Design and Verification of a Depressurization System for Liquid Nitrogen Densification for Liquid Oxygen Subcooling

Janghwan Lee; Yongwook Kim; Youngsung Ko

doi:10.6108/KSPE.2026.30.4.054

Preview

RESEARCH PAPERS

Journal of the Korean Society of Propulsion Engineers. 31 August 2026. 54-63
https://doi.org/10.6108/KSPE.2026.30.4.054

Design and Verification of a Depressurization System for Liquid Nitrogen Densification for Liquid Oxygen Subcooling

액체산소 과냉각을 위한 액체질소 고밀도화 감압시스템 설계 및 검증

Janghwan Lee^a^b

Yongwook Kim^a

Youngsung Ko^b^*

이 장환^a^b

김 용욱^a

고 영성^b^*

^aLaunch Vehicle Propulsion System Team, Korea Aerospace Research Institute, Korea

^bDepartment of Aerospace Engineering, Chungnam National 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

Applying propellant densification can increase the amount of propellant loaded into a launch vehicle's tank, thereby enhancing its performance. This study designed and constructed a depressurization system using a vacuum pump to densify cryogenic fluid, liquid nitrogen, and verified its performance through testing. Experiments to verify liquid nitrogen densification were conducted and categorized based on the circulation of liquid oxygen. In the heat exchanger-only test, liquid nitrogen densification was achieved up to 66 K, and in the liquid oxygen circulation test, liquid nitrogen reached 70 K, confirming that it met the requirements of the depressurization system.

Keywords

LN2

Subcooled

Densification

Vacuum Pump

추진제 고밀도화를 적용하여 발사체 탱크에 더 많은 추진제를 탑재하여 발사체의 성능을 향상시킬 수 있다. 본 연구는 극저온 유체인 액체질소를 고밀도화하기 위해 진공펌프를 사용한 감압시스템을 설계 및 구축하였고, 시험을 통해 검증하였다. 액체질소 고밀도화 검증을 위한 시험을 액체산소의 순환 여부에 따라 구분하여 수행하였으며, 열교환기 단독시험에서 66 K까지 액체질소의 고밀도화를 수행하였고, 액체산소 순환시험에서 액체질소가 70 K까지 도달하여 감압시스템의 요구조건에 부합하는 것을 검증하였다.

키워드

액체질소

과냉각

고밀도화

진공펌프

MAIN

1. 서 론
2. 감압시스템 설계
2.1 감압시스템 개념설계
2.2 진공펌프 용량 선정
2.3 히터 설계
3. 시험 결과
3.1 액체질소 고밀도화 단독시험
3.2 액체산소 순환 연계 액체질소 고밀도화 시험
3.3 온수식 히터 시험결과
4. 결 론

1. 서 론

발사체 추진제의 고밀도화는 한정된 발사체 추진제 탱크 체적 조건에서 추진제 탑재 질량을 증가시켜 발사체 성능을 향상시키는 효과적인 방법으로 알려져 있다[1,2,3,4,5]. 이러한 추진제 고밀도화는 일반적으로 극저온 추진제를 포화 비등점 이하로 과냉각함으로써 달성되며, 이를 위해서는 안정적인 극저온 환경을 구현하고 유지할 수 있는 열관리 시스템이 필수적이다. 극저온 유체의 과냉각을 구현하기 위한 대표적인 방법은 열교환기를 활용하는 것으로, 이 방식은 다른 방식에 비해 냉각 성능과 경제적인 측면에서 장점이 있다. 액체수소의 과냉각에는 압축기가 적용된 열교환기가 필요하며, 액체질소 열교환기에 압축기를 결합하여 추가 냉각을 수행하는 방식 또한 가능하다[1]. NASA의 Glenn Research Center(GRC)는 1940년대부터 극저온 기술 연구를 수행해 왔으며, 발사체 적용을 위한 고밀도 액체 추진제 시스템의 생산 및 운용 기술 개발하였다. 1990년대 재사용발사체 X-33의 개발 과정에서는 압축기, 열교환기, 순환펌프로 구성된 고밀도화 시스템을 설계하여 15 K의 과냉각 액체수소와 67 K의 과냉각 액체산소 구현을 목표로 냉각 시험을 진행하였다. 시험 결과, 액체질소는 66.7 K까지, 액체수소는 16.7 K까지 고밀도화하는 데 성공하였다[2,3]. 이후 X33/RLV의 개발을 위하여 GRC보다 4~11배 큰 규모의대형 시험설비에서 기준비등점(normal boiling point) 액체질소를 활용한 1차 열교환기와 압축기를 사용하여 액체질소의 고밀도화를 수행한 2차 열교환기로 구성된 시스템을 구축하였으며, 시험을 통해 93.3 K의 액체산소를 66.7 K까지 고밀도화를 수행하여 시스템 성능을 검증하였다[4]. 또한, 미국의 상업발사체 Taurus II는 1단 과냉각 산화제 탑재를 위한 지상 시험에서 기준비등점 액체질소 열교환기를 사용하여, 열교환기 입구 94 K 포화상태 액체산소를 열교환기 출구에서 77.9 K까지 과냉각하였으며[6], 시안 교통대학교 Yuan Ma 등은 액체산소의 과냉각을 수행하기 위하여 기준비등점 액체질소 1차 열교환기와 진공펌프를 설치한 고밀도화 액체질소 2차 열교환기를 적용하였으며, 순환시험을 통해 저장탱크 내부 액체산소 온도를 70 K까지 고밀도화하였다[7]. 상해 교통대학교 X.Y. Xu 등은 액체질소 탱크, 펌프, 열교환기 및 진공펌프로 구성된 감압형 극저온 냉각 시스템을 제작하였고, 실험과 시뮬레이션을 통해 동적 성능 분석을 수행하였다[8].

