冷媒循環量可調的製冷或熱泵系統的製作方法

2023-12-03 21:29:39 2

本發明涉及製冷領域，特別是涉及一種冷媒循環量可調的製冷或熱泵系統。

背景技術：

冷凝器和蒸發器是製冷系統的核心部件，當冷凝器和蒸發器均處於理想的工作狀態時，製冷系統才會處於理想的工作狀態。冷凝器要處於理想的工作狀態，需要冷凝器中具有理想的冷媒循環量，蒸發器要處於理想的工作狀態，也需要蒸發器中具有理想的冷媒循環量，當冷凝器和蒸發器中均具有理想的冷媒循環量時，製冷系統才具有理想的冷媒循環量，從而具備使製冷系統處於理想工作狀態的條件。

然而，現有技術存在較多問題，比如：

一，製冷系統中，若冷凝壓力偏高，壓縮機排氣溫度會上升，壓縮比增大，製冷量減少，功耗增大，冷凝壓力偏高，還容易引起設備破損事故。若冷凝壓力過低，特別是在冬季，環境溫度或冷卻水溫度較低，導致冷凝壓力過低，以致熱力膨脹閥前後壓力差太小，供液動力不足，造成流經熱力膨脹閥的製冷劑流量急劇減少，使製冷量大大降低，甚至製冷裝置工作失調。另外，多數廠家的壓縮機，也會有最低冷凝壓力的使用要求，甚至隨著蒸發壓力的不同，最低冷凝壓力要求也不同。因此，為保證製冷系統和壓縮機的可靠工作，必須對冷凝壓力實施控制。冷凝壓力的控制方法，現有技術主要有兩種：1、控制冷卻水流量或者冷卻風量，對於風冷，常用的有：a)風扇電動機變速；b)風閥控制調節冷卻空氣流量；c)冷凝風機開、停控制，這些方法應用在常年環境溫度高於4℃以上場合比較有效；2、從製冷劑側採用旁通調節方法控制製冷壓力，具體連接方式為：在冷凝器出口安裝一個高壓調節閥，高壓調節閥的另一端連接儲液器入口，在壓縮機排氣口與儲液器入口之間接旁通管，在旁通管上安裝差壓調節閥。

採用以上兩種方法，製冷系統在寒冷季節工作時冷凝器和風機(或水泵)的換熱能力沒有得到充分利用，能效比仍然較低，與溫暖季節甚至夏季時相比，比較接近。因為風機或水泵的能耗大約只佔到系統總能耗的10％，而壓縮機的能耗大約能佔到90％。

二，在冷凝熱回收製冷系統中，採用熱回收模式時，隨著熱水溫度的逐步升高，系統製冷量逐步下降，由此或者導致用戶舒適度下降，或者製冷能力不足導致食品溫度上升，以致需要安裝更大能力的機組，但系統中室外換熱器的能力沒有得到利用，如果能使室外換熱器在系統運行熱回收模式時成為過冷器，隨著熱水溫度的升高，系統的製冷量幾乎不會下降。

三，對於空調熱水一體機(三聯供)，在冬季制熱水時，隨著熱水溫度的逐步升高，系統總的制熱量幾乎不增加或者逐步下降。

四，空調在冬季除霜時，冷凝壓力偏低，除霜效果不好。常規的冷藏冷凍製冷系統採用逆向熱氣除霜時，冷凝壓力同樣偏低，除霜效果不好。

五，空調器製冷系統的冷媒充灌量對空調器性能的影響很大，不同環境溫度、不同工況及不同壓縮機頻率負荷下運行時，空調器達到最佳能效狀態需要的冷媒量並不相同，例如，高頻高負荷時，需要的冷媒量更多，低頻低負荷時，需要的冷媒量較少。但是空調器製冷系統作為一個封閉的系統，充注在其中的冷媒量是一定的。空調器的冷媒充灌量一般是以設計工況來確定的，而實際的運行工況又往往偏離設計工況，這樣，即使以設計工況下的最佳充灌量來充灌的空調器，也不可避免的存在因工況變化產生的充灌量相對較多或較少的問題，從而影響實際運行的能效比，造成能量的浪費。

