Effect of Compensation Chamber Locationon the Thermal Performance of a Flat Loop Heat Pipe

Hee Soo Myeong; Seok Pil Jang

doi:10.6108/KSPE.2026.30.5.023

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RESEARCH PAPERS

Journal of the Korean Society of Propulsion Engineers. 31 October 2026. 23-31
https://doi.org/10.6108/KSPE.2026.30.5.023

Effect of Compensation Chamber Locationon the Thermal Performance of a Flat Loop Heat Pipe

평판형 루프 히트파이프 증발기의 보상실 위치가열 성능에 미치는 영향

Hee Soo Myeong^a

Seok Pil Jang^a^b^*

명 희수^a

장 석필^a^b^*

^aDepartment of Smart Air Mobility, Korea Aerospace University, Korea

^bDepartment of Aerospace and Mechanical Engineering, Korea Aerospace University, Korea

^{*Corresponding Author}

License (open-access, http://creativecommons.org/licenses/by-nc/4.0/):

This is an Open Access article distributed under the terms of the Creative Commons Attribution Non-Commercial License (http://creativecommons.org/licenses/by-nc/4.0/) which permits unrestricted non-commercial use, distribution, and reproduction in any medium, provided the original work is properly cited.

ABSTRACT

In this study, the effect of evaporator configuration on the thermal performance of a flat loop heat pipe applied to the thermal management of nuclear electric propulsion reactor cores and power conversion systems, as well as to the electronic components of satellites and exploration rovers, was investigated experimentally and theoretically. As space propulsion systems experience increasing heat generation due to trends toward higher efficiency and integration, an analysis of heat transfer characteristics associated with evaporator configuration is required. Therefore, two evaporator configurations with different compensation chamber locations were fabricated, and their temperature distributions were analyzed. Furthermore, by applying the experimental results to a loop heat pipe thermal performance prediction model, the evaporator with the compensation chamber located opposite the heat source exhibited an approximately 24% higher maximum heat transfer rate.

Keywords

Loop Heat Pipe

Heat Leak

Compensation Chamber

Maximum Heat Transfer Rate

본 연구에서는 핵전기추진 시스템의 원자로 노심 및 전력 변환 계통과 인공위성 및 탐사 로버의 전자 소자 열관리에 적용되는 루프 히트파이프의 증발기 형상이 평판형 루프 히트파이프의 열 성능에 미치는 영향을 실험적 및 이론적으로 분석하였다. 고효율·고집적화로 인해 발열량이 지속적으로 증가하는 우주 추진 시스템의 고열유속 환경에 대응하기 위해, 증발기 형상에 따른 열전달 특성 분석이 요구된다. 이에 본 연구에서는 보상실의 위치가 서로 다른 두 가지 형상의 모사 증발기를 제작하여, 동일한 열부하 조건에서 온도 분포를 비교 분석하였다. 또한 실험 결과를 루프 히트파이프 열 성능 예측 모델에 적용한 결과, 보상실이 열원의 반대면에 배치된 증발기가 약 24% 높은 최대 열전달 성능을 나타내었다.

키워드

루프 히트파이프

열누설

보상실

최대 열전달량

MAIN

1. 서 론
2. 실험적 접근
2.1 증발기 형상에 따른 열 특성 분석 실험
3. 이론적 접근
3.1 에너지 평형모델
3.2 압력 강하 모델
3.3 수렴 조건
4. 결과 및 토의
4.1 증발기 형상에 따른 온도 분포 실험 결과
4.2 이론 모델을 통한 최대 열전달량 결과
5. 결 론

