저작자표시 - 비영리 - 변경금지 2.0 대한민국 이용자는아래의조건을따르는경우에한하여자유롭게 이저작물을복제, 배포, 전송, 전시, 공연및방송할수있습니다. 다음과같은조건을따라야합니다 : 저작자표시. 귀하는원저작자를표시하여야합니다. 비영리. 귀하는이저작물을영리목적으로이용할

Transcription

1 저작자표시 - 비영리 - 변경금지 2.0 대한민국 이용자는아래의조건을따르는경우에한하여자유롭게 이저작물을복제, 배포, 전송, 전시, 공연및방송할수있습니다. 다음과같은조건을따라야합니다 : 저작자표시. 귀하는원저작자를표시하여야합니다. 비영리. 귀하는이저작물을영리목적으로이용할수없습니다. 변경금지. 귀하는이저작물을개작, 변형또는가공할수없습니다. 귀하는, 이저작물의재이용이나배포의경우, 이저작물에적용된이용허락조건을명확하게나타내어야합니다. 저작권자로부터별도의허가를받으면이러한조건들은적용되지않습니다. 저작권법에따른이용자의권리는위의내용에의하여영향을받지않습니다. 이것은이용허락규약 (Legal Code) 을이해하기쉽게요약한것입니다. Disclaimer

2 공학박사학위논문 및해수온도차를이용한 ORC 발전시스템에의한선박열효율향상에관한연구 A Study on the Ship's Thermal Efficiency Improvement by the ORC Power Generation System by Temperature Difference between Exhaust Heat and Sea Water 지도교수오철 2012 년 8 월한국해양대학교대학원기관시스템공학과송영욱

3 - ii -

4 차 Abstract vi Nomenclature ix 제 1 장서론 연구배경 지구온실가스배출현황 선박기인온실가스배출현황 종래의연구 12 제 2 장온도차발전이론 해양온도차발전 (OTEC) 이론 개념및유래 OTEC 시스템의사이클및구성 유기랭킨사이클 (ORC) 기본원리 시스템의특성 배기가스폐열회수와저온부식 41 제 3 장선박열원의열해석 시스템해석조건 시뮬레이션프로그램의검증 선박의열원 55 - iii -

5 3.4 운항선엔진의열수지분석 선박엔진의배기가스 선박엔진의배기가스열해석 선박의냉각시스템 선박의냉각시스템열해석 73 제 4 장선박에서의 ORC 발전시스템 사이클의개요및시스템구성 배기가스 ORC 발전시스템구성 냉각시스템 ORC 발전시스템구성 작동유체 ( 냉매 ) 의종류및선정 86 제 5 장선박 ORC 발전시스템의사이클해석 배기가스 ORC 발전시스템사이클해석 가열기 (Heater) 터빈 (Turbine) 응축기 (Condenser) 펌프 (Pump) 프로세스해석결과 작동유체에따른시스템해석결과 냉각시스템 ORC 발전시스템해석 가열기 (Heater) 터빈 (Turbine) 응축기 (Condenser) iv -

6 5.2.4 펌프 (Pump) 프로세스해석결과 작동유체에따른시스템열해석결과 선박 ORC 발전시스템의최적화 예열기 (Preheater) 재열기 (Reheater) 가열기 (Heater) 터빈 (Turbine) 응축기 (Condenser) 펌프 (Pump) 프로세스해석결과 다이내믹시뮬레이션검증 155 제 6 장결론 164 참고문헌 v -

7 A Study on the Ship's Thermal Efficiency Improvement by the ORC Power Generating System by Temperature Difference between Exhaust Heat and Sea Water Song Young-uk Department of Marine Engineering System Graduate school of Korea Maritime University Abstract As a result of the worldwide increased consumption of fossil fuel energy, global warming is currently greatest challenges to human. Greenhouse Gas(GHG) emissions from ocean-going shipping are currently main issue in the international maritime society. As a matter of fact, the International Maritime Organization (IMO) is studying the GHG emission reduction system including mandatory fuel-efficiency indices and voluntary guidelines on efficient operation. In this study, for the purpose of reduction of CO 2 gas emission and to increase recovery of waste heat from ships, the ORC(Organic Rankine Cycle) is investigated and offered for the conversion of temperature heat to electricity from waste heat energy from ships. Simulation was performed with waste heat from the exhaust gas which is relatively high temperature and cooling sea water which is relatively low - vi -

8 temperature from ships. The result shows that 1,000kW power generation is available from exhaust gases and 600kW power generation is available from sea water cooling system. Different variable fluid is used for simulation of the ORC system with variable temperature and flow condition and efficiency of system and output power is compared. As a result of the waste gas ORC power generating system, efficiency of TFEA is highest with heat source of high temperature above 140 and efficiency of SES36 was high from 110 to 140. Also, The mass flow rate of TFEA is lowest and obtained 1,897kW maximum output power at 170. As a result of the sea water cooling ORC power generating system, efficiency of the working fluid with R717 is highest as a 2.86% and the next working fluid is R152a, R134a, R143a and R125a. The system with working fluid R717 is obtained 289,869kg /h of Mass flow rate among the various working fluid. On the sea water cooling ORC power generating system, output of net power is below 0 under system temperature 42 because cooling water pump driving power is increased by consumption of cooling water on the condenser. To overcome this problem, scoop cooling piping system will be one of alternative solution to get cooling water from a ship because cooling water can obtained by ship's propulsion power. To optimize ship's waste heat ORC generating system, it is suggested that system utilize of cooling water waste heat and exhaust gas waste heat in one ORC system with re-heater. Cooling water waste heat was used for a heating medium of pre-heater and exhaust gas waste heat was used for a heating medium of heater. To increase efficiency of system the pre-heated working fluid is re-heated by re-heater installed between turbine and condenser. The system with TFEA as a working fluid obtained output of 2,400kW at the turbine. In many ways, ORC(Organic Rankine Cycle) is a promising method for the - vii -

9 conversion of low temperature heat to electricity. Different and new fluid can be used in the cycle for the re-utilization of waste heat. A study and operation result on the ship's cooling water ORC generating system will contribute to development and practical use of OTEC(Ocean Thermal Energy Conversion) system since it's similarly principle with working temperature and pressure. - viii -

10 Nomenclature Alphabet A : Surface area available for heat transfer Cp Cv F H or H j M n P P1 P2 Q leak Q loss : Concentration of j in the inlet stream : Concentration of j in the outlet stream : 정압비열 : 정적비열 : Flow rate : flow rate of the feed entering the bank : flow rate of the product exiting the tank : Enthalpy : 온도 T에서계산된이상기체의엔탈피 : Head : component : Characteristic pure component parameter : Fluid mass flow rate : Volume exponent : Pressure : Power Pump1 : Power Pump2 : Heat leak : Heat loss : 입력열량 - ix -

11 : 배출열량 : 기체상수 : reaction of rate of the generation of component j : Entropy SC ST SP : 온도 T에서계산된이상기체의엔트로피 : Flow of R134a in the sample plant : Temperature in the sample plant : Pressure in the sample plant $ : US Dollar : Temperature(Absolute or Celsius) T hp T cp ΔT U : Warm water temperature : Cold water temperature : Hot pinch Temperature : Cold Pinch Temperature : Temperature difference : Overall heat transfer coefficient : Internal energy (energy per unit mass) : Volume : 터빈출력 : 펌프일량 : 순수일량 - x -

12 Greek : 효율 ( 터빈 or 펌프 ) : 시스템효율 : Density : density of the feed entering the bank : density of the feed entering the bank : potential energy (energy per unit mass) : Acentric factor Abbreviation ASPHRAE : American Society of Heating, Refrigerating and Air-Con. Engineers Aux. : Auxiliary CF : Correction factor Crit : Critical C.W. : Cooling Water dp : Pressure difference DWT : Deadweight tonnage EEDI EEOI EOS EXH GHG : Energy Efficiency Design Index for new ships : Energy Efficiency Operational Indicator : Equation Of State : Exhaust : GreenHouse Gas - xi -

13 GT IMO IPPC ICOSADS liq. LT LMTD mass mol MF Min.A MW n NCR NBP OTEC ORC P/P PRSV Pt PW PWR PWR n PWR tb SERS : Gross tonnage : International Maritime Organization : Intergovernmental Panel on Climate Change : International Comprehensive Ocean-Atmosphere Data Set : Liquid : Low Temperature : Log Mean Temperature Difference : Mass : Molar : Molecular Formula : Minumum Approach : Molecular weight of the gas : Net : Normal Continuous Rating : Normal Boiling Point : Ocean Thermal Energy Conversion : Organic Rankine Cycle : Pump : Peng-Rovinson Stryiek-Vera : Point : Pump power : Power : Net Power : Turbine Power : Special Report on Emission Scenarios - xii -

14 SES36 SMCR STD TFEA TES Temp. tb vol V.F. WHRS : Solkatherm SES36,Mixture of R365mfc and Galden HT55 : Specified Maximum Continuous Rating : Standard : Trifluoroethanol : Thermo Efficiency System : Temperature : Turbine : Volume : Vapour Fraction : Waste Heat Recovery System - xiii -

15 제 1 장서론 1.1 연구배경 지구온실가스배출현황 현재인류는급격한산업화에따른석유자원의고갈과심각한환경오염문제에당면하고있다. 이러한한정된화석연료의고갈가능성으로인한에너지위기및지구환경에대한문제점으로인해기존에너지지원을대체할수있는친환경적인대체에너지원의개발과신재생에너지에대한관심이날로증대되고있다. [1][2] 국제사회는이러한에너지문제와지구온난화에대처하기위한목적으로기후변화협약등을통해온실가스 (GHG : Green House Gas) 감축을위한실천적규범을발표하였으나, 전세계의에너지소비는향후지속적인경제발전을추진하기위해서는계속증가할것으로전망되고있다. [3] 전세계의온실가스배출은산업혁명이후계속증가하고있으며특히, 1945년이후가파른상승을하고있다. 지난 200년동안인류의화석연료의소비와무분별한자원개발로인하여약 2.3조톤이상의이산화탄소 (CO 2 ) 가대기중으로배출되었다. [4] Fig. 1.1에서는 1900년부터 2004년까지화석연료로부터배출된 CO 2 를나타내고있다. 이배출량중에서절반인 50% 가 1974년부터 2004년까지 30년동안에방출되었고, 2000년도후반에는 CO 2 대기배출량이급격히증가하여오직화석연료의연소로부터발생하는연간 CO 2 배출량이

16 억톤이상이되었다. 기후변화에대한가장큰도전중의하나는온실 가스 (GHG) 의배출이운송, 농업, 난방등모든거의모든주요사회기능 으로부터기인한다는것이다. Fig. 1.1 Global Emissions of CO 2 from Fossil Fuel Fig. 1.2는온실가스의원인이되는광범위한데이터로부터 GHG Flow Chart를보면주고있다. 왼쪽의분야별수치를보면전세계의온실가스배출요인중약 60% 가석탄, 석유, 가스등의생산과연소로부터발생하는에너지관련배출요인임을알수있다. 분야별요인을보면전세계온실가스배출에가장큰원인은발전과난방분야가 24.6%, 토지개발 (Land-Use) 변화와삼림분야가 18.2%, 운송분야가 13.5% 이고농업분야가 13.5% 이다. Fig. 1.2에서중간부분은최종용도별분야를보여주고있는데, 가장많은배출은도로교통이 9.9%, 주거용건물이 9.9%, 정유및가스생산 - 2 -

17 이 6.3%, 농업용토양이 6.0%, 상업용건물 5.4%, 화학및석유화학이 4.8% 이다. 이들대부분의배출은화석연료연소나공장프로세스에서의배출등의직접적인배출뿐만아니라전기소비와같은간접적인배출을포함하고있다. Fig. 1.2에서오른쪽부분은주요온실가스를보여주고있다. 이산화탄소 (CO 2 ) 가 77% 로전체에서가장많은부분을차지하고있고, 다음으로메탄 (CH 4 ) 이 14% 를차지하고있으며아산화질소 (N 2 O) 가 8% 를차지하고있다. CO 2 배출은에너지와토지개발의대부분의활동들로부터기인되었으며, 광산, 정유 / 정제공정등으로부터다량의 CH 4 가배출되고있으며, 다른한편으로는농업및폐기물등으로부터 CH 4 와 N 2 O가배출되고있는것을있다. 그리고온실가스의약 1% 정도가 HFC계열의냉매등인불화가스임을알수있다. [5] - 3 -

18 Fig. 1.2 GHG Flow Diagram, Global Greenhouse emission - 4 -

19 1.1.2 선박기인온실가스배출현황 국제사회에서온실가스배출규제에관한문제는역사적인온실가스배출의책임론을기반으로선진국에국한되는감축의무를부여하는합의를통해지난 1992년기후변화에관한기본협약 (UN Framework Convention on Climate Change) 이체결되었으며, 그로부터 5년후일본교토에서구체적인감축량과이행메커니즘을규정하고교토의정서 (Kyoto Protocol to UN Framework Convention on Climate Change) 가체결됨으로써기후변화에대한국제환경법의서막이열리게되었다. 교토의정서는한시적으로선진국으로분류된부속서 I 국가들에게 2012년까지의감축의무를규정하고있으며, 영해를항해하는국제항해선박에사용하는연료유에관한온실가스규제는그특성을고려하여국제해사기구 (IMO: International Maritime Organization) 가규제하도록위임하고있다. 선박에있어서의온실가스배출규제는 2003년도국제해사기구의 23회총회를통하여 선박에서발생하는 GHG 저감에관한 IMO 정책및실행 이채택되면서논의가본격적으로시작되었고, 국제해사기구의해양환경보호위원회에서 CO 2 배출량감축의지구적노력에동참하기위해최근선박에서대기로방출하는 CO 2 의양을지수화하여선박을설계 건조시부터각선박당 CO 2 의배출값을산정하고운항시에도 CO 2 배출을개량하고이를감축하는방안을모색하도록유도하는조치및논의가활발히진행중이다. 그대표적인예로서신조선설계 건조시에적용하는에너지효율지수 - 5 -

20 (EEDI : Energy Efficiency Design Index for new ships) 와현재또는건조후항행시에운항선에적용되는에너지효율지표 (EEOI : Energy Efficiency Operational Indicator) 등이발효예정에있다. 선박으로부터배출되는총배기가스량은국제운항선및국내운항선의총연료소비량을기준으로하여추정될수있다. Fig. 1.3에서보면전세계총 CO 2 배출량대비선박으로부터기인하는 CO 2 배출량은국제운항선으로부터약 2.7%, 국내운항선으로부터약 0.6% 가배출되어총 3.3% 의 CO 2 가배출됨을알수있다. Fig. 1.3 Emission of CO 2 from shipping compared with global total emission - 6 -

21 Fig. 1.4에서보면 2011년을기준으로전세계를운항하는화물선은 55,138척이고톤수로보면 991,173,697 GT(Gross ton), 1,483,121,493 DWT (Deadweight) 이고평균선령은 19년이다. 해상물동량은세계경제와함께성장하였다. Fig. 1.5에서 1986년부터 2006년까지의 20년동안에연간평균톤-마일당성장률을확인할수있고, Fig. 1.6에서는전체해상물동량을십억톤-마일단위로나타내었다. Fig. 1.7에서는 1960년부터 2007년까지전세계에서 100GT이상의선박을수를기준으로성장률을확인할수있다. 선박운송량의증가는 GHG 배출증가로이어진다는것은두말할나위도없다. 선박의물동량을 2010을 100으로보고 40년후에 CO 2 배출량의장래예측을살펴보면, 현재국제해상물동량을년 3.0% 의지속적인증가세로가정할경우, 40년후인 2050년에는 =326으로물동량이 2010년에비하여 3.26배가증가한다는계산이나온다. 동시에에너지효율개선하지않는다면 CO 2 의배출량도 3.26배로증가하게된다는의미이다. 2013년부터적용되는포스트교토의정서에 CO 2 총배출량을기준년도를바탕으로 2050년에반으로감축 하는가칭포스트교토의정서가선박운항의경우에적용된다고가정하면, 톤마일 (ton nmile) 당 50%/3.26= 15.3% 로약85% 의 CO 2 배출감소라고하는매우부담되는수치가나온다. 국제해상운송량의증가에따라선박에서기인되는 CO 2 의배출량의규제는외항선에있어서아주중요한도전과동시에기회임에틀림없다. [6] - 7 -

22 Fig. 1.4 Development of world fleet by millions of DWT. Fig. 1.5 Average annual growth in world sea borne transport and world GDP between 1986 and 2006(Fearnrearch) - 8 -

23 Fig. 1.6 Seaborne trade in billion tone-miles (Fearnresearch) Fig. 1.7 Fleet growth in numbers of ships from 1960 to 2007 (Loyd's Register-Fairplay) - 9 -

24 IMO에서는전세계적으로운항하는선박으로부터발생하는 CO 2 배출전망치를 IPPC(Intergovernmental Panel on Climate Change) 에서발간한 SERS(Special Report on Emission Scenarios) 를기준으로해서발표하였다. 이시나리오는 Fig. 1.8에서보는바와같이 2007년부터 2050년까지작성되었으며, 주요모델은 IPPC SERS의기준을따라 A1F1, A1B, A1T, A2, B1 그리고 B2로하였다. 이들시나리오는전세계의인구, 경제, 토지이용과농업을기준으로하여작성되었고이시나리오는세계화와지역화, 환경지수와경제지수의주요경향이반영되었다. 연간 CO 2 배출량의증 가량은 1.9~2.7% 를기준시나리오로잡았고, 5.2% 와 -0.8% 를시나리오 의한계치로기준으로작성되었다. 배출량의증가는해상물동량의성장에따라증가되었다. 시나리오에서 2050년에 CO 2 배출량의최저배출은 2007의배출량에비교되었다. [7] 앞에서본바와같이산업발전에따른지구온난화의영향은인류의미래에심각한문제를초래할수있으며, 해상에서의물동량증가로인한선박기인온실가스의배출은앞으로도계속증가할것이예상되어지므로지구온난화에상당한영향을미친다는것을알수있다. 따라서본논문에서는선박으로부터기인하는온실가스배출을최소화하기위한노력의일환으로선박에서배출되는열에너지회수율을극대화시킬수있는방안들을조사하고배출되는열에너지를이용하여부가적인발전장치를구동함으로써선박의에너지효율을높이고온실가스배출을최소화할수있는내용을연구과제로다루고자한다

