第二章5铜管及压降docx.docx
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第五节铜管及压降
制冷管路设计的基本原则
制冷管路的设计需要进行一系列综合考虑。
我们需要的是最大的制冷量，最小的投资，正常的回油，
最小的功率消耗，最小的制冷充注量，低澡声，正确的制冷剂流量控制以及系统制冷量能够从
0到100%
变化而且不会引起任何润滑方面的故障。
很显然以上这些方面不可能同时满足，因为其中有此方面是相互
冲突的。
为了做出明智的决策，管路设计必须清楚了解系统各个不同部分的管路设计对系统性能的影响。
一般而言，制冷剂管路中的压降会降低制冷量和增大功率消耗，因此应避免过大的压降。
不同部分的
管路所允许的压降的数量级是不同的，所以应该对系统的各个部分区别对待。
因此，描述管路压降和在给
定压降下制冷剂管路制冷量的图表也许比制制冷领域中其他方面的图表多。
有一点必须被管路设计者意识到，即在对制冷管路选尺寸时，压降不是唯一考虑的因素，在系统设计
中制冷剂流速往往比压降更为重要。
除了对回油有帮助外，多加制冷剂对系统无任何好处。
宁肯选用适当
的压降，也不选择内径过大的管子，使得管路所容纳的制冷剂超出系统所需要的量。
过量的制冷剂将严重
影响制冷剂流量的控制，在系统低压侧冷剂的惯性效应将使制冷流动控制装置动作失常。
压缩机上维修的阀的尺寸，冷凝器、蒸发器、气液分离器或者其他附件上的连接件的尺寸并不能决定
所采用的管路的尺寸。
生产商是按照一般系统的应用标准选配阀和连接附件尺寸。
如应用类型、连接管长
度、系统控制类型、负荷的变化以及其他因素是确定管路尺寸的主要因素。
很有可能所选择的管路尺寸和
阀及其他附件的尺寸不一致，如果发生了这种情况，应该使用变径接头。
因为冷冻油必须通过压缩机汽缸以起到润滑作用，所以总会有少量的油会随着制冷剂进入循环回路，
冷冻油可溶于液态制冷剂，在正常室温下它们可充分混合。
然而油和气态制冷剂并不容易混合，只有当气
态制冷剂流速大到足以携带冷冻油一起移动，油才能在系统中正常循环。
因此，在吸排气管和蒸发器管路
中都应保持足够的制冷流速。
在低蒸发器温度的情况下有几种因素可以使系统回油困难。
当吸气压力降低，制冷剂蒸气密度减小时，
制冷剂难以携带冷冻油一起移动；与此同时吸气压力下降，压比增加，导致压缩机制冷量降低，制冷剂的
循环量减少。
冷冻油的在
0?
F.（°C）以下时非常粘稠，但只要冷冻油中有足够的液态制冷剂，它就能自由
流动。
当油的含量增大时混合物的粘度将增大。
在低温条件下，上述所有情况都会发生，这会产生严重问题如气体密度下降，质流速降低，结果越来
越多的油积聚在蒸发器内部。
在设计恶劣的系统中，当油和制冷剂的混合物变行更粘稠时，油将滞留在蒸
发器的某些部位而非返回压缩机，导致压缩机曲轴箱内的油量大幅减少。
即使在蒸发温度极低时，也可以通过保持适当的速度和正确的设计蒸发器使油的滞留降到最低限度，
但一般当蒸发温度低于-50?
F.（°C）时，为了减少循环油量，应该使用油分离器。
制冷剂管路的铜管
使用R-12，R-22，R-502的系统一般采用铜管做制冷剂管。
商用铜管的尺寸已经标准化，分类如下：
K型
L型
M型
厚壁
中等厚壁
薄壁
只有K型和L型可用于制冷剂管，因为
M型的强度不足以应用在高压装置中。
L型使用最广泛，本手
册的所有表格和数据都是基于L型铜管。
最好使用制冷专用铜管，因为这种铜管在被使用前经过仔细清洗，去湿，两端封闭以隔绝污物。
普通
型的铜管的内壁有油污或其他污物，如果不在安装前给以清洗的话将引发严重问题。
表22列出了常用制冷系统采用的标准商用铜管的尺寸和物理性质，表23列出了每100英尺液管，吸
气管和排气管内不同制冷剂的重量。
铜管接管
对于焊接用的连接件，所需要的弯管接头，T型接头，管接头，异径接头同铸铜或锻铜制成。
浇铸件
不应使用：
困其质地疏松且强度不够。
等效管长
制冷剂管路中的阀，附件和弯头因其干扰流体顺畅的流动而造成摩擦压力损失。
由于压力损失的计算
烦琐复杂，实践中采用把各个附件转化为等效直管的办法。
这样就可以把整个系统中的管路包括附件等效
为以把整个系统中的管路包括附件等效为直管。
压降和管子尺寸表格一般是以每100英尺（米）直管为基
础的，所以采用等效管长手方法使我们可以直接使用那些表格数据。
表24是一般常用的阀和附件的等效铜管长。
外径（英寸）
球阀
角阀
90?
