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工學碩士學位論文

R-22 냉매를 이용한 냉동싸이클에서

핀-관 열교환기의 전열전달계수에 관한

연구

2002年 7月日

昌原大學校大學院

機械工學科

金仙虎

工學碩士學位論文

R-22 냉매를 이용한 냉동싸이클에서

핀-관 열교환기의 전열전달계수에 관한 연구

Study on overall heat transfer coefficient of

fin and tube heat exchangers of R-22

refrigeration cycle

指導敎授尹英煥

이 論文을 工學碩士學位論文으로 提出함.

2002年 7月日


機械工學科

金仙虎

金仙虎의 碩士學位論文을 認准함

審査委員長金洙泰 ○印

審査委員宋正日 ○印

審査委員尹英煥 ○印

2002年 7月日


목 차

List of figure ……………………………………………………… ⅲ

List of table ……………………………………………………… ⅴ

Nomenclature ……………………………………………………… ⅵ

제 1 장 서 론 …………………………………………………… 1

1.1 연구의 배경 ………………………………………………… 1

1.2 연구의 목적 ………………………………………………… 2

제 2 장 이론 해석 ………………………………………………… 3

2.1 실험적 해석 ………………………………………………… 3

2.2 이론적 해석 ………………………………………………… 5

제 3 장 실험장치 및 방법 ……………………………………… 10

3.1 실험 장치 …………………………………………………… 10

3.2 실험 방법 …………………………………………………… 13

제 4 장 실험결과 및 계산결과 ………………………………… 15

4.1. 실험 결과 …………………………………………………… 15

4.2. 전열전달계수 계산결과 …………………………………… 26

4.2.1 실험에 의한 전열전달계수의 계산 ………………… 26

4.2.2 이론에 의한 전열전달계수의 계산 ………………… 27

4.2.3 전열전달계수의 이론값과 실험값의 비교 ………… 28

- ⅰ -

제 5 장 결 론 …………………………………………………… 30

참고문헌 ……………………………………………………………… 31

Abstract ……………………………………………………………… 32

감사의 ……………………………………………………………… 34

- ⅱ -

List of figure

Fig. 2.1 Temperature-area diagram of counterflow heat exchanger

Fig. 2.2 Correction factors for compact heat exchanger

Fig. 2.3 Schematic drawing of tube and fins

Fig. 2.4 Average heat transfer coefficients during condensation

in the 9.52mm outer diameter (Smooth and microfin tubes)

Fig. 2.5 Effect of heat flux on the evaporating heat transfer coefficient

Fig. 2.6 Convection heat transfer coefficient and friction factor

for Finned circular tubes (Surface 8.0 3/8T)

Fig. 2.7 Fin efficiencies for several fin geometries (Annular fins)

Fig. 3.1 Schematic diagram of refrigeration cycle

Fig. 3.2 Drawing of compact heat exchanger

Fig. 3.3 Experimental apparatus for compact heat exchanger

Fig. 3.4 Temperature measurement points for air flow in duct

and tubes of compact heat exchanger

Fig. 4.1 Temperature profile of refrigerant with inlet and outlet

temperatures of air (at experiment A)


temperatures of air (at experiment B)


temperatures of air (at experiment C)


temperatures of air (at experiment D)

Fig. 4.5 Comparison of thermal energy between air and refrigerant

at condenser

- ⅲ -


at evaporator

Fig. 4.7 Coefficient of performance for the experimental equipment

Fig. 4.8 Overall heat transfer coefficient of condenser

Fig. 4.9 Overall heat transfer coefficient of evaporator

- ⅳ -

List of table

Table. 3.1 Dimension and number of fin and tube

Table. 3.2 Specification of experimental equipments

Table. 3.3 Input Hz to fan motors heat exchangers for

controlling flow rates

Table. 4.1 Measured values for air flow in duct

Table. 4.2 Measured values for refrigerant in tubes

Table. 4.3 Pressure and flow rates of refrigerant with compressor

power

Table. 4.4 Heat transfer rate of heat exchanger and COP of system

Table. 4.5 Overall heat transfer coefficient(UA) by LMTD method

Table. 4.6 Overall heat transfer coefficient(UA) by equation(2-5)

- ⅴ -

Nomenclature

A i Inside heat transfer area of tube

A o Outside heat transfer area of tube

A f Heat transfer area of fin

A t Total heat transfer area

η t Total surface effectiveness

η f Fin efficiency k Thermal conductivity h i , h o Inside and outside heat transfer coefficient of tube

Δ T 1, Δ T 2

Temperature difference at inlet and outlet of

heat exchanger

F Correction factor

U Overall heat transfer coefficient

μ Dynamic viscosity

m a Mass flow rate of air

m r Mass flow rate of refrigerant

P r Prandtl number R e

Reynolds number

C p Specific heat

LMTD Log mean temperature difference

- ⅵ -

[1]

[2]

- 1 -

제 1 장 서 론

1.1 연구의 배경

국내외로 에너지 관련기기의 다양화와 현대화로 고효율 집형 열교환

기의 개발이 중요하게 대두되고 있다. 이것은 최근의 여건이 에너지 절약,

소형화, 경량화, 환경보호 등의 조건을 요구하고 있기 때문으로 이에 따라

열교환기의 설계기술 및 고효율 열교환기 개발에 대한 연구의 필요성이

부각되었다.