1. 서 론

최근 지구의 기후 변화와 자원 고갈에 대한 우려가 증대됨에 따라, 달 및 화성 탐사와 같은 인류의 우주 문명 확장을 위한 노력이 본격적으로 추진되고 있다. 이러한 심우주 탐사는 장시간 임무 수행과 제한적인 보급 환경을 전제로 하므로, 장기간 안정적인 운용이 가능한 차세대 추진 시스템, 발전 시스템, 그리고 탐사용 로버에 대한 연구가 지속적으로 이루어지고 있다. 이러한 시스템은 추진 및 발전 과정에서 필연적으로 열을 발생시키며, 고진공 환경과 더불어 극심한 온도 변화가 반복되는 우주 조건에서도 발생하는 열을 효과적으로 제어할 수 있는 열관리 시스템이 필수적으로 요구된다. 아울러 우주 임무에서는 발사 비용과 직결되는 시스템 중량의 최소화가 중요한 설계 요구 조건으로 작용하므로, 추가적인 외부 동력이나 복잡한 제어 장치 없이 작동 가능한 열관리 기술의 필요성이 더욱 부각되고 있다. 이러한 요구를 충족할 수 있는 대안으로, 외부 동력원 없이 작동하면서도 높은 신뢰성과 우수한 열수송 성능을 갖는 히트파이프(heat pipe) 및 루프 히트파이프(loop heat pipe)와 같은 2상 열전달 장치가 우주 시스템의 열관리 기술로 활용되고 있다. 현재 NASA의 Kilopower와 같은 발전 및 핵전기추진용 소형 원자로 시스템에서는 노심과 전력 변환 계통의 열관리를 목적으로 히트파이프를 적용한 연구가 수행되었으며[1,2], 미국 제트추진연구소의 Intrepid 탐사 로버[3] 및 다양한 인공위성 시스템[4]의 전자 소자 방열을 위해 루프 히트파이프를 적용한 사례도 보고된 바 있다. 한편, 우주 시스템은 고효율화 및 고집적화 추세에 따라 단위 면적당 발열량이 지속적으로 증가하고 있으며, 향후 국부 열유속은 300 W/cm² 이상에 이를 것으로 예상되고 있다[5,6].

루프 히트파이프는 최초 인공위성의 열관리 목적으로 개발된 2상 열전달 장치로, 증발기와 응축기가 분리된 폐루프 구조를 통해 외부 동력원 없이 작동유체를 순환시킬 수 있는 특징을 갖는다[7]. 이러한 구조적 특성으로 인해 루프 히트파이프는 우주 환경에서 요구되는 경량성, 높은 신뢰성, 그리고 수동 작동 특성을 동시에 만족할 수 있는 열관리 기술로 평가받고 있다. 그러나 기존 루프 히트파이프는 최대 열전달 성능이 약 100 W/cm² 이하로 제한되는 것으로 알려져 있어[8,9], 차세대 추진 시스템에 요구되는 고열유속 열관리 조건을 충족하기에는 한계가 존재한다. 따라서 루프 히트파이프의 최대 열전달 성능을 향상시키기 위한 추가적인 연구가 요구되고 있다.

일반적인 작동 조건에서 루프 히트파이프의 최대 열전달량은 모세관 한계에 의해 결정되며, 이를 향상시키기 위해서는 루프 내 압력 손실을 최소화하고 윅의 모세관 성능을 증대시키는 것이 중요하다[10]. 또한 Myeong 등[11]은 증발기에서 발생하는 열누설이 증발기 온도뿐만 아니라 최대 열전달량에도 큰 영향을 미치는 핵심 인자로 보고하였다. 루프 히트파이프에서 열누설이란 증발기 외벽으로 인가된 열 중 일부가 윅을 통해 보상실로 전도되는 열을 의미한다. 이러한 열누설은 루프 구조를 형성하기 위해 윅이 증발기 외벽과 보상실 사이에 위치하는 증발기의 구조적 특성에서 기인하므로, 증발기 형상은 열누설의 크기를 지배하는 중요한 설계 요소이다.

평판형 루프 히트파이프의 증발기는 보상실이 윅의 측면에 배치된 ELR(Evaporator with Longitudinal Replenishment) 형과 보상실이 열원의 반대면에 배치된 EOR (Evaporator with Opposite Replenishment) 형으로 구분된다[12]. 그러나 동일한 조건에서 두 증발기 형상에 따른 루프 히트파이프의 열 성능을 정량적으로 비교한 연구는 제한적이다. Maydanik 등[13]은 증발기를 제외한 나머지 루프 히트파이프 구성 요소를 동일하게 유지한 상태에서 ELR 및 EOR 형상의 루프 히트파이프의 열저항을 비교하였으며, ELR 형상이 증발기 외벽과 보상실 사이의 열저항이 상대적으로 커 열누설이 감소함에 따라 더 낮은 열저항을 나타냄을 보고하였다. 하지만, 해당 연구는 증기 온도를 100°C 이하로 제한한 조건에서 실험이 수행되어, 최대 열전달량에 대한 평가는 이루어지지 않았다.

