Pega Hrnjak, Profesor y Co-Director, Air Conditioning and Refrigeration Center University of Illinois, Urbana Champaign President, Creative Thermal Solutions Traducido por Javier Cano, INTARCON

RESUMEN

Este artículo analiza las opciones para ampliar el uso del amoníaco en zonas densamente pobladas utilizando enfriadoras de baja carga para acondicionamiento de aire, refrigeración o la etapa de alta de un sistema en cascada. Se pone especial atención en la reducción de la carga en los intercambiadores de calor, especialmente en los condensadores de microcanales, junto con el uso de compresores herméticos de nuevo desarrollo.

1. DECLARACIONES BÁSICAS

No cabe duda que el amoníaco es un refrigerante muy eficaz, barato y natural. Más de un siglo de probado éxito en refrigeración industrial ha compensado la leve inflamabilidad, el mal o alarmante olor y la leve toxicidad de este refrigerante. Sin embargo, el amoníaco nunca ha sido bien aceptado como refrigerante para aplicaciones en entornos urbanos, sobre todo por su olor, que podía causar pánico en personas no familiarizadas con él. Por otro lado, el amoníaco es también uno de los pocos refrigerantes cuyo vapor es más ligero que el aire. Esa característica posiciona al amoníaco como una ventaja segura porque el vapor refrigerante no puede aumentar su concentración en el aire libre, evitando así que se alcancen valores de concentración superiores al LII (límite inferior de inflamabilidad) cuando se prevén vías de escape ascendentes y sin obstáculos. Además, el amoníaco tiene la menor necesidad de carga de refrigerante en los intercambiadores de calor de microcanales en comparación con cualquier otro refrigerante utilizado en la actualidad. Esto supone una excelente oportunidad para el uso del amoníaco como refrigerante en zonas urbanas: plantas enfriadoras herméticas de muy baja carga ubicadas en cubierta con la posibilidad de descarga libre de refrigerante a la atmósfera.

Tales sistemas de amoníaco de baja carga, pequeños (comparados con los de tamaño industrial), y en particular las plantas enfriadoras de líquido o chillers, utilizados para la refrigeración (comercial, supermercados, o similar) o el aire acondicionado, con un refrigerante secundario como parte de un circuito de distribución o como etapa de alta temperatura de un sistema en cascada, proporcionan un excelente potencial para la extensión del amoníaco en el mercado. De este modo, se pueden aprovechar al máximo las excelentes propiedades termodinámicas y termofísicas del fluido, haciendo posible que los sistemas cumplan con las restricciones locales gracias a la muy baja carga.

Estos sistemas son posibles e incluso realistas gracias a los recientes avances en los condensadores de microcanales refrigerados por aire, los aceites miscibles (incluso funcionarían soluciones no miscibles), los evaporadores de expansión directa de baja carga y, particulamenre, los compresores herméticos. Los compresores herméticos son muy importantes porque hacen que el amoníaco se asimile a cualquier refrigerante convencional utilizado hoy en día en las plantas enfriadoras.

El uso de intercambiadores de calor de microcanales fabricados en aluminio allana el camino para otra importante mejora potencial: la selección de materiales. El amoníaco siempre ha sido incompatible con el cobre. Eso ha supuesto un inconveniente frente a los sistemas que podían utilizar este material más ligero, más fácil de trabajar y menos corrosivo que el acero. La completa utilización de aluminio presenta otro potencial, aún no realizado, para una mayor competitividad del amoníaco. Con el aumento del coste del cobre, incluso en sistemas con refrigerantes convencionales, el aluminio está abriendo nuevas aplicaciones. Esta oportunidad debería aprovecharse para el amoníaco, y no deberíamos sorprendernos teniendo en cuenta algunos trabajos anteriores que incluyen condensadores de microcanales para amoníaco en pequeños sistemas (Litch y Hrnjak [9], [16], Hrnjak [18], [ 19]), mientras que por otro lado se anunció un nuevo compresor semihermético para su uso con amoníaco en la conferencia de Purdue de 2008.

