文章编号：1671-6612（2009）04-114-05
第23卷第4期 2009年8月 制冷与空调
Refrigeration and Air Conditioning V ol.23 No.4 Aug. 2009.114～118
R22和R410A 多联机配管长度理论分析
申晓宇 朱蒙佳 张 帆
（南京师范大学动力工程学院 南京 210042）
【摘 要】 随着多联机的广泛使用，多联机配管长度对机组性能的影响一直是业内关注的问题。配管长度的
增加，虽然可以扩大多联机的作用域，但是同样带来了回油困难、制冷量衰减和系统需充注大量制冷剂的问题。这就造成多联机从理论上具有节能潜力，而实际使用中则未必。就机组配管长度对机组的影响进行了理论分析计算，讨论了多联机的经济配管长度。
【关键词】 多联机；经济配管长度；效率；理论计算分析 中图分类号 TU83 文献标识码 B
Theoretical Study on the length of VRF Using R22 and R410A
Shen Xiaoyu Zhu Mengjia Zhang Fan
(College of Power Engineering , Nanjing Normal University, Nanjing 210042)
【Abstract 】 When the VRF is used more and more, the problem of the length of VRF is always attracting people’s attentions. With the longer of the length of VRF, through this can enlarge the refrigeration zone of VRF, it carries a lot of problems too, such as the difficult of the oil back to compressor, the damp of the refrigeration and the VRF system needs more refrigerant. All these may case the VRF no more save energy. This paper calculated and discussed the economical length of VRF air-conditioning system. 【Keywords 】 VRF; economical length; COP; theoretical calculate and discuss
0 引言
多联式空调(热泵) 机组(multi-connected
air-condition(heat pump) unit)，简称为多联机。有时也称VRF (variable refrigerant flow)空调系统，即可变制冷剂流量空调系统，由日本大金(DAIKIN)公司于1982年开发推出，打破了传统的中央空调(水冷冷水机组+热水锅炉+空调末端) 设计理念，在传统的房间分体空调器由一台室外机连接一台室内机的一对一方式的基础上，研制出了一(多) 台室外机连接多台室内机的供暖制冷系统。使设计、安装、运行及维护管理更为简单、方便[1]。
随着多联式空调机型的不断增多及其节能、智能化调节、温度控制精确、自动化程度高、使用灵活、管理方便等诸多优点，其在大型建筑及别墅的应用日益广泛。然而影响多联机运行性能的因素有作者简介：申晓宇（1987-），女，在读本科生。 收稿日期：2009-02-24
许多，主要是：1系统配管长度，2室内机和室外机高差以及3室内机之间的高度差。因此在设计、生产和安装过程中，若不充分考虑以上因素，则未必能最大程度发挥多联机的优点，甚至影响机组的正常运行。这就造成多联机从理论上具有节能潜力。但具体实施上，特别是将多联机用于较大的系统，一方面各子系统不可避免地发生藕合和干扰，造成不必要的能量损失，另外其配管长度、室内外机的高差、控制系统的好坏等决定是否真正节能[2～4]。