따라서 본 연구에서는 서로 다른 증발기 형상을 갖는 루프 히트파이프의 열 성능을 실험적 및 이론적으로 분석하였다. 증발기 형상에 따른 특성을 비교하기 위해 ELR 및 EOR 형상의 모사 증발기를 폴리카보네이트로 제작하였다. 작동유체로는 물을 사용하였으며, M250 스크린 메쉬를 두께 4 mm로 적층하여 윅으로 적용하였다. 일정 열부하 조건에서 증발기 표면의 온도 분포와 윅 아래 및 보상실의 온도를 측정하였으며, 실험 결과를 루프 히트파이프 열 성능 예측 모델에 적용하여 증발기 형상에 따른 최대 열전달량 및 열저항을 이론적으로 분석하였다.

2. 실험적 접근

2.1 증발기 형상에 따른 열 특성 분석 실험

증발기 형상에 따른 열 특성을 분석하기 위해 Fig. 1에 나타낸 바와 같이 보상실 위치가 서로 다른 모사 증발기를 제작하였다. Fig. 1(a)는 보상실이 윅의 측면에 배치된 ELR 형 증발기의 개략도이며, Fig. 1(b)는 보상실이 열원의 반대면에 배치된 EOR 형 증발기의 개략도이다. 두 증발기의 보상실 부피는 동일하게 설계하였다.

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Fig. 1.

Schematic diagram of test sections.

Fig. 2는 전체 실험 시스템의 개략도이다. 모사 증발기의 컨테이너는 폴리카보네이트로 제작하였으며, 커버에는 구리를 사용하였다. 윅은 M250 스크린 메쉬를 두께 4 mm로 적층하여 적용하였고, 작동유체로는 증류수를 사용하였다. 실험 중 증발로 인해 소모되는 작동유체를 일정한 수두 조건에서 지속적으로 공급하기 위해 플로팅 밸브와 수조를 구성하였다. 실험 장치의 온도 측정을 위해 T형 열전대를 Fig. 3에 나타낸 위치에 부착하였다. 열원부를 기준으로 10 mm 간격으로 증발기 표면에 총 15개의 열전대를 부착하였으며, 윅 하부에는 열원부 인근 및 보상실 인근 위치에 3개를 부착하였다. 보상실과 수조 출구부에는 각각 1개의 열전대를 설치하였다. 실험은 일정 열량에서 각 측정 위치의 온도를 시간에 따라 측정하는 방식으로 수행되었다.

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Fig. 2.

Experimental apparatus.

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Fig. 3.

Thermocouple positions.

3. 이론적 접근

3.1 에너지 평형모델

루프 히트파이프 성능 예측을 위해 Myeong 등[11]이 제시한 이론 모델을 적용하였다. 해당 모델은 시스템을 구성하는 주요 요소를 기준으로 증발기, 증기관, 응축기, 액체관 및 보상실로 구분되며, 이를 바탕으로 Fig. 4(a)에 나타낸 바와 같이 총 네 개의 검사체적(control volume)으로 구성된다.

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Fig. 4.

Energy balance of the theoretical model.

Fig. 4(b)는 증발기 내부에서의 열전달 과정을 열저항 모델로 나타낸 개략도이다. 인가된 열의 대부분은 작동유체의 증발에 사용되며, 나머지 열은 윅을 통해 보상실로 전도되는 열누설(heat leak)로 정의된다. 이러한 열누설은 Eq. 1과 같이 표현된다.

(1)

Q_{i n} + \dot{m} h_{f, T_{C C}} = Q_{h l} + \dot{m} h_{g, T_{s a t, E V}}

여기서 h_f, h_g, ṁ, Q_hl, Q_in, T_CC, T_sat,EV는 액체 엔탈피, 기체 엔탈피, 질량유량, 열누설, 열부하, 보상실 온도, 증발기 포화 온도를 의미한다. 열누설은 검사체적 4에 대한 에너지 평형식으로 표현할 수 있으며, 이는 Eq. 2와 같다.

