저온공조시스템의 구성 (주)신성이엔지

[朴 鉉 求]

저온공조시스템의 구성

박 승 태
(주)신성이엔지
이사

Ⅰ. 머리말

저온공조의 기본으로 하여 빙축열 시스템이 포함되고 있으며, 1980년대 중반부터 미국에서 건물 신축붐이 일면서 저온공조가 보급되기 시작되어 10년 이상의 실적으로 발전되었으며 에너지절약 및 경제성이 있는 시스템으로 각광받고 있다. 일본에서는 1987년부터 빙축열 시스템 보급이 시작되어진 5년 뒤에는 빙축열 시스템이 수축열 시스템 시장을 앞섰으며, 그 무렵 저온공조 보급의 실효성이 확인되어 현재는 각종 싫증 및 개발을 통해 보급에 박차를 가하고 있다.
국내에서는 한국전력공사의 주도하에 빙축열 시스템 보급이 1991년부터 실시하여 현재에 이르렀으며 빙축열 시스템의 경제성 및 에너지 절약의 최종 목표인 저온공조 시스템을 개발시공 중에 본 자료를 통해 저온공조를 설계하는데 일익을 담당하였으면 한다.
최근 경제성장의 결과 빌딩의 수요가 증가되고 이로 인해 건물의 대형화 및 고급화가 진행 되고 있다.
건물의 대형화는 건물내에서의 에너지 소비를 증대시키고, 그중에서도 공조설비의 에너지 소비량은 건물의 유지 관리비에 가장 큰 비중을 차지한다. 그러므로 최근에는 에너지 절약형 공조 시스템이 주목되고 있고, 또한 많은 연구가 진행되고 있으며 주목되고 있는 저온공조 시스템은 새로운 기술은 아니다.
그러나 최근에 와서 일반 빌딩의 보건공조 분야에서 관심의 초점이 되고 있는 이유는 최근 빙축열을 이용한 공조 시스템의 설계가 증가하면서, 양질의 저냉수를 쉽게 얻을 수가 있고 그로인해 저냉수를 이용한 보다 효율적이고 경제적인 공조시스템의 검토가 연구되기 시작했다.
또한 미국 일본 등 선진국에서 이미 적용하여 연구 검토한 바에 의하면, 저온공조 시스템은 다른 냉방시스템과 비교하여, 설비비, 운전비, 라이프사이클 비용이 최소이고, 또한 재실자에게 높은 쾌적성을 줄 수 있는 시스템으로 판명되었다.
그러므로 지구환경 보전을 배경으로 한 에너지 절약, 주간 전력 억제를 고려한다면 빙축열을 이용한 저온공조 시스템은 이후 급속하게 보급되어질 거라고 생각된다.

1.1 배경

현재 국내에서 설계되고 있는 일반 오피스용 건물의 설계방식으로 열원 및 공조 시스템의 유형에는 여러 가지 방식이 있지만 대표적인 예로 열원 시스템에는 1)빙축열방식과 2)냉온수기를 이용한 흡수식 시스템으로 대별되며, 공조방식은 1)CAV+FCU, 2)VAV+AHU, 3)VAV+FPU 방식을 들 수 있다.
그러나 그동안 국내에서 설계시공된 건물들의 대부분이 공조방식으로 CAV+FCU, 혹은 VAV+AHU 설계 시공되어졌으며, 최근 90년대에 들어서면서부터 빙축열 시스템의 도입과 함께 저냉수 순환 시스템 및 저온 공조 시스템의 도입이 검토되기 시작했다.
그러나 국내에서 그 동안 저온공조 시스템의 연구 및 시공사례가 빈약하여 설계 검토하는 데에, 많은 어려움이 있고, 또한 저온 공조 시스템을 위한 기기가 국내에서 많이 개발되지 않아 시공상에도 상당한 어려움이 있다. 그러므로 본 글에서는 기존 냉방시스템(터보냉동기 사용의 경우) 냉방 동력부하를 40%이상 절약하는 저온 공조 시스템에 있어서의 빙축열 시스템과 저온공조에 있어서의 덕트 설계시 고려사항과 저온공조기 설계 고려사항을 실어 여러분들의 참고가 되었으면 한다.

1.2 냉방시스템에 소요되는 업무용 빌딩에서의 동력 검토(전공기 방식의 VAV SYSTEM)

1) 냉동기 → 축냉식 시스템(빙축열)

* 냉방최대부하가 600RT라면 (냉방시간 10HR, 평균부하율 80%)
(1) 전동식 냉동기 선정 600RT (300RT x 2대)
(2) 빙축열시스템 냉동기 선정(부분축열 SYSTEM) =
1일 냉방부하(주간최대 냉방부하x냉방시간x평균부하율)
주간냉방시간x주간냉동기효율+심야축냉시간x냉동기효율
      

* 심야 냉동기 효율 - 터  보 : 0.75
                          - 스크류 : 0.7
                          - 왕복동 : 0.65
* 1RT = 3,024kcal/h
* 0.9 : 냉수온도 7℃를 기준하였을 경우 2℃일 때 효율

 

2) 펌프(냉각수펌프·냉수펌프·브라인펌프)/펌프효율 =60% 기준함

(1) 냉각수펌프 300RT용 x 2대(일반공조용) → 150RT용 x 2대(축냉설비에 따른 것)
     유량 300RT x 13LPM = 3900LPM x 2대
     150RT x 13LPM = 1950LPM x 2대
     (양정 20M 기준)    21.2kW x 2대
     (양정 20M 기준)    10.6kW x 2대
(2) 냉수펌프
     Δt 5℃(냉동기 입구 12℃, 출구 7℃/일반공조용)
       
      (양정 30M 기준) 24.7kW x 2대
     Δt 10℃(열교환기 입구 15~5℃, 또는 14~4℃/저온공조용)
     
      (양정 30M 기준) 12.4kW x 2대 
(3) 브라인펌프 (열교환기 채택시 추가됨 / 저온공조시스템의 경우) / 브라인 에틸렌글리콜 25%
       
      (양정 30M 기준) 1.03비중(kg/ℓ) 0.92비열(kcal/kg) 13kW x 2대
     시스템 온도 Δt 10℃ 2~12℃ 또는 1~11℃
     계 97.8kW (일반공조) (100%)
     46kW (저온공조 : 브라인 1차 순환) (50%)
     72kW (저온공조 : 브라인 2차 순환) (80%)

3) 공조기(배관·덕트 손실 20%를 고려하였다면 실부하는 500RT임)

실내부하 80%, 외기부하 20%, 현열비 0.9라면 실내순수현열 360RT

일반공조	저온공조
실내온습도 26℃CDB, 50%RH (SHF 0.9) COIL 출구 15℃DB, 94%RH	실내온습도 27℃CDB, 40%RH (SHF 0.85) COIL 출구 10℃DB, 98%RH
= 5,727CMM (100%)	= 3,520CMM (61.5%)
144kW (100%)	FPU 사용할 때(급기 2. 실내 1)                                         93.3kW (65%)

4) 일반공조 시스템대 저온공조 시스템의 동력 비교

	일반공조	저온공조	비  고
열원	60% x 1.0 = 0.6	60% x 0.5 = 0.3	50% 절감(빙축열)
펌프	20% x 1.0 = 0.2	20% x 0.8(0.5) = 0.16(0.1)	50~20% 절감
FAN	20% x 1.0 = 0.2	20% x 0.65 = 0.13	35% 절감
비율	100%	59% (2차 펌프 냉수순환 / 브라인순환) 53% (1차 펌프 브라인순환)	41%~47% 절감

[표1] 에너지관리대상 비주거용 건물의 에너지소비 현황

용도별	계통별	기기별
공조용 [161](47.3%)	열원    [68](20%)	열원기기     [54](16%) 보조기기   [14](4%)
	반송   [93](27.3%)	환기용 팬    [37](10.9%) 공조용 팬     [33](9.5%) 공조용 펌프  [23](6.9%)
조명용 [109](32.2%) 위생용등 [70](20.5%)	-	-
계      [340](100%)	-	-

* 1996년 에너지 총조사 보고서, 한국경제 연구원

1.3 기대 효과

저온공조 시스템은 빙축열 시스템과의 조합에 의해 다음과 같은 이점이 있다.
1) 에너지 소비량의 감소
2) 실내공기의 질과 쾌적성의 향상
3) 습도제어가 용이
4) 덕트, 배관 사이즈의 축소
5) 송풍기, 펌프, 공조기 사이즈의 축소
6) 건물 층고의 감소
7) 쾌적한 근무환경 조성에 의한 생산성 향상
8) 기존 건물의 개보수에 적용하면, 낮은 비용으로 냉방능력의 증감이 용이함.

1.4 용어의 정의

1) 빙축열 관련

(1) 빙축열(축냉설비)
     냉동기를 이용하여 심야시간(22:00~08:00)대에 축열조에 얼음을 얼려 주간시간
     대에 축열조의 얼음을 이용하여 냉방하는 설비를 말한다.
(2) 축열조
     냉동기에서 생성된 냉열을 얼음의 형태로 저장하는 탱크를 말한다.
(3) 총 냉방부하
     1일 냉방시간 단위로 부하계산하여 합산된 냉방공조 부하량
(4) 축열율
     1일 냉방부하량에 대한 축열조에 축열된 얼음의 냉방부하 담당비율.
(5) 심야시간
     한국전력공사에서 전기요금을 차등부과하기 위해 정해 놓은 시간(22:00~08:00)
     이나 사용자의 편의에 따라 기본시간 10시간은 변동없이 22:00 ±1시간의 변동폭
     을 가질 수 있다.

2) 실내환경 관련용어

(1) 저온공조
     공조기 코일 입,출구 온도차를 일반 공조 시스템의 경우는 약 Δt 10℃ 정도로 설계
     하나 저온공조 는 약 Δt15~20℃ 정도로 설계하여 운전하는 공조시스템.
(2) IAQ(INDOOR AIR QUALITY)
     국내에서는 건물관리법에 실내 분진농도에 대한 상하한치가 규정되어있다.
     ASHRAE 기준에서는 실내공기 질에 관한 불만족 자율은 재실자의 20% 이하로
     하고 있다.
(3) 만족도(SATISFACTION)
     집무자의 만족도를 바탕으로 열적쾌적성 혹은 실내공기 질에 관한 지표이다.
(4) 환기효율
     환기효율은 통상 건물내로 들어오는 외기의 거주역에 도달하는 비율이다.
(5) 공기 확산성계수(ADPI : AIR DISTRIBUTION PERFORMANCE INDEX)
      ADPI는 거주구역의 계측점 가운데, 실내기류속도 0.35m/s이하에서 유효 드래프
      트 온도차가 -2℃~1℃의 범위에 들어오는 비율을 나타낸 쾌적상태의 척도이다.
      공기류의 도달거리(수평 방향)를 실 대표길이로 나눈 수치가 통계적으로 ADPI에
      관련지어 진다. 이 수치는 특수한 VAV 디퓨저와 저온 취출구와의 사이에서는 다
      를지도 모른다. ADPI가 높다면 높은만큼 예측되는 실내의 쾌적성은 높게된다.
      ADPI는 실내 온도상태의 척도지만, 공기가 충분히 섞여 있는 실내에서는 오염물
      질 제거효과와 IAQ에도 관련지우고 있다.     