25 Fig. 1.8 Trajectories of the emissions from international shipping

26 1.2 종래의연구 선박의메인엔진에들어가는연료에너지는최종적으로선박의추진력을얻기위하여사용되어지는데, 소비되는에너지를분석하여보면쉽게재활용가능한열에너지를찾을수있다. Fig. 1.9는파고 3~4m의된바람 (Strong breeze) 해상상태에서 (Beaufort 6) 약 15노트로운항하는건전한소형화물선을기준으로연료에너지로부터선박의메인엔진으로소비되어지는열수지도표를보여준다. Fig. 1.9에서가장밑단의 Bar는연료로부터엔진으로들어가는에너지비율을나타내고있다. 여기에서, 약 43% 의연료에너지가축 (Shaft) 을구동하는데사용되는데반하여 27% 가배기가스로배출되어지고, 30% 가열손실로소비되고있다. [8] Fig. 1.9 Use of propulsion energy on board a small cargo ship

27 여기에서프로펠러와중간축 (Intermediate shaft) 의등의동력전달계통에서의손실등을제외하고나면 28% 의추진력이전달되어진다. 이추진력의대부분은선체의마찰저항과조파저항을극복하는데소비되어진다. 근래에는메인엔진으로부터배출되는배기가스로부터파워터빈을구동하고열에너지 (Fig. 1.9에서 27%) 를회수하여스팀을발생시키고터빈을구동하여발전기를구동하는배기가스폐열회수시스템 (Waste Heat Recovery System: WHRS) 이대형선박엔진짝업체들에의하여개발되어지고있고대형컨테이너선박을중심으로적용이시도되어지고있다. 일반적으로선박의엔진으로부터배출되는배기가스의온도는약 400~430 정도이고과급기 (Turbo charger) 후단에서는약 250~270 정도이다. Fig. 1.10은 MAN B&W에서적용한메인엔진모델의열평형도 (Heat balance diagram) 을나타내고있다. 여기서보면, 기존의배기가스로배출되는 25.5% 중약 10% 정도를회수하여약 5% 정도의발전출력을얻는시스템 (Thermo Efficiency System: TES) 을구동함으로써선박의열에너지효율을향상시키고있다. [9]

28 Fig Heat balance diagram of the nominally rated 12KME/MC Mk 6 engine(man B&W)

29 Fig Power concept for thermo efficiency system (MAN B&W)

30 Fig. 1.11은 MAN B&W의폐열회수발전시스템 (WHRS: Waste Heat Recovery System) 의개략도이다. 시스템의구성은배기가스보일러 (Exhaust Gas Boiler), 스팀터빈 (Steam Turbine), 파워터빈 (Power Turbine) 과발전기 (Generator) 로구성되어있다. 엔진으로부터배출되는배기가스는과급기 (Turbocharger) 를구동하면서동시에추가출력으로파워터빈 (Power Tirbine) 을구동하여전력을생산하게된다. 이때전력량은배기가스의유량에따라결정되어지게된다. 또한, 과급기후단에설치되는배기가스보일러에의하여스팀이발생하게되는데이때발생하는스팀으로터빈을구동하여발전을하게된다. 스팀터빈과배기가스터빈은감속기어와클러치로연결되어최종동력을발전기에함께전달하게된다. Fig. 1.12와 Fig. 1.13은스팀터빈시스템의구성과열전달온도레벨을나타내고있다. 여기서배기가스의열에너지를회수하는것은배기가스보일러 (Exhaust Gas boiler) 와스팀터빈에서하게된다. 배기가스보일러에서는최소 165, 6bar의스팀을생성하게되고, 최종으로 270 의과열증기 (Superheated steam) 가발생하게된다. 발생된스팀은스팀터빈을구동하고응축기 (Condenser) 에서응축되어탱크 (Hot well) 에저장되어급수펌프 (Feedwater pump) 에의하여다시배기가스보일러와스팀드럼으로순환되어진다

31 Fig Process diagram for the Thermo Efficiency System

32 Fig Temperature/heat transmission diagram of an exhaust gas boiler

33 이와같이, 선박의배기가스에서고온의열을회수하는연구들은선박의특수성을고려하여물을끓여스팀을발생하는보일러시스템으로연구가진행되어지고실제적용되어지고있다. 그러나, 상대적으로열에너지비중이높은 (Fig. 1.9에서약 30%) 냉각수등으로배출되어지는열에너지의활용에대한연구는미흡한것이사실이다. Fig. 1.14에서지구의해수표면온도분포도와 Fig. 1.15에서전세계선박의해상교통량의분포도를보면대부분해상물동량은북반구에서이루어지고있으며, 운항해역의해수온도는약10~20 근처이고낮게는 6 근처에도많은선박이운항하는것을알수있다. 일반적으로선박의냉각수의배출온도가 50 근처이고설계온도기준이 30 임을고려하면실제운항선박에서는상대적으로더많은온도낙차를이용하여냉각수로부터배출되는열에너지도회수하여재생가능한에너지원으로서활용할수있을것이다. 이러한저온의온도차이를활용한발전시스템은이론적으로해양심층수를이용한해수온도차발전 (Ocean Thermal Energy Conversion, OTEC) 시스템분야에서개념및이론이입증되었으며, 국내에서도근래에연구가활발히이루어지고있다

34 Fig Sea water surface average temperature(march 2012,by NOAA)

35 Fig Approximation of ship traffic distribution(icosads data)

36 한편, 선박의배기가스를회수하는발전시스템은현재까지스팀을적용하였으나해외에서는에너지효율을높이기위하여육상의산업용발전장비및공장등에서배출되는폐열을이용하여유기랭킨사이클을구동하는발전시스템의연구와개발이활발히이루어지고있다. 유기랭킨사이클은스팀발전시스템보다효율이높으면서콤팩트하게구성할수있는장점이있다. 따라서, 본논문에서는배기가스의폐열을열원으로하여유기랭킨사이클을구성하는방안과열에너지비중은높지만상대적으로낮은온도인선박의냉각수로배출되는열에너지를재활용하여터빈발전기를구동하는온도차를발전시스템을구성하는방안을함께연구하여선박에서배출되는열에너지손실을최소화하고에너지효율을최적화하는방안을제시하고자한다

37 제 2 장온도차발전이론 2.1 해양온도차발전 (OTEC) 이론 개념및유래 해양온도차발전은해수의표층수와심층수의온도차를이용하여발전을하는방법이다. 해양에서열대와아열대해역의연직온도분포를보면이해역에서표층수의온도는 25~30 가되는데, 수심수백미터에서 1,000m 깊이에내려가게되면심층수의온도는 5 로 20~25 의온도차가있다. 이는해수의온도에따른밀도차이에의한것이고, 냉해수 (Cold Sea Water) 는적도쪽으로흘러상대적으로온도가높은표층수의밀도를저밀도로낮추기때문이다. Fig. 2.1에서와같이해양표층수의상대적으로온 ( 溫 ) 해수 (Warm water) 와심층수의냉 ( 冷 ) 해수의온도차 ( 열에너지 ) 를전기에너지로변환시키는기술이해양온도차발전이며 Ocean Thermal Energy Conversion을줄여 OTEC이라고부르고있다. Fig. 2.2과 Fig. 2.3에서는해양에서표층수와심층수의온도차의해역별수직분포를나타내고있다. 해양온도차발전은현재의기술로는온도차가약16 이상되면가능하며지리적으로는북위 40도와남위 40도해역에서연중어느때나발전이가능하다. Fig. 2.3에서보면해수표면으로부터약 800m까지온도가급격히떨어지는것을알수있고, 수심약 1,000이하에서는심층수의온도가 4~5 로떨어지는것을알수있다. 해양온도차발전은태양에너지에의해데워진표층수와심층수의냉해수를열원으로하는재생가능한에너지이며, 장치의건조나유지이외에

38 는화석연료를사용하지않아이산화탄소배출량이극히적은발전방식 으로서주목받고있다. [10][11][12] Fig. 2.1 Concept of OTEC(Ocean thermal energy conversion)

39 Fig. 2.2 Distribution of temperature difference between surface & deep water

40 Palau(Melekeok) Jamaica Fiji(Suva) 600 Depth (m) Temperature ( ) Fig. 2.3 Distribution of vertical temperature of the deep sea

41 해양온도차발전의개발역사는 1881 년세계에서최초의화력발전소가 건설된해로거슬러올라간다. 이해에프랑스의달슨발 (J.D' Arsonval) 이 세계최초로해양온도차발전을고안하고, 그후프랑스의클로드 (G.Claude, 1930) 나미국의앤더슨 (Anderson and J.H.Anderson Jr,1964) 등에의해실용화가시도되어왔다. 1974년에는하와이주립자연에너지연구소가설립되고 1979년에하와이의코나앞바다에서해상형발전플랜트로 Mini-OTEC' 으로 50kW를발전출력을얻는데성공했다. 일본에서는 1970년경부터해양온도차발전의조사와연구가시작되었고, 1974년에신에너지연구를추진하는 선샤인계획 속에편입되었다. 1981년에는도쿄전력이나우루공화국에서 120kW의발전에, 1982년에는큐슈 ( 九州 ) 전력이도쿠노시마 ( 德之島에 ) 서 50kW의발전에성공했다. 또한, 1970년대전반부터연구에착수한사가 ( 佐賀 ) 대학의우에하라하루오 ( 上原春男 ) 교수팀이 1994년에작동유체에암모니아와물의혼합물을이용한 우에하라사이클 이라고불리는시스템을개발하여실용화로가는길을열었다. 개발초기의해양온도차발전에서는발전한전력의대부분이열원수가되는심층수와표층수를퍼올리기위한펌프동력에소비되어외부로는발전출력의 30% 정도밖에송전할수가없어경제적인이유로실용화가곤란하다고생각하였다. 그러나최근에는발전사이클의고안과열교환기술의진보에의해발전출력의 70% 정도를순수발전출력으로송출할수있게되었다. 최근의동향으로는인도정부가사가대학의협력을얻어 1,000kW시스템을건설하고, 장래에는 50,000kW시스템건설을목표로한실증실험이진행중이다. 또한 2003년에는사가대학에해양에너지연구센터가설립되어이마리 ( 伊亇里 ) 의실험실에는 30kW의해양온도차발전, 해수담수화,

42 리튬회수등의실험장치가설치되어, 해양온도차발전과동시에양수한심층수를복합적으로이용하는다목적이용해양온도차발전기술의확립을목표로하는연구가진행되고있다. [13] Fig. 2.4에서는하와이에서연구되었던 5MW급 OTEC 플랜트의실제설계배치도를확인할수있다. Fig. 2.4 Example of 5 MW OTEC Pre-commercial Plant

43 2.1.2 OTEC 시스템의사이클및구성 해양온도차발전에는폐쇄순환 (Closed cycle) 과개방순환 (Open cycle) 이있다. Fig. 2.5에나타낸폐쇄순환의발전원리는화력발전이나원자력발전과같은랭킨사이클의원리이며, 개방순환에비해소형으로높은발전효율을얻을수있어최근의개발을위한많은연구가진행되고있다. OTEC 시스템은심층수와표층수의열에너지활용을위한열교환기와작동유체에의해구동되는터빈발전기그리고해수와작동유체를압송하는유체펌프와배관시스템으로구성되어있는열엔진이다. Fig. 2.6에나타낸개방순환은구조상, 작동유체를순활시킬필요가없기때문에작동유체펌프가존재하지않는다. 사이클의작동유체는스팀이되고, 진공펌프로부터감압된온수 (Warm sea water) 가챔버안으로유입될때압력이내려가므로충분히낮은온도에서끓는점이발생하게된다. 발생되니증기는터빈을지나면서일을하고응축기 (Condenser) 에서저온의해수 (Cold sea water) 와열교환이일어나면서바다로방출되게된다. 이개방형 (Open) 사이클에서는응축기로부터담수가배출되고, 이것을그대로음용수로사용할수있기때문에이러한부가적인이점을활용할수있기때문에프랑스에서는현재에도이형태의연구가진행되고있다. 일반적으로순수발전목적으로는폐쇄형 (Closed) 사이클이보다소형이고경제적이므로, 폐쇄순환을기준으로자세히조사해보기로한다. Fig. 2.5에서보는바와같이, 폐쇄형사이클발전설비의주요구성기기는증발기, 터빈, 응축기, 작동유체순환펌프, 발전기, 심층수급수펌프, 표층수급수펌프등이다

44 Fig. 2.5 Closed cycle system of OTEC Fig. 2.6 Open cycle system of OTEC

45 시스템에서증발기, 터빈, 응축기, 작동유체순환펌프는배관으로연결되어폐순환회로를형성하고그속에는작동유체로서표층수의해수온도에서증발이가능한저비점유체가사용되어진다. 이작동유체는 1980년대까지는암모니아나프레온등의순수물질이쓰였으나, 근래에는암모니아와물의혼합물이쓰이고있다. 액체의작동유체는순환펌프에의해증발기로보내진다. 증발기에서표층수의따뜻한해수 ( 약 30 ) 로데워져약 950kPa의증기가되고, 그증기가터빈을돌려구동축에연결된발전기에서전력을생산하게된다. 터빈을나온증기는응축기에들어가, 차가운심층수 ( 약 4 ) 와열교환한후약 10, 620kPa의액체로액화되며이때의압력차에의해터빈이구동된다. 이사이클을반복함으로써해수의온도차를이용한발전이가능하게된다. 해양온도차의발전효율 ( max ) 은카르노사이클의최대효율식에의 거하여계산되어질수있다. [12] max (2.1) 여기서, : Warm water temperature : Cold water temperature ( 는절대온도 ) 해양온도차발전에서이용하는표층수의온도가약 27~30 이고심층수 의온도가 4~5 로그온도차가약 20 임을고려하면그이론적인효율 ( max ) 은약 7~8% 정도이다. 그러나실제시스템에서는열적인손실이

46 나기계적인마찰손실을피할수없으므로열효율이 3~5% 정도까지저하된다. 최대전력생산을위해서는열전달효과가높은열교환기와, 터빈에서큰차압발생을위하여가능한높은온도차가요구되어진다. 해양온도차발전은화석연료를사용하지않고연중안정된운전이가능한자연에너지에의한발전기술이며그부존량도많기때문에장래의에너지공급기술의커다란역할을할가능성을갖고있다. 그러나그반면에밀도가낮은에너지를이용하기때문에대량의온해수와냉해수를안정적으로양수할필요가있고, 높은효율의열교환기의개발이더욱요구되어진다. 한편, 해양온도차발전은표층수와심층수의온도차를이용하여발전하는방법이지만, 이시스템은온도차가있는열원이있으면광범위하게적용이가능하고온도차가클수록효율이높아소형이고경제적인설비가된다. 그예로서 - 온천수 ( 지열 ) 를이용한소규모지역발전 - 제철소, 석유정재소, 발전소등으로부터배출되는냉각수등으로부터의열을이용한발전 - 엔진의냉각수의배출열을이용한발전등에적용될수있다. 따라서선박에서에서는주로디젤엔진이주추진기관으로사용되고발전기및보조기계의냉각수로해수가이용되고있으므로이러한배출열을회수함으로서선박으로유입되는해수와온도차이를이용하여발전시스템을구성하면선박의에너지효율을보다높일수있을것이며이와같은배출열을이용한저온저압의발전설비의운전실적은해양온도차발전의실용화를앞당기는데도기여할것으로기대된다. [14]

47 2.2 유기랭킨사이클 (ORC) 기본원리 유기랭킨사이클 (ORC: Organic Rankine Cycle) 시스템은중저온 (70~40 0 ) 범위의열원에서높은에너지변환효율을얻기위해물보다더낮은온도범위에서증발이일어나는프레온이나탄화수소계통의유기매체를작동유체로사용하는저온증기열동력사이클로저온에서고압의증기가얻어지므로저온열원을이용하여고효율의동력을발생시킬수있다. 증기동력사이클시스템은작동유체의일부또는전부가액상 (Liquid phase) 과기상 (Vapour phase) 으로상이변하면서열에너지를기계적에너지로변환시키는열동력기관으로, 다른열동력기관과달리열전달특성이이상적인열기관인카르노사이클과유사하다. 카르노증기사이클은주어진온도의고열원과저열원사이에서 2개의등온과정과 2개의가역압축및팽창과정으로운영되는이론적으로최대효율의열기관으로실제의증기동력기관으로적용시킬수가없는데 그이유는첫째, 열원과사이클 열교환기사이에온도차가없이열이 전부전달되어야하는데이경우온도차가없이열교환이일어날수없으므로현실적으로열기관을실현시킬수없으며, 둘째 2상류상태의작동유체를가역적으로압축시켜야하는데현재까지의유체기계로서는실현이불가능하기때문이다. 따라서열효율을높이기위해실제가능한사이클로카르노사이클에접근시킬필요가있다. 이것이랭킨사이클시스템이다. 유기랭킨사이클시스템과기존의랭킨사이클시스템의차이는작동

