배기열회수시스템(절탄기) 보고서

2005-E-ID11-P-08-0-000

고성능 컴팩트 절탄기/공기예열기 상용화 개발

The Commercial Development of High Performance and Compact Economizer/Air Pre-heater (최 종 보고 서)

2008. 12. 27

지 식 경 제 부

제 출 문 지식경제부장관 귀하 이 보고서를 차세대 고성능 저공해 산업용 보일러 시스템 상용화 개발 과제 세부과제 고성능 컴팩트 절탄기 공기예열기 상용화 개발 의 보고서로 제출합 니다. “

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2008. 12. 27. 주관기관명 연구책임자 연 구 원 " " " " " 위탁기관명 수행책임자 연 구 원 " " - 1 -

: 장한기술(주) :유 해 성 :허 병 행 이 근 휘 박 형 준 정 병 우 김 현 수 오 치 훈 : 한국에너지기술연구원 :최 규 성 :박 병 식 김 종 진 임 용 훈

에너지․자원기술개발사업 최종보고서 초록

■ 에너지효율향상 □ 온실가스처리 □ 자원 ) 연구관리번호 2005-E-ID11-P-08-0-000 과제구분 (프로젝트형, 중․대형, 중점, 세부, 일반과제) 국 문 고성능 컴팩트 절탄기/공기예열기 상용화 개발 과제명 The Commercial Development of High Performance and 영 문 Compact Economizer/Air Pre-heater 소속 부설연구소 전화번호 041-359-2100 사업주관기관 장한기술(주) 수행책임자 성명 유해성 fax 041-359-2121 e-mail hsryu@janghan.co.kr (

참여기업 위탁기관 한국에너지기술연구원 사업기간 2005년 12월 28일 ～ 2008년 12월 27일 (3년) 구 분 1차년(2005년) 2차년(2004년) 3차년(2006년) 4차년( ) 5차년( ) 계 천원 천원 천원 사 정부출연 210,000천원 285,000천원 270,000천원 민간부담 70,000천원 95, 0 00천원 90, 0 00천원 천원 천원 천원 업 현금 28,000천원 38,000천원 36,000천원 천원 천원 천원 현물 42,000천원 57, 0 00천원 54, 0 00천원 천원 천원 천원 비 계 280,000천원 380,000천원 360,000천원 천원 천원 천원 보고서 내용의 한글 산업용보일러, 배열회수열교환기, 절탄기, 공기예열기, 판형열교환기 KEY WORDS Heat recovery heat exchanger, Economizer, Air pre-heater 영어 Boiler, (한글/영문) , Plate heat exchanger

1. 배열회수 열교환기 기초성능시험 및 0.5 t/h급 관군연소보일러용 배열회수 열교환기(공기예열기, Hybrid 절탄기) 시스템 개발 2. Dimple(450mm x 300mm) 열판을 이용한 판형열교환기 개발 - 1.0 t/h급 보일러용 배열회수 열교환기(공기예열기, Hybrid 절탄기) 개발 및 특성시험 수행 3. Double Dimple(540mm x 310mm)열판을 이용한 판형열교환기 개발 4. 2.0 t/h급 관군연소보일러용 및 5.0 t/h급 노통연관보일러용 배열 연구결과요약 분석 회수 열교환기(공기예열기, Hybrid절탄기) 개발 및 특성 시험 수행 (연구결과 중심으로 - Hybrid 절탄기는 보일러부하 100%에서 배기가스 온도를 70℃ 개조식 700자이내) 이하 까지 냉각(열회수) - Double Dimple 열판을 이용한 판형열교환기는 보일러부하 100%에 서 총괄열전달 계수 110 kcal/m2h℃ 값을 보임.

- 딤플/더블 딤플타입의 절탄기를 이용한 열교환기의 컴펙트화를 비교 한 결과 기존 핀-튜브열교환기 대비 열교환기 코어(Core)기준 체적 은 60%이하 - 열판 자동용접 장치를 개발하여 인건비 비중이 높았던 열교환기 코 어 용접을 자동화하고, 제품의 컴펙트화로 재료비 감소에 따라 기존 제품 가격 수준으로 생산이 가능 - 2 -

요 약 문 I. 제 목 고성능 컴팩트 공기예열기/절탄기 상용화 개발

Ⅱ. 연구개발의 목적 및 필요성 산업용 설비 및 기기의 증대와 함께 배기가스 및 폐증기의 대기방출과 폐온수 등의 방 출량이 증가되고 있다. 이와 같은 형태로 방출되는 배열은 열에너지 낭비뿐만 아니라 지 구 온난화를 가속화 하는 요인 중의 하나이다. 이러한 배열을 재활용하여 에너지를 절감 하고자하는 노력으로 배열원의 특성에 따라 다양한 배열회수장치가 적용되고 있으며, 산 업체에서는 일반적으로 연소 배기가스, 응축수 및 폐온수로부터 배열을 회수하는 방안들 이 적용되고 있다. 이러한 배열회수 방안들은 현장조건에 따른 적용방안과 특성분석 등의 기술이 요구되고 있다. 화석연료를 연소시켜 발생되는 열을 이용을 하는 보일러 시스템은 고온의 배기가스를 방출하게 된다. 이때 방출되는 배기가스의 열을 효율적으로 회수하기 위한 장치를 배열회 수 장치라 하며, 회수 시킨 열을 이용하여 급수 또는 공기 예열에 사용을 한다. 이러한 배열회수 시스템의 효율 향상은 보일러의 직접적인 효율 향상에 기여를 하며 이에 대한 연구가 필요하다. 배열회수 열교환기 중 공기예열 열교환기에서 고온 측 배기가스와 저온 측 공기는 모 두 기체 형태이며, 기체와 액체의 열교환에 비하여 고온 측과 저온 측의 비열 및 열전달 계수의 차이가 작다. 따라서 공기예열을 판형열교환기를 사용을 할 경우 전열면적의 확 보보다는, 체적 유량에 따른 압력 손실 고려가 열교환기 설계에서 우선적으로 고려해야 할 사항이다. 따라서 전열 효율과 압력손실을 고려한 최적의 유로형태를 갖는 전열판 설 계가 필요 하다. 배열회수 열교환기에서 절탄기의 열회수 비중은 공기예열기보다 기여도 가 크다. 보일러 시스템 효율을 높이기 위하여 배기가스내 수분이 응축하는 온도까지 배 기가스의 온도를 낮춰야 한다. 따라서 현열 회수 구간과 잠열 회수 구간을 분리하여 절탄 - 3 -

기를 설계를 하여야 한다. 이는 절탄기를 2개의 열교환기로 분리하거나 일체형으로 제작 시에는 이를 고려해야 한다. 여기서 잠열 회수 구간의 열교환기는 생성된 응축수를 적절 하게 배출시키는 구조여야 한다. 배열회수 열교환기의 디자인 조건은 보일러 본체 출구 온도, 배기가스 최종 출구 온도, 그리고 배열회수 열교환기 각 각의 압력손실의 합이 중요한 디자인 조건이 된다. 배열회 수 시스템에서는 이와 같은 조건을 만족하기 위한 각 구성 열교환기의 전열면적을 배분 하여 목적하는 온도/압력 조건을 만족 시켜 최종적으로 열량을 얻을 수 있도록 배열 회 수 시스템을 최적 설계를 하여야 한다.

Ⅲ. 연구개발의 내용 및 범위 본 연구는 보일러 시스템의 효율을 향상시키기 위한 고효율 배열회수 시스템 개발을 그 목적으로 하고 있다. 이러한 목표 달성을 위하여 배열회수 시스템 설계 기준을 확립하 기 위하여 1차년도에 기초성능 시험을 실시하여 열교환기 성능평가 기준을 확립하고 0.5 t/h급 관군연소보일러용 배열회수 시스템의 시제품을 제작 성능평가를 수행하였다 2차년도에는 기초성능 시험 결과와 열판 설계안에 대한 모델링을 수행하여 밀도가 작 은 유체의 열전달을 위하여 딤플(Dimple)형상의 패턴을 채택하여 금형을 제작하였다. 딤 플형상은 유체가 흐르는 유로의 수력직경을 크게 할 수 있어 압력손실을 감소시킬 수 있 다. 딤플의 형상은 양각 15행 9열로 135개, 음각 14행 8열로 112개의 18 mm 원형으로 제 작하였다. 골 깊이를 2.5 mm로 하여 채널 높이가 5 mm가 되도록 딤플을 형성하였다. 열 판 크기는 450 mm x 300 mm이며, 유효 전열 크기는 390 mm x 240 mm로 0.095 m2의 전열면적을 갖도록 하였다. 딤플형태의 열판을 개발하여 1.0 t/h급 관군연소보일러 및 노 통연관보일러 시스템용 배열회수 열교환기를 제작 성능평가를 수행하였다.

3차년도에는 기존의 판형 열판은 빗살무늬 또는 딤플이 좌우(상하) 대칭으로 형성되어 있다. 이러한 구조로 이루어진 기존의 열판은 체적유량이 큰 유체와 체적유량이 적은 유 체 사이에서 열전달이 이루어지게 하는 열교환기에서는 사용하기가 부적합하다는 문제가 있다. 그 이유는 상기한 바와 같은 일반적인 구조의 열판으로 열교환기를 제작할 때, 체 적 유량이 큰 쪽에 맞추어 제작하면 체적유량이 적은 쪽에서는 유속이 너무 느려 열전달 - 4 -

계수가 작아 열전달 효율이 떨어지게 되는 문제가 있을 뿐만 아니라, 그 만큼 열교환기 의 체적이 커지게 되는 문제가 발생하게 되고, 체적 유량이 적은 쪽에 맞추어 제작하면 체적 유량이 큰 유체가 원활하게 통과하지 못하여 열교환이 효율적으로 이루어지지 못하 게 한다는 문제점이 있기 때문이다. 이에 본 연구과제에서는 상기한 바와 같은 종래의 판형 열판과 열교환기에 따른 문제 를 해결하여, 체적 유량이 큰 유체와 체적 유량이 적은 유체 사이에 효율적으로 열교환이 이루어지게 함과 더불어, 열전달 효율이 뛰어나고 구조적으로 튼튼하고 안정적인 열판과 이를 이용한 열교환기를 제공하기 위하여 더블딤플 열판 금형을 개발을 하였다. 더블딤플 열판은 다른 한쪽 면으로 상대적으로 직경이 작고 높이가 낮은 작은 딤플이 돌출 형성되어 평판의 양쪽 측면으로 돌출된 딤플이 비대칭구조를 이루도록 되어 있다. 그리고 상기 큰 딤플은 평판의 세로방향을 따라 일정한 간격을 두고 1열로 형성되고, 상 기 작은 딤플은 큰 딤플 열과 나란하게 2개 이상 다수개의 열을 이루도록 형성되어 있다. 더블딤플 열판에 의해 만들어지는 열교환기는 상기 큰 딤플에 의해 만들어지는 큰 공 간으로는 체적이 큰 유체가 통과할 수 있게 하며, 작은 딤플에 의해 만들어지는 작은 공 간으로는 체적이 적은 유체가 통과할 수 있게 하여, 체적 유량의 차이가 있는 유체 사이 에 열교환의 효율이 뛰어나게 할 뿐만 아니라, 구조적으로 견고하며 안정적이고, 별도의 다른 스페이서를 사용하지 않고서도 열판 자체만으로 열판을 적재하여 열교환기를 이룰 수 있게 한다. 더블딤플 열판을 이용 .2.0 t/h급 관군연소보일러와 5.0 t/h급 노통연관보일러용 열교환 기를 제작하여 성능평가를 수행하였다.

Ⅳ. 연구개발 결과 본연구 과제의 최종 목표는 고성능 컴팩트 공기예열기/하이브리드 절탄기 개발이며, 기 존제품(Finned-Tube열교환기) 대비 유효도(Effectiveness) 120% 이상 높이는 것을 목표 로하고 있다. Finned-Tube는 배기가스 온도를 100℃이하로 냉각하기 어려우나 Hybrid 열교환기는 60℃정도까지 냉각이 가능하여 충분한 열회수를 하였다. 보일러부하 100%에 서 즉 설계용량에서의 총괄열전달계수를 비교한 결과 기존 Finned-Tube 방식만으로 배 열회수를 하였을 때보다 본 과제에서 개발된 Hybrid 타입의 절탄기의 경우 4배 이상의 - 5 -

열전달계수를 타나내었다. 이는 열전달율이 높은 판형열교환기를 함께 사용하였기 때문이 다. 딤플/더블딤플 타입의 판형열교환기를 사용한 공기예열기에 있어서는 보일러부하 100%일 때 즉 설계용량에서의 총괄열전달계수 비교한 결과 기존 이중관형 방식에 비하 열전달계수가 2배 이상으로 높은 값을 나타내었다. 딤플/더블 딤플타입의 절탄기를 이용한 열교환기의 컴펙트화를 비교한 결과 기존 핀튜브열교환기 대비 열교환기 코어(Core)기준 체적은 60%이하로 절탄기의 설치 공간을 대폭 줄일 수 있었다. 가격 목표로 기존제품 대비 130% 이하의 목표도 3차년도에 자동용접 장치를 개발하여 인건비 비중이 높았던 열교환기 코어 용접을 자동화하고, 제품의 컴펙트화로 재료비 감소 에 따라 기존제품 가격 수준으로 생산이 가능해 졌다. 현재 개발품에 대한 매출이 발생하 고 있으며, 향후 적극적인 영업활동을 통하여 시장을 넓혀갈 계획이다.

Ⅴ. 연구개발 결과의 활용 계획 본 연구개발 과제는 개발완료 직후 상용화를 목표로 연구를 진행하였다. 고효율 배열회 수 시스템의 에너지 절약효과에 대하여 제품 사용자의 이해도가 증가하고 있으므로, 신뢰 성 있는 배열회수 시스템이 개발된다면 상업화는 문제가 없을 것으로 판단된다. 특히, 연 구개발과정에서 제품 사용처인 보일러 업체와 연계된 실제품의 실증테스트를 통하여 제 품설치 편의성과 시스템의 안정성을 평가하여 시스템 개발에 피드백 설계를 수행할 계획 이므로, 시스템 개발이 완료되면 기존 영업망을 매개로 하여 사업화가 가능하며, 산업전 반의 배열회수 시스템으로의 파급 효과가 클 것으로 사료된다. 산업 설비 및 플랜트 설비기기용 배열회수 열교환기의 국내시장 규모는 연평균 8%의 지속적인 성장을 기록하고 있다. 더욱이 국내기업이 수주한 해외플랜트에 사용되는 시장 은 연평균 15%의 빠른 증가세가 전망된다. 무엇보다도, 판형열교환기는 기존의 관형 열 교환기시장을 전면 교체하는 획기적인 열교환기 기술로서, 증가하는 시장규모 보다는 기 존에 형성되어 있는 수조원의 플랜트 설비기기용 관형 열교환기 시장을 전면 대체할 수 있는 잠재력을 지닌 핵심기술이므로 향후 기술수요는 계속 증가할 전망이다. 이에 본 연 구 개발 과제에서 얻은 기술과 제작기술을 활용하여 시장을 확대해 나갈 계획이다.

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SUMMARY

The goal of the "Next-Generation Boiler" project is advanced combustion concepts into a technically and economically feasible boiler design. As part of a this project, the heat recovery system is researched to Janghan Engineers, Inc. The heat recovery system have two heat exchangers, both air pre-heater and economizer. The heat exchangers have feasible geometry design to compact and highly efficient. The development of the heat recovery system include a compact air pre-heater and hybrid economizer to extract sensible and latent heat from flue gas for increased energy efficiency.

The performance targets of this project will have that air pre-heater/Economizer effectiveness is improved 20%, core volumes is compacted 60% and price is increased 30% than commercial heat exchanger.

This work have made drawing dies to the heat recovery exchangers. The drawing pattern is the heat plate with dimples. And, another drawing die was created as double dimple plate. The double dimple pattern have both small dimple and large dimple for First, The experimental study on low temperature economizer as finned tube heat exchanger and high temperature economizer as plate heat exchanger are described as heat transfer capacity and pressure drop measured for experimental equipment in 0.5 t/h class non-furnace type boiler . Then the overall heat transfer coefficient of finned tube heat exchanger and plate heat exchanger presented for each boiler load. The Experimental study for pressure drop and heat transfer of heat recovery system as economizer and air pre-heater are described in this work.

Secondary, We are researched the evaluation on heat recovery exchangers of 1.0 t/h class flue smoke tube boiler and 1.0 t/h class non-furnace type boiler.

Third, This work study heat recovery exchangers with new pattern plate, dimple pattern and double dimple pattern, in 2.0 t/h class flue smoke tube boiler and 5.0 t/h - 7 -

class non-furnace type boiler.

The results as overall heat exchanger of plat heat exchanger are about 3 times than finned tube heat exchanger in same condition. Beside a performance test for economizer and air pre-heater are presented.

The results show that heat recovery system for industrial boiler system has the advantage of saving energy and plate heat exchangers are compacted than finned tube heat exchanger.

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CONTENTS

Chapter 1. Overview of the Project ······························································ 11 section 1. The necessity for the development of the heat recovery system ············ 11 Chapter 2. Domestic and international status of development of technology ·············· 14 section 1. The technology of plate heat exchanger ·········································· 14 Chapter 3. Research Contents and Result ························································ 22 section 1. Basic performance test for the heat recovery exchanger ······················· 22 section 2. Heat recovery exchangers of 0.5 t/h class non-furnace type boiler ·········· 40 section 3. The development of plate heat exchanger with dimple pattern ··············· 54 section 4. The performance test of the heat recovery exchangers in 1.0 t/h class nonfurnace type boiler ····································································· 61 section 5. The performance test of the heat recovery exchangers in 1.0 t/h flue smoke tube boiler ··············································································· 89 section 6. The evaluation on heat recovery exchangers of 1.0 t/h gas boiler ·········· 98 section 7. The development of new design with double dimple pattern ················· 102 section 8. CFD for new design pattern as dimple and double dimple plate ············ 113 section 9. The performance test of the heat recovery exchangers in 2.0 t/h class non-furnace type boiler ····························································· 123 section 10. The performance test of the heat recovery exchangers in 5.0 t/h flue smoke tube boiler ············································································ 131 Chapter 4. Achievement of Research Goals and External Contribution of the Results ·· 139 Chapter 5. Plan of Utilization of the Results ··················································· 142 Chapter 6. Collected Information during Research Period ···································· 144 Chapter 7. References ··············································································· 146 - 9 -

목

차

제 1 장 연구개발과제의 개요 ········································································ 11 제 1 절 연구개발의 필요성 ································································ 11 제 2 장 국내 외 기술개발 현황 ····································································· 14 제 1 절 판형열교환기 기술 ································································ 14 제 3 장 연구개발수행 내용 및 결과 ································································ 22 제 1 절 배열회수 열교환기 기초 성능시험 ·············································· 22 제 2 절 0.5 t/h급 관군연소보일러용 배열회수 열교환기 ······························ 40 제 3 절 Dimple 금형을 이용한 판형열교환기 개발 ····································· 54 제 4 절 1.0 t/h급 관군연소보일러용 배열회수 열교환기 ······························ 61 제 5 절 1.0 t/h급 노통연관보일러용 배열회수 열교환기 ······························ 89 제 6 절 1.0 t/h급 보일러용 배열회수 열교환기 평가 ·································· 98 제 7 절 Double Dimple 열판 모델링 및 금형 개발 ··································· 102 제 8 절 Dimple/Double Dimple 열판 형상의 수치해석 ······························· 113 제 9 절 2.0 t/h급 관군연소보일러용 배열회수 열교환기 ····························· 123 제 10 절 5.0 t/h급 노통연관보일러용 배열회수 열교환기 ···························· 131 제 4 장 목표달성도 및 관련분야에의 기여도 ···················································· 139 제 5 장 연구개발결과의 활용계획 ································································· 142 제 6 장 연구개발과정에서 수집한 해외과학기술정보 ··········································· 144 제 7 장 참고문헌 ····················································································· 146

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제 1 장 연구개발과제의 개요 제 1 절 연구개발의 필요성 산업용 설비 및 기기의 증대와 함께 배기가스 및 폐증기의 대기방출과 폐온수 등의 방 출량이 증가되고 있다. 이와 같은 형태로 방출되는 배열은 열에너지 낭비뿐만 아니라 지 구 온난화를 가속화 하는 요인 중의 하나이다. 이러한 배열을 활용한 에너지절감 노력은 배열원의 특성에 따라 다양한 배열회수장치가 적용되고 있으며, 산업체에서는 일반적으로 연소 배기가스, 응축수 및 폐온수로부터 배열을 회수하는 방안들이 적용되고 있다. 이러 한 배열회수 방안들은 현장조건에 따른 적용방안과 특성분석 등의 기술이 요구되고 있다. 화석연료를 연소시켜 발생되는 열을 이용을 하는 보일러 시스템은 고온의 배기가스를 방출하게 된다. 이때 방출되는 배기가스의 열을 효율적으로 회수하기 위한 장치를 배열회 수 장치라 하며, 회수 시킨 열을 이용하여 급수 또는 공기 예열에 사용을 한다. 이러한 배열회수 시스템의 효율 향상은 보일러의 직접적인 효율 향상에 기여를 하며 발열량의 10%이상이 된다. [그림 1]은 보일러 시스템을 고효율화를 달성하기 위하여 배기가스의 현열과 잠열을 효율적으로 회수하는 배열회수 시스템을 나타내고 있다.

