对至少一个相分离器设置旁路以进行制热操作的方法与流程

相关申请的引用

本申请主张2010年5月27日提交的名称为“Surged Heat Pump Systems”的美国临时申请No.61/348,847的优先权，该申请的全部内容通过引用并入此处。

背景技术：

蒸气压缩系统使制冷剂在闭合回路中循环，以将热量从一个外部媒介传递至另一外部媒介。蒸气压缩系统用于空气调节、热泵及制冷系统中。图1表示通过制冷流体的压缩及膨胀来工作的传统蒸气压缩式传热系统100。系统100通过闭合回路将热量从第一外部媒介150沿一个方向传递至第二外部媒介160。流体包含液相和/或气相。因此，如果第一外部媒介150是容纳于某一结构内的室内空气、且第二外部媒介160是此结构外的空气，则系统100将在工作期间冷却所述室内空气。

压缩机110或其他压缩装置会减小制冷剂的体积，从而形成压力差来使制冷剂在回路中循环流动。压缩机110可通过机械方式或热力方式减小制冷剂的体积。压缩后的制冷剂接着通过冷凝器120或换热器，由冷凝器120或换热器增大制冷剂与第二外部媒介160之间的表面积。随着热量从制冷剂传递至第二外部媒介160，制冷剂的体积会收缩。

当热量从第一外部媒介150传递至压缩的制冷剂时，压缩的制冷剂的体积会膨胀。此种膨胀常常是由计量装置130来实现，计量装置130包含膨胀装置及换热器或蒸发器140。蒸发器140会增大制冷剂与第一外部媒介150之间的表面积，从而增大制冷剂与第一外部媒介150之间的热传递。热量从蒸发器140向制冷剂的传递会使膨胀的制冷剂的至少一部分经历从液体向气体的相变。因此，与蒸发器140的表面接触的空气会经历温度降低。然后，加热后的制冷剂被传递回至压缩机110及冷凝器120，在压缩机110及冷凝器120中，当热量传递至第二外部媒介160时，加热后的制冷剂的至少一部分经历从气体向液体的相变。因此，与冷凝器120的表面接触的空气会经历温度的升高。

闭合回路传热系统100可包括其他元件，例如包括用于连接压缩机110与冷凝器120的压缩机排放管线115。冷凝器120的出口可耦接至冷凝器排放管线125，并可连接至容置器，所述容置器用于存储液位会发生波动的液体、用于移除污染物的过滤器及/或干燥剂等等(图中未示出)。冷凝器排放管线125可使制冷剂循环至一或多个计量装置130。

计量装置130可包括一或多个膨胀装置。计量装置130包括改变流经此装置的制冷剂流量的能力。膨胀装置可以是任何能够以与系统100的所期望操作兼容的速率来使制冷剂膨胀或对制冷剂的压降进行计量的装置。因此，计量装置130会改变制冷剂的流量，且当包括膨胀装置时，计量装置130还包括对制冷剂的压降进行计量的能力。

计量装置130可提供静态孔口，或者可在系统100的工作期间进行调节。静态孔口可呈可调阀的形式，所述可调阀在系统100的工作期间经设定后便不再改变。在工作期间可调节的孔口可具有机械控制及电气控制。例如，在工作期间进行的机械控制可由能调节张力的双金属弹簧或由能响应于压力或温度的变化而调节对隔膜施加的压力的流体来提供。类似地，在工作期间进行的电气控制可由伺服电动机提供，伺服电动机能响应于来自热电偶的电信号而改变孔口。

具有能使制冷剂膨胀的能力的适用的计量装置(用于计量制冷剂的压降)包括热膨胀阀、毛细管、固定式及可调式喷嘴、固定式及可调式孔口、电气膨胀阀、自动膨胀阀、手动膨胀阀等等。热膨胀阀的例子包括可从位于俄亥俄州的克利夫兰(Cleveland)的派克汉尼芬(Parker Hannifin)公司购得的Sporlan EBSVE-8-GA(单向阀)及Sporlan RZE-6-GA(双向阀)。毛细管的实例包括Sporlan F型以及Supco BC 1-5，其可从位于新泽西州的艾伦伍德(Allenwood)的萨普科(Supco)公司购得。电气膨胀阀的例子包括可从位于俄亥俄州的克利夫兰的派克汉尼芬公司购得的Parker SER 6及11。也可使用其他计量装置。

离开计量装置130的膨胀部分的制冷剂在到达蒸发器140之前经过膨胀制冷剂传送系统135，膨胀制冷剂传送系统135可包括一或多个制冷剂导向器136。例如当计量装置130的位置靠近蒸发器140或与蒸发器140整合在一起时，膨胀制冷剂传送系统135可与计量装置130合并在一起。因此，计量装置130的膨胀部可通过膨胀制冷剂传送系统135而连接至一或多个蒸发器，膨胀制冷剂传送系统135可为单个管或包括多个元件。例如，如在美国专利No.6,751,970及No.6,857,281中所述，计量装置130及膨胀制冷剂传送系统135可具有更少的元件或还具有其他元件。

一或多个制冷剂导向器136可与计量装置130、膨胀制冷剂传送系统135及/或蒸发器140合并在一起。因此，计量装置130的功能可被划分于一或多个膨胀装置与一或多个制冷剂导向器之间，并可与膨胀制冷剂传送系统135及/或蒸发器140并存、分离或整合在一起。适用的制冷剂导向器包括管、喷嘴、固定式及可调式孔口、分配器、一系列分配器管、方向更改阀等等。

蒸发器140接收基本上为液态且具有少量蒸气分率(vapor fraction)的膨胀的制冷剂，并使热量从位于闭合回路传热系统100外部的第一外部媒介150传递至膨胀的制冷剂。因此，蒸发器或换热器140促使热量从一个源(例如环境温度的空气)移动至第二个源(例如膨胀的制冷剂)。适宜的换热器可采取多种形式，包括铜管、板框式(plate and frame)、管壳式(shell and tube)、冷壁(cold wall)等等。许多传统的系统被设计及操作成至少在理论上在蒸发器140内将制冷剂的液体部分完全转换成蒸发的制冷剂。包括将液体制冷剂转变成气相的传热在内，蒸发的制冷剂还可变成过热的，从而具有超过制冷剂的沸点的温度及/或增大制冷剂的压力。制冷剂通过蒸发器排放管线145离开蒸发器140并返回至压缩机110。