技術實現要素：

本發明的目的在於解決上述問題。

本發明的技術方案如下：

一種冷媒循環量可調的製冷或熱泵系統，包含壓縮機、第一換熱器、節流裝置、第二換熱器；設置有儲液器，所述儲液器包含筒體、冷媒進口管道、液態冷媒出口管道、氣態冷媒出口管道；包含製冷或熱泵迴路，所述製冷或熱泵迴路至少由所述壓縮機、所述第一換熱器、所述節流裝置、所述儲液器、所述第二換熱器依次串聯連通而成，其中，所述節流裝置連通所述儲液器的冷媒進口管道，所述儲液器的液態冷媒出口管道連通所述第二換熱器，所述第二換熱器連通所述壓縮機的吸氣口或補氣口，所述製冷或熱泵迴路可實現製冷或熱泵循環，所述製冷或熱泵循環中所述第一換熱器做為冷凝器，所述第二換熱器做為蒸發器；所述製冷或熱泵系統至少符合下列條件A、B和C之一：A)所述儲液器的氣態冷媒出口管道通過支路管道連通所述製冷或熱泵迴路中從所述液態冷媒出口管道至所述第二換熱器出口前的冷媒通道，在該支路管道上或者在所述儲液器的氣態冷媒出口管道上設置有氣態冷媒流量調節裝置；所述製冷或熱泵循環運行過程中，當需要增加所述第一換熱器中的冷媒循環量時，控制所述氣態冷媒流量調節裝置使通過其的冷媒流量減小，當需要減小所述第一換熱器中的冷媒循環量時，控制所述氣態冷媒流量調節裝置使通過其的冷媒流量增大；B)所述製冷或熱泵迴路中，所述壓縮機至所述第一換熱器之間的冷媒通道不經過四通換向閥，所述儲液器的氣態冷媒出口管道通過支路管道連通所述製冷或熱泵迴路中從所述蒸發器出口至所述壓縮機吸氣口或補氣口之間的冷媒通道，在該支路管道上或者在所述儲液器的氣態冷媒出口管道上設置有氣態冷媒流量調節裝置；所述製冷或熱泵循環運行過程中，當需要增加所述第一換熱器中的冷媒循環量時，控制所述氣態冷媒流量調節裝置使通過其的冷媒流量減小，當需要減小所述第一換熱器中的冷媒循環量時，控制所述氣態冷媒流量調節裝置使通過其的冷媒流量增大；C)所述儲液器的氣態冷媒出口管道通過支路管道連通所述製冷或熱泵迴路中從所述蒸發器出口至所述壓縮機吸氣口或補氣口之間的冷媒通道，在該支路管道上或者在所述儲液器的氣態冷媒出口管道上設置有氣態冷媒流量調節裝置；所述製冷或熱泵循環運行過程中，當需要增加所述第一換熱器中的冷媒循環量時，控制所述氣態冷媒流量調節裝置使通過其的冷媒流量減小，當需要減小所述第一換熱器中的冷媒循環量時，控制所述氣態冷媒流量調節裝置使通過其的冷媒流量增大；是否需要增加或減小所述第一換熱器中的冷媒循環量至少依據以下C1、C2、C3、C4、C5和C6其中之一所述的參數：C1)所述製冷或熱泵循環中所述壓縮機的排氣溫度或殼體溫度或內部溫度；C2)所述製冷或熱泵循環的冷凝壓力或冷凝溫度；C3)所述製冷或熱泵循環中從所述第一換熱器入口至所述節流裝置入口之間的冷媒通道中某一處冷媒的過冷度以及所述製冷或熱泵循環的冷凝壓力或冷凝溫度；C4)為所述第一換熱器冷卻的流體溫度以及所述製冷或熱泵循環的冷凝壓力或冷凝溫度；C5)為所述第一換熱器冷卻的流體溫度以及所述製冷或熱泵循環中所述第一換熱器的出口溫度；C6)所述製冷或熱泵循環中從所述第一換熱器入口至所述節流裝置入口之間的冷媒通道中某一處冷媒的過冷度；當僅依據C6所述的參數來判斷是否需要增加或減小所述第一換熱器中的冷媒循環量時，所述製冷或熱泵系統至少符合下列條件C61和C62之一：C61)通過對比所述某一處冷媒的過冷度及預先設定的過冷度目標區間來控制通過所述氣態冷媒流量調節裝置的冷媒流量；C62)所述氣態冷媒流量調節裝置是電子膨脹閥，對其調節的方式為：根據所述某一處冷媒的過冷度及預先設定的過冷度目標值對所述電子膨脹閥的開度進行比例調節或PI調節或PD調節或PID調節，所述PI調節是比例+積分調節，所述PD調節是比例+微分調節，所述PID調節是比例+積分+微分調節。

優先的，所述製冷或熱泵系統符合條件C；條件C61至少包含以下C611和C612兩種調節方式：C611)當所述某一處冷媒的過冷度高於預先設定的過冷度目標區間的上限值時，控制所述氣態冷媒流量調節裝置使通過其的冷媒流量增加，當所述某一處冷媒的過冷度低於預先設定的過冷度目標區間的下限值時，控制所述氣態冷媒流量調節裝置使通過其的冷媒流量減小；C612)當所述某一處冷媒的過冷度高於預先設定過冷度目標區間的上限值時，控制所述氣態冷媒流量調節裝置完全打開，當所述某一處冷媒的過冷度低於預先設定的過冷度目標區間的下限值時，控制所述氣態冷媒流量調節裝置完全關閉。