1.5 AIR TRANSPORT FACTOR

공기 반송의 평가 방법으로 규격에서는 AIR TRANSPORT FACTOR을 식(1)로 정의하고 있다.
  (1)
지금 급기 송풍기만을 가지고 있는 계통에 대하여 생각해 보면 식(1)은 다음과 같이 표현된다.
     (2) 

[표2] AIR TRANSPORT FACTOR

송풍기정압 mmAq	취   출   온   도  차 ℃
	10	12	14	16	18	20
40 60 80 100 120 140 160	16.7 11.1 8.4 6.7 5.6 4.8 4.2	20.0 13.3 10.1 8.0 6.7 5.8 5.0	23.4 15.5 11.8 9.4 7.8 6.7 5.9	26.7 17.8 13.4 10.7 9.0 7.7 6.7	30.1 20.0 15.1 12.1 10.1 8.6 7.6	33.4 22.2 16.8 13.4 11.2 9.6 8.4

여기에, ΔTa : 취출온도차     ℃
              P : 송풍기정압     mmAq
              Q : 송풍량          CMM
                : FAN MOTOR 총합 효율

표-2에서 계산 예를 표시한다. ( = 0.54로 한다.) AFT치는 되도록 큰 치수가 요망된다. 대 온도차 송풍(저온공조)의 잇점은 확실하며, 배관에서의 저냉수 대온도차의 경우도 동일하게 된다.  

Ⅱ. 빙축열 시스템 구성

세가지 기본 시스템 설계가 있다. 
1) Storage Upstream. (그림1) 축열조의 방냉효율은 최대화되지만 냉동기 입구온도는 떨어진다. 제어방법과 배관은 간단해지며, 적용시는 Δt 운전을 고려한다. 
2) Chiller Upstream. (그림2) 냉동기는 매우 높은 용량과 효율에서 작동한다. 축열조의 방냉량은 약간 감소된다. 또한 제어와 배관이 간단해 진다.
3) 병렬흐름. (그림3) 냉동기와 축열조 둘다 높은 온도의 리턴되는 이점을 얻는다. 냉동기는 높은 용량과 효율에서 작동하고, 축열조의 방냉량은 최대화된다. 시스템 압력강하는 비록 제어와 배관이 연속 시스템보다 약간 더 복잡하지만 감소된다.
국내에서 실용화된 직렬흐름에서의 Chiller Upstream과 Chiller DownStream(Storage Upstream)에 알아본다.

[그림1] Storage Upstream(직렬흐름)

[그림2] Chiller Upstream

[그림3] Parallel Flow

2.1 빙축열 시스템에서의 펌프 동력

1) Chiller Downstream(직렬)

① 냉동기 1대 가동시 1대의 펌프로 주간, 심야 겸용 운전함.
② 냉동기 1대 가동시 별개의 펌프로 주간, 심야 운전함. 

<현행>

<개선>

2) Chiller Upstream(직렬)

① 냉동기 1대 가동시 1대의 펌프로 주간, 심야 겸용 운전함.
② 냉동기 1대 가동시 별개의 펌프로 주간, 심야 운전함.

<현행>

<개선>

[표4] 빙축열 시스템 Chiller Downstream·Chiller Upstream 비교

내용/구분	Chiller Downstream	Chiller Upstream
개  요	열교환기 기준으로 하류측에 냉동기가 있는 방식으로 부하에 대한 1차측 부하는 축열조가 감당하는 방식임.	열교환기 기준으로 유동 상류측에 냉동기가 있는 방식으로 부하에 대한 1차측 부하를 냉동기가 감당하는 방식임.
장  점	① 축열조 이용효율이 증대됨  ② Peak부하 적응력이 좋다.(냉동기운전)  ③ 온도차 크게하여 순환펌프동력 감소된다.  ④ 낮은 온도의 냉수공급이 가능하다.  ⑤ 열교환기 전열면적 감소된다.  ⑥ 대형 시스템에 적합하다.	① 냉동기 효율이 증대된다.(COP.증대)  ② 시스템이 간단하고 제어가 용이함.  ③ 소형 시스템에 적합하다.
단  점	① 주간 냉동기가 낮은 온도로 운전되어 효율이 감소      된다.(COP.감소) ② 운전제어 시스템의 기술이 요구된다.	① 축열조 효율이 감소됨.  ② 열교환기 전열면적이 증가한다.  ③ 순환펌프 동력이 증가한다.
기  타	* 축열조에 축열량이 남을 수 있으나 입출구 Δt 운전제어에 의해 완전 방냉된다.
적  용	◎	○

[표5] 펌프동력 산정

		현 행	개  선		비 고
		주·심야겸용 브라인펌프	주간전용 브라인펌프	심야 전용 브라인펌프
빙축열 조건		최대부하 400RT DAY 부하=400RTx10HRx0.85=3,400RT-HRS  냉동기 (주간) 200RT (야간) 140RT  축열조 1,400RT 이상  주간 열교환기측 입출구온도 Δt 10℃  심야 냉동기측 입출구 온도 Δt 3.5℃
브라인 유량		2,160LPM	2,160LPM	2,160LPM
시스템 양  정	냉 동 기	10MAQ	10MAQ	10MAQ
	축 열 조	10MAQ	10MAQ	10MAQ	밀폐식 시스템
	삼방변MV1	3MAQ	3MAQ	3MAQ
	배 관 등	7MAQ	7MAQ	7MAQ
	열교환기	7MAQ	7MAQ	-
	삼방변MV2	3MAQ	3MAQ	-
	합    계	40MAQ	40MAQ	30MAQ
펌프 소비동력			23.5kW
비  율		100%	100%	75%

 

3) 시스템의 펌프 동력 산정

Chiller Downstream은 냉동기가 열교환기 전단에 위치하고 있어 주간 냉방시 브라인 온도를 0℃까지 내릴 수 있어 Chiller Upstream보다 낮은 온도의 저냉수를 얻을 수 있는 잇점이 있으나 빙축열 시스템에서의 큰 특징은 대온도차이므로 두가지 운전에 있어서 설계 기본은 Δt 10℃로 한다.
표-5는 Chiller Downstream과 Chiller Upstream의 조건을 같은 상태에서 주간·심야 겸용 브라인 펌프의 설계시와 별개의 브라인 펌프 사용시 동력을 산정하였다. 여기에서 보듯이 별개 브라인 펌프 사용시 년중 12.5%(심야 브라인 펌프만은 25%)의 에너지 절감을 기대할 수 있다.

2.2 빙축열 시스템의 저냉수이용과 대온도차

일반공조나 산업공조에 따르는 냉열원을 살펴보면
1) 15℃의 냉수 : 지하수
2) 9℃의 냉수 : 단효용 온수 흡수식 냉동기
3) 7℃의 냉수 : 2중효용 흡수 냉동기 등 여러 가지 냉열매가 사용되고 있다.
4) 5℃의 냉수 : 터보 냉동기
5) 0℃의 냉수 : 빙축열에 의한 냉수
6) -10℃ 브라인 : 브라인 저온 냉동기
Energy적으로 제각기 냉열들의 부가가치가 다르며 출력 온도에 의해 필요에너지량이 크게 변한다.
빙축열을 사용하는 경우에 7℃의 냉수를 만드는 것과 비교하여 50%이상의 에너지가 필요하다고 말하는 것은 빙축열로 만든 저냉수를 부가가치가 높게할 수 있는 방법을 사용하지 않으면 안된다. 그러므로 이것을 7℃의 냉수를 온도를 높여 냉방에 사용하는 것이 좋지 않으며, 저냉수의 부가가치를 잃게 되므로 빙축열의 낮은 저냉수를 이용하여 시스템내의 온도차를 크게 하는 것이 빙축열 본래의 사용 방법이다.
표-6은 냉수온도차에 의한 유량·배관경·펌프동력을 검토하였다.

[표6] 냉수온도차에 의한 유량·배관경 및 펌프동력

냉방 용량(RT)	Δt 5℃			Δt 7℃			Δt 9℃			Δt 11℃
	유량 (LPM)	배관경 (A)	펌프 동력 (kW)	유량 (LPM)	배관경 (A)	펌프 동력 (kW)	유량 (LPM)	배관경 (A)	펌프 동력 (kW)	유량 (LPM)	배관경 (A)	펌프 동력 (kW)
20	202	65	1.7	144	50	1.2	112	50	0.9	92	40	0.8
30	302	65	2.5	216	65	1.8	168	50	1.4	137	50	1.1
50	504	80	4.1	360	80	2.9	280	65	2.3	229	65	1.9
80	806	100	6.6	576	80	4.7	448	80	3.7	367	80	3.0
100	1008	100	8.2	720	100	5.9	560	80	4.6	458	80	3.7
150	1512	125	12.4	1080	100	8.8	840	100	6.9	687	100	5.6
200	2016	150	16.5	1440	125	11.8	1120	125	9.2	916	100	7.5
300	3024	200	24.7	2160	150	17.6	1680	125	13.7	1375	125	11.2
500	5040	250	41.2	3600	250	29.4	2800	200	22.9	2291	150	18.7
750	7560	300	61.8	5400	250	44.1	4200	250	34.3	3436	200	28.1
1000	10080	350	82.4	7200	300	58.8	5600	250	45.8	4582	250	37.4

