近幾年來,隨著氟利昂并聯壓縮機組在冷庫中的大量推廣和應用,氟利昂制冷系統由以往的一臺單機頭機組對應一個冷藏間的形式,改為一臺并聯壓縮機組對應多個冷藏間的形式。在傳統模式中,機組和冷風機的距離較近,一般不必對其供液管、回氣管的內徑進行計算,只須根據機器設備管徑進行選取即可。并聯壓縮機組制冷系統通常采用一根供液總管、一根回氣總管連接所有的冷風機,由于管路較長,制冷劑在流動阻力的影響下會產生一定的壓降,當壓降達到一定程度時,就會影響制冷效果。因此,要對供液管路、回氣管路的內徑進行詳細的計算,將壓降控制在允許的范圍內。對于供液管路,壓降要控制在相當于飽和冷凝溫度差0.5℃之內;對于回氣管路,壓降要控制在相當于飽和蒸發(fā)溫度差1℃之內。
下面,以某冷庫為例,對其管路計算進行分析說明。
1 冷庫概況
該冷庫共有6個冷藏間,每個冷藏間采用2臺冷風機。主機采用一臺并聯壓縮機組,制冷劑為R22機組上有4個6G-50.2型比澤爾壓縮機頭,每個機頭在冷凝溫度35℃,蒸發(fā)溫度-10℃工況時的制冷量為83.25kW,機組的總制冷量為333kW。其制冷系統配管圖如圖1所示。
 
按制冷劑的流動方向,供液總管為一根漸縮管,毎經過一個冷藏間,便從總管上引出一根支管向冷風機供液,每個冷藏間的2臺冷風機共用一根供液支管;回氣總管為一根漸擴管,每臺冷風機的回氣支管分別與回氣總管相連接。供液管道均采用銅管,回氣管道均采用不銹鋼管。
2計算
2.1供液管路內徑
在氟利昂制冷系統中,如果制冷劑液體的溫度接近其相應壓力下的飽和冷凝溫度,則在其溫度稍微升高或壓力稍微降低時,就可能導致部分液體汽化,產生閃發(fā)氣體,從而增大管路中的流動阻力,減少供液量,造成膨脹閥工作不穩(wěn)定,冷風機制冷量下降等情況的發(fā)生。所以,在設計氟利昂供液管路時,要正確合理地選擇管徑、閥門和部件,將管路中的總壓降控制在允許的范圍內,保證系統能夠高效率正常運行。
在該系統中,從貯液器到膨脹閥這一段管路較長,主要流動阻力損失在這一段,所以,筆者只對這一段管路進行計算。 該系統有2種運行工況,一是所有壓縮機、冷風機全部滿負荷運行。在這種工況下,機組平均分配給每個冷藏間(即2臺冷風機)的制冷量最小,為55.5kW,也就是設計工況。二是只有部分壓縮機、部分冷風機運行(例如,當只有1個冷藏間的冷風機運行時,機組會啟動1～2個壓縮機頭;當有2個冷藏間的冷風機運行時,機組會啟動2～3個壓縮機頭)。這時,平均分配給每個冷藏間的制冷量較大,大于設計工況所要求的55.5kW。在這種運行工況下,盡管管路內有可能出現飽和溫度差超出0.5℃的情況,但由于制冷量有較大的余量,所以可以不考慮壓降對系統的影響。 下面,對所有壓縮機、冷風機全部滿負荷運行工況進行分析。
2.1.1估算供液管路中各個供液管段的內徑,初步確定各管段的當量長度L。
每臺冷風機前的膨脹閥進液管內徑為14mm,每根供液支管向2臺冷風機供液,所以,供液支管的橫截面積取2個膨脹閥的進液口面積之和,可計算出供液支管的內徑為19.8mm。供液管路為漸縮形式,根據管路上各管段所對應的冷風機數量(即所承擔的負荷量),按供液支管的橫截面積折算,可估算出各管段內徑?？紤]到該系統中供液管路較長,可適當加大各管段的內徑,見表1。根據加大后的各管段內徑,結合圖1中所標注的閥門、彎管、三通、變徑的數量,計算各管段的當量長度L(見表1)。
 