48 유체에있으며그밖의원리와시스템구성에는차이가없다. Fig. 2.7은이상적인기본랭킨사이클시스템의구성도와개략적인온도엔트로피 (T-S) 곡선을나타낸것으로 T-S 곡선에서카르노사이클은 a-b-c-d 과정을순환하는반면에랭킨사이클의경우 과정으로열교환과정과팽창과정은같으나압축과정은현실적으로가능한액체단일상의압축과정으로구성한것이다. 그러므로랭킨사이클시스템은카르노사이클시스템을현실적으로실현시킨열기관임을알수있다. 기본포화랭킨사이클은작동유체펌프, 증발기, 터빈혹은팽창기와응축기로구성되며사이클각과정은다음과같이분류된다. - 펌프에서의가역압축과정 - 증발기에서의등압열교환과정 - 터빈에서의가역팽창과정 - 응축기에서의등압열교환과정 이상적인가역기본유기랭킨사이클시스템의작동순서를압축과정부터설명하면다음과같다. 1~2 과정 : 응축기에서응축된작동유체를펌프에의해가압하여압축시키는과정이다. 2~3 과정 : 등압증발과정이다. 펌프에서승압된작동유체가액체상태에서의가열과정을거쳐증발온도에도달한후포화상태의증기로증발하게된다. 3~4 과정 : 터빈에서의팽창과정으로서증발기출구에서의증기상태의작동유체 ( 점1) 가터빈에서의팽창과정을거쳐작동유체가가지고있는열에너지가기계적에너지로변환된다

49 4~1 과정 : 터빈을떠난작동유체는응축기에서응축되어다시펌프로 들어가사이클을반복하게된다. T b c a d 4 S Fig. 2.7 ORC Rankine cycle system configuration & T-S diagram (R134a)

50 유기랭킨사이클에서응축기와증발기의온도그리고작동유체가결정되면작동유체의열역학적물성값표나방정식에의해각점의엔탈피를구할수있으며, 엔탈피에의해기본사이클의입력열량, 출력및시스템성능은다음과같이계산된다. 입력열량 (2.2) 터빈출력 (2.3) 배출열량 (2.4) 펌프일량 (2.5) 순수일량 (2.6) 시스템효율 (2.7) 기본포화유기랭킨사이클시스템은유기매체중냉매등의포화증기특성을이용해사용할수있는시스템이다. 냉매의증기는수증기와달리터빈에서의단열팽창선과포화증기선이거의평행선에가까워포화점에서팽창된작동유체가거의증기로남아있게되어터빈내에서액적이잘발생되지않으므로회전익에충격이없으며응축이외의열손실이없어효율이높은점을이용할수있으므로과열영역이필요없는포화사이클시스템을구성할수있다. 그러나실제시스템의경우에는같은작동유체의유량에서열회수용량을높일수있는과열유기랭킨사이클시스템이이용된다. 이경우열효율향상을위하여재생기를추가로설치할필요가있다. 또한유기랭킨사이클시스템의작동유체인유기매체는중저온열원에서

51 기존랭킨사이클작동유체인물과비교하여다음과같은장점이있다. 1) 큰분자량과분자당적은원자수로인해 T-S 선도에서포화증기선의기울기가양수 (+) 이기때문에터빈에서액적이잘발생하지않고상태가항상증기상태로있게된다. 2) 터빈에서의엔탈피변화가적어터빈회전수와직경을줄일수있다. 3) 증기의밀도가높다. 4) 산업체에서일반적으로발생되는저온도열원에서도높은효율을유지할수있다. Fig. 2.8은작동유체로서의물과 R134a의포화상태를 T-S 선도에표시한것으로물의포화증기선은 T-S 선도의경사 ( ) 가완만한음수 (-) 인반면 R134a의경사는물에비하여현저하게높은것을알수있다. 여기서포화증기선의기울기가양수 (+) 가되면터빈출구의작동유체는과열증기상태가되어터빈내의유동이항상건증기상태가되어터빈효율이높게된다. 그러나포화증기선의기울기가음수 (-) 이면터빈출구에서작동유체는습증기가되어터빈의효율이떨어지며회전익을부식시킬위험성이증대한다. 가장이상적인포화증기곡선은 T-S선도에서의기울기가수직에서약간음수 (-) 의기울기가되는것으로포화상태의고압증기가실제터빈을통과하면거의포화증기상태로될수있다. [15][16][17]

52 Fig. 2.8 T-S diagram of R718(Water) and R134a

53 2.2.2 시스템의특성 폐열을동력열원으로하여기계적에너지로이용할경우, 여러종류의열동력기관의사용을고려할수있는데그중에서적용시킬수있는열기관은기존의스팀랭킨사이클시스템, 유기랭킨사이클시스템, 브레이튼사이클시스템그리고스털링엔진등이있다. 브레이튼사이클시스템은운전온도가약 800~900 정도이며스털링엔진은아직도완전히실용화개발이되지않고현재까지연구가진행되는열기관으로운전온도가약 650~800 정도이다. 수증기랭킨사이클시스템은작동유체의적당한사용온도범위가 370~550 인열기관으로폐열원의온도는 500 이상에서고효율로사용될수있다. 따라서이들열기관은 500 이상의고온폐열회수에사용될수있는시스템으로중저온폐열원 (70~450 ) 에는시스템의특성상열효율이낮아서적용시킬수가없다. 온도범위가비교적낮은수증기랭킨사이클의경우에도중저온 (70~450 ) 온도범위에서는수증기압력이떨어져시스템에의한동력회수효율이낮아지므로사용하기가어렵다. 물은 100 에서의포화증기압이 1kg / cm2인데반해유기냉매의경우냉매별로차이가많으나상대적으로높은포화증기압을유지하며비체적도적어수증기에비해저온에서훨씬고압이며적은용적이되므로저온비등유기매체를사용하는것이가능해져서종래의증기터빈으로는회수가곤란했던저온온도범위의폐열에서동력을경제적으로회수할수있다. Fig. 2.9는각종열기관의적용범위와효율을비교한것으로중저온범위의열원에적용시킬수있는열기관은유기랭킨사이클이가장효과

54 적인것을알수있는데, 이것은저온에서물보다증기압이높은비등점을가지고있는유기매체를작동유체로사용함으로서고압의작동유체를터빈에서팽창시킬수있어다른열기관에비해저온에서훨씬높은동력을회수할수있기때문이다. 저온사이클로서의유기랭킨사이클시스템의특징은산업체에서의폐열회수뿐아니라오토, 디젤사이클및브레이튼사이클등의고온열기관과병합운전을가능케하여기존열시스템의전체효율을증대시킬수있다. [17] 이러한유기랭킨사이클의장점을선박의배기가스및폐열을회수하는데활용하면선박의열에너지효율을높일수있을것이다. Fig. 2.9 Working range and efficiency of power engine

55 2.2.3 배기가스폐열회수와저온부식 일반적으로배기가스의폐열을회수하고열효율을높이기위하여이코노마이저 (Economizer) 를설치하게되는데, 이때폐열회수율을높여배기가스의온도가낮아지게되면황산에의한저온부식의위험이증가하게되는딜레마에빠지게된다. 연료중의유황성분이연소에산화하여아황산가스 (SO 2 ) 로되고그일부가다시산화하여무수황산 (SO 3 ) 으로된다. 이 SO 3 의노점 ( 露点 ) 은 15 0 이하인데, 열교환기의저온전열면에서자칫하면 150 이하로되기쉬우며이저온부에서 SO 3 가연소가스속의수증기 (H 2 O) 와화합, 응축하여황산 (H 2 SO 4 ) 을생성하고, 저온전열면에부착하여이부분을부식시키게된다. 배기가스의노점을측정하여 Molier(P.Molier 1959) 의곡선으로부터 SO3 의양을계산할수있다. SO 2 중의 2~5% 가 SO 3 로변한다고가정할때연료유중의유황함량과노점을살펴보면 Table 2.1과같다. Table 2.1 Dew Point of Sulfur Contents in the Fuel Oil 황 (S) 함량 SO 2 발생량 (p.p.m) ,030 1,288 1,545 SO 3 생성량 (p.p.m) 노점

56 일반적으로저온부식을방지하기위한예방대책으로는다음과같은방법이있을수있다. 1) 유황성분을포함하지않거나유황분이극히적은저유황연료를사용한다. 2) 배출하는배기가스온도를 200 이상으로하고, SO 3 의노점보다높게하여 SO 3 가수증기와화합하여황산으로되지않도록한다. 3) 연료에암모니아등의저온부식방지제를첨가하여 SO3의노점을저하시킨다. 4) 연소배기가스중에포함되어배출되는 SOx, NOx, HCL, 기타부식성물질에대하여화학적으로안정성을갖는소재를이용한열교환기를적용한다. 금속재료중저온부식현상이적은재료로는규소철, 티타늄, 페라리움, 인코넬, 하스텔로이등이있고비금속재료로는세라믹, 유리, 내산법랑, 불소수지코팅재, 에폭시, 플라스틱, 실리콘재료가있다. 그라스튜브 (Glass Tube) 나, 테플론 (Teflon) 코팅계통의열교환기는실제로보급되어적용되어지고있다. [18][19] 현재선박엔진의연료는벙커-C유가주로사용되어지고있으나최근 NO X,SO X 의배출규제가강화됨에따라저유황중유 (LSBC), 저유황경유 (LSDO) 등의사용이증가하고있다. 또한, 대형조선사를중심으로친환경연료를사용하는엔진및선박의개발과함께다양한 NOx, SOx 배출저감기술개발이시도되어지고있다. 또한, LNG(Liquefied Natural Gas) 를연료로하는 Fuel Gas 추진선박이유럽의소형화객선및정기컨테이너선박을중심으로운항하는사례가증가하고있고, 국내에서도경인운하의홍보용선박에 LNG연료추진엔진이채택되어건조중에있다. LNG에는주성분인메탄및탄화수소이

57 외에불순물이거의없으므로배기가스저온부식문제가없으며일반적으로 LNG를연료로하는육상공장에서는 100 이하로아무문제없이배기가스열을회수하고있다. 이러한도전적인배기가스폐열의회수를통한선박의에너지효율향상을위한노력들은기존의저온부식에대한대응방안을넘어서유황회수장치의추가설치나신도료의개발등새로운개념의저온부식에대한신개념방식기술들의개발을유도하고촉진할것이다. 따라서본논문에서는앞으로연료의탈황기술및저유황친환경연료의사용의추세에따라사용가능한다양한온도레벨에서유기랭킨사이클의적용을검토할것이다

58 제 3 장선박열원의열해석 3.1 시스템해석조건 시스템시뮬레이션은 Aspen HYSYS 7.1v로수행하였으며, 적용된상태방정식은 Peng-Robinson를기본으로사용하였으며, 적용이불가능한 R125와같이해석을하는경우에는알코올및비이상기체에적용가능한 PRSV(Peng-Robinson Stryjek-Vera) EOS를적용하였다. Aspen HYSYS 프로그램은 Oil & Gas 산업에서각종플랜트설계에실제적용하는프로그램으로, 기본적인화공프로세스및시스템설계를수행하고다이내믹시뮬레이션으로검증할수있는프로그램이다. 실제사례로예를들면, 현재국내대형조선소에서건조중인 LNG FPSO의 Topside의공정프로세스설계는프랑스엔지니어링회사인 Technip사에서수행하는데, 프로세스공정의기본설계를 Aspen HYSYS 를이용하여수행하고있다. 물론상용프로그램이므로시스템의설계조건에따라오차가있을수있으나, 엔지니어링회사마다보유하고있는경험치를반영하여오차범위를줄여설계의신뢰도를높이고있다. 따라서본연구에서도시뮬레이션의신뢰도를높이기위하여실험장비를이용하여실제운전상태와해석값의차이를검증할것이다

59 본연구에서주로적용된 PRSV EOS 를보면다음과같이정의된 다. [20] (3.1) 여기서,,, (3.2) (3.3) (3.4) (3.5) 여기서, PRSV EOS 에서유체의속성 (Property) 값을얻기위해적용되는계산 방법은다음과같다. PRSV Z Factor (3.6)

60 , (3.7) PRSV Molar volume (3.8) PRSV Enthalpy (3.9) 여기서, 는온도 T 에서계산된이상기체의엔탈피 PRSV Entropy (3.10) 여기서, 는온도 T 에서계산된이상기체의엔트로피 PRSV Cp(Heat capicity) (3.11)

61 PRSV Fugacity coefficient ln ln, ln (3.12) (3.13) PRSV Fugacity (3.14) PRSV Cv(Isochoric) (3.15)

62 3.2 시뮬레이션프로그램의검증 시스템시뮬레이션의신뢰성을확인하기위하여실제실험용장비를이용하여시뮬레이션결과와실제운전상태를비교하여검증하였다. 실험용장비는 R134a를냉매로하는공기조화장치로압축기 (Compressor), 응축기 (Condenser), 팽창밸브 (Expansion valve) 와증발기 (Evaporator) 로구성되어어지는냉동사이클과송풍기 (Fan) 와닥트 (Duct) 그리고가열기 (Heater) 로구성된다. 시스템의작동원리를살펴보면, Fig. 3.1의개략도에서보는바와같이작동유체인 R134a는압축기에서가압되어지고, 고온으로가압된냉매는콘덴서에서냉각되어응축되어진다. 응축되어액화된작동유체는팽창밸브를거쳐증발기에서증발되어가열된공기와열교환하여공기를냉각한후다시압축기로순환되어진다. Fig. 3.1 Configuration and diagram of pilot plant

63 시뮬레이션의검증을위해실험장비와동일한시스템을구성하고동일한온도조건에서각작동유체의상태 (Property) 를비교하여차이를확인하고, 실제로열교환되는공기의양과계산된양을확인하여검증하였다. Fig. 3.2에서와같이실험장비를가동하고운전상태를확인한결과 R134a 냉동사이클에서압축기에서가압되어응축된후의온도 (ST10) 는 44 이고, 압력 (SP1) 은 1040kPa이다. 이때의유량 (SC1) 은 39l/h였다. 증발기입구 (ST11) 은 이고증발기후단의온도 (ST9) 는 10.4, 압력 (SP2) 은 420kPa이다. 덕트내에공기의온도 (ST1) 는 23.8 이고가열기 (Heater) 에서가열된후의온도 (ST3) 는 3 4, 증발기와열교환후의온도 (ST5) 는 18 이다. Table 3.1에각센서의계측값을정리하여나타내었다. Table 3.1 Measures of pilot plant Sensor Measured Value ST10 [ ] 44 SP1 [ kpa ] 1,140 Refrigerant (R134a) SC1 [l/h] 39 ST11 [ ] 13.1 ST9 [ ] 10.4 SP2 [ kpa ] 420 ST3 [ ] 34 Air SP3 [ m3 /h] 351 ST5 [ ]

64 Fig. 3.2 Photograph of pilot plant(r134a)

65 시뮬레이션에서시스템의구성은 Fig. 3.3과같이작동유체를 R134a로하여실험장비와동일하게구성하였다. 시스템은냉매를가압하는압축기와응축기, 팽창밸브와증발기로구성하였다. 압축기의단열효율은 75% 를기본값으로정의하였다. 시스템의시뮬레이션계산조건은계측된값에서냉동기에서응축기후단의압력값 (SP1=1,140kPa) 과증발기후단에서의압력값 (SP2=420kPa) 과냉매유량 (SP3=39l/h) 조건만을입력하고, 시스템의운전조건에따라응축기후단에서의건도 (V.F.) 를 0( 건도 0%) 으로정의하고, 증발기후단에서의건도를 1.0( 건도 100%) 으로정의하여시스템을해석하였다. Fig. 3.3 Modeling of pilot plant

66 여기에서증발기와열교환하는공기의유입온도 (ST3=34 ) 와유량 (SP3=351m3/h) 을조건으로정의하여출구측의온도의계측값 ST5(18 ) 와해석결과값을비교하여검증하였다. Table 3.3에서시뮬레이션해석결과를보면응축기후단 (2) 에서의압력을 1,140kPa로정의하고그때 100% 응축되는조건으로건도 (V.F.) 을 0(0%) 으로정의하였다. 증발기후단에 (4) 서의압력을 420kPa로정의하고그 100% 증발하는조건으로건도 (V.F.) 1(100%) 로정의하였다. 시스템을구성하고열교환기에유입되는공기 (11) 의온도를 34, 유량을 351m3 /h로정의하였을때, 출구측 (12) 의온도는 17.8 를얻을수있었다. 실제계측기의입구측온도계 (11) 의오차범위 ±0.5 에서출구측 (12) 의오차범위는 17.3~18.2 이므로시뮬레이션해석결과는허용오차범위내에들어온다. Table 3.2에실험장치에서계측한값과시뮬레이션결과값을비교하여나타내었다

67 Table 3.2 Comparison of measured values and simulation result Sensor Measured Value Simulation Result ST10 [ ] SP1 [ kpa ] 1,140 1,140 Refrigerant (R134a) SC1 [l/h] ST11 [ ] ST9 [ ] SP2 [ kpa ] ST3 [ ] Air SP3 [ m3 /h] ST5 [ ]

68 Table 3.3 Simulation result of sample plant - R134a Name V.F T( ) P ( kpa ) 1,140 1, F M ( kg /h) F V (STD_ m3 /h) F L ( m3 /h) Q (kj/h) -42, , , ,066.6 h (kj/ kg ) -8, , , ,798.5 s (kj/ kg- ) Name V.F T( ) P ( kpa ) F M ( kg /h) F V (STD_ m3 /h) F L ( m3 /h) Q (kj/h) 3, , , ,425.9 h (kj/ kg ) s (kj/ kg- )