2. POTENCIAL DE REDUCCIÓN DE CARGA

En comparación con otros refrigerantes, el amoníaco ofrece una excelente posibilidad de reducción de carga. Un primer análisis (que se suele presentar en función del flujo másico) indica altas pérdidas de presión en los flujos de amoníaco en comparación con otros refrigerantes. Esto es una consecuencia de la mayor velocidad del vapor de amoniaco más ligero y, por tanto, una mayor caída de presión para el mismo flujo de masa. Sin embargo, el alto calor latente del amoníaco puede dar lugar a una reducción de casi diez veces los caudales másicos necesarios para una misma potencia frigorífica. Un aspecto a menudo olvidado es que la mayor resistencia a la transferencia de calor en los condensadores está en el lado del aire, lo que reduce la necesidad de superficie de intercambio del lado del refrigerante.

Expondremos como el resultado global es muy positivo para el amoníaco en comparación con otros fluidos, lo que demuestra que el amoníaco puede funcionar muy bien en los intercambiadores de calor de microcanales. Además, la baja densidad del vapor contribuye a aumentar la fracción vacía en los intercambiadores de calor en comparación con otros refrigerantes.

Independientemente de las simplificaciones, estos resultados muestran claramente grandes oportunidades para la reducción de la carga de amoníaco en los intercambiadores de calor de microcanales en comparación con algunos otros refrigerantes. Los refrigerantes de bajo potencial de carga más cercanos en este ejemplo son los hidrocarburos, pero su alta solubilidad en aceite puede suponer otro problema a resolver.

La relativamente menor relación entre el área del lado del aire y del refrigerante en estos condensadores, en comparación con algunos diseños convencionales refrigerados por aire, se compensa con un coeficiente de transferencia de calor del lado del aire significativamente mayor.

Generalmente, la forma más sencilla de reducir la carga en los intercambiadores de calor es reducir el volumen interno mediante la reducción del diámetro interno, pero eso, en principio, aumenta la pérdida de carga. En realidad hay opciones más efectivas para reducir la carga:

• Reducir el volumen interno, pero sin aumentar la pérdida de carga;
• Actuar sobre el flujo de masa para aumentar la fracción vacía;
• Introducir cambios en el tipo de intercambiador de calor. 

La reducción del volumen interno sin un aumento de la caída de presión y de la resistencia a la transferencia de calor interna podría hacerse mediante la reducción del diámetro interno o el cambio de la forma (es decir, el aplanamiento de los tubos, que al final conducen a intercambiadores de calor de placas). Estas opciones modifican significativamente la relación superficie/volumen interna. El control de la caída de presión se realiza aumentando el número de pasos paralelos, con lo que se mantiene o incluso se reduce el flujo de masa. Este enfoque es muy eficaz, pero desgraciadamente da lugar otra serie de problemas: la distribución de la mezcla bifásica. Hay varias formas de mitigar los problemas de distribución, pero estas están fuera del alcance de este artículo.  

Aumentar la fracción vacía requiere una comprensión detallada del tema. Aunque la fracción vacía ha sido estudiada en profundidad (véase Zivi [ 14 ], Butterworth [5], Newell [ l O], etc.), hasta donde sabemos no hay datos sobre el amoníaco en microcanales, salvo las publicaciones de Litch y Hrnjak [9] y Adams, Hrnjak y Newell [ l ]. Normalmente, un determinado fluido y título de vapor local, podría lograrse cierta reducción de la carga (aumento de la fracción vacía) aumentando el flujo de masa o de calor, afectando al régimen del flujo, tal y como se debate en [22]. 

Adams, Hrnjak y Newell [1] arrojan algo de luz sobre la fracción vacía para el amoníaco en microcanales. Los principales hallazgos se muestran en las dos figuras siguientes (3 y 4) que presentan los datos de la fracción vacía en función del título de vapor para tres flujos másicos, junto con las predicciones de correlación de los modelos homogéneo y de Nino et al. [ 11]. El aumento del flujo másico suele traducirse en un aumento de la caída de presión, a menos que el diseño pase a tener múltiples canales paralelos y una longitud reducida. El flujo paralelo ofrece amplias posibilidades, pero el límite es un diseño de un solo paso.

Por otra parte, el flujo de calor, y en consecuencia el flujo másico, se ve afectado por la superficie de transferencia de calor. Normalmente, los intercambiadores de calor de aire se caracterizan por flujos de calor más pequeños. Aunque la menor transferencia de calor del lado del aire se compensa con aletas mejoradas, mientras que por su parte el agua mejora el flujo de calor y reduce la carga, se ha demostrado en varios casos que un condensador refrigerado por agua es con mucho, más fácil y más efectivo en la reducción de carga que condensador refrigerado por aire.

