CN211233433U - 双补气热泵*** - Google Patents

Abstract

本实用新型提供一种双补气热泵***，包括顺次连接形成闭路循环的压缩源、第一换热器、第一节流元件、第一经济器、第二节流元件、第二经济器、第三节流元件、第二换热器，压缩源包括并联的第一压缩部、第二压缩部，其中第一压缩部具有第一排气口、第一补气口及第一进气口，第二压缩部具有第二进气口及第二排气口，第一经济器具有的第一补气支管与第二进气口贯通连接，第二经济器具有的第二补气支管与第一补气口贯通连接，第一补气支管与第二补气支管中冷媒压力不等。本实用新型提供的一种双补气热泵***，能够实现对制冷剂两次过冷，使***满足极热工况下的制冷需求及极冷工况下的制热需求。

Description

双补气热泵***

技术领域

本发明属于空气调节技术领域，具体涉及一种双补气热泵***。

背景技术

带补气的压缩循环是提高制冷/热泵***性能十分有效的方式，可克服传统单级压缩机在低温环境下热泵制热量衰减大、可靠性差、效率低等缺陷，基于其的空气源热泵技术在寒冷地区得到了广泛的应用。现有技术中公开了一种并联补气压缩循环热泵***，中压补气和低压吸气分别采用不同的压缩机(或单台压缩机的不同压缩部)进行压缩，降低了补气流道损失，从而提高了压缩机的效率，并通过补气实现液体过冷，增大了***循环的制冷/制热能力。但是随着***低温运行环境温度的进一步降低，如达到零下30℃以下，第一压缩部107(或第一压缩部)工作压比大幅增大，排气温度急剧升高，其压缩效率和可靠性均将显著下降；另外随着***高温运行环境温度的进一步升高，如60℃以上，第一压缩部107工作压差和负荷大幅增加，导致压缩机轴承***磨损加剧，也会导致压缩机可靠性和性能的下降。

同时，随着全球变暖加剧，极端天气逐渐增加，对制冷***的在极冷/极热天气下的性能提出了更高要求。研究发现，现有补气技术依然存在适应环境温度范围不大、制热能力不足、低温制热能效不高的制约因素，严重影响了空气源热泵空调技术在严寒/炎热地区或极端天气下的使用舒适性、节能性及可靠性。基于现有技术存在的前述缺陷及极端运行工况下的使用需求，提出本发明。

发明内容

因此，本发明要解决的技术问题在于提供一种双补气热泵***，通过对并联的第一压缩部及第二压缩部的两次补气，能够实现对制冷剂两次过冷，进一步降低蒸发器入口制冷剂的焓值，增大制冷剂蒸发过程焓差，提升***的制冷能力，使***尤其适用于极热工况下的制冷需求；通过两次补气，提高了压缩机的排气流量，增大了冷凝器中的制冷剂流量，提升***的制热能力，使***尤其适用于极冷工况下的制热需求。

为了解决上述问题，本发明提供一种双补气热泵***，包括顺次连接形成闭路循环的压缩源、第一换热器、第一节流元件、第一经济器、第二节流元件、第二经济器、第三节流元件、第二换热器，所述压缩源包括并联的第一压缩部、第二压缩部，其中所述第一压缩部具有第一排气口、第一补气口及与所述第二换热器管路连接的第一进气口，所述第二压缩部具有第二进气口及与所述第一排气口汇总管路连接的第二排气口，所述第一经济器具有的第一补气支管与所述第二进气口贯通连接，所述第二经济器具有的第二补气支管与所述第一补气口贯通连接，所述第一补气支管与所述第二补气支管中冷媒压力不等。

优选地，所述压缩源具有缓冲腔，所述第一排气口与所述第二排气口在所述缓冲腔内汇总。

优选地，所述缓冲腔具有缓冲腔出口，还包括四通阀，所述四通阀具有第一口、第二口、第三口、第四口，所述第一口与所述缓冲腔出口管路连接，所述第二口与所述第一换热器管路连接，所述第三口与所述第一进气口管路连接，所述第四口与所述第二换热器管路连接。