이러한 에너지 절약형의 고효율 열교환기 요구에 따라 대부분 열교환기

설계시 원관 또는 납작관내에 흐르는 냉매로부터 주위 공기에서 열을 흡

수 또는 방출할 때 주위공기와 냉매 사이에 관련된 열전달계수를 고려하

며 이때 공기와 관벽 사이의 열전달계수가 관벽과 냉매사이의 열전달 계

수보다 현저히 작음을 착안하여 열교환기의 부분은 전열관의 공기에 접한

측에 확장표면(Fin)을 실시하는 평판 핀-튜브형 열교환기를 많이 사용한

다.

이런 핀-관 열교환기는 고 도화 및 소형화를 요구하는 냉동 공조기기

에서 가장 널리 사용되고 있으며 특히 현대에 와서 그 수요가 현저히 증

가하고 있는 에어컨과 같은 자동차용 및 상업용 공조기기에서 이들 열교

환기의 전체시스템의 성능에 향을 미치는 비율이 상당히 크기 때문에

열교환기의 최적설계에 매우 중요한 과제로 부각되고 있으며 일본과 미국

등의 선진국에서는 이미 이에 대한 연구를 상당히 오래전부터 수행하여

오고 있다.

따라서 위와 같은 열교환기의 최적 성능설계와 효율적인 운용을 하기

위하여 모든 관련인자 즉, 관 입구에서의 냉매의 질량유량, 과열도 및 압

력, 그리고 관 외부를 지나는 공기의 질량유속 등에 대한 충분한 지식이

요구되고 있으며, 이러한 모든 인자 중에서 전열계수(U)가 열교환기의 성

능을 결정하는 중요한 인자이다. 이 전열전달계수는 여러 방면으로 이루

어져 왔으며 그 구체적인 예는 다음과 같다.

관 외부의 공기의 질량유속과 열전달에 관한 연구는 박희용 등이 공기

의 질량 유속의 변화에 대한 열전달의 변화를 연구하 고, 김만희 등이

[3]

[4]

[5]

[6]

- 2 -

열교환기의 종류별 입구공기의 유속의 변화에 따른 냉매의 질량유량과 전

열능력에 대한 연구를 하 으며 김무환 이 공기의 유량에 따른 열전달

과 압력강하에 대해 연구하 다.

국외에서는 Chi-Chuan Wang 등이 R-22, R-410a를 이용한 열교환기

에서 질량에 따른 열전달계수를 연구하 으며 Steve J. Eckels 등이 냉

매의 질량에 따른 응축기에서의 열전달을 연구하 고, C. S. Kuo 등은

냉매의 질량에 따른 증발기에서의 열전달을 연구하 다.

그러나 위 논문은 전열전달계수를 구하기 위한 부분적 연구들이라고 볼

수 있고 열교환기를 실제 운전조건에서 전열전달계수를 구한 예는 흔치

않다. 실제 운전조건에서 전열량 및 전열전달계수를 측정하고 이론적 계

산과 비교하여 열교환기들의 전열량 예측방법을 마련하여 고효율 열교환

기 설계의 기초자료가 되고자 하며 아울러 냉동기 회로의 설계 혹은 열교

환기의 선정에 도움이 되고자 한다.

1.2 연구의 목적

열교환기의 전열전달계수를 알기 위해서 대수평균온도차 (LMTD :

Log Mean Temperature Difference)의 관계식을 이용하여 실험에 의한

실험적 열전달계수를 구하고, 둘째, 배관속 냉매와 핀(Fin)을 통과하는 공

기간의 열저항 관계식에 의한 전열전달계수를 구하여 양자를 서로 비교하

고자 한다.

[7]

- 3 -

제 2 장 이론해석

2.1 실험적 해석(대수평균온도차 : LMTD)

열교환기 해석방법은 LMTD 방법으로서 일반적으로 이중관 열교환

기(Double pipe heat exchanger) 중에서 두 유체가 서로 반대방향으로 흐

르는 경우, 이 흐름의 형태를 대향류(Counterflow)라고 하며 이와 같은

대향류 이중관 열교환기로 간주하며 다음 Fig. 2.1 같은 온도분포를 갖는

다.