주) 1. 배관압력손실 70mmAq/m, 배관유속은 2m/s 이하로 기준
     2. 펌프의 효율은 60%, 양정은 30M로 기준
      

Ⅲ. 저온공조에서의 덕트 설계시 고려사항

3.1 덕트에 의한 열취득

1) 일반사항

(1) 덕트를 통한 급기의 열취득으로 인하여 보통 1.6℃~2.7℃의 급기온도가 상승한다. 공기가 천장플레넘을 경유하여 공조기로 리턴하는 시스템에서 급기덕트의 열취득은 보통 환기의 열손실에 의한 것이나, 환기가 방출한 열을 급기가 모두 흡수하는 것은 아니다. 그러나 덕트 열취득은 실내 냉방부하에 더해져 필요급기량을 증가시킨다.(그림4. 참조)
(2) 덕트 열취득은 덕트내부공기와 덕트 주변공기와의 온도차, 덕트 표면적, 총열전달계수 등에 의존 한다.
(3) 저온공조방식은 덕트벽 양측의 온도차가 일반공조방식보다 40%~70% 높은 반면에 표면적은 대략 15%~40% 작다. 동일한 단열수준에서 비교하면 저온공조방식의 열취득은 재래식시스템의 약 15%~40%로 덕트의 설계방법에 따라 크게 달라진다. 일반적으로 저온공조방식의 단열두께를 증가시키면 일반공조방식에서보다 열취득을 40%~80% 감소시킬 수 있다. 그러나 급기량이 줄어 들기 때문에 급기온도 상승은 열취득의 감소에도 불구하고 일반 공조방식과 비슷하거나 다소 높아 진다.
(4) 덕트 열전달계수는 단열재의 형태, 밀도 및 두께에 따라 달라진다. 설계를 목적으로 덕트의 총열 전달 계수를 계산할 때는 단열재의 열전달계수와 덕트외부 공기막의 열전달계수만 고려하고 덕트 벽의 열 저항은 무시한다.
                         (1)
     여기서
     Uduct : 덕트 총열전달계수 (W/㎡·K)
     Ri    : 단열재 열저항 (㎡·K/W)
     Rs   : 덕트 외표면의 공기막 열저항(0.121㎡·K/W)
                                  (2)
      여기서,
      ti : 단열재의 두께 (mm)
      ki : 단열재의 열전도율 (W/㎡·K)
       i : 단열재의 층의 수
     단열이 여러층으로 구성되면 단열재의 열저항은 각 층의 R값의 합이 된다.
(5) 단열재의 열전도율은 제조회사의 카타로그를 참고하는 것이 좋다. 그러나 제조회사에서 제공하는 자료가 없는 경우에는 표-7의 자료를 사용하여도 좋다. 유리면 블랭킷의 대표적인 열전도율은 밀도와 적용온도 범위에 따라 다르며 12~48kg/㎥ 밀도 범위에서 0.030~0.045 W/m·K이다.
(6) 블랭킷 단열재를 외부에 시공할 때에는 압축되므로 열전도율이 증가된다. 따라서 설계시에는 압축을 고려한 가설상태의 열전도율을 사용하여 설계해야 한다. 이 값들은 보통 단열재 제조회사로 부터 구할 수 있다. 표-7은 그 일예이다.
(7) 단열하지 않은 덕트, 내부라이닝덕트(intemally lined duct) 및 통기성라이너(air-previous liner) 덕트는 기류속도가 증가함에 따라 열전달계수가 증가한다.

[그림4] Ducted Return System Problems

[표7] 유리면 블랭킷의 열전도율 (W/m·K)

밀도 (kg/㎥)	적용온도(℃)
	-32	-18	-4	10	24	38
10	0.039	0.040	0.042	0.043	0.045	0.046
12	0.037	0.039	0.040	0.042	0.045	0.046
16	0.035	0.036	0.037	0.039	0.042	0.045
24	0.032	0.033	0.035	0.036	0.039	0.042
48	0.029	0.030	0.032	0.033	0.035	0.036

주 : ASHRAE Handbook, Fundamantals (1997), p. 24.18, Table 10에서 인용

[표8] 대표적인 유리면블랭킷 보온재의 단열값

호칭밀도 kg/㎥	호칭두께 mm	설치두께 mm	설치열저항 ㎡·K/W	외표면열저항 ㎡·K/W	열관류율 ㎡·K/W
12	40 50 80	28.6 38.1 57.2	0.6356 0.8466  1.2711	0.121 0.121 0.121	1.3217 1.0335 0.7189
16	25 40 50	19.1 28.6 38.1	0.4548 0.6809 0.9071	0.121 0.121 0.121	1.7367 1.2470 0.9727
24	25 40 50	19.1 28.6 38.1	0.4897 0.7333 0.9769	0.121 0.121 0.121	1.6374 1.1705 0.9108

주 : ① 덕트의 외부단열, 적용온도 24℃ 기준
      ② 표 8의 열전도율 적용

[그림5] 덕트의 총열전달 계수 

2) 덕트 열취득 계산

(1) 단면의 덕트열취득 계산
① 덕트열취득의 계산
    덕트 열취득과 온도상승은 ASHRAE Handbook Fundamentals(1997) 제32장에     의해 계산한다.
    보다 정확한 덕트 열취득 계산법은 McQuiston and Spitler(1992, pD.10)을 참
    고한다.
                (3)
                             (4)
    여기서,
      ,  사각형 덕트일 때    (5)
       ,     원형 덕트일 때      (6)
    A_cs : 덕트 단면적 (㎟)
    V    : 평균속도 (m/s)
    D   : 덕트 직경 (mm)
    L_duct : 덕트 길이 (m)
    q_duct : 덕트벽을 통한 열취득 (W)
    U   : 덕트벽의 총 열전달계수 (W/㎡·K)
    P  : 단열 또는 비단열된 덕트의 접연길이 (mm)
    ρ  : 공기밀도 (kg/㎥)
    T_e  : 덕트 입구의 공기온도 (℃)
    T_l  : 덕트 출구의 공기온도 (℃) 
    T_a  : 덕트 주변공기의 온도 (℃)
덕트 배치가 결정되면 열취득과 온도 상승을 각 단면(section)마다 계산한다. 이때 덕트의 어느 한 단면의 출구온도는 다음 단면의 입구온도가 된다. 이런 형태의 반복계산에는 컴퓨터 프로그램을 이용하는 것이 좋다.
② 온도상승의 계산
    온도상승은 보통 덕트계통에서 가장 긴 단면에서 계산하고, 그 결과 산출된 최종급
    기온도가 존의 필요 급기량을 결정하는 데 사용된다. 일반 사무소 건물에서는 덕
    트 온도상승의 표준허용값인 1.6℃를 사용하여 설계하여도 좋다. 그러나 덕트계통
    이 매우 길거나 권장수준 이하인 경우에는 식(4)을 이용하여 실제 온도상승을 계산
    하여야만 한다.

(2) 총덕트열취득의 계산
① 총덕트열취득의 계산
    전덕트계통에 대한 총 덕트열취득은 각 덕트단면마다 식(3)를 적용하여 계산한 합
    으로부터 구한다. 그러나 설계시에는 덕트계통에서 가장 먼 단면에서 구한 온도상
    승과 전체유량을 곱하여 개략적인 총 덕트열취득을 구해도 된다.
                  (7)
    여기서,
     : 총 덕트의 열취득 (W)
     Q_sa       : 급기량 (L/s)
     △T_duct : 덕트 온도상승 (℃)
     이 방법으로 구한 총열취득은 실제보다 다소 큰 값이 되는데, 그것은 어떤 단면에
     서의 온도상승은 최대온도상승값보다 작기 때문이다.
② 온도상승의 계산
급기온도의 상승은 VAV시스템이 부분부하로 운전될 때 급기량이 감소되므로 3℃~6℃까지 상승한다. 그것은 덕트 벽을 통해 전달된 열량은 근본적으로 일정하되 열을 흡수하는 공기량이 줄어들기 때문이다. 저 부하에서 온도상승의 증가분은 디퓨저 속도의 감소로 인한 디퓨저 성능의 저하를 보충해 준다. 그러나 만일 시스템의 다른 모든 존의 부하는 낮은데 어느 한 존의 부하가 높은 경우에는 그 존의 필요공기량은 가장 높은 온도상승을 기준으로 하여 결정해야 한다.

3.2 덕트의 결로 방지

1) 일반사항

(1) 덕트와 기타 공기분배 장치를 단열시공하여 공급공기의 열취득을 감소시키고, 덕트 주위의 습기가 결로되는 것을 방지해야 한다. 저온공조방식에서는 급기온도가 더 낮아지기 때문에 필요 단열두께가 증가한다. 주변 공기와의 온도차가 커지면 덕트의 열취득이 증가되어 덕트의 일부표면이 노점 온도 이하로 냉각되므로 결로를 일으킬 가능성이 높아지기 때문이다. 그러나 대부분의 경우에 설계도서에 명시한 단열시공을 함으로서 결로를 충분히 방지할 수 있다.
(2) 열취득을 최소화하여 급기량을 증가시키기 위해 저온공조방식은 재래식시스템 보다 더 두꺼운 단열로 설계해야 한다. 덕트 열취득은 3.1에 제시한 방법으로 계산한다. 저온공조방식을 설계할 때에는 단열의 추가로 인한 열취득과 급기량의 감소에 따른 이익과 보온재 추가설치 비용에 대해서 검토해 보아야 한다. 그러나 일반적으로 일반공조방식의 급기온도에서 25mm 외부단열을 했다면, 급기온도가 7℃~10℃의 급기온도인 시스템에는 50mm 두께의 단열재를 사용할 것을 추천한다.
(3) 저온공조방식의 단열에서는 뛰어난 시공기술이 필수적이다.
덕트와 공기분배 장치는 누기가 생기지 않도록 완전히 싸서 밀봉시키고 손상되지 않은 방습층을 연속적으로 시공하여 과도한 열취득과 불필요한 결로가 발생하지 않도록 해야 한다.

2) 단열재료

(1) 단열재의 선정
단열시공에 사용하는 단열재의 종류를 선정할 때에는 다음의 각 조건을 검토하여 결정하여야 한다.
① 사용온도 범위 : 장시간 사용에 대한 내구성이 있을 것
② 열전도율이 적을 것 : 단열효과가 클 것
③ 물리·화학적 성질 : 사용장소에 따라 물리적, 화학적 강도를 갖고 있을 것
④ 내용년수 : 장시간 사용해도 변질, 변형이 없고 내구성이 있을 것
⑤ 단위 중량당 가격 : 밀도가 적고, 값이 저렴하고 또 공사비가 적게 들 것
⑥ 구입의 난이성 : 일반시장에서 쉽게 구입할 수 있을 것
⑦ 공사현장의 상황에 대한 적응성 : 시공성이 좋을 것
⑧ 불연성 : 소방법상 불연재일 것
⑨ 투습성 : 투습계수가 적을 것

(2) 단열재의 종류별 열전도율
덕트 및 배관의 단열에 사용되는 주요 단열재의 종류별 열전도율은 다음과 같다.