本文就R22和R410A 多联机配管长度对机组的影响，进行了理论计算，在允许20％制冷量衰减的条件下，计算了两种制冷剂下机组的最大配管长度，并对机组的效率进行分析。
1 理论计算中的简化和假设
第23卷第4期 申晓宇，等：R22和R410A 多联机配管长度理论分析 ·115·
为了便于研究配管长度对多联机效率和制冷量的影响，所作的简化和假设条件：
（1）多联机为单级蒸气压缩制冷循环，只有一个蒸发器，系统见图1；
由文献5、6可知多联机液管和气管的沿程阻力损失可分别由（2）、（3）和(4)式确定。 p =
1l
f ρω2 （2）
2d
（3） f =0.3164 0.25Re Re =ud （4）
v
图1 多联机系统简图
（2）系统管道均为水平铺设，忽略垂直高差
对制冷量的影响；
（3）管道保温良好无传热，制冷剂在管道中无温度变化，制冷量衰减前后压缩机吸入口的焓值相等；
（4）气液管的管径均取主管直径，不考虑分歧管直径。
式中：ρ为制冷剂密度，kg/m3；ω为制冷剂平均流速，m/s；f 为管内沿程阻力系数；d 为管内径，m ；v 为运动粘度,m 2/s；R e 为雷诺数。
3 两种多联机机组计算
根据本文所作假设、已知条件和计算公式，可知制冷量衰减前后压焓图见图2。以下理论计算均基于本图和已知条件。
2 计算条件及计算式
2.1 计算条件
夏季机组冷凝温度40℃，蒸发温度7℃，制冷剂液体过冷度5℃，制冷剂气体过热度5℃，机组制冷量5HP （14kW ），以损失制冷量20％计，机组实际制冷量11.2kW ，其中吸气过热为无效过热。 2.2 计算式
由文献[5]可知多联机系统连接管管径由（1）
式确定。
d =
（1）
图2 多联机机组制冷量衰减前后压焓图
3.1 R22机组的计算
查文献[7]并计算得R22的相关性质，见表1。
式中：d 为管内径，m ；q m 为制冷剂质量流量，kg/s；
v 为制冷剂比容，m 3/kg；u 为制冷剂平均流速，m/s。
表1 R22性质表
制冷剂液体 制冷剂气体
ρ（kg/m3）
ω（m/s）
d （m ）
ν（m 2/s）
Re f
0.0184 0.015
1128.5 1.5 7.4×10-3 0.1235×10-6 8.67×104 26.354 6 14.78×10-3 0.448×10-6 5.22×106
另查得h s =407.834kJ/kg h4=h3=243.114kJ/kg 故q e =164.72kJ/kg qm =Q/qe =0.068kg/s
＝7.14×10-3m ＝14.78×10-3m
将R22的参数带入（2）式得：
p 气=
l 1 f 气ρ气ω气2气 （5）
2d 气
＝0.5×0.015×26.354×36×
l
14.78×10−3
·116· 制冷与空调 2009年
p 液=
l 1 f 液ρ液ω液2液 （6）
2d 液
l
7.14×10−3
又因为制冷量衰减20％，压缩机的排量衰减20％，制冷剂流量衰减20％，即压缩机吸气口制冷剂比容增大为原来的1.25倍，所以原比容ν1＝0.0393m 3/kg，现比容ν´1＝0.0491m 3/kg。进一步查得s 1´＝1.772kJ/(kg·k)，忽略压缩损失，即认为压缩为等熵过程，故s 2´＝s 1´＝1.772kJ/(kg·k)。
查得P 1´＝5.25×105Pa ，故p 气＝p 1－p 1´＝9.74
×10Pa ，代入（5）式得l =201.5m，代入（6）式得p 液＝6.59×105Pa ，所以p 2´＝p c ＋p 液＝21.92×105Pa 。由2´点的焓和压力，查出h 2´＝449.19kJ/kg。得单位压缩功w ＝h 2´－h 1´＝37.62kJ/kg，所以理论COP ＝164.72/37.62＝4.38。
＝0.5×0.0184×1128.5×2.25×
制冷剂液体 制冷剂气体
ρ（kg/m3）
ω（m/s）
R22多联机的理论配管长度为201.5m ，但是若液管也采取这一长度是极不可取的，液管的阻力损失很大，大幅的增大了压缩机的排气焓值和单位压缩功。本文还作出另外两种配管长度的理论计算：
