制冷空調系統管路是如何確定的？

　　制冷系統基礎管路設計

　　最基本的制冷空調系統包括三段主管路：吸氣管，熱氣管和供液管路。另外還有其他的分支管路，基于不同的系統可有可無，比如熱力膨脹閥的外平衡管、熱氣旁通管路、噴液冷卻管路、熱氣化霜管路、并聯系統的油平衡管、氣平衡管路等等。

　　本文旨在分析最基本的，也是制冷空調系統不可或缺的三段主管路的設計，主要包含確定管徑大小和布置管路兩方面，基本上適用于空調和各種制冷以及熱泵等使用氟利昂的蒸汽壓縮制冷系統。

　　第一部分：吸氣管路

　　一、吸氣管路的設計總體原則

　　吸氣管路是從蒸發器出口到壓縮機的吸氣口，這段管路中流動的介質可能包括有制冷劑氣體，制冷劑液體和潤滑油，管路設計的基本原則如下：

　　回油，依靠介質的流速將潤滑油帶回到壓縮機中；

　　避免壓縮機停機時回液引起帶液啟動；

　　最小化壓降，減少對系統效率的影響；

　　最小化壓縮機振動的傳遞；

　　氣液油分離的效果；

　　最小化無效過熱。

　　二、管徑的計算方法

　　管徑的確定可以通過基于標準或者設計工況下的數據，計算制冷劑的系統質量流量，然后再根據系統中制冷劑所處不同位置的物性，計算該位置的制冷劑容積流量，再除以管路的截面積，這樣就可以得出不同管徑下的制冷劑流速。

　　吸氣管路管徑的確定原則如下：

　　上升管路,冷媒流速不低于5m/s, 一般設計流速在8m/s以上,根據所用的潤滑油的粘度稍有區別；

　　水平管路或者下降管路,冷媒流速不低于3m/s；

　　吸氣管路的最大流速不得超出20m/s；

　　吸氣管路所產生的壓降不得超過20Kpa；

　　滿足帶油所需要的流速的前提下管徑盡可能設計的大,這樣利于降低系統壓降和振動。

　　舉個栗子：如果已知一個使用R22制冷劑的系統的制冷量是20kW，冷凝溫度50攝氏度,蒸發溫度3攝氏度,過冷度2k, 如下圖所示： 

　　在流程圖上面根據所給定的信息，可以計算出各點的焓值各自是多少，用系統的制冷量除以這兩點焓值的差值，就可以得到系統的質量流量；下圖為我們專用軟件的計算結果；

　　最終得到的質量流量單位是Kg/h, 當我們計算吸氣管路管徑的時候,我們需要根

　　據過熱度計算出冷媒密度,密度單位為Kg/m3, 制冷劑的質量流量除以密度就可以得到1點位置的容積流量，單位為m3/s：

　　最后，用這個容積流速除以不同管徑下的截面積，就可以得到不同管徑下的冷媒流速：

　　三、吸氣管路壓降的確定

　　吸氣管路上總的壓降ΔP包括三個方面，管路沿程阻力是由于流體流動中管壁摩擦所造成的阻力，管路上安裝的附件產生的壓降，比如吸氣過濾器、角閥、四通換向閥等，最后還有由于高度上的差異產生的重力的影響。

　　通常情況下，附件的壓降可以通過附件的生產廠家所標定的數據來確定，吸氣管路內部流動的制冷劑是氣體狀態，重力的影響基本上可以忽略不計，沿程阻力通過經驗性的估計也可以大概確定下來。理論上三個方面的阻力產生的壓降計算方法如下：

　　相對于熱氣管路和供液管路, 吸氣管路的壓降對系統的效率影響非常顯著， 如下圖所示的理論計算結果，一般吸氣管路產生的壓降不允許超出20Kpa，也就是3PSI，當壓降達到6PSI時候，系統的能力下滑3%，效率下滑2%。

　　四、吸氣管路管徑的確定

　　如下圖所示，橫坐標為系統的制冷能力，縱坐標為管路中制冷劑的流速，合理的流速范圍假定為5~20m/s。不同的管徑對應不同的制冷能力可以根據圖中給定的合理范圍進行選擇。

　　舉例說明，假設一個制冷系統的能力變化范圍為5~20kW，注明：該能力變化范圍取決于壓縮機的允許運行范圍和系統的設計工況以及實際的使用使用工況，比如中國的T1工況范圍，所取的數值是可能的最小制冷能力和可能的最大制冷能力，也就代表了可能的最小制冷劑流量和可能的最大制冷劑流量。

　　系統的制冷能力為5kW時，在合理的流速范圍內可以選擇的管徑分別為22、28、35和42mm，這些可以選擇的管徑可以滿足5kW制冷能力下的帶油和避免過大的振動等要求，而系統在20kW制冷能力下，可以選擇的管徑分別為42、67mm以及更大的管徑，這樣我們在系統的整個制冷能力范圍內能夠選擇的管徑只有42mm，就是涂紅色的管徑，它既可以滿足在最小制冷劑流量情況下的回油，又不會在最大制冷劑流量的情況下因為流速過快引起振動的問題。

　　如果在能力范圍內可以選擇的管徑不僅一個，為了提升效率，一般建議選擇稍大的管徑。

　　如果上個例子中的系統冷量能力范圍不是5~20kW，而是更大，比如3~20kW，我們會發現沒有任何一個管徑可以選擇。這種情況下，我們推薦雙升管的設計，設計原理圖如下所示：

