本发明涉及的是一种车用空调领域的技术，具体是一种带回热装置的并行压缩式co2汽车热泵空调系统。
背景技术：
针对冬季制热，与传统内燃机汽车相比，电动汽车没有可以利用的发动机余热，热泵技术在电动汽车上正越来越多地普及。目前汽车空调通常使用的制冷剂是r134a，但是它具有非常高的gwp(全球变暖潜能值)，且在低温下的制热性能非常差，寻找合适的替代制冷剂以及热泵技术显得尤为重要。
技术实现要素：
本发明针对现有技术存在的上述不足，提出一种带回热装置的并行压缩式co2汽车热泵空调系统，能够不受环境温度和车辆类型的影响任意切换制冷和制热模式。
该热泵系统可以使用天然制冷剂r744，减少对环境的影响，并解决低温下的制热需求问题，本发明是通过以下技术方案实现的：
本发明包括：同轴连接的两台并行涡旋压缩机、气体冷却器、室外换热器、中间换热器、气液分离器、蒸发器和储液罐，其中：第一涡旋压缩机和第二涡旋压缩机的输出端与气体冷却器的输入端相连，气体冷却器的输出端通过室外换热器与中间换热器的高压输入端相连，中间换热器的高压输出端与气液分离器的输入端相连，气液分离器的气体输出端与第二涡旋压缩机的输入端相连，气液分离器的液体输出端依次与蒸发器和储液罐相连，储液罐的输出端与中间换热器的低压输入端相连，中间换热器的低压输出端与第一涡旋压缩机的输入端相连，中间换热器提升吸气过热度的同时进一步冷却气体冷却器流出的高温制冷剂，与并行压缩效果叠加实现性能优化。
所述的蒸发器与气液分离器、气液分离器与中间换热器和气体冷却器与室外换热器之间分别对应设有第一至第三电子膨胀阀和第一至第三电磁阀。
本发明涉及上述空调系统的制冷制热切换方法，通过电子膨胀阀和电磁阀切换，换热器变化使用，以及风门转换实现制冷模式和制热模式切换。
所述的制冷模式是指：第一电子膨胀阀和第二电子膨胀阀运行并使流体经过两次膨胀，第三电子膨胀阀关闭，第一电磁阀和第三电磁阀打开，第二电磁阀关闭，风门关闭以挡住气体冷却器不参与换热，此时的室外换热器作为气体冷却器。
所述的制热模式是指：第三电子膨胀阀运行，其余电子膨胀阀关闭，第二电磁阀打开，其余电磁阀关闭，风门打开以使空气流过气体冷却器，此时室外换热器作为蒸发器，气液分离器作为储液罐以储存液相制冷剂，原先制冷模式中的蒸发器和储液罐，以及中间换热器和第一涡旋压缩机均不工作，无流体参与循环。
技术效果
与现有技术相比，本发明使用天然环保制冷剂co2，减轻了传统制冷剂对臭氧层的破坏以及全球变暖问题。本发明突出贡献在于设计了新型co2热泵空调系统并阐明了制冷制热模式的简易切换操作。在制冷模式中，采用了并行压缩方案，解决了co2制冷剂在高温环境下效率衰减的问题，使用中间换热器进一步提升本发明性能，降低能源消耗，实验数据表明与常规制冷系统相比，制冷能效提升15％-20％。本发明系统可在零下20℃到40℃之间高效运行，其温度范围涵盖了中国绝大部分疆域，使其应用不收地域限制。
附图说明
图1为本发明处于制冷模式下的示意图；
图2为本发明处于制冷模式下的压焓图；
图3为本发明处于制热模式下的示意图；
图中：换热器风扇1、离心风机2、蒸发器3、制热模式下风门4、制冷模式下风门5、气体冷却器6、风向7、第一电子膨胀阀8、第一电磁阀9、储液罐10、中间换热器11、第二电磁阀12、第二电子膨胀阀13、低压输入端14、低压输出端15、高压输入端16、高压输出端17、气液分离器18、第一涡旋压缩机19、第一涡旋压缩机出口20、第一涡旋压缩机入口21、第二涡旋压缩机出口22、第二涡旋压缩机入口23、第二涡旋压缩机24、第三电子膨胀阀25、第三电磁阀26、室外换热器27。
具体实施方式
