Experimental analysis and modeling of oil effects on a microchannel evaporator

The present work is focused on the effect of the presence of lubricant oil in a microchannel evaporator for air conditioning purpose. This work is composed of two different sections. The first one is aimed to perform experiments to measure the effect of oil in the heat exchanger. The second one is to develop a semi empirical model of the coil so that it can be used to have a deeper comprehension of the effect of the oil. A certain amount of literature is available about the effect of oil during flow boiling and some works developed model for heat exchanger for pure refrigerant. On the other hand, little literature is available about modeling a microchannel evaporator when oil is present in the system. The unique feature of this work is the fact that measured at the same time the oil retention and the increase of pressure drop and the decrease of capacity caused by the presence of oil. In the present work two different heat exchangers were used, three saturation temperatures (1°C, 4.5°C and 10°C), three different type of refrigerants (R410A, R134a and R1234yf) and four oil mass fractions (0.5%, 1%, 3% and 5%). The oil was POE for all the experiments. In order to evaluate the effect of oil three parameters were used. The first one is the normalized oil retention volume (ORVN), to normalize it the volume of the coil was used. The second one is the heat transfer factor (HTF), the ratio between the capacity with and without oil. The third one is the pressure drop factor (PDF), ratio between the oil case and the case for pure refrigerant. The amount of oil retained increased as the oil mass fraction increased and the mass flux decreased in the heat exchanger. One of the heat exchanger showed an interesting filling mechanism in the outlet header. Even a very small oil mass fraction caused a large amount of oil to be retained in the coil. The presence of oil decreased the capacity of the coil. The oil made the mixture behave like a zeotropic fluid, as a consequence a part of refrigerant was still liquid at microchannel outlet. This caused a decrease in latent load and decreased the capacity of the coil. The capacity decreased about 8% when the oil mas fraction was 5%. Lubricant has a viscosity far larger than pure refrigerant. Furthermore the fact that is always liquid in the temperature range makes the flow always two phase in the heat exchanger. These facts caused the pressure drop to increase. The pressure drop showed to increase as the oil mass fraction increased. Pressure drop rose about 30% when the oil mass fraction was 5%. The model is based on the segmentation method. The heat exchanger is divided in smaller parts, 100 I the present work, the capacity of each segment is calculated using the ε-NTU method. For each segment pressure drop are calculated. Enthalpy and pressure at the outlet of a segment are given as input in the downstream segment until the whole coil is solved. The model was validated in case of pure refrigerant. The predicted results were compared with the experimental results. The model was able to predict the capacity for all the tests with an error smaller than 5%, the mean absolute error was 1.4%. The 90% of the predicted values for pressure drop had an error smaller than 30%, the mean absolute error being 14%. Since the oil is not boiling in the working conditions of the tests, the vapor is considered as pure refrigerant. Correlations are used to calculate the properties of the oil-refrigerant mixture. Mixture properties are used to calculate the heat transfer coefficient and the pressure drop. The oil retained in the system is calculated using the void fraction for each segment. The amount of oil retained is under predicted, the values from the model are about one quarter of the experimental ones. The model, especially when R410A was used, provide a good agreement for the reduction of capacity caused by the presence of the oil. On the other hand, the model still under predict the increase in pressure drop caused by the oil.

Il presente lavoro studia gli effetti della presenza di olio lubrificante all’interno di un evaporatore a microcanale per la climatizzazione di ambienti. Il lavoro presentato ha una doppia finalità: il primo obiettivo è realizzare una serie di esperimenti per verificare gli effetti della presenza dell’olio, il secondo è realizzare un modello semiempirico dello scambiatore che possa aiutare a comprendere più approfonditamente il fenomeno. Una certa quantità di letteratura è disponibile a riguardo degli effetti dell’olio all’interno degli scambiatori e della modellazione di scambiatori di calore in caso di refrigerante puro. Al contrario ben poco materiale è stato prodotto a riguardo della simulazione dell’intero scambiatore in presenza di olio nel caso di un microcanale. Il presente lavoro è unico per le condizioni di lavoro utilizzate. L’utilizzo di un sistema specifico e non un intero sistema di climatizzazione ha permesso di evitare gli effetti della maldistribuzione per misurare contemporaneamente l’olio trattenuto nel sistema e il suo effetto sulla potenza termica scambiata e sulle perdite di carico. Si è lavorato con due differenti evaporatori a microcanale, tre temperature di saturazione (1°C, 4.5°C e 10°C), tre tipi di refrigerante (R410A, R134a e R1234yf) e quattro diverse concentrazioni di olio (0.5%, 1%, 3% e 5%). L’olio è stato Polioliestere (POE) per tutti gli esperimenti. Per valutare gli effetti dell’olio sono stati presi in considerazioni tre parametri. Il primo è il volume di olio trattenuto nel sistema normalizzato rispetto al volume dello scambiatore. Il secondo è il rapporto tra potenza termica scambiata in presenza e in assenza di olio. L’ultimo è il rapporto tra perdite di carico con e senza olio. La quantità di olio trattenuta nel sistema aumenta quando cresce la frazione massica di olio circolante nel sistema e al diminuire del flusso di massa all’interno dello scambiatore. Con uno degli scambiatori si è osservato un interessante fenomeno di riempimento dell’header di uscita, la presenza di una quantità anche minima di olio determina l’accumulo una consistente quantità di olio. La presenza di olio determina una riduzione della potenza termica scambiata. L’olio fa sì che la miscela si comporti come un fluido zeotropico, di conseguenza una parte del refrigerante non evapora causando una diminuzione dell’effetto utile. La potenza scambiata si riduce mediamente al 92% per una frazione di olio del 5% con un effetto proporzionale alla presenza di olio nel sistema. L’olio presenta una viscosità decisamente superiore a quella del refrigerante. Inoltre non evaporando rende il flusso bifase nella parte finale dello scambiatore. Tutto questo fa aumentare le perdite di carico. Le perdite di carico aumentano con la quantità di olio in circolo nel sistema. Le perdite di carico aumentano solitamente attorno al 30% quando la frazione di olio circolante è pari al 5%. Il modello si basa sul metodo di segmentazione. Lo scambiatore viene suddiviso in segmenti, 100 nel presente lavoro, la capacità termica di ciascuno di questi viene calcolata con il metodo ε-NTU. Per ogni segmento poi vengono calcolate le perdite di carico. La pressione e l’entalpia all’uscita da un segmento vengono usate come input per il successivo finche l’intero scambiatore viene risolto. Il modello è stato validato prima in caso di puro refrigerante. I risultati predetti sono stati confrontati con quelli sperimentali. Il modello è stato in grado di predire la potenza termica nella totalità degli esperimenti con un errore inferiore al 5% ed un errore medio dell’1.4% Il 90% delle previsioni delle perdite di carico è stato predetto con un errore inferiore al 30% e l’errore medio è del 14%. Essendo la tensione di vapore dell’olio pressoché nulla alle temperature considerate il vapore è considerato refrigerante puro. Sono state poi implementate le funzioni per calcolare le proprietà della miscela liquida in presenza di olio. Le proprietà di miscela sono state utilizzate per calcolare il coefficiente di scambio termico e le perdite di carico. L’olio trattenuto nello scambiatore è calcolato a partire dalla frazione di vuoto calcolata nelle varie parti dello scambiatore. La quantità di olio presente viene sensibilmente sottostimata, i valori predetti sono circa un quarto di quelli misurati. Il modello, in particolare quando viene usato R410A, coglie la riduzione di potenza termica scambiata. Invece il modello generalmente sottostima l’aumento di perdite di carico legato alla presenza di olio.