本发明涉及制冷空调系统领域，特别涉及一种直连双级和双机并联可切换的低温风冷热泵系统。
背景技术：
风冷热泵机组是由压缩机——换热器——节流器——吸热器——压缩机等装置构成的一个循环系统。冷媒在压缩机的作用下在系统内循环流动。它在压缩机内完成气态的升压升温过程（温度高达100℃），它进入换热器后与风进行热量交换，被冷却并转化为流液态，当它运行到吸热器后，液态迅速吸热蒸发再次转化为气态，同时温度下降至零下20℃～30℃，这时吸热器周边的空气就会源源不断地将低温热量传递给冷媒。冷媒不断地循环就实现了空气中的低温热量转变为高温热量并加热冷水过程。
目前，公告号为cn205037614u的中国专利公开了一种低温风冷热泵系统，它包括压缩机、冷凝器、节流阀、蒸发器、电磁阀和加热管，加热管安装于蒸发器的底部，压缩机的制冷剂出口分别与冷凝器和电磁阀的进口连接，电磁阀的出口与加热管的进口连接，加热管的出口与冷凝器的出口并联后与节流阀的进口连接，节流阀的出口与蒸发器的进口连接，蒸发器的出口与压缩机的进口连接。
这种低温风冷热泵系统虽然通过加热管的能量由系统自身提供，从而实现降低能耗和环保的目的，但是往往这种系统运行制热模式情况时，一旦环境温度较低整体制热效率较差，较难在北方冬季环境温度低于-10℃的地区运行。
技术实现要素：
本发明的目的是提供一种直连双级和双机并联可切换的低温风冷热泵系统，其具有解决普通风冷螺杆热泵机组在冬季制热的低环境温度或者高供热水温温度的制热量不足，制热效率差问题的优点。
本发明的上述技术目的是通过以下技术方案得以实现的：
一种直连双级和双机并联可切换的低温风冷热泵系统，包括两台并联的第一螺杆压缩机和第二螺杆压缩机，所述第一螺杆压缩机和第二螺杆压缩机上连接有油分离器，所述第一螺杆压缩机的排气口和第二螺杆压缩机的吸气口之间设有排气管路，所述排气管路上设有排气截止阀，所述油分离器出口处设有第一四通换向阀及与第一四通换向阀并列的第二四通换向阀，所述第一四通换向阀和第二四通换向阀的出口处连接有蒸发器。
通过采用上述技术方案，双机并联回路风冷热泵系统设计可以实现非常高效的部分负荷运行效率和显著的节能效果。在机组运行于额定工况或者偏离额定工况较小时，两台压缩机可以运行在双机并联工况下，最大化的提高机组的冷量和部分负荷运行效率。直连两级压缩风冷螺杆热泵系统设计可以实现在更低的环境温度和更高的供热水温度工况下的运行效率和运行可靠性。通常的风冷热泵采用的是单级压缩，即制冷系统仅有1个压缩机，运行范围比较有限。尤其是-10℃以下的低温制热工况或者55℃以上供热水温度工况下，单级压缩的压缩机吸排气压比高，压缩机运行效率偏低，吸气流量不足，电机冷却不足，另外对于螺杆压缩机来说，压缩机的vi通常是按照额定工况进行设计的，实际运行工况如果偏离额定工况越远，压缩机过压缩或者欠压缩导致的压缩机运行效率越低，压缩机运行可靠性越差。尤其当制热模式的高水温低环温工况下，压缩机处于过压缩运行；制热模式的低水温高环温工况下，压缩机处于欠压缩运行；两级压缩配置可以保证在额定工况或者偏差额定工况较小时，采用单级压缩；而在高压差工况下，采用双机压缩，在欠压缩的工况下，则可以采用分级可变内容积比的结构设计压缩机来实现，这样，通过结合压缩机设计和双级压缩设计的风冷热泵机组的运行效率，尤其是低温运行效率得到显著提高，制热量也得到显著提高。
进一步设置：所述第一四通换向阀和第二四通换向阀的吸气口分别通过吸气管线a和管线与第一螺杆压缩机和第二螺杆压缩机连接，所述管线上设有吸气旁通单向阀。