优选地，所述第一压缩部的第一进气口与所述四通阀具有的第三口之间为第一管路，所述第一管路与所述第二压缩部具有的第二进气口之间具有第二管路，所述第二管路上设有第一通断阀。

优选地，所述第一补气支管与所述第二进气口之间为第三管路，所述第三管路上设有第二通断阀。

优选地，所述第二补气支管与所述第一补气口之间为第四管路，所述第四管路上设有第三通断阀。

优选地，所述第一经济器为闪蒸器1或者中间换热器2中的一种；和/或，所述第二经济器为闪蒸器1或者中间换热器2中的一种。

优选地，当所述第一经济器为中间换热器2时，所述第一换热器与所述中间换热器2之间还具有第五管路，所述第五管路与所述第一节流元件形成并联。

优选地，所述第一压缩部的工作容积为V1，所述第二压缩部的工作容积为V2，0.02≤V2/V1≤0.25。

优选地，0.07≤V2/V1≤0.15；或者，0.02≤V2/V1≤0.15；或者，0.07≤V2/V1≤0.25。

本发明提供的一种双补气热泵***，通过对并联的第一压缩部及第二压缩部的两次补气，能够实现对制冷剂两次过冷，进一步降低蒸发器入口制冷剂的焓值，增大制冷剂蒸发过程焓差，提升***的制冷能力，使***尤其适用于极热工况下的制冷需求；通过两次补气，提高了压缩机的排气流量，增大了冷凝器中的制冷剂流量，提升***的制热能力，使***尤其适用于极冷工况下的制热需求。

附图说明

图1为本发明一种实施例的双补气热泵***的***原理图(制冷工况下)；

图2为图1对应的热泵***的压焓图；

图3为本发明一种实施例的双补气热泵***的***原理图(制热工况下)；

图4为图3对应的热泵***的压焓图；

图5为本发明另一种实施例的双补气热泵***的***原理图(制冷工况下)；

图6为图5对应的热泵***的压焓图；

图7为本发明另一种实施例的双补气热泵***的***原理图(制热工况下)；

图8为图7对应的热泵***的压焓图；

图9为本发明再一种实施例的双补气热泵***的***原理图(制冷工况下)；

图10为图9对应的热泵***的压焓图；

图11为本发明再一种实施例的双补气热泵***的***原理图(制热工况下)；

图12为图11对应的热泵***的压焓图；

图13为本发明又一种实施例的双补气热泵***的***原理图(制冷工况下)；

图14为图13对应的热泵***的压焓图；

图15为本发明又一种实施例的双补气热泵***的***原理图(制冷工况下)；

图16为图15对应的热泵***的压焓图；

图17为图1至图4的热泵***的容积比V2/V1对COP循环的影响。

附图标记表示为：

100、第一换热器；101、第一节流元件；102、第一经济器；1021、闪蒸器；1022、中间换热器；103、第二节流元件；104、第二经济器；105、第三节流元件；106、第二换热器；107、第一压缩部；108、第二压缩部；109、缓冲腔；110、四通阀；111、第一通断阀；112、第二通断阀；113、第三通断阀；114、压缩源。

具体实施方式

第一实施例：

结合参见图1至图2所示，根据本发明的实施例，提供一种双补气热泵***，包括顺次连接形成闭路循环的压缩源114、第一换热器100、第一节流元件101、第一经济器102、第二节流元件103、第二经济器104、第三节流元件105、第二换热器106，所述压缩源114包括并联的第一压缩部107、第二压缩部108，其中所述第一压缩部107具有第一排气口、第一补气口及与所述第二换热器106管路连接的第一进气口，所述第二压缩部108具有第二进气口及与所述第一排气口汇总管路连接的第二排气口，所述第一经济器102具有的第一补气支管与所述第二进气口贯通连接，所述第二经济器104具有的第二补气支管与所述第一补气口贯通连接，所述第一补气支管与所述第二补气支管中冷媒压力不等。进一步地，所述压缩源114具有缓冲腔109，所述第一排气口与所述第二排气口在所述缓冲腔109内汇总，以使所述第一排气口与第二排气口的冷媒得到充分混合，防止所述第一压缩部107与第二压缩部108的非连续排气导致所述压缩源114的排气压力变动的现象发生。而可以理解的，前述的双补气热泵***中的具体制冷或者制热工况依据于所述第一换热器100及第二换热器106的具体定位，例如，当所述第一换热器100作为室内侧用时，其实现对室内的制热工况，此时所述第一换热器100作为冷凝器使用，而当所述第二换热器106作为室内侧用时，其实现对室内的制冷工况，此时所述第二换热器106作为蒸发器使用，也即前述热泵***在制冷或者制热的具体工况作用，本发明并不作特别限定。