Fig. 2.1 Temperature-area diagram of counterflow heat exchanger

- 4 -

Fig. 2.1에서 두 유체간의 전열량은 다음의 식(2-1)과 같이 표현된다

Q = UA Δ T m (2-1)

여기서, Δ T m=Δ T 2-Δ T 1

ln(Δ T 2

Δ T 1)

이때 대수평균온도차를 실제 열교환기에 적용하기 위해 수정계수(F)를

고려하면,

∴Q = F UA Δ T m (2-2)

위의 수정계수는 Fig. 2.2에 의해 정한다

Fig. 2.2 Correction factors for compact heat exchanger

[8]

- 5 -

2.2 이론적 해석

Fig. 2.3과 같이 한 개의 원관과 외부 직사각형 핀들로 이루어진 열교환

기 내부로 냉매(R-22)가 흐르고 관의 외부표면에 공기가 흐르는 경우로

관을 통해서 냉매와 공기사이에 열교환이 일어나고 있다.

Fig. 2.3 Schematic drawing of tube and fins

위의 원관을 가로질러 일정한 온도차가 유지 된다면 내부의 온도가

외부표면의 온도보다 더 높을 때 열은 반지름 방향으로 r i 에서 r o로

정상상태로 전도될 것이다.

이때 배관속 냉매와 배관 외부의 공기간 전열전달계수에 관한 식은

다음 식(2-3)와 같다.

UA = 1

1A i h i

+

lnr or i

2πkl+

1A o η t h o

(2-3)

위의 η t는 다음과 같다.

η t = 1-A f

A t(1- η f ) (2-4)

여기서, η f : Fin의 효율

[5]

[6]

- 6 -

A f : Fin의 면적

A t : Fin-Tube 전체면적

따라서 전열전달계수에 관한 식은 식(2-5)과 같이 나타낼 수 있다.

UA =1

1A i h i

+1

A o (1-A f

A t(1- η f)) h o

(2-5)

위 식(2-5)의 관 내부의 냉매 전열계수 h i 는 응축기(Condensor)에서

는 본 실험과 같은 냉매를 사용하고 Φ9.52mm의 관경을 이용한 열교환기

의 실험결과인 Steve J. Eckels 의 결과로서 도출된 Fig. 2.4에 냉매의

유량을 적용하여 구한다.

또, 증발기(Evaporator)에서는 본 실험장치와 같은 냉매를 사용하며 열

교환기 관경이 같은 Φ9.52mm를 사용한 C. S. Kuo 등의 실험결과 Fig.

2.5에 본 실험의 결과값으로부터 계산된 단위 ㎡ 당 전열량(Q)을 적용하

여 h i를 구한다.

Fig. 2.4 Average heat transfer coefficients during condensation in the

9.52mm outer diameter (Smooth and microfin tubes)

- 7 -

Fig. 2.5 Effect of heat flux on the evaporating heat transfer coefficient

[9]

- 8 -

또, 위 식(2-5)의 관 외부공기 전열계수 h o 는 Fig. 2.4와 같이 W. M.

Kays 에서 본 실험장치의 열교환기와 가장 유사한 Surface 8.0 3/8 T를

선정하여 식(2-6)의 Re Dh를 Fig. 2.4에 적용하여 S T P r2/3 을 구한후 식

(2-7)을 통하여 h o를 계산한다.

Re Dh =G4 r hμ

(2-6)

S T =h oG C p

(2-7)

Tube outside diameter = 10.2× 10 - 3m

Fin pitch = 315 per meter

Flow passage hydraulic diameter,

4 r h = 3.632× 10- 3m

Free-flow area/frontal area σ = 0.534

Fig. 2.6 Convection heat transfer coefficient and friction factor

for Finned circular tubes (Surface 8.0 3/8T)

- 9 -

식(2-14)에서의 η f는 Fig. 2.5 에서 핀의 형상과 열전도도 및 공기의 열

전달계수에 의해 구할 수 있으며 η f를 식(2-13)에 대입하여 핀의 효율을

구할 수 있다.

Fig. 2.7 Fin efficiencies for several fin geometries (Annular fins)

- 10 -

제 3 장 실험장치 및 방법

3.1 실험장치

본 실험장치를 회로도로 나타내면 Fig. 3.1과 같이 증발기, 압축기, 응축

기, 팽창밸브의 기본구성 요소와 측정을 위하여 압력계, 유량계 및 다채널

디지털온도계등으로 구성되어 있고, 공기를 공급하는 사각단면의 덕트는

Fig. 3.3과 같이 395×423×1600mm의 응축기 덕트와 396×450 ×1600mm

의 증발기 덕트로 구성되어 공기를 공급한다.