①若液管长度取100m ，则液管压损为3.27×105Pa ，压缩机排气压力P 100＝18.6×105Pa ，则h 2´＝446.13kJ/kg，单位压缩功w 100＝34.56kJ/kg，理论COP 100＝4.77；
②若液管长度取50m ，则液管压损为1.635×105Pa ，压缩机排气压力P 50＝16.965×105Pa ，则h 2´＝443.01kJ/kg，单位压缩功w 50＝31.44kJ/kg，理论COP 50＝5.24。
3.2 R410A机组的计算
查文献7并计算得 R410A 的相关性质，见表2。
表2 R410A性质表
d （m ）
ν（m 2/s）
Re f
0.0172 0.013
982.6 1.5 7.6×10-3 0.0998×10-6 1.14×105 37.06 6 19.6×10-3 0.3367×10-6 3.49×105
另查得h s =427.36kJ/kg h4=h3=259.94kJ/kg 故q e =167.42kJ/kg qm =Q/qe =0.0669kg/s
d 液 查得s 1´＝1.826kJ/(kg·k)，忽略压缩损失，即认为压缩为等熵过程，故s 2´＝s 1´＝1.826kJ/(kg·k)。
查得P 1´＝9.48×105Pa ，故p 气＝p 1－p 1´＝4.4
×10Pa ，代入（7）式得l =99.45m，代入（8）式
4
＝7.6×10-3
m d 气
得p 液＝2.48×105Pa ，所以p 2´＝p c ＋p 液＝26.58×
105Pa 。由2´点的焓和压力，查出h 2´＝460.5kJ/kg。得单位压缩功w ＝h 2´－h 1´＝28.83kJ/kg，所以理论COP ＝167.42/28.83＝5.81。
＝19.6×10-3m
将R410A 的参数带入（2）式得：
p 气=
l 1l f 气ρ气ω气2气＝0.5×0.013×37.06×36×−3
2d 气19.6×10
4 计算结果与实际机组的比较
本文为纯理论、只考虑配管长度对机组性能的
影响，因此，还需和实际生产的机组进行对比。图3是某多联式空调系统制冷制热量随主管长度的衰减图。
本文所计算的配管长度是指主管的长度，不考虑分歧管和弯头等的影响。具体实施中可将这些因素折合当量沿程阻力损失纳入计算当中。
从图3以及本文的理论计算可以看出，在同一水平面上当管长达到80m 时，机组的损失已经达到20％左右，如果再考虑有垂直高度方向的影响，则配管长度则要更短。本文理论计算中按20％制
（7）
p 液=
l 1l
f 液ρ液ω液2液0.5×0.0172×982.6×2.25×2d 液7.6×10−3
（8） 同理因为制冷量衰减20％，压缩机的排量衰减20％，制冷剂流量衰减20％，即压缩机吸气口制冷剂比容增大为原来的1.25倍，所以原比容ν1＝0.02744m 3/kg，现比容ν´1＝0.0343m 3/kg。进一步
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冷（热）量损失计算管长为100m 左右，所以考虑
其他不可逆损失，结果和实际机组的管长一致。
图3 某多联机组的制冷（热）衰减图[8]
5 分析与结论
从理论计算结果可以看出：
①对于多联式空调，属于直接膨胀式空调系统，制冷剂回路中流体的流动会造成吸气和液体管路的压力损失，吸气管路中的压力损失会造成压缩机吸气压力下降、压缩比增大、容积效率下降；
②吸气比体积增大，导致制冷剂质量流量减小、制冷量减小，故若制冷剂管路过长，则无论是变频涡旋式压缩机还是数码涡旋式压缩机，制冷能力的下降都非常明显；
③通过对R22的三种配管长度的计算可见，将机组的配管长度从200m 减小到100m 再减小到50m ，COP 有显著的增加，所以较长的管路不仅使机组的制冷量衰减，还使系统的COP 下降，并消耗更多的电能；
④多联式空调的管路较长并且支管较多，因此回油问题是多联机质量高低的重要指标。对于配管长度和制冷剂比体积一定的管路，要减小压力损失只能增大管道内径或减小制冷剂的质量流量。出于对回油的考虑，必须保证管内制冷剂一定的流速，因此管径的增加十分有限，而只能使制冷剂的质量