在传统的蒸气压缩系统中，膨胀的制冷剂以明显比蒸发器周围空气的温度低的温度进入蒸发器140。随着热量从蒸发器140传递至制冷剂，制冷剂温度在蒸发器140的后续或下游部分升高至高于蒸发器140周围空气的温度。蒸发器140的起始或入口部分与蒸发器140的后续或出口部分之间的此种相当明显的温度差可在入口部分造成油滞留及结霜问题。

图2A及图2B表示具有沿两个方向传热的能力的传统热泵系统200。因此，系统100可将热量从第一外部媒介150传递至第二外部媒介160，而热泵系统200可将热量从第一外部媒介250传递至第二外部媒介260(图2A)或可将热量从第二外部媒介260传递至第一外部媒介250(图2B)。通过此种方式，可认为系统200的传热能力是“可反向的”。

在传统热泵实施方式中，将内部换热器240置于被调节空间中，同时将外部换热器220置于被调节的空间外(通常是室外)。被调节空间可以是房间、汽车、冰箱、冷却器、冷藏库等的内部。

在系统将热量从被调节空间传递至室外的制冷模式中，内部换热器240用作蒸发器，而外部换热器220用作冷凝器。反之，在系统将热量从室外传递至被调节空间的热泵模式中，内部换热器240用作冷凝器，外部换热器220则用作蒸发器。因此，无论为何种工作模式，均始终是将热量从冷凝器传递至蒸发器。

不同于单向式系统100，双向式热泵系统200利用流动反向器(flow reverser)280及两个计量装置230、233，从而可在任一方向上传送制冷剂。当压缩机210在一个方向上传送制冷剂时，流动反向器280允许内部换热器240或外部换热器220向蒸发器排放管线245进行馈送，蒸发器排放管线245则向压缩机210的低压入口侧进行馈送。因此，流动反向器280使系统在加热第一外部媒介250或冷却第一外部媒介250之间切换。流动反向器的例子包括可从位于伦敦的布雷森登波特兰大楼(Portland House,Bressenden Place)的英维斯(Invensys)公司购得的Ranco V2及V6产品。也可使用其他流动反向器。

在任一时刻，其中一个计量装置用于使制冷剂膨胀和/或对制冷剂的压降进行计量，而第二计量装置则使制冷剂回流而不用于使制冷剂膨胀。因此，在其中从第一外部媒介250移除热量以冷却被调节空间的图2A中，计量装置230使制冷剂膨胀，而计量装置233则使制冷剂回流。类似地，在热量从第二外部媒介260提供至被调节空间以加热第一外部媒介250的图2B中，计量装置233使制冷剂膨胀，而计量装置230则使制冷剂回流。

如果计量装置230、233中的任何一个不是双向的并因而不具有使制冷剂回流且维持所需性能的能力，则如图2C(制冷)及图2D(制热)中所示，可将单向式计量装置与包含单向式止回阀270、273的旁通回路271、272结合使用。因此，当一个计量装置使制冷剂膨胀时，旁通回路及止回阀使第二计量装置被旁通。止回阀会防止制冷剂通过相关联的单向式计量装置回流。

传统热泵的缺点在于，由于其具有两种功能(对同一被调节空间进行制热及制冷)，因而其并非针对这两种功能中的任一种进行优化。图2B所示热泵系统200在内部换热器240中提供热量的一种方式是在膨胀制冷剂传送系统235中对制冷剂流提供限制。尽管此种限制可位于膨胀制冷剂传送系统235中的任意位置且均可使系统恰当工作，然而所述限制常常并入一或多个制冷剂导向器236中。如果使制冷剂导向器236小于对于制冷而言最佳者，制冷剂会在制热期间在内部换热器240中达到更高的温度及压力，这是因为制冷剂更难以排出内部换热器240。因此，尽管系统200可向室内空间提供热量，然而系统所提供的制冷效率显著降低，这是因为所述限制也会在制冷期间限制制冷剂进入内部换热器240。

不但因使压缩机210以比原本获得最佳制冷效率时更高的压力工作而浪费能量，由于压缩机210在制热及制冷时要针对所述限制进行工作，因而相对于其中压缩机210在制热时、而非在制冷时工作强度更大的系统而言，压缩机210的工作寿命缩短。

尽管热泵一般用于在温带气候中对被调节空间进行制热，然而热泵也可用于较冷的地区，例如当只能提供电力且不想使用电阻线圈进行制热时。较冷的地区是冬天的平均低温约为0℃及以下的地区。更冷的地区是冬天的平均低温约为-7℃及以下的地区。当冬天的平均低温从约0℃开始降低时，热泵的利用率显著下降。例如，在美国的非常冷的地区(例如东北中部地区、西北中部地区及山区)，热泵在较新的单个住户中的利用率低于10％，而在较温暖的南大西洋、东南中部地区及西南中部地区，热泵利用率则平均约为47％。

尽管热泵可在这些较冷的地区使用，然而如果在压缩机210的接通周期(制热)中积聚于外部换热器220上的霜在关闭周期中基本上不融化，则可能需要进行除霜周期来除霜并使系统200恢复传热效率。随着热量传递至内部换热器240而使外部换热器220的温度下降，外部换热器220从室外抽取热量、同时使表面温度维持于0℃以上以防止结霜的能力会随室外空气温度的下降而降低。

因此，在其中外部换热器220用作蒸发器的制热模式中，外部换热器220的结霜可因需要频繁地除霜而成为显著的问题。此种结霜的原因常常在于：外部换热器220的起始部分中的膨胀的制冷剂处于低于外部空气的露点的温度，从而导致在制热工作期间湿气凝结并冻结于外部换热器220上。因此，如同用于制冷的室内蒸发器一样，热泵系统的外部换热器220可在制热期间结冰。事实上，对于热泵系统的外部换热器而言，此问题可更为严重，这是因为系统无法明显改变外部空气的湿度含量且在制热时的室外空气温度一般低于制冷时被调节空间的空气温度。