그림 1] 차세대 보일러의 배열회수 시스템

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1.

보일러의 배열회수 시스템

가. 공기예열기 (Air Pre-Heater)

열교환기란 유체의 열을 다른 유체로 전달하는 장치로 가열, 냉각 및 응축(Condensing) 등의 기능을 수행하는 설비를 지칭한다. 보일러 시스템의 공기예열기는 배기가스의 배열 을 회수하여 보일러 흡입 공기를 예열하는 장치를 말한다. 일반적으로 보일러의 공기예열 기는 이중관식 혹은 Shell & Tube 방식을 보편적으로 사용하고 있다. 노통연관 보일러의 경우 배기가스의 온도는 250～300℃이며, 관군연소보일러의 경우 300～400℃에 이른다. 이러한 공기예열 열교환기의 작동 유체는 고온 측 배기가스와 저온 측 공기는 모두 기 체 형태이며, 기체와 유체의 열교환에 비하여 고온 측과 저온 측의 비열 및 열전달계수의 차이가 작다. 따라서 공기예열을 판형열교환기를 사용을 할 경우 전열면적 배분보다는, 체적 유량에 따른 압력 소실 고려가 열교환기 설계에서 우선적이다. [그림 2]는 판형열교 환기의 다양한 유로 구성을 보여 주고 있다. 열판과 열판 사이가 유체가 유동하는 채널이 며, 이 높이와 폭에 따라 유체의 압력 손실이 결정이 된다. 따라서 전열 효율과 압력손실 을 고려한 최적의 유로형태를 갖는 전열판 설계가 필요 하다.

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그림 2] Cross-section View of Plates

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나. 절탄기(Economizer)

절탄기는 배기가스의 배열을 회수하여 급수 온도를 높이는 배열회수 열교환기이다. 고 온의 배기가스는 저온의 급수보다 비열 및 열전달계수가 불리하기 때문에 급수측보다 배 기가스 측 열전달 성능이 열교환기의 전열성능을 좌우 한다. 본 연구에서는 보일러 시스 템 효율을 높이기 위하여 배기가스내 수분이 응축하는 온도까지 배기가스의 온도를 낮춰 야 한다. 따라서 현열 회수 구간과 잠열 회수 구간을 분리하여 절탄기를 설계를 하여야 한다. 이는 절탄기를 2개의 열교환기로 분리하거나 일체형으로 제작 시에는 이를 고려해 야 한다. 여기서 잠열 회수 구간의 열교환기는 생성된 응축수를 적절하게 배출시키는 구 조여야 한다. [그림 1]에서와 같이 본 연구에서는 절탄기는 배기가스의 현열회수를 하는 고온 절탄기 와 현열과 잠열을 회수하는 저온 절탄기로 분할되며, 현열부와 잠열부의 전열면적 배분 과 열교환기 형태 등 효율적인 잠열회수를 위한 열교환기 최적화 기술이 필요하다. [그림 3]에서와 같이 배열회수 열교환기의 디자인 조건은 보일러 본체 출구 온도(T0), 배기가스 최종 출구 온도(T3) 그리고 배열회수 열교환기 각 각의 압력손실(P1, P2, P3)의 합이 중요한 디자인 조건이 된다. 배열회수 시스템에서는 이와 같은 조건을 만족하기 위 한 각 구성 열교환기의 전열면적(A1, A2, A3)을 배분하여 목적하는 온도/압력 조건을 만 족 시켜 최종적으로 열량(Q1, Q2, Q3)을 얻을 수 있도록 배열 회수 시스템을 최적 설계 를 하여야 한다.

그림 3] 배열회수 장치의 디자인 조건

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제 2 장 국내 외 기술개발 현황 제 1 절 판형열교환기 기술 산업용 배열회수 장치로 쓰이는 가장 보편적인 열교환기 형태는 관형(Tube) 타입의 열 교환기이다. 핀-튜브 열교환기는 제작이 용이하고 가격이 저렴하여 일반적으로 사용되고 있으며, 현재 가정용 보일러의 경우 브레이징(Brazing) 공정으로 제작된 판형열교환기가 도입되고 있다. 본 과제에서는 이러한 핀-튜브 열교환기 설계를 개선하고, 전열 성능이 우수한 판형열교환기를 보일러 배열회수 시스템에 적용을 할 계획이다. <표 1>은 관형 타입의 열교환기와 판형열교환기의 특징을 보여주고 있다. 컴팩트하고 고효율 배열회수 열교환기 개발을 위해서 판형열교환기가 유리할 것이라 생각되다. [그림 4]는 동일 용량의 관형(Shell & Tube) 열교환기와 판형(Shell & Plate) 열교환기의 크기 를 비교한 사진이다.

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그림 4] 관형 열교환기와 판형열교환기 비교 사진

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표 1> 핀-튜브 열교환기와 판형열교환기의 특징

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구 분

Tube type

Plate type - 제작이 용이 - Tube 타입에 비하여 제작이 어려움 - 제작 가격이 저렴 - 금형이 제작이 필요하므로 가격이 특 징 다소 비쌈 - 전열면적이 Plate타입에 비하여 작음 - 전열면적이 큼 (Compact 열교환기 제작 가능)

열회수를 위한 열교환기 형태를 살펴보면 [그림 5] Fined-Tube 타입의 관형열교환기와 [그림 6]과 같은 판형열교환기 및 [그림 7]과 같은 마이크로 열교환기 등이 있다.

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그림 5] 관형 열교환기

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[

그림 6] 판형열교환기

그림 7] 마이크로 열교환기 - 16 -

1.

판형열교환기(Plate Heat Exchanger)

가. 열판 (Heat Plate)

판형열교환기(Plate Heat Exchanger)는 열판(Heat Plate)을 겹쳐 유체가 흐를 수 있도 록 채널을 형성시키고 전열면적을 확보한다. 열판의 형태(Pattern)는 시스템의 조건(유체 의 유량조건, 온도조건)에 따라 결정된다. 대표적인 열판의 형태는 [그림 8]과 같은 형태 (Chevron, Dimple)이며, 이를 응용하여 시스템 조건에 적하고, 제작이 용이한 형태로 열 판의 설계가 이뤄진다. 보일러 배열회수 시스템의 절탄기는 고온 유체(배기가스), 저온 유체(급수)의 체적 유량 이 다름으로 고온 유체인 배기가스 측 채널의 유로가 넓어야 하며, 전열성능이 분리하기 때문에 전열유효길이(Effectiveness Length)를 길게 되어야 한다. 이는 압력손실을 고려 한 열판 설계가 필요하다는 의미이다. 따라서 Chevron type의 경우 High-theta를 사용하 거나, 유로의 간섭이 적은 Dimple 타입의 열교환기가 적합할 것이라 판단된다. [그림 9] 는 Dimple type의 열교환기를 겹쳐서 유로를 형성한 그림이다.

(a) Chevron Plate

[

(b) Dimple Plate

그림 8] Chevron Plate & Dimple Plate - 17 -

[

[

그림 9] Rectangular Type Heat Plate

그림 10] Circular Type & Oval Type heat Plate

- 18 -

나. 용접식 판형열교환기(Brazed Plate Heat Exchanger)

용접식 판형열교환기(Brazed Plate Heat Exchanger)는 동일용량의 다관식 및 이중관식 열교환기보다 성능 및 크기 면에서 비교가 되지 않을 만큼 Compact하다. 또한 고압용 (30Bar) 및 진공상태(1000Torr)에서도 사용이 가능하다. [그림 11]은 용접식 판형열교환기 의 단면과 완성품 모습을 보여주고 있으며, 현재 본 사업의 주관기관에서 생산되고 있는 제품의 실물 사진이다. 용접식 판형열교환기은 시스템 조건(온도, 유량, 열량)에 적합한 열판의 형태(Pattern)를 결정하고, 열교환기의 구조설계 그리고 열판 제작을 위한 프레스의 금형을 설계․제작하 여야한다. 이러한 부품가공 이후에 열교환기의 사용용도에 따라 Filler metal을 선정하여 야 한다. Filler metal은 고온․진공 상태의 진공 브레이징(Brazing)로에서 용융되어 열판 과 열판에 스며들게 된다. 이후 냉각과정을 걸쳐 열판과 열판 사이에 융착 되고, 열교환 기의 강도를 유지 시켜 준다. 브레이징 타입의 열교환기는 대량 생산이 가능하며, 현재 가정용 컨덴싱 보일러에 사용 이 되고 있다.

[

그림 11] 용접식 판형열교환기 - 장한기술(주), KOREA

- 19 -

[그림 14]는 용접식 판형열교환기의 내부 구조 및 개발과정을 보여주고 있으며, [그림 2-10]과 같은 제작 설비로 제작이 된다. 열판 성형을 위한 금형이 필요하며, 프레스 설비 에 의하여 열판이 생산이 된다. 열교환기 제품 생산을 위해서는 적층 과정을 걸쳐 진공로 에서 1200℃ 온도에서 브레이징이 되어 완제품이 생산이 된다.

[

그림 12] 용접식 판형열교환기 개발과정

그림 13] 용접식 판형열교환기 제작 설비

[

- 20 -

다. 배열회수 열교환기 (Heat Recovery Exchanger)

배열회수 열교환기는 배기가스로 인한 불순물을 제거하기 쉽게 분해 조립이 가능한 형 태를 가져야 한다. 열판이 분리되거나, 열교환기 전열부(Core)와 보강부(Shell)가 분리가 가능하여야 한다. [그림 14]는 분해조립이 가능한 볼트 체결 타입의 판형열교환기이며, 압 력이 낮은 기체/기체 열교환기에 많이 응용이 되고 있다. [그림 15]는 전열부는 용접식 으로 되어 있으며, 보강부(Shell side)는 플랜지 체결로 되어 있어 분리가 가능한 형태이 다.

<

출처:Viex. CANADA>

그림 14] 분해 조립이 가능한 볼트체결 타입 판형열교환기

[

[

그림 15]

Plate & Ring type - Heat Exchanger

- 21 -

제 3 장 연구개발수행 내용 및 결과 본 연구는 보일러 시스템의 효율을 향상시키기 위한 고효율 배열회수 시스템 개발을 그 목적으로 하고 있다. 이러한 목표 달성을 위하여 배열회수 시스템 설계 기준을 확립하 기 위하여 1차년도에 기초성능 시험을 실시하여 열교환기 성능평가 기준을 확립하고 0.5 t/h급 관군연소보일러용 배열회수 시스템의 시제품을 제작 성능평가를 수행하였으며, 2차 년도에는 1.0 t/h급 관군연소보일러 및 노통연관보일러 시스템용 배열회수 열교환기를 제 작 성능평가를 수행하였다. 최종 3차년도에는 2.0 t/h급 관군연소보일러와 5.0 t/h급 노통 연관보일러용 열교환기를 제작하여 성능평가를 수행하였다.

제 1 절 배열회수 열교환기 기초 성능시험 배열회수 열교환기 설계 기준 확립을 위한 절탄기의 기초 성능 시험을 수행을 하였다. 저온 절탄기는 핀-튜브 열교환기를 사용을 하였으며, 고온 절탄기는 판형열교환기를 사 용을 하였다.

1.

기초 성능시험용 열교환기 설계 및 제작

가. 고온절탄기(핀-튜브 열교환기) 설계 시 고려 사항

(1) Water side : 압력손실 조건과 유속 조건범위 내에서 Tube 관경 선정 - Pressure drop : 2 mH2O 이하 , 유속 : 1～1.2 m/s (2) Gas side : 압력손실 조건을 충족하도록 Fin 형상 선정 - Pressure drop : 20 ㎜H2O 이하, 유속 : 10～12 m/s 본 보고서에서의 설명된 기호 설명은 <표 2>에 명시되어 있으며, 관내 압력손실은 식 (3-1)을 이용하여 계산을 수행하였다.

- 22 -

ρ

μ μ

ρ Δ ρ

표 2> Description of Symbols

<

Symbol Description Nu Nusselt Number h 열전달계수(kcal/h.㎡.℃) k 열판의 열전도도(kcal/h.m.℃) De 수력직경(m) C Scaling Factor Re Reynolds Number Pr Prandtl Number 점성계수 w 벽면에서의 점성계수 W f Weight factor

Symbol Description N 열판의 수 U 총괄열전달계수 f Friction Factor L 유효 열판 길이(m) 밀도 V 유체속도 Np Pass 수 g 중력가속도 G p Port에서의 질량속도

2 2 P p =1.4 ( N p) ( 2Vg ) = 1.4 ( N p) 2( G pg) c

(3-1)

자세한 내용은 참고문헌1)에 기술되어 있다. [그림 16]과 같이 배기가스 전열면의 유로단면적을 축소하여 열전달 성능을 향상하기 위하여 Tube Pitch를 기존 열교환기 설계치 대비 5 mm를 좁혔다. Tube Pitch가 좁아질 경우 Pressure drop은 증가하지만 핀-튜브 열교환기의 경우 압력손실의 여유가 있기 때 문에 큰 영향은 없다. 열전달 성능을 높이기 위하여 핀-튜브의 배열은 삼각배열을 사용 하며, 그 형상은 아래 그림과 같다. 기존 핀-튜브 열교환기의 경우 물측 열전달 성능을 고려하지 않고 제작되어온 점을 고 려, 물측 유속을 적정범위 (1～1.2 m/s)에 도달하도록 [그림 17]과 같이 패스(Pass)를 구 성하였다.

1) ASHRAE HANDBOOK, 2005 FUNDAMENTALS - 23 -

[

[

그림 16] 핀-튜브의 배열 및 형상

그림 17] 성능실험용 고온절탄기 (핀-튜브) 열교환기 - 24 -

μ ρ Δ μ

나. 저온절탄기(판형열교환기) 설계 시 고려 사항

(1) Water side - Pressure drop : 1 mH2O 이하 (2) Gas side : 압력손실 조건을 충족하도록 Pass 수 선정 - Pressure drop : 130 ㎜H2O 이하 배열회수 열교환기의 경우 가스 측과 급수 측의 체적차이를 감안하여 설계되어야 한다. 그러나 상용 열판은 이를 고려하지 않은 형태이다. 1차년도에서는 상용 열판을 사용하여 핀-튜브 열교환기를 판형열교환기로 대체하였을 경우 효과와 상용 열판에서 개선되어야 할 부분, 즉 설계인자 파악을 위한 과정임으로 Gas측과 Water측의 Pressure gap을 현 기술에서 최대한 큰 모델을 채택하여 설계/제작 하였다. 열교환기에서의 유체의 압력손실 은 Channel에서의 압력손실과 Port에서의 압력손실의 합으로 이루어진다. Channel에서의 압력손실은 식(3-1), Port에서의 압력손실은 식(3-2)과 같으며 전체 압력손실은 각각의 압력손실의 합과 같다.

L )( V 2 )( P c =4 f ( De 2g

w

) (N )

(3-2)

판형의 Chevron angle (ß) 은 22와 65°사이를 사용하며, Chevron angle에 따라 압력 손실 및 열전달성능이 좌우 된다. 열판의 Enlargement factor (Φ)는 전열길이의 비를 의 미한다. Mean flow channel gap (b)은 pressure depth를 의미하며 b = p - t 이다.

Channel flow area (Ax)는 실제 전열면적을 나타내며 Ax = b × w 이다. 이는 사각형 및 원형의 경우에도 적용이 가능하다.

- 25 -

μ

β

β

그림 18] Chevron type 판형열교환기의 형상 Kumar(1984)2)의 식에 따르면 a. 단상영역에서의 판형열교환기의 열전달계수 및 압력손실은 [

Nu = C 1 Re m Pr f = C 2 /( Re) P

0.33 (

/ w ) 0.17

(3-3) (3-4)

b. 이상영역에서의 판형열교환기의 열전달계수 및 압력손실은 h = C ( kl /d e )( Re l h fg /L p ) 0.4124 ( Pr ) 0.12 (65/ ) 0.35 (3-5) 2

C = 0.1121 for Flooded and Thermosiphons C = 0.0675 for Direct-expansion f = ( n / Re m )/(-1.89+6.56R -3.69R 2 )

0≤ ≤65

where R = (30/

)

2) C 1 , C 2, m, p are constants and given as ASHRAE 2005 Fundamental pp.3.31, [표] 18 - 26 -

(3-6)

식(3-6)의 계수는 참고문헌3)에 나와 있다. 성능실험용 판형열교환기는 [그림 19]와 같은 형태이며 [그림 20]은 저온절탄기의 외형 도이다.

[

[

그림 19]

Circular type, shell & plate

열교환기

그림 20] 성능실험용 저온 절탄기 (shell & plate 열교환기)

3) m, n against Re are constants and give as ASHRAE 2005 Fundamental pp.4.14 - 27 -

표 3> 성능시험용 절탄기 설계 데이터

<

고온절탄기(HX1)

저온절탄기(HX2)

Finned tube

Shell & Plate (Circular)

Type Fluid1

Fluid2

Fluid1

Fluid2

Flue Gas(LNG)

Water

Flue Gas(LNG)

Water

Heat load

30 kW

30 kW

Flow

600kg/hr

700 kg/hr

600kg/hr

700 kg/hr

Inlet

330℃

90℃

200℃

55℃

Outlet

200℃

55℃

60℃

20℃

Pdrop

20 ㎜H2O

2 mH2O

130 ㎜H2O

2 mH2O

Connector

300A

25A

150A

25A

Heat Area Max. Pressure

15.3 ㎡ 3bar

6.0 ㎡ 10bar

- 28 -

3bar

10bar

전열성능 시험

2.

가. 성능실험장치

열교환기 성능실험장치는 위탁기관(한국에너지기술 연구원)에 설치하였다. 본 실험은 차세대보일러 및 버너의 시작품이 개발되기 전에 열교환기의 성능을 파악하기 위한 실험 으로서 가장 중요한 것이 연소배기가스의 생성 환경을 갖추는 것이다 이 연소배기가스 생성 환경은 한국에너지기술연구원이 보유하고 있는 가스보일러 를 활용하여 실험조건을 만족시켰다 그림 은 전열성능실험에 활용된 가스보일 러의 전경이다 그림 는 열교환기 전열성능실험 시스템의 구성도이다 가스보일러에서 규모 의 연소배기가스를 생성하고 이 배기가스는 열교환기 및 를 거쳐 으로 배 출되도록 구성되어 있다 또한 급수는 급수탱크 저장량 에서 공급되는 물을 급수펌 프를 통하여 열교환기에 공급하며 와 을 순차적으로 거쳐 일부는 배수시키면서 급수탱크로 되돌리는 구조로 구성하였다 이 시스템은 과 의 직렬 열교환 실험 및 단독 열교환 실험을 수행할 수 있게끔 구성되어 있다 ,

.

Compact

kcal/h)

. [

(Max. 700,000

21]

.

[

22]

.

,

HX1

.

(

, HX2

0.5t/h

HX2

Stack

3

10m )

HX1

.

HX1

HX2

.

[

그림 21] 전열성능실험에 활용된 - 29 -

Compact

가스

B oiler

그림 은 각 실험장치를 조립 설치한 전경으로서 하단부분이 고온절탄기 부분이 저온절탄기 의 열교환기이다 [

23]

HX2

[

a)

.

그림 22] 열교환기 전열성능실험 시스템 구성도

보온 전

b)

[

그림 23]

HX1

및

- 30 -

HX2

설치 전경

보온 후

HX1,

상단

̇ ̇

μ Ν μ

나. 총괄열전달계수 계산

열교환기는 고온유체와 저온유체의 열교환을 위한 장치이다. 따라서 고/저온측의 열량 을 산출하기 위하여 열교환기 형상에 따른 열전달량을 계산하여야 한다. 이때의 열량은 식(3-7-a), (3-7-b)를 이용하거나 식(3-7-a)을 이용하여 계산할 수 있다.