優先的，所述製冷或熱泵系統符合條件A。

進一步的，是否需要增加或減小所述第一換熱器中的冷媒循環量至少依據以下A1、A2、A3、A4、A5和A6其中之一所述的參數：A1)所述製冷或熱泵循環中所述壓縮機的排氣溫度或殼體溫度或內部溫度；A2)所述製冷或熱泵循環的冷凝壓力或冷凝溫度；A3)所述製冷或熱泵循環中從所述第一換熱器入口至所述節流裝置入口之間的冷媒通道中某一處冷媒的過冷度以及所述製冷或熱泵循環的冷凝壓力或冷凝溫度；A4)為所述第一換熱器冷卻的流體溫度以及所述製冷或熱泵循環的冷凝壓力或冷凝溫度；A5)為所述第一換熱器冷卻的流體溫度以及所述製冷或熱泵循環中所述第一換熱器的出口溫度；A6)所述製冷或熱泵循環中從所述第一換熱器入口至所述節流裝置入口之間的冷媒通道中某一處冷媒的過冷度。

進一步的，僅依據A6所述的參數來判斷是否需要增加或減小所述第一換熱器中的冷媒循環量，至少包含以下A61、A62和A63三種情況：A61)當所述某一處冷媒的過冷度高於預先設定的過冷度目標區間的上限值時，控制所述氣態冷媒流量調節裝置使通過其的冷媒流量增加，當所述某一處冷媒的過冷度低於預先設定的過冷度目標區間的下限值時，控制所述氣態冷媒流量調節裝置(35)使通過其的冷媒流量減小；A62)當所述某一處冷媒的過冷度高於預先設定的過冷度目標區間的上限值時，控制所述氣態冷媒流量調節裝置完全打開，當所述某一處冷媒的過冷度低於預先設定的過冷度目標區間的下限值時，控制所述氣態冷媒流量調節裝置完全關閉；A63)所述氣態冷媒流量調節裝置是電子膨脹閥，對其調節的方式為：根據所述某一處冷媒的過冷度及預先設定的過冷度目標值對所述電子膨脹閥的開度進行比例調節或PI調節或PD調節或PID調節，所述PI調節是比例+積分調節，所述PD調節是比例+微分調節，所述PID調節是比例+積分+微分調節。

優先的，所述製冷或熱泵系統符合條件B。

進一步的，是否需要增加或減小所述第一換熱器中的冷媒循環量至少依據以下B1、B2、B3、B4、B5和B6其中之一所述的參數：B1)所述製冷或熱泵循環中所述壓縮機的排氣溫度或殼體溫度或內部溫度；B2)所述製冷或熱泵循環的冷凝壓力或冷凝溫度；B3)所述製冷或熱泵循環中從所述第一換熱器入口至所述節流裝置入口之間的冷媒通道中某一處冷媒的過冷度以及所述製冷或熱泵循環的冷凝壓力或冷凝溫度；B4)為所述第一換熱器冷卻的流體溫度以及所述製冷或熱泵循環的冷凝壓力或冷凝溫度；B5)為所述第一換熱器冷卻的流體溫度以及所述製冷或熱泵循環中所述第一換熱器的出口溫度；B6)所述製冷或熱泵循環中從所述第一換熱器入口至所述節流裝置入口之間的冷媒通道中某一處冷媒的過冷度。

進一步的，僅依據B6所述的參數來判斷是否需要增加或減小所述第一換熱器中的冷媒循環量，至少包含以下B61、B62和B63三種情況：B61)當所述某一處冷媒的過冷度高於預先設定的過冷度目標區間的上限值時，控制所述氣態冷媒流量調節裝置使通過其的冷媒流量增加，當所述某一處冷媒的過冷度低於預先設定的過冷度目標區間的下限值時，控制所述氣態冷媒流量調節裝置使通過其的冷媒流量減小；B62)當所述某一處冷媒的過冷度高於預先設定的過冷度目標區間的上限值時，控制所述氣態冷媒流量調節裝置完全打開，當所述某一處冷媒的過冷度低於預先設定的過冷度目標區間的下限值時，控制所述氣態冷媒流量調節裝置完全關閉；B63)所述氣態冷媒流量調節裝置是電子膨脹閥，對其調節的方式為：根據所述某一處冷媒的過冷度及預先設定的過冷度目標值對所述電子膨脹閥的開度進行比例調節或PI調節或PD調節或PID調節，所述PI調節是比例+積分調節，所述PD調節是比例+微分調節，所述PID調節是比例+積分+微分調節。

進一步的，所述預先設定的過冷度目標值或過冷度目標區間隨著所述製冷或熱泵循環的運行情況不同而出現變化。

優先的，所述儲液器的液態冷媒出口管在所述筒體內的冷媒進口位於所述筒體內空間的下半部分，所述儲液器的氣態冷媒出口管在所述筒體內的冷媒進口位於所述筒體內空間的上半部分；所述某一處冷媒的過冷度是指所述製冷或熱泵循環中所述第一換熱器出口冷媒的過冷度。