由于在制热期间霜会包围外部换热器的表面的一部分，因而结霜的表面使外部换热器220的盘管无法直接接触室外空气。结果，外部换热器220上以及/或者穿过外部换热器220的空气流减小且外部换热器220从室外吸收热量的能力(制热效率)下降。因此，对于所消耗的能量而言，热泵系统200可从室外向被调节空间传递的热量的量减少(制热效率下降)，且系统200可从室外向被调节空间传递热量的速率也下降。此种热量传递效率的下降导致被提供至被调节空间的受热空气的温度下降。

传统热泵系统可通过关闭压缩机210来被动地除霜，或者可通过在除霜周期中对外部换热器220加热来主动地除霜。无论使用这两种方法中的一种还是两种，除霜均要求使用与假如系统不需要暂停所期望热量传递方向来进行除霜时相比更大的蒸气压缩系统。

当压缩机210在被动除霜期间断开时，系统200可对被调节空间进行加热的速率降低。可由简单的定时机构来控制被动除霜周期，例如当压缩机210保持接通达所选时段的30％时，无论被调节空间所需的热量的量如何，均进行被动除霜周期。也可由电子电路来控制被动除霜周期，所述电子电路监控外部换热器220的性能，并力图针对因对外部换热器220进行除霜而损失的效率而使压缩机210的工作最大化。

对于主动式除霜，一般通过将系统200此前从室外传递至被调节空间的热量传递回至外部换热器220，来将热量从被调节空间传递至外部换热器220。因此，在对外部换热器220进行主动除霜时，尽管被调节空间需要制热，然而热泵系统是以制冷模式工作，并消耗能量以将热量移回至其所来自的室外。另外，在主动除霜期间来自被调节空间的受热空气被吹过内部换热器240以防止内部换热器240结冰时，可由感应线圈或其他装置提供补充热量来防止系统向被调节空间提供冷空气。因此，需要频繁除霜的传统热泵系统经常是作为受迫空气电感加热器来工作，其除了加热被调节空间外还必须加热外部换热器220。这会使因从室外向被调节空间传热而获得的任何理论能量效率增益受到损失。

因此，亟需一种在制冷及制热时具有提高的效率的热泵系统。还希望热泵系统在制热期间、尤其是在较冷的地区更能克服外部换热器结霜。本发明所公开的系统、方法及装置克服了与传统热泵系统相关联的缺点中的至少一个缺点。

技术实现要素：

本发明提供了一种对至少一个相分离器设置旁路以进行制热操作的方法，所述方法包括：插入旁通回路，以在第一计量装置之前的点与相关联的第一相分离器之后的点之间、但在内部换热器之前建立制冷剂流；将单向止回阀及流量调节构件插入所述旁通回路中；确定进入所述内部换热器的空气与离开所述内部换热器的空气之间的温度差；以及响应于所述温度差而调节所述流量调节构件，以减少在所述内部换热器的制热期间流经所述流量调节构件的所述制冷剂流，同时维持用于向所述流量调节构件提供制冷剂的压缩机的所需安培数及工作参数。

本发明的一种热泵系统具有至少两个相分离器，在向被调节空间传递热量或从被调节空间传递热量期间，所述两个相分离器提供制冷剂的气相的一或多个浪涌进入位于被调节空间内的蒸发器以及位于被调节空间外的蒸发器。气相的浪涌具有比制冷剂的液相更高的温度，从而加热这两个蒸发器中的任一者来进行除霜。所述系统可包括流量调节构件，以在制热工作期间帮助产生摩擦热。可操作所述系统，以使离开位于生活空间外的蒸发器的制冷剂包含液相或不包含液相。

附图说明

参照以下附图及说明，可更好地理解本发明。附图中的各元件未必按比例绘制，而是着重于例示本发明的原理。

图1表示根据现有技术的传统蒸气压缩传热系统的示意图。

图2A表示包括双向式计量装置的传统热泵系统对被调节空间提供制冷的示意图。

图2B表示包括双向式计量装置的传统热泵系统对被调节空间提供制热的示意图。

图2C表示包括旁通回路及单向式阀的传统热泵系统对被调节空间提供制冷的示意图。

图2D表示包括旁通回路及单向式阀的传统热泵系统对被调节空间提供制热的示意图。

图3A表示包括流量调节构件的浪涌式内部换热器热泵系统对被调节空间提供制冷的示意图。

图3B表示包括流量调节构件的浪涌式内部换热器热泵系统对被调节空间提供制热的示意图。

图4A表示图3A所示热泵系统在被修改成具有相分离器时的示意图，所述相分离器能够在制冷期间向外部换热器提供制冷剂。

图4B表示图3B所示热泵系统在被修改成具有相分离器时的示意图，所述相分离器能够在制热期间向外部换热器提供制冷剂。

图5A表示在制冷期间具有单独的完全浪涌回路及局部浪涌回路的浪涌式制冷及制热热泵系统。

图5B表示在制热期间具有单独的完全浪涌回路及局部浪涌回路的浪涌式制冷及制热热泵系统。

图6表示一种操作热泵系统的方法的流程图。

图7表示一种在热泵系统中对蒸发器进行除霜的方法的流程图。

图8表示一种对相分离器设置旁路以进行加热操作的方法的流程图。

具体实施方式

浪涌式蒸气压缩热泵系统包括制冷剂相分离器，所述制冷剂相分离器用于产生气相制冷剂的至少一个浪涌进入蒸发器的入口内。蒸发器可位于被调节空间内或室外。所述浪涌是通过以制冷剂质量流量(mass flow rate)来操作相分离器来产生的，所述制冷剂质量流量可根据相分离器的设计及尺寸以及制冷剂的传热容量而定。所述一或多个浪涌可在压缩机的接通周期期间产生。