如图1所示，本实施例包括：同轴连接的两台并行涡旋压缩机19和24、气体冷却器6、室外换热器27、中间换热器11、气液分离器18、蒸发器3和储液罐10，其中：第一涡旋压缩机出口20和第二涡旋压缩机出口22与气体冷却器6的输入端相连，气体冷却器6的输出端通过室外换热器27与中间换热器11的高压输入端16相连，中间换热器11的高压输出端17与气液分离器18的输入端相连，气液分离器18的气体输出端与第二涡旋压缩机入口23相连，气液分离器18的液体输出端依次与蒸发器3和储液罐10相连，储液罐10的输出端与中间换热器11的低压输入端14相连，中间换热器11的低压输出端15与第一涡旋压缩机入口21相连，中间换热器11一方面提升吸气过热度，另一方面将气体冷却器6流出的高温制冷剂进一步冷却，与并行压缩方式的效果叠加，从而提升系统性能。
所述的蒸发器3与气液分离器18、气液分离器18与中间换热器11和气体冷却器6与室外换热器27之间分别对应设有第一至第三电子膨胀阀8、13、25和第一至第三电磁阀9、12、26。
所述的室外换热器27设有风扇1。
所述的蒸发器3和气体冷却器6的上游设有离心风机2，该离心风机2的风向7如图1和图3所示。
所述的空调箱上设有两个风门4、5。
本实施例在制冷模式下，co2制冷剂在蒸发器3内蒸发后进入储液罐10，流体随之从中间换热器11的低压输入端14进入高压流体换热后从中间换热器11的低压输出端15流出，再从第一涡旋压缩机入口21进入第一涡旋压缩机19，经压缩后从第一涡旋压缩机出口20流出，再经过气体冷却器6，由于此时的气体冷却器6被制冷模式下风门5挡住而不参与换热，流体仅从中流过，在经第三电磁阀26流入室外换热器27并由风扇1进行散热，由室外换热器27流出的流体从中间换热器11的高压输入端16流入并与低压流体换热后从中间换热器11的高压输出端17流出，随后流体经过第二电子膨胀阀13进行第一次节流，节流后的流体进入气液分离器18，分离后的气相制冷剂由第二涡旋压缩机入口23进入与第一涡旋压缩机19并行运行的第二涡旋压缩机24，气相制冷剂经压缩后从第二涡旋压缩机出口22流出并与第一涡旋压缩机19流出的流体汇合，分离后的液相制冷剂则流过第一电磁阀9并经第一电子膨胀阀8进行第二次节流，节流后的流体返回到蒸发器3中进行蒸发，如此，一个co2汽车制冷循环完成。
如图2所示，为图1所示的制冷模式下的系统压焓图，图上的a-b-c-k-a表示无回热装置的传统蒸汽压缩循环，a-b-c-d-e-f-a(d-g-h-c)表示无回热装置的并行压缩式循环，a-o-p-c-m-n-e-f-a(n-g-h-m)表示本发明带回热装置的并行压缩式循环。其中，a-o表示流体在中间换热器11的低压侧的换热过程，o-p表示流体在第一涡旋压缩机19内的压缩过程，g-h表示流体在第二涡旋压缩机24内的压缩过程，p-c-m表示流体在室外换热器27内的换热过程以及在中间换热器14的低压侧内的进一步冷却过程，m-n表示流体第二在电子膨胀阀13内的第一次节流过程，e-f表示流体在第一电子膨胀阀8内的第二次节流过程，最后，f-a表示流体在蒸发器3内的蒸发过程。无回热装置的并行压缩循环系统的制冷量qe通过公式：qe＝(1-xd)(ha-hf)计算，耗功wc通过公式：wc＝xd(hh-hg)+(1-xd)(hb-ha)计算，其中：xd为d点干度且其计算公式为
如图3所示，本实施例在制热模式下，室外换热器27作为蒸发器使用，制冷剂吸收热量蒸发，气液分离器18作为储液罐以储存液相制冷剂，co2制冷剂在此时的蒸发器内部蒸发后，进入中间换热器11，再由第二电磁阀12流入此时的储液罐，第二电子膨胀阀13和第一电磁阀都关闭，故流体无法流过，由储液罐流出的流体流经第二涡旋压缩机24进行压缩，此时的第一涡旋压缩机19关闭，流体由第二涡旋压缩机24流出后进入气体冷却器6，此时制热模式下风门4打开，空气流过气体冷却器6被加热后为汽车舱内供暖，从气体冷却器6出来的流体经过第三电子膨胀阀25进入节流，节流后的流体返回到此时的蒸发器进行蒸发，如此，一个co2汽车制热循环完成。
上述具体实施可由本领域技术人员在不背离本发明原理和宗旨的前提下以不同的方式对其进行局部调整，本发明的保护范围以权利要求书为准且不由上述具体实施所限，在其范围内的各个实现方案均受本发明之约束。