Q = mCpdT Q = m( H 2 - H 1) Q = U․A․ LMTD ' T 'in ) LMTD = ( T in - T(outT)-(-TTout' ) ln ( T in - Tout ' ) out in

(3-7-a) (3-7-b) (3-8-a) (3-8-b)

여기서 H 1, H 2는 엔탈피이고, LMTD는 대수평균 온도차이며 식(3-8-b)로 계산할 수 있다. 열평형 상태에서 열량은 유량과 온도차, 유체의 비열을 사용하여 계산한다. 그리고 대수평균 온도차(LMTD)와 전열면적, 총괄열전달계수를 사용하여 결정할 수 있다. 여기 서 총괄 열전달계수(U)는 열교환기 형상에 따라 다르며 식(3-9)와 같이 표현할 수 있다.

U = 1 11 t ( h1 + h2 + k )

(3-9)

여기서 h 1은 1차측 열전달계수이며, h 2는 2차측 열전달계수이다. 유입 유체가 상변화 없이 열교환이 진행될 때는 판형열교환기의 열전달계수 상관식은 식(3-10)을 이용할 수 있다. 열교환 중 유체가 상변화를 할 경우에는 이를 고려한 상관식 사용을 하여야 한다. 그러나 상변화가 있는 경우 정확한 열전달 계수 상관식을 유도하기에는 어려움이 따른다. 따라서 상변화를 고려한 가중치를 사용하여 열전달량을 예측하는 경우가 종종 있다. u = h⋅kDe = W f C ( Re ) n ( Pr) 1/3 ( - 31 -

w

) 0.17

(3-10)

μ Ν μ

C는 수정인자이며,

J-factor는 식(11)과 같다.

J ju = C( Re) n ( u ) (Pr) ( - 1/3) (

- 0.17 ) w

(3-11)

식(3-9), (3-10)에 대한 자세한 설명은 참고문헌4)에 기술되어 있다. 기본 형태는 앞에서 언급한 식(3-3), (3-6)과 같다. 다. 실험 방법 및 조건

본 실험은 0.5 t/h급 관군가스보일러용 배열회수 열교환기의 개발을 위한 전열성능실험 으로서, 0.5 t/h 규모의 연소배기가스를 생성하면서 보일러 부하율 및 급수량을 변화시키 면서 성능실험을 수행하였다. <표 4>은 전열성능시험 조건을 나타낸 것이다. 표 4> 열교환기 전열성능실험 조건 구 분 실험 범위 <

Heat Load

(

×

10

4

25, 35, 45

kcal/h)

Water Flow Rate

500, 750, 1000

(liter/h)

(1) 연소배기가스의 생성 및 성분 연소배기가스의 생성량은 보일러의 부하율, 즉 연료(LNG)의 연소량이 좌우하게 된다. 따라서 0.5 t/h 규모에 알맞게 연료량을 45 m3/h, 35 m3/h, 25 m3/h의 세 단계 조건에서 시행하였다. 이 세 조건은 보일러 부하율로서는 대략 100~70%의 범위이다. 또한 배기가스의 성분은 완전연소 조건이며 각 부하율에서 CO의 배출을 최대한 억제 하였으며, O2 2~4% 내외의 연소배기가스를 생성하였다.

4) 열교환기 이론과 설계 (III), 1995, 화학공업협회 - 32 -

(2) 급수량 변화 열교환기 목표 급수량은 0.5t/h이지만, 열교환기의 설계조건에 부합하여 급수량을 500ℓ /h, 750ℓ/h, 1000ℓ/h 등 세 단계 조건을 수행하였다. 급수량의 측정은 정밀급 유량계로 서 최대 3600ℓ/h까지 측정이 가능하다.

(3) 각 위치별 온도 및 풍압손실 측정 열교환기의 성능실험에서 가장 중요한 것이 연소량에 따른 배기가스 및 급수의 각 위 치별 온도 측정이다. 본 실험에서는 각 위치에 두개의 온도센서를 설치(수직, 수평)하여 온도측정의 정확도를 기하였다. 센서의 신호는 [그림 24]에 나타낸 바와 같이 두개의 레 코더(midi LOGGER GL450, 하이브리드 레코더 DR-130)를 이용하여 Double 온도측정을 하였고, 이를 레코더에 표시 및 PC에 저장할 수 있도록 하였다 또한 열교환기의 풍압손실 측정을 위하여 U-Type 마노메터(Dwyer, 600 mmH2O)를 사용하였으며, 각 위치별 최소 측정값은 1 mmH2O이다.

a) midi LOGGER

b) 하이브리드 레코더

그림 24] 온도측정 레코더

[

3.

성능실험 결과

(1) 가스측 열전달성능 실험을 위하여 일정 급수량 (0.75 m3/hr)을 공급한 상태에서 배 - 33 -

기가스량의 변화에 따른 고온절탄기와 저온절탄기의 총괄열전달 계수를 산출하였다. 그 결과 [그림 27]과 같이 가스측 유량증가(Re수의 증가)에 따라 핀-튜브와 판형 모두 U(총 괄열전달계수)가 증가함을 보였다. 또한 동일한 온도/유량 조건에서 판형이 핀-튜브에 비 하여 월등한 전열 성능을 보였다.

(2) 물측 열전달성능 시험을 위하여 일정 배기가스량(650 Nm3/hr)을 공급한 상태에서 물측 유량의 변화에 따른 고온절탄기와 저온절탄기의 총괄열전달 계수를 산출하였다. [그 림 25와과 같이 물측 유량증가(Re수의 증가)에 따라 핀-튜브와 판형 모두 U(총괄열전달 계수)가 증가하였으며, 판형의 경우 물측 전열면이 핀-튜브에 비하여 크기 때문에 물측 유량 증가에 대한 전열성능이 우수하였다.

[

그림 25] 배기가스량에 따른 총괄열전달계수 (급수량 : 0.75 m3/h)

(3) 부하에 따른 열전달 성능 및 압력손실에 대한 데이터를 얻어 시제품 설계에 참고 하였다. [그림 25], [그림 26]은 고온절탄기(HX1, 핀-튜브), 저온절탄기(HX2, 판형)의 배 기가스량 및 급수량 변화에 따른 총괄열전달계수의 값을 보여주고 있다.

- 34 -

그림 26] 급수량에 따른 총괄열전달계수 (배가스량 : 650 Nm3/h)

[

- 35 -

열교환기 입구 배가스 생성량, 즉 보일러 열량은 250,000 kcal/h, 350,000 kcal/h, 450,000 kcal/h 등 세 단계의 변화, 그리고 물측 유량은 500 ℓ/h, 750 ℓ/h, 1000 ℓ/h 등 세 단계로 나누어 각 열교환기 별로 단독 실험을 수행하였다.

1800 1600

2

QW (kcal/m h）

1400 1200 1000 Heat Load 450,000kcal/h

800

Heat Load 350,000kcal/h Heat Load 250,000kcal/h

600 400 400

600

800

1000

Water Flow Rate (lit/h)

[

그림 27] 부하별 급수량 변화에 따른 HX1의 전열 성능(물측기준, Qw) 16

14

2

UO (kcal/m hC）

15

13

12 Heat Load 450,000kcal/h Heat Load 350,000kcal/h

11

Heat Load 250,000kcal/h 10 400

600

800

1000

Water Flow Rate (lit/h)

[

그림 28] 부하별 급수량 변화에 따른 HX1의 총괄전열계수(U ) O

- 36 -

6 Heat Load 450,000kcal/h

5

Heat Load 350,000kcal/h

ΔP(mmH 2 O）

Heat Load 250,000kcal/h 4

3

2

1

0 400

600

800

1000

Water Flow Rate (lit/h)

[

그림 29] 부하별 급수량 변화에 따른 HX1의 풍압손실 (ΔP)

[그림 27] ～ [그림 29]는 고온절탄기 HX1의 실험 결과로서 각 부하별 급수량 변화 에 따른 단위 전열면적당 전열성능(물측 기준, Qw) 및 총괄전열계수(Uo), 그리고 배기 가스측의 풍압손실(ΔP)을 나타낸 것이다. 그림에서 보는 바와 같이 HX1에서의 전열성능 및 총괄전열계수는 열부하가 높고, 급수량이 많을수록 높게 나타나고 있으며, ΔP 역시 부하가 높을수록 높게 나타나고 있지만, 2～4 mmH2O로 비교적 낮은 풍압손실을 보여주 고 있다. [그림 30] ～ [그림 32]는 저온절탄기 HX2의 실험 결과로서 각 부하별 급수량 변화 에 따른 단위면적당 전열성능(물측 기준, Qw) 및 총괄전열계수(Uo), 그리고 배기가스측 의 풍압손실(ΔP)을 나타낸 것이다. 그림에서 보는 바와 같이 HX2에서의 전열성능 및 총 괄전열계수는 HX1에서와 같이 열부하가 높고, 급수량이 많을수록 높게 나타나고 있다. Δ P는 급수량의 변화에는 거의 영향을 받지 않고 있으며, 역시 부하가 높을수록 크고, 대체 적으로 풍압손실이 큰 편이다.

- 37 -

3000 Heat Load 450,000kcal/h 2500

Heat Load 350,000kcal/h

QW (kcal/m2 h）

Heat Load 250,000kcal/h 2000

1500

1000

500 400

600

800

1000

Water Flow Rate (lit/h)

[

그림 30] 부하별 급수량 변화에 따른 HX2의 전열 성능(물측기준, Qw) 30

UO (kcal/m2 hC）

25

20

15

10 Heat Load 450,000kcal/h Heat Load 350,000kcal/h

5

Heat Load 250,000kcal/h 0 400

600

800

1000

Water Flow Rate (lit/h)

그림 31] 부하별 급수량 변화에 따른 HX2의 총괄전열계수(U )

[

O

- 38 -

180 160

ΔP(mmH 2 O）

140 120 100 80 60 Heat Load 450,000kcal/h Heat Load 350,000kcal/h Heat Load 250,000kcal/h

40 20 0 400

600

800

1000

Water Flow Rate (lit/h)

[

그림 32] 부하별 급수량 변화에 따른 HX2의 풍압손실 (ΔP)

- 39 -

제 2 절 0.5 t/h급 관군연소보일러용 배열회수 열교환기 1.

시제품 설계 및 제작

보일러 시스템(시제품)은 1차적으로 하이브리드 절탄기(고온절탄기, 저온절탄기)만을 채 택하여 시스템을 구성한 후 실험결과를 바탕으로 공기예열기를 선정하기로 하였다. [그림 33]의 시스템 요구조건에 따라 고온절탄기와 저온절탄기만을 1차 시제품으로 제작을 하 였다. 절탄기는 핀-튜브 열교환기와 판형열교환기를 전열 배분하여 하이브리드 절탄기를 제작하였다.

(1) 공기예열기가 있는 경우

(2) 공기예열기가 없는 경우 [

그림 33] 시스템 요구조건 - 40 -

표 5> 0.5 t/h급 배열회수 시스템 시제품 설계 조건

<

Type

고온절탄기

저온절탄기

Finned tube

Shell & Plate (Circular)

Fluid1

Fluid2

Fluid1

Fluid2

Flue Gas(LNG)

Water

Flue Gas(LNG)

Water

Heat load

20 kW (17.5 Mcal/hr)

20 kW (17.5 Mcal.hr)

Flow

600kg/hr

500 kg/hr

600kg/hr

500 kg/hr

Inlet

270℃(320℃)

90℃

55℃

Outlet

130℃(180℃)

55℃

Pdrop

20 ㎜H2O

2 mH2O

130℃(180℃) 80~60℃ (100~80℃) 130 ㎜H2O

Connector

440x330mm

25A

440x330mm

25A

Max. Pressure

3bar

10bar

3bar

10bar

20℃ 2 mH2O

설계조건은 - 물측 입구 온도 20℃, 출구온도는 90℃이상 - 가스측은 공기예열기가 있는 경우 (1) 가스측 입구 온도는 270℃, 출구온도는 80～60℃이하 (응축수 발생)와 공기예열기 가 없는 경우 (2) 가스측 입구 온도 320℃, 출구온도 100～80℃(응축수 발생) - 압력손실 조건은 총 150 ㎜H2O 이하로 조건으로 설계를 하였다.

그림 34] 시제품 Hybrid Economizer의 외형 도면

[

- 41 -

시제품은 배기가스를 하단에서 흡입하여 상단으로 토출하는 수직형 구조이며, 이는 보 일러 본체의 Compactness를 위하여 설계되었다. 수직형 구조의 단점은 응축수 생성이 어 려우며, 배기가스와 함께 응축수가 방출되는 단점이 있다. 이는 2차년도에 본체와의 협의 를 통하여 구조 개선이 필요한 상황이다. 핀 튜브 및 판형 모두 전열면은 SS316/304의 Stainless 재질로 제작하였으며, Case의 경우는 SS400으로 일반강으로 제작되었다. 시제품의 사이즈(WxHxL)는 620mm x 1500mm x 500mm 로 0.465㎥의 체적을 갖고 있다.

(a) 보일러본체

(b) 고온절탄기 [

2.

(c) 저온절탄기

그림 35] 시제품의 형태 (1차 보온후)

실험 시스템의 구성

본 실험은 차세대보일러 및 버너와 동시에 개발하는 2차 시제품인 하이브리드 열교환 기의 성능과 특성을 평가하기 위한 실험으로서, 보일러의 운전과 동시에 2종류의 열교환 기(핀형-HX1 및 판형-HX2)를 평가하였다. 실험 시스템은 차세대형 관군연소보일러(0.5 t/h) 및 버너, 그리고 열교환기 시제품으로 구성되어 있다. [그림 36]은 시스템 전체의 구성도이다. 차세대 보일러에서 발생한 연소배 기가스는 HX1 및 HX2의 열교환기를 거쳐 Stack으로 배출되며, 급수는 HX2와 HX1을 순차적으로 거쳐 보일러에 공급되도록 되어 있다. 이 시스템은 보일러의 부하에 맞추어 - 42 -

급수가 일정하게 공급된다.

[

3.

그림 36] 차 시제품 실험시스템 전체 구성도 2

실험 방법 및 조건

실험은 차세대보일러의 부하율을 변화시키면서 성능실험을 수행하였다. 즉 보일러 부하 율 100%, 80%, 60%, 40%, 25%의 5단계의 변화에 따라 열교환기 특성실험을 수행하였으 며, 각 부하별로 열교환기 내에서 급수의 흐름이 단절되지 않도록 보일러의 증발량에 비 례하여 연속급수가 되도록 조절하였다. 또한 각 위치별 온도 측정은 각 위치에 온도센서(T-type)를 설치하였으며, 센서의 신 호는 레코더(midi LOGGER)에 입력시켜서 측정하고, 이를 레코더에 표시 및 저장할 수 있도록 하였다 열교환기의 풍압손실(Pressure Drop, ΔP) 측정은 U-Type 마노메터(Dwyer, 600 mmH2O)를 사용하였으며, 최소 측정값은 1 mmH2O이다.

- 43 -

4.

성능실험 결과

[그림 37]은 보일러 부하율 변화에 따른 각 열교환기의 단위 전열면적당 전열성능(물측 기준, Qw)을 나타낸 것으로서, 보일러의 부하율이 증가할수록 전열성능이 우수함을 알 수 있다. 또한 [그림 40]은 HX1 및 HX2에서의 물측의 흡수열량 분포비율을 나타낸 것이 다. 보일러 부하율이 25% 부근에서는 HX1 및 HX2의 물측 흡수열량이 각각 50%정도로 그 비율이 비슷하지만, 부하율 40%이상 정격부하까지 HX1:HX2의 흡수열량 분포비율이 약 7:3의 비율로 나타나고 있다. [그림 39]는 보일러의 부하율 변동에 따라 각 열교환기에서 총괄전열계수(Uo, 물측기 준)나타낸 것이다. 그림에서 보는 바와 같이 대체적으로 보일러의 부하율이 증가할수록 Uo가 증가함을 알 수 있다.

6,000 HX1 HX2 열교환기 TOTAL

QW (kcal/m2 h）

5,000

4,000 3,000 2,000

1,000 0 0

20

40

60

80

100

120

보일러 부하율(%)

그림 37] 보일러 부하에 따른 열교환기 전열성능 물측기준 0.5t/h 관군연소 가스보일러의 부하 변동에 따른 하이브리드 절탄기의 열전달량(배기가 스로부터 회수한 열량)은 100% 부하 시 48.5 Mcal/h였으며, 각 부하에 따른 열전달량은 [표 6]과 같다. [

(Qw) (

- 44 -

)

표 6> 0.5 t/h 배열회수 열교환기 부하별 열회수량

<

Total Heat capacity 48.5 Mcal/h 41.8 Mcal/h 33.2 Mcal/h 24.9 Mcal/h 20.6 Mcal/h

Load 100% 80% 60% 40% 20%

HX1 Finned-Tube 35.5 Mcal/h 30.1 Mcal/h 24.2 Mcal/h 18.3 Mcal/h 15.1 Mcal/h

HX2 Plate type 13.0 Mcal/h 11.8 Mcal/h 9.1 Mcal/h 6.7 Mcal/h 5.6 Mcal/h

90

HX1

80

HX2

70 60 50 40 30 20 10 0 0

20

40

60

80

100

120

보일러 부하율(%)

그림 38] 보일러 부하에 따른 열교환기 열량 분포 비율

[

25

20

UO (kcal/m2 hC）

HX 열량분포비율 (%）

100

15

10 HX1

5

HX2 0 0

20

40

60

80

100

120

보일러 부하율(%)

[

그림 39] 보일러 부하에 따른 총괄전열계수 - 45 -

(Uo)

그림 은 각 열교환기에서 배기가스측의 풍압손실 Δ 을 보일러의 부하율 변동에 따 라 나타낸 것이다 그림에서 보는 바와 같이 보일러의 부하율이 증가할수록 Δ 가 크게 나타나고 있다 그림 은 보일러 부하율 에서 증기압력 변화에 따른 Δ 를 나타낸 것으로서 증 기압력 변화에 따른 풍압손실의 차이는 거의 없는 것을 알 수 있다 그림 는 배기가스중의 산소농도 변화에 따른 Δ 를 나타낸 것이다 보일러 부하율 에서는 배기가스의 체적에 비해 흐름의 단면적이 상대적으로 큼으로서 큰 차이는 보 이지 않고 있으나 부하율 에서는 산소농도가 증가할수록 배기가스의 체적이 커짐으 로 인해 상대적으로 Δ 가 크게 나타나고 있다 [

40]

( P)

.

P

.

[

41]

100%

P

.

[

42]

P

.

50%

,

,

100%

P

.

ΔP (mmH 2 O）

160 140

HX1

120

HX2

100 80 60 40 20 0 0

20

40

60

80

100

120

보일러 부하율 (%)

[

그림 40] 보일러 부하에 따른 열교환기 풍압손실 Δ (

- 46 -

P)

180 160

ΔP (mmH 2 O）

140 120 100

HX1

80

HX2

60 40 20 0 3.0

4.0

5.0

6.0

7.0

8.0

보일러 증기압 (kgf)

[

그림 41] 보일러 증기압 변화에 따른 열교환기 풍압손실 Δ 보일러 부하율 (

(

P)

100%)

180 160

ΔP (mH2 O）

140 120 HX2(부하율100%) HX2(부하율50%) HX1(부하율100%) HX1(부하율50%)

100 80 60 40 20 0 2

3

4

5

6

배가스 중의 산소농도 (O2 Vol.%)

[

그림 42] 보일러 부하별 배기가스 중의 산소농도 변화에 따른 열교환기 풍압손실 Δ (

- 47 -

P)

7

5.

