에 dryout이 발생되기 때문에 나타나는 현상으로 판단된다. 또한 높은 열유속에서 낮은 건도에 발생하는 dryout이 열전달계수 곡선 역전현상을 유발한다. 열전달계수는 질량유속이 증가할수록 증가하였다. 그러나 낮은 건도에서는 질량유속의 영향은 미미하였고, 포화온도가 증가할수록 증가하였다. 하지만 이런 경향은 열유속이 작아지면 감소하였다. 기존 상관식들은 건도와 질량유속이 증가하면 데이터를 과대 예측하는데 이는 기존 상관식들이 대구경관의 데이터를 기반으로 개발되어 소구경관에서 나타나는 대류효과를 적절히 반영하지 못하기 때문으로 판단된다.
2. 공기측 성능시험
알루미늄 열교환기의 건표면, 습표면에 대한 열전달 및 압력강하를 시험을 통해 구하였다. 열교환기 시료는 핀 피치1.25, 1.5, 2.0㎜에 루버 피치는 0.9㎜이다.
건표면과 습표면의 실험 결과, 핀 피치 1.25㎜에서 j 인자가 최대가 되었고 핀 피치 2.0㎜의 j 인자가 핀 피치 1.5㎜보다 다소 크게 나왔다. 마찰계수 인자의 경우도 마찬가지의 결과를 얻었다. 습표면의 실험결과 마찰계수는 1.5㎜와 2.0㎜이 유사하고 1.25㎜에서 급격히 증가함을 보이는데 좁은 핀 피치에서 응축수 배출이 용이하지 않기 때문으로 판단된다.
열전달계수는 건표면에 비하여 습표면이 현저히 낮음을 보이는데, 이는 액막이 루버 사이를 연결하여 브릿지를 형성하기 때문에 루버 핀의 특성인 루버 유동 구현되지 않고 덕트 유동으로 변했기 때문으로 판단된다. 압력강하는 건표면과 습표면이 유사한 결과를 보이는데 마찬가지로 액막의 존재로 인하여 브릿지를 형성한 액막의 영향으로 덕트 유동으로 변하게되어 압력손실이 건표면과 유사하게 나타나는 것으로 판단된다. 기존의 상관식과 비교한 결과 건표면, 습표면 모두 본 실험자료를 과대 예측하는데 저 Reynolds에서 차이가 크고 Reynolds 수가 클수록 유사해 지는 경향을 보이는데 이는 기존의 상관식이 본 실험자료보다 높은 Reynolds의 범위를 기초로 개발된 상관식의 영향으로 판단된다.
3. 증발기 설계 프로그램
알루미늄 열교환기를 미소체적 기반으로 국소 변수를 구할 수 있는 증발기 설계 프로그램을 개발하였는 공기측 습표면 시험 결과(전열량)와 비교한 결과 본 프로그램이 15%이상 높게 계산하고 있는데 이는 현재의 프로그램이 냉매측의 유량 불균형에 대한 고려가 되어 있지 않으므로 추후 이에 대한 보완이 필요하다고 생각 된다.
In this study, experiments on air and refrigerant side evaporation of a parallel flow evaporator were conducted, and a computer program for design of a parallel flow evaporator was developed.
1. Evaporation experiment on refrigerant side
Convective boiling heat transfer coefficients were obtained in a flat extruded aluminum tube with D_(h)=1.41㎜. The test range covered mass flux from 200 to 600㎏/㎡s, heat flux from 5 to 15㎾/㎡ and saturation temperature from 5 to 15℃. It was shown that critical quality decreases as heat flux increases, and mass flux decreases. Also, dryout that occurs at high heat flux causes heat transfer coefficients cross-over. Heat transfer coefficient increases as mass flux increases. But, effects of mass flux was slight at low quality. Heat transfer coefficient increases as saturation temperature increases. However, this increase decreases if heat flux decreases. Existing correlations overpredict the data as the quality or mass flux increases.
2. Evaporation experiment of air side
The effect of inclination angle on the heat transfer and pressure drop characteristics of brazed aluminum heat exchangers is experimentally investigated under wet conditions. Three samples having different fin pitches(1.25, 1.5 and 2.0 mm) were tested. Results show that heat transfer coefficient is not affected by the inclination angle. However, the friction factor increases as the inclination angle increases with negligible difference between the forward and backward inclination. The effect of fin pitch on the heat transfer coefficient is negligible. For both dry and wet conditions, the friction factor increases significantly as the fin pitch decreases from 1.5 mm to 1.25 mm. Possible explanation is provided considering the louver layout and the condensate drainage pattern. Comparison of the dry and wet surface heat transfer coefficients reveals that dry surface heat transfer coefficients are significantly larger than wet surface heat transfer coefficients. However, dry surface friction factors are significantly smaller than wet surface ones. Comparison of the data with existing correlations is also made.
3. Evaporator design program
A computer program, which simulates a parallel flow evaporator considering refrigerant distribution, was developed. The program was used to simulate the heat exchanger sample having 650 mm x 190 mm frontal area, 25 mm flow depth and 3.0 mm fin pitch. Effects of number of pass, number of tubes per pass, etc. were investigated. Results show that cooling capacity of 3 kW was obtained by a proper tube-side circuit design. The present model, however, does not consider refrigerant mal-distribution, which may reduce the thermal performance of the parallel flow heat exchanger.
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