일반적으로 액체질소는 열교환 매체로 널리 활용되지만, 액체질소 기준비등점 이하로 냉각하기 위해서는 열교환기 외의 추가 장치가 필요하다. 감압 냉각 방식은 시스템 구성이 비교적 단순하고, 별도의 냉동 사이클 없이도 효과적으로 극저온 유체의 온도를 하강할 수 있다. 특히 압축기나 진공펌프는 단순한 배기 장치를 넘어 극저온 유체의 포화 조건을 직접 제어하는 핵심 구성 요소로 작용하므로 추진제 고밀도화 시스템에서 감압시스템의 성능 검증은 전체 과냉각 시스템의 운전 한계를 결정하는 중요한 기술 요소이다. 따라서, 본 연구에서는 액체산소의 과냉각을 위한 고밀도 액체질소 감압시스템을 설계하고, 그 성능을 실험적으로 검증하고자 한다. 또한, 감압시스템의 설계 과정과 실험을 통해 성능 특성을 분석함으로써, 추진제 고밀도화를 위한 감압시스템 설계에 필요한 기초 자료를 제공하고자 한다. 본 연구에서 고밀도화는 단위 체적당 질량이 증가하는 현상을 의미하며, 액체질소는 Fig. 1과 같이 포화압력이 감소하면 포화온도는 하강하고 밀도는 증가하는 열역학적 특성을 가진다.

https://cdn.apub.kr/journalsite/sites/jkspe/2026-030-04/N0580300406/images/kspe_2026_304_054_F1.jpg

Fig. 1.

Liquid nitrogen saturation curve[9].

이러한 극저온 유체의 특성을 이용하면 기준비등점보다 낮은 온도의 냉열을 확보할 수 있다. 기준비등점의 액체질소만으로도 액체산소의 과냉각은 가능하지만, 구현 가능한 최저 냉각온도가 액체질소의 기준비등점으로 제한되므로 더 낮은 온도의 냉열을 얻기 위해서는 액체질소의 추가적인 고밀도화가 필요하다[10]. 이에 본 연구에서는 진공펌프 기반의 감압시스템을 적용하여 액체질소의 포화압력을 감소시키고 강제 비등을 유도함으로써 냉각 잠열을 확보하고자 하였다. 또한, 고밀도화된 액체질소를 열원으로 사용하고 순환펌프로 액체산소를 열교환기에 순환시켜 저장탱크 내부 액체산소의 과냉각을 수행하였다.

2. 감압시스템 설계

2.1 감압시스템 개념설계

본 연구의 감압시스템은 Fig. 2에 제시한 액체산소 과냉각 시스템의 일부로, 액체산소 과냉각 요구 온도는 75 K 이하이므로 기준비등점이 78 K인 액체질소만으로는 목표 온도 달성이 불가능하다[11]. 따라서, 열교환기 내부의 액체질소를 목표 온도보다 낮은 온도로 고밀도화하여, 액체산소의 추가적인 과냉각을 수행할 필요가 있다. 이를 위해 본 연구의 감압시스템은 진공펌프를 사용하여 액체질소 열교환기 상부의 기체질소를 배기함으로써 열교환기 내부 압력을 저하시키고, 액체질소의 포화온도를 낮추는 방식으로 작동한다. 이때, 배기되는 기체질소는 저온 상태로 유출되므로 진공펌프의 안정적인 운전을 위해 진공펌프 전단에 기체질소를 상온으로 가열하는 히터를 배치하였다. 액체질소의 고밀도화 목표 온도는 질소의 삼중점(약 63 K)을 고려하여 70 K으로 설정하였으며, 감압시스템의 요구조건을 Table 1에, 시스템 구성의 개략도를 Fig. 3에 나타내었다.

https://cdn.apub.kr/journalsite/sites/jkspe/2026-030-04/N0580300406/images/kspe_2026_304_054_F2.jpg

Fig. 2.

LOX subcooling system schematic.

Table 1.

Key parameters of depressurization system design.

Key parameters	Requirements
LN2 target temperature	70 K
LN2 target pressure	0.0385 MPa
Heat exchanger volume	189 L
LOX tank volume	100 L
LOX circulation flow rate	0~5 LPM
Operating time	< 1 hour

https://cdn.apub.kr/journalsite/sites/jkspe/2026-030-04/N0580300406/images/kspe_2026_304_054_F3.jpg

Fig. 3.

Depressurization system schematic.