流量减小，但制冷量由环境负荷决定、是不可减少
的，所以唯一办法是增大冷凝器后制冷剂的过冷度，从而增加单位质量制冷量。故管路过长会使机组的初投资大幅增加；
⑤R410A 空调机与R22相比，R410A 的压力是R22的1.6倍，而且比容比R22小，R22机组的制冷剂气、液管的管径均比R410A 机组的管径小，所以R410A 多联机的制冷量衰减受配管长度增加的影响较R22机组的大，但在相同制冷量衰减的情况下，R410A 机组的COP 比R22机组的大；
⑥本文只考虑气液管长度的沿程阻力损失对系统的影响，忽略了其他所有损失和不可逆因素，理论计算得VRF 系统的配管长度不益超过100m ，因此考虑到实际的系统，管道长度还需要进一步缩短，才能保证多联机系统稳定高效的运行。
从上述分析中可以得出结论：多联式空调系统有其独特的优点，但是就配管长度而言，不适合太长，即机组的系统不宜太过庞大，只有这样才能保持多联式空调系统的利大于弊，真正发挥其节能的优点。就R22和R410A 机组而言，其配管长度应综合考虑选择。
当前，多联机空调系统由于其计费管理和使用的方便特性，在办公楼、住宅等得到广泛的应用。但在使用过程中，对多联式空调机组的特性，如果缺乏考虑，会造成能耗的增加、冷（热）量减少的现象，严重的会造成机组无法安全运行。本文认为，对多联式空调机组可在较大单体建设中使用时，充分考虑过长配管会带来的不利影响，应充分注意。可采用分区或分层放置的方式避免造成不必要的麻烦，以更好地贯彻国家和地方规范对节能的要求。
参考文献：
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由于工作区的计算露点温度高于贴附层的露点温（上接第81页）
度，所以在精度控制要求不严格的情况下，通过计分析图6和图7可知，在贴附层内空气温度沿
算工作区露点温度来调节冷却顶板温度是可行的。高度方向下降，接近顶板处温度最低，这主要是受
当室内对空气露点温度有严格要求时，可以在工作顶板冷辐射和对流的影响。贴附层内空气的相对湿
区空气露点温度的基础上减去0.8℃，得到顶板附度沿高度方向上升，这和工作区内的相对湿度分布
近贴附层内空气露点温度。 正好相反。由于室内热灼空气被新风抬升到房间上
部，温度不断升高。当到达贴附层时，冷却顶板的
作用加强，温度变化较大，水蒸气被下部温度较高3 结论 的空气向上抬升，形成了一个倒相对湿度层。 通过对置换通风与冷却顶板空调系统的数值
贴附层和工作区的露点温度按下式计算[3,4]： 模拟研究，本文得到以下结论：
（1）置换通风与冷却顶板空调系统室内温度t l =-35.28896-2.03222lnpq +1.17025(lnpq ) 2 (1)
沿高度方向呈升高趋势，相对湿度沿高度呈降低趋式中t l —计算区域的露点温度。℃；
势。工作区内温差变化较小，主要的温度变化集中 p q —该状态下湿空气的水蒸气分压力，pa 。
在工作区以上。 p q =μp q,b (2)
（2）在顶板附近的贴附层内，空气温度沿高式中μ—该状态下空气的相对湿度；
度呈降低趋势，相对湿度沿高度呈升高趋势。 p q,b —对应温度下的饱和水蒸气分压力，pa 。
（3）通过计算，比较了不同工况下工作区和计算汇总得到贴附层和工作区的露点温度见
贴附层内空气露点温度的大小和变化趋势。在相同图8：
情况下，空气相对湿度变化对露点温度的影响大于温度。当室内对露点精度控制要求比较低时，可以用工作区内空气露点温度近似代替贴附层内空气
的露点温度，进而控制冷却顶板温度，防止顶板结露现象的产生。 参考文献：
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图8 贴附层和工作区露点温度图
分析图8可知，工作区空气的露点温度比贴附
层内空气露点温度约高0.8℃，且在同一温度下，露点温度随送风相对湿度的减小而减小。对比工况1、工况4和工况7可知，在送风相对湿度相同的条件下，温度对露点温度的影响在0.2℃以内，小于同温度下送风相对湿度变化对露点温度的影响。