Fig. 3.1 Schematic diagram of refrigeration cycle

응축기와 증발기는 Fig. 3.2와 같은 Φ9.6mmm의 동관 74개로 구성되어

있고 각 동관에는 연속핀(Fin) 114개가 부착되어 있으며 세부사항은

Table. 3.1과 같다

- 11 -

Table. 3.1 Dimension and number of fin and tube

External diameter Thickness Total number Remarks

Tube 9.6mm - 74 ea

Fin 27.53mm 0.2mm 114 ea

Fig. 3.2 Drawing of compact heat exchanger

또, 압축기의 전후와 응축기 및 증발기 전후에도 압력 측정을 위해 압

력게이지 및 고압, 저압용 압력변환기(Pressure transducer)를 부착하 고

응축기 및 증발기 각 부분의 냉매 입․출구 온도 측정을 위해 측정온도

범위가 -180 ∼ 340℃이고 구리(+)와 콘스탄탄(-)으로 구성된 T-type열

전대를 동관의 외부에 부착하 다. 부착시 외부온도의 향을 최소화 하

기 위해 절연테이프 및 접착제를 사용하여 부착하 고, 이 온도기록장치

는 열전대로부터 신호 또는 통일된 신호를 받아 이것을 온도값의 숫자로

표시하는 디지털 온도장치로 일반적인 온도 측정에 사용된다. 최대 30개

지점에서 동시에 측정이 가능하며 A/D Converter의 분해능력(Resolving

Power)은 16bit이다. 본 실험에서는 24개의 채널을 사용하여 온도를 측정

하 다.

- 12 -

이렇게 구성된 실험장치는 Φ9.6mm 동관내 냉매(R-22)가 응축기로 들

어가고 덕트에 유입된 공기에 의해 냉각된 후 냉매는 팽창밸브를 거쳐 증

발기로 흘러 덕트에 유입된 공기를 가열하고 압축기를 통해 다시 응축기

로 들어가게 된다. 이 실험장치의 모습은 Fig. 3.3에 나타나 있으며 실험

장치의 구체적인 사양은 Table. 3.2와 같다.

Fig. 3.3 Experimental apparatus for compact heat exchanger

- 13 -

Table. 3.2 Specification of experimental equipments

Equipments Specification Remarks

Compressor 2 ㎾

DuctCondensor 395×423×1600mm

Evaporator 396×450×1600mm

Refrigerant R-22

Blower invertor 0 ∼ 60Hz Controlling flow rates

Flow meter Electronic type Refrigrant mass flow

Pressure

Transducer

0 ∼ 35 bar High pressure

-1 ∼ 15 bar Low pressure

3..2 실험방법

실험은 냉동기의 성능이 일정하게 유지된 상태에서 실험하기 위해 냉동

기 작동후 압축기의 입․출구 압력이 일정해 질 때를 기준으로 팬의 회전

수를 Table. 3.3과 같이 A, B, C, D의 실험조건으로 변경하여 반복실험을

실시하 다.

Table. 3.3 Input Hz to fan motors heat exchangers for controlling

flow rates

A B C D

Condenser 30 Hz 40 Hz 50 Hz 59 Hz

Evaporator 59 Hz 59 Hz 50 Hz 59 Hz

매 반복 실험 시에는 아래의 5개 항목에 대하여 측정하 다.

① 응축기 덕트 입․출구의 온도(열량) 및 동관 외부의 냉매 온도

② 증발기 덕트 입구의 온도(열량) 및 동관 외부의 냉매 온도

③ 응축기 및 증발기 덕트 내에서의 입구 풍속

- 14 -

④ 응축기 및 증발기 전후의 압력

⑤ 응축기 출구의 냉매 체적 유량 등을 측정하고

덕트 입․출구 온도 및 풍속 측정시에는 Fig. 3.4와 같은 교차점 25개소

를 측정 위치로 하여 열선 풍속계를 이용 공기의 속도와 온도, 습도, 열량

을 측정하 으며 동관 외부의 냉매 온도는 열전대를 온도기록장치에 연결

하여 매 2분마다 열교환기의 응축기 10개소, 증발기 14개소 총 24개소의

온도를 측정하 다. 이때 응축기의 입구 측정값은 1번 채널, 출구 측정값

은 10번 채널, 증발기 입구 측정값은 12번 채널, 출구 측정값은 27번 채

널로 삼았다.

또, 냉매의 체적 유량은 실험장치에 설치된 응축기 출구에 위치한 전자

유량계를 이용하여 측정시간을 측정한 후 총 유동냉매를 측정하여 단위시

간당 유량을 계산하 다. 또 압력은 일정시간을 기준으로 응축기, 증발기

의 입구 및 출구의 압력계를 통하여 측정하 다.

Fig. 3.4 Temperature measurement points for air flow in duct and

tubes of compact heat exchanger

[10]

- 15 -

제 4 장 실험 결과 및 계산결과

4.1 실험 결과

실험에 따른 측정값은 다음의 Table. 4.1과 같으며 여기서 Air측의 온

도 및 열량, 속도는 덕트의 입구 및 출구에서 열선풍속계를 이용하여 측

정한 값이며 R-22측의 온도는 T-type 열전대를 통하여 디지털 온도장치

에 의해 측정된 값이며 유량은 전자유량계를 통하여 측정된 값이다.

또, Table. 4.1의 공기열량은 다음의 식(4-1)에 의해 계산하 다.