基於上述技術方案，本發明可以對製冷或熱泵系統中冷媒的循環量進行控制，使冷凝器側始終處於比較理想的運行狀態，從而使製冷或熱泵系統在各種工況和條件下均能可靠、高效運行。

附圖說明

圖1為本發明製冷或熱泵系統中儲液器第一實施例的組成原理示意圖。

圖2為本發明製冷或熱泵系統中儲液器第二實施例的組成原理示意圖。

圖3為本發明製冷或熱泵系統第一實施例的組成原理示意圖。

圖4為本發明製冷或熱泵系統第二實施例的組成原理示意圖。

圖5為本發明製冷或熱泵系統第三實施例的組成原理示意圖。

圖6為本發明製冷或熱泵系統第四實施例的組成原理示意圖。

圖7為本發明製冷或熱泵系統第五實施例的組成原理示意圖。

圖8為本發明製冷或熱泵系統第六實施例的組成原理示意圖。

圖9為本發明製冷或熱泵系統第七實施例的組成原理示意圖。

圖10為本發明製冷或熱泵系統第八實施例的組成原理示意圖。

圖11為本發明製冷或熱泵系統第九實施例的組成原理示意圖。

圖12為本發明製冷或熱泵系統第十實施例的組成原理示意圖。

具體實施方式

以下結合附圖和實施例，對本發明的技術方案做進一步的詳細描述。

如圖1所示，為本發明製冷或熱泵系統中儲液器第一實施例的組成原理示意圖。其中，50為筒體，51為冷媒進口管，52為液態冷媒出口管，53為氣態冷媒出口管，520為液態冷媒出口管在筒體50內的進口，530為氣態冷媒出口管在筒體50內的進口。

如圖2所示，為本發明製冷或熱泵系統中儲液器第二實施例的組成原理示意圖。其中，50為筒體，51和52中：一個為冷媒進口管，另一個為液態冷媒出口管，並且可以互換，53為氣態冷媒出口管，510為管路51在筒體50內的進出口，520為管路52在筒體50內的進出口，530為氣態冷媒出口管在筒體50內的進口。

如圖3所示，為本發明製冷或熱泵系統第一實施例的組成原理示意圖。其中，10為壓縮機，20為冷凝器，30為膨脹閥，40為蒸發器，5為儲液器(採用上述儲液器的第一實施例)，35為電子膨脹閥。壓縮機10的排氣口、冷凝器20、膨脹閥30、儲液器5的冷媒進口管51、儲液器5的液態冷媒出口管52、蒸發器40、壓縮機10的吸氣口依次串聯連通，儲液器5的氣態冷媒出口管53經電子膨脹閥35連通蒸發器40出口和壓縮機10吸氣口之間的管道。

系統運行時，壓縮機10輸出的高溫高壓冷媒首先進入冷凝器20，並在冷凝器20中散熱變為高壓液體輸出，然後經膨脹閥30節流，變為低溫低壓的兩相冷媒，再進入儲液器5，儲液器5中，液態冷媒在下部，氣態冷媒在上部，儲液器5中低壓的液態冷媒經液態冷媒出口管52進入蒸發器40中，並在蒸發器40中吸熱蒸發變為過熱氣體輸出，而後回到壓縮機10的吸氣口，儲液器5中低壓的氣態冷媒經氣態冷媒出口管53進入電子膨脹閥35，與從蒸發器40中輸出的過熱氣體冷媒一起回到壓縮機10的吸氣口。

本實施例需要注意的是，電子膨脹閥35全開時，儲液器5中低壓的氣態冷媒在與蒸發器40出口冷媒匯集前所經過的通道具有較大的流通能力，電子膨脹閥35全開時，需要保證各工況下在儲液器5中從氣態冷媒出口管53輸出的氣態冷媒量大於從冷媒進口管51生成的氣態冷媒量。

本實施例中，根據蒸發器40出口冷媒的過熱度控制膨脹閥30的開度，根據冷凝器20出口冷媒的過冷度控制電子膨脹閥35的開度。當冷凝器20出口的冷媒沒有過冷度或者過冷度偏小時，減小電子膨脹閥35的開度，由於進入儲液器5的是氣液兩相冷媒，隨著電子膨脹閥35的開度越來越小，儲液器5中上部的氣態冷媒越來越多，儲液器5中的液位開始下降，冷凝器20出口的冷媒開始出現過冷或者過冷度越來越大。當冷凝器20出口的冷媒過冷度偏大時，增大電子膨脹閥35的開度，隨著其開度的增大，從液態冷媒出口管52進入蒸發器40的液態冷媒流量越來越小，儲液器5中的液位開始上升，冷凝器20出口的冷媒過冷度越來越小。當冷凝器20出口冷媒的過冷度在目標範圍內時，可以維持電子膨脹閥35的開度不變。這樣，冷凝器20出口的冷媒有理想的過冷度，蒸發器40出口的冷媒有理想的過熱度，系統可以高效可靠運行。