弯
45?
阀
T型
T型分枝
1
9
5
.9
.4
.6
2
5
8
7
12
6
.5
.8
8
15
8
.7
11
8
22
12
.9
13
8
28
15
15
8
35
17
218
45
22
51
26
25
8
318
65
34
35
8
80
40
通过计算各个附件的等效管长可以精确计算压降。
实际情况是，如果管路不是特别复杂的话，一个有
经验的管路设计者有能力估计出准确的总体修正份额。
对于100英尺（米）以上的管路，增加20%~30%的
直管就足够了，而较短的管路系统则需要50%~75%或者再高的直管修正。
在做估计时判断和经验是必需的，
同时需要经常把估计和实际计算相比较以做修正。
对于电磁阀和压力调节阀之类压降较大的阀门的生产厂
家一般会给出单独的等效管长的数据。
压降表格
如图是制冷剂R22压降图。
使用压降图时，先从图的右上角的设计制冷量数值开始，沿着代表设计制冷量的竖线向下行，和代表
运行工况的斜线相交，然后水平向左移动，和代表管子内径的斜线再相交，最后再竖直向下，和代表设计
冷凝压力的平行线相交，这时变可以直接读出每100英尺（米）管长的压降了。
图的低部代表压降的斜线
表示随着冷凝温度的变化，压降也随之发生变化。
排气管的选型
和系统其他部分相比，排气管的压降不是特别重要。
因为经常假设排气管压力和冷凝压力相等而过高
估计排气管压降对系统制冷量的影响。
事实上由于排气管存在压降，排气管压力比冷凝压力高。
排气管压
降的增大会增大压缩机排气压力，而对冷凝压力的影响不是很大。
尽管排气压力升高而使压缩机热量有所
增加，但是由于压缩机容积效率降低而使排出气体比容微减少，因此即使当排气管压降和压缩机排气压力
变化较大时，通过冷凝器排放的热量相对保持不变，相应的，冷凝压力和冷凝温度保持相对稳定。
一台典型的
Copelametic
压缩机运行在空调工况，
使用
R-22和空冷式冷凝器，排气管压降每增加
5psi，
压缩机制冷量降低
%或更少，而功率消耗增加大约
1%。
再考虑一台典型的低温
Copelametic
压缩机，使用
R-502制冷剂和空冷式冷凝器，
排气管压降每增加
5psi，压缩机制冷量降低大约
1%，而功率消耗几乎不变。
一般而言，排气管压降小于5psi时对系统的影响可以忽略。
只要冷凝器能够保持合适的冷凝压力，排
气管压降接近10psi也不会对系统造成多大损害。
事实上一定的排气管压降有助于缓冲压缩机的脉动，从而降低噪声和震动。
一些排气管消音器正是利
用压降效应产生消音作用的。
工厂组装的冷凝机组的排气管一般不存在问题，而对于具有分离的冷凝器的现场安装机组来说，排气
管尺寸选择应足以保证系统性能。
因为排气管内温度较高，油能够自由流动，在水平或竖直管中油都能以
较低的速度正常的流动。
当油从竖直管流过时常会沿着管壁蠕升，因此油速取决于管壁附近的气体速度。
管子直径越大，管中央气体速度应该越高以保持一定的管壁气体速度。
图79和80列出了在不同制冷量情
况下为了正常回油所推荐的最大的排气管竖直管尺寸。
因为和冷凝温度的变化关系不大，所以所示管尺寸
可适用于水冷式和空冷式装置。
当水平管的斜度在
1
英寸/10英尺（4毫米/米）时，油的低速流动基本不会影响油的循环。
然而，因
2
为在竖直管中相对流速较低，所以建议水平管和竖直管按一样的标准选型。
为了说明怎样使用图，假如考虑一个制冷量为100000Btu/hr（千瓦），充注R-22，蒸发温度是40°F（.°C），
在图80中，制冷量线和蒸发温度线相交于
X点代表设计工况，既然
X位于21
8英寸（厘米）内径线以下，
说明为了确保竖直管内的回油，管内径最大允许值是
15
8英寸（厘米）。
一般只有当系统制冷量变化较大时在进行排气管选型时才需要考虑回油问题。
例如，一台空调系统可
能采用能量调节，在低负荷时制冷量可以调低至原设计制冷量的25%或33%，同样在有些商用制冷装置中