69 3.3 선박의열원 선박의주기관및보조기계는운전시에그일에따른열이발생하게된다. 이러한열을회수함으로서연료효율을높이고, 에너지효율을높이는것은고유가시대에선박의운항경쟁력을확보하는대안이될수있으며, 지구온난화와환경문제에대응방안으로고려되어지고연구되어져야할필요성이더욱대두되고있다. 선박에서회수가능하고재생가능한열을조사하여보면다음과같다. 1) 메인엔진배기가스 2) 발전기배기가스 3) 보일러배기가스 4) 소각기배기가스 5) 메인엔진냉각수 6) 발전기냉각수 7) 보일러응축기 (Condenser) 8) 각종윤할유 / 공기냉각기 (Oil/Air Cooler) 선박에서발생하는폐열은크게배기가스와냉각수로분류할수있다. Fig. 3.4에서보는바와같이선박에서발생하는주요열원이되는장비를보면메인엔진과보일러, 냉각수등이다. 상대적으로고온인배기가스는약 200 이상이며, 상대적으로저온인메인엔진및발전기엔진의냉각수의경우자켓냉각수 (Jacket cooling water) 는약 80~90 의청수로냉각되며, 해수열교환기의온도는약 40~50 정도로운전되어진다

70 Fig. 3.4 Major heat source of the ship

71 이러한주기관및보조기계들의적용은선박의종류에따라약간의차이가있는데, 선종별로보면컨테이너선, 유조선, 벌크선, LNG선등으로크게구분할수있다. 컨테이너선은운항속력이높아고출력의추진기관이요구되므로상대적으로대형메인엔진이적용되어지고, 냉동컨테이너가많은경우발전기용량또한증가하게된다. 유조선이나벌크선의경우는운항속력이낮아상대적으로저출력의메인엔진의용량이감소하게된다. 그러나유조선의경우화물을가열하는데스팀이요구되어지므로대용량의보일러가적용되어지고, 이러한보일러는화물을선적하고운항할때와화물의양하를위한펌프를구동할때가동되어진다. LNG선의경우주추진방식에따라차이가있는데, 스팀터빈추진방식, 디젤엔진추진방식, 전기추진방식이적용되어지고있다. 스팀터빈추진방식에서는대용량의보일러가적용되어지고, 디젤엔진추진방식의경우저속디젤엔진이쌍축으로적용되어진다. 전기추진방식의경우에는주추진기관은전기모터가되고이모터에전력을공급하기위하여대형발전기가 4대이상적용되어진다. 대형컨테이너선에탑재되는 3,000kW급발전기의연료소비량을보면약 577kg/h로연간 365일운전을한다고가정을하면, 5,056ton/year의 MDO(Marine Diesel Oil) 가소비된다. 2012년 6월5일기준 MDO 단가는 $851.5이므로연평균연료비를 $800로기준하였을때발전기의연료비는연간 $4,045,018가된다. Table 3.4에서는발전기의부하에따른연료소비량을나타내고있다. 외부로부터추가적으로약 1,500kW의전력을공급받아발전기의부하를 50% 로줄여서운전을하게된다면, 연료소비량은약 54% 로줄어들어

72 311.4kg /h가된다. 마찬가지로연간으로환산하면 2,328ton/year의연료절감효과가있게되는데, $800기준으로하면연간 $1,862,726의연료비절감효과가발생하게된다. 즉, 유기랭킨시스템의발전단가를기존의가스터빈발전기를기준으로하여최고단가인약 $1,000/ kw를기준으로계산하게되면 1,500kW급의터빈발전기는 $1,500,000이되므로약 10개월을운전하면투자비를회수할수있다는결론을얻을수있다. Table 3.4 Fuel oil consumption of 3,000 kw marine diesel engine generator Load [%] Engine Load [ kw ] 7,50 1,500 2,250 3,000 Fuel Oil Consumption [kg/h] 따라서본논문에서는선종별로차이는있을수있으나선박의엔진으로부터배출되는배기가스와냉각수의열량을해석하고, 이러한열을회수하여유기랭킨사이클발전시스템을구동함으로서기존의디젤발전기의부하를대체하여선박의에너지효율을높이고연료비를절감할수있는방안을고려하고자한다

73 3.4 운항선엔진의열수지분석 1.2절의 Fig. 1.10에서대략적인엔진의열수지도표를확인하였지만, 현재운항중인 8,500TEU급의초대형컨테이너선에적용된메인엔진의출력과소모되는냉각수의용량을분석하여선박의연료로부터얼마만큼의열에너지가소비되어지는지확인하여본다. 엔진은 MAN B&W사의 12K98ME-C7 모델로샤프트 (Shaft) 에서연속최대출력 (MCR: Maximum Continuous Rate) 은 72,240kW이다. 실제계측된연료소비량 (Fuel Oil Consumption: FOC) 은약 13,250 kg/h이다. 선박용벙커-C유의발열량이약 41,800kJ/kg이므로연료로부터발생되는총열량을kW로환산하면 153,800kW가된다. 이연료로부터공급되는총열량으로부터엔진의축마력과냉각수등으로배출되는열량을빼면배출되는배기가스의열량도확인할수있을것이다. MCR조건에서에어냉각기 (Air Cooler) 의성능데이터를확인하여보면 Table 3.5와같다. 이때발생되는열량은 29,750kW가된다. Table 3.5 Performance data & heat dissipations of air cooler Air amount Scavenge Air temp. Scavenge Air cooler total air pressure after t/c air temp. heat total [kg/h] [ kpa ] [ ] [ ] [ kw ] 686, ,

74 Table 3.6 에서는냉각기에서배출되는열과기타열전달에의한열량을 확인할수있다 Table 3.6 Heat dissipations of Cooler Engine shaft Jacket water Lube oil cooler Radiation/ power cooler heat heat Convection heat [%MCR] [ kw ] [ kw ] [ kw ] 100 8,480 5, 전체연료에서발생되는발열량이 153,800kW이므로공급되는연료의총열량을 100% 로할때디젤엔진에서발생하는축마력이 72,240kW이므로약47% 가되고, Table 3.5과 3.6에따라, Air cooler로 19.3%, Jacket Cooler로 5.5%, L.O Cooler로 3.8%, 기타열전달로 0.5% 가소비되어진다. 따라서남는열량은 23.8% 가되므로이양이배기가스로배출되는열량이된다. Table 3.7에서전체연료발열량으로부터소비되어지는열량을비율로확인할수있다

75 Table 3.7 Engine heat balance of 8,500TEU Container vessel 항목 열량 [ kw ] 비율 [%] 연료발열량 153, 엔진 72, Air cooler 29, Jacket Cooler 8, LO cooler 5, 복사 / 전도 배기가스 36,

76 3.5 선박엔진의배기가스 일반상선의주추진기관으로는주로저속디젤엔진이적용된다. 이디젤엔진으로부터연료가연소되어배출되는배기가스는터보차져 (Turbo-charger) 후단에서약 200 이상의고온으로배출된다. 이러한배기가스의압력을이용하여파워터빈의구동하고폐열을회수하여보일러의이코노마이저의열원으로재활용하여스팀을생성하고이를이용하여터빈을가동하여전력을발생시키거나보일러의효율을높이는시스템들이다양하게적용되어지고있다. Fig. 3.5는기존의배기가스폐열회수시스템의개략도를나타내고있다. Fig. 3.5 Example of WHRS consist of steam turbine with power turbine

77 현재건조되어운항중인 8,500TEU 급의컨테이너선박에적용되는주기관의사양을조사하여보면다음과같다. 1) MAIN ENGINE : 12K98ME-C 2) SMCR(100% Power) : 72,240 kw r/min 3) NCR(80% Power) : 57,792 kw 96.5 r/min 4) Cooling System : Central fresh water cooling system 5) Ambient reference condition - Sea water temperature : 32 - Central water outlet temperature : 36 - Tropical ambient Air temperature: 45 선박에서는엔진으로부터배출되는배기가스의폐열을회수하여이코노마이저에서스팀을발생시켜운항중에필요한연료및온수의가열등에사용하게되는데, Table 3.8에서는이코노마이저에공급되는배기가스의온도와유량상태를확인할수있다. Table 3.8 에서보는바와같이, 엔진으로부터배출되는배기가스는외기온도조건에따라차이가있으나이코노마이저후단에서약 200 이상의고온과약 600,000kg /h 이상의질량유량이배출되는것을확인할수있다. 이러한배기가스온도는일반적인조건에서도저온부식의발생온도인약160 까지추가적인열을회수할수있음을알수있다

78 Table 3.8 Exhaust gas temperature and flow of EGB(Exhaust Gas Boiler) Engine Load MCR NCR Condition Winter Summer Winter Summer Exh. gas amount [kg/h] 755, , , ,800 Steam production [kg/h] 4,891 9,227 8,015 3,802 Exh. gas inlet temp. [ ] Exh. gas outlet temp. [ ] 또한, 선박의운항중이코노마이저는배기가스보일러 (Exhaust Gas Boiler:EGB) 로서운전되어연료를연소하여작동되는보조보일러 (Aux.Boiler) 의용량을대체하게된다. 실제선박의운항중스팀의소비량을합산하여보일러와배기가스보일러의용량을산정하게되는데, 겨울철기준으로하면배기가스보일러를 100% 가동하고보조보일러를 10% 추가로운전하여야하는데, ISO 기준으로하였을때에는보조보일러는작동을하지않고배기가스보일러의 71% 의부하 (Load) 에서요구되는스팀을공급할수있다. Table 3.9에서상세용량을확인할수있다. 즉, ISO 기준으로하면일반적으로운항중에이코노마이저에서 29% 의열량을더회수할수있는조건이된다. 이러한추가적열원을활용하여온도차를이용한유기랭킨사이클을작동하면에너지회수율을높일수있을것이다

79 Table 3.9 Steam consumption & boiler load under normal voyage 구분 ISO WINTER Steam Consumption [kg/h] 3, ,776.1 Aux. Boiler Exh. Gas Boiler Capacity [kg/h] 6,000 6,000 Load [%] 0 10 Capacity [kg/h] 5,234 3,148 Load [%]

80 3.6 선박엔진의배기가스열해석 엔진의배기가스에서터보차저출구에서의온도, 유량조건에서열교환기인이코노마이저를설치할때회수할수있는열을계산하여재생가능한열용량을계산한다. Fig. 3.6과같이모델링을하고해석을하였다. 엔진의 MCR운전조건에서의배출되는배기가스의온도와압력을 250, 130kPa로정의하고, 그때의배기가스유량을 665,700kg /h로정의하였을때, 열교환기를설치하여열을회수할수있는열량은열교환기의효율에따라변화하게될것이지만, 단순하게재생가능한열량을확인하기위하여배출되는온도조건을 160 로가정하였을때의열량과입출구에서발생하는열량은 62,885,627kJ/h가된다. 여기서발생하는열을회수하여에너지로변환하여발전을하게된다면, 선박의에너지효율을향상시킬수있을것이다. 상세해석결과는 Table 3.10과같다. Fig. 3.6 Modeling of exhaust gas heater

81 Table 3.10 Condition of exhaust gas heater Name EXH IN EXH OUT V.F. 1 1 T [ ] P [ kpa ] F mol [ kgmole/h] 21,219 21,219 F mass [ kg /h] 665, ,700 F liq [ m3 /h] Q [kj/h] -1,601,005,970-1,663,891,597 h mol [kj/ kgmole] 75,450 78,414 s mol [kj/ kgmole-c] h mass [kj/ kg ] -2,405-2,499 s mass [kj/ kg-c] 6 5 여기에서배기가스의 In/Out 열량의차이는작동유체와열교환하는열량이되므로이를또다른열원으로정의할수있다. 따라서여기서발생하는열원인 Heat flow의차이로발생하는열량인 63,266,255 kj/h로부터 30% 인 18,979,876kJ/h를회수한다고가정하였을때, 그열량으로 TFEA를작동유체로하는랭킨사이클을구성하여터빈을구동하면 Fig. 3.8과같이모델링하여해석결과약 850kW급의출력을갖는발전시스템을구성할수있다

82 이러한조건으로배기가스의유량과온도따른열량변화를확인하여보면다양한엔진타입별로얼마만큼의열량이버려지고있는지를확인할수있다. Fig. 3.7에는배기가스의온도가 250 의조건하에서배기가스배출량을 300,000kg /h에서 800,000kg /h까지정의하였을때열교환하는온도차 (ΔT) 에따라배출되는열량을해석한결과이다 E E+08 Heat flow [kj/h] Mass flow 800K 1E+08 Mass flow 700K Mass flow 600K 1E+08 Mass flow 500K Mass flow 400K 8E+07 Mass flow 300K 8E+07 6E+07 6E+07 4E+07 4E+07 2E+07 2E Temperature difference ['C] Fig. 3.7 Distribution of exhaust gas heat flow by ΔT

83 결과를보면유량과온도차이가증가할수록배출열량이급증하는것을알수있다. 온도차가 50 일때배기가스유량이 300,000kg /h에서 15,833,341kJ/h, 배기가스유량이 800,000kg /h 에서는 42,222,243kJ/h의열량이배출되고있는것을확인할수있다. 단위환산하면 4,398kW와 11,728kW의양이된다. 따라서선박으로부터배출되는배기가스의열에너지를회수하기위하여엔진의종류와배기가스의온도그리고냉매의변화에따라최적의시스템을구성하게되면에너지회수효율을높이면서보다친환경적인선박의발전시스템을구현할수있을것이다. 보다상세한열해석및시스템구성은제5장에서다루기로한다. Fig. 3.8 Example of exhaust gas ORC generating system

84 3.7 선박의냉각시스템 선박의냉각시스템은 Fig. 3.9에서와같이중앙집중식냉각시스템으로구성되어상대적으로고온인주기관의재킷냉각수 (Jacket cooling water) 와기타보기들의냉각수를청수로폐순환하는사이클을구성하고, 이냉각수는판형열교환기인저온청수냉각기 (LT Cooling fresh water Cooler) 에서선박의외부로부터공급되는해수에의하여열교환하여냉각하여선외로배출되어진다. 이때엔진의재킷냉각수의배출온도는약 82 의고온으로배출되어진다. 이러한엔진및보기의냉각수는중앙집중식해수열교환기에서약 55 의온도로해수와열교환하고약 35 로순환되어폐순환루프로냉각수로사용되어진다. 한편선저로부터공급된해수는 Fig. 3.10에서와같이해역의수온조건에따라차이가있을수있으나약 30 로가정하였을때중앙집중식해수열교환기와열교환후선외변으로약 50 로배출되게된다. 이때, 해수의온도차이는약 20 정도가발생하게된다. 이러한온도차이는일반적인심층수를이용한해수온도차발전의작동범위와유사하게하게되므로, 온도차이의열에너지차이를이용하여발전을통한에너지재생이가능하여진다. 또한, 선박의냉각수는스쿠프를설치할경우운항중에는별도의펌프동력원없이선박의자체추진력에의하여선저로부터해수를유입하여냉각수로활용할수있으므로에너지재생효율을높일수있을것이다

85 Fig. 3.9 Diagram of fresh water cooling system of ship

86 Fig Diagram of sea water cooling system of ship

87 3.8 선박의냉각시스템열해석 선박의엔진및보조기계의냉각수인중앙집중식청수냉각시스템에서해수와열교환되는냉각수의열량을확인하여냉각에필요한해수의용량및얻어지는열량을확인할수있다. Fig. 3.11과같이모델링을하고해석을수행하였다. 일반대형상선에적용되어지는중앙집중냉각기 (Central cooler) 에유입되는청수의온도와유량을약 55, 2,200m3 /h로정의하고, Cooler 출구측의온도를약 35 로정의하였을때, Cooler에서열교환되어재생가능한열량 Q-COOL과입출구냉각수의열상태를확인한결과발생하는냉각기에서버려지는열량 189,643,036kJ/h이된다. 여기에서발생하는해수의열을다시열원으로사용하여히트펌프를작동시킬수있다면버려지는열을재생하여에너지효율을최대화할수있을것이다. 상세해석결과는 Table 3.11에서확인할수있다. Fig Modeling of fresh water cooler

88 Table 3.11 Stream condition of fresh water cooler Name CW IN CW OUT V.F T [ ] P [ kpa ] F mol [ kgmole/h] 121, ,873 F mass [ kg /h] 2,195,569 2,195,569 F liq [ m3 /h] 2,200 2,200 Q [kj/h] -34,498,765,943-34,688,408,979 h mol [kj/ kgmole] -283, ,625 s mol [kj/ kgmole-c] h mass [kj/ kg ] -15,712-15,799 s mass [kj/ kg-c]

89 여기에서다시해수와열교환되어선외변으로배출되는해수의열상태를확인하여실제재생가능한열량을알수있다. Fig. 3.12에서청수냉각시스템과해수냉각시스템이선박의중앙집중냉각기 (Central cooler) 에의하여냉각되는시스템을구성하였다. Fig Modeling of sea water central cooler 선박의청수냉각시스템 (LT Cooling system) 의청수와해수 (SW) 냉각시스템열교환하는중앙집중식냉각기 (Central cooler) 에서의입 출구해수온도는선박이운항하는해역의해수의온도에차이가있을수있으나, 기본적인설계조건인약 30 를기준으로정의를하면출구의온도는약 51, 그때의유량은 2,100 m3 /h 이다. 이때의열교환기의 UA는 42,135,940KJ/C-h 이다. 상세해석결과는 Table 3.12과같다

90 Table 3.12 Overall performance condition of central cooler Central Cooler Duty[kJ/h] 189,643,036 UA[kJ/C-h] 42,135,940 F mass (CW)[ kg /h] 2,195,569 F mass (SW)[ kg /h] 2,095,771 T(CW in )[ ] 55.0 T(CW out )[ ] 35.0 T(SW in )[ ] 30.0 T(SW out )[ ]