气相制冷剂的浪涌可具有比液相制冷剂更高的温度。相对于供应至相分离器的膨胀的制冷剂的初始温度，从相分离器得到的液体将更凉且从相分离器得到的蒸气将热于膨胀的制冷剂的初始温度。因此，蒸气的温度是通过在相分离时源自液体的热量、而非通过从另一个源引入能量而得到升高的。

浪涌可升高蒸发器的起始或入口部分的温度，从而相对于不存在向蒸发器的气相制冷剂进行浪涌输入的传统热泵系统而言，会减少霜的积聚。对于在较冷区域的制热而言，减少霜的积聚可尤其有利，这是因为可减少或不再需要使用额外的热量(例如来自压缩机、加热线圈等等)来除霜。

通过对用于向内部换热器进行馈送的相分离器设立旁路，所述系统可在制冷期间提供高的传热效率，同时在制热期间向被调节空间提供热量。通过向被调节空间以及向室外提供浪涌式蒸发器操作，可提高至被调节空间以及从被调节空间的传热效率。通过为外部换热器提供单独的完整及局部浪涌回路，所述系统可提供最高传热效率模式及较高温度模式，同时减少在制热期间在压缩机处升高制冷剂压力的需要。

在图3A及图3B中，将相分离器331及流量调节构件332整合至分别在图2C及图2D中所示的传统热泵系统，以提供浪涌式制冷热泵系统300。图3A表示为被调节空间提供制冷的系统300，而图3B表示为被调节空间提供制热的系统300。

系统300包括压缩机310、外部换热器320、计量装置330、333以及内部换热器340。当压缩机310沿一个方向传送制冷剂时，流动反向器380允许内部换热器340或外部换热器320向蒸发器管线345进行馈送，蒸发器管线345则向压缩机310的低压入口侧进行馈送。流量调节构件332可置于单向止回阀370与相分离器331之间的旁通回路371中。在内部换热器340在制热模式中用作冷凝器时，流量调节构件可对离开内部换热器340的制冷剂提供所需的限制。在室内换热器340在制冷模式中用作蒸发器时，相分离器331向室内换热器340进行馈送。如果计量装置333不允许制冷剂双向流动，则可使用可选的旁通回路372及可选的单向止回阀373对计量装置333进行旁通。因此，系统300的外部部分可构造为如前面参照图2C及图2D所述的传统系统200或201那样。浪涌式制冷热泵系统300可具有更少的元件或还具有额外的元件。

相分离器331可与计量装置330相整合或与计量装置330分离。当与计量装置330分离时，相分离器可包括流量调节构件，以使来自计量装置330的制冷剂流适应于相分离器331。相分离器331可整合于计量装置330的膨胀部分之后以及内部换热器340之前。相分离器331可按与系统的所需工作参数兼容的任何方式与计量装置330进行整合。相分离器331位于内部换热器340的入口之前或入口处。可在相分离器331与内部换热器340之间设置其他元件，例如设置固定式或可调式喷嘴、制冷剂分配器、制冷剂分配器馈送管线、用于改变制冷剂状态的换热器以及一或多个阀门。然而，这些其他元件优选地被构造成基本上不会干扰系统300的浪涌操作。计量装置330及相分离器331可具有更少的元件或者还具有其他元件。

相分离器331包括本体部，所述本体部界定出分离器入口、分离器出口以及制冷剂存储室。入口与出口可被排列成使夹角为约40℃～约110℃。所述室的纵向尺寸可平行于分离器出口；然而，也可使用其他构造。所述纵向尺寸可为分离器出口直径的约4倍～5.5倍、以及分离器入口直径的约6倍～约8.5倍。存储室具有由纵向尺寸及室直径所界定的体积。

相分离器331用于在制冷剂进入换热器(例如内部换热器340)之前使来自计量装置330的膨胀的制冷剂的液体与蒸气至少部分地分离。包括相分离器331的设计及尺寸在内，液相及气相的分离还可受其他因素影响，这些因素包括压缩机310、计量装置330、膨胀制冷剂传送系统335、其他泵、流量增强器(flow enhancer)、流量限制器(flow restrictor)等等的工作参数。

可通过为系统300配备相分离器来为内部换热器340的起始部分提供气相制冷剂浪涌，所述分离器的分离器入口直径对分离器出口直径的比率为约1:1.4～4.3或约1:1.4～2.1；分离器入口直径对分离器纵向尺寸的比率为约1:7～13；以及分离器入口直径对制冷剂质量流量的比率为约1:1～12。尽管这些比率是以厘米为长度单位、以kg/hr为质量流量单位来表示，然而也可使用其他比率，包括采用其他长度单位及质量流量单位的比率。

在膨胀的制冷剂的分离期间，会发生液体的净冷却及蒸气的净加热。因此，相对于供应至相分离器331的膨胀的制冷剂的初始温度，从相分离器331得到的液体将冷于膨胀的制冷剂的初始温度，且从相分离器331得到的蒸气将热于膨胀的制冷剂的初始温度。因此，蒸气温度是通过在相分离时来自液体的热量、而非通过从另一个源引入能量而升高的。通过此种方式，在向被调节空间传热或从被调节空间传热期间，可利用相分离器331来减少或消除在主动式除霜期间向蒸发器引入由另一个源(例如压缩机、加热线圈等等)加热的制冷剂蒸气或液体的需要。

在浪涌期间，内部换热器340的起始部分的温度可升高至比环境温度低约1℃的温度以下。此外，在浪涌期间，内部换热器340的起始部分可变得热于换热器周围的环境空气的露点。此外在浪涌期间，内部换热器340的起始部分中的制冷剂可比换热器周围的空气的露点高至少0.5℃、或者可高至少2℃。

通过使相分离器331工作以将制冷剂的浪涌引入至蒸发器(例如图3A的内部换热器340)中，以提供浪涌式制冷热泵系统300，其中所述浪涌在向蒸发器引入制冷剂的各工作周期之间基本上是蒸气，所述蒸发器包含相对于蒸气浪涌明显增多的液体成分。系统300根据相分离器331的设计及尺寸以及向相分离器331提供制冷剂的速率而获得在压缩机310的工作期间对于特定传热应用而言优选的蒸气浪涌频率。