优选地，所述缓冲腔109具有缓冲腔出口，还包括四通阀110，所述四通阀110具有第一口、第二口、第三口、第四口，所述第一口与所述缓冲腔出口管路连接，所述第二口与所述第一换热器100管路连接，所述第三口与所述第一进气口管路连接，所述第四口与所述第二换热器106管路连接，所述四通阀110的设置使所述热泵***具备了制冷制热的双工作模式，此时，所述热泵***的***原理图如图1所示(***处于制冷工况下)，图1中给出了***工作时制冷剂的流动示意图，其中双点划线箭头表示制冷剂低压Ps(吸气压力、蒸发压力)、单点划线箭头表示第二中压P2(第二补气压力，也即所述第二经济器104的第二补气支管中的冷媒压力)、虚线箭头表示第一中压P1(第一补气压力，也即所述第一经济器102的第一补气支管中的冷媒压力，此时P1＞P2)、实线箭头表示制冷剂高压Pd(排气压力、冷凝压力)，下文示图相同，不再赘述；制冷剂循环过程：来自第二换热器106的低压气态制冷剂1进入第一压缩部107的第一进气口，在压缩过程中，通过第一压缩部107上的第一补气口注入来自***的第二中压制冷剂10(第二经济器104中排出)形成混合气13，进一步压缩至高温高压的排气压力2后，从第一压缩部107排出；第二压缩部108吸入来自***的第一中压制冷剂7，压缩至高压的排气压力3后，从第二压缩部108的出口排出；所述第一压缩部出口2的第一排气口与所述第二压缩部108的第二排气口3在缓冲腔109内混合，从缓冲腔排气口4流出压缩源114之后进入第一换热器100中释放热量(制热)后，转化为高压液态制冷剂5；经第一节流元件101节流后形成为第一中压P1的两相制冷剂6；在第一经济器102中实现两相制冷剂6的气液分离，气态制冷剂7通过第一经济器102的第一补气支管流入第二压缩部108的第二进气口；液态制冷剂8通过第一经济器102的出液口进入第二节流元件103，节流后再次形成为第二中压P2的两相制冷剂9；第二经济器104实现两相制冷剂9的气液分离，气态制冷剂10通过第二经济器104的第二补气支管流入第一压缩部107的第一补气口；液态制冷剂11通过第二经济器104的出液口进入第三节流元件105，节流后形成低压低温的两相制冷剂12，而后进入第二换热器106蒸发吸热(制冷)，形成低温低压制冷剂1，被第一压缩部107吸入。

图2给出了前述技术方案的制冷循环压焓图(实线表示)，同时给出相同工况下单级压缩机的制冷循环对应的压焓图(虚线表示)，从图中可以明确得出，现有技术中单级压缩机工作过程为1-4’，由于第二中压制冷剂10补入第一压缩部107，第一压缩部107的工作过程为1-13-2，将单级压缩分为二级压缩，且排气温度由T4’降低为T2，第一压缩部107制冷剂流量由m0(m0为第一压缩部107未补气时对应的排气流量)增加至m0+m2(m2为第二中压制冷剂10对应的流量)；第二压缩部108工作过程为7-3，其排气3温度低于第一压缩部排气2温度，混合后排气温度进一步由T2降低至T4，压缩源总流量m进一步增加至m0+m2+m1(m1为第二压缩部108对应制冷剂流量)；压焓图中3-5为冷凝过程，实现制热；5-6为第一节流元件101节流过程；6-7、6-8为第一经济器102工作过程，通过分离第一中压气态制冷剂7，实现第一压缩部107的制冷剂过冷(制冷剂的第一次过冷)，增加制冷剂焓差h6-h7；8-9为第二节流元件103节流过程，9-10、9-11为第二经济器104工作过程，通过分离第二中压气态制冷剂10，实现第一压缩部107的制冷剂进一步过冷(制冷剂的第二次过冷)，增加制冷剂焓差h9-h10；11-12为第三节流元件105工作过程，12-1为蒸发过程，实现制冷。