[표9] 단열재의 종류별 열전도율

단열재의 종류		밀도 (kg/㎥)	열전도율 (평균온도30℃) [kcal/m·h·℃]
유리면	보온판2호 16K 20K 24K 32K 40K 48K 64K~120K	16 20 24 32 40 48  64~120	0.040 이하 0.036 이하 0.035 이하 0.033 이하 0.032 이하 0.031 이하 0.030 이하
	보온판3호 80K~120K	80~120	0.034 이하
	블랭킷1호 2호	24 이상 40 이상	0.034 이하 0.031 이하
암면	보온판1호~2호 3호 4호 펠트, 메트 블랭킷1호~2호	80~160 180~300 350 50~70  40~160	0.032 이하 0.035 이하 0.040 이하 0.035 이하 0.032 이하
발포폴리 스 틸 렌	보온판1호 2호 3호 4호	30 이상 2225 이상 20 이상  16 이상	0.033 이하 0.034 이하 0.036 이하 0.039 이하

주) 한국전력공사, 빙축열시스템 시공기준(안), 1996에서 인용

 

3) 결로방지를 위한 최소 단열두께의 계산

(1) 계산식
     주어진 주위조건에서 결로를 방지하기 위해 요구되는 단열두께는 덕트 및 단열재
     의 열전달 해석에 의해 결정하며, 표면온도는 다음 식으로 계산한다.
                            (8)
     최소 단열 열저항은 표면온도가 주변의 노점온도와 같거나 높아야하므로 T_s T_dp
     로 높으면,
                                                  (9)
      이고, 이에 대한 단열두께는 다음과 같다.
                                                               (10)
      여기서,
      T_s : 덕트 표면온도 (℃)
      T_sa : 공급공기 온도 (℃)
      T_a : 덕트 주위의 건구온도 (℃)
      T_dp : 덕트 주변의 노점온도 (℃)
      R_i : 단열재의 열저항 (㎡·K/W)
      R_s : 표면 공기막의 열저항 (0.11㎡·K/W)
      k_i : 단열재의 열전도율 (m·K/W)
      t_i : 단열재 두께 (mm)

(2) 계산방법
     식(8), (9) 및 (10)을 이용하여 주어진 급기온도와 단열두께에서 표면온도를 결정
     하거나, 주어진 주위 노점온도에서 필요 단열두께를 결정한다.
     덕트 외부단열인 경우에는 표-7의 열전도율을 사용하여 열저항을 구하여 식(10)
     로부터 필요단열 두께를 결정한다. 덕트 내부단열인 경우에는 필요단열 두께는 그
     림5에서 보는바와 같이 덕트내의 기류속도에 의해 달라진다. 따라서 필요단열두께
     는 그림5에서 얻은 열관류를 U를 이용하여 단열재의 열저항 R_i를 구하고 식 (10)
     에 대입하여 결정한다.
     공장제작품인 이중벽덕트인 경우에는 그 제품의 제조회사 카타로그를 이용하여
     결정한다.

(3) 결과
     단열재의 최소 열저항 값
     그림 6은 급기온도와 주위공기의 조건에 따른 결로를 방지할 수 있는 단열재의 최
     소 열저항값을 식(9)로 계산하여 도시한 것이다. 이에 의하면 단열두께는 주위공
     기의 온도보다는 상대습도에 큰 영향을 받는 것을 알 수 있다.

(4) 단열재의 최소 두께 계산
     식(9)에 의해 계산한 단열재의 최소 단열두께는 다음 표-10과 같다.

[표10] 결로방지를 위한 단열재의 최소 단열두께

덕트주위온도(℃)		30			33
상대습도(%)		85			70			85
노점온도(℃)		27.19			26.79			30.13
열전도율 (W/m·K)		유리면 보온판 24K	유리면 보온판 32K	유리면 보온판40K, 암면보온판	유리면 보온판 24K	유리면 보온판 32K	유리면 보온판40K, 암면보온판	유리면 보온판 24K	유리면 보온판 32K	유리면 보온판40K, 암면보온판
		0.040	0.038	0.037	0.040	0.038	0.037	0.040	0.038	0.037
		최 소 단 열 두 께 (mm)
급 기 온 도 (℃)	7	37	35	34	17	16	15	41	39	38
	8	35	33	32	16	15	14	40	37	36
	9	33	31	30	15	14	14	38	36	35
	10	32	30	29	14	13	13	36	34	33
	11	30	28	27	13	12	12	34	32	28

[그림6] 결로방지에 요구되는 단열재의 최소 R값 

3.3 방습

습기가 단열재 내부로 침투하여 결로가 생기는 것을 방지하기 위해 효과적인 방습재가 필요하다. 이 습기는 단열효과를 감소시키고 금속 덕트의 부식을 초래한다. 젖은 단열재는 또한 실내 공기의 질을 떨어뜨리는 미생물이 자랄 수 있는 장소가 된다.
(1) 덕트 내부에만 라이닝을 했을 때는 덕트 벽은 덕트 밀봉재와 함께 방습재의 역할을
     해야만 한다.
     모든 조인트와 이음매는 시스템이 작동하지 않을 때 습기가 덕트로 유입되는 것을 방
     지하기 위해 밀봉한다.
(2) 외부 단열에서는 방습재가 단절되거나 구멍난 곳 없이 지속적인 밀봉이 이루어져야
     한다. 산업용 방습 재킷의 최대침투계수는 ASTM Standard E96(ASTM 1980)에 의
     하면 1.15ng/s·㎡·Pa 이다.
     산업용 재킷의 모든 조인트, 이음매 및 관통부는 방습재로 코팅된 포(patch)나 줄 형
     태의 재킷재료로 덮어 씌워야 한다. 현장용 재킷은 보통 최소 1.5mm 두께의 두겹의
     방습코팅으로 이루어져 있고 그 사이에는 유리섬유층이 삽입되어 있다.
(3) 기계장비가 있는 방이나 기타 방습재의 손상이 증가될 수 있는 곳에 대한 방습에
     대해서는 설계자가 습기피해를 허용하지 않는 벌집형 단열에 대한 특기시방을 해야
     한다.
(4) 저온공조 시스템의 단열 시방서는 지속적이고 손상되지 않은 방습시공의 중요성을 강
     조해야 한다.
     시방서는 또한 이 항목이 감리나 최종 검수단계에서 특별히 고려된다는 것을 강조해
     야한다. 일반 계약자와 기타 거래사항이 설명서에 명시되어야 하고 건축 회의시에는
     단열재의 파손이 용납되지 않을 것임을 주지시켜야 한다.
(5) 작동 및 유지요원을 훈련시킬 때에도 또한 전체 방습제를 잘 유지하는 것이 중요함을
     강조해야 한다.

1) 설계 사례 : 덕트 표면온도 결정

25mm의 유리면으로 외부 단열한 7℃의 공기를 운반하는 덕트의 표면온도를 결정한다. 이 단열재의 열저항은 R=0.528㎡·K/W 이며, 주위의 건구온도는 27℃이다.
식(8)로부터,

    
    
이 사례에 주어진 조건에서 25mm 단열은 주위노점온도가 23.3℃ 미만일 때에도 결로를 방지해 준다.

2) 설계 사례 : 필요 단열값 결정

(1) 설계조건
① 26℃ 건구온도, 50% 상대습도
② 26℃ 건구온도, 90% 상대습도인 주위공기상태에서 7℃ 공기를 운반하는 덕트에서의 결로를 방지 하기 위해 요구되는 열저항을 결정한다.

(2) 계산
① 26℃ 건구온도, 50% 상대습도에서 노점온도는 14.8℃이다.
    식(9)로부터 소요 열저항은 다음과 같다.
      
           
         
이 사례에서 귀환공기 플레넘이 일반적인 주변 주위공기의 상태에 있을 때 결로를 방지하기 위해서는 최소량의 단열이 필요하다.
② 26℃ 건구온도, 90% 상대습도에서 노점온도는 24.2℃이다. 식(9)로부터 필요 열저항은 1.16㎡&ㆍ K/W이다. 이 필요열저항은 표-8의 밀도 12kg/㎥, 호칭 80mm (3inch)의 외부 피복 단열재로 해결된다. 이 필요열저항은 내부 라이닝과 적절한 외부단열재의 조합에 의해 충족될 수 있다.

(3) 결과
이 사례에 적용한 주위조건은 한국의 여러지역에서 결로가 생길 수 있는 극단적인 경우를 대표한 것이다. 24.2℃의 노점온도는 서울의 1% 설계값인 22.3℃보다 훨씬 높다. 90%의 상대습도는 외기에 노출된 비공조 지역에서 예상되는 최악의 상태를 나타낸다.

3.4 덕트의 누설 방지

1) 덕트로부터의 급기의 누설은 공조공간으로 공급되는 냉방용량을 감소시킨다. 누설된 공기는 건물의 냉방 부하를 크게 증가시키지는 않지만 급기풍량을 증가시키거나 어떤 실의 냉방을 불완전하게 만들수 있다.
급기가 비공조공간으로 누설된다면 시스템의 에너지 손실과 전냉방부하의 증가를 의미한다. 그러나 환기 플레넘처럼 공조된 실내로 누설되면 냉방용량은 시스템 전체적으로는 손실되지 않으나 실내 부하를 충족시키기 위해 추가적인 급기를 해야 한다.
2) 누설공기는 급기온도가 주위의 노점온도보다 낮은 경우에는 인접한 표면에 결로를 일으킨다. 이것은 저온공조방식으로 인해 부각된 문제점이다.
3) HVAC Air Duct Leakage Test Manual(SMACNA 1985)에는 누설 등급이 지정되어 있고 덕트 누설을 평가, 분석 및 시험하는 방법을 규정하고 있다. 누설등급(CL)은 250Pa 정압에서 덕트 표면의 ㎡당 누설량을 L/s로 나타낸 수이다.
4) ASHRAE/IESNA 90.1-1989 (ASHRAE 1989)는 746 Pa 이상의 정압에서 작동하고 누설등급은 6이나  더 좋은 등급이 되게 덕트를 설계하도록 추천하고 있다. 조인트 선정과 밀봉방법을 주의깊게 하고 제대로 시공만 한다면 모든 덕트계통에서 누출등급 3이 달성될 수 있다(SMACNA 1990 : ASHRAE 1993).
5) 누설을 전체 유량에 대한 퍼센트로 나타내는 것이 시스템 분석을 위해 유용한 기준이 되지만SMACNA 누설등급과 시험방법에서는 덕트의 단위 표면적당의 누설로 평가할 것을 요구하고 있다. 만일 덕트 표면적(㎡)당 시스템 유량(L/s)이 알려지면 누설등급은 공기유량의 퍼센트 값과 관련될 수 있다 (ASHRAE HOF 1997, chapter 32, Table 9).
6) 저온공조방식 설계시 각 덕트 시스템에 대해 허용가능한 누설률을 결정해야 하고, 적절한 압력등급, 밀봉등급, 허용가능한 누설등급을 명시해야 한다. 장비에서의 누설은 덕트에서의 누설과 구분되어 고려되어야 한다. 시방서에는 소요 누설의 양과 시험방식이 명시되어야 하고, 가능한 기준이 명확히 나타나 있어야 한다.