열교환기의 유효성(effectiveness)

열교환기의 유효성 향상은 시스템 성능향상을 위한 중요한 기술적 요소이다. 이러한 유 효성(effectiveness)은 식(3-12)와 같이 표현할 수 있다.     ∈          ∈               m in ∈   ∈     m in ∈  ∈   m ax  

(3-12)

̇

( m Cp) h > ( m Cp) c , ( m Cp) min = ( m Cp) c , ( m Cp) max = ( m Cp) h ̇

( m Cp) h < ( m Cp) c , ( m Cp) min = ( m Cp) h , ( m Cp) max = ( m Cp) c

̇

Δ

̇

Δ

여기서, Q max 는 고온유체와 저온유체가 열교환 할 수 있는 최대 열량이며, 질량유량 ( m)과 정압비열( Cp)의 곱이 작은 유체의 질량유량과 정압비열의 곱의 값 ( m Cp) min 과 고온유체의 입구온도( Th in ), 저온유체의 입구온도( Tc in )의 차를 곱한 값으로 나타낼 수 있다. 또한 Q real 은 실제 열교환량이며, 유체의 질량유량과 정압비열 그리고 입․출 구 온도차의 곱으로 나타낼 수 있다. [그림 43]은 시제품인 고온절탄기(핀-튜브 열교환기)의 유효성과 저온절탄기(판형열교 환기)의 유효성을 비교한 결과이다. 동일 전열면적, 최대 열량에서 그 의미가 있으며, 100% 부하시의 유효성은 각 각 0.68, 0.55로 대략 25% 차이를 보인다. 열교환기의 유효성을 높이는 방법은 (1) 열평형 선도에서 고온유체의 입구온도와 저온유체의 출구온도의 차 ( T 1 )와 저온유체의 입구온도와 고온유체의 출구온도의 차( T 2)를 줄인다.

(2) ( m Cp) max 의 질량유량( m)을 줄인다. 와 같다.

- 48 -

[

그림 43] 부하량에 따른 하이브리드 절탄기와 핀-튜브 열교환기의 유효성 비교

- 49 -

3.

공기예열기를 포함한 0.5 t/h급 관군연소 가스보일러용 배열회수 시스템

0.5t/h급 관군연소보일러용 핀형 및 판형 절탄기 시제품 개발에 이어서 0.5t/h급 관군연 소보일러용 공기예열기를 장착하여 성능 시험을 수행하였다. 본 실험은 보일러 배열회수 시스템을 보일러 후단에 공기예열기, ECO1(고온절탄기 핀 형), ECO2(저온절탄기 판형)의 순서로 배열하여 실험을 수행 하였다. [그림 44]은 공기 예열기를 장착한 0.5t/h급 관군연소보일러 시스템 전경이다.

그림 44] 공기에열기를 장착한 급 관군연소보일러 시스템

[

0.5t/ h

- 50 -

<표 7>은 공기예열기를 장착한 0.5t/h급 관군연소보일러 성능시험 측정결과이며, 그 림 ～ 그림 은 부하별 공기예열기를 장착한 급 관군연소보일러용 열교환기 성 능시험 값이다 [

45]

[

47]

0.5t/h

.

표 7> 급 관군연소보일러용 열교환기의 성능실험 측정 결과 보일러 부하율 보일러 운전압력 입구 입구 배기가스온도 ℃ 입구 출구 입구 급수온도 ℃ 입구 출구 응축수 연소공기온도 ℃ 외기 <

0.5t/ h

(%)

30

40

60

80

100

(kg/cm )

7.5

7.5

7.5

7.5

7.5

A/H

168.2

185.1

214.1

251.8

283.6

ECO1

64.1

69.9

90.9

138.5

176.7

ECO2

56.6

58.6

62.8

68.5

75.8

ECO2

50.4

52.6

55.6

59.4

56.2

ECO2

13.7

14.3

14.3

14.3

14.1

ECO1

29.2

28.8

25.7

24.4

26.4

ECO1

52.9

51.7

49.8

48.7

51.0

3.7

4.3

4.5

3.5

2.0

13.0

16.2

17.6

17.0

18.5

O2(%)

5.4

5.1

4.1

3.1

2.2

CO(ppm)

314

141

86

102

433

A/H

14

26

52

90

124

ECO1

9

16

36

60

86

ECO2

9

16

36

58

82

ECO2

0

0

0

0

0

2

(

(

)

)

(kg/h)

(

배가스성분 풍압 ㎜ (

H2O)

)

입구 입구 입구 출구

- 51 -

1.20 0.5ton 관군연소

1.10

EBR

1.00

0.90

0.80

0.70 30

40

60

80

100

보일러 부하율(%)

그림 45]

[

0.

5t/ h

급 열교환기의 보일러 부하별

T otal

Energy

B alance

20,000 18,000

ECO1

16,000

ECO2 A/H

Qa(kcal/h)

14,000 12,000 10,000 8,000 6,000 4,000 2,000 0 30

40

60

80

100

보일러 부하율(%)

[

그림 46] 보일러 부하별 각 열교환기의 전열성능

- 52 -

(0.5

t/ h

급

)

90 A/H

80

ECO1 △P(mmAq）

70

ECO2

60 50 40 30 20 10 0 30

40

60

80

100

보일러 부하율(%)

그림 47] 보일러 부하별 각 열교환기의 풍압손실

[

- 53 -

(0.5

t/ h

급

)

제 3 절 Dimple 금형을 이용한 판형열교환기 개발 1. Dimple

금형 설계 및 모델링

화석연료를 연소시켜 발생되는 열을 이용하는 보일러 시스템은 고온의 배기가스를 방 출하게 된다. 이때 방출되는 배기가스의 열을 효율적으로 회수하기 위한 장치를 배열회수 장치라 한다. 보일러 후단에 이러한 배열회수 장치를 설치할 경우 송풍저항이 발생하게 되며, 이는 보일러의 노 내 압력 상승과 송풍기의 풍압 상승을 야기 시킨다. 따라서 보일 러 시스템의 배열회수 장치는 열효율과 함께 유체 저항을 고려하여 설계되어야 한다. 일 반적으로 판형열교환기는 핀-튜브 열교환기에 비하여 전열 성능이 우수하고 컴팩트한 장 점이 있다. 반면, 유체 저항은 핀-튜브 열교환기 대비 다소 큰 것으로 알려져 있다.

[

그림 48] Chevron Type 판형열교환기

- 54 -

그림 49]

[

Dimple type

판형열교환기

본 연구에서는 열 회수율을 높이기 위하여 공기예열기와 저온 절탄기를 판형열교환기 로 적용하였다. 그러나 1차년도 실험 결과 [그림48]과 같은Chevron 형태의 판형열교환기 는 핀-튜브 열교환기와 비교하였을 경우 전열 성능은 우수하나 송풍 저항이 다소 높음을 확인 할 수 있었다. 이러한 판형열교환기의 단점을 보안하기 위하여 판형 열판의 형태를 유체의 저항이 적은 [그림 49]와 같은 Dimple 타입의 열판을 사용하기 위한 검토 및 설 계를 수행 하였다. [그림 50]과 같이 열판을 설계한 후 [그림 51]과 같이 3D 설계 프로그 램을 사용하여 열판 및 금형을 모델링하였다.

그림 50] CAD 프로그램을 이용한 열판 설계도면

[

- 55 -

[

그림 51] 3D 설계 프로그램을 이용한 열판 및 금형 모델링

공기예열기는 고온의 배기가스의 열을 이용 상온의 공기 온도를 높이는 열교환이 수행 이 된다. 열교환기 채널(Channel) 내에서 두 유체는 온도차이 만큼 그 체적의 차이 즉, 유속이 다르기 때문에 채널 내 저항이 서로 다르게 된다. 이러한 이유로 온도 및 체적 차 이가 큰 유체의 열전달을 수행하는 열교환기를 제작 할 때는 유로 단면적을 고온채널과 저온채널로 구분하여 설계를 수행을 하여야 한다. 고온채널과 저온채널의 유로 단면적을 다르게 하는 방법으로는 (1) 열판의 골 깊이 (Pressure gap)를 저온채널 보다 고온채널을 높게 하는 방법과 (2) 직교류(Cross flow)의 경우 판형열교환기의 종횡비를 달리하여 유로 단면적을 고온채널 쪽을 넓게 하는 열전달 면 길이(Thermal Length)의 차이를 주는 방법이 있다. [그림 52]는 고온채널과 저온채널의 높이는 5mm로 동일하고, 열판의 종횡비를 8:5로 고온채널이 저온채널보다 유로 단면적이 넓도록 설계를 하였다. [그림 52]의 열판은 직교 류(Cross flow) 열판이며, 열판을 쌓아 올리면 길이가 넓은 방향으로 고온의 배기가스가 흐르는 채널이 형성이 되고, 길이가 짧은 방향으로 상온의 공기가 흐르는 채널이 형성 된 다.

- 56 -

그림 52] Dimple type 열판 도면

[

2. Dimple

금형 제작

열교환기 금형 설계를 위하여 우선적으로 제품(열판) 설계가 수행되어야 한다. 판형열 교환기 열판 설계는 열교환기의 사용범위, 프레스와 같은 제작 설비가 고려되어야 한다. 본 연구과제의 열교환기는 5.0 t/h급 노통연관 보일러용 공기예열기, 체적유량 6,000 Nm3/hr까지 적용이 가능하여야 한다. 채널 내의 유체 속도는 최대 15 m/s가 초과하지 않는 범위에서 압력손실이 30 ㎜H2O 이하로 설계가 될 수 있도록 하였다. 또한, 최소 체 적 유량부터 최대 체적유량까지 사용이 가능하도록 열교환기 채널 형성 및 직렬/병렬 연 결 등을 고려하여 제품 설계를 수행 하여야 한다. 열교환기의 열판제작 설비는 본 주관기관이 보유하고 있는 [그림 53]의 800 ton급 유압 프레스를 사용할 예정이다. 판형열교환기의 경우 열판을 생산하는 프레스 설비의 정밀도 에 따라 제품의 질 및 생산성에 큰 차이가 난다. 본 설비는 5/100 mm의 정밀도를 갖는 제품을 생산하는 정밀금형용 유압 프레스 장치이다.

- 57 -

[

그림 53] 장한기술(주) 보유 800 Ton급 유압프레스

본 연구에서는 밀도가 작은 유체의 열전달을 위하여 딤플(Dimple)형상의 패턴을 채택 하였다. 딤플형상은 유체가 흐르는 유로의 수력직경을 크게 할 수 있어 압력손실을 감소 시킬 수 있다. 딤플의 형상은 양각 15행 9열로 135개, 음각 14행 8열로 112개의 18mm 원 형으로 제작하였다. 골 깊이를 2.5mm로 하여 채널 높이가 5mm가 되도록 7mm 깊이로 딤플을 형성하였다. 열판 크기는 450mm x 300mm이며, 유효 전열 크기는 390mm x 240mm로 0.095m2의 전열면적을 갖도록 하였다. <표 8>은 딤플 열판의 형상 및 재원을 나타내고 있다.

- 58 -

표 8> Dimple 열판의 형상

<

Description Width of Heat transfer Plate Height of Heat transfer Plate Out-diameter of Dimple In-diameter of Dimple Numbers of Dimple Pressure gap Thickness of Plate Size of Plate (Width x Height) Material of Plate

Value 390 240 18 7 247 2.5 0.8 450 x 300 SUS 316L

Unit mm mm mm mm EA mm mm mm x mm

그림 54] 용접용 Dimple type 열판 형상

[

판형열교환기의 열판을 제작하기 위한 금형은 열교환기의 패턴을 제작하는 포밍 (Forming) 금형과 열판의 외각의 형태를 제작하는 드로잉(Drawing) 금형으로 구분될 수 있다. 포밍 금형은 열판의 정밀도에 따라 그 성능이 달라지며 본 연구에서 제작한 금형은 제품이 5/100 mm의 정밀도를 갖도록 제작되었다. 드로잉 금형은 가스켓 타입으로 사용 이 가능하도록 나사 조임 구멍을 내는 피어싱(Piercing) 다이와 외각 형상을 만드는 트리 밍(Trimming) 다이로 구성되어 있다. [그림 55]은 하부의 포밍 금형과 상부의 드로잉 금형을 보여주고 있다. [그림 56]은 금형의 내부 사진이다.

- 59 -

[

그림 55] 딤플 열판용 드로잉 금형(상부)과 포밍 금형(하부)

[

그림 56] 포밍 금형(좌) 내부, 드로잉 금형 내부(우)

- 60 -

제 4 절 1.0 t/h급 관군연소보일러용 배열회수 열교환기 1. 1.0 t/h

급 관군연소보일러용 시제품 열교환기 설계제작

공기예열기, 저온절탄기, 고온절탄기로 구성된 고효율 배열회수 시스템은 [그림 57]과 같이 구성되어 있다. 보일로 본체에서 발생된 배기가스의 배열을 이용 송풍 공기의 온도 를 높이고, 보일러수의 온도를 높이는 역할을 한다. 고효율 배열회수 시스템은 배기가스에 포함된 수증기를 응축, 잠열을 회수하여 보일러 시스템의 효율을 극대화하는 장치이다. 응축수의 잠열을 회수하기 위하여 배기가스 출구 온도는 100℃이하로 낮춰져야 하며 이러한 응축잠열을 활용을 하기 이해서 열효율이 높 은 판형열교환기를 저온 절탄기로 사용을 하게 된다.

1차년도의 실험 결과 (1) 공기예열기는 열전달량이 너무 많아서 공기의 온도를 과다하 게 높이는 경향을 보였으며, (2) 고온절탄기인 핀-튜브 열교환기의 경우 과다한 전열면적 확보로 체적상승을 가져 왔으며, (3) 저온절탄기인 판형열교환기는 전열성능은 우수하나 압력손실이 높은 점에 대한 개선이 필요하였다.

[

그림 57] 1.0 t/h급 관군연소보일러의 배열회수 시스템 - 61 -

표 9> 1.0 t/h급 관군연소보일러 시스템 요구 조건

<

Description Outlet Temperature of Boiler Outlet Temperature of HX Pressure-drop Temperature of Pre-heating Air

Value 320 100 이하 200 이하 △50

Unit ℃ ℃ ㎜H2O ℃

열교환기 설계를 위한 1.0 t/h급 관군연소보일러 시스템의 요구 조건은 [표 9]와 같이 보일러 본체 출구 온도를 320℃, 배열회수 열교환기를 지난 배기가스의 출구 온도는 응축 이 발생하는 영역인 100℃이하, 공기예열기와 저온/고온 절탄기의 압력손실의 합이 200 ㎜H2O이하, 공기예열기 측의 예열 공기 온도는 △50℃로 주워졌다. 배열회수 시스템 측면에서는 보일러 출구 온도가 주워지는 경우 보일러의 종류(관군연 소/노통연관)에 따라 차이는 없다. 따라서 <표 9>의 요구조건을 2차년도 열교환기 설계 를 위한 기본 자료로 활용을 하였다. 가. 공기예열기 설계 및 제작

열교환기란 유체의 열을 다른 유체로 열을 전달하는 장치로 가열, 냉각 및 콘덴싱 등의 기능을 수행하는 설비를 지칭하며 공기예열기는 배기가스의 열을 회수하여 공기를 예열 하는 장치를 말한다. 일반적으로 보일러의 공기예열기는 이중관형 열교환기 방식을 보편 적으로 사용하고 있다. 가스보일러의 경우 배기가스의 온도는 250～350℃에 이르며, 공기의 온도는 20~40℃의 상온의 공기가 유입된다. 공기예열기의 경우 고온 측의 배기가스와 저온 측의 공기의 비열 및 열전달계수가 유 사하여 고온 측과 저온 측 열판형상을 동일하게 설계하여 전열면적을 확보할 필요가 있 다. 그러나 보일러 시스템에서 고온 측과 저온 측의 체적유량 차이가 나기 때문에 채널의 단면적은 달리하여야 한다.

- 62 -

표 10>1.0 t/h급 관군연소보일러용 공기예열기의 설계 조건

<

Description

Inlet Temperature Outlet Temperature Velocity of Flue gas Pressure-drop Inlet Temperature Outlet Temperature Velocity Pressure-drop Heat Load

Value Flue gas Side 320 250 10 ~ 15 30 이하 Air Side 20 70 10 ~ 15 30 이하 14,000

Unit

℃ ℃ m/s ㎜H2O ℃ ℃ m/s ㎜H2O kcal/hr

표 11>1.0 t/h급 관군연소보일러용 공기예열기 제원

<

Description

Value Dimple Plate type Heat Transfer Area of Plate 0.095 Height of Gas side Spacer 10 Height of Gas side Air 10 Number of Plates 20 Volume of HX Core 0.0427 Total Heat Transfer Area 1.9 Material of Plate SUS316L Material of Case SS400

Unit m2 mm mm EA m3 m2

1.0 t/h급 관군연소 가스보일러용의 공기예열기 설계조건은 <표 10>과 같다. 보일러 본 체 출구 온도는 320℃이며, 송풍공기의 온도차를 50℃전후, 배기가스 측과 공기 측 모두 30 ㎜H2O 이하의 압력손실로 제품 설계를 진행하였다. 제품 설계 결과는 <표 11>과 같 이 총 전열면적 1.8 m3이 필요하여 열판 20장이 선정되었다. 압력손실 조건을 만족하기 위하여 열판 사이에 10mm 스페이서(Spacer)를 삽입하여 채널의 단면적을 키웠다. [그림 58]은 <표 8>의 Dimple 열판을 이용하여 <표 11>과 같이 제작한 열교환기 코어 사진이다.

- 63 -

[

그림 58] 공기예열기 열교환기 코어

나. 고온절탄기 설계 및 제작

절탄기는 배기가스의 배열을 회수하여 급수 온도를 높이는 배열회수 열교환기이다. 고 온의 배기가스는 저온의 급수보다 비열 및 열전달계수가 불리하기 때문에 더 많은 전열 면적을 필요로 한다. 전열면적은 저온(급수) 측보다 고온(배기가스) 측이 커야하기 때문에 고온 측이 전열길 이가 길어야 한다. 또한 현열 회수 구간과 잠열 회수 구간을 분리하여 설계하기 위하여 열교환기를 2개로 분리하거나 일체형으로 제작 시에는 이를 고려해야 한다. <표 12>는 1.0 t/h급 관군연소보일러용 고온절탄기의 설계 조건이다. 표 12> 1.0 t/h급 관군연소보일러용 고온절탄기의 설계 조건

<

Description

Inlet Temperature Outlet Temperature Velocity of Flue gas Pressure-drop Inlet Temperature Outlet Temperature Pressure-drop Heat Load

Value Flue gas Side 250 120 10 ~ 15 30 이하 Water Side 60 90 이상 1 이하 30,000 - 64 -

Unit

℃ ℃ m/s ㎜H2O ℃ ℃ mH2O kcal/hr

표 13> 1.0 t/h급 관군연소보일러용 고온절탄기의 제원

<

Description Value Finned - Tube type Out Diameter of Tube 21.7 Thickness of Tube 2.8 Number of Tubes 44 Length of Tube 345 Thickness of Fin 0.8 Height of Fin 11 Pitch of Fin 7 Volume of HX Core 0.072 Total Heat Transfer Area 11.09 Material of Fin SUS304 Material of Tube SUS304

Unit mm mm EA mm mm mm N / inch m32 m

배기가스 전열면의 유로단면적을 축소하여 열전달 성능을 향상하기 위하여 Tube Pitch 를 기존 열교환기 설계치 대비 5 mm를 좁혀 45mm로 설계 하였다. Tube Pitch가 좁아 질 경우 Pressure drop은 증가하지만 핀-튜브 열교환기의 경우 압력손실의 여유가 있기 때문에 큰 영향은 없다. 열전달 성능을 높이기 위하여 핀-튜브의 배열은 삼각배열을 사 용하였다. 기존 핀-튜브 열교환기의 경우 물측 열전달 성능을 고려하지 않고 제작되어 온 점을 고려, 물측 유속을 적정범위 (1～1.2 m/s)에 도달하도록 2 Pass를 구성하였다.