由前述，通过本申请技术方案和常规单级压缩循环的压焓图(图2)对比分析可知，本申请方案实现了热泵***第一压缩部107的制冷剂两次过冷增焓，蒸发过程制冷剂焓差相比单级压缩循环由h1-h5增加至h1-h12，比单中间压力补气***也进一步增大了焓差，提升了***的制冷量；压缩机排气流量相比单级压缩循环由m0增加至m0+m1+m2，比传统单中间压力补气***也进一步增大了排气流量，从而提升了制热量；压缩机通过两次补气，第一压缩部由单级压缩分解为二级压缩，降低了排气温度，改善了压缩过程，提高了压缩机效率和可靠性，同时扩大了压比适用范围，使得制冷***的工作温度范围更大。也即采用本申请的技术方案的双补气热泵***，通过对并联的第一压缩部及第二压缩部的两次补气，能够实现对制冷剂两次过冷，进一步降低蒸发器入口制冷剂的焓值，增大制冷剂蒸发过程焓差，提升***的制冷能力，使***尤其适用于极热工况下的制冷需求；通过两次补气，提高了压缩机的排气流量，增大了冷凝器中的制冷剂流量，提升***的制热能力，使***尤其适用于极冷工况下的制热需求。

图3、图4分别给出了本申请的第一实施例的热泵***处于制热工况下的***原理图及对应的压焓图。第二压缩部108的第一进气口补入的是第二中压P2的制冷剂10，第一压缩部107的补气口补入的是第一中压P1的制冷剂7(此时P1＞P2)。图4可以看出本实施例压缩机工作过程的压焓图，第一压缩部107工作过程仍为1-13-2，但是补入的气体被设置为第一中压制冷剂7，第一压缩部107的排气流量为m0+m1；第二压缩部108工作过程为10-3，排气流量为m2。由于将第一压缩部107补入压力调整为压力更高的第一中压P1，使得第一压缩部107的压比分配更为合理，从而进一步提高了第一压缩部107的压缩效率，使压缩机更适用于大压比的工况，如超低温环境下的制热。

图17给出了本申请双补气循环***COP提升幅度随容积比V2/V1的变化规律。对于本申请的双补气制冷循环***，第二压缩部108的工作容积V2与第一压缩部107的工作容积V1之比V2/V1对***性能有显著的影响。在制冷与制热运行时，由于压缩机工作的压差、压比不同，如何设定容积比V2/V1以改善压缩机工作过程和补气效果对提升制冷***性能至关重要。容积比V2/V1应设定在0.02-0.25之间，制冷和制热COP相对较优；当容积比V2/V1为0.02-0.15时，制冷能效更优；当容积比为0.07-0.25时制热能效更优；尤其当容积比V2/V1在0.07-0.15时，制冷与制热COP均更优。

前述的第一压缩部107及第二压缩部108可以为分别独立的两个压缩机，亦可以集成于同一个压缩机内；其中所述第一压缩部107可以理解的是，其为具有补气增焓功能的二级压缩机(部)或者准二级压缩机(部)；同样的，所述缓冲腔109可以独立于压缩源而存在，也可以被构造集成于所述压缩源内。所述第一节流元件101、第二节流元件103、第三节流元件105可以采用惯常的毛细管、膨胀阀等元件实现即可，本发明不做特别限定。