然而，對於全年製冷的製冷系統，採用風冷冷凝器的話，隨著冷凝器20所在的室外環境溫度降低，冷凝壓力會比較低，甚至低於壓縮機廠家建議的最低壓力。這時，需要對冷凝壓力進行控制。系統運行時，當冷凝壓力偏低時，減小電子膨脹閥35的開度，由於進入儲液器5的是氣液兩相冷媒，隨著電子膨脹閥35的開度越來越小，儲液器5中上部的氣態冷媒越來越多，儲液器5中的液位開始下降，冷凝壓力越來越大。當冷凝壓力在最低目標範圍內或者等於最低設定值時，如果冷凝器20出口冷媒的過冷度不低於目標範圍的下限值時，可以維持電子膨脹閥35的開度不變。當冷凝壓力超出最低目標範圍或者高出最低設定值時，根據冷凝器20出口冷媒的過冷度來控制電子膨脹閥35的開度，參見本實施例上述部分。這樣，可以使全年製冷系統在各種複雜條件下高效、可靠運行。

如圖4所示，為本發明製冷或熱泵系統第二實施例的組成原理示意圖。本實施例與上一實施例的不同之處在於：本實施例中，儲液器5的氣態冷媒出口管53通過電子膨脹閥35連通液態冷媒出口管52和蒸發器40之間的連通管道。冷媒循環量調節原理可以參考上一實施例。

如圖5所示，為本發明製冷或熱泵系統第三實施例的組成原理示意圖。其中，10為壓縮機(具有排氣口、吸氣口和補氣口)，20為冷凝器，30、32均為膨脹閥，40為蒸發過冷器，41為主蒸發器，5為儲液器(採用上述儲液器的第一實施例)，35為電子膨脹閥。壓縮機10的排氣口、冷凝器20、膨脹閥30、儲液器5的冷媒進口管51、儲液器5的液態冷媒出口管52、蒸發過冷器40的蒸發側、壓縮機10的補氣口依次串聯連通，儲液器5的氣態冷媒出口管53通過電子膨脹閥35連通蒸發過冷器40蒸發側出口和壓縮機10補氣口之間的管道。從冷凝器20和膨脹閥30之間的連通管道還分出一條管道，該管道依次串聯連通蒸發過冷器40的過冷側、膨脹閥32、主蒸發器41後，連通壓縮機10的吸氣口。

本實施例中，膨脹閥30控制蒸發過冷器40蒸發側出口冷媒的過熱度，電子膨脹閥35控制冷凝器20出口冷媒的過冷度，膨脹閥32控制主蒸發器41出口冷媒的過熱度，對於全年製冷系統，當冷凝器20所處的環境溫度較低時，還可以通過電子膨脹閥35控制冷凝器20的冷凝壓力或冷凝溫度，冷媒循環量調節原理可以參考上述本發明製冷或熱泵系統第一實施例。

如圖6所示，為本發明製冷或熱泵系統第四實施例的組成原理示意圖。本實施例與上述本發明製冷或熱泵系統第一實施例的區別在於：本實施例中壓縮機10還具有中間補氣口，因此本實施例中還設置了膨脹閥33和蒸發過冷器42，冷凝器20的出口分為兩路，第一路經過蒸發過冷器42的過冷側連通膨脹閥30，第二路依次經過膨脹閥33和蒸發過冷器42的蒸發側連通壓縮機10的中間補氣口。

本實施例中，膨脹閥33控制蒸發過冷器42蒸發側出口冷媒的過熱度，冷媒循環量調節原理可以參考上述本發明製冷或熱泵系統第一實施例。

如圖7所示，為本發明製冷或熱泵系統第五實施例的組成原理示意圖。需要說明的是：本實施例是在上述本發明製冷或熱泵系統第一實施例的基礎上，增加了套管換熱器21，套管換熱器21的冷媒通道串接在壓縮機10的排氣口和冷凝器20之間的連通管道中，其水通道串接有供水泵71。

供水泵71不運行時，本實施例具有上述本發明製冷或熱泵系統第一實施例的運行模式，其運行也可以參照本發明製冷或熱泵系統第一實施例。

但是，本實施例多了一個熱回收的運行模式，該模式下，供水泵71運行，電子膨脹閥35的開度是依據套管換熱器21冷媒通道出口的冷媒過冷度來控制的，詳情可以參照本發明製冷或熱泵系統第一實施例中控制冷凝器20出口冷媒過冷度的說明。這時，套管換熱器21作為冷凝器，冷凝器20作為過冷器(冷凝器20的換熱風機或水泵要開啟)，從而大大提高了系統效率。

此外，本實施例還可以增加一個製取高溫熱水的模式，該種模式下，運行情況參照本發明製冷或熱泵系統第一實施例，電子膨脹閥35的開度依據冷凝器20出口的冷媒過冷度或者冷凝器20的冷凝壓力來控制，但供水泵71是開啟的，這樣，可以用壓縮機10排出的高溫過熱冷媒對套管換熱器21中的熱水進一步加熱，製取高溫熱水。