　　大上升管的粗管徑按照最大能力減去最小能力進行設計，小上升管的細管徑按照最小能力進行設計當系統運行在最大能力時，兩個管徑的截面積之和所得到的流速可以滿足帶油的要求。當系統運行在部分負荷甚至最小能力時，兩個管徑的截面積之和所得到的流速不能滿足帶油的要求，潤滑油會累積在大上升管的底部，直至形成油封液柱，封閉大上升管，僅保留小上升管繼續工作，小上升管的管徑正好符合最小能力的要求，系統就可以正常帶油；當系統能力再度發生變化時，能力變大，制冷劑流量變大，小上升管產生的壓降會同時變大，直到壓降大到足以推動油駐的高度上面的重力，重新打開大上升管之后，系統重新回到大小上升管同時工作的狀態。

　　五、吸氣管路的布置

　　原則上吸氣管路的布置如下圖所示，需要考慮的因素有兩方面，防止回液和利于回油，基本上常見的設計方案是回油彎和防回液彎。

　　一般蒸發器本身為了防止帶液啟動和回液，換熱器的設計會盡量讓出口高于入口，一般出口開在換熱器的頂部，本身是帶有一定的防止運行時候的回液和停機時候的液體冷媒的重力遷移，國內很多冷庫用的冷風機的設計或者鋁排管路的設計不帶有這樣的設計，甚至相反，很容易造成停機后的冷媒液體遷移造成壓縮機的帶液啟動問題，就有必要按照這樣的布置如設計：

　　除此之外，吸氣管路由于內置的制冷劑狀態最為復雜多變，布置設計方面還要考慮以下幾個方面：

　　減少管路的死區, 避免存留過多的潤滑油；

　　如果上升管路高度落差較大, 可以考慮每間隔2~4米設計回油彎；

　　所有外部連接的支管路, 都要求開孔位置在管路的頂部, 避免雜質和潤滑油外流,甚至導致液錘；

　　管路每間隔1米以上, 適當考慮加裝固定, 靠近壓縮機部分,可以考慮加裝阻尼塊或者配重等；

　　吸氣管路根據不同的應用情況, 在中低溫的應用中, 需要做保溫, 避免冷凝水和無效過熱；

　　靠近壓縮機的部分, 管路需要考慮3維方向柔性設計, 減少壓縮機對外的振動傳遞；

　　第二部分：熱氣管路

　　壓縮機的排氣管路連接壓縮機排氣口和冷凝器的入口，管路中流動的介質一般是高溫高壓的氣體狀態，帶有潤滑油。絕大多數的應用中，潤滑油在高溫高壓下的粘度相對較小，流動性比較好，所以排氣管路設計一般不會特別考慮帶油方面，管徑確定的原則主要是考慮振動的影響，而且因為大多數的應用壓縮機距離冷凝器的距離很近，冷暖型的設備除外，所以壓降的影響基本也可以忽略。下圖所示，是潤滑油的粘度與冷媒的溶解度和溫度壓力之間的大概關系：

　　排氣管路的管徑確定原則是流速在5~17.5m/s，壓降最大41Kpa。

　　排氣管路的布置原則相對管徑的確定來說更重要，因為一般的壓縮機如果沒有另外安裝單向閥的話，內置的背壓單向閥片或者閥座的基本功能是防止停機后的反轉，不能真正的實現反向密封，所以存在一種可能性，冷凝器中的液體和管路中的潤滑油，在壓縮機停機后，反向回流到壓縮機的壓縮腔體內，在下一次壓縮機啟動的瞬間可以導致液擊或者導致系統高壓甚至也有可能形成液錘。基于這個原因，排氣管路的布置需要考慮如何防止停機后的冷媒遷移，如下圖所示，示意了三種錯誤和一種正確的布置方法：

　　第三部分：供液管路

　　供液管路連接冷凝器和蒸發器，管內流動的介質是液體狀態，大多數情況下屬于高溫高壓，某些應用可能低溫，但是基本都是液體狀態。

　　供液管路中的潤滑油和制冷劑都是液體狀態下的溶解度相對于氣體制冷劑來說要好很多，所以這段管路的設計基本不需要考慮帶油的問題。供液管路的壓降是最重要的設計依據，壓降對于過冷度的影響如下表所示：

　　供液管路管徑的確定主要的依據是管徑產生的壓降對過冷度的影響，允許的運行速度為1.8m/s以下。供液管路本身所產生的壓降不僅僅包括管路的摩擦阻力和附件產生的壓降，也包括制冷劑本身的重力降，比如R22制冷劑供液管路上升15米的話，所產生的壓降約為172Kpa，對過冷度的影響約為5度。

　　供液管路本身的布置也尤為重要，根據節流機構的要求，盡可能滿足節流機構入口滿液的狀態，也就是有足夠的過冷度。為了達到這個目的，需要盡可能縮短儲液器和節流機構之間的距離。可惜的是，目前絕大多數的設備儲液器安裝在距離冷凝器最近的位置，往往分體設備長管路連接，距離節流機構較遠，容易造成過冷度不足以及系統低壓報警，甚至管路喘振，節流機構嘯叫，液錘等一系列問題。

　　特此提出一種新的設計方案，如果儲液器距離節流機構較遠，超出10米以上，建議設計存液段，在節流機構入口距離30cm~50cm左右，設計一個小型儲液器，用來消化管路壓降附件阻力和高度差重力降等原因引起的閃氣，以確保下游節流功能的正常運行。

　　存液段的原理類似于下圖醫院用輸液設備，吊瓶類似于儲液器，枕頭類似于節流毛細管，中間的粗管段就是存液段。