第二实施例：

在第一实施例的热泵***的基础上，进一步地，所述第一压缩部107的第一进气口与所述四通阀110具有的第三口之间为第一管路，所述第一管路与所述第二压缩部108具有的第二进气口之间具有第二管路，所述第二管路上设有第一通断阀111。优选地，所述第一补气支管与所述第二进气口之间为第三管路，所述第三管路上设有第二通断阀112。

具体的，图5给出了本申请制冷***的第二实施例示意图(制冷工况下)。与第一实施例的不同之处在于，第二压缩部108的第二进气口与第二换热器106连通，并在连通路径(也即第一补气支管)上设置第一通断阀111；第二压缩部108的第二进气口与第一经济器102连通，并在连通路径上设置第二通断阀112；第一通断阀111开启，第二通断阀112关闭，即第二压缩部108吸入低压制冷剂，第一补气支管断开。所述第一通断阀111和第二通断阀112实现了第二压缩部108的第一进气口制冷剂压力的切换，其也可采用三通阀或四通阀实现。

图6给出了第二实施例的制冷剂循环压焓图(制冷工况下)。由于第一压缩部107吸入制冷剂流量为m0，第二压缩部108吸入制冷剂流量为m1，因此第二换热器106的制冷剂流量为m0+m1，增大了蒸发器的制冷剂流量；1-3为第二压缩部108工作过程；1-13-2为第一压缩部107工作过程，由于第二中压10的注入，排气流量为m0+m2。在该实施例工作模式下，制冷剂蒸发过程焓差同样为h1-h12，但是蒸发器制冷剂流量为m0+m2，由制冷量计算公式Q＝(h1-h12)×(m0+m2)可知，相比上述第一实施例，进一步增大了制冷量。该实施例尤其适用于制冷量需求大、工作压比适中(如环境温度35℃～50℃制冷时)的工况下运行，具有制冷量大、运行效率高的特点。

图7给出了本申请制冷***的第二实施例示意图(制热工况下)。与上述第一实施例相比，该实施例具有以下特征：第二压缩部108的第二进气口与蒸发器(第一换热器100)连通，并在连通路径上(第一补气支管)设置第一通断阀111；第二压缩部108的第二进气口与第一补气支管连通，并在连通路径上设置第二通断阀112；第一通断阀111开启，第二通断阀112关闭，即第二压缩部108吸入低压制冷剂，第一补气支管与第二压缩部108的第二进气口断开。所述第一通断阀111和第二通断阀112实现了第二压缩部108吸入口制冷剂压力的切换。

图8给出了第二实施例的制冷剂循环压焓图(制热工况下)。第一压缩部107吸入制冷剂流量为m0，第二压缩部108吸入制冷剂流量为m2；1-3为第二压缩部108工作过程；1-13-2为第一压缩部107工作过程，由于第一中压7的注入，排气流量为m0+m1。在该实施例工作模式下，制冷剂蒸发过程焓差同样为h1-h12，但是蒸发器制冷剂流量为m0+m2，由制冷量计算公式Q＝(h1-h12)×(m0+m2)可知，相比上述第一实施例，进一步增大了制冷量，根据循环能量守恒，制热量Qc＝Q+W，制热量也进一步增加。该实施例尤其适用于制热量需求大、工作压比较高(如环境温度-7～-20℃制热时)的工况下运行，具有制热量大、运行效率高的特点。

第三实施例：

在第一实施例的基础上，进一步地，所述第二补气支管与所述第一补气口之间为第四管路，所述第四管路上设有第三通断阀113。

具体的，图9给出了本申请制冷***的第三实施例示意图(制冷工况下)。与第一实施例相比，该实施例具有以下特征：第一压缩部107的第一补气口与第二经济器104的第二补气支管的连通路径上设置第三通断阀113；第三通断阀113打开时，热泵***为第一实施例(制冷工况)，此处不做赘述；而第三通断阀113关闭时，第一压缩部107补气通道被关闭，第二压缩部108吸入第一中压P1的制冷剂7。