(2)

Q_{h l} + \dot{m} h_{f, T_{C D, o u t}} = \dot{m} h_{f, T_{C C}}

여기서 T_CD,out은 응축기 출구 온도를 의미한다.

응축기의 에너지 평형은 Fig. 4(c)에 나타낸 바와 같이 2상 유동 영역과 단상 유동 영역으로 구분하였다. 2상 유동 영역의 길이는 길이 방향에 따른 잠열 변화와 응축기 외부로 방출되는 열 사이의 에너지 평형을 통해 결정된다. 이때 응축기 내부에서의 건도는 입구에서 1, 출구에서 0으로 선형적으로 감소한다고 가정하였다.

(3)

L_{2 ϕ} = \frac{m h_{f g}}{T_{sat, C D} - T_{sink}} \int_{x_{out} = 0}^{x_{in} = 1} R_{2 ϕ, total}^{'} d x

(4)

R_{2 ϕ, total}^{'} = \frac{1}{h_{2 ϕ} π d_{i}} + \frac{\ln (d_{o} / d_{i})}{2 π k_{C D}} + \frac{1}{h_{sink} π d_{o}}

여기서 d_i, d_o, h_2ϕ, h_fg, h_sink, k_CD, L_2ϕ, R’_2ϕ,total, T_sat,CD, T_sink, x, z는 각각 관 내경, 관 외경, 2상 열전달 계수, 잠열, 응축기 외부 열전달 계수, 응축기 관의 열전도도, 2상 유동 영역 길이, 2상 유동 영역 전체 열저항, 응축기 포화 온도, 응축기 외부 온도, 건도, z축 좌표를 의미한다. 응축 과정에서의 2상 열전달 계수를 고려하기 위해, Fig. 5의 Hajal 등[14]이 제시한 2상 유동 형태 지도(two-phase flow regime map)를 적용하여 응축기 내부의 2상 유동 형태를 결정하였다. 해당 유동 형태 구분 기준은 질량 유속으로 정의되며, 이는 Eqs. 5, 6, 7로 표현된다.

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Fig. 5.

Two-phase flow regime map[14].

(5)

G_{strat} = {\{\frac{(226.3)^{2} A_{L d} A_{V d}^{2} ρ_{g} (ρ_{f} - ρ_{g}) μ_{f} g}{x^{2} (1 - x) π^{3}}\}}^{\frac{1}{3}} + 20

(6)

G_{w a v y} = 50 - 75 e^{\frac{- {(x^{2} - 0.97)}^{2}}{x (1 - x)}} + \sqrt{\frac{16 A_{V d}^{3} g d_{i} ρ_{g} ρ_{f} \{\frac{π^{2}}{25 H_{L d}^{2}} {(\frac{W e}{F r})}_{f}^{- 1.023} + 1\}}{x^{2} π^{2} {\{1 - {(2 H_{L d} - 1)}^{2}\}}^{\frac{1}{2}}}}

(7)

G_{mist} = \sqrt{\frac{7680 A_{V d}^{2} g d_{i} ρ_{f} ρ_{g}}{x^{2} π^{2} ξ} {(\frac{W e}{F r})}_{f}}

여기서 A_Ld, A_Vd, Fr, G, g, H_Ld, We, ρ_f, ρ_g, μ_f, ξ 는 각각 무차원 액체 면적, 무차원 기체 면적, Froude 수, 질량 유속, 중력 가속도, 무차원 액체 높이, Weber 수, 액체 밀도, 기체 밀도, 액체 점도, 보정 계수를 의미한다. 2상 유동 형태에 따른 2상 열전달 계수는 Eqs. 8, 9, 10에 제시된 Thome 등[15]의 상관식을 이용하여 결정되었다.

(8)

h_{2 ϕ} = \frac{h_{a} r θ + h_{c} r (2 π - θ)}{2 π r}

(9)

h_{a} = 0.728 {\{\frac{ρ_{f} (ρ_{f} - ρ_{g}) g h_{f g} k_{f}^{3}}{μ_{f} d_{i} (T_{sat, C D} - T_{sink})}\}}^{\frac{1}{4}}

(10)

h_{c} = 0.003 {Re}_{f}^{0.74} {Pr}_{f}^{0.5} \frac{k_{f}}{δ} f_{i}

여기서 f_i, h_a, h_c, k_f, Pr, r, Re, δ, θ는 각각 계면 거칠기 보정 계수, 낙하막 열전달 계수, 대류 열전달 계수, 액체 열전도도, Prandtl 수, 반지름, Reynolds 수, 액막 두께, 기체 각도를 의미한다.