3. ENFOQUE Y PROGRESO EN INTERCAMBIADORES Y SISTEMAS DE CALOR DE BAJA CARGA

La reducción del volumen interno suele aumentar la relación superficievolumen y, por tanto, no afecta significativamente a la resistencia a la transferencia de calor (teniendo en cuenta que la transferencia de calor del lado del refrigerante casi nunca es el cuello de botella). Por lo tanto, reducir el diámetro hidráulico de manera que se minimicen los efectos de la caída de presión es un enfoque razonable. Una disposición en paralelo de los canales reduce la caída de presión, pero está limitada a un diseño de un solo paso. Llegado a este punto, el objetivo es el compromiso entre la caída de presión y la eficiencia.

Aumentar la fracción vacía mediante la manipulación del flujo de calor y masa ayuda en cierta medida. Las condiciones en las que se minimiza la retención de líquido suelen darse cuando las velocidades del líquido y del vapor son similares; esto ocurre sobre todo en los regímenes de flujo intermitente y de niebla. Los flujos másicos más elevados dan lugar a fracciones vacía ligeramente superiores. Los patrones de flujo en los microcanales también se ven afectados por la tensión superficial, ampliandose el rango en el que se observa el flujo intermitente, lo que resulta en fracciones vacía similares al flujo homogéneo en la mayor parte de la longitud del canal.

Los condensadores con eliminación intermedia de líquido ofrecen mejores características de transferencia de calor y menor retención de líquido, pero son más complejos. En el actual punto de desarrollo del intercambiador de calor, las menores cargas se han conseguido utilizando la solución de microcanales

y se presentarán más adelante con más detalle. No obstante, la tecnología de microcanales no es la única forma de reducir la carga. Se han conseguido muy buenos resultados utilizando condensadores o evaporadores de placas (soldados, con juntas, con cassette, carcasa y placas soldadas, etc…) con agua, u otros fluidos, en el otro lado. La industria de la automoción ha desarrollado evaporadores de placas para enfriamiento de aire, pero su aplicación se limita todavía a la climatización móvil (aeronáutica, automóviles, vehículos todoterreno, etc.).

Los evaporadores de spray también son conocidos por su baja carga. No hay que olvidar que en los intercambiadores de calor de microcanales una cantidad importante de líquido queda retenida en los cabezales.

Los valores típicos del inventario de refrigerante en grandes intercambiadores de calor industriales, según Pearson [13], se muestran en la Tabla 2.

Ayub en [1] a [3] informa sobre las bajas cargas en los evaporadores de pulverización y las recientes mejoras. Estos resultados se muestran en la Tabla 3

Pearson [ 13] informa de que el enfriador de “carga óptima” tenía una carga de 100g/kW. El valor óptimo tenía una carga adicional no especificada para fugas y funcionamiento. Litch y Hrnjak [9] presentaron los datos de algunos sistemas de amoníaco pequeños con cargas publicadas en la Tabla 4.

En el resumen de una década de reducción de carga, KTH, B. Palm [20] presentó un pequeño sistema de amoníaco (un montaje de laboratorio que simulaba una bomba de calor doméstica agua- agua) como parte del proyecto Sherhpa. Su mayor reto era hacer llegar el aceite al compresor en el sistema de expansión directa, por lo que utilizaron aceite miscible y un intercambiador de calor con canales estrechos. Se utilizaron los mismos intercambiadores de calor de aluminio como condensador y evaporador. También se probaron los intercambiadores de calor de placas y funcionaron bien como condensadores, pero no como evaporadores debido a los problemas de retorno de aceite. El sistema con un compresor abierto tenía una potencia de 9kW con 100g de carga (sorprendentemente 11g/kW).

4. EXPERIENCIAS CON INTERCAMBIADORES DE CALOR DE MICROCANALES

Los recientes avances en las tecnologías de fabricación de tubos de microcanales e intercambiadores de calor han dado lugar a la expansión de algunos importantes mercados de producción masiva y, en consecuencia, han abierto la oportunidad de reducir aún más los costes. Esta situación genera las posibilidades de aplicación de los intercambiadores de calor de microcanales en áreas con volúmenes de producción tradicionalmente más bajos, siendo el amoníaco uno de ellos.