通过采用上述技术方案，两个四通换向阀主要用于将实现三种运行方式的切换，包括：单机单级的风冷螺杆热泵系统；双机并联回路的风冷螺杆热泵系统；直连双级的风冷螺杆热泵系统的切换。实现双机并联回路风冷热泵系统设计可以实现非常高效的部分负荷运行效率和显著的节能效果。在机组运行于额定工况或者偏离额定工况较小时，两台压缩机可以运行在双机并联工况下，最大化的提高机组的冷量和部分负荷运行效率。直连两级压缩风冷螺杆热泵系统设计可以实现在更低的环境温度和更高的供热水温度工况下的运行效率和运行可靠性。通常的风冷热泵采用的是单级压缩，即制冷系统仅有1个压缩机，运行范围比较有限。尤其是-10℃以下的低温制热工况或者55℃以上供热水温度工况下，单级压缩的压缩机吸排气压比高，压缩机运行效率偏低，吸气流量不足，电机冷却不足，另外对于螺杆压缩机来说，压缩机的vi通常是按照额定工况进行设计的，实际运行工况如果偏离额定工况越远，压缩机过压缩或者欠压缩导致的压缩机运行效率越低，压缩机运行可靠性越差。尤其当制热模式的高水温低环温工况下，压缩机处于过压缩运行；制热模式的低水温高环温工况下，压缩机处于欠压缩运行；两级压缩配置可以保证在额定工况或者偏差额定工况较小时，采用单级压缩；而在高压差工况下，采用双机压缩，在欠压缩的工况下，则可以采用分级可变内容积比的结构设计压缩机来实现，这样，通过结合压缩机设计和双级压缩设计的风冷热泵机组的运行效率，尤其是低温运行效率得到显著提高，制热量也得到显著提高。
进一步设置：所述油分离器上设有分别与第一螺杆压缩机和第二螺杆压缩机连接的供油管路b和供油管路c，所述供油管路c上设有压差阀
通过采用上述技术方案，在供油管路上设置有供油电磁阀；供油管路上设置有压差阀和供油电磁阀一，供油电磁阀二。当机组运行于直连双级的运行方式，供油电磁阀一关闭，压差阀提供比低压级排气压力略低的低压级压缩机的压缩机供油，压差阀提供了各自压缩机的排气压力略低的供油压力。当机组运行于双机并联回路的运行方式，供油电磁阀一开启，压差阀将被旁通，保证并联的压缩机同样的供油压力。
进一步设置：所述第一四通换向阀和第二四通换向阀上还连接有第一空气侧换热器和第二空气侧换热器，所述第一空气侧换热器和第二空气侧换热器上依次串联有液路干燥过滤器、主供液电子膨胀阀、第一经济器、第二经济器及蒸发器供液膨胀阀。
通过采用上述技术方案，共用引射器实现一个引射器，双路引射回油至压缩机和压缩机的吸气管路，无论机组运行方式，均吸气回油至公共吸气管路。引射回路引射源来自高压级油分离器，引射液体来自于蒸发器底部，在制热运行模式下，引射回油电磁阀的阀前压力为蒸发器内的高压液体压力，阀后压力为吸气管的吸气压力，正向压力差，电磁阀处于紧密关闭状态；引射回路引射源回路的单向阀实现反向逆止。
综上所述，本发明具有以下有益效果：可以实现三种运行方式的切换：包括1、单机单级的风冷螺杆热泵系统；2、双机并联回路的风冷螺杆热泵系统；3、直连双级的风冷螺杆热泵系统的切换。运行方式切换的目的是为了更好的适应风冷螺杆机组运行的环境工况。且更适用于北方低温制热的工况。方式1和2为普通的风冷螺杆热泵机组，方式2具有明显的部分负荷运行效率，降低机组的运行成本。方式3可以使机组运行在低环温制热工况，高水温低环温制热工况下具有比方式1和2更高的高压头运行效率。
附图说明
图1是直连双级和双机并联可切换的低温风冷热泵系统流程示意图。
图中，1、第一螺杆压缩机；1001、吸气管线a；1002、排气管线a；1003、排气管线b；1004、排气管线c；1005、管线；1006、吸气管线b；1007、排气管线d；1011、高压级压缩机补气管路；1012、低压级压缩机补气管路；114、补气截止阀b；115、补气单向阀b；2、第二螺杆压缩机；29、供油电磁阀a；210、排气单向阀；212、供油电磁阀b；214、补气截止阀a；215、补气单向阀a；3、油分离器；5、排气截止阀；6、第一四通换向阀；7、第二四通换向阀；9、蒸发器；12、吸气旁通单向阀；13、油泵；131、油泵单向阀；132、油冷却器；14、供油管路a；141、供油管路b；1411、供油电磁阀；142、供油管路c；1421、压差阀；16、第一空气侧换热器；17、第二空气侧换热器；18、液路干燥过滤器；19、主供液电子膨胀阀；20、第一经济器；21、第二经济器；22、蒸发器供液膨胀阀；25、供液旁通电磁阀；26、油引射器；27、制冷单向阀a；28、制冷单向阀b；29、供油电磁阀b；30、制热单向阀a；31、制热单向阀b；32、引射单向阀；33、引射电磁阀；34、排气单向阀a；35、排气单向阀b。