如圖8所示，為本發明製冷或熱泵系統第六實施例的組成原理示意圖。其中，10為壓縮機，20為室外換熱器，30、31、35均為電子膨脹閥，40為室內換熱器，5為儲液器(採用上述儲液器的第二實施例)，81為四通換向閥，82為氣液分離器。四通換向閥81共有d口、e口、s口、c口四個連接口，四通換向閥81斷電時，d口和c口連通且e口和s口連通，四通換向閥81上電時，d口和e口連通且c口和s口連通。壓縮機10的排氣口連通四通換向閥81的d口，儲液器5的氣態冷媒出口管53經過電子膨脹閥35與四通換向閥81的s口一起通過氣液分離器82連通壓縮機10的吸氣口，四通換向閥81的c口、室外換熱器20、電子膨脹閥30、儲液器5的連接管51、儲液器5的連接管52、電子膨脹閥31、室內換熱器40、四通換向閥81的e口依次串聯連通。

系統運行時，給四通換向閥81斷電，壓縮機10輸出的高溫高壓冷媒依次經過四通換向閥81的d口、c口進入室外換熱器20，並在室外換熱器20中散熱變為高壓液體輸出，然後經電子膨脹閥30節流，變為低溫低壓的兩相冷媒，再經過冷媒進口管51進入儲液器5，儲液器5中，液態冷媒在下部，氣態冷媒在上部，儲液器5中的低壓液態冷媒從液態冷媒出口管52輸出後進入經過全開的電子膨脹閥31，然後進入室內換熱器40中，並在室內換熱器40中吸熱蒸發變為過熱氣體輸出，而後依次經過四通換向閥81的e口、s口、氣液分離器82，最後回到壓縮機10的吸氣口，儲液器5中的低壓氣態冷媒經氣態冷媒出口管53輸出後，先經過電子膨脹閥35，然後與從四通換向閥81的s口中輸出的過熱氣體冷媒一起經過氣液分離器82回到壓縮機10的吸氣口。其中，根據室內換熱器40出口冷媒的過熱度控制電子膨脹閥30的開度，根據室外換熱器20出口冷媒的過冷度控制電子膨脹閥35的開度，電子膨脹閥31全開。當室外換熱器20出口的冷媒沒有過冷度或者過冷度偏小時，減小電子膨脹閥35的開度，由於進入儲液器5的是氣液兩相冷媒，隨著電子膨脹閥35的開度越來越小，儲液器5中上部的氣態冷媒越來越多，儲液器5中的液位開始下降，冷凝器20出口的冷媒開始出現過冷或者過冷度越來越大。當冷凝器20出口的冷媒過冷度偏大時，增大電子膨脹閥35的開度，隨著其開度的增大，從液態冷媒出口管52進入蒸發器40的液態冷媒流量越來越小，儲液器5中的液位開始上升，冷凝器20出口的冷媒過冷度越來越小。當室外換熱器20出口冷媒的過冷度在目標範圍內時，可以維持電子膨脹閥35的開度不變。這樣，室外換熱器20出口的冷媒有理想的過冷度，室內換熱器40出口的冷媒有理想的過熱度，系統可以高效可靠運行。

系統運行時，給四通換向閥81上電，則室內換熱器40做冷凝器用，室外換熱器20做蒸發器用，這時，通過電子膨脹閥31控制室外換熱器20出口低壓冷媒的過熱度，通過電子膨脹閥35控制室內換熱器40出口高壓冷媒的過冷度，電子膨脹閥30全開，冷媒循環量調節原理可參考上一段的說明。

上兩段的運行情況，用於家用空調裝置來說比較理想。另外，常規的家用空調，在冬季對室外換熱器進行除霜時，室外換熱器中的冷凝壓力很低，除霜效果不好，而本實施例中，冬季對室外換熱器20進行除霜時，可以控制室外換熱器20的冷凝壓力，提升除霜效果，具體運行方法如下：除霜時，系統中製冷劑的循環路線與本實施例中給四通換向閥81斷電時的循環路線一樣，電子膨脹閥30也同樣用來控制室內換熱器40出口冷媒的過熱度，電子膨脹閥31全開，那麼，當冷凝壓力偏低時，減小電子膨脹閥35的開度，儲液器5中的液位開始下降，室外換熱器20中的冷凝壓力變大。當室外換熱器20中的冷凝壓力在目標範圍內或者等於設定值時，如果室外換熱器20出口冷媒的過冷度不低於目標值或目標區間的下限值，可以維持電子膨脹閥35的開度不變。當冷凝壓力超出目標範圍或者高出設定值時，根據冷凝器20出口冷媒的過冷度來控制電子膨脹閥35的開度，參見本實施例前述部分。這樣，可以使系統在各種工況下高效、可靠運行。