Ⅳ. 저온 공조기 설계시 고려사항

4.1 FAN 설계

1) FAN 선정

(1) 저온공조 시스템의 공급팬 선정은 일반공조방식에서와 같은 고려사항에 의해 좌우된다.
(2) 팬 선정시 중요한 고려사항 중 하나는 냉각코일에 대한 팬의 설치위치에 따른 유인방식 또는 가압 방식의 배치방법이다. 가압방식에서 팬은 냉각코일의 전단에 위치하며 유인방식에서는 팬이 냉각 코일의 후단에 위치한다.
(3) 유인방식에서는 팬의 열의 급기로 전달되어 급기온도가 1℃~2℃ 증가되므로 이 부하를 충족시키기 위해 필요 급기량이 증가한다. 그러나 가압방식에서는 팬의 열이 급기 기류로부터 코일로 직접 전달되어 동일 코일로부터 산출되는 최종 급기온도를 낮춘다.
(4) 가압방식의 팬에는 급기온도가 감소하여 생기는 이점을 상쇄시키는 약간의 제한사항이 있다. 이 방식에서는 코일을 통과하는 공기분포가 균일하지 못하며 습기를 운반하게 되어 코일 성능을 떨어뜨린다. 바람직하지 못한 팬의 입구나 출구 상태도 팬의 성능을 떨어뜨리는 결과를 초래한다
(5) 가압방식의 각 팬유닛은 하류 표면에서 결로가 생길 가능성이 휠씬 커지며 이것은 코일에서 배출되는 급기온도가 변동될 때 특히 심해진다. 예를 들어 Bag Filter를 가진 가압방식 시스템에서 코일 취출온도가 9℃~11℃ 사이에서 변동하는 코일 하류 부분을 고려해 보자. 취출공기가 9℃이면 금속필터의 프레임은 9℃까지 냉각된다. 만일 취출온도가 11℃로 증가하면 습기는 9℃의 금속표 면에서 결로된다.
이 습기는 모두 흡습필터에 이해 효과적으로 흡수된다. 통과하는 공기는 모두 100% 포화상태이므로 다시 증발되지 않는다. 시간이 지나면 충분한 습기가 형성되어 필터를 손상시키고 해로운 미생물이 자랄 수 있는 장소를 제공해 주게 된다. 유인방식 구조에서는 급기에 가해진 팬의 열로 인해 이와 같이 기류 하류부에서 결로가 생길 가능성을 억제해 준다.
(6) 가압방식일 때 얻을 수 있는 더 낮은 급기온도가 보다 중요한 설계 요구조건인 경우에는 유동스트레이너를 설치하거나 팬과 코일사이의 간격이 팬직경의 3~5배가 되도록 팬을 설치하는 것이 좋다.
(7) 비록 팬 자체는 직접적인 관련은 없지만 공조기의 구성은 외기가 냉각코일로 유입되기 전에 리턴공기와 완전히 혼합될 수 있도록 선정해야 한다. 외기온도가 낮을 때 혼합이 잘 되지 않으면 냉각코일을 동결시킬 수 있다. 이 문제는 총공기량에서 차지하는 외기의 비율이 더 큰 저온공조방식에서 더욱 중요하며, 특히 추운 기후에 적용할 공조시스템을 설계할 때에는 공기혼합기나 기타 다른 수단을 써서 외기와 환기를 잘 혼합되도록 고려해야 한다.
(8) 가압방식의 팬은 냉각코일에 도달하는 공기의 온도분포 균일성은 좋으나 심한 경우에는 팬에서도 온도성층현상이 발생되므로 설계시에 주의해야 한다.
(9) 외기와 환기를 제어하는데는 일반적으로 평행블레이드식 댐퍼보다 대향블레이드식 댐퍼가 더 좋다. 그것은 대향식 댐퍼가 보다 선형적인 성능 특성을 가지며 온도성층화를 감소시켜 주기 때문이다. 그러나 어떤 경우에는 두 세트의 평행블레이드식 댐퍼를 설치하여 서로를 향해 공기를 불어 줌으로써 혼합성능을 개선할 수 있다.
(10) 공기혼합기는 혼합성능은 가장 좋지만 팬의 전단과 후단에 상당히 큰 공간이 필요하다.

2) FAN에 의한 발생열

(1) 일반사항
① 팬에 의한 발생열은 냉방부하 계산에 필히 포함되어야 할 중요한 부하이다. 급기팬은 가장 큰 열취득을 발생시킨다. 그러나 환기팬과 혼합박스 구동팬으로부터 나오는 열은 이것들이 시스템에 설치 되었을 때만 고려해야 한다.
② 급기팬이 유인방식 배치에서 냉각코일의 하류에 있는 경우에는 팬 발생열은 급기온도를 증가시키고, 주어진 실내부하를 충족시키기 위한 필요 급기량을 증가시킨다. 팬이 취출방식 배치에서 냉각코일의 상류에 있는 경우에는 팬발생열은 코일에 흡수된다. 어느 방식이든 팬 발생열은 냉각코일 부하에 추가해야 한다.

(2) 계산식
팬 열취득은 다음 식에 의해 계산한다.
① 팬 모터가 기류내에 있을 경우
                                     (11)
    또는
                                              (12)
② 팬 모터가 기류의 외부에 있을 경우
                                       (13)
    또는
    q_fan = b_hp                                                  (14)
    여기서,
    q_fan : 팬에 의한 열취득 (W)
    Q    : 팬 공기유량 (L/s)
    p_tot : 팬 총압 (Pa)
     : 모터 및 구동효율
    b_gp : 팬 제동마력 (kW)

(3) 팬효율과 모터효율의 설계치
팬의 출력을 아는 경우에는 식(12) 및 식(14)로 계산한다. 그러나 팬의 출력이 미지인 경우에는 식(11) 및 식(13)을 사용해야 하는데 이 때는 팬 효율과 모터 및 구동효율을 알아야 한다.
① 팬효율은 일반적으로 50%~70% 정도이고 대표적인 평균치는 약 65% 이다.
② 모터효율은 보통 80%~90% 이다. 벨트구동장치(belt-drive) 손실은 모터 동력값의 3% 정도로
    보통 평가된다. 따라서 식(11)과 식(12)의 전체적인 모터 및 구동효율은 모터 효율의 0.97배이다.
③ 팬 마력값은 제조회사의 팬 선정 데이터에서 정하는 것이 좋다.

3) 팬에 의한 급기온도 상승

(1) 일반사항
팬에 의한 급기온도 상승은 유인방식 팬의 실제 급기온도를 계산하고, 취출방식 팬에서 냉각코일로 들어가는 공기상태를 결정하기 위해 반드시 계산해야 한다.

(2) 계산식
팬에 의한 온도상승은 다음 식에 의해 계산된다.
                               (15)
여기서,
 : 팬이 기류 외부에 위치할 때
    : 팬이 기류내에 위치할 때
또는
                   (16)
팬 효율은 팬 제조회사 자료를 이용하거나 식(11)과 식(12)로부터 구한 다음 공식에 의해서 구한다.
                              (17)
 

4.2 냉각코일의 선정

1) 일반사항

저온공조방식에서 냉각코일의 선정은 많은 설계 변수가 재래식과 다르기 때문에 중요성이 증가한다. 저온공조용 코일은 다음과 같은 재래식과의 차이점을 고려하여 선정하여야 한다.
① 낮은 출구 공기온도
② 낮은 입구 유체온도
③ 낮은 면풍속
④ 유입 냉각유체의 온도와 유출 공기온도사이의 근접한 어프로치
⑤ 공급 냉각유체와 리턴유체의 보다 넓은 온도범위
일반공조방식과 저온방식 공조시스템의 일반적인 설계변수는 표-11과 같다.

[표11] 일반적인 코일선정 변수

변      수	일반공조방식	저온공조방식
출구공기온도 (℃)	13~15	6~10
코일입구의 냉각유체온도 (℃)	6~7	2~4
면풍속 (m/s)	2.3~2.8	1.5~2.3
어프로치 (℃)	5.5~7.2	2.2~5.5
냉각유체 온도범위 (℃)	7~12	2~14

주 : ASHRAE, Cold Air Distribution System Design Guide, 1996에서 인용

 

(1) 면풍속
저온공조용 코일의 면풍속은 일반공조에 통상 사용되는 2.3~2.8m/s 보다 낮은 1.5~2.3m/s로 선정하는 것이 좋다. 면풍속을 낮추면 냉각코일면으로부터 응축수의 비산을 방지할 수 있고 공기의 출구 온도와 냉수의 입구온도와의 어프로치를 접근시켜 더 낮은 급기온도를 얻을 수 있다. 패키지공조기에 이면풍속을 적용하려면 일반공조방식과 다른 팬과 캐비넷 크기로 설계해야 한다.

(2) 코일 입구 공기상태
저온공조방식의 코일입구의 공기상태는 일반적인 일반공조방식과는 다르다. 실내의 상대습도가 낮아지면 외기도입비가 증가되기 때문에 재래의 경험적 방법은 적용할 수 없으므로 입구의 공기조건은 특정한 프로젝트에 대한 적합한 설계변수를 선정하여 결정해야 한다.