Litch y Hrnjak [9] presentaron datos de una planta enfriadora de amoníaco con un condensador de microcanales refrigerado por aire. El resultado fue la enfriadora de amoníaco condensada por aire con la carga específica más baja de la que se tiene constancia en la literatura.

Se evaluaron dos condensadores de aluminio: uno con un solo tubo en serpentín y el otro con una disposición de tubos en paralelo entre colectores, con 24 tubos en el primer paso y 14 en el segundo. Cada tubo tiene 19 puertos triangulares de igual dimensión con un diámetro hidráulico inferior a 1 mm.

Las aletas son multilamina. El condensador en serpentín consiste en un solo tubo que pasa 16 veces a través de las aletas. Hay cinco puertos cuadrados mejorados en el tubo. Para más detalles consulte Litch & Hrnjak [9].

Se tomaron mediciones del rendimiento global de la transferencia de calor y de la carga de refrigerante para cada condensador y para el sistema en su conjunto. El intercambiador de calor de microcanales con flujo paralelo obtuvo mejores resultados en todos los aspectos. En general, el rendimiento del condensador se cuantificó en términos de valores U para diferentes caudales de aire y condiciones de recalentamiento y subenfriamiento, y se presenta en la Figura 5.

Se tomaron mediciones de la carga de refrigerante del condensador en diferentes condiciones de funcionamiento. Las mediciones de carga se comparan con los resultados calculados utilizando diferentes modelos de la fracción vacía. Todas las correlaciones de la fracción vacía arrojan una predicción similar de la carga total. La correlación de Newell (Newell et al. [1 0]) para el condensador en serpentín es la que tiene el menor error medio de 9.3 por ciento, con un máximo del 15,7 por ciento. Con las correlaciones de Butterworth [5] y Zivi [ 14], los errores medio y máximo son 10,1 / 22,8 por ciento y 12,3 / 24,9 por ciento, respectivamente. El ligero exceso de la predicción se explica por una sección subenfriada calculada que es mayor que la real, sobrestimando así la carga. Los datos de Adams, Hrnjak y Newell [1] se ajustan bien a la predicción. Estos resultados se presentan en la figura 6. Evidentemente, las predicciones para un condensador en serpentín son mucho más precisas que para el microcanales cuando se utiliza la misma correlación y los mismos datos experimentales. Esto se explica por una importante imprecisión de la predicción de la carga en los colectores (véase la figura 7). Otra conclusión de la figura 7 (condensador en serpentín) es que el subenfriamiento del líquido contribuye en gran medida a la carga total. El reparto de la carga estimado en las distintas zonas del condensador, para el caso de cálculo de mayor subenfriamiento de líquido, es del 0,5% en la zona de recalentamiento, del 29,2% en la zona de cambio de fase y del 70,3% en la zona de subenfriamiento. Para el caso de cálculo con el menor subenfriamiento líquido, el reparto es del 0,5 por ciento, del 60.1 por ciento y del 39,4 por ciento en el subenfriamiento. Aunque la zona de subenfriamiento es sólo el 26 por ciento de la longitud total del tubo, esta contiene el 70 por ciento de la carga total. Por lo tanto, es interesante reducir el subenfriamiento no sólo para aumentar la transferencia de calor, sino para reducir la carga de refrigerante.

A partir de los datos experimentales obtenidos, el condensador de microcanales en flujo paralelo parece superar al condensador en serpentín. El coeficiente global de transferencia de calor para una velocidad frontal dada es entre un 60 y un 80% mayor que en el condensador en serpentín; y la carga es un 53% menor por término medio. El condensador de microcanales tiene un volumen menor para aproximadamente la misma superficie frontal. Además, tiene menos carga y una mejor transferencia de calor que el condensador en serpentín y los típicos condensadores.

5. NUEVOS DESARROLLOS EN COMPRESORES E INTERCAMBIADORES DE CALOR DE MICROCANALES COMO CONDENSADORES EN SISTEMAS PEQUEÑOS

Probablemente, el desarrollo reciente más importante es el nuevo compresor hermético que se utiliza tanto en refrigeración como en bomba de calor. Está diseñado específicamente para su uso con amoníaco. La capacidad nominal en refrigeración (a -5°C/50°C) es de 45 kW, mientras que en bomba de calor es de 47 kW.