[

그림 59] 1.0 t/h급 관군연소보일러용 고온절탄기 설계도면 - 65 -

마. 저온절탄기 설계 및 제작

1차년도 실험용 판형열교환기는 가스 측과 물 측 체적차이로 인한 유로 저항을 고려하 지 않은 상용제품이었다. 따라서 배기가스 측의 압력손실이 과다하게 걸리며, 이를 해결 하기 위하여 필요하지 않게 체적이 커지는 설계가 이뤄진다. 2차년도에는 가스 측 채널의 단면적을 크게 하기 위하여 열판 팩(Pack) 사이에 스페이서를 넣어 열교환기를 설계제작 하였다. 이 열교환기를 1차 테스트용 시제품이라 명하였다. 열교환기 코어 제작은 브레이 징(Brazing) 기술을 이용하여 열판 팩과 스페이서를 용접하였다. 그러나 실험 도중 사용 압력 12 bar이상에서 브레이징 접합부에서 누설이 발생하는 문제점을 발견하여 2차 테스 트용 시제품을 제작하였다. 2차 테스트용 시제품은 열교환기 측 채널의 골 깊이가 큰 딤 플열판을 사용하여 시제품을 제작하였다. 표 14> 1.0 t/h급 관군연소보일러용 저온절탄기의 설계 조건

<

Description

Inlet Temperature Outlet Temperature Velocity of Flue gas Pressure-drop Inlet Temperature Outlet Temperature Pressure-drop Heat Load

Value Flue gas Side 120 70 10 ~ 15 30 이하 Water Side 20 60 1 이하 30,000

- 66 -

Unit

℃ ℃ m/s ㎜H2O ℃ ℃ mH2O kcal/hr

(1) 1차 테스트용 저온절탄기 설계 및 제작 1차 테스트용 1.0 t/h 관군연소보일러용 저온절탄기는 <표 14>의 설계 조건을 기본으 로 쉐브론(Chevron) 타입 열판을 이용하여 열교환기를 제작하였다. 저온절탄기는 응축수 가 발생함으로 재질은 SUS316L을 사용하엿다. 케이스는 응축수 회수가 용의한 구조로 설계를 하였다. <표 15>는 1차 테스트용 저온절탄기의 제원을 나타내고 있다. 표 15> 1차 테스트용 저온절탄기의 제원

<

Description Value Overlong type (Chevron Plate) Heat Transfer Area of Plate 0.183 Height of Gas side Spacer 5 Pressure Depth 2.7 Number of Plates 32 Volume of HX Core 0.03 Total Heat Transfer Area 5.856 Material of Plate SUS316L Material of Case SUS304

Unit m2 mm mm EA m3 m2

1차 테스트용 저온절탄기는 열판 팩 사이에 스페이서를 두기 때문에 열판과 열판사이 를 브레이징하여 내압에 견디도록 제작되어 있다. 일반적으로 판형열교환기는 열판과 열 판이 서로 등을 맞대고 있으며, 상/하부 프레임(Frame)에 의하여 고정이 되어 내압에 견 디게 된다. [그림 60]의 열교환기 코어는 수압 10bar test를 완료하여 설치되었다.

- 67 -

[

그림 60] 브레이징전 열교환기 팩(좌), 브레이징 후 열교환기 코어

[

그림 61] 응축수 회수를 위한 케이스

표 16> 2차 테스트용 저온절탄기의 제원

<

Description

Value Dimple plate type Heat Transfer Area of Plate 0.095 Pressure Depth 2.5 Number of Plates 52 Volume of HX Core 0.04 Total Heat Transfer Area 4.94 Material of Plate SUS316L Material of Case SUS304 - 68 -

Unit m2 mm EA m3 m2

(2) 2차 테스트용 저온절탄기 설계 및 제작 2차 테스트용 1.0 t/h 관군연소보일러용 저온절탄기는 1차 테스트용 저온절탄기가 운전 중 브레이징된 열교환기 코어 부분에서 누설이 발생되어 재 제작되었다. <표 14>의 설계 조건을 기본으로 딤플타입 열판을 이용하여 열교환기를 제작하였다. 저온절탄기는 응축수가 발생함으로 재질은 SUS316L을 사용하엿다. 케이스는 응축수 회 수가 용의한 구조로 설계를 하였다. <표 16>는 2차 테스트용 저온절탄기의 제원을 나타 내고 있다. 총 52장의 딤플 열판을 사용하였으며, 대항류(Counter flow)를 만들기 위하여 물측 헤더를 [그림 62]와 같이 배기가스 흐름의 반대로 구성하였다.

[

그림 62] 2차 테스트용 저온 절탄기

- 69 -

2. 1.0 t/h

급 관군연소용 보일러 시제품 열교환기 실험결과

가. 배열회수 시스템 시제품 구성

배열회수장치는 보일러 출구 측부터 공기예열기, 하이브리드절탄기(고온절탄기, 저온절 탄기) 순으로 배기가스 흐름방향으로 설치되어 있다. [그림 63]과 [그림 64]는 각각 열교 환기를 수평 배치한 전경과 수직 배치한 사진이다.

그림 63] 배열회수 시스템의 수평 배치 전경

[

[

그림 64] 배열회수장치 수직 배치 전경 - 70 -

[

그림 65]

[

급 관군연소보일러 배치 도면

1.0 t/h

그림 66] 1.0 t/h급 관군연소보일러 사진

1.0 t/h급 관군연소보일러의 배열회수 시스템은 공기예열기 바이페스(bypass)를 만들어 송풍 온도 조절이 가능하며, 고온절탄기를 수직 배치를 함으로써 설치공간을 줄였으며, - 71 -

̇ ̇

̇

Δ

후단의 저온절탄기를 수평배치를 하여 응축수 회수가 용이하도록 배치하였다. [그림 66] 는 1.0 t/h급 관군연소보일러의 배열회수 시스템 전체 도면이며, [그림 66]은 케이싱 작업 전의 보일러 시스템 사진이다. 나. 배열회수 시스템 시제품 실험 결과

(1) 열교환기 성능 평가 기준 열교환기는 고온유체와 저온유체의 열교환을 위한 장치이다. 따라서 고/저온측의 열량 을 산출하기 위하여 열교환기 형상에 따른 열전달량을 계산하여야 한다. 이때의 열량은 식(4-1), (4-2)를 이용하거나 식(4-3)을 이용하여 계산할 수 있다.

Q = mCpdT Q = m( H 2 - H 1) Q = U․A․ LMTD ' T 'in ) LMTD = ( T in - T(outT)-(-TTout' ) ln ( T in - Tout ' ) out in

(4-1) (4-2) (4-3) (4-4)

여기서 H 1, H 2는 엔탈피이고, LMTD는 대수평균 온도차이며 식(4-4)로 계산할 수 있 다. 열평형 상태에서 열량은 유량과 온도차, 유체의 비열을 사용하여 계산한다. 그리고 대수평균 온도차(LMTD)와 전열면적, 총괄열전달계수를 사용하여 결정할 수 있다. 배기가스 측 방출열량과 절탄기 및 공기예열기에서의 흡수열량 등은 식(4-1)로 산출 한다. 여기서 Q 는 각 장치에서의 산출하고자는 열량(kcal/h), C p는 평균 정압비열 (kcal/kg℃), m 은 유체의 흐름량(kg/h), dT는 각 장치의 입구 및 출구의 온도차(℃)이 다. 총괄 전열계수의 산출은 열교환기의 설계에 있어서 가장 중요한 인자로서 다음의 식으 로 산출한다.

Qo U o = A o⋅ tm

- 72 -

(4-5)

Δ

여기에서, U o 는 총괄 전열계수(kcal/m2h℃), A o는 전열면적(m2), tm은 대수평균온도 차(℃)이다.

(2) 실험 방법 및 조건 본 실험은 1t/h 차세대 관군연소 부하율을 변화시키면서 성능실험을 수행하였다. 보일 러 부하율 100%, 80%, 60%, 40%, 25%의 5단계의 변화에 따라 열교환기 특성실험을 수 행하였으며, 각 부하별로 열교환기 내에서 급수의 흐름이 단절되지 않도록 보일러의 증발 량에 비례하여 연속급수가 되도록 조절하였다. 또한 각 위치별 온도 및 풍압손실 측정은 각 위치에 온도센서(K, T-type)를 설치하였 으며, 센서의 신호는 레코더(midi LOGGER)에 입력시켜서 측정하고, 이를 레코더에 표시 및 저장할 수 있도록 하였다. 열교환기의 풍압손실 측정을 위하여 기존제품 실험 시와 동 일한 U-Type 마노메터(Dwyer, 600㎜H2O)를 사용하였으며, 각 위치별 최소 측정값은 1 ㎜H2O이다. 관군연소 열교환기 실험에서는 TEST 1 및 TEST 2를 수평으로 설치한 상태에서, 저 온절탄기(ECO2)의 형식을 Overlong Type(TEST 1)과 Dimple Type(TEST 2)에 대하여 비교 실험을 수행하였으며, TEST 3은 관군연소보일러시스템을 에너지(연)으로 이동하여 고온절탄기(ECO1)를 수직으로 설치하여 실험을 실시하였다.

(3) 성능시험 결과 (가) 관군연소 열교환기 실험(TEST 1) 1t/h 차세대 관군연소보일러의 TEST 1의 부하별 성능실험 측정 결과이다. 전 부하에 서 비교적 양호한 연소조건에서 실험을 수행하였다. 그 결과 <표 17>과 같은 데이터를 얻었다. 보일러 부하별 EBR(Energy Balance Ratio)는 [그림 67]과 같으며, 전 부하에서 0.8이상 의 수치를 나타내고 있다. EBR은 열교환기 전체(A/H+ECO1+ECO2)의 합산 값을 나타내 고 있다. 보일러 부하별 배열회수 열교환기의 열교환량은 [그림 69]와 같다. 열교환기 설계 용량 보다 10~20% 높은 전열성능을 보였다. 전열량은 공기예열기는 공기측 기준, 고온/저온 절탄기는 물측 열전달량 기준으로 작성되었다.

- 73 -

표 17>

<

1t/h

차세대 관군연소보일러의 성능실험 측정 결과

보일러 부하율(%) 보일러 운전압력(kg/cm2) A/H입구 ECO1입구 배기가스온도(℃) ECO2입구 ECO2출구 ECO2입구 급수온도(℃) ECO1입구 ECO1출구 응축수(kg/h) 외기 연소공기온도(℃) A/H출구 O2(%) 배가스성분 CO(ppm) NOx(ppm) A/H입구 ECO1입구 풍압(㎜H2O) ECO2입구 ECO2출구

20 7.3 225.9 177.7 74.0 54.3 28.1 54.5 82.1 10.2 29.7 82.0 4.4 89.3 30.0 14 9 3 1

- 74 -

40 7.4 259.9 203.1 82.2 56.9 26.9 54.7 88.0 13.6 28.9 82.6 5.8 99.8 24.0 27 22 14 0

60 7.3 305.4 237.4 99.2 54.8 27.1 56.2 95.5 21.4 33.3 93.5 3.9 92.3 33.3 54 43 27 0

(TEST 1)

80 7.5 355.3 274.4 116.0 56.1 27.2 56.9 102.9 26.1 34.2 101.2 4.0 66.4 35.4 93 77 57 0

100 7.2 382.5 298.0 130.5 55.6 27.3 57.5 105.7 28.5 34.7 106.6 3.2 120.9 38.9 134 105 73 0

1.00 0.95

Test1 (관군연소)

EBR

0.90 0.85 0.80 0.75 0.70 20

그림 67]

[

40

TEST 1

60 보일러 부하율(%)

열교환기의

80

100

Total Energy Balance

30

응축수(Kg/h）

25

Test1 (관군연소)

20 15 10 5 0 20

40

[

60 보일러 부하율(%)

80

그림 68] TEST1의 부하별 응축수량

- 75 -

100

60,000 ECO1 ECO2 A/H

50,000

Qa (kcal/h）

40,000 30,000 20,000 10,000 0 20

40

60 보일러 부하율(%)

80

그림 69] 보일러 부하별 각 열교환기의 전열성능

[

100 (TEST 1)

[그림 70]은 각 열교환기별 총괄전열계수를 나타낸 것으로서, 고온 절탄기의 총괄열전 달 계수는 1차년도 최고 25kcal/m2h℃보다 5배 이상 높아진 값이다. [그림 71]은 각 열교 환기별 풍압손실을 나타낸 것으로서, 부하가 높을수록 압력손실이 크게 나타나고 있음을 알 수 있으며, ECO1과 A/H의 풍압손실은 양호하지만 ECO2에서의 풍압손실이 상대적으 로 크게 나타나고 있음을 알 수 있다. 1차년도의 경우 100% 부하 시 ECO2의 경우 180 ㎜H2O 였다. 이는 50%이상 압력손실이 줄어든 결과이다.

- 76 -

140

총괄전열계수(U0）

120

ECO1 ECO2 A/H

100 80 60 40 20 0 20

[

40

60 보일러 부하율(%)

80

그림 70] 각 열교환기별 총괄전열계수

100

(TEST 1)

80 A/H ECO1 ECO2

70

ΔP(mmAq）

60 50 40 30 20 10 0 20

40

60

80

보일러 부하율(%)

[

그림 71] 각 열교환기별 풍압손실

- 77 -

(TEST 1)

100

120

ΔP(mmAq）

100 80 A/H ECO1 ECO2

60 40 20 0 2

3

4

5

배기가스 O2(%)

[

그림 72]

O2

변화별 압력손실 (TEST1)

60

응축수(Kg/h）

50

Test1 (관군연소)

40 30 20 10 0 2.0

[

3.0 4.0 배기가스 O2(%)

그림 73]

O2

4.5

변화별 응축수량 (TEST 1)

[그림 72]는 공기량 변화에 따란 열교환기의 압력손실을 나타내고 있으며, 공기량 증가 에 따른 배기가스의 체적유량 증가로 인한 저항이 커지고 있음을 보여주고 있다. 응축수 량은 [그림 73]과 같이 공기량이 많아짐에 따라 배기가스 출구온도가 떨어지기 때문에 회 - 78 -

수량이 줄어들고 있다. [그림 74]와 [그림75]는 보일러 압력 변화에 따른 열교환기의 압력 손실 및 응축수량을 보여주고 있다. 보일러의 압력은 열교환기의 압력손실에 큰 영향을 미치지 않음을 확인할 수 있었다.

140 120

ΔP(mmAq）

100 80

A/H ECO1 ECO2

60 40 20 0 4

5

6

8

보일러 압력(Kgf)

[

그림 74] 보일러 압력 변화에 따른 압력손실 (TEST 1)

60

응축수(Kg/h）

50

Test1 (관군연소)

40 30 20 10 0 4.1

[

5.1 6.1 보일러 압력(Kgf)

7.5

그림 75] 보일러 압력에 따른 응축수 회수량 (TEST 1) - 79 -

(나) 관군연소 열교환기 실험(TEST 2) 1t/h 차세대 관군연소보일러의 TEST 2의 부하별 성능실험 측정 결과이다. 저온절탄기 를 딤플타입 판형열교환기로 교체 후 실험한 결과이다. TEST1보다 비교적 양호한 연소 조건에서 실험을 수행하였다. 그 결과 <표 19>와 같은 데이터를 얻었다. 표 19>

<

1t/h

차세대 관군연소보일러의 성능실험 측정 결과

보일러 부하율(%) 보일러 운전압력(kg/cm2) A/H입구 ECO1입구 배기가스온도(℃) ECO2입구 ECO2출구 ECO2입구 급수온도(℃) ECO1입구 ECO1출구 응축수(kg/h) 외기 연소공기온도(℃) A/H출구 O2(%) 배가스성분 CO(ppm) NOx(ppm) A/H출구 A/H출구 풍압(㎜H2O) ECO1출구 ECO2출구

20 7.3 227.3 179.1 69.3 49.4 31.8 58.0 84.9 9.5 30.3 82.8 4.5 55.0 36.0 38 35 32 0 - 80 -

40 7.2 260.2 204.4 75.4 50.3 29.8 58.7 91.4 13.5 30.8 85.7 4.5 53.3 37.5 68 64 51 0

60 7.3 310.0 241.8 84.6 52.5 27.4 59.6 96.8 20.2 31.6 92.4 3.5 47.8 45.0 124 114 102 0

(TEST 2)

80 7.1 356.8 275.0 96.4 54.4 26.5 60.1 103.7 22.3 31.4 99.2 4.0 38.0 45.0 193 174 149 1

100 7.2 363.2 282.9 100.6 54.6 26.8 60.4 106.1 23.6 31.5 100.7 3.7 115.4 45.6 221 197 172 0

열교환기 전체 EBR은 [그림 76]과 같이 0.85 전후로 TEST 1보다 높은 수치를 보였다. [그림 77]은 부하별 응축수의 회수량을 나태내고 있으며, [그림 78]은 부하별 전열량을 나 타내고 있으며, ECO2의 경우 설계열량보다 크게 나왔으나 TEST 1에 비하여 전열량은 줄었다. 이는 전열면적이 줄었기 때문이다.

1.00 Test2 (관군연소)

0.95

EBR

0.90 0.85 0.80 0.75 0.70 20

40

그림 76]

TEST 2

[

60 보일러 부하율(%)

열교환기의

80

100

Total Energy Balance

30 Test2 (관군연소)

응축수(Kg/h）

25 20 15 10 5 0 20

40

60 보일러 부하율(%)

그림 77] 부하별 응축수량

[

- 81 -

80

(TEST 2)

100

60,000 ECO1

50,000

Qa (kcal/h）

ECO2 A/H

40,000 30,000 20,000 10,000 0 20

40

60 보일러 부하율(%)

80

100

그림 78] 보일러 부하별 각 열교환기의 전열성능

[

(TEST 2)

200 180

총괄전열계수(U0）

160 140 ECO1 ECO2 A/H

120 100 80 60 40 20 0 20

[

40

60 보일러 부하율(%)

그림 79] 각 열교환기별 총괄전열계수

80

100

(TEST 2)

[그림 79]는 총괄연전달계수를 나타내고 있으며, ECO2의 경우 100% 부하에서 1.5이상 높아졌다. [그림 80]은 각 열교환기별 풍압손실과 을 나타낸 것으로서, 부하가 높을수록 - 82 -

압력손실이 크게 나타나고 있음을 알 수 있으며, TEST 1 실험과 같이 ECO1과 A/H의 풍압손실은 양호하지만 ECO2에서의 풍압손실이 크게 나타나고 있다.

200 A/H ECO1 ECO2

180 160 ΔP(mmAq）

140 120 100 80 60 40 20 0 20

[

40

60 보일러 부하율(%)

그림 80] 각 열교환기별 풍압손실

80

100

(TEST 2)

(3) 관군연소 열교환기 실험(TEST 3) TEST 3은 1t/h 차세대 관군연소보일러 및 각 열교환기 시스템을 한신보일러(주)에서 에기연으로 이동하여 고온절탄기(ECO1)를 수직으로 설치하여 성능시험을 수행하였다. <표 20>은 1t/h 차세대 관군연소보일러 TEST 3의 부하별 성능실험 측정 결과이다.

TEST 1, 2에서와 같이 비교적 양호한 연소조건에서 실험을 수행하였다. [그림 81] ～ [그림 88]은 각 열교환기의 성능치를 나타낸 것으로서, 각 성능치들이 TEST 1, 2에서와 같은 유사한 경향을 보이고 있으며, 특히 ECO1의 수직설치 후 열교환 기의 Total EBR이 0.9이상으로 향상 되었으며, 공기예열기의 열효율도 약간 높아졌다. 수 직 배치 시 ECO2의 압력손실이 향상되었으며, 이는 이물질과 열판의 립(Rip)부분의 구조 적 문제가 있었기 때문 이였다. 이를 해결한 후 압력손실은 30%이상 개선되었다.