91 여기에서배출되는해수의입 출구열량의차이를작동유체와열교환하는열량으로보았을때, 이를또다른열원으로정의할수있다. 따라서여기서발생하는열량 (Heat flow) 의차이인 189,643,036kJ/h 의열량에서 30% 인 56,892,911kJ/h의열을회수한다고가정하였을때, 그열량으로암모니아를작동유체로하는랭킨사이클을구성하여 Fig. 3.14와같이모델링하여해석결과약 700kW급의출력을갖는발전시스템을구성할수있다. 이러한발전용량은일반선박의비상발전기출력과유사하므로, 선박의엔진및보조기계의냉각수를재활용하여발전시스템을구성할수있음을시사하고있다. 그러나상대적으로배기가스에비하여많은냉매유량이요구되므로온도와냉매의변화에따라최적의시스템을구성을하고에너지회수효울높일수있는방안을더연구하여보기로한다. 이러한조건으로배출되는해수의유량과온도에따른열량변화를확인하여보면다양한엔진타입별로얼마만큼의열량이버려지고있는지를확인할수있다. Fig. 3.13은배출되는해수의온도가 60 의조건하에서배출되는해수량을 1,000m3 /h에서 3,000m3 /h까지정의하였을때열교환하는온도차 (Δ T) 에따른열량을해석한결과이다. 결과를보면유량과온도차이가증가할수록배출열량이급증하는것을알수있다. 온도차가 20 일때냉각수의유량이 1,000m3 /h에서 86,263,266kJ/h, 냉각수의유량이 3,000m3 /h 에서는 258,789,798kJ/h의열량이배출되고있는것을확인할수있다. 단위환산하면 23,962kW와 71,886kW의많은양이된다. 이와같이저온이지만많은열량이냉각시스템을통해서배출되고있

92 는것을확인할수있다. 따라서앞서보았던배기가스를열원으로하는랭킨사이클의발전시스템과냉각수를열원으로하는발전시스템을최적화하게되면보다친환경적인선박의발전시스템을구현할수있을것이다. 상세한열해석및시스템구성은제5장에서다루기로한다 E+08 7E+08 Heat flow [kj/h] Flow E+08 Flow E+08 Flow 2000 Flow E+08 Flow E+08 4E+08 4E+08 3E+08 3E+08 2E+08 2E+08 1E+08 1E Temperature difference ['C] 50 Fig Distribution of heat flow by ΔT

93 Fig Example of cooling water ORC generating system

94 제 4 장선박에서의 ORC 발전시스템 4.1 사이클의개요및시스템구성 선박의배기가스에서회수가능한열과해수냉각수에서회수되는열을재활용하여이를열원으로하는폐쇄형 (Closed) 랭킨사이클을구동하여열을에너지로변환하는시스템의구성이가능하다. 고온의배기가스에서발생하는열과상대적으로저온인해수냉각시스템에서배출되는열을한개의폐회로시스템으로구성하게되면, 광범위한온도범위에서작동가능한작동유체 ( 냉매 ) 의선정에어려움이있고혼합냉매를적용하여케스케이드 (Cascade) 로시스템을구성하여야하므로시스템의구성이복잡하게된다. 따라서본연구에서는 Fig. 4.1과같이서로독립된배기가스로부터배출되는폐열을이용한랭킨사이클과, 냉각수로배출되는해수의배출열을활용하는랭킨사이클을별도로구성하기로한다. Fig. 4.1 Typical closed rankine cycle system

95 4.1.1 배기가스 ORC 발전시스템구성 선박의엔진또는발전기등의배기구로배출되는고온의배기가스열을회수하여발전하는시스템인전형적인유기냉매랭킨사이클의발전장치를구성하여보면 Fig. 4.2와같이구성할수있다. 시스템을구성하는주요장비는다음과같다. 1) 이코노마이저 (Exhaust gas heater) 2) 터빈발전기 (Expander with generator) 3) 응축기 (Condenser) 4) 분리장치 (Separator) 5) 작동유체펌프 (Fluid pump) 6) 해수냉각펌프 (Sea water cooling pump) 7) 스쿠프 (Scoop) 시스템은크게개회로 (Open loop) 인해수냉각계통과폐회로 (Closed loop) 로구성되어지는작동유체계통으로나누어질수있다. 작동유체는펌프에의해가압되어고온부의열교환기인이코노마이저로압송되어진다. 엔진으로부터발생한고온의배기가스는약 200 이므로이와열교환되는작동유체는약 100 의포화상태의기체로기화될수있다. 작동유체시스템의운전환경을고려하면 100 이상의증발온도는바람직하지않다. 이코노마이저에서증발된기체는포화증기압의압력으로터빈을구동하게된다. 이때의구동압력은작동유체의물성값에따라차이가있게된다. 터빈을구동하여일을한기체는온도와압력이떨어지고콘덴서에서응축되어다시작동유체펌프에의해가

96 압되어순환되는사이클을구성하게된다. 해수냉각계통은선박의해수유입구 (Sea chest) 로부터유입되는해수는운항환경에따라차이가있을수있으나, 적도대를운항하는경우일반적으로 30 이나동절기나극지역을운항하는선박에서는약 5 도가량의저온의냉각수를얻을수있다. 일반적으로해수펌프를운전하게되나운항하는선박의경우응축기를선저에충분히낮은구역에배치하여선외변과연결된스쿠프 (Scoop) 배관을선체외판에부착하여설치하게되면선박의운항하는속도에의하여자연적으로해수의유입이발생하게되어발전효율을높일수있을것이다. Fig. 4.2 Concept of exhaust gas ORC generating system

97 4.1.2 냉각시스템 ORC 발전시스템구성 선박의엔진의냉각수및보조기기의냉각수의냉각후배출되는해수냉각시스템의출구측의해수는약 50 정도로입구측의해수온도와약 20 가량의온도차가발생하게된다. 이는심층수를활용한해수온도차발전기술인 OTEC(Ocean thermal energy conversion) 시스템과유사한시스템의구성으로겨울철및극지를운항하는선박의냉각수계통에서는보다높은온도차가발생하게되므로보다높은발전효율을얻을수있을것이다. 이러한선박의해수냉각시스템에서배출되는배열을회수하는전형적인랭킨사이클발전장치를구성하여보면 Fig. 4.3과같이구성할수있다. 시스템을구성하는주요장비는다음과같다. 1) 증발기 (Evaporator) 2) 터빈발전기 (Expander with generator) 3) 응축기 (Condensor) 4) 분리장치 (Separator) 5) 작동유체펌프 (Fluid pump) 6) 해수냉각펌프 (Sea water cooling pump) 7) 스쿠프 (Scoop) 시스템은크게개회로인해수냉각계통과폐회로로구성되어지는작동 유체계통으로나누어질수있다. 작동유체는펌프에의해가압되어고온부의열교환기인증발기

98 (Evaporizer) 로압송되어진다. 선박의청수냉각시스템으로부터발생하는온도는약 55 로이를냉각하고배출되는해수의온도는약 50 로배출되게된다. 증발기에서증발된기체는포화증기압의압력으로터빈을구동하게된다. 이때의구동압력은작동유체의물성치에따라차이가있게된다. 터빈을구동하여일을한기체는온도와압력이떨어지고콘덴서에서응축되어다시작동유체펌프에의해가압되어순환하는사이클을구성하게된다. 해수냉각계통은선박의해수유입구 (Sea chest) 로부터유입되는해수는운항환경에따라차이가있을수있다. 적도대를운항하는경우일반적으로 30 이나동절기나극지역을운항하는선박에서는약 5 도가량의저온의냉각수를얻을수있다. 이러한온도영역은해양온도차발전의운전영역으로유기랭킨사이클로저압발전시스템을구성하면선박의에너지효율을높일수있을것이다. 일반적으로해수펌프를운전하게되나운항하는선박의경우응축기를충분이선저에충분히낮은구역에배치하여선외변과연결된스쿠프배관을선체외판에부착하여설치하게되면선박의운항하는속도에의하여자연적으로해수의유입이발생하게되어발전효율을높일수있을것이다

99 Fig. 4.3 Concept of sea water cooling ORC generating system

100 4.2 작동유체 ( 냉매 ) 의종류및선정 일반적으로냉매란넓은의미에서냉각작용을일으키는모든물질을가리키며, 특히냉동장치, 열펌프, 공기조화장치및온도차열에너지이용기관등의사이클내부를순환하면서저온부 ( 증발기 ) 에서증발함으로써주위로부터열을흡수하여고온부 ( 응축기 ) 에서열을방출시키는작동유체를가리킨다. 작동유체로서의냉매는시스템내에서증발또는응축의상변화과정을통하여열을흡수또는방출하게된다. 온도차발전시스템에서의작동유체로서의냉매는냉동장치와반대의역할로고온부에서열을흡수하여증발기체가터빈을구동하여열에너지를운동에너지로변환하게되고, 저온부에서열을방출하여액화되는상변화과정을거치게된다. 일반적인작동유체로서구비해야할조건을기본적으로살펴보면열역학적인측면에서는주어진열에너지를최대한으로이용할수있고고효율로동력을회수할수있어야한다. 경제적인측면에서는설비의운전보수비가적어야할것이다. 열원과작동유체는매우다양하며열원의특성및온도, 설치장소및환경에따라최적의유기매체가선정되어야한다. 다음조건은작동유체가갖추어야할일반적인특성이다. 가. 기본구성 - 시스템의구성기기중증발기에서초고압이되고나응축기에서초진공이되어시스템설계및제작상어려움이없도록작동유체는사용온도범위내에서적정한증기압을유지하여야한다. - 안정성있게증발온도를높이기위해작동유체의임계온도가높아야한다

101 - 체적유량을줄여시스템을소형화시키고포화증기선의특성을위하여작동유체의분자량이커야한다. 나. 열역학적특성 - 단일터빈에서큰동력을얻기위해작동유체의열낙차가크고방출열손실을줄이기위해증발잠열이작아야한다. - 같은양의작동유체의열용량을높이기위하여비열이커야한다. 다. 화학적특성 - 장시간같은성능으로작동유체가작동될수있도록화학적열안정성이높아야한다. - 시스템구동중발생하게되는수증기나, 가스, 오일등에의한화학적, 물리적변화가있도록이들에대한용해도가낮아야한다. - 고온의열원과접촉하여운영되는작동유체는누설시에발화의위험을막기위해인화성이없어야한다. - 시스템구동부인터빈이나펌프등의원활한회전을위하여자기윤활성을가져야한다. 라. 물리적특성 - 열교환기의크기를줄여시스템을소형화하고제작을경제적으로하기위해서열전달율이커야한다. - 펌프에서의동력과배관계통에서의유체저항을줄이기위해서점성이적어야한다. - 시스템을소형화시키고유체속도를줄이기위해서밀도가커야한다. - 터빈에서배관을작게하기위해서증기의비체적이작아야한다. 마. 편의성

102 - 구입이용이하며가격이저렴하여야한다. - 환경오염이없어야하고한다. - 일반적으로사용되는재료와화학반응이없이공존성이좋아야한다. 사실위에서언급한구비조건을다만족시키는이상적인냉매는존재하지않는다. 시스템을설계시적용냉매를선정할때는압축기의종류, 증발온도와압력및응축온도와압력등의열역학적모든조건에따라장치의성능을신중히고려하여야하며, 특히열전달성능이외에도사용조건하에서의화학적안정성, 인체에대한독성, 가연성, 폭발성, 대기오염문제, 가격, 냉동기유및사용재료와의적합성등을검토하여야한다. 현재선박에서의온도차발전시스템은증발기의온도가약 200 이상의고온발전시스템과증발기의온도가약 50 인저온발전시스템이있으므로여기에서는온도범위에따라지금까지검토되고적용되었던냉매와향후적용가능한냉매들을조사하여보기로한다. 냉매는일반적으로할로카본, 탄화수소, 유기화합물, 무기화합물등네종류의화합물중하나이다. 지금까지주로해수온도차발전에적용되는작동유체로는열역학적특성이우수하고높은효율을지닌암모니아 (R717) 가적용되었다. 암모니아는제빙, 냉동, 냉장등산업용의증기압축식및흡수식냉동기작동유체로널리사용되어왔다. 그러나냉매로서의암모니아는작동압력이다소높고인체에해로운특성을지니고있으므로특별한관리및특수목적에만이용되었다. 그러나최근오존층파괴등의냉매의규제로인하여암모니아에대한대체냉매연구가많이수행되고있다

103 할로카본냉매는메탄 (CH 4 ) 및에탄 (C 2 H 6 ) 의수소를불소, 염소또는브롬으로치환하여만든화합물이다. 이때에치환한할로겐원자의종류나수에따라물리적, 화학적성질이순차적으로변하기때문에사용조건에따라그에알맞은냉매를선택할수있다. 냉매로주로활용되고있는할로카본은크게 CFC, HCFC, HFC로분류할수있는데, CFC는염소, 불소및탄소로구성된 ' 염화불화탄소 ' 로서 R11, R12, R113, R114 및 R115 등이이에포함된다. HCFC는구성원자중에최소한수소가한개이상포함되어있는 ' 수소화염화불화탄소 ' 로서 R22, R123, R124, Rl4lb 및 Rl42b 등이여기에포함된다. 그러나지구온난화를유발하는성층권의오존을파괴하는주요인자인염소의사용규제를감안하면 CFC의오존층붕괴지수가이들중에서가장높고염소의일부를수소로대체한 HCFC의경우에도 CFC에비해오존층붕괴지수는작지만여전히염소가존재하므로온도차발전시스템의작동유체로서는적절하지못하다. 그러므로대체냉매로서 HFC 계역즉, 수소, 불소및탄소로구성된 ' 수소화불화탄소 ' 가염소가없어오존층을전혀파괴시키지않으므로작동유체로서고려할수있으며주요 HFC계열의냉매로는 R32, R125, Rl34a, R143a 및 Rl52a 등을들수있다. 단일냉매로원하는특성을얻을수없는경우 2개이상의순수냉매를혼합한혼합냉매를이용하게되는데 2개이상의냉매가혼합되어각각개별적인성격을띠며, 등압의증발및응축과정을겪을때조성비가변하고온도가증가또는감소되는온도구배 (Temperature gliding) 를나타내는비공비냉매와다른두개의순수물질을혼합하였는데도불구하고등압의증발또는응축과정에서기체와액체의성분비가변하지않으며, 온

104 도가변하지않는공비혼합냉매가있다. 일반적으로두성분으로이루어진비공비혼합냉매를사용하면등압에서증발이일어날때온도가상승하고반대로등압응축과정에서는온도가감소한다. 즉, 포화액체에서포화기체상태로변할때냉매의온도상승효과 ( 온도구배 ) 가발생한다. 이와같은현상을이용하면열교환기의열효율을개선시킬수있다. 비공비혼합냉매의가장큰문제점은 2상상태에서냉매가누설되는경우시스템에남아있는혼합냉매의조성비가변한다는것이다. 냉매가 2상상태에서누설되었을때증기압이높은성분이먼저누설되므로새로운조성비를갖는냉매가시스템에존재하게된다. 따라서냉매의누설이생겨재충진을하는경우시스템에남아있는냉매를전량회수한후새로이냉매를주입하여야만한다. R22, R502 등의대체냉매로주요비공비혼합냉매에는 R404a (R125/143a/ 134a;44/52/4), R407c(R32/125/134a;23/25/52), R410a(R32/125; 50/50) 등이있다. 여러가지환경규제및대체냉매로서의조건을고려하였을때선박의온도차발전에적용가능한냉매로 R717암모니아와혼합냉매를제외한 R125, Rl34a, R143a, Rl52a등의대체냉매의적용을그시스템의온도및압력에따라검토할것이다. 또한, 최근에는육상공장의폐열을회수하는 ORC의작동유체로서 TFEA (Trifluoroethanol) 와 R-365mfc (1,1,13,3- Pentafluorobutane) 65% 와 Galden HT55(Perfluoropolyether) 35% 로혼합한 SES36 이라는유기냉매가 SOLVAY라는업체를통하여개발되어지고연구가되고있으므로같이검토를하고자한다. [21][22][23][24] 유기랭킨사이클시스템의작동유체를선정하는중요한기준이되는포화증기압곡선을보면열원의온도범위에따른적용가능한작동유체를확인할수있다. Fig. 4.4는각작동유체의포화증기압곡선을나타내

105 고있다. 암모니아와 HFC계열의냉매를보면 0~50 범위에서약 500~ 2,500kPa의압력분포를확인할수있고, 알코올계통의 SES36과 TFEA 는 100~170 의범위에서약 500~2,500kPa의압력분포를확인할수있다. 따라서배기가스의저온부식우려가없는시스템에서는온도범위에따라고온과저온에서다단계로배기가스폐열을회수하는시스템을구성할수도있을것이다. 실제로 LNG를연료로사용하는발전소나보일러에서는배기가스의온도를약 80 까지낮추어운전하여배열을회수하고있다. 이러한경우에도유기랭킨사이클을추가로구성하면보다에너지회수율을보다높일수있을것이다. 각작동유체의물성치특성을 Table 4.1에서확인할수있다

106 P(kPa) R125 R R134a R143a 4000 R152a SES TFEA T('C) Fig. 4.4 Saturated pressure of fluid at the boiling temperature

107 Table 4.1 Thermodynamic property of refrigerant ASHPHRAE No. Name MF R717 Ammonia NH3 MW NBP[ ] [ kg / m3 ] T crit. [ ] P crit [ kpa ] 11,284 ASHPHRAE No. Name MF TFEA 2,2,2-Trifluoroethanol C2H3F3O MW NBP[ ] 77.8 [ kg / m3 ] 1,391 T crit. [ ] 227 P crit [ kpa ] 4,

108 ASHPHRAE No. Name MF SES36 1,1,1,3,3-Pentafluorobutane 65%, Perfluoropolyether 35% C4H5F5... MW NBP[ ] 35.6 [ kg / m3 ] T crit. [ ] P crit [ kpa ] 2850 ASHPHRAE No. Name MF R125 Pentafluoroethane C2HF5 MW 120 NBP[ ] [ kg / m3 ] 1,515 T crit. [ ] P crit [ kpa ] 3,