감압시스템 설계는 열교환기, 진공펌프, 히터가 유기적으로 결합된 전체 시스템을 대상으로 수행되어야 한다. 설계 절차는 액체산소 저장탱크 용량과 순환유량, 냉각 요구시간에 따라 열교환기 용량을 산정하는 단계에서 시작되며, 이후 진공펌프 용량 선정과 온수식 히터의 설계 순서로 진행된다. 각 구성요소는 상호 연관되어 있으므로 하나의 장치 사양 변경은 다른 장치의 설계 조건에도 영향을 미친다. 따라서, 열교환기와 진공펌프, 그리고 히터의 반복적인 설계를 수행하여 시스템의 최적화를 달성해야한다. 본 연구에서는 Table 1에 제시된 요구조건을 초기값으로 설정한 후, 각 기기류의 설계 결과를 바탕으로 전체 감압시스템을 구성하였다.

2.2 진공펌프 용량 선정

액체질소를 고밀도화하기 위해 진공펌프를 가동하면, 열교환기 상부를 통해 기체질소가 배출되면서 열교환기 내부 압력이 감소한다. 이 과정에서 기화 잠열에 의한 냉각이 발생하며, 이에 따라 포화온도가 하강한다. 진공펌프에 의해 배기되는 증기 질량유량은 펌프 용량에 의해 결정되며, 압력 감소에 따라 증기 밀도가 감소하므로 일정 회전속도로 운전하는 용적식 펌프의 경우 배기 질량유량도 점진적으로 감소한다. 이로 인해 냉각 초기에는 상대적으로 높은 증기 밀도와 안정적인 증발 질량유량이 유지되어 액체질소의 온도가 시간에 대해 거의 선형적으로 감소한다. 그러나, 삼중점에 근접할수록 포화압력과 증기 밀도가 급격히 감소하여 증발 질량유량이 감소하고 냉각 속도도 현저히 저하된다. 결과적으로 목표 온도에 근접할수록 냉각 시간은 비선형적으로 증가하는 경향을 보인다. 따라서, 펌프 효율과 목표 온도 및 압력 조건에서의 기체 밀도를 고려하여 적정한 진공펌프 용량을 선정해야 한다. 한편, 진공펌프 용량을 선정하기 위해서 냉각시스템에 필요한 냉각열량을 산정해야하고, 시스템의 총 냉각열량( $Q_{t o t a l}$ )은 Eq. 1과 같이 열교환기에 충전된 액체질소의 고밀도화에 필요한 냉각 열량( $Q_{L N 2}$ ), 액체산소 냉각에 필요한 열량( $Q_{L O X}$ ), 외부 열유입( $Q_{i}$ )과 구조물 냉각에 필요한 열량( $Q_{H E X}$ )을 구분하여 계산할 필요가 있다.

(1)

Q_{t o t a l} = Q_{L N 2} + Q_{L O X} + Q_{i} + Q_{H E X}

(2)

Q_{L N 2} = m_{L, L N 2} (h_{78 K} - h_{70 K})

(3)

{\dot{Q}}_{L O X} = {\dot{m}}_{L O X} (h_{i n} - h_{o u t})

(4)

{\dot{Q}}_{L N 2, l a t e n t} = {\dot{m}}_{f l a s h} h_{f g} = {\dot{Q}}_{e v a p o r a t e}

(5)

t = Q_{t o t a l} / {\dot{Q}}_{e v a p o r a t e}

열교환기에 대기압 포화상태로 충전된 액체질소를 70 K까지 고밀도화하기 위한 냉각 열량은 Eq. 2를 이용하여 계산할 수 있으며, 열교환기 최대 충전량 기준 약 2.2 MJ의 냉각열량이 필요하다.

순환되는 액체산소의 냉각에 필요한 열전달률 은 Eq. 3에 따라 입구와 출구의 엔탈피 차와 순환 유량의 곱으로 표현되며, 최대 2.4 kW가 요구된다. 또한, 완충된 액체산소를 목표온도 75 K까지 냉각하는데 필요한 총 열량은 약 2.5 MJ로 계산된다.

외부 열유입은 감압시스템에 유입되는 외부 열의 합으로 열교환기 및 배관에 일반 단열재를 적용한 조건에서 전체 열유입을 0.1 kW로 가정하였고, 구조물 열용량은 열교환기의 총 질량, 재료 비열, 온도 차이를 고려하여 산정하였다. 앞서 구한 냉각열량을 모두 합하면 시스템 운영시간을 1시간 기준으로 냉각열량은 최대 6.3 MJ으로 계산된다.

시스템 냉각은 진공펌프에 의해 유도되는 증발잠열에 의해 이루어지므로, 액체질소 잠열에 의한 열전달률( ${\dot{Q}}_{L N 2, l a t e n t}$ )과 진공펌프에 의한 냉각률( ${\dot{Q}}_{e v a p o r a t e}$ )은 동일한 값을 가진다. Eq. 4와 같이 액체질소의 잠열에 의한 열전달률은 증발 질량유량과 증발잠열의 곱으로 계산된다. 이에 따라, 최소 32 kg 이상의 액체질소가 필요하며, 요구 냉각 시간을 고려할 때, 최소 5.1 kW의 열전달률이 필요하며, 초기 부하 시 약 63 g/s 이상의 증발 유량이 요구되며, 진공펌프는 해당 증발 유량 이상을 처리할 수 있는 배기 용량을 가져야 한다.