如圖9所示，為本發明製冷或熱泵系統第七實施例的組成原理示意圖。本實施例與上一實施例的不同之處在於：本實施例中增加了套管換熱器21，套管換熱器21的冷媒通道串接在壓縮機10的排氣口和四通換向閥81的d口之間的連通管道中，其水通道串接有供水泵71。

供水泵71不運行時，本實施例具有上一實施例的運行模式，其運行也可以參照上一實施例。

但是，在給四通換向閥81斷電時，本實施例還多了一個熱回收的運行模式，該模式下，供水泵71運行，電子膨脹閥35的開度是依據套管換熱器21冷媒通道出口的冷媒過冷度來控制的，電子膨脹閥31全開，電子膨脹閥30節流，詳情可以參照上一實施例中控制冷凝器20出口冷媒過冷度的說明。這時，套管換熱器21作為冷凝器，室外換熱器20作為過冷器(換熱器20的換熱風機或水泵要開啟)，大大提高了系統效率。

此外，在給四通換向閥81斷電時，本實施例還可再增加一個製取高溫熱水的模式，該種模式下，運行情況參照上一實施例中給四通換向閥81斷電的說明，電子膨脹閥35的開度依據室外換熱器20出口的冷媒過冷度來控制，電子膨脹閥31全開，電子膨脹閥30節流，但供水泵71是開啟的，這樣，可以用壓縮機10排出的高溫過熱冷媒對套管換熱器21中的水進行加熱，製取高溫熱水。

同樣，在給四通換向閥81上電時，本實施例多了一個制熱加制熱水的模式，該模式下，供水泵71運行，電子膨脹閥35的開度是依據套管換熱器21冷媒通道出口的冷媒過冷度來控制的，電子膨脹閥30全開，電子膨脹閥31節流，這時，套管換熱器21作為冷凝器，室內換熱器40作為過冷器(換熱器40的換熱風機要開啟)，大大提高了系統的制熱量和效率。

此外，在給四通換向閥81上電時，本實施例還可再增加一個製取高溫熱水的模式，該種模式下，電子膨脹閥35的開度依據室內換熱器40出口的冷媒過冷度來控制，電子膨脹閥30全開，電子膨脹閥31節流，但供水泵71是開啟的，這樣，可以用壓縮機10排出的高溫過熱冷媒對套管換熱器21中的水進行加熱，製取高溫熱水。

如圖10所示，為本發明製冷或熱泵系統第八實施例的組成原理示意圖。需要說明的是：本實施例是對上述本發明製冷或熱泵系統第一實施例的改進，本實施例在上述本發明製冷或熱泵系統第一實施例的基礎上，增加了板式換熱器45，板式換熱器45的一個通道串接在冷凝器20與膨脹閥30之間的連通管道中，另一個通道串接在蒸發器40出口與壓縮機10吸氣口之間的連通管道中，電子膨脹閥35的一端連通板式換熱器45和壓縮機10吸氣口之間的連通管道，另一端連通儲液器5的氣態冷媒出口管53。

與本發明製冷或熱泵系統第一實施例不同，本實施例中膨脹閥30的開度是根據板式換熱器45氣態冷媒出口(連通壓縮機10的吸氣口)的冷媒過熱度來控制的，詳情可參考申請人遞交的發明名稱為「蒸發器出口冷媒低過熱度或幹度小於1的控制方法」的發明專利。這樣，進入蒸發器40的為全液態的低壓冷媒，從蒸發器40輸出的可以是幹度小於1的低壓冷媒，從而使蒸發器40可以達到滿液式蒸發器的換熱效果，大大提升了系統的效率。

如圖11所示，為本發明製冷或熱泵系統第九實施例的組成原理示意圖。本實施例與上一實施例的不同之處在於：本實施例中，電子膨脹閥35的一端連通板式換熱器45和蒸發器40出口之間的連通管道，另一端連通儲液器5的氣態冷媒出口管53。這樣的優勢在於，可以使從儲液器5的氣態冷媒出口管53輸出的冷媒中夾帶的微量液滴經過板式換熱器45過熱後再進入壓縮機，防止壓縮機帶液。

如圖12所示，為本發明製冷或熱泵系統第十實施例的組成原理示意圖。其中，10為壓縮機，20為室外換熱器，30為膨脹閥，35為電子膨脹閥，40為室內換熱器，5為儲液器(採用上述儲液器的第一實施例)，81為四通換向閥，82為氣液分離器，45為板式換熱器，91、92、93、94均為單向閥。四通換向閥81共有d口、e口、s口、c口四個連接口，四通換向閥81斷電時，d口和c口連通且e口和s口連通，四通換向閥81上電時，d口和e口連通且c口和s口連通。壓縮機10的排氣口連通四通換向閥81的d口，板式換熱器45的低壓冷媒出口通過氣液分離器82連通壓縮機10的吸氣口，儲液器5的氣態冷媒出口管53經由電子膨脹閥35與四通換向閥81的s口一起連通板式換熱器45的低壓冷媒進口，四通換向閥81的c口、室外換熱器20、單向閥91、板式換熱器45的高壓側、膨脹閥30、儲液器5的冷媒進口管51、儲液器5的液態冷媒出口管52、單向閥92、室內換熱器40、四通換向閥81的e口依次串聯連通，單向閥92與室內換熱器40之間的連通管道上旁通有一條管道，該旁通管道經由單向閥93連通單向閥91和板式換熱器45高壓側進口之間的管道，儲液器5的液態冷媒出口管52與單向閥92之間的連通管道上也旁通有一條管道，該旁通管道經由單向閥94連通室外換熱器20和單向閥91之間的管道，單向閥91、92、93、94的箭頭方向為導通方向。