2) 코일의 열과 핀의 선정

일반공조방식의 설계에서 코일선정은 통상 mm당 0.32~0.55핀(inch 당 14핀)을 갖는 4 혹은 6 열형이다.
저온공조방식용 냉각코일은 코일을 통과하는 공기로부터 더 많은 열을 전달시켜야하기 때문에 열전달 표면적이 증가된다.
(1) 코일의 열수는 코일청소를 용이하게 하고 공기와 물의 압력강하를 최소로 하기 위해 8열을 넘지 않는 것이 좋다.
(2) 핀간격은 코일 표면의 응축수의 비산을 방지하기 위해 mm당 0.39~0.47개(inch 당 8~10)로 설치하는 것이 좋다.
(3) 어프로치가 3.3℃ 이하이거나 유체의 온도범위가 13.2℃ 이상 요구되는 경우의 코일선정은 매우 복잡하므로 특별히 주의해야 한다. 어프로치가 근접하고 온도 범위가 넓은 경우에는 가능한 코일 선정 방법은 더욱 제한되며, 10 또는 12열의 코일을 선정하는 것이 좋다.
(4) 12열 이상인 경우에는 청소를 용이하게 하기 위해 다중 또는 분리형 코일을 사용하여야 한다. 12열의 코일을 2개의 6열 코일로 대치되고, 2개의 코일은 청소를 위한 접근이 용이하도록 간격을 두거나 각각 분리하여 설치한다.
(5) 습기에 의한 캐리오버 경향을 감소시키기 위해 핀에 특수 코오팅을 하는 것이 좋다. 특히 핀 간격이 좁아서 캐리오버 가능성이 매우 높은 극단적인 경우에도 특수 코오팅을 해야 한다. 피복면을 명기하기 전에 설계자는 피복의 예상수명과 코일청소에 미치는 피복의 영향을 주의깊게 평가하여야 한다.
(6) 내표면에 결(textured)을 낸 코일튜브는 유체의 난류가 조장되어 유체쪽 열전달 계수가 크기 때문에 코일의 열과 핀을 줄일 수 있다.

3) 코일회로의 배열

코일의 열전달성능은 코일내에서 유체회로의 배열에 의하여 부분적으로 결정된다. 코일은 코일의 폭을 가로질러 흐르는 수평관으로 구성되며, 수직한열로 배열된다. 유체의 공급에서 리턴까지의 연속적인 유동 경로인 회로는 열의 끝에 있는 관연결부의 배열에 의하여 결정된다. 유체흐름의 각 부분은 코일 폭을 가로질러 몇 개의 통로를 만든다. 코일에서 회로의 수는 서펜타인(serpentine)배열로도 나타낸다.
(1) 종류
     이러한 코일의 회로구성의 매개 변수는 다음과 같이 관련되어 진다.
     열의 수 = 회로의 수 x 통로의 수
① 표준 또는 전코일회로(standard or full coil circuiting) 전유량이 1개의 통로로 흐른다.
② 이중회로(double circuit) 또는 이중서펜타인(double serpentine) 코일 표준회로 보다 2배의 관 회로를 구성되며, 각 열은 유체흐름의 절반을 수송하며 주어진 유체의 체적은 열의 절반을 통과 하며 흐른다.
③ 부분회로(partial circuit) 또는 부분서펜타인(partial serpentine)코일 각 열에 여러개의 통로가 있으며 전체적으로는 보다 적은 회로수로 구성된다. 예로서 1/2회로(half circuit) 코일에서, 각 열의 관중에서 1/2은 코일을 가로질러 전체가 흐르고 다른 1/2은 다른 전체 유체를 반대방향으로 흐르게 한다.

(2) 코일의 선정
① 일반적인 저온공조방식에는 표준회로 코일을 선정하는 것이 좋다.
② 다중회로 코일은 일반공조방식에서는 고유량과 저온범위인 경우에 적용되었으나, 일반적으로 저온 공조에서는 사용하지 않는 것이 좋다. 그것은 다중회로 코일이 전부하조건에서는 제성능을 발휘하지만 부분부하에서는 유량이 감소하므로 관내의 유속이 허용치 이하로 낮아지기 때문이다.
③ 저온공조방식에서 어프로치가 근접하고 온도 범위가 넓은 경우에는 부분회로 배열을 선정하는 것이 좋다. 부분회로 코일에서는 코일을 통과하는 유동경로가 길고 유체속도와 난류증가에 의하여 열전달 성능이 향상되기 때문이다. 그러나 이러한 열전달성능의 증가에 따른 100% 이상의 유체의 압력강하가 수반됨을 고려해야 한다.
④ 부분회로 코일은 저부하시 관내 저속이 관심사항일 때 특별히 사용하는 것이 좋다.

4) 압력강하

설계 열전달량은 일반적으로 여러 코일선정방법중의 한 방법으로 해결한다. 보통은 공기측 압력강하와 한 방법으로 해결한다. 보통은 공기측 압력강하와 유체측 압력강하 사이의 절층으로 조정한다. 예를 들어 핀 간격을 좁혀서 열전달성능을 증가시키면 공기의 압력강하는 증가된다. 핀의 수를 줄이고 열수를 늘여도 동일 성능의 코일을 설계할 수 있는데, 이 경우에는 공기의 압력강하는 감소하는데 유체의 압력강하는 증가하게 된다. 관내 열전달 향상 장치를 적용하면 공기의 압력강하에 미치는 영향이 없이 열전달을 향상시킬 수 있으나 유체의 압력강하는 현저하게 증가된다.
(1) 압력강하의 증가를 고려하지 않고 열전달성능을 향상시키거나 열전달면의 표면적의 증가를 무릅 쓰고 압력강화를 최소화 하려는 등의 목적에 따라 핀의 형상을 선택해야 한다.
(2) 코일의 열수와 핀의 개수 및 공기측과 유체측의 압력강하간의 절층은 팬과 펌프의 운영비용과 장치의 초기투자비의 경제성 분석에 의하여 이루어져야 한다.
(3) 재래식 설계의 코일선정법은 최대압력강하를 설계목표로 설정하는데, 저온공조방식에서는 이 값을 증가시켜야 한다.
표-12는 코일출구온도 13℃, 7℃ 및 6℃에 대한 대표적인 압력강하이다.
(4) 저온공조용 코일의 면풍속이 1.5m/s이하일 때 압력강하는 표-12의 저온방식의 해당 급기온도에서의 값보다 작으며, 일반공조방식과 같거나 약간 작게 선정해야 한다.

[표12] 표준코일의 압력강하

급기온도(℃)	공기압력강하(Pa)	유체압력강하(m)
13 125~250 1.8~6	7 150~250 2.7~7.6	6 150~320 4.0~9.0

 

(5) 코일의 압력강하가 증가되는 경우라도 이 압력강하가 현저한 에너지의 불이익을 야기시키지 않는다. 공기와 물의 분배시스템은 온도차가 크기 때문에 팬과 펌프의 소요에너지는 일반공조방식의 설계에 비하면 적은 편이다. 뿐만아니라 설계유량에서 유체측의 압력강하가 크기 때문에 제어밸브의 전 조정범위에 걸친 유동제어성능을 향상시킨다.

5) 글리콜수용액 사용시 고려사항

글리콜 열전달유체는 물보다 점성이 크며, 열용량이 적고 열전도계수가 작기 때문에 동일 코일에서 물을 사용할 때와 같은 열전달률을 얻기 위해서는 더 많은 글리콜수용액이 순환되어야 한다. 유량과 점성이 증가되므로 유체의 압력강하가 증가된다. 또한 열전도율이 낮아서 열전달 면적이 증가되므로 공기측 압력강하도 증가된다.
(1) 유체의 유입온도가 같은 동일한 코일에 에틸렌글리콜수용액을 사용하는 경우에는 공기측 압력강하를 물을 사용하는 경우보다 25Pa~50Pa 높게 설정해야 한다.
(2) 에틸렌글리콜수용액을 사용할 때의 유체측 압력강하는 물을 사용할 때보다 0.9m~1.8m 크게 선정해야 한다.
(3) 프로필렌글리콜수용액의 경우에는 물의 경우보다 1.2에서 3.7m 높게 설정해야 한다.
(4) 입구의 유체온도를 0.6℃~11℃ 낮추면 공기측의 불이익은 제거되나, 부동액의 종류와 농도에 따라 유체측의 압력강하는 0.6m~1.8m가 증가된다.

6) 부분부하 성능

코일선정시에는 반드시 부분부하 성능을 고려해야 한다. 대부분의 저온공기분배시스템은 특히 어프로치온도가 근접하거나 온도범위가 큰 경우에 일반공조방식에 비하여 상대적으로 낮은 유체측 관내유속으로 작동된다. 부분부하에서 관내유속이 더욱 감소하면 유동은 층류가 되어, 열전달성능이 현저하게 감소된다.
이 때에는 배출온도가 증가하며 냉각코일 밸브가 개방된다. 유동은 다시 난류가 되어 열전달률은 증가하고 배출온도가 떨어진다. 적절한 유체의 유량을 공급하기 위한 목적으로 폐쇄되므로 배출공기온도의 제어가 불안정하게 된다.
(1) 저부하에서 이 불안정성은 유체측 열전달을 증가시키기 위한 관내 열전달향상 방법의 사용, 작은 직경의 관 사용, 또는 높은 관내 유속으로 작동되는 부분회로코일의 선정에 의하여 피할 수 있다.
(2) 이러한 방법들은 코일의 유체측 압력강하를 증가시킨다. 그러나 이 압력강하의 증가는 유체의 온도범위를 증가시켜서 상당한 펌프동력이 감소되기 때문에 허용될 수 있다.

[그림7] 중간응축판의 배치

7) 응축수 취급

저온공조방식의 냉각코일을 선정하고 구성할 때 증가된 응축수에 대한 대책을 마련해야 한다.
(1) 중간응축수판
     그림7과 같이 코일군 사이에는 중간응축수판을 설치해야 한다. 중간드레인판은
     상부코일에서 응축수가 하부코일의 표면으로 흘러내리는 수분의 캐리오버를 방지
     한다.
     예상 응축수량에 대한 드레인판의 출구의 크기를 결정한다. 응축수의 유량은 냉각
     코일의 입구와 출구의 공기의 조건으로부터 다음과 같이 결정한다.
(2) 드레인판의 크기
① 계산식
                (18)
    여기서,
    Q_cond : 응축수 유량 (L/s)
    Q_a      : 공기유량 (L/s)
     _a      : 공기밀도 (1.2kg/㎥)
     _w     : 물의 밀도 (1000kg/㎥)
    W_ec   : 코일입구의 절대습도 (kgw/kga)
    W_lc    : 코일출구의 절대습도 (kgw/kga)

(3) 드레인판의 설치
① 드레인판의 출구는 코일의 하류측에 있어야 하며, 응축수 트랩의 높이는 최소한 트랩내의 수주가 코일 플래넘에 있는 팬압력을 극복할 수 있도록 길어야 한다.
부압드레인방식에서 트랩의 높이가 너무 짧으면 물이 드레인 밖으로 흘러 나오지 못하고 축적되어 드레인판에서 넘치게 되며, 양압 드레인에서는 공기가 드레인밖으로 계속 흘러 나오게 된다.
② 트랩의 크기결정에 사용되는 팬압력은 예상되는 최고값을 사용하여야 한다. 부압드레인 방식의 트랩에서는 더러원진 필터를 사용할 때 예상되는 최대 압력강하를 기준하여 계산하여야 한다.