通过并联压缩机来达到能量调节目的时，这时，在排气管选型时必须考虑在最低负荷时保持最低流速以正
常回油。
例如，考虑一个
R-12的空调系统，最大设计制冷量为
300000Btu/hr（千瓦），制冷量可进行级数调节，
最低降至
66%。
尽管在设计制冷量下可选择英寸外径的竖直管，
但在轻载条件下系统只有
100000Btu/hr（千
瓦）的制冷量，所以必须使用
21
8英寸（厘米）外径的竖直管。
通过
图76进行压降校核，在最大负荷条
件下，
21
8"的管路在
120°F的冷凝压力，压降接近
3psi/100
英尺。
在排气管选型时另一个限制条件是流速不能过高以降低噪声。
3000FPM（米/秒）以上的流速会产生很
大的噪声，所以流速最好不要超过
3000FPM（米/秒）。
图
81和
82给出了在正常范围内制冷和空调制冷量
和管路尺寸不同时的排气管等效气体速度。
因为压降范围较宽增加了管路选型的灵活性，排气管一般不必采用双竖管的方式即可满足要求。
当对
一个有卸载至小负荷而使排气管尺寸过大的系统进行改造时，增加油分离器以减少循环油量一般就能解决
问题。
综上所述，在进行排气管选型时，首先在大约5psi±50%的总体压降基础上试选一个排气管管径，确
切的设计压降很大程度取决于设计者的判断。
查图
79和
80以确定在最低负荷条件下有足够能携带冷冻油
一起流动的流速，如果需要就调整竖直管的内径。
查图
81和82
以确定在最大负荷时流速没有过大。
对于不同制冷量和等效管长下的推荐排气管尺寸见表
28。
液管选型
在液体管中由于制冷剂和油能充分混全，对循环油速度并没有什么特别限制。
在进行液体管选型时要
考虑的主要方面是如何保证进入膨胀阀的制冷剂是纯液体。
当液态制冷剂压力降至其饱和温度。
当因摩擦
或竖直向上流动造成液体管压降过大时就有可能发生制冷剂的闪发。
闪发气体在几个方面都对系统的性能造成不利影响。
由于摩擦它增加了压降，降低膨胀阀的制冷量，
会腐蚀膨胀阀阀针和阀座，引起噪声，导致膨胀阀对蒸发器的供液不正常。
制冷剂在进入膨胀阀时应是过冷液体。
在大多数系统中冷凝器出口制冷剂呈过冷状态，再流经膨胀阀
时可以提供正常的系统压降。
而能否产生适当的过冷度则取决于系统设计是否正确。
空冷式和大多数水冷式装置中，液态制冷剂的温度高于外界环境温度，因而不会吸收环境的热量，因
此唯一需要考虑的因素是液体管的压降。
除了管内流动产生的摩擦损失外，等效于液体压头的压力降还包
括促使液体上升的压降。
每2英尺（米）的液态制冷剂压头等效于1psi（6895帕）。
例如当冷凝器或储液
器在建筑物的低部，而蒸发器在三楼，高度大约是30英尺（9米），那么在系统设计中液体管的压降就必
须考虑为15psi（1巴）。
蒸发式或水冷式冷凝器的冷凝温度低于环境温度，某些装置的液体管在通到膨胀阀前可能要经过锅炉
或燃烧室，这时过冷液体吸收环境热量，如果系统设计得不好的话，可能会出现闪发气体。
在设计使用储
液器先流储液器，再流过冷盘管。
有时甚至需要使储液器和液体管绝热。
对于典型的使用传统储液器的空冷式冷凝机组，如果储液器内不是充满液体的话，很有可能流出的制
冷剂过冷度极小甚至没有，因为储液器内和过冷液体接触的气态制冷剂会冷凝，使制冷剂呈饱和状态。
在正常的冷凝温度下，过冷度变化1°F（°C）所对应的饱和压力变化如下所示：
制冷剂过冷度饱和压力数
R-121°F（°C）（巴）
R-221°F（°C）（巴）
R502
1°F（°C）
（巴）
例如，用R-12，5°F.（°C）过冷度允许（巴）的压降而不发生闪发，
R-22则允许（巴）的压降，
R-502
则允许（巴）的压降。
对于先前的例子，冷凝器或储液器在建筑物的低部，而蒸发器高度大约是
30英尺
（9米），液体管压降为
15psi（1巴），此时对于R-22所必需的过冷度是
°F（°C），对于R-22所必需的过冷