具体实施方式
以下结合附图对本发明作进一步详细说明。
实施例1：一种直连双级和双机并联可切换的低温风冷热泵系统，包括两台并联的第一螺杆压缩机1和第二螺杆压缩机2，第一螺杆压缩机1和第二螺杆压缩机2上连接有油分离器3，第一螺杆压缩机1的排气口和第二螺杆压缩机2的吸气口之间设有排气管路，排气管路上设有排气截止阀5，油分离器3出口处设有第一四通换向阀6及与第一四通换向阀6并列的第二四通换向阀7，第一四通换向阀6和第二四通换向阀7的出口处连接有蒸发器9。
第一四通换向阀6和第二四通换向阀7的吸气口分别通过吸气管线a1001和管线1006与第一螺杆压缩机1和第二螺杆压缩机2连接，管线1006上设有吸气旁通单向阀12.油分离器3上设有分别与第一螺杆压缩机1和第二螺杆压缩机2连接的供油管路b141和供油管路c142，供油管路c142上设有压差阀1421。
第一四通换向阀6和第二四通换向阀7上还连接有第一空气侧换热器16和第二空气侧换热器17，第一空气侧换热器16和第二空气侧换热器17上依次串联有液路干燥过滤器18、主供液电子膨胀阀19、第一经济器20、第二经济器21及蒸发器供液膨胀阀22。
第一螺杆压缩机1和第二螺杆压缩机2从待机状态，转入运行状态前，将排气截止阀5始终置关闭位置，第一螺杆压缩机1上设有的供油电磁阀a29和供油电磁阀b212始终置关闭位置，第一经济器20上设有的补气阀始终置关闭位置。然后启动运行第二螺杆压缩机2，第二螺杆压缩机2从管线1005吸气，吸气旁通单向阀12正向导通，第二螺杆压缩机2的排气经过排气管及排气管路上设有的排气单向阀210，排气单向阀210包括低压级排气单向阀b35和高压级排气单向阀a34，高压级排气单向阀a34进入到油分离器3，由于低压级排气单向阀b35的阀后压力为第一螺杆压缩机1的排气压力，阀前压力为管线1005的吸气压力,压力分布导致低压级排气单向阀b35反向逆止。当第二螺杆压缩机2启动后，第二螺杆压缩机2供油电磁阀1411开启，第一经济器20补气阀基于控制逻辑开启。此时机组运行于仅高压级运行的单机单级运行方式1。
如果需要从单机单级的运行方式1切换到直连双级的运行方式3，此时需要开启低压级排气截止阀5，由于低压级排气截止阀5的阀前压力为吸气管线a1001的压力，阀后压力为管线1005的压力，吸气管线a1001的压力和管线1005的压力是平衡的，因此当低压级排气截止阀5开启的时候，不会影响正常的单机单级的运行方式1。然后启动运行第二螺杆压缩机2，当第二螺杆压缩机2启动后，压缩机将从吸气管线a1001吸气，向排气管线a1002排气，由排气管线a1002出口有两段并联的排气管线b1003和排气管线c1004，一旦第二螺杆压缩机2启动后，吸气管线b1006和吸气管线a1001的压力同时被拉低，而第二螺杆压缩机2的排气管线b1003和排气管线c1004的压力被提高。管线c1005的吸气旁通单向阀12的阀后背压为低压级排气压力，阀前压力为低压级吸气压力，导致阀逆向截止。而此时排气管线b1003和排气管线c1004的压力还不足以克服高压级的排气管线d1007的排气压力，由于此压力差的原因，因此导致第二螺杆压缩机2只能向排气管线c1004排气，而无法向排气管线b1003排气，而第一螺杆压缩机1由于吸气旁通单向阀12的逆向截止导致的直接从吸气管线1006的途径被截断，因此只能从第二螺杆压缩机2的排气管线c1004吸气，因此排气单向阀210将始终处于反向逆止截止状态。此时机组运行于双机双级的运行方式3。当第二螺杆压缩机2启动后，供油电磁阀b212开启，保持供油电磁阀a29始终关闭，分向第二螺杆缩机的供油经压差阀1421实现降压后供油。