단상 영역에서의 에너지 평형식은 길이 방향에 따른 현열 변화와 응축기 외부로 방출되는 열을 고려하여 Eq. 11과 Eq. 12와 같이 표현하였다. 이때 입구 온도는 응축기 내부의 포화 온도로 가정하였으며, 응축기 전체 길이에서 2상 유동 영역 길이를 제외한 단상 유동 영역 길이를 해당 식에 대입함으로써 응축기 출구 온도를 도출하였다.

(11)

\dot{m} c_{p, l} (- \frac{d T}{d z}) = \frac{T - T_{sink}}{R_{1 ϕ, total}^{'}}

(12)

R_{1 ϕ, total}^{'} = \frac{1}{h_{1 ϕ} π d_{i}} + \frac{\ln (d_{o} / d_{i})}{2 π k_{i}} + \frac{1}{h_{sink} π d_{o}}

여기서 c_p,l, R’_1ϕ,total, h_1ϕ는 액체 정압 비열, 단상 유동 영역 전체 열저항, 단상 열전달 계수를 의미한다. 단상 열전달 계수는 유동 형태에 따라 층류 및 난류로 구분하여 Eq. 13을 적용하였다.

(13)

h_{1 ϕ} = \{\begin{cases} 4.36 \frac{k_{f}}{d_{i}} \\ \frac{(f / 8) (Re - 1000) Pr}{1 + 12.7 (f / 8)^{1 / 2} ({Pr}^{2 / 3} - 1)} \end{cases} \begin{array}{l} (R e \leq 2300) \\ (2300 < R e) \end{array}

여기서 f는 마찰 계수를 의미한다.

3.2 압력 강하 모델

일반적인 환경에서 루프 히트파이프가 원활히 작동하기 위해서는 모세관 제한 조건을 만족해야 한다[10]. 모세관 제한 조건은 루프 히트파이프 내에서 발생하는 전체 압력 강하가 윅이 생성하는 모세관 압력보다 작아야 한다는 조건으로, 이는 Eq. 14와 같다.

(14)

∆ P_{c a p} \geq ∆ P_{l i n e, v} + ∆ P_{C D} + ∆ P_{l i n e, l} + ∆ P_{w i c k}

여기서 ∆P_cap, ∆P_CD, ∆P_line,l, ∆P_line,v, ∆P_wick은 각각 모세관 압력, 응축기에서의 압력 강하, 액체관에서의 압력 강하, 기체관에서의 압력 강하, 윅에서의 압력 강하를 의미한다. 모세관 압력은 Laplace-Young 방정식을 이용하여 계산되었으며, 이는 Eq. 15와 같다.

(15)

∆ P_{c a p} = \frac{2 σ}{r_{e f f}}

여기서 r_eff와 σ는 각각 유효 공극 반경과 표면 장력을 의미한다.

응축기에서의 압력 강하는 2상 유동 압력 강하와 단상 유동 압력 강하의 합으로 표현된다. 이 중 2상 유동 압력 강하는 Quibén과 Thome[16]가 제시한 상관식을 적용하여, 2상 유동 형태에 따라 계산하였다.

(16)

∆ P_{2 ϕ} = 4 f_{2 ϕ} \frac{L_{2 ϕ}}{d_{i}} \frac{ρ_{g} u_{g}^{2}}{2}

여기서 f_2ϕ, u_g, ∆P_2ϕ는 각각 2상 마찰 계수, 기체 속도, 2상 압력 강하를 의미한다. Annular 유동과 Stratified- wavy 유동에서의 압력 강하는 Eq. 17 및 Eq. 18에 제시된 마찰 계수를 적용하여 계산되었다.