- 83 -

표 20>

<

1t/h

차세대 관군연소보일러의 성능실험 측정 결과

보일러 부하율(%) 보일러 운전압력(kg/cm2) A/H입구 ECO1입구 배기가스온도(℃) ECO2입구 ECO2출구 ECO2입구 급수온도(℃) ECO1입구 ECO1출구 응축수(kg/h) 외기 연소공기온도(℃) A/H출구 O2(%) 배가스성분 CO(ppm) NOx(ppm) A/H출구 A/H출구 풍압(㎜H2O) ECO1출구 ECO2출구

20 7.3 213.8 164.0 74.1 48.0 26.8 58.0 83.9 10.5 23.8 84.6 4.5 39.7 33.0 18 16 14 0

- 84 -

40 7.5 241.7 193.6 83.3 47.0 25.3 57.6 90.5 12.9 24.2 87.5 5.9 125.7 23.3 40 36 30 0

60 7.4 298.7 240.3 99.0 48.6 24.6 59.0 99.1 19.8 23.7 92.8 5.1 82.0 30.0 90 78 66 1

(TEST 3)

80 7.3 352.7 286.1 113.5 54.0 23.8 59.9 104.8 28.0 24.2 100.5 3.6 69.0 38.0 154 126 106 2

100 7.4 364.8 293.2 116.0 54.9 23.4 60.1 104.8 26.3 24.0 103.9 3.1 103.5 41.0 174 145 120 2

1.00 0.95

EBR

0.90 0.85 0.80

Test3 (관군연소)

0.75 0.70 20

40

60

80

100

보일러 부하율(%)

그림 81]

[

TEST 3

열교환기의

Total Energy Balance

30 25 응축수(Kg/h）

Test3 (관군연소) 20 15 10 5 0 20

40

60

80

보일러 부하율(%)

[

그림 82] 보일러 부하별 응축수량

- 85 -

100

60,000 ECO1

50,000

Qa (kcal/h）

ECO2 A/H

40,000 30,000 20,000 10,000 0 20

40

60 보일러 부하율(%)

80

그림 83] 보일러 부하별 각 열교환기의 전열성능

[

100

(TEST 3)

200 180 ECO1 ECO2 A/H

총괄전열계수(U0）

160 140 120 100 80 60 40 20 0 20

[

40

60 보일러 부하율(%)

그림 84] 각 열교환기별 총괄전열계수

- 86 -

80

(TEST 3)

100

140 120

A/H ECO1 ECO2

ΔP(mmAq）

100 80 60 40 20 0 20

40

60

80

100

보일러 부하율(%)

[

그림 85] 각 열교환기별 풍압손실

(TEST 3)

120

ΔP(mmAq）

100

80 A/H ECO1 ECO2

60

40

20

0 2.5

3.5

4.5

5.5

배기가스 O2(%)

[

그림 86] O 변화별 풍압손실 (TEST 3) 2

- 87 -

6.5

60

50

응축수(Kg/h）

Test3 (관군연소) 40

30

20

10

0 3.6

4.6

5.5

6.5

7.6

보일러 증기압력(Kgf)

그림 87] 압력변화별 응축수량 (TEST 3)

[

140 120

ΔP(mmAq）

100 A/H ECO1 ECO2

80 60 40 20 0 4

5

6

보일러 증기압력(Kgf)

[

그림 88] 압력변화별 압력손실 (TEST 3) - 88 -

7

제 5 절 1.0 t/h급 노통연관보일러용 배열회수 열교환기 1. 1.0 t/h

급 노통연관보일러용 시제품 열교환기 설계제작

노통연관 보일러의 배열시스템은 관군연소보일러와 같이 공기예열기, 저온절탄기, 고온 절탄기로 구성되어 이다. 관군연소 실험 결과 (1) 공기예열기는 열전달량이 다소 많아서 공기의 온도를 높이는 경향을 보였으며, (2) 고온절탄기인 핀-튜브 열교환기의 경우 다소 전열면적 많은 점 등에 대한 개선이 필요하였다. 열교환기 설계를 위한 1.0 t/h급 노통연관 보일러 시스템의 요구 조건은 <표 21>과 같 은 요구조건을 열교환기 설계를 위한 기본 자료로 활용을 하였다. 표 21>

<

급 노통연관 보일러 시스템 요구 조건

1.0 t/h

Description Outlet Temperature of Boiler Outlet Temperature of HX Pressure-drop Temperature of Pre-heating Air

Value 320 100 이하 200 이하 △50

Unit ℃ ℃ ㎜H2O ℃

공기예열기의 경우 보일러 시스템에서 고온 측과 저온 측의 체적유량 차이가 나기 때 문에 가스채널과 공기채널에 모두 만들었던 스페이서(Spacer)를 가스채널에만 설치하였 다. 가스채널에서의 압력손실은 보일러 본체 노내압을 상승시키기 때문에 가스채널에서의 저항을 최소화하고 공기측 채널 쪽 저항은 키우는 형상으로 열교환기를 제작하였다. 공기예열기 설계조건은 관군연소보일러용과 같으며, 배기가스측 압력손실 부분만 10 ㎜ H2O 이하로 바꿨다. 이는 전체 배열회수 시스템의 압력손실을 줄이기 위함이다. 그 결과 <표 22>과 같이 공기예열기를 설계하였다.

- 89 -

표 22> 1.0 t/h급 노통연관 보일러용 공기예열기 제원

<

Description

Value Dimple Plate type Heat Transfer Area of Plate 0.095 Height of Gas side Spacer 10 Number of Plates 20 Volume of HX Core 0.0236 Total Heat Transfer Area 1.33 Material of Plate SUS316L Material of Case SUS304

Unit m2 mm EA m3 m2

표 23> 1.0 t/h급 관군연소보일러용 고온절탄기의 제원

<

Description

Value Finned - Tube type Out Diameter of Tube 21.7 Thickness of Tube 2.8 Number of Tubes 36 Length of Tube 345 Thickness of Fin 0.8 Height of Fin 11 Pitch of Fin 7 Volume of HX Core 0.0629 Total Heat Transfer Area 9.07 Material of Fin SUS304 Material of Tube SUS304

Unit

mm mm EA mm mm mm N / inch m3 m2

관군연소 실험 결과 고온절탄기의 경우 설계 값보다 전열량이 높게 나와서 열교환기 Tube의 8열을 줄여 11.09 m2의 전열 면적을 <표 23>와 같이 9.07 m2로 줄였다.

1.0 t/h 관군연소보일러용 2차 테스트용 저온절탄기와 동일한 형태의 열교환기를 제작 하여 사용을 하였다.

- 90 -

2. 1.0 t/h

급 노통연관 보일러용 시제품 열교환기 실험 및 결과

가. 배열회수 시스템 시제품 구성

배열회수장치는 보일러 출구 측부터 공기예열기, 하이브리드절탄기(고온절탄기, 저온절 탄기) 순으로 배기가스 흐름방향으로 설치되어 있다. [그림 89]는 케이싱 후 노통연관 보 일러의 사진이다.

그림 89] 1.0 t/h급 노통연관 보일러 시제품

[

나. 배열회수 시스템 실험 결과 (TEST 4)

본 실험은 1.0t/h급 차세대 관군연소보일러의 부하율을 변화시키면서 성능실험을 수행 하였다. 즉 보일러 부하율 100%, 80%, 60%, 40%, 25%의 5단계의 변화에 따라 열교환기 특성실험을 수행하였으며, 각 부하별로 열교환기 내에서 급수의 흐름이 단절되지 않도록 보일러의 증발량에 비례하여 연속급수가 되도록 인버터를 채용한 급수펌프 회전수를 조 절하였다. 또한 보일러 부하율 100%에서 연소배기가스의 산소농도(O2 vol. %)변화와 보 일러 운전압력 변화에 따른 열교환기의 특성을 파악하였다. 각 위치별 온도 측정은 각 위치에 온도센서(K, T-type)를 설치하였으며, 센서의 신호는 - 91 -

레코더(midi LOGGER)에 입력시켜서 측정하고, 이를 레코더에 표시 및 저장할 수 있도록 하였다. 열교환기의 풍압손실 측정은 각 위치의 측정범위에 적합한 Pressure Transmitter (Synses)와 U-Type 마노메터(Dwyer, 600mmH2O)를 사용하였으며, 각 위치별 최소 측 정값은 1 mmH2O이다. <표 24>은 TEST 4의 부하별 성능실험 측정 결과이다. 표 24> 보일러 부하율 보일러 운전압력 <

TEST 4

(%)

20

40

60

80

100

7.2

7.3

7.3

7.2

7.2

A/H

211.5

256.5

296.8

317.4

324.9

ECO1

162.3

203.8

238.9

259.6

278.5

ECO2

84.2

103.4

123.6

142.0

160.6

ECO2

58.3

60.5

63.0

67.4

70.2

ECO2

25.4

23.3

22.7

22.2

18.2

ECO1

61.5

64.6

65.8

68.6

68.1

ECO1

86.0

92.1

93.5

97.6

96.6

7.1

12.7

18.0

20.5

25.5

28.4

28.1

27.9

24.9

22.1

72.5

79.2

82.9

81.8

88.3

O2(%)

2.8

2.8

2.5

2.6

2.9

CO(ppm)

69

0

0

13

2.5

A/H

12

38

66

110

155

A/H

10

36

62

104

152

ECO1

7

30

53

84

129

ECO2

0

0

0

0

0

2

(kg/cm )

배가스온도 ℃ (

)

급수온도 ℃ (

)

응축수

입구 입구 입구 출구 입구 입구 출구

(kg/h)

연소공기온도 ℃ (

배가스성분 풍압 ㎜ (

H2O)

)

의 부하별 성능실험 측정 결과

외기 공기예열기출구 입구 출구 출구 출구

- 92 -

그림 그림 에 급 차세대 노통연관식보일러용 각 열교환기의 성능치를 나타내었다 은 에 가까운 수치를 보이고 있으며 공기예열기 배기가스측 압력 손 실은 이하로 풍압손실이 이상 줄어들었다 각 성능치들이 관군연소보일러 용 열교환기 실험 에서와 같은 유사한 경향을 나타내고 있으나 그림 에서 와 같이 딤플형 판형 열교환기의 열전달 성능이 차년도 실험과 관군연소 에 비하 여 월등하게 높음을 보이고 있다 90] ~ [

98]

. EBR

1.0t/h

1,0

,

10mmH2O

60%

.

(TEST 1~3)

, [

1

TEST1

.

1.40 1.30

Test4 (노통연관)

EBR

1.20 1.10 1.00 0.90 0.80 0.70 20

40

그림 90]

TEST 4

[

60 보일러 부하율(%)

열교환기의

80

100

Total Energy Balance

30 Test4 (노통연관)

25

응축수(Kg/h）

[

20 15 10 5 0 20

40

60 보일러 부하율(%)

그림 91] 부하별 응축수량

[

- 93 -

80

(TEST 4)

100

93]

60,000 ECO1

50,000 Qa (kcal/h）

ECO2 40,000

A/H

30,000 20,000 10,000 0 20

40

60 보일러 부하율(%)

80

그림 92] 보일러 부하별 각 열교환기의 전열성능

[

100

(TEST 4)

160 140

ECO1 ECO2 A/H

총괄전열계수(U0）

120 100 80 60 40 20 0 20

[

40

60 보일러 부하율(%)

그림 93] 각 열교환기별 총괄전열계수

- 94 -

80

(TEST 4)

100

140 A/H ECO1 ECO2

120

ΔP(mmAq）

100 80 60 40 20 0 20

[

40

60 보일러 부하율(%)

그림 94] 각 열교환기별 풍압손실

80

100

(TEST 4)

120

ΔP(mmAq）

100 80 A/H ECO1 ECO2

60 40 20 0 2

3

4

5

배기가스 O2(%)

[

그림 95]

O2

변화별 풍압손실

- 95 -

(TEST 4)

6

60 Test4 (노통연관)

응축수(Kg/h）

50 40 30 20 10 0 1

2

3

4

5

6

7

8

배기가스 O2(%)

[

그림 96]

O2

변화별 응축수량

(TEST 4)

30 Test4 (노통연관)

응축수(Kg/h）

25 20 15 10 5 0 3

4

[

5 6 보일러 증기압력(Kgf))

그림 97] 압력변화별 응축수량

- 96 -

(TEST 4)

140 A/H ECO1 ECO2

120

ΔP(mmAq）

100 80 60 40 20 0 3

4

5

6

7

8

보일러 증기압력(Kgf))

[

그림 98] 압력변화별 풍압손실

(TEST 4)

그림 는 급 노통연관보일러용 열교환기에서의 보일러 부하별 흡수율 분포를 나타낸 것이다 보일러 전 부하에서 일정한 분포율을 나타내고 있으며 공기예열기에서 평균 에서 평균 에서 평균 의 분포율을 보이고 있다 [

99]

1.0 t/h

.

,

18%, ECO1

32%, ECO2

50%

.

A/H ECO 1 ECO 2

70% 60% 49%

흡수율 분포(%)

50% 40%

34%

51%

51%

49%

33%

33%

51%

32%

31%

30% 20%

18%

17%

17%

18%

17%

10% 0% 20%

40%

60% 보일러 부하율(%)

80%

그림 99] 열교환기에서의 보일러 부하별 흡수율 분포

[

- 97 -

(1.0

100%

t/ h

급 노통연관

)

제 6 절 1.0 t/h급 보일러용 배열회수 열교환기 평가 1.0 t/h 관군연소보일러용 시제품과 1.0 t/h 노통연관 보일러용 시제품의 성능시험 결과 판형열교환기의 경우 1차년도 최고 30 kcal/m2h℃보다 6배 이상 높아진 180 kcal/m2h℃ 값을 나타냈다. 이는 1차년도에 사용하였던 상용 판형열교환기는 Over surfacing 값이 높 은 점과 2차년도에 개발된 압력손실이 작은 딤플타입 판형열교환기를 사용함으로써 필 요 전열면적이 줄어들었기 때문이다. 각 열교환기별 풍압손실도 1차년도 대비 공기예열기의 경우 60% 이상 줄었으며, 판형 열교환기의 경우 25%이상 압력손실을 줄였다. 핀-튜브형 열교환기의 경우 총괄열전달 계수가 40 kcal/m2h℃를 이상 나오기가 어려운 반면 개발품의 경우 5배 이상 높은 전열 성능을 보였다. 열교환기의 열효율(Effectiveness)와 컴팩트(Compactness)는 총괄열전달계수에 의하여 결정이 되며, 기존 핀-튜브형 열교환기에 비하여 4배 이상 높은 전열성능을 보이고 있으 며, 이는 최종목표에 준하는 수준이다. <표 25>는 핀-튜브 열교환기 제조업체 E사에서 판매하고 있는 1.0 t/h용 절탄기(고온 절탄기)와 응축형으로 제작하였을 때 저온절탄기의 가격 및 사이즈를 나타내고 있다. 표 25> 1.0 t/h 보일러용 절탄기의 판매 제품 데이터

<

Type Cost (판매가 기준) Compactness Effectiveness

Fined-Tube HX 저온절탄기 Fined-Tube HX 200 만원

고온절탄기 Fined-Tube HX 200 만원 가스측 : 11.09 ㎡ 물 측 : 0.90 ㎡ 0.0864 ㎥ 138.4 ㎡/㎥ 0.65

가스측 : 11.09 ㎡ 물 측 : 0.90 ㎡ 0.0864 ㎥ 138.4 ㎡/㎥ 0.65 - 98 -

Total Fined-Tube HX 400 만원 가스측 : 22.18 ㎡ 물 측 : 1.80 ㎡ 0.1728 ㎥ 138.7 ㎡/㎥ 0.65

<표 25> 제품의 제조사에서 제시한 데이터시트(data-sheet)에는 핀-튜브 열교환기의 총괄열전달계수를 20 kcal/m2h℃을 제시하였다. 본 과제에서 최적설계를 통하여 제작된 고온절탄기는 40 kcal/m2h℃으로 2배 이상 높은 값이다. 표 26>

<

Type Cost (판매가 기준) Compactness Effectiveness

1.0 t/h

보일러용 하이브리드절탄기 제원

고온절탄기 Fined-Tube HX 200 만원 가스측 : 9.07 ㎡ 물 측 : 0.74 ㎡ 0.0629 ㎥ 156 ㎡/㎥ 0.70

Hybrid Economizer 저원절탄기 Hybrid Economizer 판형열교환기 356 만원 556 만원 가스측 : 4.94 ㎡ 가스측 : 14.01 ㎡ 물 측 : 4.94 ㎡ 물 측 : 5.68 ㎡ 0.04 ㎥ 0.1029 ㎥ 247 ㎡/㎥ 191.35 ㎡/㎥ 0.85 0.78

기존 보일러에서 사용하는 공기예열기는 이중관형 열교환기를 사용하고 있으며, 총괄열 전달계수 값은 5 kcal/m2h℃이하 이다. 본 과제의 개발품인 판형공기예열기는 20 kcal/m2h℃이상을 보이고 있으며, 전열성능의 차이가 크게 난다. 따라서 체적 및 유효도 비교는 의미가 없으며, 판형열교환기를 이용할 경우 기존 제품과의 가격을 맞추는 것이 관건이다.

- 99 -

표 27> 저온절탄기 제조원가 산출표 (시제품 제작 기준)

<

항목

재료비 외주가공비 제작비

소요내용 열판소재 SUS316L 50 kg Frame SS400 40 kg Duct SS400 20 kg 소모자재 Header 2식 레이저가공 4식 기타가공 1식 직접인건비 30h 12,500 원/h 간접인건비 30h 12,000 원/h 제조경비 30h 23,500 원/h 제조원가 영업경비 (제조원가/0.8) 판매가

비용(원) 500,000 40,000 20,000 200,000 200,000 200,000 250,000 375,000 360,000 705,000 2,850,000 712,500 3,562,500

표 28> 공기예열기 제조원가 산출표 (시제품 제작 기준)

<

항목

재료비 외주가공비 제작비

소요내용 열판소재 SUS316L 10 kg Frame SS400 10 kg Duct SS400 10 kg 소모자재 덕트 2식 레이저가공 2식 기타가공 1식 직접인건비 20h 12,500 원/h 간접인건비 20h 12,000 원/h 제조경비 20h 23,500 원/h 제조원가 영업경비 (제조원가/0.8) 판매가

비용(원) 100,000 10,000 10,000 50,000 100,000 100,000 100,000 250,000 240,000 470,000 1,430,000 712,500 2,142,500

시제품 판형열교환기는 TIG 용접을 이용하여 수작업으로 제작하였다. 제품의 대량생산 을 위한 플라즈마 자동용접 기술을 개발할 예정이다. 플라즈마 자동용접 기술은 제품 가 격을 낮출 수 있을 것이라 예상이다. [그림 100]은 제작된 실증 시험용 열교환기 사진이다. 현재 실증 시험용 열교환기는 본체와 조립되어 시험 운행 중이다.

- 100 -

그림 100] 0.5 t/h급 관군연소보일러 실증 시험용 열교환기 도면

[

그림 101] 0.5 t/h급 관군연소보일러 실증 시험용 열교환기

[

- 101 -

제 7 절 Double Dimple 열판 모델링 및 금형 개발 더블딤플(Double Dimple) 열판은 열전도성이 좋은 재질로 이루어진 평판의 한쪽면으로 직경이 크고 높이가 높은 큰 딤플이 돌출 형성되고, 다른 한쪽면으로 상대적으로 직경이 작고 높이가 낮은 작은 딤플이 돌출형성되어 평판의 양쪽 측면으로 돌출된 딤플이 비대 칭구조를 이루도록 되어 있으면서, 상기 큰 딤플은 평판의 세로방향을 따라 일정한 간격 을 두고 1열로 형성되고, 상기 작은 딤플은 큰 딤플 열과 나란하게 2개 이상 다수개의 열 을 이루도록 형성되어 있으며, 상기 큰 딤플열과 작은 딤플열이 가로 방향을 따라 차례대 로 교차 배열된 구조로 되어 있다. 또한, 더블딤플을 이용한 열교환기는 상기한 바와 같 은 구조로 이루어진 판형 열판이 서로 겹쳐져 큰 딤플끼리의 접촉에 의해 이루어지는 부 분은 큰 공간이 이루어지게 하고, 작은 딤플끼리의 접촉에 의해 이루어지는 부분은 작은 공간이 이루어지게 하며, 열판의 상하 좌우에 지지프레임이 설치되어 이루어진 구조로 되 어 있다. 이러한 열교환기는 상기 큰 딤플에 의해 만들어지는 큰 공간으로는 체적이 큰 유체가 통과할 수 있게 하며, 작은 딤플에 의해 만들어지는 작은 공간으로는 체적이 적은 유체가 통과할 수 있게 하여, 체적 유량의 차이가 있는 유체 사이에 열교환의 효율이 뛰 어나게 할 뿐만 아니라, 구조적으로 견고하며 안정적이고, 별도의 다른 스페이서를 사용 하지 않고서도 열판 자체만으로 열판을 적재하여 열교환기를 이룰 수 있게 한다. <표 29>는 더블 딤플 열판의 형상을 설명하고 있으며, <그림 102>는 더블 딤플 열판 제품 도면이다.

