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工學碩士學位請求論文

R22 대체 냉매의 다채널 평판관내

흐름 응축 열전달에 관한 실험적 연구

An Experimental Study on the Flow Condensation

Heat Transfer of R22 Alternative Refrigerants

in a Multi-Channel flat tube

2005년 2월

仁荷大學校大學院

機械工學科(熱 및 流體專攻)

朴基呈

工學碩士學位請求論文

R22 대체 냉매의 다채널 평판관내

흐름 응축 열전달에 관한 실험적 연구

An Experimental Study on the Flow Condensation

Heat Transfer of R22 Alternative Refrigerants

in a Multi-Channel flat tube

2005년 2월

指導敎授鄭東壽

이 論文을 碩士學位論文으로 提出함

仁荷大學校大學院

機械工學科(熱 및 流體專攻)

朴基呈

本論文을 朴基呈의 碩士學位論文으로 認定함

2005년 2월

主審

副審

委員

R22 대체 냉매의 다채널 평판관내 흐름 응축 열전달에 관한 실험적 연구꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

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i

요 약 문

본 연구에서는 현재 널리 사용하고 있는 R22와 그 대체 냉매로 거론되고 있

는 R410A와 R407C 그리고 R134a의 흐름 응축 열전달계수 및 압력강하 특성

을 알루미늄 평판관에 대해 살펴보고자 하 다. 실험 장치는 크게 냉매 순환

부, 물 순환부, 에틸렌- 리콜 순환부의 3부분으로 구성되어 있으며, 냉매 순환

부인 내관은 수력직경이 1.40mm인 알루미늄 평판관을 사용하 다. 물 순환부

인 외관은 내관과 2mm의 간격을 두어 내관에는 냉매가 흐르고 내관과 외관

사이의 환상 공간에는 물이 흐르게 하여 대향류로 열교환하게 하 고 재질은

냉매와 반응이 거의 없고 열전도율이 매우 작은 나일론을 사용하 다. 냉매의

응축온도는 40℃, 열유속은 7.3∼7.7 kW/m2로 유지하며 질량유속이 100, 200,

300, 400 kg/m2s 인 경우에 대하여 실험을 수행하 다.

단상 유동에서 유효면적을 사용하면 기존의 대형 단일 원관에 적용되는 상

관식들이 미세 평판관의 실험 데이터를 15% 이내에서 잘 예측하 다. 평균 열

전달계수는 R22보다 R134a의 열전달계수는 4.3% 높게, R407C와 R410A의 열

전달계수는 R22보다 1∼2% 낮게 나타났다. R407C의 열전달계수는 질량 유속

이 증가할수록 다른 냉매들에 비해서 증가폭이 큼을 보 다. 압력강하의 경우,

증기압이 가장 높은 R410A에서 가장 작았고, 증기압이 가장 낮은 R134a에서

가장 큰 것으로 나타났다. 타 연구자들의 상관식들에 적용했을 경우 유효면적

을 사용하면 기존의 대형 단일 원관에 적용되는 흐름 응축 상관식들이 미세

평판관의 실험 데이터를 30%이내에서 잘 예측하 다.


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ii

Anstract

In this study, flow condensation heat transfer coefficients(HTCs) of R22,

R134a, R410A, and R407C were measured on horizontal aluminum

multi-channel tube. The experimental apparatus was composed of three

main parts ; a refrigerant loop, a water loop and a water-ethylene glycol

loop. The test section in the refrigerant loop was made of multi-channel

aluminum tube of 1.40mm hydraulic diameter and 530mm length. The

refrigerant was cooled by passing cold water through an annulus

surrounding the test section. The data scan vapor qualities from 0.1 to 0.9,

mass flux of 100, 200, 300, 400 kg/m2s and heat flux from 7.3 to 7.7

kW/m2 at 40±0.2℃ saturation temperature in small hydraulic diameter tube.

All popular correlations in single-phase subcooled liquid and flow

condensation originally developed for large single tubes predicted the

present data of the flat tube within 15% deviation when affective heat

transfer area is used in determining experimental data. This suggests that

there is little change in flow characteristics and patterns when the tube

diameter is reduced down to 1.40mm diameter range.

It was found that well-known previous correlations(Shah's and Traviss'

Correlation) predicted the present data within 30% deviation when affective

heat transfer area is used in determining experimental data.


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iii

목 차

요약문 ··················································································································· i

Abstract ··············································································································· ii

목차 ····················································································································· iii

그림목차 ·············································································································vi

표목차 ···············································································································viii

Nomenclature ···································································································· ix

1. 서론 ·················································································································1

1. 1 연구 배경 ·····························································································1

1. 2 연구 필요성 ·························································································2

1. 3 연구 목표 ·····························································································5

2. 이론적 배경 ···································································································7

2. 1 R22 대체냉매의 특성 ·········································································7

2. 2 수평원관 내 단상 유동 열전달 계수 상관식 ································9

2. 2. 1 Dittus-Boelter(1930) ·································································9

2. 2. 2 Petukhov(1970) ·······································································10

2. 2. 3 Gnielinski(1976) ······································································11

2. 3 수평원관 내 흐름 응축 열전달 현상 ············································11

2. 3. 1 유동양식선도 ···········································································14

2. 4 순수냉매의 흐름 응축 열전달계수 상관식 ··································16

2. 4. 1 Akers et al.(1960) ··································································16

2. 4. 2 Soliman et al.(1968) ······························································17


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iv

2. 4. 3 Traviss et al.(1973) ································································19

2. 4. 4 Cavallini & Zecchin(1974) ···················································19

2. 4. 5 Shah(1979) ···············································································20

2. 4. 6 Tandon et al.(1995) ·······························································20

2. 4. 7 Dobson & Chato(1998) ························································21

2. 4. 8 Kim et al.(2002) ·····································································22

3. 흐름 응축 열전달 실험 ·············································································22

3. 1 실험장치 ·····························································································22

3. 1. 1 냉매순환부 ···············································································23

3. 1. 2 주시험부 ···················································································23

3. 1. 3 냉각수 순환부 및 물-에틸렌 리콜 순환부 ·····················27

3. 1. 4 데이터 측정 ·············································································28

3. 1. 5 시험관의 선정 ·········································································28

3. 2 실험방법 및 조건 ··············································································30

3. 3 실험자료의 처리 및 불확실성 ························································30

3. 4 질량유속 결정 ···················································································32

3. 4 실험 냉매와 물성치 ··········································································34

4. 실험 결과 및 고찰 ·····················································································35

4. 1 단상 유동실험 ···················································································35

4. 1. 1 열평형 해석 ·············································································35

4. 1. 2 단상 유동 열전달 계수 비교 ···············································37

4. 1. 3 유효 면적의 개념 도입 ·························································40


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v

4. 2 흐름 응축 열전달 실험 ····································································40

4. 2. 1 질량 유속과 건도에 따른 열전달 계수의 변화 ···············40

4. 2. 2 평균 열전달계수 ·····································································44

4. 2. 3 압력강하 특성 ·········································································46

4. 2. 4 대형 원관과의 유동 특성 비교 ···········································49

4. 3 순수 냉매 상관식과의 비교 ····························································53

4. 3. 1 실험 결과와 타 상관식과의 비교 ·······································53

4. 3. 2 유효 면적의 상관식 적용 ·····················································57

5. 결론 ···············································································································58

6. 참고문헌 ·······································································································59


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vi

그 림 목 차

Fig. 1 기본적인 냉동/공조기의 구성도 ·······························································3

Fig. 2 알루미늄 평판관을 적용한 고효율 응축기의 구성요소 ··························5

Fig. 3 질량유속이 큰 수평관에서의 흐름 응축의 유동 형태 ·························· 12

Fig. 4 Tandon et al.의 유동양식 선도상의 실험 데이터의 분포 ····················16

Fig. 5 실험장치의 개략도 ···················································································23

Fig. 6 주시험부의 구조 ······················································································24

Fig. 7 평판관에 접착된 열전대 ··········································································25

Fig. 8 알루미늄 평판관을 적용한 주시험부 사진 ············································26

Fig. 9 온도 및 압력 측정 포트 ··········································································27

Fig. 10 알루미늄 평판관의 제원 ········································································33

Fig. 11 단상 유동에서의 R22와 R134a의 열평형 ·············································36

Fig. 12 단상 유동에서의 R410A와 R407C의 열평형 ·······································36

Fig. 13 R22에 대한 단상유동 열전달 계수의 실험치와 상관식에 의한

예측치 비교 ······························································································38

Fig. 14 R134a에 대한 단상유동 열전달 계수의 실험치와 상관식에 의한

예측치 비교 ······························································································38

Fig. 15 R410A에 대한 단상유동 열전달 계수의 실험치와 상관식에 의한

예측치 비교 ······························································································39

Fig. 16 R407C에 대한 단상유동 열전달 계수의 실험치와 상관식에 의한

예측치 비교 ······························································································39

Fig. 17 다채널 평판관에서 G=100 kg/m2s일 때 각 냉매별 열전달 계수 ······ 42


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vii




Fig. 21 질량 유속에 따른 평균 열전달 계수 ····················································45

Fig. 22 다채널 평판관에서 G=100 kg/m2s일 때 각 냉매의 건도에 따른

압력강하 변화 ··························································································47


압력강하 변화 ··························································································47


압력강하 변화 ··························································································48


압력강하 변화 ··························································································48

Fig. 26 직경의 변화에 따른 열전달계수의 변화(G=200 kg/m2s) ····················50




Fig. 30 R22에 대한 직경의 변화에 따른 평균 열전달계수의 변화 ················ 52

Fig. 31 R134a에 대한 직경의 변화에 따른 평균 열전달계수의 변화 ·············52

Fig. 32 R22에 대한 타 연구자의 상관식 결과 비교(G=300kg/m2s) ··············· 55

Fig. 33 R134a에 대한 타 연구자의 상관식 결과 비교(G=300kg/m2s) ············55

Fig. 34 실험 데이터와 기존 상관식과의 오차와 절대 오차 ····························56

Fig. 35 유효 면적을 적용했을 경우 실험 데이터와 기존 상관식과의 오차와

절대 오차 ··································································································57


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viii

표 목 차

표 1 R22 및 그 대체냉매의 특성 ·······································································8

표 2 실험장치 및 계측기들의 종류와 특징 ······················································29

표 3 본 연구의 실험 조건 ·················································································30

표 4 대체냉매의 열역학 물성치(40℃) ······························································34

표 5 질량 유속에 따른 모든 냉매의 평균 열전달계수 비교(R22 기준) ·········44

표 6 알루미늄 평판관내 평균 압력 강하 [kPa/m] ··········································46

표 7 R22, R134a에 대한 직경의 변화에 따른 평균 열전달계수의

변화율 비교 ·······························································································49

표 8 실험 데이터와 기존 상관식과의 오차와 절대 오차 ································56


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ix

Nomenclature

A 열전달 면적 [m2]

Bo Boling 수

Cp 비열 [kJ/kgK]

D 관지름 [m]

F 마찰계수

G 질량유속 [kg/m2s]

g 중력 가속도 [9.81 m/s2]

h 열전달계수 [W/m2K]

h 엔탈피 [kJ/kg]

J 확산 열유속 [mole/m2s]

k 열전도계수 [W/ms]

L 관 길이 [m]

Nu Nusselt 수

P 압력 [kPa]

Pr Prandtl 수

Pr 환원 압력 (Reduced pressure)

Re Reynold 수

T 온도 [℃ or K]

Xtt Martinelli 파라미터

x 건도


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x

Greek symbols

α 공간분율 (Void fraction)

μ 점성계수 [kg/ms]

ρ 도 [kg/m3]

σ 표면 장력 [N/m]

ν 비체적 [m3/kg]

Subscripts

a 중력항

cal 계산치

e 등가(equivalent)

eff 유효(effective)

exp 측정치

h 수력(hydraulic)

i 내부

in Test section 입구

l 포화액 or 과냉액

m 모멘텀항

mean 평균

out Test section 출구

r 냉매

s 열전달 표면

v 포화 증기

w 물

wall 열전달 벽면


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1

1. 서론

1. 1 연구 배경

염화불화탄소(CFC) 및 수소화염화불화탄소(HCFC)등은 우수한 열역학적, 화

학적 성질들과 높은 안정성 때문에 지난 반세기 동안 냉동 공조 분야를 비롯

해서 전자제품 세정, 단열재 합성, 각종 에어로솔의 분사 기체용 등 우리의 일

상생활과 접한 관계를 맺고 있는 여러 분야에서 널리 사용되어 왔다. 그러나

1970년대 중반에 CFC들이 대기권에서 분해되지 않은 채 오랜 기간 체류하여

지구의 오존층을 붕괴한다는 사실이 알려지면서부터 사람들이 이들에 대해 경

각심을 갖게 되었고, 급기야 1987년에는 미국 및 구주 공동체를 포함한 23개국

이 오존층을 붕괴시키는 CFC의 생산, 무역, 사용을 규제하기 위한 몬트리얼

의정서에 조인을 했다.(1,2) 그 결과 CFC 및 HCFC를 사용해 오던 냉동 및 공조

산업계는 큰 향을 받게 되었고, 미국을 비롯한 여러 선진국들은 CFC 및

HCFC를 성공적으로 대체하기 위해 많은 노력을 기울여 왔고 계속해서 새로

운 물질들을 개발해 왔다.

