近几年来,随着氟利昂并联压缩机组在冷库中的大量推广和应用,氟利昂制冷系统由以往的一台单机头机组对应一个冷藏间的形式,改为一台并联压缩机组对应多个冷藏间的形式。在传统模式中,机组和冷风机的距离较近,一般不必对其供液管、回气管的内径进行计算,只须根据机器设备管径进行选取即可。并联压缩机组制冷系统通常采用一根供液总管、一根回气总管连接所有的冷风机,由于管路较长,制冷剂在流动阻力的影响下会产生一定的压降,当压降达到一定程度时,就会影响制冷效果。因此,要对供液管路、回气管路的内径进行详细的计算,将压降控制在允许的范围内。对于供液管路,压降要控制在相当于饱和冷凝温度差0.5℃之内;对于回气管路,压降要控制在相当于饱和蒸发温度差1℃之内。
下面,以某冷库为例,对其管路计算进行分析说明。
1 冷库概况
该冷库共有6个冷藏间,每个冷藏间采用2台冷风机。主机采用一台并联压缩机组,制冷剂为R22机组上有4个6G-50.2型比泽尔压缩机头,每个机头在冷凝温度35℃,蒸发温度-10℃工况时的制冷量为83.25kW,机组的总制冷量为333kW。其制冷系统配管图如图1所示。
 
按制冷剂的流动方向,供液总管为一根渐缩管,毎经过一个冷藏间,便从总管上引出一根支管向冷风机供液,每个冷藏间的2台冷风机共用一根供液支管;回气总管为一根渐扩管,每台冷风机的回气支管分别与回气总管相连接。供液管道均采用铜管,回气管道均采用不锈钢管。
2计算
2.1供液管路内径
在氟利昂制冷系统中,如果制冷剂液体的温度接近其相应压力下的饱和冷凝温度,则在其温度稍微升高或压力稍微降低时,就可能导致部分液体汽化,产生闪发气体,从而增大管路中的流动阻力,减少供液量,造成膨胀阀工作不稳定,冷风机制冷量下降等情况的发生。所以,在设计氟利昂供液管路时,要正确合理地选择管径、阀门和部件,将管路中的总压降控制在允许的范围内,保证系统能够高效率正常运行。
在该系统中,从贮液器到膨胀阀这一段管路较长,主要流动阻力损失在这一段,所以,笔者只对这一段管路进行计算。 该系统有2种运行工况,一是所有压缩机、冷风机全部满负荷运行。在这种工况下,机组平均分配给每个冷藏间(即2台冷风机)的制冷量最小,为55.5kW,也就是设计工况。二是只有部分压缩机、部分冷风机运行(例如,当只有1个冷藏间的冷风机运行时,机组会启动1～2个压缩机头;当有2个冷藏间的冷风机运行时,机组会启动2～3个压缩机头)。这时,平均分配给每个冷藏间的制冷量较大,大于设计工况所要求的55.5kW。在这种运行工况下,尽管管路内有可能出现饱和温度差超出0.5℃的情况,但由于制冷量有较大的余量,所以可以不考虑压降对系统的影响。 下面,对所有压缩机、冷风机全部满负荷运行工况进行分析。
2.1.1估算供液管路中各个供液管段的内径,初步确定各管段的当量长度L。
每台冷风机前的膨胀阀进液管内径为14mm,每根供液支管向2台冷风机供液,所以,供液支管的横截面积取2个膨胀阀的进液口面积之和,可计算出供液支管的内径为19.8mm。供液管路为渐缩形式,根据管路上各管段所对应的冷风机数量(即所承担的负荷量),按供液支管的横截面积折算,可估算出各管段内径。考虑到该系统中供液管路较长,可适当加大各管段的内径,见表1。根据加大后的各管段内径,结合图1中所标注的阀门、弯管、三通、变径的数量,计算各管段的当量长度L(见表1)。
 