- 102 -

표 29> Double Dimple 열판의 형상

<

Description Width of Heat transfer Plate Height of Heat transfer Plate Diameter of Wide Dimple Diameter of Narrow Dimple Pressure gap(Wide) Pressure gap(Narrow) Thickness of Plate Size of Plate (Width x Height) Material of Plate

Value 530 294 20 13 5 1.8 0.8 546 x 310 SUS 316L

Unit mm mm mm mm EA mm mm mm x mm

그림 102] 더블 딤플 열판 도면

[

고온과 저온인 2개의 유체 사이에 열교환이 이루어지게 하는 판형 열판과 열교환기에 관한 것으로, 특히 하나의 열판에 양쪽 방향으로 높이와 크기가 다른 딤플이 돌출 형성되 어 비대칭구조를 이루게 하여, 별도의 스페이서 등을 사용하지 않고서도 열판을 적재하여 쌓을 수가 있으며, 압력 손실이 적고 열전달 성능이 우수할 뿐만 아니라 콤팩트하게 만들 수 있게 한 열판 및 이를 이용한 열교환기에 관한 것이다. 일반적으로 고온의 유체와 저온의 유체 사이에 열교환이 이루어지게 하는 열교환기는 - 103 -

산업 현장에서뿐만 아니라 가정에서도 예컨대 에어컨 등과 같이 여러 방면에서 널리 사 용되고 있다. 이러한 열교환기에는 열교환을 하고자 하는 유체가 통과하는 통로를 만들어 줌과 더불어 열은 전달하는 유체와 흡열용 유체가 서로 직접 접촉하지 않으면서 열을 교 환할 수 있게 하는 열판이 구비되어 있고, 이들 열판이 다수개 배열되어 적층된 구조로 되어 있다. 그런데, 일반적으로 대표적인 열교환기용 열판은 일반적으로 빗살무늬 (chevron) 형태 또는 딤플(dimple) 형태로 되어 있다. 이러한 기존의 판형 열판은 빗살무늬 또는 딤플이 좌우(상하) 대칭으로 형성되어 있다. 따라서 이들 열판을 서로 겹쳤을 때 빗살무늬 또는 딤플이 서로 맞닿아 형성하는 유체통 로의 높이가 동일하기 때문에, 열전달용 유체가 통과하는 통로의 체적이나 흡열용 매체가 통과하는 통로의 체적이 동일하게 된다. 이러한 구조로 이루어진 기존의 열판은 체적유량이 큰 유체와 체적유량이 적은 유체 사이에서 열전달이 이루어지게 하는 열교환기에서는 사용하기가 부적합하다는 문제가 있 다. 그 이유는 상기한 바와 같은 일반적인 구조의 열판으로 열교환기를 제작할 때, 체적 유량이 큰 쪽에 맞추어 제작하면 체적유량이 적은 쪽에서는 유체가 채워지지 않는 부분 이 많아 빈 공간이 많이 발생하여 열전달 효율이 떨어지게 되는 문제가 있을 뿐만 아니 라, 그 만큼 열교환기의 체적이 커지게 되는 문제가 발생하게 되고, 체적 유량이 적은 쪽에 맞추어 제작하면 체적 유량이 큰 유체가 원활하게 통과하지 못하여 열교환이 효율 적으로 이루어지지 못하게 한다는 문제점이 있기 때문이다. 이에 본 연구과제에서는 상기한 바와 같은 종래의 판형 열판과 열교환기에 따른 문제 를 해결하여, 체적 유량이 큰 유체와 체적 유량이 적은 유체 사이에 효율적으로 열교환이 이루어지게 함과 더불어, 열전달 효율이 뛰어나고 구조적으로 튼튼하고 안정적인 열판과 이를 이용한 열교환기를 제공하는데 그 목적이 있다. 상기한 바의 목적을 달성하기 위한 열판은 열전도성이 좋은 재질로 이루어진 평판의 한쪽면으로 직경이 크고 높이가 높은 큰 딤플이 돌출 형성되고, 다른 한쪽면으로 상대적 으로 직경이 작고 높이가 낮은 작은 딤플이 돌출형성되어 평판의 양쪽 측면으로 돌출된 딤플이 비대칭구조를 이루도록 되어 있다. 그리고, 상기 큰 딤플은 평판의 세로방향을 따 라 일정한 간격을 두고 1열로 형성되고, 상기 작은 딤플은 큰 딤플 열과 나란하게 2개 이 상 다수개의 열을 이루도록 형성되어 있으며, 상기 큰 딤플열과 작은 딤플열이 가로 방향 을 따라 차례대로 교차 배열된 구조로 되어 있다.

- 104 -

또한, 열교환기는 상기한 바와 같은 구조로 이루어진 판형 열판이 서로 겹쳐져 이루어 지되, 큰 딤플은 큰 딤플끼리 접촉되게 하고, 작은 딤플은 작은 딤플끼리 접촉하게 하여, 다수개의 열판이 겹쳐질 때 큰 딤플의 접촉에 의해 이루어지는 부분은 큰 공간이 이루어 지게 하고, 작은 딤플의 접촉에 의해 이루어지는 부분은 작은 공간이 이루어지게 하며, 열판의 상하 좌우에 지지프레임이 설치되어 이루어진 구조로 되어 있다. 더블딤플 열판에 의해 만들어지는 열교환기는 상기 큰 딤플에 의해 만들어지는 큰 공 간으로는 체적이 큰 유체가 통과할 수 있게 하며, 작은 딤플에 의해 만들어지는 작은 공 간으로는 체적이 적은 유체가 통과할 수 있게 하여, 체적 유량의 차이가 있는 유체 사이 에 열교환의 효율이 뛰어나게 할 뿐만 아니라, 구조적으로 견고하며 안정적이고, 별도의 다른 스페이서를 사용하지 않고서도 열판 자체만으로 열판을 적재하여 열교환기를 이룰 수 있게 한다. 또한, 더블딤플 열판을 사용하면 체적 유량이 큰 유체와 체적 유량이 작은 유체 사이에 서 열교환이 이루어지게 하면서, 압력 손실이 적고, 열교환기의 체적을 줄여 콤팩트한 열 교환기의 제작이 가능하게 된다.

[

그림 103] 열판 전면부 형상 - 105 -

[

그림 104] 열판 후면부 형상

[

그림 105] 전면 형상

- 106 -

그림 106] 측면 형상

[

그림 107] Wide 채널 [그림 103]은 비대칭형 열판에서 큰 딤플이 위쪽으로 올라오게 한 상태의 평면도이고, [그림 104]는 [그림 103]의 상태에서 열판을 뒤집어 작은 딤플이 위쪽으로 올라오게 한 상태의 평면도이며, [그림 105]는 열판의 큰 딤플이 위쪽으로 올라오게 한 상태의 사시도, [그림 106]은 열판의 작은 딤플이 위쪽으로 올라오게 한 상태의 사시도이다. 이들 도면에 도시하여 나타낸 바와 같이 열판(10)은 폴리머, 알루미늄 등과 같은 비철 금속 또는 스테인레스 등과 같이 열전도성이 좋은 재질로 이루어진 평판(11)의 한쪽면으 [

- 107 -

로 직경이 크고 높이가 높은 큰 딤플(12)이 돌출 형성되고, 다른 한쪽면으로 상대적으로 직경이 작고 높이가 낮은 작은 딤플(13)이 돌출형성되어 평판의 양쪽 측면으로 돌출된 딤플(12,13)이 비대칭구조를 이루도록 되어 있다. 그리고, 상기 큰 딤플(12)은 [그림 106]과 [그림 107]에 도시하여 나타낸 바와 같이, 평 판(11)의 세로방향을 따라 일정한 간격을 두고 상하 한 줄의 딤플열(14)을 이루게 형성하 고, 상기 작은 딤플(12)은 큰 딤플(12)이 이루는 큰 딤플열(14)과 나란하게 2개 이상 다수 개의 작은 딤플열(15)을 이루도록 형성되어 있으며, 도면에서 세로 방향으로 배열된 상기 큰 딤플열(14)과 작은 딤플열(15)이 가로 방향을 따라 차례대로 교차 배열된 구조로 되어 있다. 상기 큰 딤플(12)의 직경(D)과 작은 딤플(13)의 직경(d)은 2:1의 비율을 이루도록 되어 있으며, 큰 딤플(12)의 높이(H)와 작은 딤플(13)의 높이(h)는 5:2의 비율을 이루도록 한다. 물론 이러한 큰 딤플(12)와 작은 딤플(13)의 직경 및 높이는 필요에 따라 다른 비율로 형성할 수도 있지만, 상기한 바의 비율로 형성시키는 것이 열전달 효율과 구조적인 측면 에서 가장 바람직하다. 한편, 상기한 바와 같은 구조로 이루어진 열판(10)을 서로 적층하여 열교환기를 이루는 데, 이때 [그림 107]과 [그림 108]에 도시한 바와 같이 큰 딤플(12)은 큰 딤플끼리 상하로 맞닿게 하고, 작은 딤플(13)은 작은 딤플끼리 상하로 맞닿게 적층한다.

그림 108] Narrow 채널

[

- 108 -

그림 109] Wide 채널 - Narrow 채널 단면 - 측면 [그림 108]에서와 같이 큰 딤플(12) 끼리 맞닿는 곳에서는 큰 딤플(12)과 큰 딤플(12) 사이에 큰 공간(16)이 형성되고, [그림 109]에서와 같이 작은 딤플(13) 끼리 맞닿는 곳에 서는 작은 딤플(13)과 작은 딤플(13) 사이에 작은 공간(17)이 형성된다. 한편, 상기 큰 공간(16)과 작은 공간(17)은 열판(10)을 사이에 두고 상하 서로 다른 층 에 형성되어, 큰 공간(16)과 작은 공간(17)을 서로 소통되지 않고 완전하게 차단되는 구 조를 이루게 된다. 따라서, 큰 공간(16)과 작은 공간(17)속으로 각각 다른 유체를 주입하면, 서로 뒤섞이지 않고 큰 공간(16)의 유체와 작은 공간(17)의 유체가 서로 열교환을 하게 되는 것이다. [그림 110]는 열판(10)이 상하로 적층된 상태에서 각각의 열판 사이에 형성되는 큰 공 간(16)과 작은 공간(17)의 배열 상태를 도시하여 나타낸 것으로서, 큰 딤플(12)에 의해 형 성되는 큰 공간(16)과 작은 딤플(13)에 의해 형성되는 작은 공간(17)이 상하로 교차 배열 된 것을 알 수 있다. 여기서, 작은 공간(17)은 그 단면의 형태가 반드시 일정하지 않은데, 그 이유는 도면 1과 도면 2에서 설명한 바와 같이, 작은 딤플(13)이 한 개의 열(15)만으 로 이루어진 것이 아니라, 2개 이상 다수개의 열(15)로 이루어지기 때문에 작은 딤플(13) 의 열(15)과 열 사이에는 좌우 폭이 넓은 작은 공간(17)이 형성되고, 개별적인 작은 딤플 (13) 사이에는 좌우 폭이 좁은 작은 공간(17)이 형성되기 때문이다. [

- 109 -

[

그림 110] Narrow 채널 - Wide 채널 적층도

[

그림 111] Wide 채널 - Narrow 채널 적층도

- 110 -

[

그림 112] Narrow 채널 - Wide 채널 단면

그림 113] Frame 적층도

[

[그림 111]은 열판(10)을 다수 개 상하로 적재한 상태에서 한쪽 측면을 부분 절개하여 나타낸 도면 7의 입체 상태도로서, 상하로 적층된 열판(10) 사이에 큰 딤플(12)과 작은 딤플(13)에 의해 형성되는 큰 공간(16)과 작은 공간(17)이 상하로 교차 배열된 구조를 나 타낸다. [그림 112]는 따른 다수개의 열판(10)이 상하로 적층된 상태에서 가로 및 세로 방향으 로 일부 절결하여 열판이 상하로 적층된 상태에서의 내부 단면 형태를 알 수 있게 한 것 으로서, 큰 딤플(12)이 상하로 맞닿은 곳에서는 큰 공간(16)이 형성되고, 작은 딤플(13)이 상하로 맞닿은 곳에서는 작은 공간(17)이 형성된다. [그림 113]은 열판(10)을 사용하여 열교환기를 제작하기 위해 상하 열판(10)의 아래위에 수평 프레임(20)을 설치한 상태의 단면도로서, 이와 같이 제일 아래위의 열판(10)에 수 - 111 -

평 프레임(20)을 덧대어 설치함과 더불어, [그림 112]에 나타낸 바와 같이 열판(10)의 가 장자리에도 측면 프레임(21)을 덧대어 상기한 바와 같이 상하로 적층된 열판(10)의 내부 에 형성되는 큰 공간(16)과 작은 공간(17)이 상하 좌우에서 차단되어 내부가 폐공간을 이 루게 한다. 그리고, 수평 프레임(20) 또는 측면 프레임(21)의 한쪽 코너에 열교환을 위한 유체의 유입구(도시안됨)가 배출구(도시안됨)를 각각 설치함으로써, 열교환기가 완성된다. 평판의 한쪽에는 직경이 크고 높이가 높은 큰 딤플(12)이 형성되고 다른 한쪽에는 직경 이 작고 높이가 낮은 작은 딤플(13)이 형성되어 좌우(또는 상하)로 비대칭인 구조를 이루 는 열판을 다수개 적층하여 열교환기를 제작하면, 큰 딤플(12)이 맞닿은 곳에서는 큰 공 간(16)이 형성되고, 작은 딤플(13)이 맞닿은 곳에서는 작은 공간(17)이 형성되게 되므로, 큰 공간(16)에는 고온 또는 체적 유량이 큰 유체를 통과하게 하고, 작은 공간(17)에는 저 온 또는 체적 유량이 작은 유체가 통과하게 함으로써, 압력 손실이 적고 열전달 성능이 우수한 열교환기를 만들 수가 있게 된다. 좌우 비대칭 딤플을 갖춘 열판을 사용하여 열교 환기를 제작하면, 열교환 성능에 대비하여 열교환기의 체적을 줄일 수가 있으므로, 컴팩 트한 열교환기의 제작이 가능하게 된다. [그림 113]은 더블 딤플 드로잉 금형의 상/하판 을 보여주고 있다.

그림 114] 더블 딤플 금형

[

- 112 -

제 8 절 Dimple/Double Dimple 열판 형상의 수치해석 딤플 열판과 더블 딤플 열판의 열적 성능 및 유동 해석을 통한 최적의 열교환기 설계 를 위하여 CFD 시뮬레이션을 수행하였다. 딤플 열판의 경우 2차년도 실험데이터를 결과 와 비교하였으며, 더블 딤플 열판의 경우는 시뮬레이션 결과를 이용 열교환기 설계에 활 용을 하였다. [그림 115]는 딤플 열판(Model I, original)과 더블 딤플 열판(Model II, New)의 형상을 나타내고 있다.

[

그림 115] 모델링 - 113 -

열판의 경우 공기예열기 및 절탄기 모두 사용이 가능함으로, 작동 조건을 공기 대 배기 가스 열교환 및 배기가스 대 물 열교환 2가지 조건으로 CFD를 수행을 하였다. [그림 116]은 2가지 작동조건에 따른 경계조건 및 계산영역을 보여주고 있다.

그림 116] Operating Condition

[

- 114 -

1.

딤플 열판 (Model I) 수치해석 결과

그림 117] Computational Meshes, Model I, Flue gas - Air

[

[

그림 118] Numerical Results, Model I, Flue gas - Air - 115 -

[

그림 119] Velocity Magnitude Distribution (Model I, Flue gas–Air)

[

그림 1209] Pressure Distribution (Model I, Flue gas–Air)

- 116 -

[

2.

그림 121] Temperature Distribution (Model I, Flue gas–Air)

더블 딤플 열판 (Model II) 수치해석 결과

그림 122] Computational Meshes, Model II, Flue gas - Water

[

- 117 -

[

그림 123] Numerical Results, Model II, Flue gas - Water

그림 124] Velocity Magnitude Distribution (Model II, Flue gas–Water)

[

- 118 -

그림 125] Pressure Distribution (Model II, Flue gas–Water)

[

[

그림 126] Temperature Distribution (Model II, Flue gas–Water)

- 119 -

그림 127] Effects of dimples on the velocity & temperature distribution

[

3.

수치해석 결과 분석

[그림 128]은 실험데이터와 수치해석 결과를 보여주고 있으며, 보일러의 저부하에서는 일치도가 높으며, 고부하로 갈수록 그 차이가 커지는 것을 보여주고 있다. 그러나 실험오 차 내에서 실험데이터와 수치해석 결과가 유사한 경향을 보이고 있다.

그림 128] Comparison with experimental data

[

- 120 -

[

그림 129] Experimental data

그림 130] Comparison with experimental data

[

(Flue Gas/Water)

- 121 -

[그림 131]은 Colburn J-factor를 도식화 한 그림이며, [그림 132]는 Fanning f-factor를 도식화 한 그림이다.

[

[

그림 131] J-factor correlation

그림 132] F-factor correlation

- 122 -

제 9 절 2.0 t/h급 관군연소보일러용 배열회수 열교환기 1.

배열회수 열교환기 제원 및 구성

<표 30>에 2.0 t/h급 관군연소보일러용 열교환기의 제원을 나타내었으며, [그림 133]은 보일러 및 열교환기 설치 전경이다. 표 30> 급 차세대 관군연소보일러용 열교환기 제원 공기예열기 고온절탄기 저온절탄기

<

2.0

t/ h

(A/H)

Type

Dimple Plate

Fluid1 Fluid

Fluid2

Flue Gas

Air

(LNG)

형태설치 배기가 스 흐름기준 (

Horizontal

(ECO1)

Fined-Tube

Fluid1 Flue Gas (LNG)

Fluid2

Water

Horizontal

(ECO2)

Double Dimple Plate Fluid1 Flue Gas (LNG)

Fluid2

Water

Horizontal

)

전열면적

2

4.15 m

2

38.05 m

- 123 -

2

9.48 m

[

2.

그림 133]

급 차세대 관군연소보일러 열교환기 설치 전경

2.0 t/ h

실험 방법 및 조건

본 실험은 2.0 t/h급 차세대 관군연소보일러용 열교환기 실험으로서, 보일러 부하율을 100%, 80%, 60%, 40%, 25%의 5단계의 변화에 따라 열교환기 특성실험을 수행하였으며, 각 부하별로 열교환기 내에서 급수의 흐름이 단절되지 않도록 보일러의 증발량에 비례하 여 연속급수가 되도록 인버터를 채용한 급수펌프 회전수를 조절하였다. 또한 보일러 부하 율 100%에서 연소배기가스의 산소농도(O2 vol. %)변화와 보일러 운전압력 변화에 따른 열교환기의 특성을 파악하였다. 각 위치별 온도 측정은 각 위치에 온도센서(K, T-type)를 설치하였으며, 센서의 신호는 레코더(midi LOGGER)에 입력시켜서 측정하고, 이를 레코더에 표시 및 저장할 수 있도록 하였다 - 124 -

열교환기의 풍압손실 측정은 각 위치의 측정범위에 적합한 Pressure Transmitter (Synses)와 U-Type 마노메터(Dwyer, 600 mmH2O)를 사용하였으며, 각 위치별 최소 측 정값은 1 mmH2O이다.

3.

성능실험 결과

<표 31>은 2.0 t/h급 차세대 관군연소보일러용 열교환기의 부하별 성능실험 측정 결과 이다. 보일러 부하율 보일러 운전압력 입구 입구 배기가스온도 ℃ 입구 출구 입구 급수온도 ℃ 입구 출구 응축수 외기 연소공기온도 ℃ 출구 (%)

20

40

60

80

100

7.3

7.0

7.1

7.2

7.3

A/H

231.6

268.5

344.5

391.6

414.9

ECO1

194.4

231.9

298.9

333.0

359.6

ECO2

98.6

105.0

146.3

173.1

191.1

ECO2

44.2

45.5

48.3

50.2

52.0

ECO2

6.5

6.7

5.9

5.3

5.1

ECO1

32.3

36.1

41.7

45.3

46.8

ECO1

71.6

76.8

90.3

99.5

102.4

16.6

24.3

35.4

41.5

47.8

7.3

7.9

8.3

8.5

10.9

73.5

73.1

79.9

86.1

95.0

O2(%)

4.5

4.9

3.7

3.6

3.6

CO(ppm)

22

109

37

43

8

A/H

10

28

78

134

178

ECO1

8

24

72

126

168

ECO2

6

20

58

94

120

ECO2

0

0

0

0

0

2

(kg/cm )

(

(

)

)

(kg/h)

(

)

A/H

배가스성분 풍압

(mmAq)

입구 입구 입구 출구

- 125 -

[그림 134]～[그림 142]는 2.0 t/h급 차세대 관군연소보일러용 각 열교환기의 성능치를 나타 낸 것이다. EBR은 부하 평균 0.95 정도를 나타내고 있으며, 전열성능은 1.0 t/h급에 비하여 크게 향상되었음을 알 수 있다.