CFC 대체가 한참 거론되면서 지구 온난화 문제 역시 심각한 환경문제로 급

속도로 부상하기 시작했다.(3) 냉동기/공조기를 사용할 때 발생하는 온난화 효

과에는 직접효과와 간접효과가 있다. 직접효과란 가스 자체의 누출 등에 의해

야기되는 것인 반면에, 간접효과란 공조기가 필요로 하는 동력을 공급하기 위

해 발전소에서 연료를 연소시킴으로써 발생하는 이산화탄소에 의해 야기되는

것이다. 냉동기/공조기의 경우에는, 간접적인 온난화 효과가 전체 온난화의

90-95%를 차지한다. 따라서 냉동기/공조기로 인한 온난화를 줄이려면 간접효

과를 줄여야만 하며, 이를 위해서는 공조기의 에너지 효율을 증대시켜야만 한

다. 따라서 CFC 대체를 논의할 때, 이제는 단순히 오존층 붕괴 물질을 대체하

는 것뿐만 아니라 지구 온난화를 감소시켜야 한다는 대명제 하에서 대체물질

이 기존의 CFC보다 더 에너지 효율이 좋은 가를 고려해야만 한다.

지구 환경 및 에너지 문제의 심각성이 대중 매체를 통해 계속 알려지면서


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2

전 세계의 많은 국가들은 이 문제들이 더 이상 한 국가나 개인의 문제가 아님

을 인식하게 되었고, 1992년 6월에는 브라질의 리오데자네이로에서는 사상 최

대의 국제 환경 회의를 열어 지구 온난화 등을 완화 시킬 수 있는 방도들을

심도 있게 논의하 고, 1997년에는 일본의 교토에서 국제회의가 열린바 있다.

한국은 이미 1992년 2월에 몬트리얼 의정서에 제5조국으로 가입했고, 따라서

현재 CFC 사용과 생산의 규제를 받고 있으며 조만간 이산화탄소 발생량의 규

제도 받게 되리라 본다. 또한 환경 규제 일정이 계속해서 가속화되는 추세를

고려할 때 몬트리얼 의정서의 제5조국에 대한 CFC 및 HCFC 폐기 일정에 따

라 1999년에는 CFC 사용량을 동결시켜야 하고 2005년에는 CFC 사용량의 50%

를 감축시켜야 한다. 한국 경제의 수출 의존도가 높은 점을 감안해 볼 때, 이

같은 환경 규제에 묶여 수출량과 품목이 줄어든다는 것은 한국 경제에 큰 타

격이 될 것이다. 따라서 현 시점에서는 CFC와 CO2로 인한 에너지 및 환경문

제를 효과적으로 다룰 수 있는 기술 개발이 절실히 요구되고 있다.

1. 2 연구 필요성

Fig. 1은 증발기, 응축기, 압축기, 팽창밸브, 흡입관 열교환기(SLHX) 등으로

구성된 기본적인 냉동/공조기를 개략적으로 보여준다. 전 세계적으로 볼 때

압축기의 경우에는 몇몇 대형업체들이 시장을 점유하고 있고, 대부분의 냉동기

/공조기 생산업체들은 단순히 자신들의 제품 용량에 맞는 압축기를 선택하고

있는 형편이므로 압축기 성능 개선을 위해 각 생산 업체가 연구를 할 수 있는

폭이 매우 좁다. 반면에 응축기, 증발기 등 열교환기의 경우에는 각 회사가 자

신의 제품에 맞도록 단품을 제조해야 하므로 제품에 대한 다각적인 연구가 필

요하다. 특히 이제는 기존의 냉매가 아니라 대체냉매를 적용해야하며 동시에

에너지 효율도 높여야하므로 이 분야에 대한 연구가 매우 필요하다.(4)

냉동/공조기에서 가장 중요한 부품 중 하나는 외부의 공기나 물로 열을 방

출하는 응축기이다. 이 같은 중요성을 인식하여 현재 전 세계 관련 산업계는

대체냉매를 사용하면 열효율이 높은 열교환기(자동차용 공조기, 가정용 공조


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3

기, 산업용 공조기, 냉장고, 방열기 등)를 개발하기 위해 박차를 가하고 있다.

예를 들어 자동차용 공조기에 있어서는 기존의 R12 대신에 R134a를 신냉매로

채택함에 따라, R12에 비해 응축 효율이 떨어지는 R134a의 단점을 보완하기

위하여 열교환기의 구조가 기존의 대형관(내경: 9∼10mm)에서 열교환 성능이

우수한 세관(내경: 3∼6mm)의 평행류(PF : Paralled flow)형으로 바뀌고 있

다.(5,6) 또한 최근에는 자동차용 공조기 뿐만 아니라 가정용 공조기, 냉장고, 방

열기 등에도 세관을 이용하는 기술을 접목시키려는 노력이 진행되고 있다.

Fig. 1 기본적인 냉동/공조기의 구성도

그 결과 현재 미국의 알루미늄 열교환기 제조 화사인 Modine 사(5)나

Argonne 국립 연구소, 일본의 알루미늄 제품 제조사인 Smitomo 사(6) 등이 열

교환기의 고성능화, 경량화, 소형화를 이루기 위해 연구 및 개발에 박차를 가

하고 있으나 국내에서는 아직까지 이 같은 국제적 추세에 부응하기 위한 노력

이 감지되지 않고 있다.


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4

지난 몇 십 년 동안 지름이 9mm 정도 되는 응축기 열전달관 내부에서 일어

나는 흐름 응축 현상에 대한 연구는 대개 관련 산업체 및 대학 등에서 잘 수

행해왔지만, 지름이 3∼6mm 정도 되는 세관에 대체냉매를 적용했을 때 그 응

축 열전달 계수가 어떻게 변하는가를 이론적으로 규명하는 연구는 거의 수행

된 적이 없다. 그러나 앞으로는 에너지 효율 증대를 위하여 세관을 써야 함이

거의 기정사실화 되어 있으므로 응축관 직경의 소형화에 대한 체계적인 연구

가 필요하다. 특히 고 도 열교환기에서는 각각의 냉매 이동 패스가 심지어

1mm 이하가 되는 경우도 많으므로 응축관의 소형화에 따른 열전달 계수의 변

화를 제대로 예측하지 않고는 결코 고 도 열교환기의 성능을 제대로 알 수

없다.

에너지 효율 문제뿐만 아니라 이제는 모든 회사들이 열교환기의 경량화에

초점을 맞추어 연구를 수행하고 있으며 이런 점에서 알루미늄이 크게 각광을

받고 있다. 알루미늄은 열전도성이 우수하고 비중이 작아 열교환기 부품에 다

량 사용되고 있으며, 이러한 알루미늄 열교환기 접합방법에는 브레이징

(brazing)법이 채용되고 있다.(6) 브레이징에서는 저융점의 알루미늄 피재(filler

재)를 알루미늄 심재(core재)에 clad한 브레이징 시트를 사용하며, 브레이징 공

정시 피재의 용융에 의하여 심재와 관(tube)이 서로 접합된다. 앞에서 언급한

PF형 열교환기는 병렬로 배열한 알루미늄 세관에 알루미늄 브레이징 시트를

브레이징에 의해 접합시킨 것으로 세관 및 심재를 통한 열전달에 의해 열교환

이 이루어진다. 현재 국내 자동차 열교환기 제조업체는 PF형 알루미늄 열교환

기의 중요부품인 세관 및 브레이징 시트 재료를 전량 수입에 의존하고 있다.

따라서 알루미늄 열교환기 재료의 국산화 및 성능향상이 이루어지고 전열특성

을 측정할 수 있는 기술이 개발된다면 알루미늄산업, 공조기 산업, 자동차산업,

가전산업의 안정적 발전 및 국제 경쟁력 향상을 꾀할 수 있을 것이다.

본 연구에서는 이와 같이 시대적으로 중요도가 높고 부가가치가 높은 알루

미늄 세관/고 도 열교환기의 열교환 성능을 평가하고자 한다.


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5

Fig. 2 알루미늄 평판관을 적용한 고효율 응축기의 구성요소

1. 3 연구 목표

냉동/공조기에서 가장 중요한 역할을 하는 부품 중 하나가 응축기이다. 응

축기가 제대로 열을 방출하지 못하면 압축기 토출 압력이 증대되어 압축기 동

력을 많이 필요로 하게 되고 에너지 효율이 감소한다. 또한 냉동/공조기에 충

전된 냉매의 상당 부분이 응축기에 잠겨 있으므로, 열전달 면적을 늘리기 위해

필요이상으로 응축기의 크기를 크게 하면, 많은 양의 냉매를 충전해야하며 이

로 인해 시스템의 에너지 효율이 감소되곤 한다. 근본적으로 냉동/공조기의


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6

에너지 효율을 높이려면 열교환기의 효율을 높여야 하며, 이를 위해 응축기에

사용되는 응축관에 대한 열전달계수를 측정하는 것이 매우 중요하다.

특히 지금까지 상업용 및 가정용 공조기에서 널리 사용되어 온 R22가 오존

층 붕괴와 지구 온난화 등의 환경 문제로 인해 규제 대상이 되고 있는 현 시

점에서, R22를 대체할 수 있는 냉매들의 열전달 계수를 측정하는 것은 더욱

중요하다.

기존의 가정용 냉동/공조 기기에 사용 되어지고 있는 열교환기는 원형 동관

을 사용해 오고 있다. 그러나 본 연구에서 사용한 알루미늄 평판관(Multi-

Channel tube)은 원형관(동관)에 비하여 상대적으로 수력직경이 작고 무게가

가벼울 뿐만 아니라 열전도율이 높기 때문에 제한된 공간 내에서 고효율의 성

능을 요구하는 자동차에 적합한 열교환기를 구성하는데 매우 적합하다. Fig. 2

는 알루미늄 평판관을 적용한 고효율 응축기의 구성요소를 나타낸 것이다. 이

러한 특징 때문에 가정용 냉동/공조기에 적용하려고 하나 아직까지는 진행된

연구 결과가 매우 미흡한 상태이다.

이에 따라 1990년대 중반부터 자동차용 평판관에 대한 연구가 간헐적으로

수행되었다. Yang & Webb(7)은 4개의 채널을 가지며 수력 직경이 2.64 mm인

평판관을 사용하여 자동차 에어컨에 사용되던 R12와 그 대체냉매인 R134a에

대한 흐름 응축 실험을 수행하 고 과냉 단상 유동의 경우 Petukhov(8) 상관식

이, 질량유속이 낮은 흐름 응축의 경우 Akers et al.(9)의 상관식이 실험치를 잘

예측한다고 보고하 다. 한편 Kim et al.(10,11)은 Yang & Webb

(7)의 실험장치와

유사한 실험장치를 사용하여 7개의 채널을 가지며 수력 직경이 1.41 mm인 평

판관을 사용해서 R22와 R410A에 대한 흐름 응축 실험을 수행하 고 Yang &

Webb(7)의 결과와 비슷한 결과를 얻었다.

Jeon et al.(12)은 10개의 채널을 가지며 수력 직경이 1.46 mm인 평판관을 가

지고 R134a의 흐름 응축 열전달 특성을 연구하 으며 과냉 단상 유동의 경우

Gnielinski(13) 상관식이, 질량유속이 낮은 흐름 응축의 경우 Traviss et al.

(14)의

상관식이 실험치를 가장 잘 예측한다고 보고하 다.