度是°F（3°C），对于R-502所必需的过冷度是
°F（°C）。
一般系统的冷凝器足可以提供必需的过冷度，但对于有很长竖直管的系统，可能需要使用吸气—液体
回热器。
当制冷剂管路很长时，压缩机吸气温度接近房间温度，靠近冷凝器的换热器可能难以冷却冷凝器
出口的制冷剂，此时应该给每个蒸发器配备单独的换热器。
在特别情况下，可能要求冷凝器出口有较大的过冷度，这时可以有几种选择办法。
可以使用专门的换
热器和独立的预冷膨胀阀提供所需要的过冷度而不会影响系统性能，也可以提高冷凝温度，但这会损失系
统的制冷量，也可以使用液态制冷剂泵以克服大的压降。
液管压降不直接影响功耗，由于摩擦而损失的制冷量也可以忽略不计。
因此在设计压降时的唯一限制
条件就是要保证一定的过冷度。
大多数资料都把制冷剂管路允许的压降保守地定为
3psi（巴），实际上只
要能保证一守的过冷度，许多装置可以有更高一些的压降。
总的压降包括管路损失压降和电磁阀、干燥过
滤器和手动阀的压降。
为了减少制冷剂充注量，应使液体管内径尺量小，同时防止压降过低。
大多数系统的液管尺寸可以按
照2°F（°C）过冷度所对应的压降进行设计。
当液体管使用电磁阀时制冷剂流速应低于
300FPM（米/秒），否则当电磁阀突然关闭时可能会因为压
力波动或液体冲击而破坏管路。
如果没有电磁阀，制冷剂流速可提高。
图
83给出了不同压降和管子尺寸
所对应的液体管制冷剂流速。
综上所述，在确定液体管尺寸时，应按照
2°F.（°C）过冷度所对应的压降进行设计。
当管路有在垂直
段和阀有较大压降时，设计者应设计足够的过冷度以确保无闪发气体。
当使用液体管电磁阀时要查图
83
以确定制冷剂流速不超过
300FPM（米/秒）。
对不同制冷量和等效管长所对应的液体管尺寸见表27。
吸气管选型
从设计和系统的立场出发，吸气管的选型是最重要的。
由于流动产生摩擦阻力，导致应设计吸气阀处
压力低于蒸发器出口处的压力。
当吸气压力降低时，回气比容增大，压缩机排出的气体量减少。
例如，对
于一台典型的蒸发温度为-40°F.（-40°C），使用R-502的低温压缩机，吸气管压降每增加1psi，压缩机制冷
量将损失6%。
一般设计方法是按照相当于饱和温度下变化
2°F（°C）时的吸气管等效压降作为设计标准。
不同工况对
应的等效压降见表25。
表25
不同蒸发温度对应的饱和温度下变化
2°F（°C）时的等效压降
蒸发温度
45°F.
20°F.
0°F.
-20°F.
-40°F.
在吸气管选型时除了考虑压降还要考虑维持足够高的制冷剂流速以使冷冻油能顺利返回压缩机。
研究
表明当吸气管气体有少许过热时，某内部的冷冻油的粘度是整个系统中最高的，这样一来，冷冻油将从制
冷剂中析出。
油在吸气管中的移动取决于吸气的质量和速度。
当质量或密度减少时，必须维持较高的速度
使油随制冷剂一起移动。
水平管内额定最低流速推荐值是700FPM（米/秒），竖直管的是1500FPM（米/秒），这些值在吸气管
选型设计标准中已成功地被使用多年。
额定流速的方法是一种简单、方便的检查流速的方法。
然而研究表
明，当油从竖直管流过时会沿着管内壁蠕升，管径越大，管中央气体速度应该越高以保持一定的管壁气体
速度，使油能随制冷剂一起移动。
竖直管中所要求的流速取决于蒸发温度和管径，在不同工况条件下，设
计流速可能在1500FPM（米/秒）上下浮动。
为了更精确的进行肖气管选型，
1980年ASHRAE手册中所记载的关于根据最小气体流速推荐竖直吸气
管最大内径修正值的数据经过计算，
已成为图的形式，如图84，86所示，可以取代先前Copeland的标准。
水平吸气管中的推荐值仍然是
700FPM（米/秒），图85，87表示正常回油条件下水平管尺寸的推荐值。
假设系统使用R-12，蒸发温度为40°F（°C），制冷量为
100000Btu/hr（千瓦）。
在图84中，蒸发温度
和制冷量的交点表明在竖直管中为了正常回油最多允许采用