109 ASHPHRAE No. Name MF R134a 1,1,1,2-Terafluoroethane C2F4H2 MW NBP[ ] [ kg / m3 ] 1,242 T crit. [ ] P crit [ kpa ] 4,055 ASHPHRAE No. Name MF R143a 1,1,1-Trifluoroethane C2H3F3 MW NBP[ ] [ kg / m3 ] 1168 T crit. [ ] P crit [ kpa ] 3,

110 ASHPHRAE No. Name MF R152a 1,1-Difluoroethane C2H4F2 MW NBP[ ] -25 [ kg / m3 ] T crit. [ ] P crit [ kpa ] 4,

111 제 5 장선박 ORC 발전시스템의사이클해석 5.1 배기가스 ORC 발전시스템사이클해석 배기가스에서배출되는고온의가스를열원으로작동유체를증발시키고, 저온의해수로냉각되는유체의사이클에서온도차로발생하는포화증기압력의차이에터빈을구동하는기본적인폐쇄형 (Closed) 랭킨사이클을구성하면 Fig. 5.1과같다. 작동유체의흐름을 TFEA로하여시스템을구성하였고, 시스템시뮬레이션수행을위한단위유닛 (Unit) 별모델의계산방법을정의하고, 이에따른각유체 (Stream) 의프로세스의속성 (Property) 과시스템해석결과를확인하여본다. Fig. 5.1 Modeling of exhaust gas ORC generating system

112 5.1.1 가열기 (Heater) 열교환기 (Heat Exchanger) 의계산은기본적으로고온의유체와저온의유체에서의에너지밸런스에기초한다. 열평형 (Heat Balance) 계산은다음과같이수행되어지며열평형오차 (Balance error) 는 0(Zero) 이되도록계산되어야한다. Balance error = (M cold [H out -H in ] cold -Q leak )-(M hot [H in -H out ] hot -Q loss ) (5.1) 여기서, M = Fluid mass flow rate H = Enthalpy Q leak = Heat leak Q loss = Heat loss 열교환기를통해서전달된총열교환량 (Heat exchanger duty) 는총괄 열전달계수와열교환되는면적과대수평균온도차에의하여정의된다. (5.2) 여기서, for

113 열교환기의기본모델에적용된식은다음과같다. 튜브 (Tube) 측은, (5.3) 여기서, M shell = Shell fluid flow rate M tube = Tube fluid flow rate = Density H = Enthalpy Q loss = Heat loss (5.4) Q = Heat transfer from the tube side to the shell side V = Volume shell or tube holdup 시스템에서가열기 (Heater) 에유입되는배기가스 (11) 의성분 (Component) 은공기 (Air) 를기준으로하였으며, 온도는 220, 압력은 230kPa, 질량유량 (Mass Flow) 은터빈의출력을 1,000kW를기준으로하여 kg /h로정의하였다. 입구측 (2) 의온도는 Cooler에서 30 의해수에의하여냉 각, 응축된후의온도로약 36 가된다. 이때가열기의성능을보면 Table 5.1 과같다

114 Table 5.1 Overall performance condition of Heater Heater performance Duty[kJ/h] 30,958,926 Q leak [kj/h] 0.0 Q loss [kj/h] 0.0 UA[kJ/ -h] 242,826 Min.A[ ] LMTD[ ] T hp [ ] 220 T cp [ ]

115 5.1.2 터빈 (Turbine) 터빈의효율은실제팽창프로세스에서발생하는출력 (Power) 과단열 팽창에서발생하는출력 (Power) 의비율로주어진다. (5.5) 열역학적으로기계적으로가역가능한프로세스의일은다음식으로 부터표현될수있다. (5.6) 여기서, W = Work V = Volume dp = Pressure difference 터빈 (Expander) 의실제출력은입 / 출구유체의열량 (Heat flow) 차이와동일하다. 따라서다음과같이정의된다. (5.7) 터빈의아이센트로픽 (Isentropic) 또는폴리트로픽 (Polytropic) 출력 (Power) 는다음의식으로부터계산되어진다

116 여기서, (5.8) n = Volume exponent CF = Correction factor P 1 = Pressure of the inlet stream P 2 = Pressure of the exit stream = Density of the inlet stream = Density of the exit stream F 1 = Molar flow rate of the inlet stream MW = Molecular weight of the gas 여기서용적지수 (Volume exponent) n 은다음과같다. ln (5.9) ln CF(Correction factor) 는다음식으로계산된다. 여기서, (5.10)

117 h' 2 = Enthalpy of the exit stream h 1 = Enthalpy of the inlet stream 시스템에서배기가스에의해가열된작동유체는가열기출구 (3) 에서배관의단열및운전환경을고려하여 100 를기준으로하였고, 이때의건도 (V.F.) 은 1.0인포화상태로정의하여압력은 257kPa이된다. 증발된기체는응축기 (Condenser) 에서응축되는압력차이에의하여터빈을구동하며터빈은발전기를구동하여 3,599,999kJ/h(1,000kW ) 의일을하고전력을생성하게된다. 터빈의단열효율 (Adiabatic efficiency) 은 75% 를기본값으로정의하고이때, 터빈출구측 (4) 의온도와압력은 50, 29kPa이된다. 이러한조건에서터빈의성능 (Performance) 을보면 Table 5.2와같다. 이때, 터빈을구동하는압력은 257kPa로저압이므로저압에서구동이가능한효율이높은터빈의설계및제작이필요할것이다. Table 5.2 Overall performance condition of turbine Turbine performance H adiabatic [m] 6,131 H polytropic [m] 6,260 H f adiabatic[kj/ kg ] H f polytropic[kj/ kg ] η adiabatic [%] η polytropic [%] PWR[ kw ] 1,

118 5.1.3 응축기 (Condenser) 터빈을구동하고일을한기체는 30 의해수에의해냉각되어응축되어야하므로응축기 (Condenser) 출구측 (3) 은 36 에서건도 (V.F.) 를 0으로하여액화상태를조건으로하고, 냉각수의출구측은 34 로정의하였다. 이러한조건상태에서요구되는냉각수의용량은 2,085m3 /h 이고이때, 응축기의전반적인성능 (Performance) 을보면 Table 5.3과같다. Table 5.3 Overall performance condition of condenser Condenser performance Duty[kJ/h] 27,663,879 Q leak [kj/h] 0.0 Q loss [kj/h] 0.0 UA[kJ/ -h] 7,251,702 Min.A[ ] LMTD[ ] T hp [ ] T cp [ ]

119 5.1.4 펌프 (Pump) 액체를가압하는펌프의이상적인동력 (Ideal power) 계산은표준펌프 방정식 (Standard pump equation) 에기초한다. (5.11) 여기서, P out = Pump outlet pressure P in = Pump inlet pressure F = Flow Rate 실제펌프의실제동력 (Actual power) 은펌프의효율계산식에따른다. (5.12) 펌프의효율이 100% 보다떨어지면에너지는출구측의유체의온도는 상승시키게된다. 따라서펌프의실제요구되어지는동력은다음식과 같이유도된다. (5.13) 또한실제동력은펌프입 / 출구측의 Heat Flow 차이와동일하다

120 (5.14) 시스템에서펌프는작동유체펌프 (Pump1) 와해수냉각수펌프 (Pump2) 로구성되고, 작동유체펌프는응축기에서응축된작동유체를다시가열기로압송하여재순환하는역할을하게되므로펌프양정 (Head) 의결정은증발되는기체의온도설정조건과그때의포화증기압에따라결정되어진다. 펌프의구동에소요되는일은전체발전시스템의유효동력효율 (Net power efficiency) 에영향을주게된다. 작동유체펌프의용량은 60m3 /h에 5.49kW이고, 해수냉각펌프의용량은 2,073m3 /h에 192kW이다. 상세한펌프의상세한성능은 table 5.4와같다. Table 5.4 Overall performance condition of pump Pump performance H[m] Pump1 F[ m3 /h] Q[kJ/h] 19,746.5 PWR[ kw ] H[m] Pump2 F[ m3 /h] 2,073.2 Q[kJ/h] 691,083 PWR[ kw ]

121 5.1.5 프로세스해석결과 작동유체를 TFEA 로하는랭킨사이클을이용한발전시스템의해석한 결과를요약하면, 엔진에서배출되는배기가스의온도를 220 로질량 유량을 755,900 kg /h 로정의했을때, 작동유체 79,590 kg /h(57.7 m3 /h) 의질 량유량이배기가스에의한가열에의해 100 로증발하였고, 다시 3 0 의해수로응축기에서냉각할때발생하는온도와압력차이로터빈을구동할때약 1,000kW의발전용량을구현할수있었다. 이때필요한냉각수의용량은 2,085m3 /h 이다. 이때랭킨사이클시스템의열효율, 는그기본정의를고려하여수 식으로나타낼수있다. (5.15) 여기서, (5.16) (5.17) (5.18) (5.19) 이므로시스템의열효율 는 9.67% 로나타낼수있다. 여기서발전시스템에서의순수유효발전출력 (Net power) 은터빈의 정미출력에서작동유체펌프에소요되는동력과냉각해수펌프의동력

122 을뺀값이된다. (5.20) 여기서, = 1,000kW = 5.5kW = 192kW이므로, 순수유효출력은 은 803kW가된다. 각유체의프로세스속성값과해석결과를보면 Table 5.5 와같다

123 Table 5.5 Process stream condition of exhaust gas ORC generating system(tfea) Name V.F T [ ] P [ kpa ] F mass [ kg /h] 79,590 79,590 79,590 79,590 F liq [ m3 /h] Q [kj/h] -69,5154, ,134, ,099, ,699,294 h mol [kj/ kgmole] -873, , , ,720 h mass [kj/ kg ] -8, , , , s mol [kj/ kgmole-c] s mass [kj/ kg-c] Name V.F T [ ] P [ kpa ] F mass [ kg /h] 755, ,900 1,951,227 1,951,227 F liq [ m3 /h] , , Q [kj/h] 148,674, ,639,306-30,869,847,319-30,836,392,525 h mol [kj/ kgmole] 5, , ,018-28,4703 h mass [kj/ kg ] , ,803.6 s mol [kj/ kgmole-c] s mass [kj/ kg-c]

124 5.1.6 작동유체에따른시스템해석결과 배기가스온도차발전시스템에동일유량의작동유체와온도조건에서작동유체의성분 (Component) 를변경하여시스템의열해석조건을확인하여본다. 냉매는앞서 4장에서조사한 TFEA, SES36, R125, R134a, 143a, R152a, R717 중에서임계온도가 100 이하인 R125와 143a는배제하고 TFEA, SES36,R134a, R152a 와암모니아인 R717를수행하였다. Fig. 5.2 는작동유체가 TFEA인경우에시스템내의작동유체는 79,588 kg /h인조건에서가열기 (Heater) 출구측의온도변화에따른터빈출력의변화를보여주고있다. 터빈에유입되는온도는 80~170 의범위에서압력은 129~1,646kPa이고, 터빈출력은 672~1,897kW까지일정한비율로얻을수있었다. 터빈출구에서의압력이증가하는것은가열기출구의설계온도에따라그때의포화증기압을따라증가하는것을알수있으며, 고온으로갈수록순수유효출력이감소하는것은그만큼응축수의펌프동력이많이소비되기때문이다. 따라서 TFEA를작동유체로하는시스템의설계온도는약 100 부터 180 까지안정적으로적용할수있음을확인할수있다

125 Pressure [kpa] Power [kw] 500 P PWR-tb PWR-n Temperature ['C] Fig. 5.2 Distribution of turbine power & pressure(tfea)

126 Fig. 5.3은작동유체를 SES36으로적용한결과이다. 동일한조건하에서질량유량이 198,380kg /h로 TFEA 보다 2.5배높고터빈의구동압력도 170 에서 2,515kPa로높은범위내에서작동되었다. 순수유효출력도약 130 이상에서는급격히감소하는것을알수있다. 그이유는임계온도 177 로가까워지고고온으로갈수록응축수의펌프동력이많이소비되기때문이다. 이해석결과를통해서 SES36을작동유체로하는시스템의설계온도는약 80 부터 140 의범위에서안정적으로적용할수있음을확인할수있다 Pressure [kpa] Power [kw] 500 P PWR-tb PWR-n Temperature ['C] Fig. 5.3 Distribution of turbine power & pressure(ses36)

127 Pressure [kpa] Power [kw] P PWR-tb PWR-n Temperature ['C] Fig. 5.4 Distribution of turbine power & pressure(r134a) Fig.5.4는작동유체를 R134a로적용한결과이다. 동일한조건하에서질량유량이 217,127kg /h로 TFEA 보다 1.8배높고터빈에유입되는온도는 50~100 의범위에서적용이가능하였고이때의압력은 1,322~3,922kPa로상대적으로높은압력상태에서운전이되게된다. 약90 에서최고출력을얻을수있었고, 터빈출력은 332~1,016kW까지얻을수있었다. 여기서 R134a의임계온도가 101 이고 90 이상의온도범위에서는냉각수의유량이급증하게되어순수유효출력이감소되는것이며따라서 R134a를작동유체로하는시스템의설계온도는 50 에서 80 의범위에서안정적인것을확인할수있다

128 Pressure [kpa] Power [kw] P PWR-tb PWR-n Temperature ['C] Fig. 5.5 Distribution of turbine power & pressure(r152a) Fig. 5.5는작동유체를 R152a로적용한결과이다. 동일한조건하에서질량유량이 119,085kg /h로 TFEA와유사하였다. 터빈에유입되는온도는 50~110 의범위에서적용이가능하였고이때의압력은 1,169~4,145kPa로상대적으로높은압력상태에서운전이되게된다. 이때터빈출력은 284~1,013kW까지얻을수있었고 100 이상에서는터빈의출력과순수유효출력이급격히감소하는것을알수있다. 그이유는마찬가지로 R152a의임계온도가 114 이고 100 이상의온도범위에서는냉각수의유량이급증하게되어순수유효출력이감소되는원인이되는것이며

129 R134a 를작동유체로하는시스템의설계온도는 50 에서 80 의범위에 서안정적인것을확인할수있다 Pressure [kpa] Power [kw] P PWR-tb PWR-n Temperature ['C] Fig. 5.6 Distribution of turbine power & pressure(r717) Fig. 5.6은작동유체를 R717로적용한결과이다. 동일한조건하에서질량유량이 41,150kg /h로 TFEA의약 3분의 1 수준으로가장적었다. 터빈에유입되는온도는 50~130 의범위에서적용이가능하였고이때의압력은 2,031~10,877kPa로매우높은압력상태에서운전이되게된다. 이때터빈출력은 283~1,034kW까지얻을수있었고 120 이상에서는터빈

130 의출력과순수유효출력이급격히감소하는것을알수있다. 그이유는마찬가지로 R717의임계온도가 132 이고 120 이상의온도범위에서는냉각수의유량이급증하게되어순수유효출력이감소되는원인이되는것이며 R717을작동유체로하는시스템의설계온도는 50 부터 90 의범위에서안정적인것을확인할수있다. 그러나 R717은 60 이상에서포화증기압이높아서시스템압력이높게형성되므로 70 이상의고온의시스템설계시에는자재및재료비의단가가상승하므로어려움이있을것이다. Pressure [kpa] SES36-P TFEA-P R717-P R134a-P R152a-P SES36 PWR-tb TFEA PWR-tb R717 PWR-tb R134a PWR-tb R152a PWR-tb Power [kw] Temperature ['C] Fig. 5.7 Distribution of turbine power by working fluid

131 Fig. 5.7에서는각작동유체별온도조건에따른터빈의구동압력의분포와터빈에서의정미출력을확인할수있다. R717이 100 에서약 6279kPa로 SES36의약 638kPa, TFEA의약 257kPa와비교하면상대적으로시스템이고압으로운전되어야하며, 임계온도근처인 130 에서는기하급수적으로압력이상승하여 10,000kPa를넘게되는것을알수있다. 그이유는 R717의포화증기압이다른작동유체보다상당히높기때문이며이러한고압은터빈에서압력차 (Δp) 를증가시켜출력은증강시킬수있으나이러한시스템의설계압력증가는비용상승의주요요인이되므로작동유체의선정시에불리한조건이될수있다. Fig. 5.7에서온도에따른출력곡선을보면, 온도범위에따른작동유체의적용범위를확인할수있다. 시스템의운전온도가약 100 를기준으로 TFEA와 SES36의최적적용범위를확인할수있는데 100 이상 120~170 의운전범위에서는 TFEA의출력효율이높은것을알수있고, 100 이하 60~90 운전범위에서는 SES36의출력효율이높은것을알수있다. R134a는상대적으로낮은온도범위인 50~90 의범위에서운전이되었고, R152는 100 까지, R717은 120 의범위에서운전될수있을것이다. Fig. 5.8은 100 동일한온도조건상태에서각작동유체별시스템의 효율 ( ) 과시스템의출력변수인작동유체의질량유량의변화에따른 터빈의정미출력 ( kw ) 변화량을비교하여나타내었다. 시스템의효율 ( ) 은 R717이 10.63%, SES36이 10.40%, TFEA가 9.67%, R152a가 9.45%, R134a가 8.07% 의순으로확인되었고, 질량유량은 R134a > SES36 > R152a > TFEA > R717순으로많이소모되는것으로확인되었다. R717 의질량유량이가장적게소모되는이유는 Fig. 5.7에서확인한바와같

132 이시스템의압력이증가하므로터빈에서의압력차 (Δp) 가높아효율이증가하게된다. 또한동일온도조건에서작동유체의증기체적이높아용적유량 (Volume flow) 가높고터빈의입 출구에서의엔탈피 ( 열량 ) 차이가많이나기때문이다. 이러한작동유체의질량유량은시스템의중량및사이즈에영향을주므로선박등의운송목적및중량감소의최적화를고려하면상반되는변수가된다. 콤팩트한시스템의설계를위하여서는질량유량이적은작동유체를선정해야할것이며열물리학적특성이높은작동유체의개발은최적화된유기랭킨사이클의개발에필수적인요소가될것이다 Power [kw] TFEA SES36 R134a R152a R717 % TFEA % SES36 % R134a % R152a % R Efficiency [%] Mass flow [kg/h] 7 Fig. 5.8 Distribution of turbine power & efficiency against mass flow