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7

지금까지 수행된 대부분의 연구결과를 보면 과냉 단상 유동의 경우는 기존

의 잘 알려진 단일관의 상관식이 평판관 내의 미세관의 실험치를 합당한 수준

에서 잘 예측하지만 내경이 6 mm 이상인 단일 원형관에 20% 정도의 오차를

가지고 적용되는 Shah(15)나 Dobson & Chato

(16) 등의 흐름 응축 상관식은 미세

평판관에서의 흐름 응축 실험 데이터를 50%이상 과대평가하는 것으로 나타났

다. 따라서 미세 평판관을 사용하여 데이터를 얻고 이를 바탕으로 상관식을 개

발하기 위해서는 기존의 단일관에 적용되는 상관식을 여러 개의 미세채널이

있는 평판관에 적용할 수 있는가를 확인해야 한다. 현재 상업용 및 가정용 공

조기에서 널리 사용되고 있으며 오존층 붕괴와 지구 온난화 등의 환경 문제로

인해 규제 대상이 되고 있기 때문에 R22를 대체할 수 있는 냉매로 검토되고

있는 R134a, R410A 그리고 R407C 등의 냉매들에 대한 연구가 필요하다.

이에 본 연구에서는 알루미늄 평판관(Dh=1.40mm)을 사용하여 R22와 그 대

체 냉매로 검토되고 있는 R134a, R410A, R407C의 흐름 응축 열전달 계수 및

압력 강하를 측정하고 Akers et al.(9), Soliman et al.

(17), Traviss et al.

(14),

Cavallini & Zecchin(18), Shah

(15), Tandon et al.

(19), Dobson & Chato

(16), Kim et

al.(20)의 원형관에 대한 상관식과 열전달 성능을 비교하고자 한다.

2. 이론적 배경

2. 1 R22 대체냉매의 특성

지금까지는 가정용 공조기나 상업용 칠러에 사용되는 R22가 가장 큰

냉매시장을 형성하 다. 따라서 냉매제조 회사들의 개발 목표는 R22의

대체물을 합성하는 것이었다. 새로운 상업용 기기의 경우에는 R134a가

순수냉매로서 R22를 대체할 수 있는 강력한 후보이지만 R134a는 R22

에 비해 같은 온도에서 비체적이 약 40% 정도 커서 체적 능력이 떨어

지는 등의 단점이 있다. 따라서 유럽에서는 탄화수소(Hydrocarbon)계

냉매를, 미국 및 일본에서는 HFC들을 혼합하여 만든 HFC 계열의


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R410A(50%R32/50%R125)와 R407C(23%R32/25%R125/52%R134a)를 대

안으로 제시하 다. 그러나 이들 중 탄화수소계 냉매는 가연성 및 폭

발성이 있기 때문에 특히 가정용 공조기에 그대로 적용하는 데 문제가

있으며 따라서 대부분의 국가에서 R410A와 R407C를 R22의 대체냉매

로 수용한 상태이다. 표 1은 R22 및 그 대체 냉매들의 특성을 요약한

것이다.

표 1 R22 및 그 대체냉매의 특성

R22 R134a R410A R407C

40℃에서 응축압력[kPa] 1534 1017 2430 1750

ODP(오존붕괴지수) 0.05 0 0 0

GWP(지구온난화지수) 0.37 0.30 0.46 0.38

체적능력 (기준 R22) 100 62 140 98

물성 COP (기준 R22) 100 98 89 95

연소성 (ASHRAE 판정기준) 불연소 불연소 불연소 불연소

공비혼합매체처럼 행동하는 R410A(Allied Signal사의 AZ20) 혼합냉

매는 전통적인 냉매취급 방법을 적용할 수 있을 뿐만 아니라 장비의

소형화에 대한 잠재성과 성능계수(COP)가 향상될 가능성 때문에 매우

매력적이라 할 수 있다. 그러나 R410A에 R32가 많이 포함되어 있기

때문에 R410A의 증기압은 R32의 증기압에 가까우며 R22에 비해 무려

60%나 높다. 따라서 냉동/공조기 제조자들은 압축기의 재설계(소형화)

와 관벽 두께의 증가, 고압 용기의 사용 등으로 인한 제조비용의 증가

와 체적용량의 증대로 인한 제조비용의 감소가 어떻게 서로 상쇄될 수

있는가를 연구해야만 한다. R410A의 등엔트로피 효율은 R22에 비해

상대적으로 낮은 것으로 알려져 있지만 마찰 감소 및 고 도로 인한

압력 손실 감소가 등엔트로피 효율의 감소를 보충할 수 있기 때문에


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9

R410A를 사용하는 시스템의 효율은 R22 시스템의 효율보다 클 것으로

추측된다.

반면에 R407C(DuPont사의 AC9000) 혼합냉매는 R22와 비슷한 증기

압을 갖도록 만들어졌기 때문에 냉동유를 바꾸는 것 외에는 별도의 큰

수정 없이 현행장비에서도 이용 가능한 것으로 알려져 있다. 또한

R407C는 비공비 혼합냉매이므로 이 냉매를 적용하는 경우 시스템의

재설계를 통하여 약간의 효율 증가를 유발시킬 수 있다. 혼합냉매 사

용시 이용할 수 있는 온도구배매칭(Temperature gliding matching)을

잘 활용하기 위해 대향류(Counter flow)와 직교류(Cross flow)형 열교

환기를 이용하는 것도 열효율을 증대시킬 수 있는 방법 중 하나이며

이미 미국 및 일본의 기업들이 이러한 작업을 시작했다.

2. 2 수평원관 내 단상 유동 열전달 계수 상관식

단상 난류 유동 조건에 대한 해석은 대단히 어렵고 복잡하므로 실험적인 상

관관계를 결정하는데 중점을 두었다. 매끈한 원형 관(Smooth circular tube) 내

의 완전 발달된 난류 유동에 대한 국소 Nusselt 수를 계산하기 위한 고전적인

식은 Colburn(1933)(21)에 의해 얻어졌으며, 다음과 같이 표시된다.

NuD = 0.023Re 4/5D Pr 1/3

(2-1)

이 후, 이 식을 토대로 단상유동에 대한 여러 가지 상관식이 예측된다.

2. 2. 1 Dittus & Boelter(1930)(22)

Dittus & Boelter(22)가 제시한 식은 Colburn

(21)식과는 약간의 차이가

있으나, 이 식들은 작거나 보통의 온도차 Ts − Tm에 대해서만 사용되

며, 모든 물성치들은 Tm에서 평가된 것을 적용하여 더 나은 형식으로


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식을 제시하 다.

NuD = 0.023Re 4/5D Pr n

(2-2)

여기서, 가열(Ts > Tm)에 대해서는 n = 0.4이며, 냉각(Ts < Tm)에 대해

서는 n = 0.3이다. 이 식은 다음 조건의 범위에 대하여 실험적으로 확인되었

다.

0.7 Pr 160

ReD 10, 000

LD

10

2. 2. 2 Petukhov(1970)(8)

널리 사용되고 있는 상관식 중의 하나는 Petukhov(8)에 의해 제시된

것으로 다음 형식을 가진다.

ND =(f/8 )ReDPr

1.07 + 12.7(f/8 )1/2( P r 2/3 − 1)(2-3)

여기서, 마찰인자(f ) 는 Moody 선도에서 구할수 있으며, 다음의 조건에서

유효하다.

0.5 < Pr < 2000

104 < ReD < 5 106


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11

2. 2. 3 Gnielinski(1976)(13)

작은 Reynolds 수에 대한 데이터와 일치시키기 위하여 Gnielinski(13)

는 Petukhov(8)의 (2-3)식에서 상관관계를 수정하여 다음 형식의 식을

제안하 다.

ND =(f/8 )(ReD − 1000 )Pr

1 + 12.7 (f/8 )1/2( Pr 2/3 − 1 )(2-4)

여기서, 이 식은 다음의 조건에서 유효하다.

0.5 < Pr < 2000

2300 < ReD < 5 106

2. 3 수평원관 내 흐름 응축 열전달 현상

유체를 이용하여 열을 전달시키고자 할 때 가장 효율적인 방법 중 하나는

열을 전달하는 과정 중에 작동유체가 증발 또는 응축하면서 유체의 상(Phase)

을 변하게 하는 방법이고 이를 이용한 기술 및 논문들은 질적, 수적으로 과거

수십 년 간 급속히 발전하는 추세에 있다.

응축 현상은 접촉면의 온도가 주어진 압력에 해당하는 냉매 증기의 포화온

도보다 낮은 경우 증기와 차가운 고체 표면이 접촉하는 곳에 발생하며 크게

열전달 표면의 외부에서 응축이 발생하는 외부 응축과 관 내부에서 유체가 흐

르면서 응축이 발생하는 흐름 응축으로 나눌 수 있다. 본 연구의 이론적인 배

경이 되는 수평관 내에서의 흐름 응축 열전달은 유체의 압력, 유량, 열유속, 냉

매 종류에 따라 큰 변화를 보이는 관내 유체 흐름과 매우 접한 관련이 있다.

Fig. 3는 수평관에서 유량이 많고 유속이 빠른 경우의 흐름 응축을 나타낸 것

이다.


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

12

Fig. 3 질량유속이 큰 수평관에서의 흐름 응축의 유동 형태

Super-heated vapor

dry wall

Superheated vapor wet wall mist annular

Annular flow

Semi-annular

flow Slug flow Plug flow Subcooled

liquid

x=1 x=0

수평관에서는 응축되는 액체가 증기보다 도가 크기 때문에 흐름방향으로

계속 흐르면서 관 하부에 쌓이게 되며 따라서 중력의 향이 특히 크게 작용

한다. 수평관 내의 응축에서는 유동 양식이 크게 변화하는데 이러한 유동 양식

의 변화는 열전달 및 운동량 전달에 매우 큰 향을 끼친다. 따라서 유체의 유

량, 건도, 물성치, 그리고 관 직경 등을 기초로 관 내 흐름이 어떤 유동 양상인

가를 예상하는 것이 열교환기 설계 시 매우 중요하다.

흐름 응축 시 과열 증기는 냉각이 되어 포화 증기가 되고 그 이후에는 건도

가 변함에 따라 유동 형태가 바뀌게 된다. 증기의 유속이 빠른 경우 응축이 진

행되면서 과열된 증기의 일부는 미세한 분무(Mist) 형태로 바뀌어 빠른 증기

흐름에 의해 관 중심부로 유입되고 또 일부는 관내의 벽면에서 응축되어 얇은

두께로 관 벽면을 적시게 되는데 이러한 유동은 보통 분무 환형류(Mist

annular flow)라 한다.

그 뒤 좀더 응축이 진행되어 건도가 더 감소하게 되면 관 중심부에 흐르고

있던 미세한 액적은 속도가 감소되고 결국 관 벽면의 액막에 유입되어 원주

방향으로 막 두께가 거의 균일한 환형류(Annular flow)를 형성하게 된다.

일반적으로 이 경우 슬러그류 등 액체의 체적 분율이 높은 경우에 비하여

응축 열전달계수는 상당히 높은데 그 이유는 액막의 두께가 얇아 열전달 저항

이 상대적으로 작기 때문이다. 따라서 2상 흐름 응축 열전달을 이용하는 대부

분의 응축기의 경우 냉매가 흐르는 모든 역에서 유동 형태를 환형류로 유지

하는 것이 열전달 면에서 매우 유리하다고 할 수 있다. 또한 환형류에서는 기-


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

13

액 경계면에서 증기의 속도는 매우 빠르기 때문에 증기와 액체의 속도 차이에

의한 전단력 구배가 열전달을 지배하게 된다.

환형류에서 계속 응축이 진행됨에 따라 기-액 경계면에서의 액체의 유속은

느려져 응축액이 관 하부에 모이게 되고 결국 관 하부의 액막 두께가 증가하

여 비대칭적 형태가 된다. 이러한 유동 양식을 파형 환형류(Wavy annular

flow)라 하고 이 시점부터는 중력이 열전달 현상을 지배하기 시작한다.

그 뒤 건도가 더욱 감소하면 유동 양식이 슬러그류(Slug flow)로 바뀌고 이

때 관내에 열전대를 삽입하여 온도를 계측하면 상대적으로 온도가 높은 기포

들이 열전대를 불규칙적으로 통과하므로 일정한 범위 내에서 온도가 불규칙한

양상을 보이며 유속은 더욱 감소하게 된다.