1.10

HX Total (EBR）

1.00 0.90 0.80 0.70 0.60 0.50 0

[

그림 134]

20

40

60

80

100

120

보일러 부하율(%)

2.0 t/ h

급 관군연소보일러용 열교환기의

T otal

Energy B alance

120,000

100,000

ECO1 ECO2 A/H

Qa (kcal/h）

80,000

60,000

40,000

20,000

0 0

20

40

60 80 보일러 부하율(%)

100

그림 135] 보일러 부하별 각 열교환기의 전열성능

[

- 126 -

120

120 ECO1 ECO2 A/H

총괄전열계수(U0）

100 80

60 40 20 0 0

[

20

40

60 80 보일러 부하율(%)

100

120

그림 136] 보일러 부하별 각 열교환기의 총괄전열계수

140 120

A/H ECO1 ECO2

ΔP(mmAq）

100 80 60 40 20 0 0

20

40

60

80

100

보일러 부하율(%)

[

그림 137] 보일러 부하별 각 열교환기의 풍압손실

- 127 -

120

60

응축수(kg/h)

50 40 30 20 10 0 0

20

40

60

80

100

120

보일러 부하율(%)

[

그림 138] 보일러 부하별 응축수 회수량

140 120

ΔP(mmAq）

100 A/H ECO1 ECO2

80 60 40 20 0 1

2

3

4

5

배기가스O2(%)

그림 139]

[

O2

변화별 각 열교환기의 풍압손실

- 128 -

6

50 45 40

30 25 20 15 10 5 0 1

2

3

그림 140]

[

4

5

6

배기가스O2(%) O2

변화별 응축수 회수량

140 120 A/H ECO1 ECO2

100

ΔP(mmAq）

응축수(kg/h)

35

80 60 40 20 0 3

4

5

6

7

8

보일러 증기압력(kgf)

[

그림 141] 보일러 압력변화별 각 열교환기 압력손실

- 129 -

9

70 60

응축수(kg/h)

50 40 30 20 10 0 3

4

5

6

7

8

9

보일러 증기압력(kgf)

그림 142] 보일러 압력변화별 응축수 회수량

[

[그림 143]은 각 열교환기에서의 보일러 부하별 흡수율 분포를 나타낸 것이다. 공기예 열기에서 평균 20%, ECO1에서 평균 50%, ECO2에서 평균 30% 정도의 분포율을 보이고 있다.

A/H ECO 1 ECO 2

70% 60% 49%

흡수율 분포(%)

50%

52%

49%

51%

50%

40%

22%

31%

30%

28%

30%

21%

17%

20%

31%

30% 20%

18%

10% 0% 20%

[

40%

60% 보일러 부하율(%)

80%

그림 143] 열교환기에서의 보일러 부하별 흡수율 분포 - 130 -

100%

(2.0

t/ h

급 관군연소

)

제 10 절 5.0 t/h급 노통연관보일러용 배열회수 열교환기 1.

배열회수 열교환기 제원 및 구성

<표 32>에 5.0 t/h급 노통연관보일러용 열교환기의 제원을 나타내었으며, [그림 144]는 보일러 및 열교환기 설치 전경이다. 표 32> 급 차세대 노통연관보일러용 열교환기 제원 공기예열기 고온절탄기 저온절탄기

<

5.0 t/ h

(A/H)

Double Dimple

Type

Plate Fluid1

Fluid

Fluid2

Flue Gas

Air

(LNG)

설치 형태 배기가 스 흐름기준 (

Vertical

(ECO1)

Fined-Tube

Fluid1 Flue Gas (LNG)

Fluid2

Water

Horizontal

(ECO2)

Double Dimple Plate Fluid1 Flue Gas (LNG)

Fluid2

Water

Horizontal

)

전열면적

2

3.72 m

2

65.33 m

- 131 -

2

21.67 m

그림 144]

[

2.

5.0

t/ h

급 차세대 노통연관보일러 열교환기 설치 전경

실험 방법 및 조건

본 실험은 5.0 t/h급 차세대 노통연관보일러 부하율을 100%, 80%, 60%, 40%의 4단계 의 변화에 따라 열교환기 특성실험을 수행하였으며, 각 부하별로 열교환기 내에서 급수의 흐름이 단절되지 않도록 보일러의 증발량에 비례하여 연속급수가 되도록 인버터를 채용 한 급수펌프 회전수를 조절하였다. 또한 보일러 부하율 100%에서 연소배기가스의 산소농 도(O2 vol. %)변화와 보일러 운전압력 변화에 따른 열교환기의 특성을 파악하였다. 각 위치별 온도 측정은 각 위치에 온도센서(K, T-type)를 설치하였으며, 센서의 신호는 레코더(midi LOGGER)에 입력시켜서 측정하고, 이를 레코더에 표시 및 저장할 수 있도록 하였다 열교환기의 풍압손실 측정은 각 위치의 측정범위에 적합한 Pressure Transmitter (Synses)와 U-Type 마노메터(Dwyer, 600mmH2O)를 사용하였으며, 각 위치별 최소 측 정값은 1mmH2O이다.

- 132 -

3.

성능실험 결과

<표 33>은 5.0 t/h급 차세대 노통연관식보일러용 열교환기의 부하별 성능실험 측정 결 과이다. 표 33> 5.0 t/h급 노통연관보일러용 열교환기 부하별 성능실험 측정 결과 보일러 부하율 급수량 보일러 운전압력 입구 입구 배기가스온도 ℃ 입구 출구 입구 급수온도 ℃ 입구 출구 <

(%)

40

60

80

100

1,902

2,845

3,732

5,017

7.0

7.0

7.3

7.0

A/H

209.2

232.8

255.2

279.6

ECO1

165.2

186.8

207.8

230.6

ECO2

54.4

59.2

61.3

69.7

ECO2

35.9

38.8

41.0

43.2

ECO2

10.3

10.4

10.2

10.2

ECO1

32.6

36.2

38.6

40.3

ECO1

68.9

72.6

76.9

79.5

ECO1

44.4

43.1

30.9

33.8

ECO2

58.7

97.6

141.0

193.0

Total

103.1

140.7

171.9

226.8

8.4

8.6

8.5

7.7

87.6

90.4

95.5

101.9

O2(%)

2.6

2.6

2.3

1.4

CO(ppm)

0

0

0

76

A/H

20

58

106

170

ECO1

16

44

82

130

ECO2

10

24

46

76

ECO2

2

3

4

4

(kg/h)

2

(kg/cm )

(

(

응축수

)

)

(kg/h)

연소공기온도 ℃ (

배가스성분 풍압 ㎜ (

H2O)

)

외기 출구

A/H

입구 입구 입구 출구

- 133 -

[그림 145]～[그림 153]은 5.0 t/h급 차세대 노통연관보일러용 각 열교환기의 성능치를 나타낸 것이다. EBR은 보일러 부하율 100%에서 0.79 정도를 나타내고 있으며, 전열성능 은 크게 향상되었음을 알 수 있다. 풍압손실 역시 크게 개선 되었다 0.85 0.80

0.70 0.65 0.60 0.55 0.50 0

20

40

60

80

100

120

보일러 부하율(%)

[

그림 145] 5.0 t/h급 노통연관보일러용 열교환기의 Total Energy Balance 250,000

ECO1 ECO2 A/H

200,000

Qa (kcal/h）

HX Total (EBR）

0.75

150,000

100,000

50,000

0 0

[

20

40

60 80 보일러 부하율(%)

100

그림 146] 보일러 부하별 각 열교환기의 전열성능

- 134 -

120

120 ECO1 ECO2 A/H

총괄전열계수(U0）

100 80

60 40

20 0 0

20

[

40

60 80 보일러 부하율(%)

100

120

그림 147] 보일러 부하별 각 열교환기의 총괄전열계수

80 ECO2 ECO1 A/H

70

ΔP(mmAq）

60 50 40 30 20 10 0 0

20

40

60

80

100

보일러 부하율(%)

[

그림 148] 보일러 부하별 각 열교환기의 풍압손실

- 135 -

120

300 응축수 Total ECO2 ECO1

응축수(kg/h)

250 200 150 100 50 0 0

20

40

60

80

100

120

보일러 부하율(%)

그림 149] 보일러 부하별 응축수 회수량

[

90 A/H ECO1 ECO2

80 70

ΔP(mmAq）

60 50 40 30 20 10 0 1

2

3

4

5

배기가스O2(%)

그림 150] O2 변화별 각 열교환기의 풍압손실

[

- 136 -

6

200 180 160

응축수(kg/h)

140 120

응축수 Total ECO2 ECO1

100 80 60 40 20 0 1

2

3

4

5

6

배기가스O2(%)

[

그림 151] O2 변화별 응축수 회수량

80 70 ΔP(mmAq）

60 50 40 30

A/H ECO1 ECO2

20 10 0 3

4

5

6

7

보일러 증기압력(kgf)

그림 152] 보일러 압력변화별 풍압손실

[

- 137 -

8

9

300

응축수(kg/h)

250 200 응축수 Total ECO2 ECO1

150 100 50 0 3

4

5

6

7

8

9

보일러 증기압력(kgf)

[

그림 153] 보일러 압력변화별 응축수 회수량

[그림 154]는 각 열교환기에서의 흡수율 분포도이다. 보일러 부하별로 공기예열기에 서 4～5%, ECO1에서는 54～59%, ECO2에서는 36～41%의 분포율을 보이고 있다.

A/H ECO 1 ECO 2

70% 59%

흡수율 분포(%)

60%

56%

55%

54%

50% 41%

41%

40%

36%

40% 30% 20% 10%

5%

4%

4%

5%

0% 40%

[

60% 80% 보일러 부하율(%)

100%

그림 154] 열교환기에서의 보일러 부하별 흡수율 분포 (5.0 t/h급 노통연관) - 138 -

제 4 장 목표의 달성도 및 관련분야의 기여도 본연구 과제의 최종 목표는 고성능 컴팩트 공기예열기/하이브리드 절탄기 개발이며, 기 존제품(Finned-Tube열교환기) 대비 유효도(Effectiveness) 120% 이상 높이는 것을 목표 로하고 있다. <표 6-1>는 보일러 100% 부하 즉 설계용량에서의 총괄열전달계수 비교표 이다. 기존 Finned-Tube 방식만으로 배열회수를 하였을 때보다 열전달율이 높은 판형열 교환기를 함께 사용하였을 경우 상당히 4배 이상의 열전달효율 향상을 보이고 있다. 표 34> 절탄기의 유효도(Effectiveness) 확인을 위한 총괄열전달계수 비교

<

구분 Effectiveness 기존열교환기 100% 1차년도 2차년도

3차년도

105% 110%

120%

명칭 Economizer 0.5t/h 관군연소용 Hybrid Economizer 1.0t/h 관군연소용 Hybrid Economizer 1.0t/h 노통연관용 Hybrid Economizer 2.0t/h 관군연소용 Hybrid Economizer 5.0t/h 노통연관용 Hybrid Economizer

열교환부 Type U(kcal/m2h℃) 1 Unit Finned-Tube Total Hybrid ECO1 Finned-Tube 15.1 ECO2 Chevron Plate(상용) 21.0 Total Hybrid ECO1 Finned-Tube 16.9 ECO2 Chevron Plate 110.0 Total Hybrid ECO1 Finned-Tube 16.9 ECO2 Dimple Plate 95.0 Total Hybrid ECO1 Finned-Tube 44.5 ECO2 Double Dimple Plate 117.8 Total Hybrid ECO1 Finned-Tube 39.9 ECO2 Double Dimple Plate 109.8 16

16.9

51.8

46.2

72.0

66.1

<표 34>는 공기예열기의 보일러 100% 부하 즉 설계용량에서의 총괄열전달계수 비교 표이다. 기존 이중관형 방식에 비하여 판형으로 대체하였을 경우 총괄열전달계수 값의 차 이는 현저히 높으며, 3차년도에는 열성능보다 압력손실을 줄이는 방향으로 설계를 추진, 전열면적을 늘려 다소 총괄열전달계수 값이 떨어지게 나타났지만, 기존 이중관형에 비하 면 이 값은 상당히 높은 값이다.

- 139 -

표 35> 공기예열기 유효도(Effectiveness) 확인을 위한 총괄열전달계수 비교

<

구분 기존열교환기

Effectiveness 100%

2차년도

110%

3차년도

120%

명칭 Air Pre-Heater 1.0t/h 관군연소용 AirPre-Heater 1.0t/h 노통연관용 AirPre-Heater 2.0t/h 관군연소용 AirPre-Heater 5.0t/h 노통연관용 AirPre-Heater

Type 이중관형 Dimple Plate Dimple Plate Double Dimple Plate Double Dimple Plate

U(kcal/m2h℃) 5 38.5 38.8 35.0 19.0

<표 36>은 절탄기의 컴펙트화를 비교한 결과이다. 핀-튜브열교환기를 판형으로 대체하 였을 경우 열교환기 코어(Core)기준 60%이하로 작아지므로, 절탄기 설치 공간을 줄일 수 있을 것이라 판단된다. 표 36> 절탄기 컴펙트화(Compactness) 비교

<

구분 Compactness 기존열교환기 100% 1차년도

2차년도

1차년도

80%

70%

60%

명칭 Economizer 0.5t/h 관군연소용 HybridEconomizer 1.0t/h 관군연소용 HybridEconomizer 1.0t/h 노통연관용 HybridEconomizer 2.0t/h 관군연소용 HybridEconomizer 5.0t/h 노통연관용 HybridEconomizer

열교환부 Type 1 Unit Finned-Tube Total Hybrid ECO1 Finned-Tube ECO2 Chevron Plate Total Hybrid ECO1 Finned-Tube ECO2 Chevron Plate Total Hybrid ECO1 Finned-Tube ECO2 Dimple Plate Total Hybrid ECO1 Finned-Tube ECO2 Double Dimple Plate Total Hybrid ECO1 Finned-Tube ECO2 Double Dimple Plate

- 140 -

㎡/㎥ 110 172.4 110 234.7 201.5 156.0 247.0 201.5 156.0 247.0 202.8 156.0 249.5 202.8 156.0 249.6

% 100% 63.8% 100.0% 46.9% 54.6% 70.5% 44.5% 54.6% 70.5% 44.5% 54.3% 70.5% 44.1% 54.2% 70.5% 44.1%

가격 목표로 기존제품 대비 130% 이하의 목표도 3차년도에 자동용접 장치를 개발하여 인건비 비중이 높았던 열교환기 코어 용접을 자동화 및 제품의 컴펙트화로 재료비 감소 에 따라 기존제품 가격 수준으로 생산이 가능해 졌다. 현재 개발품에 대한 매출이 발생하 고 있으며, 향후 적극적인 영업활동을 통하여 시장을 넓혀갈 계획이다.

[

그림 155] 열교환기 자동용접장치 - 전체사진

[

그림 156] 열교환기 자동용접장치 - 용접부 - 141 -

제 5 장 연구개발결과의 활용계획 본 연구개발 과제는 상용화가 목표이며, 소형(0.5t/h급)부터 대형(5.0t/h급) 보일러용 배 열회수 열교환기까지 설계/제작을 수행하였다. 이러한 설계/제작 기술을 통하여 보일러용 배열회수 장치의 생산/판매를 2009년도 하반기부터 시행 예정이다. 특히, 연구개발과정에서 제품 사용처인 보일러 업체와 연계된 실제품의 실증테스트를 통하여 제품설치 편의성과 시스템의 안정성을 평가하여 시스템 개발에 피드백 설계를 수 행할 계획이다. 개발품(딤플/더블 딤플 열판)을 이용한 판형열교환기는 산업용 보일러 시 스템뿐만 아니라, 대형 공장 및 요로 설비 등 다양한 산업시설에 활용이 가능하다. 딤플열판과 더블딤플열판에 대한 배열회수 시스템 선정을 할 수 있는 열교환기 선정프 로그램을 개발을 하여 수요자의 요구에 따른 제품 선정이 가능하다. [그림 157]은 열교환 기 선정프로그램이며, 시스템 요구 조건에 따른 열교환기 선정과 데이터 시트 제공이 가 능하다.

[

그림 157] 열교환기 선정프로그램

- 142 -

본 연구개발 과제는 개발완료 직후 상용화를 목표로 연구를 진행하였다. 고효율 배열회 수 시스템의 에너지 절약효과에 대하여 제품 사용자의 이해도가 증가하고 있으므로, 신뢰 성 있는 배열회수 시스템이 개발된다면 상업화는 문제가 없을 것으로 판단된다. 특히, 연 구개발과정에서 제품 사용처인 보일러 업체와 연계된 실제품의 실증테스트를 통하여 제 품설치 편의성과 시스템의 안정성을 평가하여 시스템 개발에 피드백 설계를 수행할 계획 이므로, 시스템 개발이 완료되면 기존 영업망을 매개로 하여 사업화가 가능하며, 산업전 반의 배열회수 시스템으로의 파급 효과가 클 것으로 사료된다. 산업 설비 및 플랜트 설비기기용 배열회수 열교환기의 국내시장 규모는 연평균 8%의 지속적인 성장을 기록하고 있다. 더욱이 국내기업이 수주한 해외플랜트에 사용되는 시장 은 연평균 15%의 빠른 증가세가 전망된다. 무엇보다도, 판형열교환기는 기존의 관형 열 교환기시장을 전면 교체하는 획기적인 열교환기 기술로서, 증가하는 시장규모 보다는 기 존에 형성되어 있는 수조원의 플랜트 설비기기용 관형 열교환기 시장을 전면 대체할 수 있는 잠재력을 지닌 핵심기술이므로 향후 기술수요는 계속 증가할 전망이다. 이에 본 연 구 개발 과제에서 얻은 기술과 제작기술을 활용하여 시장을 확대해 나갈 계획이다.

- 143 -

제 6 장 연구개발과정에서 수집한 해외과학기술정보 : 보일러의 배가스는 NOx 나 SOX와 같은 성분이 포함되어 배출이 된다. 유류보일러의 경우 가스보일러보다 이러한 부식 요인이 크기 때문에 열교환기의 파 손 우려가 크다. 따라서 이러한 부식을 방지하기 위하여 내식성 열교환기 개발은 제품의 성능 유지를 위하여 필수적 기술이다. 일반적으로 Coating film등을 이용하여 피막을 입 히거나 내식성 재질의 열판을 사용하는 기술이 널리 사용되고 있다. 본 연구에서는 내식 성 Coating film을 활용하는 방향과 내식성 소재인 폴리머 열교환기의 개발을 고려하고 있다. 기존 폴리머 열교환기의 단점인 낮은 열전도도와 사용온도/압력의 제한(온도와 압력에 따른 변형)을 대폭 개선한 열전도성 플라스틱과 같은 엔지니어링 플라스틱이 현재에는 산업 전반에 적용되고 있다. Fig. 25는 화학처리 공장 및 해수처리 공정에서 사용되고 있 는 폴리머 열교환기이며, 엔지니어링 플라스틱의 경우 200℃정도의 고온에서도 변형 없이 사용이 가능하다. 폴리머 열교환기

그림 158] Polymer Heat Exchanger, <출처:FAFCO, USA>

[

- 144 -

: [그림 159]는 미국 DOE에서 진행하고 있는 슈퍼보일러 시스템에서 배기가스의 응축수를 급수로 사용하기 위한 TMC의 개념설계안이다. 열교환기 형태는 Shell&Tube 타입이며, Tube는 세라믹 또 는 폴리머 등 내식성 소재를 사용하여 내구성을 확보하고 있다.

TMC 배열회수 시스템은 배가스의 응축수를 급수로 사용하기 때문에 순수한 증류수만 을 응축시켜야한다. 일반적으로 배가스의 응축수에는 NOx 및 SOx등이 함유되어 강한 산성을 갖는다. TMC의 응축수에 Nox와 같은 이물질이 없는 순수한 증류수를 얻어지는 데, 이것은 보일러 배기가스의 친환경성에 좌우된다. 이와 같은 그린에너지 기술의 국내 도입이 필요할 것이라 판단된다.

TMC(Transport

[

Membrane

Condenser)

배열회수

시스템

그림 159] Candidate of Transport Membrane Condenser

또한, TMC 배열회수 시스템은 공기예열기가 Condenser 후단에 위치하여 TMC에서 응 축된 응축수의 열을 이용 공기를 예열 시켜준다.

- 145 -

제 7 장 참고문헌 1. Hyouck-Ju Kim, 미국 연소기술 로드맵 상의 보일러 기술과 수퍼 보일러 개발 현황, ETIS 분 석집, 2005, Vol 25, pp. 69-77.

2. U.S. DOE, OEERE, Super Boiler, Industrial technology Program, fact sheet, June 2003.

3. GTI, High-Efficiency, Low-Emission Comp -act Super Boiler, focus fact sheet, July 2004 4. Yunus A. Cengel, "Heat Transfer : A Practical Approach", McGraw Hill (1998).

5. McCabe, "Unit Operations", 6th ed., McGraw Hill (2001).

6. Incropera, Dewitt, "Introduction to Heat Transfer", 5th. ed., Wiley (2001).

7. Welty, Wilson, Wicks, "Fundamentals of Momentum, Heat and Mass Transfer", 4th. ed., Wiley (2000).

8. ASHRAE HANDBOOK, 2005 FUNDAMENTALS

- 146 -