相分离器入口直径对相分离器纵向尺寸的比率可相对于这些比率值而增大或减小，直至系统300不再提供所需的浪涌率为止。因此，通过改变分离器入口直径对纵向尺寸的比率，可改变系统300的浪涌频率，直至系统300不再提供所需的浪涌效果为止。根据其他变量，可增大或减小分离器入口直径对制冷剂质量流量的这些比率值，直至浪涌停止为止。可增大或减小分离器入口直径对制冷剂质量流量的这些比率值，直至浪涌停止或不再提供所需的制冷为止。所属领域的普通技术人员可确定其他比率值来提供所需的一个浪涌或者多个浪涌、所需的浪涌频率、制冷或其组合等等。

通过在将膨胀的制冷剂引入蒸发器入口之前至少部分地分离所述膨胀的制冷剂的液体与蒸气、以及通过使得蒸气制冷剂基本上浪涌进入蒸发器，系统300在蒸发器的起始部分中产生温度波动。蒸发器的起始部分或入口部分可为最靠近入口的蒸发器体积的前30％。蒸发器的起始部分或入口部分可为最靠近入口的蒸发器体积的前20％。也可使用蒸发器的其他入口部分。经历温度波动的蒸发器的起始部分或入口部分可为蒸发器体积的至多约10％。可使系统300工作以防止或基本上消除蒸发器中在蒸发器的起始部分或入口部分之后的响应于蒸气浪涌的温度波动。在无液体的制冷容量的情况下，蒸气浪涌使得蒸发器的起始部分的温度呈现正向波动。

当系统300如图3A所示以制冷模式工作时，提供至内部换热器340的起始部分的基本上为蒸气的浪涌可为至少50％的蒸气(蒸气制冷剂质量/液体制冷剂质量)。还可使浪涌式系统300工作以向内部换热器340的起始部分提供具有至少75％或至少90％蒸气的制冷剂蒸气浪涌。这些浪涌可使蒸发器的起始部分所达到的间歇峰值温度处于比第一外部媒介350的温度低约5℃的温度以下。蒸发器的起始部分所达到的间歇峰值温度也可处于比第一外部媒介350的温度低约2.5℃的温度以下。这些间歇峰值温度优选地高于被调节空间内的空气的露点。也可达到其他间歇峰值温度。

当以如图3A所示的制冷模式工作时，浪涌式制冷热泵系统300还可工作以从内部换热器340的起始部分向出口部分提供约1.9Kcalth h^-1m^-2℃^-1～约4.4Kcalth h^-1m^-2℃^-1的平均传热系数。平均传热系数是通过在从内部换热器的起点至终点的至少5个点处测量传热系数并对所得的系数取平均值来确定的。系统300在制冷期间的此传热性能相对于传统非浪涌式制冷热泵系统得到显著改善，其中，在传统非浪涌式制冷热泵系统中，内部换热器的起始部分在内部换热器盘管的起始部分处具有低于约1.9Kcalth h^-1m^-2℃^-1的传热系数、在出口之前的内部换热器部分中具有低于约0.5Kcalth h^-1m^-2℃^-1的传热系数。

包括相对于传统热泵系统而言使压缩机310工作时蒸发器的起始部分的平均温度升高在内，系统300的蒸发器的起始部分还响应于蒸气浪涌而经历间歇峰值温度，所述间歇峰值温度可接近等于或高于外部媒介(例如蒸发器周围的空气)。蒸发器的起始部分所经历的间歇峰值温度会降低蒸发器的该部分结霜的趋势。间歇峰值温度还可使在压缩机310工作期间形成于蒸发器起始部分上的任何霜的至少一部分融化或升华，从而从蒸发器上除霜。

由于因蒸气浪涌引起的间歇性温度升高会实质上影响最有可能结霜的内部换热器340的起始部分，因而相对于传统热泵系统，在制冷模式中整个内部换热器340的平均工作温度可降低，而不会增大内部换热器340的起始部分结霜的倾向。因此，相对于传统的热泵系统，浪涌式热泵系统300无论是通过压缩机310较长时间不工作还是通过向蒸发器340引入热量的主动式方法，可减少除霜的需要，同时还能在整个内部换热器340中从较低平均温度实现制冷效率的提高。

包括蒸发器的起始部分处的间歇温度升高的益处在内，相分离器331在制冷剂引入蒸发器之前使制冷剂的蒸气部分与液体部分至少部分地分离的能力提供其他的优势。例如，与在制冷期间制冷剂引入至蒸发器之前不使制冷剂的蒸气部分与液体部分至少部分地分离的传统热泵系统相比，在压缩机310工作时，系统300可在蒸发器内经历更高的压力。因为蒸发器中的制冷剂的体积要大于传统热泵系统中的体积，蒸发器内的这些更高的压力可增强系统300的传热效率。蒸发器(内部换热器340)工作压力的这一增大也使得制冷期间的压缩比更低，从而实现能量消耗的减少及系统元件寿命的延长。

与在引入至蒸发器之前不使制冷剂的蒸气部分与液体部分至少部分地分离的传统热泵系统相比，通过在引入至蒸发器之前使制冷剂的蒸气部分与液体部分至少部分地分离，不但能提高蒸发器压力，还可提高制冷剂流经蒸发器的质量速度。蒸发器中较高的制冷剂质量速度可为浪涌式制冷热泵系统300提供增强的传热效率，这是因为相对于传统热泵系统，在给定时间中有更多的制冷剂经过蒸发器。

在引入至蒸发器之前使制冷剂的蒸气部分及液体部分至少部分地分离还可使制冷剂的液体部分的温度降低。此种降低可使制冷剂的液体部分比蒸气部分具有更大的制冷容量，从而使经过蒸发器的制冷剂所传递的总热量增多。通过此种方式，经过蒸发器的相同质量的制冷剂可在制冷期间比传统热泵系统吸收更多的热量。