계속 응축이 진행되면 질량 유량이 큰 경우에는 관 상부에 아직 완전히 응

축되지 못한 증기가 뭉쳐 있는 플러그류(Plug flow)가 형성되지만, 질량 유량

이 작고 유속이 느려 증기 속도가 매우 낮은 경우에는 기-액 경계면이 평탄하

게 관의 내부를 나누는 성층류(Stratified flow)가 형성된다. 한편 질량 유량이

작으나 증기 속도가 빠르면 기-액 경계면이 불안정한 파형류(Wavy flow)가 형

성되면서 중력이 열전달 현상을 지배하게 된다.(23,24)

Dobson and Chato(16)는 흐름 응축 해석시 동일한 질량 유속에 대해 중력

지배 역과 전단력 지배 역으로 나누어 살펴보았는데 그들의 연구 결과에

의하면, 중력 지배 역에서는 질량 유량이 적어 유체의 관내 유속이 빠르지

못하기 때문에 관 하부에 응축액이 쌓이고 관 상부에는 얇은 층류 막이 형성

된다고 한다. 이 경우 열 흐름을 해석하면 유체의 유동 양식과는 상관없이 증

기와 열전달 표면사이의 응축액이 열전달 저항의 대부분을 차지하기 때문에

관 상부의 열전달 벽면과 냉매와의 온도차이가 열전달계수를 결정하게 된다.

결국 열전달량은 이 응축막의 두께에 크게 향을 받게 되고 관 하부에 쌓여

있는 두꺼운 액막은 열전달을 방해하는 주된 요소로 작용하게 된다.

그러나 전단력 지배 역에서는 증기의 유속이 빠르기 때문에 증기가 관 하

부의 액막을 벽면 위로 어 올려 흐름 양식은 환형류가 되기 쉽다. 따라서 빠


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

14

른 유속에 의한 강제 대류 응축이 열전달 현상을 주도하여 질량유량과 건도가

열전달계수에 큰 향을 미치게 되고 관 벽면과 액막의 온도 차이에 의한

향은 상대적으로 감소된다.

흐름 응축 시 유동의 변화를 보다 쉽게 알아볼 수 있도록 유동양식선도

(Flow regime map)를 도입하곤 하는데 먼저 Mandhane et al.(25)은 기체와 액

체의 피상속도(Superficial velocity)를 비교하여 유동양식을 구분했으며, Taitel

& Dukler(26)는 Martinelli 파라미터 Xtt와 수정된 Froud 수로 구분했고

Soliman(27)은 건도와 질량유량으로 유동양식을 판단했다. 그 외에 Tandon et

al.(28)도 흐름 응축 해석시 유동양식을 도입했다.

이러한 유동양식을 통해 흐름 응축 데이터가 어느 역에 속한 것인가를 알

수 있고 이를 통해 각 역에서의 열전달 현상을 좀더 세 하게 규명할 수 있

다.

2. 3. 1 유동양식선도

유동 양식은 유로(channel)의 형태, 유동방향, 유속, 가열 및 냉각열량, 관 내

부 압력 및 물성치 등의 유동조건에 따라 각각 다르게 나타난다. 이에 많은 연

구자들에 의해서 유동양식의 변화를 이론적으로 규명하기 위하여 여러 가지

방법들이 제안되었다.

가장 먼저 유동양식에 대한 연구 및 유동선도의 작성은 Baker(29)에 의해 이

루어 졌다. 이 선도는 원래 단열 조건하에서 물과 공기의 혼합물을 대상으로

작성된 것으로 2상 유동에서의 유동양식 예측하는 데에 가장 널리 이용되는

선도이다. 기본적으로 가로축은 액체의 질량유속을 세로축은 기체의 질량유속

을 각각 나타내었으며 표준 상태(1기압, 20℃)의 공기-물 이외의 혼합 유체에도

적용할 수 있도록 수정계수를 도입하 다.

응축과정에서의 유체의 유동양식에 관한 연구로는 Traviss et al.(14)은 R12에

관해 실험을 수행하 고, Baker(29)의 유동선도를 수정하여 제안하 다. Tandon

et al.(28)은 응축과정에 사용할 수 있는 새로운 유동선도를 제안하여 기존 연구


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

15

결과와 비교하 고, R12와 R22의 혼합물에 대한 수평관에서의 응축실험에서

그 자신의 제시한 유동선도의 타당성을 입증하 다.

본 연구에서는 비교적 최근에 제시된 Tandon et al.(28)의 유동양식선도를

사용하여 실험결과를 비교하 으며, 이를 Fig. 4에 각각 나타내었다. Tandon

et al.(28)의 유동양식선도는 유동양식을 특성화 하는 식으로 무차원화된 가스속

도 ( j*v )와 변형된 기공율 (α)로 제안하 다. 이때 공극율은 Smith의 관계식

(30)

을 이용하 다.

● Wallis dimensionless gas velocity

j*v =

xG

[gDρ v( ρ l-ρ v)]1/2 (2-5)

● Smith's void fraction correlation

α =

ꀎ

ꀚ

︳︳︳︳︳︳︳︳︳1+(

ρ vρ l )(

1- xx ){ 0.4+0.6 (

ρ lρ v )+0.4 (

1- xx )

1+0.4( 1- xx ) }ꀏ

ꀛ

︳︳︳︳︳︳︳︳︳

-1

(2-6)


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

16

Fig. 4 Tandon et al.(28)의 유동양식 선도상의 실험

데이터의 분포

0.001 0.01 0.1 1(1-a)/a

0.1

1

10

Dim

ensi

onle

ss g

as v

eloc

ity

j* v

RefrigerantR22R134aR407CR410A

Spray

Annular andsemiannular

Wavy

Slug

Multi-Channelaluminum tube

All data

2. 4 순수냉매의 흐름 응축 열전달계수 상관식

2상 유동에서의 흐름응축 열전달계수는 일반적으로 단상 유동양식의

열전달계수에 액상, 기상간의 도비, 또는 환산 압력 등의 적절한 변

수를 고려하여 예측한다.

2. 4. 1 Akers et al.(1960)(9)

Akers et al.(9)은 메탄과 R12의 수평관내 응축 열전달 연구를 통해

수평관의 응축을 반성층류(Semistratified flow), 층류 환형류(Laminar

annular flow), 난류 환형류(Turbulent annular flow) 등의 3가지 유동

역으로 가정하여 성공적으로 상관식을 개발했다.


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

17

hDkl=CRe

nePr

1/3l (2-7)

여기서,

C=0.0265, n=0.8 for Ree > 50,000

C=5.03, n=1/3 for Ree < 50,000

Ree=DGeμ l

Ge=G[ (1-x)+x(ρ lρ v)1/2]

2. 4. 2 Soliman et al.(1968)(17)

Soliman et al.(17)은 마찰력, 운동량, 중력이 벽면에서 전단응력에 미치는

향을 환상류의 모델링을 통하여 수식화 하 으며 Water, R113, 에탄올, 메탄올

등의 실험 자료를 이용하여, Carpenter-Colburn 상관식을 개선한 흐름응축 열

전달계수 상관식(2-8)를 제시하 다.

hμ l

k lρ1/2l

=0.036Pr0.65l F

1/2wall (2-8)

여기서

Fwall=Ff+Fm+Fa

Fwall는 마찰, 운동량에 향을 받는 벽에서의 전단력이다.

a) Friction contribution


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

18

Ff=D4(-dPdz)TPF

(-dPdz)TPF=Φ

2v(-

dPdz) v

Φ v= 1+2.85X0.523tt

-(dPdz) v=

2f vG2x2

Dρ v

f v=0.046(GxDμ v

)- 0.2

Xtt= (1- xx) 0.9(

ρ vρ l) 0.5(

μ lμ v) 0.1

b) Momentum contribution

Fm=D4(G 2

ρ v)(dxdz) ∑

5

n=1a n(ρ vρ l)n/3

a 1= 2x-1-βx

a 2= 2(1- x)

a 3= 2(1- x-β+βx)

a 4= (1x)-3+2x

a 5= β[2-(1x)- x]

β(interface velocitymean film velocity

)

= 1.25 for Re l >2000 ( turbulen t film flow)

= 2.0 for Re l < 2000 ( laminar film flow)


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

19

c) Gravity contribution

Fa=D4(1-α)(ρ l-ρ v)gsinθ

α= [1+(1- xx)(ρ vρ l)2/3]- 1

2. 4. 3 Traviss et al.(1973)(14)

Traviss et al.(14)은 Von Karman의 속도분포를 가정한 환상유동모델에 운동

량과 열전달의 상사성을 적용하여, 차원해석과 무차원 변수를 도입하여 국부

열전달계수에 관하여 식(2-9)을 유도하고, R12와 R22의 실험결과와 비교하 다.

F 2는 Re l과 Pr l의 함수로 주어진다.

hDk l=0.15Pr lRe

0.9l

F 2[1Xtt+2.85

X0.476tt

] (2-9)

여기서

F 2= 0.707Pr lRe0.5l for Re l < 50

F 2= 5Pr l+5 ln [1+Pr l( 0.09636Re0.585l -1)] for 50 < Re l < 1125

F 2= 5Pr l+5 ln (1+5Pr l)+2.5 ln (0.00313Re0.812l ) for Re l > 1125

2. 4. 4 Cavallini & Zecchin(1974)(18)

Cavallini & Zecchin(18)은 환상유동의 간단한 유체역학적 모델링과 운동량과

열전달의 상사성으로부터 식(2-10)에 제시된 반경험식에 의한 상관식을 제시하

여 이 상관식이 강제 대류열전달에의 적용에 적절히 적용됨을 보이고, 또한 통

계적인 방법으로 자신이 제시한 무차원 변수가 적절하다는 것을 보 다.


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

20

hDk l= 0.05Re

0.8e Pr

0.33l (2-10)

여기서

Re e=Re v(μ vμ l)(ρ lρ v)0.5+Re l

2. 4. 5 Shah(1979)(15)

Shah(15)는 증발열전달의 핵비등 항이 제외된 대류항과 막응축과의 유사성을

이용하여, 환산압력을 도입한 경험적인 식을 제안하 다. Water, R11, R12,

R22등 많은 유체를 사용한 실험 자료를 근거로 가장 적절한 형태로 식(2-11)을

제시하 다.

hh l= (1- x)

0.8+3.8x

0.76(1-x)

0.04

p0.38r

(2-11)

여기서

Ψ= hh l

Ψ= 1+3.8

Z0.95

Z= (1x-1)

0.8Pr

0.4

h l=0.023Re0.8l Pr

0.4l k l/D

2. 4. 6 Tandon et al.(1985)(19)

Tandon et al.(19)은 R12와 R22의 실험을 바탕으로 파형류와 환상류가 기상의


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

21

Re수가 30000을 기준으로 경계가 이루어지며, 각 역에 대하여 Akers et al.(9)

의 식의 계수를 변화시킨 식(2-12)과 식(2-13)을 제시하 다.

a) for Re v > 3× 104

hDk l= 0.084 Pr 1/3l (

h fgC pΔT

) 1/6Re 0.67v(2-12)

b) for Re v < 3× 104

hDk l= 23.1 Pr 1/3l (

h fgC pΔT

) 1/6Re 1/8v (2-13)

2. 4. 7 Dobson & Chato(1998)(16)

Dobson & Chato(16)은 R12와 R134a의 실험을 통해 낮은 질량 유속과 건도

에서 유동은 파형류이며, 건도와 유량에 따라 파형-환상류, 환상류, 분무류가

존재하며, 파형류일 경우 Lockhart-Martinelli 변수를 도입, 변형하여 식(2-14)을

제안하 고, 환상류에서는 증발의 대류항과 유사한 식(2-15)을 제안하 다. 파

형류에서 환상류로의 유동양식의 변형은 Soliman et al.(17)의 Fr수의 기준으로

서 잘 예측할 수 있음을 보 다. 그리고 자신의 실험결과를 바탕으로 한 타 연

구자와의 비교에서 Chen(31)의 식과 가장 비슷하고, Traviss et al.