133 Fig. 5.9에서는시스템의운전온도에따른순수유효출력 (Net power) 과시스템의효율을비교하였다. 마찬가지로시스템의설계온도에따른그때의포화증기압의분포와작동유체의열물리학적특성에따라시스템의효율도약140 이상의고온에서는 TFEA가 SES36보다높은것을확인할수있고, 약 110~140 범위에서는 SES36의효율이높은것을알수있다. 상대적으로저온영역인 60~110 사이에서는 R717이가장높은것을확인할수있으며, R134a의효율이가장낮은것을확인할수있다. TFEA는최대 170 에서약 1,897kW를얻을수있었고 SES36은 1,718 kw를얻을수있었다 Power [kw] TFEA PWR-n SES36 PWR-n R134a PWR-n R152a PWR-n R717 PWR-n % TFEA % SES36 % R134a % R152a % R717a Efficiency [%] Temperature ['C] 4 Fig. 5.9 Distribution of turbine efficiency by working fluid

134 5.2 냉각시스템 ORC 발전시스템해석 선박이중앙집중식냉각시스템으로배출되는해수를열원으로하는온도차발전시스템을기본적인폐쇄형랭킨사이클로구성하면 Fig.5.10 과같이구성할수있다. 선박의엔진및보조기계의냉각에사용되는냉각수와중앙집중식냉각기 (Central Cooler) 에의해열교환후배출되는해수의배출되는열을다시회수하게된다. 작동유체는암모니아 (R717) 로시스템을해석을수행하였고, 시스템에서중요변수가되는고온측해수의온도는 55, 유량은 2,100m3 /h를기 준으로하였고, 저온측해수의온도는 30 를기준으로하였다. 시스템 시뮬레이션해석방법은 5.1 에서적용된방법과동일하므로생략하고각 단위유닛 (Unit) 과각유체 (Stream) 의프로세스속성 (Property) 과시스템 해설결과를확인하여본다. Fig.5.10 Modeling of cooling water ORC generating system

135 5.2.1 가열기 (Heater) 시스템에서가열기에유입되는해수의온도는 55, 압력은 200kPa, 유량은 2,100m3 /h로정의하였다. 이때가열기로부터가열되어증발되는작동유체의온도는 47 의조건에서터빈에서최대정미출력 650kW를얻을수있었다. 이때터빈에유입되는압력은 1,880kPa, 질량유량은 67,045kg /h이된다. 이때가열기의성능을보면 Table 5.6과같다. Table 5.6 Overall performance of heater Heater performance Duty[kJ/h] 78,824,675 Q leak [kj/h] 0.0 Q loss [kj/h] 0.0 UA[kJ/ -h] 10,412,902 Min.A[ ] LMTD[ ] T hp [ ] 55.0 T cp [ ] 47.0 Ft Factor

136 5.2.2 터빈 (Turbine) 실제시스템에서터빈에서의정미출력에가장영향을미치는요소는배출되는해수의온도와유량이될것이다. 기본조건을 55, 2,100m3 /h 를기준으로했을때의터빈에서의최대출력값을얻기위한 Heater에서증발되는작동유체의온도가 47, 건도 (V.F.) 은 1.0(100%) 으로정의하여압력은 1,880kPa이된다. 증발된기체는응축기 (Condenser) 에서응축되는압력차이에의하여터빈을구동하게되는데이때의정미출력은 2,340,000kJ/h(650kW ) 를얻을수있었다. 터빈의단열팽창효율 (Adiabatic Efficiency) 는 75% 로정의하고이때, 터빈의성능 (Performance) 을보면 Table 5.7과같다. 이때, 터빈을구동하는작동유체의온도는저온이면서도고압의상대적으로고압의압력으로터빈을구동하게되므로이에따른터빈의설계및제작이필요할것이다

137 Table 5.7 Overall performance condition of turbine Turbine performance H adiabatic [m] 4,745 H polytropic [m] 4,769 H f adiabatic[kj/ kg ] H f polytropic[kj/ kg ] η adiabatic [%] η polytropic [%] PWR[ kw ]

138 5.2.3 응축기 (Condenser) 터빈을구동하고일을한기체는해수에의해냉각되어응축되어지는데, 이때유입되는해수 (11) 의온도조건은 30 로하였다. 작동유체의열을최대한많이회수하는것이시스템의성능을좌우하는중요변수가되므로, Condenser 출구측 (1) 은 34 에서건도 (V.F.) 를 0(0%) 으로하여액화상태를조건으로하고냉각수출구의온도 (13) 는 32 로하였다. 이러한조건상태에서요구되는냉각수의용량은 8,945m3 /h가소요되게되는데, 이는냉각수펌프의동력을증가시켜시스템의순수유효출력을저하시키고비용증가의요인이될것이다. 냉각수의온도를동일조건하에서 5 로낮추어계산하게되면냉각수의유량을 3,012m3 /h까지낮추어동일출력을낼수있는데, 선박에서이러한냉각수의유량증가및동력손실에대한문제는펌프구동방식이아닌, 선박의추진력에의하여선체외판으로부터냉각수를유입하는방식의스쿠프 (Scoop) 냉각시스템을갖추면해소할수있을것이다. 응축기의열교환기로서의성능을보면 Table 5.8과같다

139 Table 5.8 Overall performance condition of condenser Condenser performance Duty[kJ/h] 76,572,129 Q leak [kj/h] 0.0 Q loss [kj/h] 0.0 UA[kJ/ -h] 25,387,730 Min.A[ ] LMTD[ ] T hp [ ] T cp [ ]

140 5.2.4 펌프 (Pump) 시스템에서펌프는작동유체펌프 (Pump1) 와해수펌프 (Pump2) 로구성되 고, 작동유체 펌프는 Cooler 에서응축된작동유체를다시가열기 (Heater) 로압송하여재순환하는역할을하게되므로펌프양정 (Head) 의결정은증발되는기체의온도설정조건과그때의포화증기압에따라결정되어진다. 이때펌프의구동에소요되는일은전체발전시스템의유효동력효율 (Net power efficiency) 에영향을주게된다. 작동유체펌프의용량은 108.7m3 /h에 24.3kW이고, 해수냉각수펌프의용량은 8,945m3 /h에 329.5kW이다. 상세한펌프의성능은 Table 5.9와같다. Table 5.9 Overall performance condition of pump Pump Performance H[m] Pump1 F[ m3 /h] Q[kJ/h] 87,453 PWR[ kw ] H[m] Pump2 F[ m3 /h] 8,945 Q[kJ/h] 1,186,032 PWR[ kw ]

141 5.2.5 프로세스해석결과 작동유체를암모니아 (R717) 로하는랭킨사이클을이용한선박의냉각시스템온도차발전시스템의해석결과를요약하면, 냉각수의배출온도를 55, 유량을 2,100m3 /h로정의했을때, 작동유체는 67,045kg /h(108.7 m3 /h) 의질량유량이선박의냉각수로배출되는열에의한가열로 47 로증발하였고, 다시 30 의해수로응축기에서냉각할때발생하는온도와압력차이로터빈을구동하게되어약 650kW의발전용량을구현할수있었다. 이때필요한냉각수의용량은 8,945m3 /h 이다. 이때랭킨사이클시스템의열효율, 는식 5.15 에따라다음과같이 계산되어진다. (5.21) (5.22) (5.23) (5.24) 이므로시스템의열효율 는 2.86% 로나타낼수있다. 여기서발전시스템에서의순수유효발전출력 (Net Power) 은식 5.20 에따라계산되어진다. 따라서 는 650kW, 은 24.2kW, 는 329.5kW이므로, 순유효출력은 은 296.3kW가된다. 각유체의프로세스속성값과해석결과를보면 Table 5.10와같다

142 Table 5.10 Process stream condition of cooling water ORC generating system(r717) Name V.F T [ ] P [ kpa ] 1, , , , F mass [ kg /h] 67, , , , F liq [ m3 /h] Q [kj/h] -41,697,061-41,609,608 37,215,067 34,875,067 h mol [kj/ kgmole] -10, , , , h mass [kj/ kg ] s mol [kj/ kgmole-c] s mass [kj/ kg-c] Name V.F T [ ] P [ kpa ] F mass [ kg /h] 2,095,771 2,095,771 8,926,995 8,926,995 F liq [ m3 /h] 2,100 2,100 8, , Q [kj/h] -32,930,924,736-33,009,749, ,234,520, ,156,762,143 h mol [kj/ kgmole] -283, , , ,861 h mass [kj/ kg ] -15,713-15, , ,812.3 s mol [kj/ kgmole-c] s mass [kj/ kg-c]

143 5.2.6 작동유체에따른시스템열해석결과 배기가스시스템과동일하게냉각수온도차발전시스템에동일유량의작동유체와온도조건에서작동유체를변경하여시스템의열해석조건을확인하여본다. 냉매는앞서제4장에서조사한냉매중 R717을포함해서 R125, R134a, R143a, R152a를동일한조건으로적용하여해석하였다. Fig. 5.11은작동유체 R717의가열기에서가열된온도변화에따른터빈출력의변화를보여주고있다. 이때의질량유량은 67,045kg /h로고정하였다. 터빈에유입되는온도는 41~47 까지조정이가능하였으며, 이때의압력은약 1598~1880kPa이고, 터빈출력은 300~650kW를얻을수있었고그때의순수유효출력은 296kW까지얻을수있었다. 배기가스 ORC 시스템의해석결과에서확인한바와같이시스템의압력이증가하는것은가열기출구에서의설계온도에따라그때의포화증기압이따라상승하기때문이며, 상대적으로저온으로많은용량이작동유체가필요하게되므로냉각수의또한증가하여냉각수펌프의동력이증가하여순수유효출력 (Net power) 이감소하는것이다

144 Pressure [kpa] Power [kw] 1600 P PWR-tb PWR-n Temperature ['C] Fig Distribution of turbine power & pressure(r717)

145 Fig. 5.12는작동유체를 R125로적용한결과이다. 동일한조건하에서 R125의경우작동유체의 R717에비교하여질량유량이 747,456kg /h로약 11배높고터빈의구동압력도 2,080~2,393kPa로높은범위에서작동되었다. 그이유는 R717의증기체적이높아용적유량이높고열물리학적특성이좋기때문이다. 순수유효출력 (Net power) 또한터빈출력이 650kW일때 178kW로상대적으로많은유량의냉각수가소요되므로펌프구동에많은동력이필요한것을확인할수있다 P PWR-tb PWR-n Pressure [kpa] Power [kw] Temperature ['C] Fig Distribution of turbine power & pressure(r125)

146 Fig. 5.13은작동유체를 R134a로적용한결과이다. 동일한조건하에서 R717에비교하여질량유량은 450,317kg /h로약 6.7배높고터빈의구동압력은 1,060~1,241kPa로상대적으로낮은압력범위에서작동이되었다. 그이유는 R717의증기체적이높아용적유량은높지만포화증기압이낮기때문이다. 순수유효출력또한터빈출력 650kW에서 260kW를얻을수있었다 P PWR-tb PWR-n Pressure [kpa] Power [kw] Temperature ['C] Fig Distribution of turbine power & pressure(r134a)

147 Fig. 5.14는작동유체를 R143a로적용한결과이다. 동일한조건하에서 R717에비교하여질량유량은 500,472kg /h로약 7.4배높고터빈의구동압력은 1,894~2,177kPa범위에서작동이되었다. 마찬가지로그이유는 R717의증기체적이높아용적유량이높고 R143a의포화증기압력이높기때문이다. Net power 또한터빈출력 650kW에서 232kW를얻을수있었다 P PWR-tb PWR-n Pressure [kpa] Power [kw] Temperature ['C] Fig Distribution of turbine power & pressure(r143a)

148 Fig. 5.15는작동유체를 R152a로적용한결과이다. 동일한조건하에서 R717에비교하여질량유량은 289,869kg /h로약 4.3배높은반면에터빈의구동압력은상대적으로낮은 907~1,059kPa범위에서작동이되었다. 그이유는 R134a와마찬가지로 R717의증기체적이높아용적유량은높지만포화증기압이낮기때문이다. 순수유효출력또한터빈출력 650 kw에서 275kW로상대적으로많은유량의냉각수가소요되므로펌프구동에많은동력이필요한것을확인할수있다 P PWR-tb PWR-n Pressure [kpa] Power [kw] Temperature ['C] Fig Distribution of turbine power & pressure(r152a)

149 Fig. 5.16에서는각작동유체별온도에따른터빈구동압력의분포와터빈에서의정미출력을비교하였다. R125는 47 에서약 2,393 kpa로 R152a의 1,059kPa와비교하면상대적으로약 2배의고압으로운전되는것을확인할수있다. 그이유는앞서본바와마찬가지로작동유체의포화증기압이높기때문이다. 이러한압력의증가는터빈을구동하는압력차 (Δp) 를증가시켜출력을증가시킬수있으나, 상대적으로열물리학적특성이떨어지지않아야한다. 작동유체의선정시에시스템의압력증가는비용상승의요인으로고려되어질것이다. Fig. 5.16에서각작동유체의온도에따른압력분포와터빈출력을비교하여보면 41 에서 47 의온도범위에서시스템압력차이는있지만시스템출력의차이는거의없는것으로확인이된다. 그이유는온도차 (ΔT) 가적으므로온도의변화는작동유체의종류가다르다하더라도시스템의출력변화에영향을많이주지않기때문이다. 그러므로시스템의주요변수는다음에확인할질량유량이될것이다

150 Pressure [kpa] R717 P R717 PWR-tb R125 P R125 PWR-tb R134a P R134a PWR-tb R143a P R143a PWR-tb R152a P R152a PWR-tb Power [kw] Temperature ['C] Fig Distribution of turbine power by working fluid

151 Fig 에서는터빈입구측의온도가 47 로동일한온도조건상태 에서각작동유체별시스템의효율 ( ) 과시스템의출력변수인작동유 체의질량유량의변화에따른터빈의정미출력 ( kw ) 변화량을나타내었다. 시스템의효율 ( ) 은 R717이 2.86% 로가장높고 R152a가 2.74%, R134a 는 2.67, R143a는 2.61%, R125는 2.37% 순으로확인할수있었다. 질량유량은 R125a > R143a > R134a > R152a > R717순으로 R717이가장적은양으로많은출력을낼수있는것을알수있다. 앞서확인한바와같이동일한온도조건에서증기체적이높고열물리학적특성이높은작동유체일수록질량유량이적게소요되고시스템효율이높은것을확인할수있다. 작동유체의증가는시스템의중량및사이즈에영향을주므로선박등의운송목적및중량감소의최적화를고려하면상반되는변수가되므로콤팩트한시스템의설계를위하여작동유체의선정에서고려되어야할것이다

152 3 Power [kw] Mass flow [kg/h] R717 PWR-tb R125 PWR-tb R134a PWR-tb R143a PWR-tb R152a PWR-tb R717 % R125 % R134a % R143a % R152a % Efficiency [%] Fig Distribution of turbine power & efficiency against mass flow

153 Fig. 5.18에서는시스템의운전온도에따른순수유효출력 (Net power) 과시스템의효율을비교하였다. 마찬가지로시스템의설계온도에따른포화증기압의분포와작동유체의열물리학적특성에따라시스템의효율과순수유효출력은 47 에서 R717이 2.86% 에 296kW, R125는 2.37% 에 178kW, R134a가 2.67% 에 260kW, R143a가 2.62% 에 232kW, R152a가 2.74% 에 275kW인것을확인할수있으며, 42 밑으로내려가면서시스템의효율과순수유효출력이 0이하로떨어져시스템의경제성이떨어지게되는것을알수있다. 5 Net power['c] R717 PWR-n R717 % R125 PWR-n R125 % R134a PWR-n R134a % R143a PWR-n R143a % R152a PWR-n R152a % 4 3 Efficiency [%] Temperature ['C] Fig Distribution of turbine efficiency by working fluid

154 5.3 선박 ORC 발전시스템의최적화 앞에서시스템을구성한바와같이선박에서최적화된온도차발전시스템을구성하기위하여서는배기가스로부터배출되는열원과냉각수로부터배출되는열원을취합하여하나의시스템으로구성하는것이과제가된다. 하나의시스템으로구성하는방법에는두가지가있을수있는데, 첫번째는두개의독립된 ORC 시스템을구성하여기계적인방법으로감속장치와커플링을이용하여하나의출력을얻는방법이있을수있겠으며, 두번째는하나의시스템을구성하여두개의열원으로작동유체를가열하고재열기 (Reheater) 를설치하는방법이고려될수있을것이다. 두개의열원을복합적으로이용할경우에는배기가스가고온측의열원이되므로최종적으로배기가스를이용하여작동유체를증발시키는열원은활용하여야하고, 저온측의열원은예열기 (Preheater) 의역할을하도록시스템을구성하여야한다. 5.1절과 5.2절에서확인한시스템해석결과에따르면, 배기가스온도 150 이상에서최저의유량으로효율이가장높은작동유체는 TFEA이었으므로, TFEA를작동유체로하여냉각시스템의해수배출열을예열기의열원으로하고, 배기가스의배출열을가열기의열원으로하여시스템을구성하면 Fig. 5.19와같이구성할수있다. 이때에터빈출구에서의온도가예열기출구측의온도보다높으므로이때의열을다시재활용하는재열기 (Re-heater) 설치할수있다. Fig. 5.19에서해석한시스템설계조건을보면다음과같다. 예열기 (Heater1) 의열원이되는냉각수로부터배출되는해수 (21) 의온도는 50, 유량은 2,100m3 /h로정의하고, 가열기 (Heater2) 의열원이되는배