진공펌프로 유입되는 기체질소 온도와 압력조건에 따라 밀도가 변하므로 밀도 변화를 고려하기 위해 히터 출구 온도를 298 K으로 설정하고 진공펌프 용량을 산정하였다. Fig. 4에 나타낸 바와 같이 열교환기 내부 압력이 감소함에 따라 밀도가 감소하여 일정한 회전속도로 작동되는 진공펌프의 배기 질량 유량은 감소한다. 최종적으로 진공펌프 용량은 배관 손실, 펌프 효율, 초기 가동 시 부하와 설계 여유를 종합적으로 고려하여 4,800 LPM으로 선정하였으며, 시스템 구성은 2,400 LPM 2기를 병렬로 구성하였다.

https://cdn.apub.kr/journalsite/sites/jkspe/2026-030-04/N0580300406/images/kspe_2026_304_054_F4.jpg

Fig. 4.

Heat exchanger pressure vs vacuum pump flow rate(4800 LPM).

액체질소의 고밀도화를 수행하는데 소요되는 냉각시간은 Eq. 5에 따라, 시스템 전체의 열량을 증발 냉각률로 나누어 구할 수 있다. 시스템 전체의 열량은 앞서 산정한 바와 같이 최대 6.3 MJ이고, 증발 질량 유량은 진공펌프의 효율과 컨덕턴스를 고려하여, 선정된 진공펌프 용량의 70%를 적용하여 계산하였다. 그 결과, 열교환기 수위를 완충한 조건에서 78 K의 액체질소를 70 K까지 고밀도화되기까지의 소요시간은 열교환기 단독시험 시 약 6분 40초, 액체산소 순환을 동반할 때는 약 12분으로 계산된다.

2.3 히터 설계

본 연구의 감압시스템에 적용한 진공펌프는 상용 로터리 베인(rotary vane) 펌프로, 확보가 용이하고 다양한 산업 분야에서 널리 사용되고 있다. 그러나 해당 펌프는 외부 온도 범위의 제한과 유입되는 기체 온도의 사용 범위가 제한된다. 특히, 펌프 오일은 저온 물성 변화에 따라 운전 안정성이 영향을 받는다. 따라서, 진공펌프 제조사가 제시하는 사용 가능 외기 온도 범위(280 ~ 313 K)와 펌프 오일의 유동점(pour point)을 고려한 시스템 설계를 수행해야 한다. 일반적으로 진공펌프용 오일의 유동점은 263 ~ 293 K으로 알려져 있으며, 저온 환경에서 오일 온도가 유동점에 근접할수록 점도가 증가하여 윤활 성능과 기밀 성능을 안정적으로 유지하기 어렵다. 이러한 문제를 해결하기 위해 본 연구에서는 저온의 기체질소를 진공펌프의 운전 가능 온도 범위로 가열한 후, 공급하도록 진공펌프 전단에 히터를 설치하였으며, 히터의 요구조건을 Table 2에 정리하였다. 이때, 히터로 유입되는 가스질소 온도는 열교환기 액체질소 포화온도와 동일하다고 가정하였다.

Table 2.

Key parameters of heater design.

Parameter	Value	Unit
$T_{w a t e r}$	303	K
$T_{i n, G N 2}$ ( $T_{s a t, L N 2}$ )	70	K
$T_{o u t, G N 2}$	298	K
${\dot{V}}_{G N 2}$	4800	LPM

2.3.1 히터 전력 설계

본 연구에서 감압시스템에 적용할 히터 적용 방식은 설치 면적이 작고, 전력 제어를 통한 가열량 조절이 용이하며, 온수의 초기 온도 제어를 통해 안정적인 출구 온도를 유지할 수 있는 전열 온수식 히터로 선정하였다. 히터의 전력 설계를 위해 설계 유량, 설계 압력, 입출구 온도 조건이 필요하며, 유체의 상변화 여부도 고려해야 한다. 즉, 진공펌프 배기 용량과 운전 조건을 기반으로 저온 기체질소의 가열에 필요한 히터 사양을 결정해야 한다. 앞서 언급한 바와 같이 진공펌프의 운전 가능한 온도 범위를 만족하기 위해 히터 출구 온도를 298 K로 설정하였다. 진공펌프에 의해 기체질소가 토출되기 때문에 유입되는 질소는 상변화가 없는 기체 상태이며, 액체질소의 고밀도화 과정에서 발생하는 기체질소는 진공펌프의 운전 조건에 따라 유량과 온도가 시간에 따라 변화하는 과도 (transient) 특성을 나타낸다. 이에 따라, 질소 배기 유량에 따른 열전달률을 계산하고 이를 기반으로 실제 적용할 히터 용량을 선정하였다. Eq. 6에 따라 기체질소의 현열을 계산할 수 있고, 열전달률( $\dot{Q}$ )과 히터 전력( $P_{H e a t e r}$ )이 같을 때 온수가 일정하게 유지된다. ( ${\dot{m}}_{G N 2}$ 은 기체질소 질량 유량, $h_{i n}$ 와 $h_{o u t}$ 는 히터 입구와 출구 기체질소의 엔탈피)

(6)

\dot{Q} = P_{H e a t e r} = {\dot{m}}_{G N 2} (h_{o u t} - h_{i n})

Table 2의 히터 요구조건에 따라 히터로 유입되는 기체질소 온도는 열교환기 내부 액체질소의 포화온도이며, 히터 출구 목표온도 298 K까지 가열에 필요한 열전달률을 계산하여 Fig. 5에 나타내었다. 액체질소의 고밀도화가 진행될수록 진공펌프를 통해 토출되는 기체질소의 질량 유량이 감소하므로, 최대 가열 전력은 배기량이 가장 큰 초기 운전단계에서 요구된다.

https://cdn.apub.kr/journalsite/sites/jkspe/2026-030-04/N0580300406/images/kspe_2026_304_054_F5.jpg

Fig. 5.