El motor es del tipo 1PM con bobinado de aluminio. Hay dos modelos: uno para baja y otro para alta temperatura. El peso de la versión hermética es de unos 100 kg. Este compresor está equipado con una bomba de aceite. La carga de amoníaco de la unidad es de 6 kg (véase la Tabla 4 y las Figuras 8 y 9 siguientes).

El desarrollo de condensadores de microcanales para amoníaco ha pasado del Centro de Aire Acondicionado y Refrigeración de la Universidad de Illinois a Creative Thermal Solutions (CTS), una empresa de alta tecnología especializada en la investigación y el desarrollo de nuevas tecnologías de refrigeración y aire acondicionado.

La figura 10 muestra una foto de una unidad de condensación con un intercambiador de calor de microcanales utilizada en una instalación experimental para la evaluación de evaporadores de amoníaco, mientras que la figura 11 muestra una unidad de la figura 9, CTS instrumentado para la implementación de condensadores de microcanaesl.

Los condensadores de microcanales mostraron un rendimiento mejorado con un 87 por ciento de área frontal del condensador de tubos y aletas, con sólo un 19 por ciento de volumen interno, un 7 por ciento de peso y un 27 por ciento de carga de refrigerante. Estos resultados fueron presentados por M. Tomooka en una ponencia en la pasada reunión del IIAR en Orlando, FL “Application of Micro-channel heat exchangers to compact ammonia systems”.

Otro buen ejemplo es el presentado por Cecchinato y otros [23], que describen las principales características del prototipo recién diseñado, entre las que se encuentran:

• Capacidad de refrigeración e 120 kW;
• Compresor de tornillo abierto con variador de frecuencia con un caudal volumétrico nominal igual a 118 m3/h;
• Temperaturas de evaporación y condensación de 2°C y 50°C respectivamente;
• La temperatura del refrigerante secundario (agua) a la salida del evaporador se fijó en 7°C y a la entrada del evaporador en 12°C;
• Evaporador de placas con 52 placas con alto ángulo de corrugación con dimensiones totales de 618 x 191 mm.

La planta enfriadora utiliza intercambiadores de calor de bajo volumen interno y evaporador de expansión directa que resulta en una carga de 10.0 kg de amoníaco. Los resultados experimentales mostraron un COP de 5.0 a 2.7 a temperaturas ambiente de 10 a 40°C. Los autores estimaron un potencial de reducción de la carga del 20% si se utilizara un condensador de microcanales.

6. CONCLUSIONES

En este artículo se presenta el caso de una enfriadora de amoníaco pequeña, de baja carga y refrigerada por aire, que utiliza condensadores de microcanales y un compresor hermético con aceite miscible. Los condensadores de microcanales refrigerados por aire, junto con los evaporadores de expansión directa de placas o similares, constituyen la base de la baja carga. Además, las dimensiones totales de la enfriadora pudieron reducirse porque las dimensiones de un diseño de microcanales son reducidas.

Además de ser compactos, los intercambiadores de calor de microcanales están fabricados en aluminio de bajo peso. Gracias a la tecnología desarrollada en la industria del automóvil, estos intercambiadores son relativamente económicos.

Si se extiendiera el uso del aluminio más allá del condensador microcanales, sería posible reducir aún más el peso y el coste, haciendo que las enfriadoras sean competitivas en coste con los sistemas convencionales.

El compresor hermético con aceite miscible proporciona un entorno de bajo nivel de fugas y bajo mantenimiento y en todos los aspectos es similar a las enfriadoras convencionales.

Dado que el amoníaco es uno de los pocos refrigerantes cuyo vapor es más ligero que el aire, la ubicación de la enfriadora debe ser en cubierta.

Suponiendo un escape de refrigerante al aire libre, incluso en el peor de los casos de una fuga catastrófica, el vapor del refrigerante no puede aumentar su concentración más allá de los valores del LII (límite inferior de inflamabilidad) o de concentraciones tóxicas. Esto representa una gran mejora de la seguridad y sitúa al amoníaco por debajo de los umbrales de las normativas.

Todas estas características suponen una excelente oportunidad para el uso del amoníaco como refrigerante en entornos urbanos: planta enfriadora hermética de muy baja carga ubicada en cubierta con evacuación de refrigerante al aire libre.