图10给出了第三实施例的制冷剂循环压焓图(制冷工况下)。第一压缩部107吸入制冷剂流量为m0，第二压缩部108吸入制冷剂流量为m1，总排气流量为m0+m1；7-3为第二压缩部108工作过程，1-2为第一压缩部107工作过程，***循环为单补气并联压缩制冷循环(此时的第三通断阀113断开)。该实施例循环过程简单，补气流动损失小，尤其适用于能效要求较高，制冷/制热量需求较小、工作压比较小(如环境温度30℃～35℃制冷时)的工况下运行，具有***制冷/制热效率高的特点。

图11给出了本申请制冷***的第三实施例示意图(制热工况下)。此时，第一压缩部107的第一补气口与第二经济器104的第二补气支管的连通路径上设置第三通断阀113；第三通断阀113打开时，热泵***为第一实施例(制热工况)，此处不做赘述；当第三通断阀113关闭时，第一压缩部107补气通道被关闭，第二压缩部108吸入第二中压P2的制冷剂10。

图12给出了第三实施例的制冷剂循环压焓图(制热工况下)。第一压缩部107吸入制冷剂流量为m0，第二压缩部108吸入制冷剂流量为m2，总排气流量为m0+m2；10-3为第二压缩部108工作过程，1-2为第一压缩部107工作过程，***循环为单补气并联压缩制冷循环(此时的第三通断阀113断开)。该实施例循环过程简单，补气流动损失小，尤其适用于能效要求较高，制冷/制热量需求较小、工作压比较小(如环境温度-7℃～7℃制热时)的工况下运行，具有***制冷/制热效率高的特点。

第四实施例：

在第二实施例的基础上，进一步地，所述第二补气支管与所述第一补气口之间为第四管路，所述第四管路上设有第三通断阀113。

具体的，图13给出了本申请热泵***的第四实施例示意图(制冷工况下)。与上述第二实施例相比，该实施例具有以下特征：第一压缩部107的第一补气口与第二经济器104的连通路径(第二补气支管)上设置第三通断阀113；当第三通断阀113打开、第二通断阀112关闭、第一通断阀111开启，***为第二实施例；当第三通断阀113打开、第二通断阀112开启、第一通断阀111关闭，***为第一实施例；当第三通断阀113关闭，第二通断阀112开启，第一通断阀111关闭，***为第三实施例；当第三通断阀113关闭、第二通断阀112关闭、第一通断阀111开启时，压缩源114的两个补气通道均关闭，第二压缩部108吸入低压制冷剂1。

图14给出了第四实施例的制冷剂循环压焓图(制冷工况下)。***循环为单机压缩制冷循环，第一压缩部107工作过程为1-2，第二压缩部108工作过程为1-3。该实施例***循环不具有补气功能，尤其适用于压比很小、且不适宜进行补气的运行工况，如环境温度低于30℃的制冷或环境温度高于7℃的制热等工况，可以避免因补气导致的***流动损失。

第五实施例：

优选地，所述第一经济器102为闪蒸器1021或者中间换热器1022中的一种；和/或，所述第二经济器104为闪蒸器1021或者中间换热器1022中的一种。

具体的，所述第一实施例至第四实施例中皆采用了闪蒸器1021作为第一经济器102或者第二经济器104，在本实施例中则将第一经济器102采用中间换热器1022，此时，所述第一换热器100与所述中间换热器1022之间还具有第五管路，所述第五管路与所述第一节流元件101形成并联。

图15给出了本申请的第五实施例，特征在于第一中压P1制冷剂采用中间换热器1022提供、第二中压P2制冷剂采用闪蒸器1021提供的一种制冷循环***。从高压高温的液体制冷剂5分流出一部分经第一节流元件101节流为中压中温制冷剂6；6与5的第一压缩部107的制冷剂在中间换热器1022内换热；6蒸发吸热成为第一中压P1的气态制冷剂7，同时第一压缩部107的制冷剂5释放热量而被进一步冷却至8，从而实现了制冷剂第一次过冷；闪蒸器1021产生第二中压P2气态制冷剂的过程与前述相同，不再赘述。