(17)

f_{annular} = 0.67 {(\frac{δ}{d_{i}})}^{1.2} {\{\frac{(ρ_{f} - ρ_{g}) g δ^{2}}{σ}\}}^{- 0.4} {(\frac{μ_{g}}{μ_{f}})}^{0.08} W e_{f}^{- 0.034}

(18)

f_{wavy} = \frac{f_{g} r θ_{d r y} + f_{annular} r (2 π - θ_{d r y})}{2 π r}

여기서 f_annular, f_g, f_wavy, μ_g, θ_dry는 각각 Annular 유동 마찰 계수, 기체 마찰 계수, Stratified-wavy 유동 마찰 계수, 기체 점도, 마름 각도를 의미한다. Stratified 유동의 압력 강하는 Intermittent 유동과 Annular 유동 사이의 천이 건도를 기준으로, Eqs. 19, 20, 21과 같이 계산되었다.

(19)

Δ P_{strat} = \{\begin{cases} Δ P_{f 0} {(1 - \frac{ϵ}{ϵ_{I A}})}^{0.25} + Δ P_{strat (x_{I A} \leq x)} {(\frac{ϵ}{ϵ_{I A}})}^{0.25} & x < x_{I A} \\ 4 f_{strat} \frac{L}{d_{i}} \frac{ρ_{g} u_{g}^{2}}{2} & x_{I A} \leq x \end{cases}

(20)

f_{s t r a t} = θ_{s t r a t}^{*} f_{g} + (1 - θ_{s t r a t}^{*}) f_{a n n u l a r}

(21)

x_{I A} = {[\{0.2914 {(\frac{ρ_{g}}{ρ_{f}})}^{- 1 / 1.75} {(\frac{μ_{f}}{μ_{g}})}^{- 1 / 7}\} + 1]}^{- 1}

여기서 f_strat, x_IA, ∆P_f0, ∆P_strat, ε, ε_IA, θ*_strat은 각각 Stratified 유동 마찰 계수, 천이 건도, 단상 유동 압력 강하, Stratified 유동 압력 강하, 공극률, 천이 공극률, 무차원 층화 각도를 의미한다.

응축기의 단상 영역과 증기관 및 액체관은 모두 단상 유동 영역에 해당하므로, 층류 및 난류 영역 모두에 적용 가능한 Churchill[17] 상관식을 적용하여 압력 강하를 계산하였다.

(22)

∆ P_{line} = f \frac{L}{d_{i}} \frac{ρ u^{2}}{2}

(23)

f = 8 {[{(\frac{8}{Re})}^{- 12} + {[{[- 2.457 \ln \{{(\frac{7}{Re})}^{0.9} + 0.27 \frac{ϵ_{s}}{d}\}]}^{16} + {(\frac{37530}{Re})}^{16}]}^{- 1.5}]}^{\frac{1}{12}}

여기서 ε_s와 ∆P_line은 표면 조도와 각 요소에서의 압력 강하를 의미한다.

윅에서의 압력 강하는 Darcy의 법칙을 이용하여 계산되었으며, 이는 Eq. 24와 같다.

(24)

Δ P_{wick} = \frac{μ_{f}}{K ρ_{f}} (\frac{\dot{m}}{A_{wick}}) t_{wich}

여기서 A_wick, K, t_wick, ∆P_wick은 각각 윅의 유동 단면적, 투과율, 윅 두께, 윅에서의 압력 강하를 의미한다.

3.3 수렴 조건

본 이론 모델에서는 증발기에서 발생하는 열누설을 기준으로 전체 에너지 평형의 만족 여부를 판단하였다. 열누설은 검사체적 4에 대해 유도된 Eq. 2와 열저항 모델을 통해 유도된 Eq. 25로 각각 표현할 수 있다. 보상실의 온도는 증발기 포화 온도를 기준으로 Clausius-Clapeyron 방정식을 적용하여 계산되었다.

(25)

Q_{h l} = \frac{k_{e f f} A_{wick}}{t_{wick}} (T_{sat, E V} - T_{C C})

(26)

T_{C C} = T_{sat, E V} - {\frac{\partial T}{\partial P}|}_{T_{sat, E V}} (Δ P_{E V - C C})

여기서 k_eff와 ∆P_EV-CC는 유효 열전도도와 증발기에서 보상실까지의 압력 강하를 의미한다. 윅의 유효 열전도도는 Maxwell 모델을 적용하였다.