 
2.1.2管路總溫差ΣΔt
利用《R22吸氣管、排氣管和液體管負荷量表》,根據公式Δt=ΔtS(L/LS)(Q/QS)1.8計算各管段的溫差。式中:Δt為實際工況下管段內的飽和溫差 (℃);ΔtS為表中工況下的飽和溫差(℃),取2℃;L為根據管徑計算出的當量長度(m),見表1;LS為規(guī)定的當量長度(m),取100m;Q為實際工況下的負荷量(kW);QS為工況下的負荷量(kW),可根據各管段的內徑查出其對應值(注:《R22吸氣管、排氣管和液體管負荷量表》中的參數是按液體溫度40℃計算的,筆者在這里取的液體溫度是凝溫度35℃, 可近似通用)。計算結果見表2。

根據制冷劑液體流經的各個管段,將各管段的Δt相加,得到從機組到各個冷藏間的通路總 溫度差ΣΔt。從表2可以看出,從機組到3供液#,4供液#,5供液#和6供液# 支管的飽和溫差大于0.5℃,這是由于管路過長造成的。如果要將溫差控制在0.5℃內,靠加大管徑已不是最佳的解決方法,要設法增大液體的過冷度。至于增大多少,須完成A供液段立管壓降的計算之后再確定。
2.1.3供液管立管段的溫差
當冷風機安裝位置高于貯液器時,供液立管段的液位差引起的壓降較大,且不能采用加大供液管內徑的方法來解決壓降的影響,只有通過增大液體過冷度,才能防止閃發(fā)氣體的產生。對于R22,在冷凝溫度35℃時,每米液位產生的壓差為11.32kPa,相應的飽和溫差為0.33℃。在該工程中,A供液段立管的高度為3m,所形成的飽和溫差為0.99℃。 從機組到6供液#支管的飽和溫差最大,可計算出需要的最小過冷度Δt過冷=0.935+0.99-0.5=1.425℃,即R22液體至少要有1.425℃的過冷度,才能將所有管路的飽和溫差控制在0.5℃之內。
關于增大液體過冷度,可采用加大冷凝器面積的辦法來實現。
2.2 回氣管路內徑與供液管路一樣,計算回氣管路時也分為2種工況:
①當所有壓縮機、冷風機全部滿負荷運行時,平均分配給每臺冷風機的制冷量最小,為27.75kW,即設計工況。在這種工況下運行,要防止管路內出現飽和蒸發(fā)溫度差超出1℃的情況。
②當部分壓縮機、部分冷風機運行時,平均分配給每臺冷風機的制冷量較多,大于設計工況所要求的27.75kW。在這種工況下,盡管管道內有可能出現飽和蒸發(fā)溫度差超出1℃的情況,但由于制冷量有較大余量,所以可以不考慮壓降對系統的影響。下面,同樣對所有壓縮機、冷風機滿負荷運行時的情況進行分析。
計算這種帶有分支管道的系統時,應按等壓降的原則分別計算各管段的內徑。首先假定當量長度為管道總長度乘以(1.25～2.0),再根據假定的當量長度和負荷從《R22吸氣管負荷圖》中查出管內徑。按查得的管內徑選取不銹鋼管,考慮到吸氣管路較長,氣體的流動阻力損失較大,為了將壓降控制在允許的范圍內,可將各管段的內徑均加大一個規(guī)格。然后按選定的不銹鋼管內徑計算出各管段的當量長度,由當量長度、《R22吸氣管負荷圖》及公式Δt=ΔtS(L/LS)計算各管段所對應的飽和溫差,最終以從各回氣支管出來流經各管段 的總溫差Σ Δt不大于1℃為合格。計算過程如下。
2.2.1估算各管段到機組的當量長度,初步選定管內徑
從d點開始,a—d管段距離各冷風機的分支管道有遠有近。為便于計算,可認為所有的冷風機都處于d—e這一段吸氣管路的中間位置f。其中,a—d管段的長度La—b—c—d=2.2+3.5+2.7=8.4m,各冷風機的分支管道長度L1—2—3—4—5=2.2m。從機組a點到f點的長度La—f=8.4+(12×4+7.6×2)/2=40m。為便于標記,將該管段定為A管段。第一個冷藏間內的2臺冷風機回氣支管到機組的長度分別為L1=8.4+2.2=10.6m,L2=8.4+3.2+2.2=13.8m,將它們分別標記為A1和A2管段。再計算a—g管段距g—e這一吸氣管路的中間位置h的長度,La—h=8.4+3.2+8.8+(3.2+12×4)/2=46m,即B管段。第二個冷藏間內的2臺冷風機回氣支管到機組的長度分別為 L3=8.4+12+2.2=22.6m,L4=8.4+12+3.2+2.2=25.8m,即B1和B2管段。……依次分別求出其他各管段到機組的長度,將求出的各長度分別乘以系數(取1.625)后即得到各管段到機組的當量長度。計算結果見表3。