(14), Cavallini

& Zecchin(18), Shah

(15)의 식들은 모두 크게 예측함을 보 다.

hDk l=0.375

X 0.23tt

[gρ l(ρ l-ρ v)D

3h´lv

μ l(T sat-Tw)k l] 0.25 (2-14)


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

22

hDk l= 0.023Re

0.8l Pr

0.4l [ 1+

2.22

X0.89tt

] (2-15)

2. 4. 8 Kim et al.(2002)(20)

Kim et al.(20)은 Dobson & Chato(16)의 식을 기본 형태로 하여 응축잠열을

고려할 수 있는 무차원수 B o를 도입하 고, 그 뒤 Xtt, B o을 이용해 실험데

이터를 커브피팅하여 다음과 같이 상관식 (2-16)을 수정 결정하 다.

h = 22.42hl (1 + 2Xtt

)0.81Bo 0 .33 (

kl

D) (2-16)

여기서,

h l= 0.023Re0.8l Pr

0.4l

X tt= (1- xx) 0.9(

ρ vρ l) 0.5(

μ lμ v) 0.1

Bo=Q

h fgGA

3. 흐름 응축 열전달 실험

3. 1 실험장치

Fig. 5는 본 연구에서 제작한 2차 유체 냉각 흐름 응축 열전달 실험

장치의 개략도이다. 실험장치는 크게 냉매 순환부, 물 순환부, 물-에틸

렌 리콜 순환부의 세 부분으로 구성되어 있다. 과냉된 냉매는 냉매 펌프

와 예열기를 지나면서 원하는 유량과 조건을 갖게 되며 주시험부에서 물과 열

교환을 하여 응축이 되고 궁극적으로 고 도 열교환기를 거쳐 과냉되어 저장

용기에 쌓이며 펌프에 의해 다시 순환되는 과정을 거친다.


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

23

Fig. 5 실험장치의 개략도

Constant temp. bath(Water)

PreheaterMass flow meterfor refrigerant

Mass flow meterfor water

Constant temp. chiller(Water/Ethlyen Glycol)

Accumulator

: RTD

: Pressure transduser

Refrigerant pump

Filter

Bypassvalve

3. 1. 1 냉매순환부

냉매 순환부는 냉매펌프, 냉매필터, 질량유량계, 예열기, 주시험부, 수

액기, 판형 열교환기로 된 응축기로 구성되어 있다. 예열기는 외경

15.88 mm 동관 안에 직경 8 mm의 관속에 히터를 넣어 최대 9kW를

공급할 수 있도록 만들었다. 또한 질량유량계로는 성질이 다른 여러

종류의 물질을 냉매로 사용하므로 작동유체의 성질과 상관없이 순환량

을 측정하기 위하여 코리올리스(Coriolis)힘의 원리를 이용한 질량유량

계를 사용하 다. 냉매의 질량유속은 펌프의 회전수로 조절하 다.

3. 1. 2 주시험부

주 시험부는 이중관 열교환기 형태로 내관(Dh=1.40mm)은 알루미늄 평판관

을 사용하 고 외관은 내관과의 간격을 상․하, 좌․우 각각 1.5mm, 2mm의


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

24

Fig. 6 주시험부의 구조

2.5

A

B

Thermocouple locations

Refrigerantoutlet

Refrigerantintlet

View

(Unit : mm)

Epoxy

[A-B View]

Waterinlet

Wateroutlet

Nylon Flange Nylon Flange

5301.5

2

Nylon150

84

64

간격을 두어 내관에는 냉매가 흐르고 내관과 외관 사이의 환상 공간에는 물이

흐르게 하여 대향류로 열교환하게 하 다.

Fig. 6에서 볼 수 있듯이 실제 열교환이 일어나는 주 시험부의 길이는

530mm이며 냉매의 입구 쪽에서 75mm의 간격으로 은납을 사용하여 내관의

외부 표면에 T-type 열전대를 접착시켰다. 각각의 위치에서 중심과

좌․우 각각 5mm되는 곳에 작은 홈을 낸 뒤 열전대를 관 표면에 직

접 접착시켰으며 열전대의 센서 부분과 2차 유체인 물이 직접 접촉하

지 않도록 Thermal epoxy 처리를 했다. Fig. 7은 알루미늄 평판관에

접착된 열전대를 보여주고 있다. 열 에폭시를 사용하여 내관의 외부 표면

에 총 18개의 T-type 열전대를 접착시켜 벽면온도를 직접적으로 측정하 다.

그리고 평판관 내부에 흐르는 냉매의 열이 시험부 몸체에 전도나 대류에 의한

전달이 발생하면 다시 그 열이 평판관 표면에 전달되어 정확한 열교환이 이루

어지지 않는다. 본 실험자도 위와 같은 오류를 범하지 않기 위하여 시험부 몸

체를 냉매와는 반응성이 없고 열전도율도 매우 적은 나일론(Nylon)을 사용하


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

25

다. 물 순환부는 주 시험부에 들어가는 물의 온도를 일정하게 하기 위해 8

kW급 항온조를 사용하 고 물의 유량을 측정하기 위하여 코리올리스(Coriolis)

효과를 이용한 정 도 ±2%인 정 질량 유량계를 설치하 으며 물의 입․출

구 온도를 측정하기 위해서 T-유니온을 사용하 다. 물-에틸렌 리콜 순환부는

5냉동톤급 R22 칠러를 통해 정 하게 온도가 제어되어 주 시험부에서 나온 2

상 상태의 냉매를 과냉 시키도록 하 다.

시험부의 입구 및 출구에는 냉매의 온도와 압력을 측정하기 위해

Cross-union을 사용하여 0.01℃의 정 도를 갖는 RTD(Resistance

Temperature Device, ASL사 F250) 및 Pressure transducer를 장치하

다. (Fig. 8,9 참조)

Fig. 7 평판관에 접착된 열전대


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

26

Fig. 8 알루미늄 평판관을 적용한 주시험부 사진

RTD

Pressure Port

RTD


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

27

Fig. 9 온도 및 압력 측정 포트

Pressure Transducer

RTD

RTD

Water Flow

Refrigerant Flow

3. 1. 3 냉각수 순환부 및 물-에틸렌 리콜 순환부

주시험부의 내관과 외관 사이의 환상공간에 흐르는 물은 관내의 2상

상태로 흐르는 냉매를 응축시키는 역할을 한다. 주시험부에 들어가는

물의 온도를 일정하게 하기 위해 8kW급 항온조를 사용하 다. 물의

유량 및 온도를 측정하기 위하여 코리올리스(Coriolis) 힘의 원리를 이

용한 정 질량 유량계를 설치하 으며, 물의 입출구 온도를 측정하기

위해서 T-union을 사용하 다. 물-에틸렌 리콜 순환부는 주시험부에서

나온 2상 상태의 냉매로부터 열을 빼앗아 과냉시키는 역할을 하는데,

R22 Chiller(5 RT)에서 나온 물-에틸렌 리콜은 판형 열교환기에서 2상

상태의 냉매와 열교환한다.


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

28

3. 1. 4 데이터 측정

온도를 측정하기 위해 RTD정 온도계를 사용하 고 압력은 PX800

series 정 압력계로 측정하 으며, 시험부 양단의 차압을 측정하기 위

해서 PX821-030DV 정 차압계를 사용하 다. 예열기에 공급되는 열

량을 조절하기 위해서 가변 전원 공급 장치(Slidac, 0∼240V)를 사용하

고, 이때 공급되는 열량을 측정하기 위해서 Watt meter를 장착하 다.

이들 각 장치로부터 출력되는 온도, 압력, 유량, 전력 등의 모든 신호는

HP3852A 데이터 수록장치에서 수집하 다. 본 실험에서 계측기들의

종류와 특징을 표 2에 나타내었다.

3. 1. 5 시험관의 선정

기존의 공조기는 Serpentine type의 열교환기로 평관(Smooth tube)과

마이크로 핀관(Microfin tube)을 사용하고 있다. 하지만 위와 같은 형태

의 열교환기는 핀과 관사이의 전열 성능의 감소, 유동저항의 증가로

인해 고효율, 소형화 하는데 한계가 있었다. 이러한 단점을 보완하기

위해 상대적으로 냉매 충진량을 감소시키면서 같은 열전달 효과를 기

대할 수 있고, 자동차등의 공조기에 적용할 경우 적은 공간을 차지하

고 경량화 할 수 있는 알루미늄 평판관(Aluminum Flat tube)에 대한

관심이 증대되고 있다. 이에 본 연구에서는 일심금속에서 제공 받은

알루미늄 평판관(Dh=1.40mm)을 사용하 다. 위의 평판관으로 흐름 응축 열

전달 실험을 수행하 다.


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

29

표 2 실험장치 및 계측기들의 종류와 특징

Equipments Model Range/AccuracyManufacture company

Data

Acquisition

System

Main Frame 3852A 20 CHANNEL

Hewlett

Packard

Relay

Multiplexer44705A/44708A

Max.temp.

Difference across

Isothermal

Module 0.2℃

Counter

/ Totalizer44715A 1 count

Pressure

Transducer

Gauge Press. PX800-500GV0∼500psig

±0.1% BFSL

OMEGADifference

Press.PX821-030DV

0∼30psig

±0.1% BFSL

Gauge Press. PX602-300GV0∼300psig

±0.1% BFSL

Temperature

RTDProbe Type No.

T100-NS144-50∼250℃ SDL

Digital

ThermometerF250Mkll ASL

Thermocouple TT-T-30 ±0.1℃ OMEGA

The others

Refrigerants

PumpDDS .38 3600rpm TUTHILL

Heat

ExchangerM25-30 TAU

MassFlow

MeterD025S-SS-200 ±2% OVAL

WattmeterGH-020D-

T/10K

0∼300V

0∼20A

Ohio

Semitronics


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

30

3. 2 실험방법 및 조건

본 연구에서는 순수냉매인 R22와 그 대체 냉매로 검토되고 있는

R134a, R410A, R407C에 대해 알루미늄 평판관(Aluminum Flat tube)의

흐름 응축 열전달 계수 및 압력 강하를 측정하고 그 특성을 살펴보고

자 한다.

실험을 수행하기 위해 우선 진공펌프를 5∼6시간 가동시켜 실험장치

를 절대압 5kPa까지 진공으로 만들고 그런 다음 냉매를 적정량(약

5.4kg) 주입하고, 냉매의 주입이 끝나면 R22 칠러와 항온조의 물 펌프

를 가동한다. 그 후 냉매펌프를 가동시켜 냉매유량, 예열기의 열량, 환

상공간을 흐르는 물의 온도와 유량 등을 조절하여 냉매의 온도와 유량

이 실험 조건의 정상상태에 이르면 온도, 압력, 유량 등을 데이터 수록

장치에서 약 20분간 측정하 다.

모든 냉매에 대해 응축온도는 40±0.2℃로, 질량유속은 100, 200, 300,

400 kg/m2s로, 열유속은 약 7.3∼7.7 kW/m

2로 고정하 는데 이 값들

은 현재 냉동 공조기에서 가장 많이 사용되는 값이다.

표 3 본 연구의 실험 조건

Refrigerants R22, R134a, R410A, R407C

Condensing temp. 40±0.2℃

Average heat flux 7.3∼7.7 kW/m2

Mass flow rate 100, 200, 300, 400 kg/m2s

3. 3 실험 자료의 처리 및 불확실성

실험을 수행하여 데이터를 수집하기 전에 우선, 열전대에서 측정되는

온도가 정확한지 확인하기 위해서 정 항온조를 사용하여 모든 열전


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

31

대를 보정하 다. 그 결과 정상상태에서 열전대와 RTD 사이에 0.1℃의

온도차가 있음을 확인하 으며 이를 보정하 다.

냉매 측의 열전달계수를 구하기 위해서는 벽면의 온도와 냉매의 온

도 그리고 냉매가 잃은 열량 등을 알아야 하는데 벽면의 온도는

T-type열전대를 사용하여 직접 측정했고 냉매의 온도는 냉매측 입출구

의 온도차이가 실험 조건에 따라 평균 1.0∼0.6℃ 정도로 작기 때문에

선형적으로 변한다고 생각하여 선형 보간식을 이용하여 식(3-1)∼(3-6)

과 같이 구했다.

한편 예열기가 냉매에 공급한 열량은 전력계로 측정하 다. 예열기 입구에서

냉매의 온도와 압력을 측정함으로써 엔탈피를 결정하 으며 예열기 출구의 엔

탈피는 에너지 보존법칙을 이용하여 알 수 있었다. 주시험부 입출구의 상태는

예열기 출구, 즉 주시험부 입구의 상태를 안 뒤 에너지 보존법칙과 상태방정식

을 사용하여 구할 수 있고 REFROP 6.01(32)을 이용하여 주시험부 입구 건

도를 계산하 다. 냉매측 열전달계수를 구하는 과정은 다음과 같다. 먼저 주

시험부 물측의 유량과 입출구 온도차를 이용하여 열량을 측정하고 18개의 열

전대가 읽은 온도의 평균을 구하여 표면온도로 사용하고 열전대가 부착된 여

섯 부분에서의 냉매온도의 평균을 구하여 식(3-7)과 식(3-8)에 의해 열전달계수

를 구하 다.

