선택한 단어 수는 입니다.
최소 단어 이상 선택하여야 합니다.
최소 단어 이상 선택하여야 합니다.
선택한 단어 수는 30입니다.
최대 10 단어까지만 선택 가능합니다.
최대 10 단어까지만 선택 가능합니다.
문제 정의
- 본 연구에서는 가변속 압축기를 적용한 캐스케이드 히트펌프 시스템의 효율 향상과 성능에 관한 연구를 수행하였다. 특히, 고단측과 저단측 사이클에 가변속 압축기를 적용하였으며, 승온을 위해 저단과 고단이 연계된 부하측 2차 유체의 순환루프를 개선 하여 시스템의 운전 특성을 분석하였다.
제안 방법
- 9 kPa이다. 각 시험조건에서 시스템의 온도, 압력, 유량, 소비전력을 측정하였으며, 모든 데이터는 시스템이 정상상태에 도달한 후 2초 간격으로 40분 이상 측정 및 저장하였다.
- 난방조건에서 최적의 냉매 충전량을 결정하고, 다양한 부하 조건 등에서 난방 성능 실험을 수행하였다. 고단사이클의 압축기 회전수는 50 Hz에서 90 Hz의 범위에서 변화시켰으며, 저단사이클의 압축기 회전수는 30 Hz에서 90 Hz까지 가변하면서 성능실험을 수행하였다. 부하측의 2차 유체는 기존의 일반적인 캐스케이드 시스템과 같이 실내열교환기만을 순환하는 경우와 본 연구에서 고안된 저단측 압축기 출구에 설치된 보조열교환기를 지나서 실내열교환기로 순환하는 경우에 대해 성능 실험을 수행하였다.
- 15oC이다. 고단측과 저단측의 압축기 소비전력은 적산전력계로 측정하였으며, 2차 유체 유량은 마그네틱 체적유량계로 측정하였다. 각각의 정확도는 측정값의 ± 0.
- 실외 및 실내열교환기의 2차유체 입구온도(Entering water temperature; EWT)는 각각 5oC와 40oC이다. 난방조건에서 최적의 냉매 충전량을 결정하고, 다양한 부하 조건 등에서 난방 성능 실험을 수행하였다. 고단사이클의 압축기 회전수는 50 Hz에서 90 Hz의 범위에서 변화시켰으며, 저단사이클의 압축기 회전수는 30 Hz에서 90 Hz까지 가변하면서 성능실험을 수행하였다.
- 냉매측 질량유량은 질량유량계를 과냉영역의 라인에 설치하여 측정하였으며, 정확도는 ± 0.5% 이다.
- 본 연구에서는 가변속 압축기를 적용한 캐스케이드 히트펌프의 저단사이클 압축기 출구와 캐스케이드 열교환기 사이에 보조열교환기를 채용한 시스템에 대한 난방 성능 실험을 수행하여 다음의 결론을 얻었다.
- 고단측에는 상대적으로 동일포화온도에서 포화 압력이 낮은 R134a 냉매를 채용하고, 저단부에는 R410A 냉매를 적용하였으며 정격용량은 약 2 kW이다. 본 연구에서는 저단사이클의 압축기 출구에 추가로 열교환기(이하 보조열교환기)를 설치하여 부하측의 2차 유체가 보조열교환기를 통과한 후 고단측의 실내열교환기를 통과하도록하여 시스템 성능 변화를 고찰하였다. 고단사이클과 저단사이클 모두에 가변속 스크롤 압축기를 사용하였다.
- 고단사이클의 압축기 회전수는 50 Hz에서 90 Hz의 범위에서 변화시켰으며, 저단사이클의 압축기 회전수는 30 Hz에서 90 Hz까지 가변하면서 성능실험을 수행하였다. 부하측의 2차 유체는 기존의 일반적인 캐스케이드 시스템과 같이 실내열교환기만을 순환하는 경우와 본 연구에서 고안된 저단측 압축기 출구에 설치된 보조열교환기를 지나서 실내열교환기로 순환하는 경우에 대해 성능 실험을 수행하였다. 각 운전조건에서 고단측과 저단측 사이클의 전자팽창밸브는 시스템의 성능이 최대가 되도록 조절하였다.
- 실외열교환기, 실내열교환기, 보조열교환기의 2차 유체 입출구 순환수 온도는 RTD 센서를 이용하여 측정하였으며, 정확도는 ± 0.15oC이다.
- 열원과 부하모사를 위해 실외열교환기와 실내열교환기에 2차 유체 순환루프를 구성하였다. 실외열교환기와 실내열교환기 2차 유체 순환루프는 각각의 항온조와 순환펌프 및 밸브로 구성되며, 실외열교환기와 실내열교환기 입구 온도는 열교환기 출구와 항온조 사이에 냉동기와 전기히터를 설치하여 조절하였다.