图16给出了第五实施例的循环压焓图，6-7为第二压缩部108的制冷剂蒸发吸热过程，5-8为第一压缩部107的制冷剂放热冷却过程，中间换热器1022实现了第二压缩部108的制冷剂m1与第一压缩部107的制冷剂m0+m2的热量交换。这种方式的优势在于辅路补气(针对第二压缩部108)和第一压缩部107的制冷剂独立控制，补气流量更易调节。

第六实施例：

根据本发明的实施例，还提供一种双补气热泵***的控制方法，用于控制上述的双补气热泵***，包括如下步骤：

获取热泵***的运行模式，所述运行模式例如可以包括超高温制冷模式/超低温制热模式、高温制冷模式/低温制热模式、常规制冷模式/常规制热模式；

根据运行模式，控制四通阀110的流路切换并控制第一通断阀111、第二通断阀112、第三通断阀113的通断切换。

具体的，前述超高温制冷模式/超低温制热模式、高温制冷模式/低温制热模式、较高温制冷模式/较低温制热模式、常规制冷模式/常规制热模式的模式定义依据于调温空间的具体温度范围，例如，超高温制冷模式对应环境温度高于50℃，超低温制热模式对应环境温度低于-20℃；高温制冷模式对应环境温度处于35℃-50℃之间，低温制热模式对应环境温度处于-20℃--7℃之间；较高温制冷模式对应环境温度处于30℃-35℃之间，较低温制热模式对应环境温度处于-7℃-7℃之间；常规制冷模式对应环境温度低于30℃，常规制热模式对应环境温度高于7℃。优选地，当所述运行模式为超高温制冷模式时，控制所述四通阀110的第一口与第二口贯通、第三口与第四口贯通，并控制所述第一通断阀111截断、第二通断阀112、第三通断阀113贯通；或者，当所述运行模式为超低温制热模式时，控制所述四通阀110的第一口与第四口贯通、第二口与第三口贯通，并控制所述第一通断阀111截断、第二通断阀112、第三通断阀113贯通。

优选地，当所述运行模式为高温制冷模式时，控制所述四通阀110的第一口与第二口贯通、第三口与第四口贯通，并控制所述第二通断阀112截断、第一通断阀111、第三通断阀113贯通；或者，当所述运行模式为低温制热模式时，控制所述四通阀110的第一口与第四口贯通、第二口与第三口贯通，并控制所述第二通断阀112截断、第一通断阀111、第三通断阀113贯通。

优选地，当所述运行模式为较高温制冷模式时，控制所述四通阀110的第一口与第二口贯通、第三口与第四口贯通，并控制所述第一通断阀111、第三通断阀113截断、第二通断阀112贯通；或者，当所述运行模式为较低温制热模式时，控制所述四通阀110的第一口与第四口贯通、第二口与第三口贯通，并控制所述第一通断阀111、第三通断阀113截断、第二通断阀112贯通。

优选地，当所述运行模式为常规制冷模式时，控制所述四通阀110的第一口与第二口贯通、第三口与第四口贯通，并控制所述第二通断阀112、第三通断阀113截断、第一通断阀111贯通；或者，当所述运行模式为常规制热模式时，控制所述四通阀110的第一口与第四口贯通、第二口与第三口贯通，并控制所述第二通断阀112、第三通断阀113截断、第一通断阀111贯通。

总体来看本发明提出的双补气热泵***，具有并联压缩双补气的压缩机，除了第二压缩部108进行第一次补气之外，通过向第一压缩部107内进行第二次补气，从而降低了第一压缩部107在极端工况下的排气温度，改善了第一压缩部107的压缩效率，提高了第一压缩部107的工作效率；同时实现了制冷剂两次过冷，相比现有技术，进一步降低了蒸发器入口制冷剂的焓值，增大了制冷剂蒸发过程焓差，从而提升了***的制冷能力；通过两次补气，提高了压缩机的排气流量，增大了冷凝器中的制冷剂流量，因而提升了***的制热能力。其次，针对不同的运行条件，提出了多种运行模式和切换方法，可根据***的使用范围或需求，部分或全部使用这些运行模式，从而提高了制冷***的综合运行效率。另外，本申请提出了压缩机容积比的最优范围，改善了第一中压和第二中压制冷剂的流量分配特性，使得辅助压缩部补气效果达到最佳，使压缩机及制冷***的制冷/制热性能提升效果达到最佳。本申请技术方案与传统的三级压缩双补气***相比，具有结构简单，压缩机内部流路短，流动损失小、效率高、成本低的技术优势。