식(3-7)에서 명목상 면적 A는 다채널 평판관에서 냉매가 흐르는 전체 내부

면적을 가리킨다. 이렇게 구한 열전달계수는 엄격한 의미에서 한 건도에서의

국부 열전달계수가 아니며 냉매측 입구와 출구 사이의 전체 건도에서의 평균

열전달계수이다. 단지 이렇게 구한 평균 열전달계수가 국부 열전달계수에 접근

하게 하기 위하여 냉매측 입구와 출구의 건도차를 최소화하 다.

이렇게 구한 열전달계수의 측정에 따른 실험오차는 Kline &

McClintock(33)이 제안한 오차전달(Propagation of error) 방법을 사용하

여 예측한 결과 약 5%미만 정도를 나타냈다.


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

32

Tr,1=T r, in-0.0775(T r, in-T r,out) (3-1)



T r,4=T r, in-0.3025(T r, in-T r,out) (3-4)



h=Qr

(Tr-Twall)A(3-7)

Qw=Qr= mwCpw(T w,out-T w, in ) (3-8)

3. 4 질량유속 결정

윈형관에 대한 실험을 할 경우 질량유속(Mass Flux)를 결정할 때 관

의 내경을 기준으로 하여 단면적 당 질량유량으로 계산하 지만 평판

관은 Fig. 10에서 볼 수 있듯이 형상이 원형관과는 매우 상이하다. 그

래서 평판관의 각 hole당 단면적을 계산하여 총합을 원형관의 단면적

으로 가정한 후 질량유속(Mass Flux)을 결정하 다. 아래의 예는 본 실

험에서 사용한 평판관(Dh=1.40mm)에 대한 질량유속을 계산한 예이다.


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

33

Fig. 10 알루미늄 평판관의 제원

R 1

R 0.6

20

20.4

1.75

1.2

0.91

ex) 평판관의 제원은 Fig. 10을 참고

① 각 hole 당 면적

- 양 끝단의 면적

0.91 1.2 2 +π 0.5m 2 = 3.1692

- 내부 7개 hole의 면적

1.2 1.75 7 = 14.7mm 2

- 총 단면적

3.162 +14.7 = 17.862mm 2 = 0.00017862m 2

② 질량유속을 결정하기 위한 내경 구하기

A = π Di

2

4

17.862 =π Di

2

4

Di = 4.7689 4.77mm

위의 ①과 ②의 통하여 질량유속(Mass Flux)을 계산할 수 있다.


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

34

3. 5 실험 냉매와 물성치

본 연구에서 열전달 계수 및 압력강하를 계측하는데 사용된 순수 냉

매는 R22, R134a이며, 혼합 냉매로는 R410A, R407C로 이 냉매들에 대

한 열전달 계수를 얻도록 실험을 수행하 다. 또한 시스템의 평균 응

축 온도를 40℃로 유지하고 실험하 으며, 이 때의 모든 냉매들의 물성

치를 이용하여 상관식을 예측하는데 사용했다. 본 실험에서 사용된 냉

매들의 40℃에 대한 물성치들은 NIST에서 개발된 REFPROP 6.01(32) 프

로그램을 사용하여 구하 고 표 4에 나타냈다.

표 4 대체냉매의 열역학 물성치(40℃)

R22 R134a R410A R407C

P

(kPa)1534 1017 2414 1640

v

(m3/kg)

0.015 0.020 0.0097 0.0137

ρl(kg/m

3)

1129 1147 979.3 1080

Cpl(kJ/kg․K)

1.339 1.498 1.917 1.626

Cpv(kJ/kg․K)

0.995 1.145 1.785 1.324

hfg(kJ/kg)

166.56 163.00 159.9 168.4

kl(W/m․K)

0.0769 0.0747 0.0877 0.0812

μl(μPa․s)

139.4 163.4 97.8 129.6

σ

(N/m)0.00604 0.00613 0.00303 0.00521


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

35

4. 실험 결과 및 고찰

본 연구에서는 9개의 채널을 가지며 수력 직경이 1.40 mm인 알루미늄 평판

관을 사용하여 40℃의 응축온도에서 질량유속을 100, 200, 300, 400 kg/m2s으

로 바꾸어 가며 R22와 R134a, R410A 그리고 R407C의 단상 유동 및 흐름 응

축 열전달계수를 측정하 다.

4. 1 단상유동 실험

4. 1. 1 열평형 해석

먼저 계측장치의 신뢰성을 확인하기 위하여 단상 유동에서 냉매가 잃은 열

량과 열전달 유체인 물이 받은 열량을 비교하 다.

Figs. 11∼12에서 확인할 수 있듯이 두 열량은 최대 3% 이내에서 잘 일치하

으므로 단열이 적당하게 이루어졌고 계측장치가 정확함을 알 수 있었다.


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

36

Fig. 11 단상 유동에서의 R22와 R134a의 열평형

0 100 200 300 400 500

Qw

0

100

200

300

400

500

Qr

Subcooled Liquid TestR22R134a

+3%

-3%

Fig. 12 단상 유동에서의 R410A와 R407C의 열평형

0 100 200 300 400 500

Qw

0

100

200

300

400

500

Qr

Subcooled Liquid TestR410AR407C

+3%

-3%


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

37

4. 1. 2 단상 유동 열전달 계수 비교

Figs. 13∼16은 과냉 단상 유동 데이터와 단상 유동 열전달에서 가장 많이

사용되는 세 가지 상관식에 의한 예측치를 여러 레이놀즈 수에서 보여준다. 여

기서 레이놀즈 수는 수력 직경(Dh )을 기준으로 산출되었으며 수력 직경 Dh는

보통 정의되는 대로 총 단면적(A)을 네 배 곱하고 젖은 둘레(P )로 나눈 값이

다 본 평판관의 경우 수력직경이 1.40 mm이다.

Fig. 13에서 볼 수 있듯이 Gnielinski(13), Dittus & Boelter

(22), 그리고

Petukhov(8) 상관식은 평판관에서의 R22 단상 실험 데이터를 55∼90% 정도 과

대평가했다. Figs. 14∼16에서도 볼 수 있듯이 R22의 경우와 마찬가지로

R134a, R410A 그리고 R407C도 각 상관식들이 모두 단상 실험 데이터를 최대

90%정도 과대평가했다.

2001년도에 Sobhan & Garimella(34)는 내경이 50마이크로미터 이상의 단일관

에서는 유체의 연속성을 가정하는 데 문제가 없으며 따라서 단상 유동의 경우

Dittus & Boeltor(22) 상관식 등을 적용할 수 있음을 밝혔다. 그러므로 본 연구

에서 사용된 수력 직경이 1.40 mm의 평판관 내부에서의 단상 유동은 기존의

큰 직경 단일관에서의 유동과 다를 바가 없을 것으로 예상되며 따라서 상관식

과 본 데이터와의 차이는 다른데서 발생하는 것으로 추정할 수 있다.

그러나 위에서 밝힌 대로 에너지 균형 실험을 통해서 주시험부의 단열과 계

측 장비에는 문제가 없음을 확인하 으므로 평판관 내의 세관과 단일 세관 사

이에 차이점이 있다는 점을 주목할 수 있다.


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

38

Fig. 13 R22에 대한 단상유동 열전달 계수의 실험

치와 상관식에 의한 예측치 비교

0 4000 8000 120002000 6000 10000

ReDh

0

2000

4000

6000

h(W

/m2 K

)

Experimental fluid : R22Experimental DataModified experimental dataDittus-Boelter Eq.Gnielinski Eq.Petukhov Eq.

Fig. 14 R134a에 대한 단상유동 열전달 계수의 실

험치와 상관식에 의한 예측치 비교

0 4000 8000 120002000 6000 10000

ReDh

0

2000

4000

6000

h(W

/m2 K

)

Experimental fluid : R134aExperimental DataModified experimental dataDittus-Boelter Eq.Gnielinski Eq.Petukhov Eq.


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

39

Fig. 15 R410A에 대한 단상유동 열전달 계수의 실


0 4000 8000 120002000 6000 10000

ReDh

0

2000

4000

6000

h(W

/m2 K

)

Experimental fluid : R410AExperimental DataModified experimental dataDittus-Boelter Eq.Gnielinski Eq.Petukhov Eq.

Fig. 16 R407C에 대한 단상유동 열전달 계수의 실


0 4000 8000 120002000 6000 10000

ReDh

0

2000

4000

6000

h(W

/m2 K

)

Experimental fluid : R407CExperimental dataModified experimental dataDittus-Boelter Eq.Gnielinski Eq.Petukhov Eq.


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

40

4. 1. 3 유효 면적의 개념 도입

본 실험에서 사용한 평판관의 가운데 들어 있는 미세관 하나와 수력 직경이

같은 단일 원형관을 비교해보면 큰 차이를 발견할 수 있다. 본 실험에서 사용

한 평판관의 가운데 들어 있는 미세관의 경우 실제로 열을 받는 곳은 위 부분

과 아래 부분뿐이며(Fig. 10 참조) 미세관의 양 옆은 관내 냉매의 온도가 같으

므로 단열된 것으로 볼 수 있다.

반면에 동일한 수력 직경의 원형관의 경우에는 둘레를 따라가며 전체에서

열이 전달된다. 그러므로 평판관 내의 모든 미세관을 수력 직경이 동일한 단일

원형관으로 가정하는 것은 합리적이지 않으며 이로 인해 큰 오차가 발생할 수

있음을 알 수 있다. 따라서 본 실험에서는 평판관 내부의 미세관에서 양 옆 면

적을 제외하고 실제로 열이 전달되는 유효면적(Aeff )을 계산한 뒤(실제로 명

목상 면적의 61.5%) 그 값을 방정식(3-7)에 넣어 새로 열전달계수를 결정했다.

Figs. 13∼16에는 이렇게 구한 단상 유동 열전달계수가 표시되어 있고

(Modified experimental data) 그 값과 상관식들에 의한 예측치가 상관식들의

오차범위 수준인 6∼15% 내에서 잘 일치함을 보여준다.

따라서 이 결과는 기존의 단상 유동 열전달 상관식을 다채널 평판관의 각각

의 미세관에 적용할 수 있으나 이때에 열전달이 일어나는 유효면적을 고려해

야 함을 보여준다.

4. 2 흐름 응축 열전달 실험

4. 2. 1 질량 유속과 건도에 따른 열전달 계수의 변화

Figs. 17∼20는 알루미늄 평판관을 사용하여 질량 유속 100, 200, 300,

400 kg/m2s에서 측정한 냉매들의 국부 열전달 계수를 보여 준다.

질량 유속이 100, 200, 300 kg/m2s의 경우 각각의 질량유속에서 R22, R134a

그리고 R410A의 열전달 계수는 약 10% 이내로 서로 비슷하 다. 질량 유속이

100 kg/m2s인 경우 R22에 비해 R134a는 4.3% 높게, R410A는 6% 낮게,


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

41

R407C는 16.5% 낮게 나타났다. 질량유속 200 kg/m2s인 경우, R22를 기준으로

R134a, R410A, R407C는 각각 1.4%, 7.8%, 9.5% 정도 낮게 나타났다. 질량유속

300 kg/m2s의 경우는 R410A가 1.8%정도 낮게 나왔고 나머지 냉매들은 5% 이

내로 높게 나왔으며 400 kg/m2s의 경우 8∼15%정도 높게 나왔는데, 대체로

질량유속이 증가할수록 R22와 열전달 계수의 차이가 증가하 다.

모든 냉매에 대하여 흐름 응축 열전달계수가 건도에 비례하는 경향을 보

는데 이를 통해 관내부에서 환상 유동이 발생함을 알 수 있다.