Requirements of heat duty.

반면에, 기체질소 배기량이 가장 적은 고밀도화 목표 온도 영역에서 최소 가열 전력이 요구된다. 진공펌프의 실제 배기용량이 70% 수준으로 예측하고, 히터의 운전 특성과 효율을 고려하여 최대 열부하의 약 60% 수준에 해당하는 7 kW급 전열기 2기를 설치하여 총 14 kW의 히터 용량을 적용하였다.

2.3.2 온수 열용량 설계

저온의 기체질소가 히터로 유입되어도 히터 내부의 온수는 일정한 온도 범위로 유지되어야 한다. 초기 가동 시 최대 부하에 의해 온수 온도가 감소할 것을 고려하여 온수 목표 유지 온도는 303 K으로 설정하였다. 온수식 히터의 크기는 충분한 배관 전열면적을 수용할 수 있도록 선정하였으며, 전기 히터 용량을 고려하여 전체 온수량을 결정하였다. 물의 용량이 적으면 온수 온도 변동이 커지고, 반대로 온수량이 많을 경우 설정 온도까지의 가열 시간이 증가하며 설치 면적 또한 증가한다. 이를 고려하여 히터 작동시 온수의 분당 온도 변화가 1 K 이하가 되도록 물의 총량을 약 250 kg으로 설계하였다. 설계된 온수식 히터의 열용량이 적절한지 평가하기 위해, 최대 부하 조건에서 지속 가능한 운전 시간( $t_{p e a k}$ )을 Eq. 7과 Eq. 8에 따라 계산하였다.

(7)

Q_{b u f f e r} = m_{w a t e r} C_{p} △ T_{a l l o w}

(8)

Q_{buffer} ≻ ({\dot{Q}}_{peak} - {\dot{Q}}_{heater}) \times t_{peak}

두 식에서 $Q_{buffer}$ 는 온수의 열용량 마진을 뜻하며, 히터 내부의 온수 용량( $m_{w a t e r}$ ), 물의 비열( $C_{p}$ ), 온도 차이( $△ T_{a l l o w}$ )의 곱으로 계산된다. 또한, ${\dot{Q}}_{p e a k}$ 는 시스템에 필요한 최대 열전달률을 의미하며, ${\dot{Q}}_{h e a t e r}$ 는 선정된 히터의 열전달률을 의미한다. 최대 운전 부하 시간( $t_{p e a k}$ )이 약 38분 동안 유지될 경우 온수 온도가 30℃에서 10℃까지 하강하는 것으로 나타났다. 이는 감압시스템의 실제 운전 시간이 1시간 이내임을 고려할 때 적정한 용량임을 확인하였다. 또한, 감압시스템 운전 중 열교환기 내부 압력이 감소하면 진공펌프의 토출 질량 유량이 감소하여 히터 열부하도 감소하므로, 히터 전력 제어를 수행하지 않으면 물의 온도는 지속적으로 상승하게 된다. 따라서, 과도한 온도 증가를 방지하기 위해 설정 온도에 따라 히터 전원을 공급/차단하는 방식의 제어를 적용하였다.

2.3.3 전열면적 설계

감압시스템 운전 동안 히터 내부 배관에서는 대류 열전달이 지배적이며 기체질소는 상변화 없이 열을 흡수하여 온도가 상승한다. 배관 표면에서 열전달이 이루어지므로 충분한 전열면적 확보가 필요하다. 기체질소의 온도 상승 과정에서 배관 내부 및 외부에서의 대류 열전달 계수를 고려하여 총괄 열전달 계수(U, Overall heat transfer coefficient)를 Eq. 9를 통해 산정하였으며, Eq. 10을 통해 필요한 전열면적을 계산하였다. 이때, 대수온도 평균차( $T_{L M T D}$ )는 Eq. 11을 통해 계산할 수 있으며, $T_{0}$ 는 온수의 초기 온도, $T_{1}$ 은 공급되는 기체질소의 온도, $T_{2}$ 는 가열 후 배출되는 기체질소의 온도이다. 튜브 내부 대류 열전달 계수( $h_{i}$ )는 상변화가 없고, 진공펌프에 의해 강제 대류가 형성되므로 직선배관의 난류유동에 적용 가능한 Eq. 12의 Dittus Boelter 상관식으로 계산하였다[12]. 실제 배관은 나선형 배관 형태이지만, 예측의 불확실성으로 고려하지 않았다. 배관 외부의 대류 열전달 계수( $h_{o}$ )는 Eq. 13, 14와 같이 레일리수(Ra)와 너셀수(Nu)를 통해 도출하였으며, 참고문헌에 따라 실험적 상수는 C = 0.1, n = 1/3을 적용하였다[12].