Q = m a( h o- h i) (4-1)

여기서 m a : 공기의 질량유량

h o , h i : 공기의 출․입구 엔탈피

Table. 4.1 Measured values for air flow in duct

Air

Heat

exchangerHertz

TemperatureThermal energy

(kJ/kg) Velocity(m/s)

Thermal energy(kJ/s)In Out In Out

Condenser 30Hz 16.92 45.93 25.91 57.20 1.24 7.40

Evaporator 59Hz 15.71 9.38 24.56 17.48 3.54 5.49

Condenser 40Hz 20.93 41.30 30.73 51.46 1.68 7.02

Evaporator 50Hz 17.95 8.93 26.94 16.49 3.12 7.05

Condenser 50Hz 17.55 34.73 28.23 45.93 1.94 6.98

Evaporator 59Hz 15.61 8.22 26.19 18.37 3.44 5.86

Condenser 59Hz 17.91 32.95 28.98 44.32 2.37 7.41

Evaporator 59Hz 15.92 8.32 26.79 18.72 3.22 5.68

- 16 -

또, Table. 4.2의 냉매의 열량은 다음의 식(4-2)에 의해 계산하 다.

Q = m r ( h o- h i) (4-2)

여기서 m r : 냉매의 질량유량

h o , h i : 냉매의 출․입구 엔탈피

Table. 4.2 Measured values for refrigerant in tubes

R-22

Heat

exchangerHertz

Temperature Mass flow(kg/s)

Thermal energy(kJ/s)In Out

Condenser 30Hz 104 37.70.034

7.594

Evaporator 59Hz -0.2 7.1 5.568

Condenser 40Hz 95.2 31.70.035

7.767


Condenser 50Hz 84.4 27.30.0361

7.975


Condenser 59Hz 80.1 26.60.0362

7.884


Table. 4.2의 냉매유량은 일정시간 전자유량계를 통하여 흐른 유량을

측정한 후 이를 분당 환산한 값이며, 이 값은 팬의 회전수가 증가함에 따

라 증가하고 있다.

또, 응축기 및 증발기의 입․출구의 압력은 아날로그형 압력계 2개와

압력 변환기(Pressure transducer) 2개를 통하여 측정한 값이며, 이 측정

값 중에서 응축기의 입․출구 압력이 팬의 회전수 증가에 따라 감소함을

알 수 있다. 그리고 압축기의 동력은 압축기에 공급된 전원을 측정하여

구한값이며 이는 압축기의 소요동력이 감소함을 보여주고 있다.

- 17 -

Table. 4.3 Pressure and flow rates of refrigerant with compressor

power

Heat

exchangerHertz

Pressure(bar) Refrigrantflow rate(ℓ/min)

Compressor powerW(watt)In Out

Condenser 30Hz 22.44 21.841.76 1913.34

Evaporator 59Hz 3.98 3.76

Condenser 40Hz 19.9 19.21.8008 1787.0


Condenser 50Hz 16.6 16.941.8249 1604.7


Condenser 59Hz 16.37 16.271.825 1504.6


위의 측정값 중 공기의 온도는 공기의 이동에 따라 온도값을 측정할 수

없어 각 덕트의 입구, 출구에서 공기의 온도를 측정하여 나타냈으며, 냉매

의 온도는 열교환기 장치별로 이동경로에 따라 냉매의 온도값을 2분 간격

으로 측정하여 이 측정값들의 평균값을 Fig. 4.1 ∼4.4와 같이 나타냈다.

Fig. 4.1 ∼ 4.4의 그래프의 공기온도를 살펴보면 응축기, 증발기 모두

공기의 풍속이 증가함에 따라 입구온도는 실험조건 B를 제외하고 응축기

는 17℃, 증발기는 15℃에 근접한 값을 보이고 있으며 출구온도는 응축기,

증발기 모두 온도가 감소하는 것을 알 수 있다.

또, 응축기 입구 및 출구 냉매온도는 공기의 풍속이 증가함에 따라 점

차적으로 감소하고 있으나 입구온도의 감소폭이 출구온도의 감소폭보다

더 크게 나타나고 있으며, 증발기의 경우에는 입구 및 출구 냉매온도가

응축기에서는 -0.2 ∼ -1.1℃, 증발기에서는 6.3 ∼7.7℃를 유지하고 있다.

따라서 위의 Fig. 4.1 ∼ 4.4의 온도변화를 통하여 응축기의 공기 풍속

이 증가함에 따라 식(2-1)에서의 Δ T m값이 감소함을 알 수 있으며 이는

전열전달계수에 향을 미치게 된다.

