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
制冷系统管径的确定需基于质量流量与流速的关联关系进行计算。首先根据系统制冷量及热力参数计算制冷剂的质量流量，随后结合制冷剂在管路特定位置的热力状态（如过热度、压力等）确定其密度等物性参数，将质量流量转换为容积流量。最终通过容积流量与管路截面积的比值，推导出不同管径对应的制冷剂流速范围。这一过程需重点考虑制冷剂相态变化对物性参数的影响，例如吸气管路中气液两相流与纯过热蒸气状态下的密度差异会显著改变容积流量计算结果 。实际工程中还需结合管路布置特点（如垂直/水平走向）和润滑需求，对计算所得流速进行修正，确保满足带油速度下限要求的同时控制压降在允许范围内。
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。
举个例子： 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。
制冷系统管径的匹配需综合考虑变工况下的运行需求。以制冷量5-20kW的系统为例，其能力边界由压缩机运行范围及标准工况（如中国T1工况）决定，对应制冷剂流量范围需通过质量流量公式换算得出。当系统处于5kW低负荷时，依据流速下限要求（通常吸气管≥5m/s）及回油需求，可选用22-42mm管径；而在20kW高负荷工况下，为避免流速超标（一般吸气管≤20m/s）引发振动，需采用42mm及以上管径。通过流量-流速关系曲线分析，42mm管径成为唯一贯穿全工况的可行选择，既能满足低负荷下的带油要求（流速≥5m/s），又可控制高负荷时流速在安全阈值内（如8-12m/s）。若系统存在多管径可选区间，优先选用较大管径可在保证流速合理的同时降低压降（如供液管压降超过172kPa将影响过冷度），但需通过软件模拟验证压降对系统能效的影响幅度（通常要求吸气管压降≤20kPa）。
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：
制冷系统中双上升管结构的管径设计采用分级匹配策略：主上升管（大管径）按系统最大制冷量与最小制冷量之差确定管径，辅助上升管（小管径）则依据最小制冷量需求设计。在满负荷工况下，双管并联运行时总流通截面积对应的制冷剂流速可满足润滑油携带要求；当系统处于部分负荷或最小负荷时，双管总流通面积的流速低于临界带油流速，导致润滑油逐渐沉积于大管底部形成油封液柱，此时大管因流体通道受阻而自动关闭，仅由小管维持最小负荷工况下的带油需求。当负荷回升导致制冷剂流量增加时，小管内压降随之增大，当压降产生的推力超过油封液柱静压时，大管重新导通，系统恢复双管协同工作状态。这种变截面管路设计通过机械式自调节机制，实现了不同工况下的动态平衡，既保证了低负荷时的可靠回油，又避免了高负荷工况因流速过高引发的振动问题。
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；
压缩机排气管路作为连接压缩机排气口与冷凝器入口的关键通道，主要承担输送高温高压气态制冷剂混合物（含润滑油蒸气）的功能。在常规制冷系统中，由于高温高压工况下润滑油粘度显著降低（通常降至运动粘度10-30mm2/s范围），其良好的流动性使得管路内油滴能够通过自然携带进入冷凝器，因此排气管路设计通常无需专门设置回油装置。管径选择主要基于机械振动控制原则，需通过计算压缩机排气脉动频率与管路固有频率的避开率（通常要求相差20%以上），并采用弹性支撑或U型弯管等减振结构。值得注意的是，在标准型冷暖设备中，因冷凝器与压缩机通常采用紧凑型布局（间距小于1.5m），管路压降对系统性能影响可忽略（压降通常控制在5kPa以内），但针对长距离输送的商用冷库系统或低温热泵机组，仍需通过流速-压降公式（ΔP=λ·L·ρ·v2/(2D)）进行校核计算，确保压降不超过冷凝器额定压力的5%。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。
制冷系统排气管路的布置设计需优先于管径选择，其核心在于防范停机后冷媒迁移引发的液击风险。由于常规压缩机内置背压单向阀仅能限制停机反转而非完全密封，冷凝器及管路中的液态制冷剂与润滑油可能在重力作用下倒流至压缩机腔体，导致二次启动时出现液击、系统高压甚至液锤现象。为此，管路布置需遵循以下原则：首先，排气管道应设置0.01-0.02的坡度（坡向油分离器或冷凝器），利用重力抑制液态介质回流；其次，在无油分离器的系统中，若压缩机低于冷凝器，需设计U型弯管形成液封，阻断冷媒迁移路径；此外，管路布局应避免形成"液囊"，确保冷凝器至压缩机的管路始终处于高位，必要时采用波动式贮液器与平衡管结构增强气液分离效果。对于存在冷媒迁移风险的系统，可增设防液击装置如倒U形液封管（高度≥2m）或脉冲回油管路，通过机械结构限制液态冷媒回流。如下图所示，示意了三种错误和一种正确的布置方法：
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：
制冷系统供液管路管径的确定需重点考量压降对过冷度的综合影响，其核心设计原则是将管路压降严格控制在允许范围内（通常≤172kPa对应R22制冷剂15米垂直上升管路），以避免因压降导致的过冷度损失（如R22系统每100kPa压降对应约3℃过冷度衰减）。供液管路压降由三部分构成：管路摩擦阻力（与管长、粗糙度及流速相关）、附件局部阻力（阀门、过滤器等）以及重力压降（液柱静压，计算公式为ΔP=ρgh）。以R22制冷剂为例，当供液管垂直上升15米时，液柱静压可达172kPa，直接导致过冷度降低约5℃，严重时将引发节流前闪发气体生成，造成膨胀阀调节失准、蒸发器供液不均等问题。
管路布置需遵循"短路径、低阻力"原则，理想状态下储液器与节流机构间距应控制在5米以内，确保制冷剂在进入膨胀阀前维持≥5℃的过冷度。然而实际工程中，分体式系统常因冷凝器与储液器近距离布置（通常<2米），导致供液管需长距离连接节流机构（>10米），此时重力压降与摩擦压降叠加将显著影响系统稳定性。典型案例显示，当管路总压降超过冷凝压力5%时，系统低压报警触发概率增加30%，同时伴随管路喘振（压力波动幅值>20kPa）和节流机构啸叫（噪声级>75dB）等异常工况。
针对长距离供液管路，建议采用分级储液设计：当储液器与节流机构间距超过10米时，在节流阀入口前30-50cm处增设微型储液罐（容积≥0.5m3）。该结构通过重力分离作用，可有效吸收管路压降引发的闪发气体（分离效率>90%），同时缓冲液柱静压波动（压差补偿能力达±15kPa）。工程实践表明，该方案可使膨胀阀前过冷度波动控制在±1℃范围内，系统COP提升约4-6%，且完全消除液锤风险（冲击压力峰值降低至<50kPa）。
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