21
8英寸（厘米）管内径的吸气管。
通向压缩机
去冷凝器
沿着制冷剂流动方向
沿着制冷剂流动方向
倾斜
1/″每10英尺
倾斜1/″每10英尺
2
2
每6米设一个油弯每6米设一个油弯
压缩机
由蒸发器来
底部油弯
沿着制冷剂流动方向
弯向地面
倾斜1/″每10英尺
2
图89吸气上升管图90排气上升管
对于较长的吸排气上升管而言，大约每隔20英尺（6米）应设一个截油弯以保证油的正常移动。
通常，吸气管中的截油弯只在回油需要时才使用。
因为在截油弯中积聚的油和液态制冷剂在压缩机开
机时会以较大速度流回压缩机，从而破坏压缩机阀或造成其他破坏。
蒸发器吸气管管路设计
当系统不采用抽空控制系统时，每一个蒸发器都应设截流弯以防止停机时液态制冷剂在重力作用下流
入压缩机。
当使用多个蒸发器，连接在公共吸气管上时，在连接部分应设反向截流弯，以防止一个蒸发器
回流制冷剂影响其他蒸发器的膨胀阀温包控制系统。
当吸气上升管和蒸发器相连时，中间应留有一段水平段和截油弯用于安装感温包。
截油弯用于产生排空区，
防止在感温包所在位置积聚液体，可能使膨胀阀产生误动作。
当蒸发器出口吸气管段无液体积聚或在吸气
上升管前有一段长度合适的水平段，就不需要任何截油弯，除非为了回油。
对于大型系统，经常使用金属软质皮管。
储液器位置
当储液器暴露在高于冷凝温度中时，热传递使部分液态制冷剂蒸发，导致储液器内压力高于冷凝压力，
于是液态制冷剂倒流回冷凝器，直至冷凝压力重新高于储液器内的压力。
解决这一问题的最好的办法是确保储液器所在的环境温度低于冷凝温度。
否则，应使储液绝热以尽量
减少热量的传递。
现在有许多种储液器的通风冷却方式，但必须小心设计以防止出现回流。
当储液器在冷
器后面被通风冷却时，唯一使制冷剂流动的力是重力。
通风管路一般都很复杂，所以应尽可能避免。
即使不发生上述问题，对于冷凝温度低于环境温度的系统储液远离的（水冷或蒸发式冷凝器），液态
制冷剂可能因为受热而丧失过冷度。
如前所述，这时需要采用过冷盘管或绝热装置。
当一个不运转的制冷系统的两部分存在温差时，实际上会产生一个内在的制冷循环小系统。
液态制冷
在高喊温部分蒸发汽化，沿着系统管路运动，在系统的低温部分冷凝。
当压缩机放在机房中，采用顶置
式冷凝器时就会产生这个问题。
系统不运转时，阳光照射着冷凝器，机房较凉爽，这时液态制冷剂将流出
冷凝器，倒流进压缩机。
有时我们可以用一个安装在冷凝器前排气管上的反向截流弯防止这种类型的制冷
剂倒灌。
事实上，即使只有几度的温差20英尺（6米）以上的反向弯管也不能起到截流作用。
然而，如果储器安装在室内，或没有暴露在阳光下，冷凝器的倒流就几乎不会产生问题。
如果系统设
计得好的话，倒流进压缩机的液态制冷剂数量极少，几乎不会造成对压缩机的损坏。
在排气管上靠近冷凝
器的部位装一个截止阀可能能防止制冷剂的倒流，但是截止阀安装在这个位置会引起噪声，价格较贵，而
且可能成为故障源，因此除非万不得已，就不要用这种方法。
震动和噪声
无论压缩机如何隔震，总会有震动和噪声通过管路传递出来，但震动和噪声可以通过设计和管路的固
定降到最低限度。
小型系统的压缩机管道弯曲可以使系统免受压缩机震动之害。
当压缩机被安装在吸震装置上时，制冷剂管路和机组不应刚性连接，而应允许机组有一定幅度的震动，这
样压缩机的震动就不会通过管路传递到系统其他部分。
大型制冷和空调系统，尤其当安装和管子和远程冷凝器时，其噪声特性是不可预知的。
管道结构形式，
气体流动形态，管道长度，工作压力，压缩机和机给的安装情况等，这些都会影响系统的噪声。
有时，气
体流动和管路的共振会放大声音和震动而达到难以忍受的地步。
压缩机的气体脉动也会因相同的原因被加
剧。
当实际的装置遇到气体脉动或共振频率的问题时，采用排气管
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