在供油管路14上设置有油泵13，油泵单向阀131和油冷却器132。从蒸发器供液膨胀阀22前的液相管路引入制冷剂液体和高温润滑油在油冷却器132中进行换热，液相制冷剂吸热蒸发为制冷剂气体，排入吸气管路1006，高温润滑油降温后，提供压缩机转子和运动及密封结构件的供油。由于双级压缩排气温度高，采用油冷却器132可以有效的降低转子温度和排气温度。提高压缩机的运行可靠性。同时液体制冷剂的流量采用热力膨胀阀感温油温进行控制，避免过供液和欠供液。油泵13和油泵单向阀131可以实现恶劣工况如低环温启动和制冷运行；除霜切换过程中压力未有效建立时候供油压差不足时的强制油泵13供油。提高压缩机的运行可靠性。
在供油管路b141上设置有供油电磁阀1411；供油管路c142上设置有压差阀1421，供油电磁阀1411和供油电磁阀b29。当机组运行于直连双级的运行方式③，供油电磁阀b29关闭，压差阀1421提供比低压级排气压力略低的第二螺杆压缩机2供油。当机组运行于双机并联回路的运行方式2，供油电磁阀b29开启，压差阀1421将被旁通，保证并联的压缩机同样的供油压力。
两级经济器设计，第一经济器20和第二经济器21，在机组运行于双机双级的运行方式③时分别实现向第一螺杆压缩机1和第二螺杆压缩机2的分别的经济器补气控制。在低压级压缩机补气管路1012和高压级压缩机补气管路1011上布置有补气截止阀a214和补气截止阀b114和补气单向阀a215和补气单向阀b115。
第一经济器20采用闪蒸式经济器可以替代高压储液罐和其他类似储液罐的作用以便平衡制冷和制热模式制冷剂充注量不同的作用，在制热模式下，闪蒸式经济器的控制液位远高于制冷模式下的控制液位，其液位差值即为制冷和制热模式下的制冷剂充注量差别。并同时实现闪蒸式经济器的补气作用。第二经济器21采用过冷型经济器，可以保证蒸发器供液膨胀阀22的供液压差，保证阀的正确动作，并实现过冷型经济器的补气作用。当机组运行于单机单级的运行方式①时，供液旁通电磁阀25，避免由于供液压差不足导致的低压控制问题。
并联布置的第一四通换向阀6和第二四通换向阀7设计，两个四通阀的e二合一合并到一起后与蒸发器9相连，共用四通换向阀，共用蒸发器9，部分负荷下可以最大化的降低四通阀压降，降低蒸发和冷凝传热压降，降低冷凝温度和提高蒸发温度。
整个系统共用液路干燥过滤器18，共用第一经济器20，第二经济器21，共用油引射器26，共用主供液电子膨胀阀19，蒸发器供液膨胀阀22和旁通电磁阀，共用制冷单向阀a27和制冷单向阀b28，制热单向阀a30和制热单向阀b31。而共用引射器实现一个引射器，双路引射回油至第二螺杆压缩机2和第一螺杆压缩机1的吸气管路1006，无论机组运行方式，均吸气回油至公共吸气管路。引射回路引射源来自油分离器3，引射液体来自于蒸发器9底部，在制热运行模式下，引射回油电磁阀27的阀前压力为蒸发器9内的高压液体压力，阀后压力为吸气管的吸气压力，正向压力差，电磁阀处于紧密关闭状态；引射回路引射源回路的单向阀实现反向逆止。
采用引射单向阀32配合引射电磁阀33的作用，配合排气单向阀a34和排气单向阀b35的逆止作用，防止在待机模式下，蒸发器9内的制冷剂通过引射回路、四通换向阀、吸气管路、压缩机迁移至油分离器3导致的制冷剂液体在油分离器3和油槽中凝结。a：制冷运行模式下，机组待机状态下，水路并没有停止运行，蒸发管内由于水泵的加热作用，温度逐渐升高，当冷冻水温度高于待机时系统平衡的制冷剂压力时，制冷剂和冷冻水之间产生反向的换热，制冷剂吸收冷冻水的热量后，蒸发并沿着引射管路和四通阀，吸气管路进入到压缩机中。增加电磁阀和排气单向阀a34，可以阻隔制冷剂的流动通道避免制冷剂气体进入压缩机，油分离器3和油槽中，并可能在油槽中凝结为液体，导致压缩机启动后，油槽向压缩机转子腔的供油带有大量的制冷剂液体，同时制冷剂在油槽内的沸腾也会导致大量的润滑油进入到制冷系统，导致系统油含量增大。
上述的实施例仅仅是对本发明的解释，其并不是对本发明的限制，本领域技术人员在阅读完本说明书后可以根据需要对本实施例做出没有创造性贡献的修改，但只要在本发明的权利要求范围内都受到专利法的保护。