在引入至蒸发器之前使制冷剂的蒸气部分与液体部分至少部分地分离的能力还可使蒸发器出口处的制冷剂部分地而非完全干燥。因此，通过调节被引入至蒸发器的制冷剂的蒸气部分及液体部分的参数，少量的液体部分可留存于离开蒸发器的制冷剂中。通过在整个蒸发器中保留制冷剂的液体部分，可提高系统的传热效率。蒸发器(内部换热器340)温度的此种降低还可使制冷期间冷凝器(外部换热器320)处的热压力降低，从而实现能量消耗的减少及系统元件寿命的延长。因此，与传统热泵系统相比，相同规格的蒸发器(内部换热器)可从被调节空间向室外传递更多热量。

在制冷剂引入至蒸发器之前使制冷剂的蒸气部分与液体部分至少部分地分离还可得到足够的制冷剂质量速度，以足以将液体制冷剂覆盖在形成计量装置后面的制冷剂导向器236、制冷剂传送系统及/或蒸发器起始部分的管道的内圆周上。在发生时，蒸发器的起始部分内的总制冷剂质量是从约30％～约95％的蒸气(质量/质量)。如果失去对圆周的液体覆盖，则当恢复到约30％～约95％的蒸气/液体比率时，将会恢复覆盖。通过这种方式，与在制冷时在相分离器之后缺少液体覆盖的传统热泵系统相比，可使得蒸发器的起始部分处的传热效率提高。关于使用相分离器以向内部蒸发器提供浪涌操作从而冷却内部空间的更详细讨论可见于2009年5月15日提交且名称为“Surged Vapor Compression Heat Transfer System with Reduced Defrost”的国际申请案No.PCT/US09/44112，该申请的全部内容通过引用并入。

对于在制冷期间提供这些益处的相分离器331，对传统热泵系统的膨胀制冷剂传送系统335所增加的额外限制基本上不干扰相分离以及所引起的浪涌式蒸发器操作。因此，在对被调节空间进行制冷时为了提供浪涌操作的益处，可不使用传统的限制，例如使用小于一般尺寸的制冷剂导向器336。为了保持在制冷期间(图3A)从室内换热器340的浪涌操作所获得的益处，可以在制热期间用旁通回路371、单向止回阀370以及流量调节构件332对相分离器331进行旁通，从而提供内部换热器340(图3B)中制冷剂压力期望的增大。通过这种方式，流量调节构件332在制热期间对离开内部换热器340的制冷剂施加限制，所述限制在制冷期间基本上不干扰制冷剂流。因而，可为制热性能对从室内换热器340流出的制冷剂选择合适的限制，而不用考虑原本可能会发生的制冷性能的降低。

如美国专利No.6,401,470、No.6,857,281、No.6,915,648等等中所述，虽然不要求具有可调节性，但流量调节构件332最好是可以调节的。流量调节构件也可以电气方式或机械方式加以控制，以在制热工作期间主动地对热泵系统300执行所需的限制。如果加以控制，可增加限制，以响应于外部空气、进入内部换热器340的空气、离开内部换热器340的空气、返回至内部换热器340的空气等的温度来升高内部换热器340的温度。相反，也可降低由受控流量调节构件所提供的限制，以保护压缩机310或响应于压缩机310的温度、压缩机310的安培消耗、压缩机310与内部换热器340之间的管线压力等而增大能量效率。

单向止回阀370及流量调节构件332虽然在图3A及图3B中表示为是分开的，但也可合并入一个外壳中等等。尽管如图3A及图3B中所示，流量调节构件332位于单向止回阀370的右侧，但流量调节构件332在图3B(制热)的高压管线中也可合并在制冷期间基本上不干扰相分离器331的工作的任何位置，包括位于单向止回阀370的任一侧上。

可在系统300中用于防止制冷剂通过相分离器331回流的单向止回阀的例子包括可从派克汉尼芬(Parker Hannifin)公司购得的Parker 274037-12以及可从位于得克萨斯州的休斯顿的斯毕尔阀门公司(Superior Valve Co.)购得的Superior 900MA-10S。包括作为止回阀出售的装置在内，也可使用与系统的工作兼容并且可基本上防止制冷剂通过相分离器331回流的任何装置。例如，可使用受电气控制的开关型电磁阀或响应于压差的阀门。由于制冷剂将沿着最小阻力的路径通过热泵系统的管线，所以也可以用与所期望路径相比使得制冷剂通过相分离器331的回流更不利的装置来代替止回阀。

在图4A及图4B中，图3A及图3B的浪涌式制冷热泵系统300分别被修改成具有相分离器434，相分离器434在制热期间向外部换热器420提供制冷剂，从而提供浪涌式制冷及制热热泵系统400。虽然系统400表示为具有单向止回阀473及旁通回路472，但如果计量装置433可提供双向流动且相分离器434构造成不显著影响沿反方向的制冷剂流，单向止回阀473及旁通回路472这些元件并非必要的。因而，系统400为用作蒸发器的任一换热器提供浪涌式操作。系统400可具有更少的元件或还具有额外的元件。

例如，虽然将系统400表示为具有向内部换热器440及外部换热器420二者进行馈送的相分离器，但也可略去向内部换热器440进行馈送的相分离器，从而提供浪涌式制热热泵系统，尽管有制冷效率上的相关损失。虽然系统400也表示为具有流量调节构件432以在制热期间向膨胀制冷剂传送系统435提供所需的限制，但如果在制热期间从蒸发器(外部换热器420)的浪涌操作所获得的制热效率可向被调节空间提供所需的热量，流量调节构件432也可略去。

在同时包括两个相分离器的系统400中，蒸发器以浪涌式模式工作从而有效地吸收热量的能力在两个传热方向上均增强。图4A及图4B的系统400不但具有先前结合图3A及图3B的系统300所述的当蒸发器位于被调节空间中时的制冷益处，还具有使得位于室外的蒸发器在制热期间也具有先前所述的浪涌式操作的益处。因而，系统400提供了增加传热的益处，也减少了不但向制冷期间的内部换热器440、也向制热期间的外部换热器420进行被动和/或主动除霜的需求的益处。