히터의 필요 전열면적은 히터 전력과 마찬가지로 진공펌프에서 배기 유량에 영향을 받는다. 운전 초기에는 상대적으로 큰 질량의 기체질소가 토출되므로 높은 전력과 전열면적이 필요하지만, 운전 후반부에는 진공펌프의 배기 질량 유량이 감소하므로, 적은 전력과 전열면적이 요구된다. 대부분의 운전은 최소 부하에서 이루어질것으로 예상되므로 최소한의 전열면적을 적용하고자 하였으며, 배관 형상과 직경, 분기수가 변경될 경우, 열전달 계수도 변하므로, 반복 계산을 통해 최종 배관 형상과 전열면적을 결정하였다.

(9)

U = \frac{1}{[(\frac{1}{h_{0}}) + (\frac{δ}{K_{w}}) + (\frac{1}{h_{i}})]}

(10)

A_{required} = \frac{Q}{U \times T_{LMTD}}

(11)

T_{LMTD} = \frac{(T_{2} - T_{1})}{\ln \frac{(T_{0} - T_{1})}{(T_{0} - T_{2})}}

(12)

h_{i} = 0.023 (k / d) R e^{0.8} \Pr^{0.4}

(13)

R a = G r Pr = \frac{g β (T_{s} - T_{\infty}) L^{3}}{ν α}

(14)

N U u = C (G r P r)^{n} = C (R a)^{n} = h_{o} L / k

3. 시험 결과

3.1 액체질소 고밀도화 단독시험

열교환기에 액체질소를 충전한 후 진공펌프를 가동하여 액체질소의 증발 냉각을 유도하여 포화압력에 따라 변화하는 포화온도를 관찰하였다. Fig. 6은 액체산소의 순환 없이 열교환기 단독으로 감압시스템을 운전한 시험 결과이다. 열교환기 최하부의 온도센서 TT8001를 계측한 결과, 초기온도 80 K에서 진공펌프 가동을 시작하였고, 액체질소 고밀도화 목표온도 70 K까지 약 8분 소요되었고 가동 후 약 13분에는 약 66 K까지 고밀도화됨을 확인하였다. 시험 중 진공펌프의 작동 고장으로, 압력센서의 값에 변동이 있었지만, 해당 사항이 전체 시험 결과에 유의미한 영향을 주지 않는 것으로 판단하였다.

https://cdn.apub.kr/journalsite/sites/jkspe/2026-030-04/N0580300406/images/kspe_2026_304_054_F6.jpg

Fig. 6.

Test result of LN2 temperature densification without LOX circulation.

열교환기 내부 레벨센서 미적용으로 액체질소 수위를 정확히 측정할 수 없지만 수직형 열교환기의 높이에 따라 일정한 간격(100 mm)으로 설치되어 있는 열전대 온도센서를 통해 충전된 액체질소 수위를 예측할 수 있다. 온도센서는 열교환기를 관통하여 설치하였으며 극저온 유체와 접촉하거나, 기체부를 측정할 때 급격한 온도 변화가 발생하므로 온도센서의 특성을 통해 액체질소 레벨을 추정하였다.

단독시험에서 충전된 액체질소 질량, 초기 온도, 히터 후단 온도를 고려한 고밀도화 예상 시간은 9분 21초이다. 진공펌프의 성능을 70%로 가정했을 때의 예상 시간으로 실제 시험과는 차이를 보였다. 따라서, 실제 시험 시간을 반영하면 진공펌프 성능은 약 85% 수준으로 판단된다.

PT8305는 열교환기 상부에 설치된 압력센서로 측정 범위는 0~10 bar(A)이며, PT8301은 진공펌프 전단에 설치된 압력센서로 0~2 bar(A)의 측정범위를 가진다. PT8305는 저압에서의 정확도가 상대적으로 낮아 진공펌프가 가동 중인 상황에서 PT83301보다 낮은 압력이 계측되었다. 또한, T형 열전대 온도센서의 측정 하한은 73K으로 보다 낮은 온도 측정에 대한 확인이 필요하다. 저압에서 PT8305보다 정확도가 높은 PT8301의 측정값을 NIST REFPROP 프로그램[9]으로 액체질소 포화온도를 확인한 결과, 1 K 내외의 오차를 확인하였다.

Fig. 7은 히터 후단의 온도센서(TT8302)와 압력센서(PT8301)의 측정값을 NIST REFPROP 프로그램[9]에 적용하여 밀도를 산출하고, 예상 진공펌프 배기량을 질량 유량으로 환산하여 나타낸 그래프이다. 선정된 진공펌프 용량 4800 LPM의 70%인 3360 LPM과 85%인 4080 LPM으로 질량 유량으로 환산하여 나타내었다. 앞서 예상한 바와 같이 진공펌프 운전을 시작하면서 열교환기의 상부의 얼리지 압력을 하강시키고, 액체질소의 포화압력이 저하 됨에 따라 배기 유량의 감소가 이루어지는 것을 확인하였다.

https://cdn.apub.kr/journalsite/sites/jkspe/2026-030-04/N0580300406/images/kspe_2026_304_054_F7.jpg

Fig. 7.

Vacuum pump discharge mass flow rate.