系統運行時，給四通換向閥81斷電，壓縮機10輸出的高溫高壓冷媒依次經過四通換向閥81的d口、c口進入室外換熱器20，並在室外換熱器20中散熱變為高壓液體輸出，然後經單向閥91進入板式換熱器45的高壓側過冷，再進入膨脹閥30節流，變為低溫低壓的兩相冷媒，再經過冷媒進口管51進入儲液器5，儲液器5中，液態冷媒在下部，氣態冷媒在上部，儲液器5中的低壓液態冷媒從液態冷媒出口管52輸出後經單向閥92進入室內換熱器40中，並在室內換熱器40中吸熱蒸發變為具有一定幹度的氣液兩相冷媒輸出，而後依次經過四通換向閥81的e口、s口進入板式換熱器45的低壓側，儲液器5中的低壓氣態冷媒(可能夾帶微量液滴)從氣態冷媒出口管53輸出後經電子膨脹閥35也進入板式換熱器45的低壓側，在板式換熱器45的低壓側，低壓的氣液兩相冷媒被高壓側冷媒加熱後，變為過熱氣體輸出，最後經由氣液分離器82回到壓縮機10的吸氣口。其中，根據板式換熱器45低壓冷媒出口冷媒的過熱度來控制膨脹閥30的開度，根據室外換熱器20出口(或者板式換熱器45高壓冷媒進口)冷媒的過冷度控制電子膨脹閥35的開度。當室外換熱器20出口(或者板式換熱器45高壓冷媒進口)的冷媒沒有過冷度或者過冷度偏小時，減小電子膨脹閥35的開度，儲液器5中的液位開始下降，冷凝器20出口(或者板式換熱器45高壓冷媒進口)的冷媒開始出現過冷或者過冷度越來越大。當冷凝器20出口(或者板式換熱器45高壓冷媒進口)的冷媒過冷度偏大時，增大電子膨脹閥35的開度，儲液器5中的液位開始上升，冷凝器20出口(或者板式換熱器45高壓冷媒進口)的冷媒過冷度越來越小。當室外換熱器20出口(或者板式換熱器45高壓冷媒進口)冷媒的過冷度在目標範圍內時，可以維持電子膨脹閥35的開度不變。另外，進入室內換熱器40的是全液態的低壓冷媒，從室內換熱器40輸出的是氣液兩相冷媒，從而使室內換熱器40可以達到滿液式蒸發器的換熱效果，明顯提升了系統效率。

系統運行時，給四通換向閥81上電，系統運行路線為：壓縮機10的排氣口→四通換向閥81的d口→四通換向閥81的e口→室內換熱器40→單向閥93→板式換熱器45的高壓側→膨脹閥30→儲液器5的冷媒進口管51→儲液器5的液態冷媒出口管52→單向閥94→室外換熱器20→四通換向閥81的c口→四通換向閥81的s口→板式換熱器45的低壓側→氣液分離器82→壓縮機10的吸氣口，同時從儲液器5的氣態冷媒出口管53輸出的氣態冷媒(可能夾帶微量液滴)經由電子膨脹閥35也進入板式換熱器45的低壓側，並經由氣液分離器82最終進入壓縮機10的吸氣口。其中，室內換熱器40做冷凝器用，室外換熱器20做蒸發器用，根據室內換熱器40出口(或者板式換熱器45高壓冷媒進口)冷媒的過冷度控制電子膨脹閥35的開度，仍根據板式換熱器45低壓冷媒出口冷媒的過熱度控制膨脹閥30的開度，室外換熱器20可以達到滿液式蒸發器的換熱器效果，詳情運行狀況可參考上一段的說明。

同樣，本實施例中，在冬季對室外換熱器20進行除霜時，可以控制室外換熱器20的冷凝壓力，進而提升除霜效果。

最後應當說明的是：以上實施例僅用於說明本發明的技術方案而非對其限制，所屬技術領域的普通技術人員應當理解，仍可以對本發明的具體實施方式及應用場合或領域進行修改或者對部分技術特徵進行等效替換。所以，只要不脫離本發明技術方案的精神，均應該涵蓋在本發明請求保護的技術方案範圍當中。