制冷管道的管径计算方法小软件下载

制冷系统基础管路设计最基本的制冷空调系统包括三段主管路：吸气管，热气管和供液管路。另外还有其他的分支管路，基于不同的系统可有可无，比如热力膨胀阀的外平衡管、热气旁通管路、喷液冷却管路、热气化霜管路、并联系统的油平衡管、气平衡管路等等。本文旨在分析最基本的，也是制冷空调系统不可或缺的三段主管路的设计，主要包含确定管径大小和布置管路两方面，基本上适用于空调和各种制冷以及热泵等使用氟利昂的蒸汽压缩制冷系统。

制冷系统基础管路设计

最基本的制冷空调系统包括三段主管路：吸气管，热气管和供液管路。另外还有其他的分支管路，基于不同的系统可有可无，比如热力膨胀阀的外平衡管、热气旁通管路、喷液冷却管路、热气化霜管路、并联系统的油平衡管、气平衡管路等等。

本文旨在分析最基本的，也是制冷空调系统不可或缺的三段主管路的设计，主要包含确定管径大小和布置管路两方面，基本上适用于空调和各种制冷以及热泵等使用氟利昂的蒸汽压缩制冷系统。

第一部分：吸气管路

一、吸气管路的设计总体原则

吸气管路是从蒸发器出口到压缩机的吸气口，这段管路中流动的介质可能包括有制冷剂气体，制冷剂液体和润滑油，管路设计的基本原则如下：

回油，依靠介质的流速将润滑油带回到压缩机中；
避免压缩机停机时回液引起带液启动；
最小化压降，减少对系统效率的影响；
最小化压缩机振动的传递；
气液油分离的效果；
最小化无效过热。

二、管径的计算方法

管径的确定可以通过基于标准或者设计工况下的数据，计算制冷剂的系统质量流量，然后再根据系统中制冷剂所处不同位置的物性，计算该位置的制冷剂容积流量，再除以管路的截面积，这样就可以得出不同管径下的制冷剂流速。

吸气管路管径的确定原则如下：

上升管路,冷媒流速不低于5m/s, 一般设计流速在8m/s以上,根据所用的润滑油的粘度稍有区别；
水平管路或者下降管路,冷媒流速不低于3m/s；
吸气管路的最大流速不得超出20m/s；
吸气管路所产生的压降不得超过20Kpa；
满足带油所需要的流速的前提下管径尽可能设计的大,这样利于降低系统压降和振动。

举个栗子：如果已知一个使用R22制冷剂的系统的制冷量是20kW，冷凝温度50摄氏度,蒸发温度3摄氏度,过冷度2k, 如下图所示：

在流程图上面根据所给定的信息，可以计算出各点的焓值各自是多少，用系统的制冷量除以这两点焓值的差值，就可以得到系统的质量流量；下图为我们专用软件的计算结果；

最终得到的质量流量单位是Kg/h, 当我们计算吸气管路管径的时候,我们需要根

据过热度计算出冷媒密度,密度单位为Kg/m3, 制冷剂的质量流量除以密度就可以得到1点位置的容积流量，单位为m3/s：

最后，用这个容积流速除以不同管径下的截面积，就可以得到不同管径下的冷媒流速：

三、吸气管路压降的确定

吸气管路上总的压降ΔP包括三个方面，管路沿程阻力是由于流体流动中管壁摩擦所造成的阻力，管路上安装的附件产生的压降，比如吸气过滤器、角阀、四通换向阀等，最后还有由于高度上的差异产生的重力的影响。

通常情况下，附件的压降可以通过附件的生产厂家所标定的数据来确定，吸气管路内部流动的制冷剂是气体状态，重力的影响基本上可以忽略不计，沿程阻力通过经验性的估计也可以大概确定下来。理论上三个方面的阻力产生的压降计算方法如下：

相对于热气管路和供液管路, 吸气管路的压降对系统的效率影响非常显著，如下图所示的理论计算结果，一般吸气管路产生的压降不允许超出20Kpa，也就是3PSI，当压降达到6PSI时候，系统的能力下滑3%，效率下滑2%。

四、吸气管路管径的确定

如下图所示，横坐标为系统的制冷能力，纵坐标为管路中制冷剂的流速，合理的流速范围假定为5~20m/s。不同的管径对应不同的制冷能力可以根据图中给定的合理范围进行选择。

举例说明，假设一个制冷系统的能力变化范围为5~20kW，注明：该能力变化范围取决于压缩机的允许运行范围和系统的设计工况以及实际的使用使用工况，比如中国的T1工况范围，所取的数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剂流量和可能的最大制冷剂流量。

系统的制冷能力为5kW时，在合理的流速范围内可以选择的管径分别为22、28、35和42mm，这些可以选择的管径可以满足5kW制冷能力下的带油和避免过大的振动等要求，而系统在20kW制冷能力下，可以选择的管径分别为42、67mm以及更大的管径，这样我们在系统的整个制冷能力范围内能够选择的管径只有42mm，就是涂红色的管径，它既可以满足在最小制冷剂流量情况下的回油，又不会在最大制冷剂流量的情况下因为流速过快引起振动的问题。