 
2.1.2管路总温差ΣΔt
利用《R22吸气管、排气管和液体管负荷量表》,根据公式Δt=ΔtS(L/LS)(Q/QS)1.8计算各管段的温差。式中:Δt为实际工况下管段内的饱和温差 (℃);ΔtS为表中工况下的饱和温差(℃),取2℃;L为根据管径计算出的当量长度(m),见表1;LS为规定的当量长度(m),取100m;Q为实际工况下的负荷量(kW);QS为工况下的负荷量(kW),可根据各管段的内径查出其对应值(注:《R22吸气管、排气管和液体管负荷量表》中的参数是按液体温度40℃计算的,笔者在这里取的液体温度是凝温度35℃, 可近似通用)。计算结果见表2。

根据制冷剂液体流经的各个管段,将各管段的Δt相加,得到从机组到各个冷藏间的通路总 温度差ΣΔt。从表2可以看出,从机组到3供液#,4供液#,5供液#和6供液# 支管的饱和温差大于0.5℃,这是由于管路过长造成的。如果要将温差控制在0.5℃内,靠加大管径已不是最佳的解决方法,要设法增大液体的过冷度。至于增大多少,须完成A供液段立管压降的计算之后再确定。
2.1.3供液管立管段的温差
当冷风机安装位置高于贮液器时,供液立管段的液位差引起的压降较大,且不能采用加大供液管内径的方法来解决压降的影响,只有通过增大液体过冷度,才能防止闪发气体的产生。对于R22,在冷凝温度35℃时,每米液位产生的压差为11.32kPa,相应的饱和温差为0.33℃。在该工程中,A供液段立管的高度为3m,所形成的饱和温差为0.99℃。 从机组到6供液#支管的饱和温差最大,可计算出需要的最小过冷度Δt过冷=0.935+0.99-0.5=1.425℃,即R22液体至少要有1.425℃的过冷度,才能将所有管路的饱和温差控制在0.5℃之内。
关于增大液体过冷度,可采用加大冷凝器面积的办法来实现。
2.2 回气管路内径与供液管路一样,计算回气管路时也分为2种工况:
①当所有压缩机、冷风机全部满负荷运行时,平均分配给每台冷风机的制冷量最小,为27.75kW,即设计工况。在这种工况下运行,要防止管路内出现饱和蒸发温度差超出1℃的情况。
②当部分压缩机、部分冷风机运行时,平均分配给每台冷风机的制冷量较多,大于设计工况所要求的27.75kW。在这种工况下,尽管管道内有可能出现饱和蒸发温度差超出1℃的情况,但由于制冷量有较大余量,所以可以不考虑压降对系统的影响。下面,同样对所有压缩机、冷风机满负荷运行时的情况进行分析。
计算这种带有分支管道的系统时,应按等压降的原则分别计算各管段的内径。首先假定当量长度为管道总长度乘以(1.25～2.0),再根据假定的当量长度和负荷从《R22吸气管负荷图》中查出管内径。按查得的管内径选取不锈钢管,考虑到吸气管路较长,气体的流动阻力损失较大,为了将压降控制在允许的范围内,可将各管段的内径均加大一个规格。然后按选定的不锈钢管内径计算出各管段的当量长度,由当量长度、《R22吸气管负荷图》及公式Δt=ΔtS(L/LS)计算各管段所对应的饱和温差,最终以从各回气支管出来流经各管段 的总温差Σ Δt不大于1℃为合格。计算过程如下。
2.2.1估算各管段到机组的当量长度,初步选定管内径
从d点开始,a—d管段距离各冷风机的分支管道有远有近。为便于计算,可认为所有的冷风机都处于d—e这一段吸气管路的中间位置f。其中,a—d管段的长度La—b—c—d=2.2+3.5+2.7=8.4m,各冷风机的分支管道长度L1—2—3—4—5=2.2m。从机组a点到f点的长度La—f=8.4+(12×4+7.6×2)/2=40m。为便于标记,将该管段定为A管段。第一个冷藏间内的2台冷风机回气支管到机组的长度分别为L1=8.4+2.2=10.6m,L2=8.4+3.2+2.2=13.8m,将它们分别标记为A1和A2管段。再计算a—g管段距g—e这一吸气管路的中间位置h的长度,La—h=8.4+3.2+8.8+(3.2+12×4)/2=46m,即B管段。第二个冷藏间内的2台冷风机回气支管到机组的长度分别为 L3=8.4+12+2.2=22.6m,L4=8.4+12+3.2+2.2=25.8m,即B1和B2管段。……依次分别求出其他各管段到机组的长度,将求出的各长度分别乘以系数(取1.625)后即得到各管段到机组的当量长度。计算结果见表3。