根據表3列出的各管段負荷量和當量長度查《R22吸氣管負荷圖》,可初步選定各管段的內徑,查表結果列于表3中。
2.2.2重新計算各管段的當量長度L
按表3所給出的各管段內徑,結合圖1中各管段所標注的閥門、彎管、三通和變徑數量,重新計算各管段的當量長度L。再根據當量長度L計算各冷風機支管到機組的全長Σ ΔL,計算結果見表4。
 

2.2.3 計算各冷風機回氣支管至機組的管路總溫度差Σ Δt
由《R22吸氣管負荷圖》和公式Δt=ΔtS(L/LS)計算各管段的Δt,將Δt相加后即得到各冷風 機回氣支管至機組的通路總溫度差Σ Δt。式中:Δt為管段中的飽和溫度差(℃ );ΔtS為圖中采用的飽和溫度差(℃ ),回氣管為1℃;L為根據管徑計算出的當量長度(m);LS為從圖中查出的飽和蒸發(fā)溫度差1℃時的當量長度(m)。 計算結果見表5。

由表5可以看出,除了11回氣#和12回氣#支管外,其他各回氣支管至機組的總溫差均小于1℃, 11回氣#支管超出了0.086℃,12回氣# 支管超出了0.065℃,這在實際運行中一般是允許的。如果要將它們的管路總溫差控制在1℃內,那么將A回氣,B回氣和C回氣等飽和溫度差稍大的管段管徑進行適當加大即可滿足要求。
2.2.4計算冷風機回氣立管段的回油能力
對于氟利昂制冷系統,由于制冷劑和潤滑油互溶,所以潤滑油很容易進入冷風機。為了保證系統能夠正常運行,冷風機的回氣立管段必須要保證足夠的回油速度,以便將油帶回壓縮機,這就要求一個最低流速。為了使用方便,通常將最低流速換算成最低流量,由《R22上升吸氣立管最小負荷圖》查出上升吸氣立管的最小負荷,只要冷風機在正常使用時的最小負荷大于該負荷,潤滑油就能順利地回到壓縮機中。《R22上升吸氣立管最小負荷圖》所標注的狀態(tài)是膨脹閥前的液溫為40℃。當液溫不在40℃時,可按《最小帶油負荷調整系數》圖進行調整。在該系統中,膨脹閥前的液溫可認為是冷凝溫度35℃,查該圖,可得冷凝溫度35℃和蒸發(fā)溫度-10℃時,R22的調整系數為1.048,將冷風機在正常使用時的最小負荷27.75kW除以1.048,即得膨脹閥前40℃液溫時的最小帶油負荷為26.48kW。再查《R22上升吸氣立管最小負荷圖》,可查得回氣立管的內徑只要不大于50.2mm,就能夠正?；赜?。該冷風機的回氣管內徑為47mm,能夠滿足回油要求。 當部分壓縮機、部分冷風機運行時,平均分配給每臺冷風機的負荷量較大,不必再進行回油能力的計算。
由以上計算可以看出,供液管路、回氣管路均有一部分管路總溫差Σ Δt超出規(guī)定的范圍。這是由于并聯壓縮機組被放置在冷庫的端部位置,管路系統較長造成的。所以,在設計類似系統時,應盡量將機組放置在沿冷庫長度方向的中部位置,不但能夠減小各管段的管徑,而且能夠更容易地將管路總溫度差Σ Δt控制在允許的范圍內。
3 結束語
隨著并聯壓縮機組制造水平的不斷提高,其在冷庫中的應用也日益廣泛,尤其是隨著大功率制冷量壓縮機頭的出現,并聯壓縮機組已不僅僅應用于中小型冷庫,越來越多的大型冷庫也紛紛采用其作為主機。與氨系統相比,并聯壓縮機組具有結構緊湊、占地面積小,能夠大幅降低施工強度、縮短施工時間,可實現自動化操作,即使系統有泄漏,也不會對人員和貨物造成威脅等優(yōu)點。但并聯壓縮機組的供液管路和回氣管路較長,分支管路較多,引起的壓降較大,對制冷效果的影響不容忽視。所以,在設計時不能按照以往的經驗估算,必須要對其管徑進行細致的計算,將管路內的壓力損失控制在允許的范圍之內,在保證運行效率的基礎上降低成本,獲得一定的經濟效益。