如果在能力范围内可以选择的管径不仅一个，为了提升效率，一般建议选择稍大的管径。

如果上个例子中的系统冷量能力范围不是5~20kW，而是更大，比如3~20kW，我们会发现没有任何一个管径可以选择。这种情况下，我们推荐 双升管 的设计，设计原理图如下所示：

大上升管的粗管径按照最大能力减去最小能力进行设计，小上升管的细管径按照最小能力进行设计当系统运行在最大能力时，两个管径的截面积之和所得到的流速可以满足带油的要求。当系统运行在部分负荷甚至最小能力时，两个管径的截面积之和所得到的流速不能满足带油的要求，润滑油会累积在大上升管的底部，直至形成油封液柱，封闭大上升管，仅保留小上升管继续工作，小上升管的管径正好符合最小能力的要求，系统就可以正常带油；当系统能力再度发生变化时，能力变大，制冷剂流量变大，小上升管产生的压降会同时变大，直到压降大到足以推动油驻的高度上面的重力，重新打开大上升管之后，系统重新回到大小上升管同时工作的状态。

五、吸气管路的布置

原则上吸气管路的布置如下图所示，需要考虑的因素有两方面，防止回液和利于回油，基本上常见的设计方案是回油弯和防回液弯。

一般蒸发器本身为了防止带液启动和回液，换热器的设计会尽量让出口高于入口，一般出口开在换热器的顶部，本身是带有一定的防止运行时候的回液和停机时候的液体冷媒的重力迁移，国内很多冷库用的冷风机的设计或者铝排管路的设计不带有这样的设计，甚至相反，很容易造成停机后的冷媒液体迁移造成压缩机的带液启动问题，就有必要按照这样的布置如设计：

除此之外，吸气管路由于内置的制冷剂状态最为复杂多变，布置设计方面还要考虑以下几个方面：

减少管路的死区, 避免存留过多的润滑油；
如果上升管路高度落差较大, 可以考虑每间隔2~4米设计回油弯；
所有外部连接的支管路, 都要求开孔位置在管路的顶部, 避免杂质和润滑油外流,甚至导致液锤；
管路每间隔1米以上, 适当考虑加装固定, 靠近压缩机部分,可以考虑加装阻尼块或者配重等；
吸气管路根据不同的应用情况, 在中低温的应用中, 需要做保温, 避免冷凝水和无效过热；
靠近压缩机的部分, 管路需要考虑3维方向柔性设计, 减少压缩机对外的振动传递；

第二部分：热气管路

压缩机的排气管路连接压缩机排气口和冷凝器的入口，管路中流动的介质一般是高温高压的气体状态，带有润滑油。绝大多数的应用中，润滑油在高温高压下的粘度相对较小，流动性比较好，所以排气管路设计一般不会特别考虑带油方面，管径确定的原则主要是考虑振动的影响，而且因为大多数的应用压缩机距离冷凝器的距离很近，冷暖型的设备除外，所以压降的影响基本也可以忽略。下图所示，是润滑油的粘度与冷媒的溶解度和温度压力之间的大概关系：

排气管路的管径确定原则是流速在5~17.5m/s，压降最大41Kpa。

排气管路的布置原则相对管径的确定来说更重要，因为一般的压缩机如果没有另外安装单向阀的话，内置的背压单向阀片或者阀座的基本功能是防止停机后的反转，不能真正的实现反向密封，所以存在一种可能性，冷凝器中的液体和管路中的润滑油，在压缩机停机后，反向回流到压缩机的压缩腔体内，在下一次压缩机启动的瞬间可以导致液击或者导致系统高压甚至也有可能形成液锤。基于这个原因，排气管路的布置需要考虑如何防止停机后的冷媒迁移，如下图所示，示意了三种错误和一种正确的布置方法：

第三部分：供液管路

供液管路连接冷凝器和蒸发器，管内流动的介质是液体状态，大多数情况下属于高温高压，某些应用可能低温，但是基本都是液体状态。

供液管路中的润滑油和制冷剂都是液体状态下的溶解度相对于气体制冷剂来说要好很多，所以这段管路的设计基本不需要考虑带油的问题。 供液管路的压降是最重要的设计依据，压降对于过冷度的影响如下表所示 ：

供液管路管径的确定主要的依据是管径产生的压降对过冷度的影响 ，允许的运行速度为1.8m/s以下。供液管路本身所产生的压降不仅仅包括管路的摩擦阻力和附件产生的压降，也包括制冷剂本身的重力降，比如R22制冷剂供液管路上升15米的话，所产生的压降约为172Kpa，对过冷度的影响约为5度。

供液管路本身的布置也尤为重要，根据节流机构的要求，尽可能满足节流机构入口满液的状态，也就是有足够的过冷度。为了达到这个目的，需要尽可能缩短储液器和节流机构之间的距离。可惜的是，目前绝大多数的设备储液器安装在距离冷凝器最近的位置，往往分体设备长管路连接，距离节流机构较远，容易造成过冷度不足以及系统低压报警，甚至管路喘振，节流机构啸叫，液锤等一系列问题。

特此提出一种新的设计方案，如果储液器距离节流机构较远，超出10米以上，建议设计存液段，在节流机构入口距离30cm~50cm左右，设计一个小型储液器，用来消化管路压降附件阻力和高度差重力降等原因引起的闪气，以确保下游节流功能的正常运行。