155 기가스 (31) 의온도는 220, 유량은 755,900kg /h로정의하였으며, 응축기 (Condenser) 에유입되는냉각수의온도는 30 로정의하였다. 작동유체는 TFEA로구성하였고, 예열기 (Heater1) 출구 (3) 측의온도를 47 로하고, 재열기 (Reheater) 를통과한온도는 52 로설정하였다. 이러한설정조건에서가열기 (Heater2) 출구측의온도를 150 로정의하였을때작동유체 121,160kg /h(87.67m3/h) 의유량에서 2.400kW (2.4MW) 의터빈출력 (Power) 을얻을수있었다. 각시스템의구성단위 (Unit) 와유체 (Stream) 별시스템해석결과를상세하게확인하여본다. Fig Modeling of preheated & reheated ORC system

156 5.3.1 예열기 (Preheater) 시스템에서예열기 (Preheater) 에유입되는해수 (21) 의온도는 50, 압력은 250kPa, 유량은 2,100m3 /h로하였고, 예열기 (Preheater) 로부터가열되는작동유체 (3) 의온도는 47 로정의하였다. 이러한조건하에서열교환기에서열교환되는열용량은 2,599,382 kj/h가되고, 열전달계수 (UA) 는 346,981 kj/ -h이된다. 상세해석결과는 Table 5.11과같다. Table 5.11 Overall performance condition of preheater Preheater performance Duty[kJ/h] 2,599,382 Q leak [kj/h] 0.0 Q loss [kj/h] 0.0 UA[kJ/ -h] 346,981 Min.A[ ] LMTD[ ] T hp [ ] 50.0 T cp [ ]

157 5.3.2 재열기 (Reheater) 예열기 (Preheater) 에서예열된 47 로가열된작동유체는터빈에서팽창하며일을하고나온작동유체에의하여다시가열되게되는데이때의열교환기가재열기 (Reheater) 이다. 터빈에서출구측에팽창후 (6) 의온도는 64.7 가되어예열후재가열되는작동유체 (4) 의온도는 52 로정의하였다. 이때에응축기에들어가는작동유체의온도는 55.6 까지더떨어지게되어응축기에유입되는해수의유량도감소하게되어시스템의효율을높이게된다. 이러한조건하에서열교환기에서열교환되는열용량은 1,039,794kJ/h가되고, 열전달계수 (UA) 는 106,764kJ/ -h이된다. 상세해석결과는 Table 5.12와같다. Table 5.12 Overall performance condition of Reheater Reheater performance Duty[kJ/h] 1,039,794 Q leak [kj/h] 0.0 Q loss [kj/h] 0.0 UA[kJ/ -h] 106,764 Min.A[ ] LMTD[ ] T hp [ ] 55.6 T cp [ ]

158 5.3.3 가열기 (Heater) 예열기 (Preheater) 와재열기 (Reheater) 에서 52 로가열된작동유체는배기가스에의하여가열기 (Heater) 에서가열되게된다. 배기가스로부터유입되는 (31) 온도와유량은 220, 755,900kg /h 조건으로하고가열기후단에서의작동유체의온도를 150kg 에건도 (V.F.) 을 1.0(100%) 로정의하였다. 이러한조건하에서열교환기에서열교환되는열용량은 57,929,534kJ/h가되고, 열전달계수 (UA) 는 927,609kJ/ -h이된다. 상세해석결과는 Table 5.13과같다. Table 5.13 Overall performance condition of heater Heater performance Duty[kJ/h] 57,929,534 Q leak [kj/h] 0.0 Q loss [kj/h] 0.0 UA[kJ/ -h] 927,609 Min.A[ ] LMTD[ ] T hp [ ] T cp [ ]

159 5.3.4 터빈 (Turbine) 가열기에서나온 150 의작동유체는 1,041kPa의압력으로터빈을구동하게된다. 이는작동유체가응축기에서응축되는온도에따른포화증기압에대한압력차 (Δp) 가발생하기때문이다. 이때터빈의출력에가장영향을미치는요소는응축기에유입되는해수의온도와작동유체의유량이된다. 즉, 응축되는해수의온도가낮으면낮을수록, 작동유체의유량이증가할수록터빈의출력은증가할것이다. 응축기에유입되는해수 (10) 의온도는 30, 열교환후출구에서의작동유체 (1) 의온도는 34 로정의하였고이때의터빈출구 (6) 에서의온도와압력은 64.7, 36.9kPa로압력차 (Δp) 가약 1,000kPa가되어터빈출력은 2,400kW를얻을수있었다. 응축기에유입되는해수의온도가낮을수록더높은압력차가발생하게되므로터빈출력과시스템의효율이증가할것이다. 터빈의단열팽창효율 (Adiabatic Efficiency) 는 75% 는정의하였고이때, 터빈의성능해석결과를 Table 5.14와같다

160 Table 5.14 Overall Performance condition of turbine Turbine performance H adiabatic [m] 9,696 H polytropic [m] 10,038 H f adiabatic[kj/ kg ] H f polytropic[kj/ kg ] η adiabatic [%] η polytropic [%] PWR[ kw ] 2,

161 5.3.5 응축기 (Condenser) 응축기에이때유입되는해수의펌프입구 (11) 에서온도조건은 30 로하였다. 작동유체의열을최대한많이회수하는것이시스템의성능을좌우하는중요변수가되므로, 작동유체의응축기출구측 (1) 은 34 에서건도 (V.F.) 을 0(0%) 으로하여액화상태를조건으로하고냉각수출구 (13) 의온도는 32 로하였다. 이때요구되는냉각수의용량은 6,119m3 /h가소요되었다. 마찬가지로이러한냉각수용량은펌프의동력을증가시켜시스템의순수유효출력을저하시키고비용증가의요인이될것이다. 선박에서이러한문제점들은선박의추진력에의하여선체외판으로부터냉각수를유입하는방식의스쿠프 (Scoop) 냉각시스템을갖추면해소할수있을것이다. 이러한조건에서열교환기에서열교환되는열용량은 52,015,741kJ/h가되고, 열전달계수 (UA) 는 5,092,531kJ/ -h이된다. 상세해석결과는 Table 5.15와같다

162 Table 5.15 Overall performance condition of condenser Condenser performance Duty[kJ/h] 52,015,74 Q leak [kj/h] 0.0 Q loss [kj/h] 0.0 UA[kJ/ -h] 5,092,531 Min.A[ ] LMTD[ ] T hp [ ] T cp [ ]

163 5.3.6 펌프 (Pump) 시스템에서펌프는작동유체펌프와해수냉각펌프로구성되고, 작동유체펌프는응축기에서응축된작동유체를다시가열기로압송하여재순환하는역할을하게되므로펌프양정 (Head) 의결정은증발되는기체의온도설정조건과그때의포화증기압에따라결정되어진다. 이때펌프의구동에소요되는일은전체발전시스템의유효출력효율 (Net power efficiency) 에영향을주게된다. 작동유체펌프의용량은 87.67m3 /h에 35.23kW이고, 해수냉각펌프용량은 6,119m3 /h에 563.4kW이다. 상세한펌프의성능을보면 Table 5.16에서확인할수있다. Table 5.16 Overall performance condition of Pump Pump performance H[m] Pump1 F[ m3 /h] Q[kJ/h] 126,825 PWR[ kw ] H[m] 25.4 Pump2 F[ m3 /h] 6,119 Q[kJ/h] 2,028,186 PWR[ kw ]

164 5.3.7 프로세스해석결과작동유체를 TFEA로하고선박의냉각시스템으로부터배출되는해수와메인엔진엔진으로부터배출되는배기가스를열원으로하는예열기와재열기가있는랭킨사이클의해석결과를요약하면다음과같다. 배출되는해수의온도와유량이 50, 유량은 2,100m3 /h이고, 배기가스의온도와유량은 220, 유량은 755,900kg /h로정의하고냉각해수의온도를냉각수의온도는 30 의조건으로하였다. 작동유체는 TFEA로구성하였고, 배출되는해수를열원으로하는예열기 (Heater1) 출구측의온도를 47 로하고, 재열기 (Reheater) 를통과한온도는 52 로설정하였다. 이러한설정조건에서가열기 (Heater2) 출구측의온도를 150 로정의하였을때작동유체 121,160( kg /h)(87.67m3/h) 의유량에서 2.400kW (2.4MW) 의터빈출력 (Power) 을얻을수있었다. 이때응축기에소요되는냉각수의유량은 6,119m3 /h에 563.4kW의펌프동력이소요되었다. 이때 Rankine 사이클시스템의열효율, 는식 5.15 에따라다음과같 이계산되어진다. (5.25) (5.26) (5.27) (5.28) (5.29)

165 여기서전체시스템에입력되는열량은예열기 (Preheater) 와재열기 (Reheater), 가열기 (Heater) 의합이되므로, (5.30) (5.31) 따라서시스템의열효율 는 13.06% 가된다.. 여기서발전시스템에서의순수유효발전출력 (Net power) 은식 5.20 에따라계산되어진다. 따라서 는 2400kW, 은 35.23kW, 는 563.4kW이므로, 순유효출력은 은 1,801kW가된다. Fig. 5.20에서보면작동유체의질량유량 (Mass flow) 의변화에따른시스템의출력변화량을확인할수있다. 질량유량의증가에따라터빈에서출력이증가하는것을알수있는데그이유는작동유체의질량이많을수록더많은힘이터빈을구동에전달되기때문이다. 그리고작동유체의질량유량이증가할수록펌프2( 냉각수펌프 ) 의구동전력이상승하여순수유효출력이낮아지는것을알수있다. 이는응축기에서보다많은작동유체를액화하는데많은냉각수가필요하기때문이다. 시스템의효율은각작동유체의온도조건이동일한상태에서유량만변경하였으므로일정하게유지하는것을확인할수있다. 각유체의프로세스속성 (Property) 별상세해석결과를 Table 5.17에서확인할수있다

166 2000 PWR-tb PWR-n PWR-p1 PWR-p2 % Power [kw] Efficiency [%] Mass flow[kg/h] Fig Distribution of power & efficiency against mass flow of optimized ORC System working fluid by TFEA

167 Table 5.17 Flow sheet of preheated& reheated ORC system (1/2) Name V.F T [ ] P [ kpa ] , , , F mol [ kgmole/h] 1, , , , F mass [ kg /h] 121, , , ,160.6 F liq [ m3 /h] Q [kj/h] -1,058,647,468-1,058,520,643-1,055,921,260-1,054,881,466 h mass [kj/ kg ] -8, , , , s mass [kj/ kg-c] Name V.F T [ ] P [ kpa ] 1, F mol [ kgmole/h] 1, , , ,952.3 F mass [ kg /h] 1, , , ,106,260 F liq [ m3 /h] , Q [kj/h] -996,951, ,005,591,932-1,006,631,726-96,607,563,319 h mass [kj/ kg ] -8, , , ,821.1 s mass [kj/ kg-c]

168 Table 5.17 Flow sheet of preheated & reheated ORC system (2/2) Name V.F T [ ] P [ kpa ] F mol [ kgmole/h] 338, , , ,334.1 F mass [ kg /h] 6,106,260 6,106,260 2,095,771 2,095,771 F liq [ m3 /h] 6, , ,100 2,100 Q [kj/h] -96,605,535,133-96,553,519,391-32,976,129,136-32,978,728,519 h mass [kj/ kg ] -15, , , ,735.8 s mass [kj/ kg-c] Name V.F T [ ] P [ kpa ] F mol [ kgmole/h] 26, , F mass [ kg /h] 755, , F liq [ m3 /h] Q [kj/h] 148,674,900 90,745, h mass [kj/ kg ] s mass [kj/ kg-c]

169 5.4 다이내믹시뮬레이션검증 디자인조건에서설계된시스템이실제상황에서운전가능한지시스템을확인하기위하여다이내믹시뮬레이션을실시하여시스템의운전성능을검증하도록한다. Aspen HYSYS 프로그램에서다이내믹시뮬레이션에적용되는질량, 구성요소와열평형은정적인상태방정식과동일하게적용되어진다. 단, 시간의변화에따른다이내믹균형에서출력값의변화는다음과같은기본적인방정식으로계산되어진다. Material Ballance (5.32) 여기서, = flow rate of the feed entering the bank = density of the feed entering the bank = flow rate of the product exiting the tank = density of the feed entering the bank V= Volume of the fluid in the bank

170 Component Balance (5.33) 여기서, j = component = concentration of j in the inlet stream = concentration of j in the outlet stream = reaction of rate of the generation of component j Energy Balance (5.34) 여기서, = Internal energy (energy per unit mass) = kinetic energy (energy per unit mass) = potential energy (energy per unit mass) = volume of the fluid = shaft work done by system (energy per unit mass) = vessel pressure (energy per unit mass)

171 Fig Modeling of dynamic simulation of ORC system

172 정적인 (Static) 상태의시뮬레이션조건에서다이내믹시뮬레이션을하기위해서는 Fig. 5.21에서보는바와같이우선정적인상태에서설계한시스템의구성에서실제상황을고려하여펌프출구에유량을조절할수있는밸브를추가하고, 순환루프에서작동유체의맥동을방지하기위하여응축기후단에탱크를추가하여일정한유량을공급하고압력을완충할수있도록구성하였다. 그다음앞에서최대시스템운전조건에서해석한결과에따라밸브와펌프, 열교환기의사이즈를설정하였다. 시스템에서열원과냉각수는변하지않으므로고정하고, 출력을결정하는운전변수인작동유체의유량을시스템의운전변수로설정하였다. 실제운전상황에서시스템의출력을조정하기위하여서는작동유체의질량유량을증감하여출력을조절할수있다. 시스템내에서작동유체의유량을증감하는방법에는몇가지방법이제안될수있을것이다. 그방법을고려하여보면, 첫째, 바이패스배관을설치하여가열기에유입되는유체를응축기로바로우회시켜터빈에유입되는작동유체유량을조절하는방법. 둘째, 외부에작동유체저장탱크를설치하여시스템내에작동유체를주입또는배출하여시스템내의작동유체유량을조절하는방법. 셋째, 펌프의회전속도제어또는토출밸브제어를통한시스템내의작동유체의유량을조절하는방법. 실제로시스템의구성할때에는시스템의안정성을고려하여위에서제시한세가지모든방법이적용되어야할것이다. 그러나여기서실시하는다이내믹시뮬레이션검증에서는작동유체의유량을조절하여각기기들이정상운전되고컨트롤되는지를확인하기위한것이므로세번째로제시한펌프와토출밸브제어를통한시스템출력변화에대한다이

173 내믹시뮬레이션검증하여확인할것이다. 시스템에서작동유체의유량은작동유체의펌프출구측의밸브개도를조정함으로써제어할수있으므로밸브에 PID 컨트롤러를설치하고터빈에서요구되어지는출력에따라펌프의유량을제어하여야하므로펌프의 PID 컨트롤러가밸브의 PID 컨트롤러를컨트롤하는캐스케이드컨트롤제어를설정하였다. Fig. 5.22에서는다이내믹시뮬레이션상태에서터빈의컨트롤러인 IC-100의목표값 (Set Point:SP) 과실측값 (Process Variable:PV) 그리고출력값 (Out Put: OP) 의트렌드를확인할수있다. 터빈의출력값을목표값으로하여 200kW씩단계적으로낮추었다가 2,400kW까지높여서시스템의운전성능을확인하였을때, 시스템이정상적으로운전되는것을확인할수있다. PV의값이 SP의값보다증가하면 OP값이감소하여야하므로컨트롤러는리버스 (Reverse) 컨트롤로작동하게된다. 여기서출력값 OP는펌프유량컨트롤러인 IC-101의 SP가되게된다. Fig. 5.23에서는작동유체펌프의토출밸브개도를조정하여시스템의유량을조절하는컨트롤러인 IC-101의목표값 (Set Point: SP) 과실측값 (Process Variable: PV) 그리고출력값 (Out Put: OP) 의트렌드를확인할수있다. 여기서 SP와 PV는시스템유량이되며 OP는밸브의개도가된다. 터빈의출력변화량에따라밸브의개도가요구되는값을맞추기위하여컨트롤되는것을확인할수있다. 즉, IC-100의 OP가 IC-101의 SP가되어컨트롤되게되므로 IC-101은캐스케이드 (Cascade) 컨트롤로된다. 마찬가지로 PV의값이 SP의값보다증가하면 OP값이감소하여야하므

174 로컨트롤러는리버스 (Reverse) 컨트롤로작동하게된다. 여기서출력값 OP는작동유체펌프의토출밸브의개도를조정하여유량을시스템내의유량을조절하게된다. Fig. 5.24에서는다이내믹시뮬레이션중시스템의출력변화및작동유체유량의변화에따른시스템의주요변수들의변화량을보여준다. 시스템의출력이감소함에따라가열기에서열교환하고배출되는온도와재열기에서배출되는작동유체의온도가증가하는것을알수있고시스템의출력이증가하게되면열교환이많이되어배출되는온도가낮아지는것을알수있다. 또한, 외부의열원공급량을고정한상태에서출력을조정하기위하여작동유체의질량유량에변화를주었으므로출력이낮아지게되면시스템의효율이증가하고, 출력이높아지면시스템의효율이떨어지는것을확인할수있었다. 한편예열기에서배출되는해수와작동유체의온도에는큰변화가없는것을알수있는데, 이는작동유체의유량이상대적으로작아예열기에서요구되어지는해수의유량이상대적으로적고충분한양의해수열원이공급되고있기때문이다

175 OP SP PV Fig Trend of PID Controller IC

176 OP SP PV Fig Trend of PID Controller IC

177 5 Temperature 32 Temperature 2 Liq.Volume Power 22 Temperature 4 Temperature 22 Temperature 12 Temperature Fig Trend of dynamic simulation of ORC system