- 열원과 부하모사를 위해 실외열교환기와 실내열교환기에 2차 유체 순환루프를 구성하였다. 실외열교환기와 실내열교환기 2차 유체 순환루프는 각각의 항온조와 순환펌프 및 밸브로 구성되며, 실외열교환기와 실내열교환기 입구 온도는 열교환기 출구와 항온조 사이에 냉동기와 전기히터를 설치하여 조절하였다.
- 팽창장치는 스텝모터 구동의 전자팽창밸브를 사용하였다. 저단측의 열원측 실외열교환기와 고단측의 부하측 실내열교환기, 캐스케이드 열교환기 및 보조열교환기에 모두 이중관식 열교환기를 채용하였다. 열원측과 부하측 열교환기의 2차 유체 유량은 모두 6 LPM으로 고정하였다.
- 캐스케이드 히트펌프의 보조열교환기 채용 및 압축기 가변에 따른 성능측정 및 분석을 위하여 시스템 주요 부위에 압력, 온도, 전력량 및 유량계를 설치하였다. 실외열교환기, 실내열교환기, 보조열교환기의 2차 유체 입출구 순환수 온도는 RTD 센서를 이용하여 측정하였으며, 정확도는 ± 0.
- 본 연구에서는 가변속 압축기를 적용한 캐스케이드 히트펌프 시스템의 효율 향상과 성능에 관한 연구를 수행하였다. 특히, 고단측과 저단측 사이클에 가변속 압축기를 적용하였으며, 승온을 위해 저단과 고단이 연계된 부하측 2차 유체의 순환루프를 개선 하여 시스템의 운전 특성을 분석하였다.
대상 데이터
- 캐스케이드 열교환기에서 고단사이클의 증발부와 저단측의 응축부 냉매 간에 열교환이 이루어진다. 고단측에는 상대적으로 동일포화온도에서 포화 압력이 낮은 R134a 냉매를 채용하고, 저단부에는 R410A 냉매를 적용하였으며 정격용량은 약 2 kW이다. 본 연구에서는 저단사이클의 압축기 출구에 추가로 열교환기(이하 보조열교환기)를 설치하여 부하측의 2차 유체가 보조열교환기를 통과한 후 고단측의 실내열교환기를 통과하도록하여 시스템 성능 변화를 고찰하였다.
- 고단사이클과 저단사이클 모두에 가변속 스크롤 압축기를 사용하였다. 팽창장치는 스텝모터 구동의 전자팽창밸브를 사용하였다. 저단측의 열원측 실외열교환기와 고단측의 부하측 실내열교환기, 캐스케이드 열교환기 및 보조열교환기에 모두 이중관식 열교환기를 채용하였다.
이론/모형
- ISO 13256-2[12] 규격에 따라 난방 조건에서 캐스케이드 히트펌프의 열원 및 부하온도를 설정하였다. 실외 및 실내열교환기의 2차유체 입구온도(Entering water temperature; EWT)는 각각 5oC와 40oC이다.
성능/효과
- 고단사이클의 압축기 회전수 변화 시에도 보조열교환기를 채용한 캐스케이드 시스템의 난방용량과 COP가 보조열교환기를 채용하지 않은 시스템보다 크게 나타났으나, 고단사이클의 압축기 회전수가 증가함에 따라 보조열교환기 채용에 따른 성능 향상 효과는 감소하였다.
- 9는 고단사이클의 압축기 회전수 증가에 따른 과냉도 변화를 나타낸다. 고단사이클의 압축기 회전수가 증가함에 따라 고단 및 저단 사이클의 과냉도가 모두 증가하였다. 고단 사이클에서는 응축압력 증가로 고단사이클의 액냉매라인의 냉매량이 증가하였기 때문이다.
- 8). 고단사이클이 압축기 회전수 증가에 따라 난방용량 증가폭보다 소비전력 증가폭이 커서 COP는 감소하였다.
- 모든 저단사이클의 압축기 회전수 변화에 따라 전자팽창밸브의 개도를 조절한 경우 보조열교환기를 채용한 시스템의 난방용량이 보조열교환기를 적용하지 않은 시스템보다 크게 나타났다. 저단사이클의 압축기 회전수가 증가함에 따라 보조열교환기를 적용한 시스템의 난방용량 증가폭은 증가하였다.
- 모든 저단사이클의 압축기 회전수에서 보조열교환기를 채용한 시스템의 난방용량과 COP가 보조열교환기를 채용하지 않은 시스템에 비해 증가하였으며, 저단사이클의 압축기 회전수가 증가함에 따라 보조열교환기를 적용한 시스템의 난방용량 및 COP 증가폭은 증가하였다. 저단사이클의 압축기 회전수가 30 Hz에서 90 Hz까지 증가할 때 보조열교환기를 채용한 시스템의 난방용량과 COP는 보조열교환기를 채용하지 않은 시스템에 비하여 최대 16.