制热期间对蒸发器(外部换热器420)除霜的需要降低在较冷的地区尤其是期望的，这是因为在从室外空气吸收相同或更大量的热量的同时可以在更高的平均温度下操作外部换热器420的入口的能力使得系统400能够将更多的热量传送给被调节空间。因而，在制热期间对外部换热器420出口处的温度进行测量将表示制冷剂在浪涌操作期间的踪迹(如先前针对制冷期间的系统300所讨论)。通过用传感器421在外部换热器420的出口处监测温度及/或压力，可调节计量装置433以在外部换热器420内保持浪涌操作。因而，当系统400用于平均室外温度原本会导致过度结霜和/或比传统系统需要过多的主动除霜周期的较冷的地区时，系统400需要更少的除霜周期。制热期间的浪涌式蒸发器操作使得系统400能够安装在无法使用传统热泵系统的较冷的地区中。

当系统400如图4B中所示以制热模式工作时，向外部换热器420的起始部分提供的制冷剂的基本上为蒸气的浪涌可为至少50％的蒸气(蒸气制冷剂质量/液体制冷剂质量)。也可使系统400工作以向外部换热器420的起始部分提供至少75％或至少90％蒸气的制冷剂蒸气浪涌。这些浪涌可使蒸发器的起始部分所达到的间歇峰值温度处于比第二外部媒介460的温度低约5℃的温度以下。蒸发器的起始部分所达到的间歇峰值温度也可处于比第二外部媒介460的温度低约2.5℃的温度以下。这些间歇峰值温度优选地高于室外空气的露点。也可达到其他间歇峰值温度。

当以如图4B所示的制热模式工作时，系统400还可工作以从外部换热器420的起始部分向出口部分提供约1.9Kcalth h^-1m^-2℃^-1～约4.4Kcalth h^-1m^-2℃^-1的平均传热系数。平均传热系数是通过在从外部换热器盘管的起点至终点的至少5个点处测量传热系数并对所得的系数取平均值来确定。系统400的此传热性能相对于传统非浪涌式热泵系统得到显著改善之处在于，在传统非浪涌式热泵系统中，外部换热器的起始部分在外部换热器盘管的起始部分处具有低于约1.9Kcalth h^-1m^-2℃^-1的传热系数、在出口之前的外部换热器部分中具有低于约0.5Kcalth h^-1m^-2℃^-1的传热系数。

虽然系统400以比传统系统200更大的效率将热量传送至被调节空间，但也必须考虑另一因素，即提供至被调节空间的空气的温度。例如，虽然相对湿度(RH)为45％的31℃的空气将使房间升温至期望的温度，但皮肤感觉起来却并不温暖。因而，虽然使外部换热器420以浪涌模式工作相比传统热泵系统而言可增大除霜和热提取效率，但系统400在特定的时间段内可能不能产生足够的热量来使加热后的空气在提供给被调节空间时达到感觉温暖的温度。例如，如果系统400能够传送足够的热量而使空气温度升高约35℃，则-10℃的室外温度将使得提供至被调节空间的空气为25℃，而5℃的室外温度将使得提供至被调节空间的空气为40℃。虽然两者均会将被调节空间制热至可接受的水平，但40℃的空气将感觉到温暖，而27℃的空气却不会。通常，人们认为温度为约50℃及以上的空气“感觉到足够温暖”。

如果使用可选的流量调节构件432，总是会在内部换热器440处产生额外的热量，但是因为会在压缩机410上出现额外的磨损并由此导致能量损失，可能并不希望依赖于通过限制来自室内换热器440的制冷剂流而产生的较高的压力。虽然在传统热泵系统中很常见，但使压缩机克服比操作上所需负荷更大的负荷工作而产生额外的“摩擦热”是非常低效能的。同样地，通过使用比制冷原本所需要的压缩机更大的压缩机也会产生额外的热量，然而同样会失去工作效率。

因而，虽然系统400可使从外部至内部的传热效率最大化，但有益的是在制热期间在每单位时间上将额外的热量传送至内部换热器440来提供不仅仅可加热被调节空间、而且还感觉温暖的空气。虽然系统400可使用一个或多个限制(例如流量调节构件432)在单位时间上提供额外的热量，但产生摩擦热会缩短压缩机410的工作寿命，并且对于从室外传送的热量而言是低效的。

在每单位时间上向内部换热器440提供额外热量的一种方式是在外部换热器420的出口之前用传感器422监测温度及/或压力。通过这种方式，可向计量装置433发送信号来降低流量，从而将蒸发器的浪涌操作减少至传感器422之前的蒸发器部分。虽然传感器422位于外部换热器420的盘管的约一半处，但传感器422也可位于与系统400的期望工作兼容的外部换热器420外部的出口之前的任何位置。例如，传感器422也可放置成距离外部换热器420的入口约三分之一、或三分之二处。放置在三分之一处将使得约三分之一的蒸发器以浪涌模式工作，而放置在三分之二处将使得约三分之二的蒸发器以浪涌模式工作。

当计量装置433响应于传感器422而不是传感器421时，由于外部换热器420并非全部的体积均以浪涌模式工作(基本上其余的盘管以过热模式工作)，所以从室外向被调节空间传热的效率降低。然而，在这个模式中(部分浪涌的室外蒸发器操作)，由于蒸发器的过热部分，每单位时间可将更多的热量传送至内部换热器440。蒸发器的此过热部分使得可将更高温度且感觉更温暖的空气提供至被调节空间。

通过选择使用两个传感器421、422中的哪一个来在制热期间控制计量装置433，系统400可以在最高传热效率模式和更高温度模式之间切换。通过部分浪涌和部分过热蒸发器操作而使系统400在更高温度模式下工作，这可以减少或消除由压缩机响应于流量调节构件432而产生的额外摩擦热的需要。另外，如果流量调节构件432在工作期间允许进行调节，则系统400可在最高传热效率模式下工作或在更高温度模式下工作，其中，额外的热量来自所增加的摩擦热(通过调节流量调节构件432实现)和/或通过降低外部换热器420内的浪涌操作的百分比来获得。