- 18 -

그리고 Fig. 4.5는 응축기에서의 실험조건에 따른 공기와 냉매의 상호

열전달에 따른 열량의 변화를 나타내었는데 이론값과 실험값을 비교하

을 때 0.194 ∼ 0.995 kJ/s의 열량이 냉매와 공기사이에서 열전달시 손실

됨을 알 수 있다

또, Fig. 4.6 증발기에서의 열량변화를 살펴보면 0.98 ∼ 1.532 kJ/s의

열량이 손실되어 같은 실험조건의 응축기보다 손실열량이 많음을 알 수가

있으며, 실험조건 C, D의 경우에는 냉매가 얻은 열량이 공기가 잃은 열량

보다 많음을 나타내고 있는데 이는 실험 과정에서의 오차라고 여겨진다.

- 19 -

Air temperature

Refrigerant temperature

Condenser (x)

1 2 3 4 5 6

0

20

40

60

80

100

120

Tem

pera

ture

(℃

)

OUTLET INLET

Air

Air OUTLET INLET

-4

0

4

8

12

16

20

Tem

pera

ture

(℃

)

1 2 3 4 5

Evaporator (x)


temperatures of air (at experiment A)

- 20 -

Air temperature


Condenser (x)

1 2 3 4 5 6

0

20

40

60

80

100

120

Tem

pera

ture

(℃

)

OUTLET INLET Air

Air OUTLET INLET

-4

0

4

8

12

16

20

Tem

pera

ture

(℃

)

1 2 3 4 5

Evaporator (x)


temperatures of air (at experiment B)

- 21 -

Air temperature


Condenser (x)

1 2 3 4 5 6

0

20

40

60

80

100

120

Tem

pera

ture

(℃

)

OUTLET INLET

Air

Air

OUTLET INLET

-4

0

4

8

12

16

20

Tem

pera

ture

(℃

)

1 2 3 4 5

Evaporator (x)


temperatures of air (at experiment C)

- 22 -

Air temperature


Condenser (x)

1 2 3 4 5 6

0

20

40

60

80

100

120

Tem

pera

ture

(℃

)

OUTLET INLET Air

Air OUTLET INLET

-4

0

4

8

12

16

20

Tem

pera

ture

(℃

)

1 2 3 4 5

Evaporator (x)


temperatures of air (at experiment D)

- 23 -

0

2

4

6

8

10

A B C D

Experimental condition

Therm

al energ

y (k

J/kg)

Air R-22


at condenser

0

2

4

6

8

10

A B C D


Therm

al energ

y (k

J/kg)

Air R-22


at evaporator

[11]

- 24 -

R-22 냉매의 포화증기 성질을 이용하여 냉매의 상태변화에 따른 압력

과 온도변화를 적용하여 성적계수 를 계산한다.

이때 압력과 온도는 Table. 4.1과 Table. 4.2의 측정값을 사용하 으며

Table. 4.4는 증발기의 입․출구에서 측정된 냉매의 압력과 온도를 냉매

의 액체와 포화증기의 성질에 따른 값에 적용하여 냉매의 열량을 구하

고, 압축기의 열량은 Table. 4.3의 측정값과 Table. 4.1의 냉매유량을 이용

하여 구하 다.

Table. 4.4 Heat transfer rate of heat exchanger and COP of system

Heat

exchangerHertz

Thermal energy(kJ/kg)Performancefactor(COP)

EvaporatorCompressor

Inlet Outlet

Condenser 30Hz410.41 246.65 56.275 2.91

Evaporator 59Hz

Condenser 40Hz409.68 238.84 51.057 3.34

Evaporator 50Hz

Condenser 50Hz410.19 233.23 44.452 3.98

Evaporator 59Hz

Condenser 59Hz410.01 230.9 41.564 4.31

Evaporator 59Hz

성적계수는 다음의 식(4-1)을 이용하여 계산하 다.

성적계수 = 증발기(출구열량-입구열량)압축기전기량 (4-1)

위의 결과로 미루어 보아 성적계수가 Fig. 4.7과 같이 2.91 ∼ 4.31까지

일정하게 증가하고 있으므로 응축기 팬의 회전수가 증가할수록 냉동기의

성능은 향상된다고 할 수 있다.

- 25 -

0

1

2

3

4

5

A B C D

Ex perimental condition

CO

P

Fig. 4.7 Coefficient of performance for the experimental equipment

- 26 -

4.2 전열전달계수 계산결과

4.2.1 실험에 의한 전열전달계수의 계산

Table. 4.1의 측정값을 식(2-5)으로 계산하면 다음의 Table. 4.5와 같은

전열전달계수(UA)의 값을 얻을 수 있다.