환상 유동에서 건도와 질량 유속 그리고 관의 내경이 일정할 때 열전달계수

는 보통 단상 액체 유동시 사용되는 Dittus & Boelter(22) 방정식, 식(4-1)의 액

체 물성치 조합인 Φ=(Cp/μ)0.4․k

0.6에 크게 비례하며 또 어느 정도는 표면 장

력과 액체의 도에도 비례하는데 이는 표면 장력과 액체의 도가 크면 표면

에서 액막이 고루 분포되어 얇아지고 또 관의 상부에서 쉽게 떨어지기 때문이

다.

h l=0.023Re0.8l Pr

0.4l (k lD) (4-1)

Re l=GD(1-x)μ l

(4-2)

Pr l=μ lCp lk l

(4-3)

표 4에 있는 물성치를 이용하여 Φ를 구해 보면 R134a의 Φ는 R22와 거의 같

으며 표면 장력과 액체의 도 역시 거의 비슷하다. 따라서 R22와 R134a의 열

전달계수는 거의 비슷할 것으로 예측된다. 한편, R407C의 Φ는 R22에 비해

16% 정도 크지만 표면장력과 액체의 도가 각각 20%와 5% 정도 작으므로 Φ

값이 크기 때문에 얻을 수 있는 효과가 상쇄된다. 또, 비공비 혼합 냉매의 경

우에는 증기압이 높은 냉매가 불응축 가스와 같은 역할을 하면서 질량전달저

항으로 작용하여 열전달을 방해한다. 이런 요소들이 복합적으로 작용하여

R407C의 경우에는 R22보다 전반적으로 열전달계수가 낮은 것으로 사료된다.


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

42

Fig. 17 다채널 평판관에서 G=100 kg/m2s일 때 각

냉매별 열전달 계수

0 0.2 0.4 0.6 0.8 1

X0

2000

4000

6000

h(W

/m2 K

)

Multi-channel flat tubeG=100 kg/m2s

R22 R134a R410A R407C



0 0.2 0.4 0.6 0.8 1

X0

2000

4000

6000

h(W

/m2 K

)


R22R134aR410AR407C


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

43



0 0.2 0.4 0.6 0.8 1

X0

2000

4000

6000

h(W

/m2 K

)


R22R134aR410AR407C



0 0.2 0.4 0.6 0.8 1

X0

2000

4000

6000

h(W

/m2 K

)


R22 R134aR410AR407C


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

44

4. 2. 2 평균 열전달계수

모든 냉매에 대한 평균 열전달계수는 냉매별로 건도에 따른 열전달계수를

식(4-4)과 같이 적분하여 얻을 수 있으며 실험한 냉매에 대해 응축 열전달 계

수를 비교함으로써 냉매의 열전달 성능을 예측할 수 있다.

hmean = 10 .9 − 0 .1 0 .1

0 .9

h e xpdx (4-4)

건도에 대한 열전달계수 적분을 수행할 때, 건도의 범위는 0.1부터 0.9로 동

일하게 고정하 는데 실험 데이터의 건도가 정확하게 0.1부터 0.9까지가 아니

므로 건도 0.1과 0.9에서는 그 앞뒤 데이터를 사용하여 보간법(Interpolation)으

로 해당 열전달계수를 계산하여 각 냉매의 평균 열전달계수를 비교할 수 있게

하 다.

본 연구에서는 R22를 기준 냉매로 결정하 으므로 다른 냉매의 열전달계수

를 이 R22에 비해 어떻게 변하는가를 살펴보는 것이 필요하다. 이를 위해 표

5와 Fig. 21에 각각의 질량 유속에서 냉매들의 평균 흐름 응축 열전달계수를

R22의 열전달계수와 비교하 다.

표 5 질량유속에 따른 모든 냉매의 평균열전달계수 비교(R22 기준)

G (kg/m2s) R22 R134a R410A R407C

100 1 1.24 0.94 0.70

200 1 0.99 0.92 0.91

300 1 1.03 0.98 1.04

400 1 1.11 1.08 1.14


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

45

Fig. 21 질량 유속에 따른 평균 열전달 계수

100 200 300 400

Mass flux (kg/m2s)0

2000

4000

6000

hmea

n(W

/m2 K

)

Multi-channel flat tube R22(Reference) R134a R407C R410A


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

46

4. 2. 3 압력강하 특성

대부분의 가정용 공조기에 사용되는 응축기처럼 내부의 절대압력이 높고 유

체 흐름의 운동에너지 효과가 중요한 경우 관 내부에서 증기가 응축될 때의

압력 변화를 평가하기는 매우 힘들다. 유체가 흐를 때는 반드시 압력 강하가

생기기 마련인데 이러한 압력 강하는 필연적으로 에너지 손실을 유발하므로

가능한 한 압력 강하를 줄여야만 펌프 구동 동력이 감소되어 에너지 효율을

높일 수 있다.

표 6은 알루미늄 평판관내 평균 압력 강하를 보여 주며, Figs. 22∼25는 건

도 변화에 따른 압력 강하를 나타낸다.

냉매의 압력 강하는 건도와 질량유속이 증가할수록 커지는 것으로 나타났다.

냉매별 압력 강하는 증기압이 가장 낮은 R134a의 압력 강하에서 가장 큰 것으

로 나타났고, 증기압이 비슷한 R22와 R407C의 압력 강하에서는 비슷한 것으로

나타났으며, 증기압이 상대적으로 가장 높은 R410A의 압력 강하에서 가장 작

게 나타났다. R134a의 압력강하가 다른 냉매에 비하여 상대적으로 크게 나온

이유는 동일 질량유속을 통과시키기 위하여 관내 유동이 가속되어 압력강하가

크게 나타나는 것으로 사료된다.

표 6 알루미늄 평판관내 평균 압력 강하 [kPa/m]

G (kg/m2s) R22 R134a R410A R407C

100 0.82 1.03 0.58 0.79

200 2.97 4.08 2.08 2.87

300 7.49 9.59 4.58 6.29

400 11.97 16.39 7.70 11.46


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

47


냉매의 건도에 따른 압력강하 변화

0 0.2 0.4 0.6 0.8 1

X0

4

8

12

16

20

DP(

kPa/

m)


R22 R134a R410A R407C



0 0.2 0.4 0.6 0.8 1

X0

4

8

12

16

20

DP(

kPa/

m)


R22 R134a R410A R407C


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

48



0 0.2 0.4 0.6 0.8 1

X0

4

8

12

16

20

DP(

kPa/

m)


R22 R134a R410A R407C



0 0.2 0.4 0.6 0.8 1

X0

4

8

12

16

20

DP(

kPa/

m)


R22 R134a R410A R407C


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

49

표 7 R22, R134a에 대한 직경의 변화에 따른

평균 열전달계수의 변화율 비교

Dh=1.40mm D=6.00mm D=8.82mm

G

(kg/m2s)R22 R134a % R22 R134a % R22 R134a %

100 2152 2246 4.36 2139 2244 4.91 2046 2087 2.0

200 2307 2274 -1.43 2436 2455 0.78 2447 2418 -1.19

300 2381 2454 3.07 2802 3077 9.81 2823 2927 3.68

4. 2. 4 대형 원관과의 유동 특성 비교

Kim et al.(20)은 내경이 8.82 mm인 동관에서 R22, R134a를 포함한 일곱 가지

순수냉매의 흐름 응축 열전달계수를 측정하 고 Park et al.(35)은 내경이 6mm

인 동관에서 R22, R134a를 포함해 본 실험과 같은 냉매의 흐름 응축 열전달계

수를 측정하 다. 그들이 취한 R22와 R134a 데이터들을 본 실험에서 평판관에

서 얻은 실험 결과와 비교했을 때 유사한 추세를 나타내었다. Figs. 26∼27은

R22의 경우 질량 유속이 200, 300 kg/m2s 일 경우이고 Figs. 28∼29는 R134a

의 경우 질량 유속이 200, 300 kg/m2s 일 경우의 직경의 변화에 따른 열전달

계수를 나타내었다. 결과를 살펴보면, 두 냉매 모두에 대해 건도가 증가함에

따라 열전달계수도 증가했다. 질량 유량이 변함에 따라 증가율에는 차이가 있

지만 평균 열전달계수가 증가하는 경향은 같은 것을 표 7과 Figs. 30∼31의 결

과에서 확인 할 수 있다.

이러한 점을 종합적으로 살펴볼 때 내경이 1.40mm의 미세관에서의 흐름 응

축의 유동 양식이나 특성은 단상 유동의 경우와 마찬가지로 대형 단일 원관의

경우와 비교해서 크게 변하지 않았다고 추정할 수 있다.


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

50

Fig. 26 직경의 변화에 따른 열전달계수의 변화

(G=200 kg/m2s)

0 0.2 0.4 0.6 0.8 1

x0

2000

4000

6000

h(W

/m2 K

)

Experimental Fluid : R22G=200 kg/m2s

Dh= 1.40mmD = 6.0 mmD = 8.82mm


(G=300 kg/m2s)

0 0.2 0.4 0.6 0.8 1

x0

2000

4000

6000

h(W

/m2 K

)

Experimental Fluid : R22G=300 kg/m2s

Dh= 1.40mmD = 6.0 mmD = 8.82mm


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

51


(G=200 kg/m2s)

0 0.2 0.4 0.6 0.8 1

x0

2000

4000

6000

h(W

/m2 K

)

Experimental Fluid : R134aG=200 kg/m2s

Dh= 1.44mmD = 6.0 mm D = 8.82mm


(G=300 kg/m2s)

0 0.2 0.4 0.6 0.8 1

x0

2000

4000

6000

h(W

/m2 K

)

Experimental Fluid : R134aG=300 kg/m2s

Dh= 1.40mmD = 6.0 mmD = 8.82mm


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

52

Fig. 30 R22에 대한 직경의 변화에 따른 평균 열

전달계수의 변화

100 200 300

Mass flux(kg/m2s)0

1000

2000

3000

4000

havg

(W/m

2 K)

Plain Tube (R22)Dh=1.40mmD = 6.0 mmD = 8.82mm

Fig. 31 R134a에 대한 직경의 변화에 따른 평균

열전달계수의 변화

100 200 300

Mass flux(kg/m2s)0

1000

2000

3000

4000

havg

(W/m

2 K)

Plain tube (R134a)Dh=1.40mmD = 6.0 mmD = 8.82mm


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

53

4. 3 순수 냉매 상관식과의 비교

4. 3. 1 실험 결과와 타 상관식과의 비교

표 8과 Fig. 34는 본 연구의 실험 결과로 얻은 흐름응축 열전달계수와 기존

의 상관식을 사용하여 예측한 흐름 응축 열전달계수를 서로 비교하여 나타낸

것이다. 여기에 나타낸 평균오차(Average error) 및 절대평균오차(Mean error)

는 실험한 모든 냉매에 대해 다음과 같이 정의된다.

오차 [Error ] = 계산치 − 실험치실험치 100 (4-5)

평균오차 [Average error ] = Σ 오차데이터갯수 (4-6)

절대평균오차 [Mean error ] = Σ │오차│데이터갯수 (4-7)

Fig. 32와 Fig.33은 본 연구에서 질량유속 300 kg/m2s에서 얻은 R22와 R134a

데이터와 같은 조건에서 상관식으로 예측한 데이터들을 보여준다. 실험치와의

비교를 위해서는 현재까지 가장 널리 알려진 Akers et al.(9), Traviss et al.

(14),

Shah(15), Dobson & Chato

(16)의 상관식과 최근에 Kim et al.

(20) 등이 여러 종류

냉매의 데이터를 근간으로 해서 만든 상관식을 이용하 다. R410A와 R407C의

결과는 나타내지 않았지만 R22와 R134a와 같은 경향을 보인다. 표 8은 각 냉

매의 여러 상관식에 대한 오차와 절대오차를 보여 준다. 본 연구에서 취한 모

든 냉매의 데이터와 여러 상관식을 비교한 결과를 살펴보면 Akers et al.(9)의

경우 200%이상의 오차가 나 다른 상관식과 비교했을 때 가장 나쁘게 예측하

으며, Traviss et al.(14)와 Cavallini & Zecchin

(18), Shah

(15), Dobson & Chato

(16)

의 상관식은 50∼100%의 오차를 내는 것을 알 수 있다. 또한 Dobson &

Chato(16)의 상관식을 수정하여 만든 Kim et al.

(20)의 상관식은 70%의 오차를


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

54

갖는 것으로 나타났다.

여기서 한 가지 언급해야 할 것은 Akers et al.(9)의 상관식의 경우 등가 레이

놀즈 수 50,000을 기준으로 해서 식이 두 개로 나뉜다는 점이다. Fig. 32과 Fig.

33을 보면 Akers et al.(9)의 상관식이 평판관의 데이터를 가장 잘 예측하는 것

처럼 보이며 다른 연구자들의 상관식은 대개 실험치를 30∼40% 과대평가하는

것처럼 보인다. 그러나 실제로 Akers et al.(9)의 상관식은 가장 잘 맞지 않는다.