3.2 액체산소 순환 연계 액체질소 고밀도화 시험

액체산소를 순환하며 액체질소의 고밀도화 수행 시험 결과를 Fig. 8, 9에 나타내었다. Fig. 8은 열교환기측 데이터를 나타낸 그래프이며, 액체산소의 순환 시작 후 진공펌프를 가동하여, 열교환기 하부 온도센서(TT8001)를 통해 액체질소가 약 31분간 86 K에서 70 K까지 고밀도되었고 진공펌프 가동 약 72분 이후에는 64 K까지 고밀도화됨을 확인하였다. 액체산소의 순환으로 열교환기의 압력과 액체질소의 온도가 상승한 상태에서 감압시스템의 운전을 시작하였고, 초기 가동시 진공펌프의 과압을 방지하기 위해 설치한 진공펌프 전단 수동밸브의 완전 개방에 약 26분 정도 소요되어 고밀도화 시간이 증가하였으며, 압력센서 섭동도 크게 나타났다. 수동밸브 개방 시간을 단축하면 고밀도화에 소요 시간도 감소할 것으로 예상된다.

https://cdn.apub.kr/journalsite/sites/jkspe/2026-030-04/N0580300406/images/kspe_2026_304_054_F8.jpg

Fig. 8.

Test result of LN2 temperature densification with LOX circulation.

Fig. 9는 액체산소의 과냉각 상태를 분석하기 위해 런탱크 하부 온도센서(TT201)와 액체산소 순환 유량센서(FM2101-1)의 측정 결과를 나타내었다. 액체산소의 순환은 설계 유량인 약 0.1 kg/s로 안정적으로 공급됨을 확인하였으며, 액체산소가 약 93 K에서 약 76 K까지 과냉각됨을 확인하였다. 한편, 시스템 운전 시간동안 열교환기 내부 코일이 항상 액체질소에 잠겨 있도록 열교환기 높이와 체적을 열교환기 설계에 반영하였다.

https://cdn.apub.kr/journalsite/sites/jkspe/2026-030-04/N0580300406/images/kspe_2026_304_054_F9.jpg

Fig. 9.

LOX circulation mass flow rate and LOX & LN2 temperature.

그러나 목표시간 내에 액체산소의 과냉각이 완료되지 않을 경우, 액체질소 수위 감소로 인해 유효 열전달 면적이 줄어들며, 이는 결국 열전달 계수 저하로 이어져 과냉각 성능을 제한하게 된다. 실제로 운전시간 1시간을 초과한 후반부에서 액체질소의 수위가 낮아짐에 따라 열교환기 코일의 침전 깊이가 부족해졌고, 이로 인해 열교환 효율이 저하되어 액체산소의 온도 하강이 정체된 것으로 판단된다. 이후, 진공펌프의 작동 중단과 맞물려 온도가 다시 상승하는 경향을 보였다.

3.3 온수식 히터 시험결과

액체질소 고밀도화 단독시험의 온수식 히터 전단 온도센서(TT8301)와 히터 후단 온도센서(TT8302)의 측정 결과를 Fig. 10에 나타내었다. 진공펌프가 가동됨에 따라 히터 입구 온도는 146 K까지 급격히 하강하였으나, 히터 후단 온도는 온수식 히터에 의한 기체질소 가열에 의해 293 K에서 305 K까지 서서히 상승하였다. 온수 온도 계측 센서의 부재로 실시간 온도 확인은 어려우나, 히터 전력 차단 후에도 기체질소의 가열이 유지된 것은 온수식 히터의 열용량이 운전 시간에 대비하여 충분하여, 초기 충전된 온수의 현열만으로도 기체질소 가열이 가능했기 때문으로 판단된다.

https://cdn.apub.kr/journalsite/sites/jkspe/2026-030-04/N0580300406/images/kspe_2026_304_054_F10.jpg

Fig. 10.

Heater inlet & outlet temperature without LOX circulation.

Fig. 11은 액체산소의 순환을 연계한 고밀도화 시험의 온수식 히터 온도센서 측정결과를 나타낸 그래프이다. 단독시험 결과와 유사하게 히터 전단 온도센서(TT8301)는 약 133 K까지 급격히 하강였으나, 감압시스템이 가동되는 약 72분간 히터 출구온도(TT8302)는 293 ~ 297 K으로 안정적으로 가열되어 배출됨을 확인하였다. 운전 초기에는 높은 부하로 인하여 많은 전력이 필요하지만, 최대 부하 지속 시간이 짧고, 온수식 히터의 보유 온수량이 충분하므로 적절한 히터 용량 선정과 온수 열용량 마진이 확보된 것으로 판단된다. 30분 이후 히터 전단 온도 증가는 기체질소의 배기 유량이 감소함에 따라 온도가 상승한 것으로 보인다.

https://cdn.apub.kr/journalsite/sites/jkspe/2026-030-04/N0580300406/images/kspe_2026_304_054_F11.jpg

Fig. 11.

Heater inlet & outlet temperature with LOX circulation.

4. 결 론

본 연구에서는 액체질소의 고밀도화를 목적으로, 진공펌프 기반 감압시스템을 설계하고 그 성능을 실험적으로 검증하였다. 진공펌프의 목표 압력 범위와 배기 용량을 액체질소의 포화 특성을 기반으로 설정하였으며, 진공펌프의 안정적인 운전을 위해 온수식 히터를 적용하였다. 감압시스템을 이용한 실험 결과, 열교환기 단독시험 및 액체산소 순환시험에서 액체질소 고밀도화 목표온도인 70 K 수준까지 안정적으로 도달함을 확인하였다.