(27)

k_{e f f} = k_{f} \frac{k_{s} + 2 k_{f} (1 - α) (k_{f} - k_{s})}{k_{s} + 2 k_{f} - (1 - α) (k_{f} - k_{s})}

여기서 k_f, k_s, α 는 각각 액체 열전도도, 고체 열전도도, 윅의 공극률을 의미한다. Eq. 2와 Eq. 25로 표현된 열누설이 서로 수렴할 때까지 반복 계산을 수행하여 증발기의 포화 온도를 도출한 후, 이를 윅의 증발 지점에서 증발기 표면까지의 열저항 모델인 Eq. 28에 대입함으로써 증발기 표면 온도를 계산한다.

(28)

T_{E V} = T_{sat, E V} + (\frac{t_{wick}}{k_{eff} A_{wick}}) Q_{i n}

여기서 T_EV는 증발기 표면 온도를 의미한다.

4. 결과 및 토의

4.1 증발기 형상에 따른 온도 분포 실험 결과

증발기 형상에 따른 열적 특성을 분석하기 위해 일정 열량을 인가하며 증발기 표면, 윅 하부, 보상실의 온도를 측정하였다. 실험은 히터 온도가 200°C에 도달할 때까지 수행되었다. Fig. 6은 인가된 열량에 따른 위치별 온도 측정 결과를 나타낸다. 본 실험에서는 증발기 커버 중앙의 1 cm × 1 cm 영역에 열량을 국부적으로 인가하였으므로, 히터에서 공급된 열은 열원 중심부로부터 증발기 가장자리 방향으로 확산된다. 이때 증발기 커버를 통해 확산되는 열량은 인가 열량 중 작동유체의 증발 잠열로 활용되는 비율에 따라 달라진다. 히터와 증발기 표면 사이의 열저항은 두 증발기에서 동일하므로, 두 지점 사이의 온도차는 증발기 커버를 통해 전달되는 열량에 비례한다. 따라서 본 연구에서는 이러한 열전달 경로를 고려하여 열원에 가장 인접한 위치에서 측정된 최고 온도를 증발기 표면의 대표 온도로 사용하였다. 두 증발기 모두 인가 열량이 증가함에 따라 증발기 표면 온도가 상승하였으며, 약 100°C 부근부터 온도 상승 기울기가 완만해지는 경향을 확인할 수 있다.

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Fig. 6.

Temperature distribution according to evaporator configuration.

ELR 증발기의 표면 온도는 전반적으로 EOR 증발기보다 높게 나타났는데, 이는 ELR 증발기에서 잠열을 이용한 증발이 상대적으로 활발하게 발생함에 따라 증발기 표면으로 전도되는 열량이 감소하고, 그 결과 히터와 증발기 표면 사이의 온도차가 감소하여 더 높은 표면 온도를 나타내기 때문이다. 반면, 열원 하부에 위치한 윅 하부의 온도는 EOR 증발기에서 더 낮게 나타났으며, 이는 EOR 증발기의 형상적 특성상 윅 하부가 보상실 내 작동유체와 직접 접촉하고 있기 때문이다. 이러한 영향으로 보상실 및 수조 출구 온도 또한 EOR 증발기에서 ELR 증발기보다 더 높은 값을 나타냄을 확인할 수 있다.

Fig. 7은 Fig. 6의 실험 결과를 바탕으로 히터에서 증발기 표면까지의 온도차와 증발기 표면에서 보상실까지의 온도차를 비교한 그래프이다. 히터에서 증발기 표면까지의 온도차는 EOR 증발기에서 더 크게 나타났으며, 이는 앞서 설명한 바와 같이 잠열을 활용한 증발이 상대적으로 적게 발생하여 증발기 표면으로 전도되는 열량이 증가하였기 때문이다.

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Fig. 7.

Temperature difference according to evaporator configuration.

한편, 증발기 표면에서 보상실까지의 온도차는 ELR 증발기에서 더 크게 나타났는데, 이는 ELR 증발기의 형상적 특성상 보상실까지의 열수송 경로가 상대적으로 길고 얇아 열저항이 크기 때문이다. 이러한 경향은 Maydanik 등[13]이 보고한 기존 연구 결과와도 일치한다.