- 보조열교환기 채용 시스템의 난방용량이 보조열교환기를 채용하지 않은 시스템에 비하여 다소 증가하였으나, 저단사이클의 압축기 회전수 변화시보다는 용량 증가폭이 크지 않았다. 특히, 저단압축기 회전수 증가 시에는 보조열교환기 채용 시스템의 난방용량 증가폭이 증가하였으나, 고단 압축기 회전수 증가 시에는 난방용량 증가폭이 감소하였다.
- 보조열교환기를 채용한 경우에 난방용량이 증가하여 보조열교환기를 채용하지 않은 시스템보다 COP가 증가하였으나, 난방용량 변화율과 같이 고단 사이클의 압축기 회전수 증가에 따른 COP 증가율도 감소하였다. 고단사이클의 압축기 회전수 증가 시에 고단사이클의 소비전력은 증가하였으나, 저단 사이클의 소비전력은 감소하였는데, 이는 캐스케이드 열교환기에서의 열전달량 증가로 저단사이클의 응축압력이 감소하였기 때문인 것으로 분석된다.
- 4는 저단사이클의 압축기 회전수 증가에 따라 보조열교환기를 적용한 시스템과 보조열교환기를 적용하지 않은 시스템의 COP 변화를 나타낸다. 보조열교환기를 채용한 시스템의 COP가 보조열교환기를 사용하지 않은 시스템의 COP보다 높게 나타났다.
- 5는 저단사이클의 압축기 회전수 증가 시 소비동력 변화를 나타낸다. 저단 사이클의 압축기 회전수 증가에 따라 저단사이클의 소비전력은 크게 증가하였으나, 고단 사이클의 소비전력 변화는 저단 사이클의 소비전력 변화보다 작게 나타났다.
- 저단 사이클에서는 압축기회전수 증가로 입출구 압력차와 냉매 유량 증가폭이 고단 사이클에서 보다 크게 나타났기 때문인 것으로 분석된다. 저단 사이클의 압축기회전수 증가시에 고단 사이클의 냉매 유량은 증가하였으나, 증발압력 증가로 압축비가 감소하여 소비전력 변화는 크지 않았다.
- 저단사이클의 압축기 회전수가 30 Hz로 고정된 경우 고단측의 압축기 회전수가 50 Hz 경우에 보조 열교환기를 채용한 시스템의 난방용량은 보조열교환기를 채용하지 않은 시스템 대비 6.8% 증가하였고 고단측의 압축기 회전수가 90 Hz인 경우에는 난방용량 증가폭은 1.3%로 감소하였다.
- 모든 저단사이클의 압축기 회전수에서 보조열교환기를 채용한 시스템의 난방용량과 COP가 보조열교환기를 채용하지 않은 시스템에 비해 증가하였으며, 저단사이클의 압축기 회전수가 증가함에 따라 보조열교환기를 적용한 시스템의 난방용량 및 COP 증가폭은 증가하였다. 저단사이클의 압축기 회전수가 30 Hz에서 90 Hz까지 증가할 때 보조열교환기를 채용한 시스템의 난방용량과 COP는 보조열교환기를 채용하지 않은 시스템에 비하여 최대 16.5%와 10.0% 증가하였다.
- 3). 저단사이클의 압축기 회전수가 30 Hz에서 90 Hz까지 증가할 때 보조열교환기를 채용한 시스템의 난방용량은 보조열교환기를 채용하지 않은 시스템에 비하여 5.5%에서 16.5% 증가하였다.
- 모든 저단사이클의 압축기 회전수 변화에 따라 전자팽창밸브의 개도를 조절한 경우 보조열교환기를 채용한 시스템의 난방용량이 보조열교환기를 적용하지 않은 시스템보다 크게 나타났다. 저단사이클의 압축기 회전수가 증가함에 따라 보조열교환기를 적용한 시스템의 난방용량 증가폭은 증가하였다. 이는 냉매 순환유량 증가에 의한 보조열교환기에서의 승온 효과가 증가하였기 때문인 것으로 분석된다(Fig.
- 캐스케이드 히트펌프 시스템의 압축기 출구에 보조열교환기를 채용하여 기존의 보조열교환기가 적용되지 않은 캐스케이드 히트펌프 시스템보다 성능을 향상시킬 수 있다.
- 보조열교환기 채용 시스템의 난방용량이 보조열교환기를 채용하지 않은 시스템에 비하여 다소 증가하였으나, 저단사이클의 압축기 회전수 변화시보다는 용량 증가폭이 크지 않았다. 특히, 저단압축기 회전수 증가 시에는 보조열교환기 채용 시스템의 난방용량 증가폭이 증가하였으나, 고단 압축기 회전수 증가 시에는 난방용량 증가폭이 감소하였다.
※ AI-Helper는 부적절한 답변을 할 수 있습니다.