(4) 드레인 트랩의 설치
     드레인 트랩의 치수는 그림8의 지침에 따른다. 수평 드레인 관이 4.6m 보다 긴 경
     우에는 하류에 설치된 청소 플러그는 망사형 덮개로 대체하여 응축수가 수평드레
     인내 에서 중력에 의해 유동하 도록 설계해야 한다.

[그림8] 응축수 드레인의 치수

8) 유지관리

코일의 유지관리에서 고려할 사항은 공기의 여과, 코일의 청소, 응축수의 배수이다. 저온공조방식에서 응축수흐름의 증가는 코일에 있는 먼지와 오물을 줄여주는 청소효과를 갖는다. 그러나 대부분의 기후조건에서는 코일은 제습을 거의 하지 않는 상태로 장기간 방치된다.
(1) 코일을 유지 관리하기 위해서는 필터를 자주 검사하고 정비해야 한다.
(2) 코일에 도달하는 먼지량을 줄여서 코일을 깨끗이 유지하는 막힘을 방지해야 한다.
(3) 코일보호를 제공하는 고효율의 필터를 설계 사양에 특기해야 한다. 많은 설계자들을 30% 효율의 일차필터(prefilter)를 갖는 85% 효율의 필터를 설계에 반영한다. 이러한 고효율의 필터를 사용함으로서 코일 청소의 필요성은 현저히 줄어들지만 압력강하가 커져서 에너지 소비량이 증가된다.
그러나 향상된 여과능력은 공간을 통하여 순환하는 급기량의 감소에 따른 미립자 제거능력의 감소를 보충해 준다.
(4) 고효율 여과기가 아닌 경우에는 적어도 매년 1회이상 코일을 청소해야 한다. 단열재의 손상없이 압축수로 코일을 청소하는 경우에는 이중벽 구조에 대한 사양을 특기해야 한다.
(5) 시동시에는 건축시의 먼지가 젖은 코일표면에 쌓이는 것을 방지하기 위하여 특별한 주의가 필요 하다. 냉각코일의 시동전에 공조공간과 덕트시스템으로부터의 먼지를 가능한 한 많이 제거하여야 한다.
(6) 응축수 드레인은 정기적으로 검사하여야 하고 필요시에는 청소하여야 한다. 응축수가 증가되었기 때문에 코일 세척효과는 향상된다. 그러나 드레인이 막히게 되면 드레인팬은 쉽게 넘쳐 흐르게 되고 청소에 대한 문제점을 증가시킨다.

 

9) 수명비용 (LCC)

(1) 보다 나은 냉각코일을 선정하면 코일의 설치비와 운전비에 대한 수명비용을 최소화시킬 수 있다.
초기 투자비는 주로 코일의 열수와 코일면의 면적에 의해 달라진다. 공조기의 케이스비용 뿐만 아니라 코일의 자체비용에도 흔히 영향을 미친다. 운전비에는 유체의 압력강하에 의해 결정되는 펌프에너지와 공기의 압력강하에 의해 결정되는 팬에너지가 포함된다.
(2) 코일의 열수를 최소화시키는 것은 일반적으로 코일의 초기투자비 뿐만아니라 공기와 유체의 압력 강하와 그에 관련된 운전비를 줄여준다. 코일면의 면적을 증가시키는 것은 공기측 압력강하를 줄여준다.
어떤 경우에는 코일면의 면적이 큰 코일을 사용하면 코일의 열수가 작아도 거의 같은 초기투자비 로 요구되는 열전달성능을 얻을 수 있다. 그러나 큰 코일을 사용하면 공조기캐비닛이 커져서 비용이 증가된다.
(3) 수명비용의 분석결과로 경험에 의한 일반공조 방식에 비하여 큰 코일과 면속도가 낮은 코일을 선호하는 경향이 있다.
① Wheeler(1977)는 냉각코일의 수명비용 분석 결과로 1.5m/s~2.0m/s의 코일면속도를 추천하였다.
② Tamblyn(1992)는 7℃급기방식의 코일선정에 관한 광범위한 분석을 통하여 낮은 면속도와 넓은 범위의 유체온도를 추천하였다.  

10) 냉각코일 설계 예

(1) 저온공조와 일반공조에 사용되는 냉각코일 설계조건을 표-13으로 한다.

[표13] 저온공조와 일반공조에 사용되는 냉각코일 설계조건 

	저온공조(FPU)	일반공조(VAV)	비  고
실내 온습도조건	26℃ DB 40% RH	26℃ DB 50% RH
실내부하	qS 133,000kcal/h  SHF ≒ 0.86 냉방면적 1,660㎡ qL  22,000kcal/h   외기도입량 8,900㎥/h qT 155,000kcal/h  자연배기(강제배기) 7,900㎥/h                            양압용  1,000㎥/h		동일조건으로 검토함.
외기온도	33.5℃DB   57%RH    19.5kcal/kg'		TAC 2.5% 서울지역
냉수 입출구온도	14℃~4℃ Δt 10℃	12℃~7℃ Δt 5℃
송풍량	26℃~11℃ Δt 15℃ COIL 출구온도 10℃ 95%                        ≒ 510CMM                            = 30,600CMH	26℃~15.5℃ Δt 10.5℃ COIL 출구온도 14.5℃ 95%                         ≒ 730CMM                              = 43,800CMH	FAN 온도 상승 1℃ 고려함
공조기 입구측 MIXING AIR	S.A 30,600㎥/h  R.A 21,700㎥/h  O.A  8,900㎥/h         = 28.2℃	S.A 43,800㎥/h  R.A 34,900㎥/h  O.A  8,900㎥/h         = 27.5℃	리턴덕트에 의한 온도 상승 무시
공조기 총냉방부하	입구공기 13.5kcal/kg'  출구공기 6.8kcal/kg'  qTI = (13.5-6.8) x 30,600 X 1.2       = 246,024kcal/h  냉수유량 G → 410LPM	입구공기 14kcal/kg'  출구공기 9.4kcal/kg'  qTI = (14-9.4) x 43,800 X 1.2       = 241,776kcal/h  냉수유량 G → 806LPM	공기선도 참조

 

Ⅴ. 끝으로

저온공조시스템의 결론은 이미 서두에서 거론되었으며 설계 방법에 따른 에너지 효율의 극대화된 유효 이용이라는 것을 알 수 있다.
냉방에 있어 냉열원 장비·반송능력이 주된 것이므로 빙축열을 통해 냉열원과 펌프의 동력을 40%이상 줄일 수 있었고 공기열원을 저온공조를 통해 Fan 동력을 30%이상 절감할 수 있음을 알았다.
이외에도 저온공조가 갖는 잇점이 많고 점진적인 보급을 통해 저온공조의 기술이 확산되리라 믿어 의심치 않으며, 저온공조에 관계되는 모든 분들의 노력과 확신이 우리 공조산업 분야를 이끌어 가리라 사료된다.
끝으로 본고에서는 논의되지 않았지만 빙축열시스템에 있어서 정책적인 면이나 전력수급 차원에서 빙축열 시스템의 수요제한 방식을 적극추천하며 반영이 되었으면 한다.

[표14] 저온공조용 냉각코일 선정표 

계산순	항   목		기호	계 산 공 식	계  산	비고
1	코일 입구	외기공기 습구온도	WB'	DB=33.5℃ RH'=57%일때	26.3℃	그림9
		리턴공기 습구온도	WB"	DB=26℃ RH"=40%일때	17℃	그림9
		건구온도	DB1		28.2℃	표-13
		습구온도	WB1		20℃	그림9
		노점온도	DB1		15.7℃	그림9
2	코일 출구 온도	입구공기 전열량	h1		13.5kcal/h	그림9
		출구공기 전열량	h2		6.8kcal/h	그림9
		습구온도	WB2	h2 = 13.5kcal/kg 일때	9.6℃	그림9
3	코일표면온도		tc	(tw1+WB2) x 0.5	(4+9.6) x 0.5 = 6.8℃
4	현열비		R		-
5	출구공기 건구온도		DB2		10℃	그림9
6	코일치수		5/8"	설치조건 및 코일내 수속에 의한 단수결정에 따른다.	40단 x 2500L Fa =3.81㎡	표-19
7	코일통과풍속		Va		2.23m/s
8	코일내수속		Vw		410LPM/10 x 40=1.03m/s
9	출구수온		tw2		14℃	표-13
10	전열계수		k	Va = 2.23m/s, Vw =1.03m/s	799kcal/h	표-16
11	입구건구온도 -입구수온			DB2 - tw1	28.2 - 4℃ = 24.2
	입구노점온도 -입구수온			DB1 - tw2	15.7 - 4℃ = 11.7℃
	코일표면의 습윤계수		Cws	상기조건시의 비례계산을 한다.	1.25	표-17
12	대온도차		△1	DB1 - tw2	14.2
	소온도차		△2	DB2 - tw1	6
	대수평균온도차		MTD		9.67℃
13	열수		N		≒ 5.8 ROW     → 6ROW 사용 (10FIN사용)         (COIL = 22.86㎡ x ROW)	표-18

[표15] 일반공조용 냉각코일 선정표

계산순	항   목		기호	계 산 공 식	계  산	비고
1	코일 입구	외기공기 습구온도	WB'	DB=33.5℃ RH'=57%일때	26.3℃	그림10
		리턴공기 습구온도	WB"	DB=26℃ RH"=40%일때	18.7℃	그림10
		건구온도	DB1		27.5℃	표-13
		습구온도	WB1		20.4℃	그림10
		노점온도	DB1		16.8℃	그림10
2	코일 출구 온도	입구공기 전열량	h1		14kcal/h	그림10
		출구공기 전열량	h2		9.4kcal/h	그림10
		습구온도	WB2	h2 = 13.5kcal/kg 일때	14℃	그림10
3	코일표면온도		tc	(tw1+WB2) x 0.5	(7+14) x 0.5 = 10.5℃
4	현열비		R		-
5	출구공기 건구온도		DB2		14.5℃
6	코일치수		5/8"	설치조건 및 코일내 수속에 의한 단수결정에 따른다.	28s x 2단 x 2200L Fa =4.7㎡	그림10
7	코일통과풍속		Va		2.59m/s	표-19
8	코일내수속		Vw		806LPM/10 x 56=1.44m/s
9	출구수온		tw2		12℃	표-13
10	전열계수		k	Va = 2.23m/s, Vw =1.03m/s	897kcal/h	표-16
11	입구건구온도 -입구수온			DB2 - tw1	27.5 - 7 = 20.5℃
	입구노점온도 -입구수온			DB1 - tw2	18.7 - 7 = 11.7℃
	코일표면의 습윤계수		Cws	상기조건시의 비례계산을 한다.	1.37	표-17
12	대온도차		△1	DB1 - tw2	15.5
	소온도차		△2	DB2 - tw1	7.5
	대수평균온도차		MTD		11℃
13	열수		N		≒ 3.4 ROW     → 4ROW 사용 (10FIN사용)         (COIL = 18.8㎡ x 1ROW)	표-18

