본 실험 장치는 수동력계, 디젤 엔진, 배기관, 열교환기로 구성되어 있으며 Figure 1은 실험 장치의 개략도이다. 배기온도를 측정하기 위하여 배기관에 시작지점부터 일정 간격으로 K타입 열전대를 설치하였다. 배기압력도 배기관의 시작지점에서 측정하였으며 배기온도가 최대 500℃의 고온인 관계로 압력센서의 직접적인 설치를 피하고 배기관에서 수직으로 연결관을 설치하였다. 배기가스가 열교환기를 통과할 때의 변화를 확인하기 위하여 열교환기의 출구 부분에서 배기가스 분석기와 smoke meter, 열전대를 설치하여 측정하였다.

테스트 엔진은 디젤 연료를 사용하는 4실린더 IC 기관이며 배기량은 3,298cc로 자세한 사양은 Table 1과 같다. Table 2는 엔진의 배기 시스템 사양을 나타낸 표이다.

운전 조건에 따른 엔진 성능을 실험하기 위하여 Table 3과 같은 조건을 설정하였다. 엔진 회전 속도는 최저 700rpm에서 600rpm 간격으로 1300rpm, 1900rpm에서 실험하였고 엔진 부하는 무부하에서 최대 토크까지 4등분하여 부하별 실험을 수행하였다. idle, 25%, 50%, 75%는 열교환기 미설치시의 최대부하를 기준으로 산정하였다.

Figure 2는 각 열교환기의 내부 사진이다. 판형 열교환기는 15장의 판으로 구성되어 있으며 쉘 앤 튜브 열교환기는 지름 16.1mm, 66개의 튜브로 구성되어 있다. 마지막으로 핀 튜브 열교환기는 쉘 앤 튜브와 동일한 튜브에 지름 30mm의 핀을 삽입하여 26개의 튜브로 제작되었다. 세 가지 열교환기 의 내부 체적은 지름 216mm, 폭 200mm로 동일하게 제작되었다.

Figure 2: 
Inner shapes of heat exchangers

배기관에 열교환기를 설치하면 원활한 배기가 이루어지지 않아 배기 압력이 상승한다. 배압 상승은 실린더 내부 압력과 배기 배출물에 영향을 미치기 때문에 엔진에 따라 설계자가 요구하는 배기 압력이 정해져 있다. 따라서 배압 상승이 적은 열교환기 일수록 엔진에 미치는 영향이 적다. 그러나 일반적으로 열교환 면적이 크고 경로가 복잡할수록 열전달량이 많으므로 열회수 효율과 엔진 성능은 반비례할 것으로 예상된다. 본 실험에 사용되는 엔진의 경우 최대 허용 배기 압력이 6.7kPa로 각 운전 영역의 배압을 측정하여 비교하고자 한다.

Figure 3 (a)는 700rpm에서 부하별로 배기압력을 측정한 그래프이다. 무부하에서는 열교환기 설치에 따른 배압 변화가 거의 없으며 25% 부하에서 판형과 쉘 앤 튜브가 약 2배씩 증가하였으나 배압은 2kPa이하로 낮았다. 50% 부하에서는 판형, 쉘 앤 튜브, 핀 튜브 순으로 39.1%, 59.5%, 105.5% 증가하였으나 최고 압력이 4kPa이하로 허용범위에 포함된다. 75% 부하까지 4kPa정도의 배압을 나타내며 이 때 열교환기 설치에 따른 배압 차이는 거의 나타나지 않았다. 100% 부하에서는 판형이 14.4% 증가, 쉘 앤 튜브가 9.3% 감소하였으나 6kPa이하로, 700rpm에서 모든 열교환기가 부하별로 최대 허용 배압을 초과하지 않는 것으로 확인되었다. Figure 3 (b)는 1300rpm에서 부하별로 배기압력을 측정한 그래프로 무부하에서 판형이 none인 경우보다 약 3배가 증가했으나 약 2kPa로 낮은 배압이다. 25%와 50% 부하는 열교환기 설치에 따라 증가하지만 4kPa이하의 낮은 배압 상승을 보인다. 75% 부하에서 판형은 약 7kPa, 쉘 앤 튜브와 핀 튜브는 약 8kPa로 허용 범위를 초과하는 배압을 나타낸다. 100% 부하에서는 판형, 쉘 앤 튜브, 핀 튜브 순으로 각각 38.7%, 48.9%, 62.8% 증가하고 최고 배압은 핀 튜브로 9.77kPa이다. Figure 3 (c)는 1900rpm에서 실험한 결과이다. 이 경우 가장 큰 특징은 판형 열교환기의 배기 압력이다. 판형 열교환기의 내부 구조는 쉘 앤 튜브와 핀 튜브보다 열교환 면적이 커서 적은 면적으로도 높은 열교환율을 보인다. 반면에 같은 총 체적에서 배기관을 차지하는 체적이 크기 때문에 적은 유량에서는 쉘 앤 튜브와 핀 튜브의 차이가 없었으나 엔진 회전 속도가 증가함에 따라 배기 유량이 증가하고 이에 따라 판형 열교환기 설치 시에 배압이 특히 증가하는 것으로 판단된다. 무부하와 25% 부하에서는 모든 열교환기가 허용 범위 안에 포함되며 50% 부하에서는 판형이 10.5kPa로 1300rpm 100% 부하에서의 배압보다 높다. 75% 부하에서는 판형이 약 2배 증가하고 쉘 앤 튜브와 핀 튜브는 약 35% 증가한다. 100% 부하에서도 배압 차이는 75% 부하에서와 비슷하다.