본 논문에서는 진공펌프 및 히터의 설계 과정과 주요 설계 고려사항을 제시하고, 실험을 통해 검증된 성능 특성을 분석함으로써, 추진제 고밀도화를 위한 감압시스템 설계에 대한 기초 자료를 제공하였다. 다만, 본 시스템의 단독시험 시 진공펌프 효율이 85% 수준으로 예상되며, 감압시스템의 설계 시 진공펌프의 특성을 고려한 설계가 필요할 것으로 판단된다. 또한, 진공펌프의 배기유량을 측정하여 보다 정확한 진공펌프 성능을 확인할 수 있을 것으로 사료된다.

과압방지 목적으로 설치한 수동밸브 조작에 의해 시스템 고밀도화 소요 시간이 크게 증가하였으며, 이는 운영절차의 보완을 통해 소요시간의 단축을 수행할 예정이다.

마지막으로, 액체질소의 상변화로 인해 열교환기 열전달 계수의 정량적 예측에 한계가 있으므로 시험을 통한 검증이 필요할 것으로 판단된다.

Acknowledgements

본 연구는 우주항공청의 재원으로 지원을 받아 수행된 것임(과제번호: RS-2023-00301757, 차세대발사체개발사업)

References

Fazah, M. M., “STS Propellant Densification Feasibility Study Data Book,” NASA/TM-108467, 1994.

Tomsik, T. M., “Recent advances and applications in cryogenic propellant densification technology,” NASA/TM-209941, 2000.

Tomsik, T. M., “Performance Tests of a Liquid Hydrogen Propellant Densification Ground System for the X33/RLV,” NASA/TM-107469, 1997.

10.2514/6.1997-2976

Tomsik, T. M., and Meyer, M. L., “Liquid oxygen propellant densification production and performance test results with a large-scale flight-weight propellant tank for the X33/RLV,” NASA/TM-216247, 2010.

Cho, N. K., Han, S. Y., Kim, Y. M., and Jong, S. K., “Review of Cryogenic Propellant Densification Technology,” Journal of the Korean Society of Propulsion Engineers, Vol. 9, No. 3, 2005, pp. 133-144.

Mcintosh, C. E., “Taurus II launch vehicle lox subcooler,” American Institute of Physics, Advances in Cryogenic Engineering, Vol. 1434, No. 1, 2012, pp. 1440-1446.

10.1063/1.4707071

Ma, Y., Gao, Y., Sun, Q., Gao, Q., Li, Y., and Xie, F., “Analysis and experimental investigation on the subcooling of liquid oxygen propellant,” Cryogenics, Vol. 124, No. 103468, 2022, pp.1-10.

10.1016/j.cryogenics.2022.103468

Xu, X. Y., Wang, W., Wang, B., and Zhang, H., “The dynamic performance of a compact LN2 depressurization cryocooling system,” Cryogenics, Vol. 132, No. 103682, 2023, pp. 1-9.

10.1016/j.cryogenics.2023.103682

Lemmon, E. W., Bell, I. H., Huber, M. L., and McLinden, M. O., National Institute of Standards and Technology, Standard Reference Database 23, USA, 2018.

Lee, J. H., Kim, Y. W., and Ko, Y. S., “Development of Subcooled Liquid Oxygen System for Liquid Rocket Engine,” International Astronautical Congress (IAC), Milan, Italy, C4-IP-55, Oct 2024.

10.52202/078371-0136

Lee, J. H., Kim, Y. W., and Ko, Y. S., “Design of Heat Exchanger for Small Scale Oxidizer Subcooling System,” 35th International Symposium on Space Technology and Sciences (ISTS), Tokushima, Japan, Jul 2025.

Vergman, T. L., Lavine, A. S., Incropera, F. P., and Dewitt, D. P., Fundamentals of Heat and Mass Transfer, 7th ed., John Wiley & Sons, USA, 2011.

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

Preview

Design and Verification of a Depressurization System for Liquid Nitrogen Densification for Liquid Oxygen Subcooling

ABSTRACT

MAIN

Fig. 1.

Liquid nitrogen saturation curve[9].

Fig. 2.

LOX subcooling system schematic.

Table 1.

Key parameters of depressurization system design.

Fig. 3.

Depressurization system schematic.

(1)

(2)

(3)

(4)

(5)

Fig. 4.

Heat exchanger pressure vs vacuum pump flow rate(4800 LPM).

Table 2.

Key parameters of heater design.

(6)

Fig. 5.

Requirements of heat duty.

(7)

(8)

(9)

(10)

(11)

(12)

(13)

(14)

Fig. 6.

Test result of LN2 temperature densification without LOX circulation.

Fig. 7.

Vacuum pump discharge mass flow rate.

Fig. 8.

Test result of LN2 temperature densification with LOX circulation.

Fig. 9.

LOX circulation mass flow rate and LOX & LN2 temperature.

Fig. 10.

Heater inlet & outlet temperature without LOX circulation.

Fig. 11.

Heater inlet & outlet temperature with LOX circulation.

Acknowledgements

References