본 실험 데이터의 경우 등가 레이놀즈 수가 모두 10,000 미만이므로 실제로

Akers et al.(9)의 상관식에서 등가 레이놀즈 수가 50,000 미만에 적용되는 식

을 써야 하며 이 경우에는 Fig. 32과 Fig.33에서 알 수 있듯이 Akers et al.(9)의

상관식이 가장 나쁜 결과를 보인다.

한편 Kim et al.(20)이 내경 8.82 mm 원관에서 취한 일곱 가지 순수냉매 데이

터와 여러 상관식을 비교한 결과를 살펴보면 Akers et al.(9)의 상관식이 여러

상관식 중에서 실험치를 가장 잘 예측하지 못하는 것으로 나타났으며 Shah(15)

와 Dobson & Chato,(16) Traviss et al.

(14) 등의 상관식은 30% 정도의 오차를 나

타내는 것으로 나타났다. 또한 Kim et al.(20)의 상관식은 모든 냉매에 대해

11%의 오차를 갖는 것으로 나타났다.


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

55

Fig. 32 R22에 대한 타 연구자의 상관식 결과 비

교(G=300 kg/m2s)

0 0.2 0.4 0.6 0.8 1

xavg

0

2000

4000

6000

8000

10000

h(W

/m2 K

)

Multi channel tubeR22 G=300 kg/m2s

hexp

hKim et al.

hShah

hTraviss et al.

hDobson and Chato

hAkers et al.(Re<50000)

hAkers et al.(Re>50000)

Fig. 33 R134a에 대한 타 연구자의 상관식 결과

비교(G=300 kg/m2s)

0 0.2 0.4 0.6 0.8 1

xavg

0

2000

4000

6000

8000

10000

h(W

/m2 K

)

Multi channel tubeR134a G=300 kg/m2s

hexp

hKim et al.

hShah

hTraviss et al.

hDobson and Chato

hAkers et al.(Re<50000)

hAkers et al.(Re>50000)


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

56

Fig. 34 실험 데이터와 기존 상관식과의 오차와 절

대 오차

0 2 4 6 8

-100

0

100

200

-150

-50

50

150

250

Dev

iatio

n(%

)

Mean deviationAverage deviation

Akers et al.

Solimanet al.

Travisset al.

Cavallini& Zacchin

Shah

Dobson& Chato

Kim et al.

표 8 실험 데이터와 기존 상관식과의 오차와 절대 오차

Akers et al.(Re<50000)

Solimanet al.

Travisset al.

Cavallini &Zecchin

Shah Dobson &Chato

Kim et al.

Fluid Avg. Mean Avg.MeanAvg.MeanAvg. Mean Avg.MeanAvg.MeanAvg. Mean

Nominal area is used.

R22

R134a

R410A

R407C

All

205.3

205.3

249.1

226.6

221.6

205.3

205.3

249.1

226.6

221.6

25.3

31.7

41.0

24.7

30.7

30.0

32.7

48.8

32.6

36.0

89.4

82.2

115.2

84.9

92.9

89.4

82.2

115.2

84.9

92.9

97.1

91.8

122.8

92.5

98.0

97.1

91.8

122.8

92.5

98.0

76.0

70.4

100.3

71.9

79.6

76.0

70.4

100.3

71.9

79.6

88.8

87.7

109.2

83.11

49.9

88.8

87.7

109.2

83.11

55.7

59.1

58.5

89.7

64.5

68.0

59.1

58.5

89.7

64.5

68.0

Effective area is used.

R22

R134a

R410A

R407C

All

89.0

89.0

116.1

102.2

99.1

89.0

89.0

116.1

102.2

99.1

-22.4

-18.4

-12.7

-22.8

-19.1

22.5

18.7

19.2

23.0

20.8

17.3

12.8

33.2

14.5

19.4

23.3

17.7

40.0

21.3

25.6

22.0

18.7

38.0

19.2

24.5

27.2

22.5

45.1

25.6

30.1

9.0

5.5

24.0

6.39

11.2

19.5

14.5

33.2

17.3

21.1

16.9

16.2

29.5

13.4

19.0

24.6

22.0

38.0

21.9

26.6

-1.5

-1.9

17.5

1.9

4.0

9.0

5.9

20.2

5.7

10.2


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

57

4. 3. 2 유효 면적의 상관식 적용

Figs. 32∼33의 데이터를 보면 절대 크기에 있어서 Akers et al.(9)의 상관식을

제외한 다른 상관식들이 실험치를 80% 정도까지 과대평가하는데 이런 경향은

과냉 단상 유동 실험치의 경향과 매우 비슷하다. 따라서 내경이 1.40 mm의 미

세관에서의 응축 현상과 양식이 내경이 큰 관에서와 큰 차이가 없으며 단지

본 평판관의 경우 단상 유동에서 언급한 열전달이 일어나는 유효면적(Aeff )에

따라 열전달계수가 결정됨을 알 수 있다. 이에 앞에서 구한 유효 열전달 면적

을 식(3-7)에 넣어 새로 열전달계수를 구하여 상관식들과 비교하 으며, 표 8과

Fig. 35는 그 결과를 요약해서 보여준다. Akers et al.(9)을 제외한 타 연구자의

상관식은 평균 10∼30%의 오차를 갖는 것으로 나타났으며, Kim et al.(20)의 상

관식은 10%의 오차를 갖는 것으로 나타났다. 이러한 결과는 미세관을 포함하

는 평판관의 경우 유효 열전달 면적에 따라 열전달계수가 크게 변함을 보여주

며 동시에 유효 열전달 면적을 알면 기존의 흐름 응축 상관식을 사용하여

30%의 오차범위 안에서 열전달계수를 예측할 수 있음을 보여준다.

Fig. 35 유효 면적을 적용했을 경우 실험 데이터와

기존 상관식과의 오차와 절대 오차

0 2 4 6 8-100

-50

0

50

100

-75

-25

25

75

Dev

iatio

n(%

)

Mean deviationAverage deviation

Akers et al.

Solimanet al.

Travisset al.

Cavallini& Zacchin

Shah

Dobson& Chato

Kim et al.


꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲꠲

58

5. 결론

본 연구에서는 현재 가정용 에어컨의 냉매로 쓰이고 있으나 오존을 붕괴시

키므로 비 오존층 붕괴 냉매로 대체해야만 하는 R22와 이를 대체할 수 있는

R410A 및 R407C 냉매 그리고 현재 가정용 냉장고 및 자동차용 에어컨의 대

체냉매로 쓰이고 있는 R134a 냉매의 흐름응축 열전달계수를 측정하기 위한 장

치를 제작하여 동일한 증발온도와 열유속 하에서 질량유속을 100, 200, 300,

400 kg/m2s으로 변화시켜 가면서 흐름응축 열전달계수 및 압력강하를 측정하

다.

실험용 열전달관으로는 알루미늄 평판관(Dh=1.40mm)을 사용하 으며, 2차

유체 냉각 방식에서 직접 열전대를 벽면에 부착시켜 열전달계수를 구하는 방

법을 적용하여 실험을 수행하 다.

(1) 단상 유동에서 유효면적을 사용하면 기존의 대형 단일 원관에 적용되는

상관식들이 미세 평판관의 실험 데이터를 15% 이내에서 잘 예측하 다.

(2) 흐름 응축에서 미세 평판관에서 취한 R22와 R134a, R410A, R407C의 열

전달계수는 건도와 질량 유속이 증가함에 따라 증가하는 기존의 대형 단일 원

관의 열전달계수와 거의 비슷한 추세를 보 다.

(3) 실험조건하에서 평균 열전달 계수는 R22보다 R134a의 열전달 계수는

4.3% 높게, R407C와 R410A의 열전달계수는 R22보다 1∼2% 낮게 나타났지만

내경 7mm의 경우 R407C의 열전달 계수가 다른 냉매에 비해 작게 나왔지만

알루미늄 평판관의 경우 R407C의 열전달 계수는 질량유속이 증가할수록 다른

냉매들에 비해서 증가폭이 큼을 보 다.

(4) 압력강하는 건도와 질량유속의 증가에 따라 증가 하 으며 증기압이 낮

을수록 압력강하는 크게 나타났다. 그 결과 증기압이 가장 높은 R410A에서 가

장 작았고, 증기압이 가장 낮은 R134a에서 가장 큰 것으로 나타났다.

(5) 타 연구자들의 상관식들에 적용했을 경우 절대 크기에 있어서 Akers et

al.(9)의 상관식을 제외한 다른 상관식들이 실험치를 80% 정도까지 과대평가하


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59

는데 이런 경향은 과냉 단상 유동 실험치의 경향과 매우 비슷하다. 단상 유동

의 경우와 마찬가지로 유효면적을 사용하면 기존의 대형 단일 원관에 적용되

는 흐름 응축 상관식들이 미세 평판관의 실험 데이터를 30% 이내에서 잘 예

측하 다. 현재까지 알루미늄 평판관에 대한 연구가 매우 미흡한 시점에서 이

에 대한 상관식 개발이 중요하다고 사료된다.

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감사의 글 어느덧 시간이 2년이나 지났네요.. 열심히 하겠다고 교수님 방문을 노크한 것이 엊그제 같은데.... 그 때 많은 고민을 하고 결정한 것이 지금 생각하면 잘 선택했다고 생각합니다. 이제 그 일에 마침표를 찍을 때가 되었네요...제가 여기 서기까지 도와주신 분들께 부족하나마 감사의 글을 적고 싶습니다.

먼저 지금까지 끊임없는 애정과 관심으로 저를 이끌어 주신 정동수 지도교수님께 고개 숙여 감사드립니다. 바쁘신 와중에도 부족한 논문을 지도 및 심사해주신 서태범 교수님, 김동섭 교수님께 감사를 드립니다.

연구실 생활을 함께 시작한 큰 형 길상이 형, 나 대신에 교수님께 많이 혼났지..? 꼼꼼한 성격의 친구 같은 둘째 형 종철이 형, 내 사소한 얘기까지 모두 들어준 형... 1,2차 때 함께 한 사수 영호 형과 동수 형, 어린 후배 가르키고 혼내느라 고생 많았지... 나의 부사수 형 기영이 형, 많이 못 해줘서 미안하네요... 올해도 잘해봐요... 사회생활을 해서인지 아는 것이 많은 지환이 형, 올해도 얘기 많이 해줘요. 묵묵히 열심히 하는 유일한 동갑내기 인철이. 들어온 지 얼마 안되었지만 듬직한 민행이 형. 모두 고맙습니다. 여러 가지 많은 조언을 해 주신 송길홍 선배님, 그리고 기호 형, 수남이 형, 흥석이 형께도 감사의 마음을 전하고 싶습니다. 열방의 남진이 형, 용 형, 용한이 형, 종윤이 형, 그리고 희동이 형, 은용이 형, 원준이 형, 그리고 연소방의 병훈이 형, 지난 2년간 너무나 고마웠습니다.

언제나 내 곁에서 큰 힘이 되어준 고딩 친구들, 재헌이, 종진이, 우성이, 태성이, 찬빈이, 병근이, 영봉이, 창모, 또 동아리 친구들, 우철이, 완식이, 부영이, 지혜, 귀화, 선배 두영이 형, 그리고 중학교 때부터 함께한 A.F. 친구들, 형석이, 승영이, 형준이, 중기, 아미, 은희, 희진이 이들 모두에게 고마운 마음을 전합니다.


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무엇보다 저를 이 땅에 태어나게 하시고 지금까지 잘 길러주신 부모님께 진심으로 감사의 마음을 전합니다. 그리고 열심히 공부하고 있는 동생 기홍이, 네가 있어 형은 항상 든든하단다. 그리고 대학원 2년간 내 곁에서 정신적으로 많은 성숙함을 가르쳐 준 사랑하는 정아에게 진심으로 고마운 마음을 전합니다. 너무 많이 기다리게 해서 미안해.. 그래도 기다려 줄꺼지..?

이 것은 마지막이 아닌 새로운 시작이라 생각하고 지금까지 산 것보다 더 치열하게 살도록 노력하겠습니다. 저를 도와주시고 아껴주시는 모든 분들의 기대에 어긋나지 않게 정말 열심히 살겠습니다. 2005년 1월 10일 연구실에서... 박 기 정

Date post:	23-Jun-2020
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