根据表3列出的各管段负荷量和当量长度查《R22吸气管负荷图》,可初步选定各管段的内径,查表结果列于表3中。
2.2.2重新计算各管段的当量长度L
按表3所给出的各管段内径,结合图1中各管段所标注的阀门、弯管、三通和变径数量,重新计算各管段的当量长度L。再根据当量长度L计算各冷风机支管到机组的全长Σ ΔL,计算结果见表4。
 

2.2.3 计算各冷风机回气支管至机组的管路总温度差Σ Δt
由《R22吸气管负荷图》和公式Δt=ΔtS(L/LS)计算各管段的Δt,将Δt相加后即得到各冷风 机回气支管至机组的通路总温度差Σ Δt。式中:Δt为管段中的饱和温度差(℃ );ΔtS为图中采用的饱和温度差(℃ ),回气管为1℃;L为根据管径计算出的当量长度(m);LS为从图中查出的饱和蒸发温度差1℃时的当量长度(m)。 计算结果见表5。

由表5可以看出,除了11回气#和12回气#支管外,其他各回气支管至机组的总温差均小于1℃, 11回气#支管超出了0.086℃,12回气# 支管超出了0.065℃,这在实际运行中一般是允许的。如果要将它们的管路总温差控制在1℃内,那么将A回气,B回气和C回气等饱和温度差稍大的管段管径进行适当加大即可满足要求。
2.2.4计算冷风机回气立管段的回油能力
对于氟利昂制冷系统,由于制冷剂和润滑油互溶,所以润滑油很容易进入冷风机。为了保证系统能够正常运行,冷风机的回气立管段必须要保证足够的回油速度,以便将油带回压缩机,这就要求一个最低流速。为了使用方便,通常将最低流速换算成最低流量,由《R22上升吸气立管最小负荷图》查出上升吸气立管的最小负荷,只要冷风机在正常使用时的最小负荷大于该负荷,润滑油就能顺利地回到压缩机中。《R22上升吸气立管最小负荷图》所标注的状态是膨胀阀前的液温为40℃。当液温不在40℃时,可按《最小带油负荷调整系数》图进行调整。在该系统中,膨胀阀前的液温可认为是冷凝温度35℃,查该图,可得冷凝温度35℃和蒸发温度-10℃时,R22的调整系数为1.048,将冷风机在正常使用时的最小负荷27.75kW除以1.048,即得膨胀阀前40℃液温时的最小带油负荷为26.48kW。再查《R22上升吸气立管最小负荷图》,可查得回气立管的内径只要不大于50.2mm,就能够正常回油。该冷风机的回气管内径为47mm,能够满足回油要求。 当部分压缩机、部分冷风机运行时,平均分配给每台冷风机的负荷量较大,不必再进行回油能力的计算。
由以上计算可以看出,供液管路、回气管路均有一部分管路总温差Σ Δt超出规定的范围。这是由于并联压缩机组被放置在冷库的端部位置,管路系统较长造成的。所以,在设计类似系统时,应尽量将机组放置在沿冷库长度方向的中部位置,不但能够减小各管段的管径,而且能够更容易地将管路总温度差Σ Δt控制在允许的范围内。
3 结束语
随着并联压缩机组制造水平的不断提高,其在冷库中的应用也日益广泛,尤其是随着大功率制冷量压缩机头的出现,并联压缩机组已不仅仅应用于中小型冷库,越来越多的大型冷库也纷纷采用其作为主机。与氨系统相比,并联压缩机组具有结构紧凑、占地面积小,能够大幅降低施工强度、缩短施工时间,可实现自动化操作,即使系统有泄漏,也不会对人员和货物造成威胁等优点。但并联压缩机组的供液管路和回气管路较长,分支管路较多,引起的压降较大,对制冷效果的影响不容忽视。所以,在设计时不能按照以往的经验估算,必须要对其管径进行细致的计算,将管路内的压力损失控制在允许的范围之内,在保证运行效率的基础上降低成本,获得一定的经济效益。