4.2 이론 모델을 통한 최대 열전달량 결과

증발기 형상에 따른 실험 결과를 이론 모델에 적용하여 루프 히트파이프의 최대 열전달량과 열저항을 분석하였다. 본 실험은 대기압에서 수행되었으며, 이에 따라 증발기의 포화 온도는 약 100°C로 유지된다. 이러한 조건을 고려하여, 실험에서 측정된 보상실 온도와 동일한 윅의 열저항을 이론 모델에 대입하여 성능 예측을 수행하였다. Fig. 8은 실험 결과를 기반으로 증발기 형상에 따른 루프 히트파이프의 최대 열전달량 및 온도를 예측한 결과이다. EOR 증발기의 최대 열전달량은 260 W로, ELR 증발기의 최대 열전달량인 210 W보다 약 24% 더 높은 값을 나타냈다. 이는 EOR 증발기에서 열누설이 상대적으로 크게 발생하여 증발기 온도가 높게 나타나지만, 작동유체의 증발량이 감소함에 따라 루프 내 압력 강하가 상대적으로 적게 발생하기 때문이다. 그 결과 모세관 제한 조건이 보다 완만하게 충족되어 최대 열전달량이 증가한다. 반면, 이러한 특성으로 인해 Fig. 8(b)에 나타낸 바와 같이 EOR 루프 히트파이프의 전체 열저항은 ELR 루프 히트파이프보다 더 크게 나타나는 것을 확인할 수 있다.

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Fig. 8.

Theoretical results according to evaporator configuration.

5. 결 론

본 연구는 심우주 탐사용 추진 및 발전 시스템의 열관리를 위한 루프 히트파이프의 증발기 형상이 최대 열전달량에 미치는 영향을 분석하기 위해 서로 다른 증발기 형상을 갖는 루프 히트파이프의 열 성능을 실험적 및 이론적으로 분석하였다. 보상실의 위치에 따라 ELR 및 EOR 형상의 모사 증발기를 제작하여 일정 열량에 대한 온도 분포를 측정하였다. 실험 결과, ELR 증발기의 표면 온도는 EOR 증발기보다 높게 나타난 반면, EOR 증발기의 보상실 온도는 ELR 증발기보다 더 높게 나타났다. 이는 EOR 증발기의 열누설이 ELR 증발기에 비해 상대적으로 크게 발생하기 때문이다. 또한 실험 결과를 이론 모델에 적용한 결과, 열누설이 상대적으로 작은 ELR 루프 히트파이프는 EOR 루프 히트파이프에 비해 증발기 온도와 전체 열저항이 낮게 나타났다. 그러나 ELR 형상에서는 작동유체의 질량유량 증가로 인해 루프 내 압력 강하가 증가함에 따라 최대 열전달량이 EOR 형상보다 낮게 나타났으며, 그 결과 EOR 형상이 ELR 형상에 비해 약 24% 높은 최대 열전달 성능을 나타냈다. 결론적으로 핵전기추진 시스템 및 차세대 인공위성과 같은 높은 최대 열전달량이 요구되는 고열유속 우주 시스템에는 EOR 형상의 루프 히트파이프가 더욱 유리할 것으로 판단된다.

Acknowledgements

이 논문은 2026년도 정부(방위사업청)의 재원으로 국방기술진흥연구소의 지원을 받아 수행된 연구임(협약번호 KRIT-CT-22-022, 초고열유속 냉각시스템 특화연구실).

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Journal of the Korean Society of Propulsion Engineers ISSN:1226-6027(Print) 2288-4548(Online) 한국추진공학회지

Preview

Effect of Compensation Chamber Locationon the Thermal Performance of a Flat Loop Heat Pipe

ABSTRACT

MAIN

Fig. 1.

Schematic diagram of test sections.

Fig. 2.

Experimental apparatus.

Fig. 3.

Thermocouple positions.

Fig. 4.

Energy balance of the theoretical model.

(1)

(2)

(3)

(4)

Fig. 5.

Two-phase flow regime map[14].

(5)

(6)

(7)

(8)

(9)

(10)

(11)

(12)

(13)

(14)

(15)

(16)

(17)

(18)

(19)

(20)

(21)

(22)

(23)

(24)

(25)

(26)

(27)

(28)

Fig. 6.

Temperature distribution according to evaporator configuration.

Fig. 7.

Temperature difference according to evaporator configuration.

Fig. 8.

Theoretical results according to evaporator configuration.

Acknowledgements

References