Table. 4.5 Overall heat transfer coefficient(UA) by LMTD method

Heat

exchangerHertz

Air

ΔTm P R F UA(W/K)

Condenser 30Hz 36.29 0.44 0.76 0.85 257.4

Evaporater 59Hz 9.085 0.408 1.15 0.92 657.3

Condenser 40Hz 26.78 0.85 0.32 0.86 304.67

Evaporator 50Hz 10.54 0.5 0.77 0.92 626

Condenser 50Hz 24.52 0.26 3.32 0.86 330.08

Evaporator 59Hz 8.91 0.54 1 0.92 715.0

Condenser 59Hz 22.86 0.86 0.28 0.88 368.3

Evaporator 59Hz 8.662 0.48 0.24 0.91 720.9

위의 결과값으로 보아 팬 회전수가 증가할수록 전열전달계수는 증가함

을 알 수 있으나 증발기의 회전수가 상대적으로 적은 실험조건, 즉 실험

조건 B의 경우에는 현저히 감소하는 것을 알 수가 있다. 이것으로 보아

응축기에서의 팬의 회전수 변화가 전열전달계수에 미치는 향보다는 증

발기에서의 팬의 회전수변화에 전열전달계수가 더 민감하게 반응함을 알

수가 있다.

- 27 -

4.2.2 이론에 의한 전열전달계수의 계산

Table. 4.1의 측정값을 Fig. 2.4에 적용하여 관 외부의 공기 전열계수

h o를 구하고 Fig. 2.5를 이용한 응축기의 관 내부의 냉매의 전열계수

h i 와 Fig. 2.6를 이용한 증발기의 관 내부의 냉매의 전열계수 h i를 구

하여 이를 각각 식(2-26)에 대입하여 전열전달계수(UA)의 값을 얻을 수

있다. 이때 A o 와 A i

는 공기의 전열면적과 냉매의 전열면적을 나타내

는 것으로 식(4-2)과 (4-3)와 같다.

A o= 핀 외부면적 ＋ 관 외부면적 (4-2)

A i= 관내부면적(관경×π×관길이×관갯수) (4-3)

Table. 4.6 Overall heat transfer coefficient(UA) by equation(2-5)

Heat

exchangerHertz

Air R-22UA

(W/K)Fin Efficiency

ho(W/㎡K)

Gr(kg/㎡s)

Q(kW/㎡)

hi(W/㎡K)

Condenser 30Hz 0.89 49.56469.7

- 3400 442.62

Evaporator 59Hz 0.817 92.53 5.87 3050 674.28

Condenser 40Hz 0.874 58.64485.2

- 3500 505.37

Evaporator 50Hz 0.831 84.13 6.33 3116 637.67

Condenser 50Hz 0.856 62.63499.3

- 3600 533.5

Evaporator 59Hz 0.819 91.54 6.18 3109 672.95

Condenser 59Hz 0.866 69.78568.6

- 4000 567.7

Evaporator 59Hz 0.84 85.98 6.73 3136 654.5

위의 Table. 4.6의 계산결과로 보아 응축기에서는 결과값이 Table. 4.5

에서와 같이 실험값이 일정하게 증가하고 있으나 증발기에 있어서는 그

결과값이 일정하지 않고 증발기의 실험조건이 다른 B의 경우를 제외한

실험조건 A, C, D의 결과값이 거의 비슷한 값임을 알 수가 있다.

- 28 -

4.2.3 전열전달계수의 이론값과 실험값의 비교

위의 결과들로부터 팬의 회전수가 증가함에 따라 전열전달계수가 증가

하며 더불어 압축기의 효율(성적계수)이 증가함을 알 수가 있으며 응축기

보다는 증발기에서 팬의 회전수에 더 민감하게 전열전달계수가 반응함을

알 수가 있다.

또, 전열전달계수의 이론값과 실험값을 비교하 을 때 Fig. 4.6.∼4.7과

같이 나타내어지며 그 오차는 증발기가 -10% ∼ 2%, 응축기가 35% ∼

40%로 응축기가 더 크게 나타나며 증발기의 경우에는 일정한 전열전달계

수로 표현되는 것을 알 수 있다.

0

200

400

600

800

1000

A B C D


UA

(W

/K)

Experiment Theory

Fig. 4.8 Overall heat transfer coefficient of condenser

- 29 -

0

200

400

600

800

1000

A B C D


UA

(W

/K)

Experiment Theory

Fig 4.9 Overall heat transfer coefficient of evaporator

- 30 -

제 5 장 결 론

본 연구의 실험장치는 연속 핀의 외경 9.52mm의 관으로 된 응축기, 증

발기와 팽창밸브, 압축기로 구성되는 R-22 냉동회로를 기본으로 하여 응

축기와 증발기에는 공기량을 조절할 수 있도록 팬과 공기를 공급하는 덕

트를 설치하여 운전하 다. 이때 응축기에서는 공기에 의해 냉매가 냉각

되고 증발기에서는 공기에 의해 냉매가 가열되는 열교환 시스템이 구성되

어진다.

위 열교환기에서 구해진 공기와 냉매간의 온도차에 의한 전열전달계수

의 실험값과 공기와 냉매의 전열저항에 의한 이론값을 상호 비교하여 향

후 전열전달계수의 이론적 예측을 하고자 하며 그 구체적인 결과는 다음

과 같다.