本领域的技术人员容易理解的是，在不冲突的前提下，上述各有利方式可以自由地组合、叠加。

以上仅为本发明的较佳实施例而已，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内所作的任何修改、等同替换和改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。以上仅是本发明的优选实施方式，应当指出，对于本技术领域的普通技术人员来说，在不脱离本发明技术原理的前提下，还可以做出若干改进和变型，这些改进和变型也应视为本发明的保护范围。

Claims (10)

1.一种双补气热泵***，其特征在于，包括顺次连接形成闭路循环的压缩源(114)、第一换热器(100)、第一节流元件(101)、第一经济器(102)、第二节流元件(103)、第二经济器(104)、第三节流元件(105)、第二换热器(106)，所述压缩源(114)包括并联的第一压缩部(107)、第二压缩部(108)，其中所述第一压缩部(107)具有第一排气口、第一补气口及与所述第二换热器(106)管路连接的第一进气口，所述第二压缩部(108)具有第二进气口及与所述第一排气口汇总管路连接的第二排气口，所述第一经济器(102)具有的第一补气支管与所述第二进气口贯通连接，所述第二经济器(104)具有的第二补气支管与所述第一补气口贯通连接，所述第一补气支管与所述第二补气支管中冷媒压力不等。

2.根据权利要求1所述的热泵***，其特征在于，所述压缩源(114)具有缓冲腔(109)，所述第一排气口与所述第二排气口在所述缓冲腔(109)内汇总。

3.根据权利要求1或2所述的热泵***，其特征在于，所述缓冲腔(109)具有缓冲腔出口，还包括四通阀(110)，所述四通阀(110)具有第一口、第二口、第三口、第四口，所述第一口与所述缓冲腔出口管路连接，所述第二口与所述第一换热器(100)管路连接，所述第三口与所述第一进气口管路连接，所述第四口与所述第二换热器(106)管路连接。

4.根据权利要求3所述的热泵***，其特征在于，所述第一压缩部(107)的第一进气口与所述四通阀(110)具有的第三口之间为第一管路，所述第一管路与所述第二压缩部(108)具有的第二进气口之间具有第二管路，所述第二管路上设有第一通断阀(111)。

5.根据权利要求4所述的热泵***，其特征在于，所述第一补气支管与所述第二进气口之间为第三管路，所述第三管路上设有第二通断阀(112)。

6.根据权利要求1、2、4、5中任一项所述的热泵***，其特征在于，所述第二补气支管与所述第一补气口之间为第四管路，所述第四管路上设有第三通断阀(113)。

7.根据权利要求6所述的热泵***，其特征在于，所述第一经济器(102)为闪蒸器(1021)或者中间换热器(1022)中的一种；和/或，所述第二经济器(104)为闪蒸器(1021)或者中间换热器(1022)中的一种。

8.根据权利要求7所述的热泵***，其特征在于，当所述第一经济器(102)为中间换热器(1022)时，所述第一换热器(100)与所述中间换热器(1022)之间还具有第五管路，所述第五管路与所述第一节流元件(101)形成并联。

9.根据权利要求6所述的热泵***，其特征在于，所述第一压缩部(107)的工作容积为V1，所述第二压缩部(108)的工作容积为V2，0.02≤V2/V1≤0.25。

10.根据权利要求9所述的热泵***，其特征在于，0.07≤V2/V1≤0.15；或者，0.02≤V2/V1≤0.15；或者，0.07≤V2/V1≤0.25。

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