7. REFERENCIAS

1.  Adorns, D., P. Hrnjok, and T. Newell, 2003, Pressure Drop and Void Fraction in MC Using Carbon Dioxide, Ammonia, and R245FA as Refrigerants, ACRC Report TR221
2. Ayub, Z. H., 2004, Industrial Refrigeration and Ammonia Enhanced Heat Transfer, Proc. of the ASME-ZSIS International Thermal Science Seminar II (CD-ROM), Slovenia, pp. 13-23.
3. Ayub, Z. Chyu, M.C., 1996, Application of Passive Enhancement to a 400 Ton PG/ NH3 Spray Evap., Process Enhanced and Multi-Phase Heat Transfer, New York, pp. 333-338.
4. Ayub, Z.H., 2008, Personal communicationSpray chiller designed, fabricated and installed at a food plant in Gastonia, North Carolina, 1995.
5. Butterworth, D. 1975. A Comparison of Some Void-Fraction Relationships for CoCurrent Gas-Liquid Flow” lnternationa/ Journal of Multiphase Flow, 1: 845-850.
6. Heun, M., Dunn, W. 1995. Performance and Optimization of Microchannel Condensers. ACRC TR8 l, University of Illinois.
7. Hoehne, M., P. Hrnjok, 2004, Charge Minimization in Systems and Components using Hydrocarbons as a Refrigerant, ACRC TR224, University of Illinois
8. Hughmark, GA Holdup in Gas-Liquid Flow, Chemical Engineering Progress. 58(4): 62-65
9. Litch A, P. Hrnjok 1999. “Condensation of Ammonia in Microchannel Heat Exchangers” ACRC Report CR22 l 
10. Newell, T. et al. 1999. An Investigation of Void Fraction in the Stratified/ Annular Flow Regions in Smooth, Horizontal Tubes International Journal of Multiphase Flow.
11.  Nino V., P. Hrnjok, T. Newell, 2002, Characterization of Two-Phase Flow in Microchannels ACRC TR202, University of Illinois
12. Nino V., P. Hrnjok, T. Newell, 2002, Analysis of Void Fraction in Microchannels Purdue University Conference, West Lafayette, IN
13. Pearson, A 2003, Low charge ammonia plants: Why bother? Technical paper#5, pp 153-176, IIAR Ammonia Refrigeration Conference, Albuquerque, NM March 16-19
14. Zivi, S.M. 1964. Estimation of SteadyState Steam Void-Fraction by Means of the Principle of Minimum Entropy Production ASME Journal of Heat Transfer 86: 247-252.
15. Traeger, K. and P. Hrnjok, 2005, Charge Minimization in Microchannel Systems, ACRC TR25 l, University of Illinois
16. litch, A, P Hrnjak, 2000, Low Charge Air Cooled Ammonia Chiller with Aluminum Microchannel Condenser, Proceedings of the 1/R Gustav Lorenzen Conference on Natural Refrigerants, Purdue University, West Lafayette, IN, 543-55 l,
17. Hrnjak, P. A litch, 200 l. Charge Reduction in Ammonia Chiller Using Air-Cooled Condensers with Aluminum Microchannel Tubes, Proceedings of International Institute of Ammonia Refrigeration Conference long Beach, CA, 235-267
18. Hrnjak, P. 2002, “Microchannel Heat Exchangers as a Design Option for Charge Minimization on NH3 and HC Systems,” Proceedings of 1/R Conference Zero Leakage-Minimal Charge, Stockholm, 111-118,
19. Hrnjak, P., 2005. Charge Minimization in Ammonia Refrigeration Systems, Proceedings of the International Institute of Refrigeration Conference on Ammonia Refrigerating Systems, Renewal and Improvement, Ohrid, Macedonia
20. Palm, B. 2009. Summarizing A Decade of Experience on Charge Reduction for Small HC, Ammonia and HFC Systems, 1st IIR Workshop on Refrigerant Charge Reduction, Paris
21. Oku, T., N. Ishii, K. Anami, C.W. Knisely, A Matsui, H.Soto and N. Yoshirio, 2008, Optimal Performance Development of HighPressure Type Ammonia Scroll Compressors for Maximum Efficiency, Proceedings of the Purdue Refrigeration Conference, paper 1425
22. Hrnjok, P. 20 l 0, Developments in charge reduction and microchonnel technology-mass flux as a way to affect void fraction, 2nd IIR Workshop on Refrig. Charge Reduction, KTH, Stockholm
23. Cecchinato, L. 2010, Design and Experimental Analysis of a Water