[그림9] 저온공조 공기선도

[그림10] 일반공조 공기선도

[표16] 전열계수표 (kcal/h·℃㎡)

수속 Vw(m/s)	통과풍속 Va(m/s)
	1.5	1.75	2.0	2.5	3.0	3.5	4.0	4.5	5.0
0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.2 1.4 1.6 1.8	544 583 607 624 639 649 659 666 673 680 690 705 715	578 619 645 667 681 695 704 714 722 738 751 760 775	605 649 678 700 717 732 744 754 764 778 798 809  818	649 700 734 759 781 800 815 827 839 850 880 890 905	688 744 763 812 837 856 873 888 900 925 950 975 990	720 781 827 859 888 908 925 939 954 990 1015 1040 1050	751 815 864 900 930 954 973 988 1003 1041 1080 1100 1120	771 842 890 930 964 991 1013 1030 1044 1090 1130 1150 1183	795 868 920 961 995 1022 1049 1069 1086 1140 1175 1210 1230

[표17] 코일표면의 습윤계수 (Cws)

℃		입구공기의 건구온도와 입구수온과의 온도차 (DB1-tw1)
		36	24	32	30	28	26	24	22	20	18	16	14	12	10	8	6	4
입 구 공 기 의 노 점 온 도 와 입 구 수 온 과 의 온 도 차 (DP1 -tw1)	25 24 23 22 21	1.79 1.71 1.64 1.58 1.52	1.87 1.79 1.71 1.64 1.58	1.95 1.87 1.79 1.71 1.64	1.95 1.87 1.79  1.71	1.88 1.79	1.88
	20 19 18 17 16	1.46 1.40 1.36 1.31 1.26	1.52 1.45 1.40 1.35 1.30	1.57 1.51 1.45 1.39 1.34	1.64 1.57 1.50 1.44 1.38	1.71 1.63 1.56 1.49 1.43	1.79 1.70 1.63 1.55 1.48	1.87 1.78 1.70 1.62 1.55	1.87 1.78 1.70 1.62	1.88 1.80  1.71	1.92  1.82	1.96
	15 14 13 12 11	1.22 1.18 1.15 1.12 1.10	1.25 1.21 1.18 1.14 1.12	1.29 1.25 1.21 1.17 1.14	1.33 1.28 1.24 1.19 1.16	1.37 1.32 1.27 1.22 1.19	1.42 1.36 1.31 1.26 1.22	1.47 1.41 1.35 1.30 1.25	1.54 1.47 1.40 1.34 1.29	1.61 1.54 1.46 1.39 1.33	1.71 1.62 1.53 1.45 1.38	1.84 1.72 1.63 1.53 1.45	1.85 1.76 1.63  1.54	1.78 1.67
	10 9 8 7 6	1.07 1.05 1.04 1.03 1.01	1.09 1.07 1.05 1.04 1.02	1.11 1.08 1.06 1.04 1.02	1.13 1.10 1.07 1.05 1.03	1.15 1.12 1.09 1.06 1.04	1.18 1.14 1.10 1.08 1.05	1.20 1.16 1.12 1.09 1.06	1.24 1.19 1.15 1.11 1.08	1.28 1.22 1.17 1.13 1.10	1.32 1.26 1.20 1.16 1.12	1.38 1.31 1.25 1.19 1.15	1.45 1.37 1.30 1.24 1.19	1.56 1.46 1.37 1.29 1.24	1.72 1.57 1.47 1.37 1.30	1.57 1.49  1.39	1.53
	5 4 3 2 1			1.01	1.02	1.02 1.01	1.03 1.02 1.01	1.04 1.03 1.02	1.06 1.04 1.02 1.01	1.07 1.05 1.03 1.01	1.09 1.06 1.04 1.02	1.11 1.07 1.05 1.03 1.01	1.14 1.09 1.06 1.04 1.01	1.17 1.12 1.08 1.05 1.02	1.22 1.16 1.10 1.06 1.03	1.29 1.20 1.13 1.08 1.04	1.26 1.17 1.10 1.05	1.22 1.13 1.07

[표18] 핀 피치 보정계수(Fin Heat Transfer Corretion Factor)

판매수/인치당 (핀 피치 mm)	14 (1.81)	12 (2.12)	10 (2.54)	8 (3.18)	7 (3.63)	6 (4.23)
보정계수	1.34	1.26	1.13	1	0.92	0.81

· 코일의 외형치수

	C	D	F
냉수 및  온수코일	A+80	B+200	40
증    기    코    일	A+80	B+160

· 배관구경

유  량 (ℓ/min)	배 관 구 경
0~150	32A
151~250	40A
251~400	50A
401~600	65A
601~950	80A

·코일의 외형치수

열수	1	2	3	4	5	6	7	8	10
Emm	153	186	219	252	285	318	351	384	450

[표19] 코일의 정면면적

공  기  통  과  면  적 ㎡
	10	12	14	16	18	20	22	24	26	28	30	32	34	36	38	40
	384	460	536	612	688	764	836	912	992	1068	1144	1220	1296	1372	1448	1524
500 600 700 800 900 1000	0.192 0.231 0.269 0.307 0.346 0.384	0.230 0.276 0.322 0.368 0.414 0.460	0.268 0.322 0.375 0.429 0.483 0.536	0.306 0.367 0.429 0.490 0.551 0.612	0.344 0.413 0.482 0.551 0.619 0.688	0.382 0.459 0.535 0.611 0.688 0.764	0.418 0.502 0.585 0.669 0.753 0.836	0.456 0.547 0.585 0.669 0.753 0.836	0.496 0.595 0.695 0.794 0.893 0.992	0.534 0.641 0.745 0.855 0.961 1.068	0.570 0.684 0.798 0.912 1.026 1.140	0.610 0.732 0.854 0.976 1.098 1.220	0.648 0.778 0.907 1.037 1.167 1.296	0.686 0.832 0.961 1.098 1.235 1.372	0.724 0.869 1.014 1.159 1.303 1.448	0.762 0.915 1.067 1.219 1.372 1.524
1100 1200 1300 1400 1500	0.423 0.461 0.499 0.538 0.576	0.506 0.552 0.592 0.644 0.690	0.590 0.643 0.697 0.751 0.804	0.673 0.735 0.796 0.857 0.918	0.757 0.826 0.895 0.963 1.032	0.841 0.917 0.993 1.070 1.14	0.920 1.003 1.087 1.171 1.254	1.003 1.095 1.186 1.277 1.368	1.091 1.191 1.290 1.389 1.489	1.175 1.282 1.389 1.495 1.602	1.254 1.368 1.482 1.596 1.710	1.342 1.464 1.586 1.708 1.830	1.426 1.555 1.685 1.815 1.944	1.509 1.647 1.784 1.921 2.058	1.593 1.738 1.883 2.027 2.172	1.677 1.829 1.981 2.134 2.286
1600 1700 1800 1900 2000	0.615 0.653 0.691 0.730 0.768	0.736 0.782 0.828 0.874 0.920	0.858 0.911 0.965 1.091 1.072	0.979 1.041 1.102 1.163 1.224	1.101 1.170 1.238 1.307 1.376	1.223 1.299 1.375 1.452 1.528	1.338 1.421 1.505 1.589 1.672	1.459 1.551 1.642 1.733 1.824	1.587 1.687 1.786 1.885 1.984	1.719 1.816 1.923 2.029 2.136	1.824 1.938 2.052 2.166 2.280	1.952 2.074 2.196 2.318 2.440	2.074 2.203 2.333 2.463 2.592	2.195 2.333 2.470 2.607 2.744	2.317 2.462 2.607 2.751 2.896	2.439 2.591 2.743 2.896 3.048
2100 2200 2300 2400 2500	0.807 0.845 0.883 0.923 0.960	0.966 1.012 1.058 1.104 1.150	1.126 1.180 1.233 1.287 1.340	1.285 1.347 1.408 1.469 1.530	1.445 1.513 1.582 1.651 1.720	1.605 1.681 1.757 1.834 1.910	1.756 1.840 1.923 2.007 2.090	1.915 2.007 2.098 2.189 2.280	2.083 2.183 2.282 2.381 2.480	2.243 2.350 2.457 2.563 2.670	2.394 2.508 2.622 2.736 2.850	2.562 2.684 2.806 2.928 3.050	2.723 2.851 2.981 3.111 3.240	2.881 3.091 3.156 3.293 3.430	3.041 3.186 3.331 3.475 3.620	3.201 3.353 3.505 3.658 3.81
2600 2700 2800 2900 3000	0.999 1.037 1.075 1.114 1.152	1.196 1.242 1.288 1.334 1.380	1.394 1.447 1.501 1.555 1.608	1.591 1.653 1.714 1.775 1.836	1.788 1.857 1.926 1.995 2.064	1.987 2.063 2.139 2.216 2.292	2.174 2.257 2.341 2.425 2.508	2.371 2.463 2.554 2.645 2.736	2.579 2.679 2.778 2.877 2.976	2.777 2.884 2.991 3.097 3.024	2.940 3.078 3.192 3.306 3.420	3.172 3.294 3.416 3.538 3.66	3.370 3.499 3.629 3.759 3.888	3.567 3.705 3.842 3.979 4.116	3.765 3.910 4.055 4.199 4.344	3.963 4.115 4.267 4.420 4.572

 

< 참고문헌 >

1. (주)신성이엔지. 빙축열 기술자료. 1993. 9. 빙축열 시스템 설계 추진방향
2. ASHRAE. 1996. Cold Air Distribution System Design Guide.
3. (주)신성이엔지. 1997. 저온공조 시스템
4. EPRI. 1995. 7. Cold Air Distribution Design Guide
5. KEPRI(전력연구원) 1998. 3. 빙축열을 이용한 저온공조 시스템 개발(설계 및 시공 지침서)
6. KRATA(한국냉동공조 기술협회) 1998. 4. 냉동공조 기술 15-4 특집 : 빙축열 냉방 시스템
7. (주)신성이엔지. 빙축열 기술자료. 1993. 9. 저온공조

자료: http://blog.naver.com/bhs507694?Redirect=Log&logNo=80029854129

[우리나라]

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