1) 덕트내 팬의 회전수를 증가하여 공기의 질량유량을 점차적으로 증가시

켰을 때 열교환기의 성적계수는 2.91 ∼ 4.31로 점차적으로 증가하여 열

교환기의 성능이 향상됨을 알 수 있었다.

2) 응축기에서는 냉매가 잃은 열량과 공기가 얻은 열량 사이에 2 ∼ 12%

정도의 오차율을 보이고 있으며 증발기에서는 냉매가 얻은 열량과 공

기가 잃은 열량 사이에 -16% ∼ 12% 정도의 오차율을 보이고 있다.

3) 응축기에서 공기의 전열량을 기준으로 하여 계산된 전열전달계수(U)와

전열면적(A)로 표현되는 UA를 살펴보면 실험값은 257.4 ∼ 368.3W/K

이고, 이론값은 442.6 ∼ 507.7W/K로 모두 팬의 회전수 증가와 더불어

전열전달계수가 점차적으로 증가하 고 이때 오차율은 35% ∼ 40%

으며 이 오차는 이론에 의한 전열전달계수의 계산식에서 중요한 인자

인 냉매의 대류전열계수의 선정에서 기인된 것으로 판단된다.

4) 증발기에서 UA는 실험값이 626 ∼ 720.9 W/K, 이론값이 637.67 ∼

674.28W/K로 팬의 회전수가 거의 일정하기 때문에 변화의 폭이 적게

나타나고 있으며, 이때의 오차율은 응축기에서보다 적은 -10% ∼ 2%

로 나타났다.

- 31 -

참 고 문 헌

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enhanced tubes: PartⅠ, Heat Transfer”, ASHRAE Transactions:

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6. C. S. Kuo, C. C. Wang, 1996, “In-tube evaporation of HCFC-22 in a

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7. B. K. Hodge, 1990, “Analysis and design of energy system”

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8. Kirk D. Hagen, 1999, “Heat transfer with applications”, Prentice-Hill

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11. Wilbert F. Stoecker, Jerold W. Jones, 1982, “Refrigeration & air

conditioning”, Mcgraw-Hill

- 32 -

Abstract

Study on overall heat transfer coefficient of

fin and tube heat exchangers of R-22

refrigeration cycle

by Kim, sun-ho

Dept. of Mechanical Engineering

Granduate School Changwon National University

Changwon, Korea

Increasing attention has been paid to fin-and-tube heat exchangers in

recent years due to an emphasis on energy efficiency and selection

of their capacities in a refrigerator system.

Thus, the experiment equipment in this study consists of evaporator,

condenser, expansion valve, and compressor where the evaporator and

condenser are fin-and-tube heat exchanger with 9.5mm tubes and

continuous fins and the working fluid of the system is R-22.

From the tests of the equipment, of which the coefficients of

performance is 2.91 to 4.31 according to air flow rate through

condenser, heat transfer rates and temperatures for both of air and

refrigerant are measured during the operation.

First, overall heat transfer coefficients between air and refrigerant are

obtained by LMTD method using measured heat transfer rates and

temperature differences for the heat exchangers. Next, the coefficients

of the heat exchanger are also computed by theoretical method using

- 33 -

thermal resistance equation between air and refrigerant.

Since UA, which is overall heat transfer coefficient multipled by heat

transfer area, is used as design data, UA for each heat exchanger are

evaluated. UA of condenser by LMTD method with measured heat

transfer rates is from 257.4 to 368.3 W/K. But UA by thermal

resistance equation is from 442.62 to 507.7 W/K, and it is found that

there are 30 to 40% differences between them. those values for

evaporator are ranged from 626 to 720.9 W/K. and there are only

-10% to 2% differences between the coefficients obtained by above

two methods.

Therefore, it can be concluded that correction factors may be needed

in predicting overall heat transfer coefficients for condenser of the

refrigerating system in order to compensate 30 to 40% differences.

- 34 -

감사의

오늘의 논문이 완성되기까지 부족함이 많은 저에게 관심과 격려,

끊임없는 지도와 사랑을 주신 윤 환 교수님께 마음속 깊이 감사를

드리며 바쁘신 와중에도 논문심사를 맡아 지도해 주신 김수태 교수

님, 송정일 교수님께도 진심으로 감사드립니다.

또, 대학원 과정동안 많은 가르침을 주신 기계공학과 교수님들께

감사드립니다.

본 논문의 작성에 협조를 아끼지 않은 열공학실험실의 박원구씨,

이병창씨, 그리고 함께 공부하며 도움을 준 황주 씨, 실험을 함께

하며 논문 작성을 도와준 4학년 학부생들에게 감사의 뜻을 전하며

친구 주에게도 감사의 말을 전합니다.

끝으로 지금까지 저를 믿고 학업을 하는데 조언자가 되어 사랑과

믿음을 준 은정이와 예쁜 딸 다은에게 이 작은 결실을 바칩니다.

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