Figure 3: 
Back pressure

결과를 종합하면 저속에서는 열교환기를 설치한 경우 큰 배압 상승을 보이지 않으며 중속에서는 부분 적으로 허용압력을 초과하지만 큰 증가는 없었다. 그러나 고속에서 판형 열교환기 설치 시에 배압이 2배 이상 큰 폭으로 상승한다.

실린더 내부 압력은 엔진 출력에 직접적인 영향을 미치는 요인이기 때문에 엔진 성능 변화를 확인하기 위해 실린더 최고 압력을 측정하였다.[13]

Figure 4 (a)는 700rpm에서 실린더 최고 압력을 나타낸 그래프이다. 무부하에서부터 50% 부하까지 열교환기를 설치한 경우 실린더 최고 압력이 낮아졌다. 부하별 평균 감소율은 무부하에서 4.8%로 가장 많이 감소하며 50% 부하에서는 plate, shell, fin 순으로 압력이 감소한다. 이것은 배압과 정반대로 나타났다. 100% 부하에서는 shell, fin, plate 순으로 실린더 압력이 감소하는데 이 영역에서도 배압과 반대의 결과를 보여준다. Figure 4 (b)는 1300rpm에서 실험한 결과로 쉘 앤 튜브 열교환기의 실린더 내부 최고 압력이 다른 열교환기 설치에 비하여 가장 높게 나타났다. 100% 부하의 경우, 저속-중부하와 비슷한 경향으로 여기서도 배압이 가장 큰 경우가 실린더 압력이 가장 낮은 것으로 확인되었다. Figure 4 (c)는 엔진 회전 속도가 1900rpm에서 부하별 실린더 압력을 나타낸 그래프로 무부하에서 평균 4.4% 감소하였고 25% 부하에서는 1.4% 감소하였다. 50%와 75% 부하에서는 열교환기 설치 후 실린더 압력이 오히려 증가하는 경향을 나타냈으며 100% 부하에서는 큰 변화가 없었다.

Figure 4: 
Max. cylinder pressure

결과를 종합하면 열교환기 종류에 상관없이 저속-무부하에서 실린더 압력이 가장 많이 감소하였으며 저속과 중속에서 배기 압력 상승에 의한 실린더 내부 압력 감소를 확인하였다.

연료소비율이란 일정 출력을 발생시키는 데 사용되는 연료량을 측정한 것으로 본 연구는 1kW-hr를 발생시키는데 필요한 연료량(g)을 측정하였다. 식 (1)은 발생 출력을 계산하는 식이며 식 (2)는 연료소비율(specific fuel consumption)로 다음과 같다[14].

Figure 5 (a)는 700rpm에서 실험한 결과로 무부하에서는 쉘 앤 튜브의 연료소비율이 1.7% 증가하나 평균적으로 모든 열교환기가 미설치와 큰 차이를 보이지 않는다. (b)의 1300rpm에서는 핀 튜브의 연료소비가 미설치의 0.2% 증가로 가장 적게 증가하였고 쉘 앤 튜브가 평균 1.4% 증가로 연료 소모가 가장 많이 되었다. 1900rpm에서는 평균적으로 판형의 연료소비율이 높게 측정된다. 무부하에서는 4.1%, 전체 부하 평균으로는 2.6% 증가로 고속에서 판형 열교환기가 연료소비율이 특히 증가하는 것으로 나타났다.

Figure 5: 
Specific fuel consumption

결과를 종합하여 각 운전영역별로 연료 저감에 이득을 얻을 수 있는 열교환기를 선정할 수 있었다. 저속에서는 모든 열교환기가 평균 0.3% 증가로 낮은 증가율을 보이며 중속과 고속에서 핀 튜브 열교환기가 각각 0.2%, 0.7% 증가로 핀 튜브 열교환기는 전 운전영역에서 연료소비율에 큰 영향을 미치지 않는 것으로 평가되었다. 반면에 판형은 고속에서 2% 증가로 고속 엔진의 열 회수를 하기에는 부적합한 것으로 판단된다.