图5A(制冷)及图5B(制热)表示具有单独的完全浪涌电路和部分浪涌电路的浪涌式制冷及制热热泵系统500。虽然示出一个外部换热器520，但完全浪涌电路和部分浪涌电路也可使用单独的蒸发器。在某些情况下，当使用单个相分离器、测量装置及蒸发器时，可能无法实现完全浪涌操作及部分浪涌操作二者。即使当可以实现时，也可能希望优化每一电路来实现最大性能，而所述最大性能在使用单个电路系统(如系统300)时可能无法实现。

包括系统300的元件在内，系统500增加了额外的相分离器525以及额外的计量装置526。传感器521控制计量装置533，以在所有外部换热器520中提供浪涌操作。同样地，传感器522控制计量装置526，以在外部换热器520中提供部分浪涌操作。以电气方式控制的开关阀523及524可在任何时候控制哪一浪涌电路正在工作。如果计量装置526、533分别可基本上关断制冷剂流，则阀门523、524可略去。可对控制器590进行编程来确定在制热期间(图5B)何时打开阀门523来提供部分浪涌式的更高温度模式或打开阀门524来提供完全浪涌式的最高传热效率模式。如果计量装置526、533可基本上关掉制冷剂流，则可通过控制器590对它们进行控制来选择所需的工作模式。

如果在制冷期间(图5A)将相分离器525、534、计量装置526、533、或阀门523、524中的一个或多个有利地进行旁通，则系统500可设置有可选的旁通回路572、以及单向止回阀573和流量调节构件574中的一个或两者。因此，如果这些装置中的任何一个装置在制冷期间不能有效地回流制冷剂，则可对其进行旁通。可使用流量调节构件574在制冷期间对流向计量装置530的高压制冷剂流进行优化。如先前针对系统300及系统400所讨论，系统500可有选择地装配有旁通回路571、单向止回阀570及流量调节构件532，以在制热期间对计量装置530及相分离器531进行旁通。如果流量调节构件532是电控的，则控制器590能够改变压缩机510在制热期间必须工作以克服的限制，以升高提供至被调节空间的空气的温度。因此，控制器590可以对阀门523、524及流量调节构件532进行控制，从而实现传热效率与提供至被调节空间的空气温度之间的所期望的平衡。系统500可具有更少的元件或还具有额外的元件。

图6表示用于操作如上所述的包括至少一个相分离器的热泵系统的方法600的流程图。在步骤602中，对制冷剂进行压缩。在步骤604中，使制冷剂膨胀。在步骤606中，至少部分地分离制冷剂的液相与气相。在步骤808中，将制冷剂的气相的一个或多个浪涌引入至蒸发器的起始部分中。制冷剂的气相的多个浪涌可包括至少75％的蒸气。蒸发器的起始部分可小于蒸发器体积的约10％或小于蒸发器体积的约30％。起始部分可具有蒸发器的其他体积。在步骤610中，将制冷剂的液相引入至蒸发器中。

在步骤612中，响应于制冷剂的气相的一个或多个浪涌加热蒸发器的起始部分。蒸发器的起始部分可加热至小于比第一外部媒介或第二外部媒介的温度低约5℃的温度。蒸发器的起始部分可加热至高于第一外部媒介或第二外部媒介的温度。蒸发器的起始部分可加热至高于第一外部媒介或第二外部媒介的露点温度的温度。蒸发器入口体积与出口体积之间的温度差可为约0℃～约3℃。可操作热泵系统，使得在蒸发器的起始部分的温度的斜率包含负值及正值。蒸发器的起始部分可以升华或融化霜。当蒸发器的起始部分的温度等于或小于约0℃时，霜可以升华。

图7表示用于对如上所述的包括至少一个相分离器的热泵系统的蒸发器进行除霜的方法700的流程图。在步骤702中，至少部分地分离制冷剂的液相与气相。在步骤704中，将制冷剂的气相的一个或多个浪涌引入至蒸发器的起始部分中。制冷剂的气相的多个浪涌可包括至少75％的蒸气。蒸发器的起始部分可小于蒸发器体积的约10％或小于蒸发器体积的约30％。起始部分可具有蒸发器的其他体积。在步骤706中，将制冷剂的液相引入至蒸发器中。

在步骤708中，响应于制冷剂的气相的一个或多个浪涌加热蒸发器的起始部分。蒸发器的起始部分可加热至小于比第一外部媒介或第二外部媒介的温度低约5℃的温度。蒸发器的起始部分可加热至高于第一外部媒介或第二外部媒介的温度。蒸发器的起始部分可加热至高于第一外部媒介或第二外部媒介的露点温度的温度。蒸发器入口体积与出口体积之间的温度差可为约0℃～约3℃。可操作热泵系统，使得蒸发器的起始部分的温度的斜率包含负值及正值。

在步骤710中，从蒸发器除霜。除霜包括基本上防止结霜。除霜包括基本上从蒸发器消除霜的存在。除霜包括将霜从蒸发器部分地或完全地消除。蒸发器的起始部分可以升华或融化霜。当蒸发器的起始部分的温度等于或小于约0℃时，霜可以升华。

图8表示用于对相分离器加设旁路以进行加热操作的方法800的流程图。在步骤810中，插入旁通回路，以在计量装置之前的点与相关联的相分离器之后的点之间、但在内部换热器之前建立制冷剂流。在步骤820中，将单向止回阀及流量调节构件插入旁通回路中。优选地，设定流量调节构件，使得其对制冷剂流提供最少的限制。在步骤830中，确定进入内部换热器的空气与离开内部换热器的空气之间的温度差。在步骤840中，响应于所述温度差调节流量调节构件，以减少在制热期间流经流量调节构件的制冷剂流，同时维持压缩机的所需安培数及工作参数。可向系统中增加其他元件以及进行另外的调整，以提供所需的效率及空气压力。

例如，并且通常根据图2B的系统，传统热泵系统由蒸气压缩单元及内部换热器组装而成。蒸气压缩单元的型号为HP29-0361P、序列号为5801D6259，且包括压缩机、外部换热器、风机及相关的控制件。压缩机为单相，额定安全使用电压为208伏或230伏，最大推荐电流消耗为21.1安培。内部换热器的型号为C23-46-1，序列号为6000K1267。当此系统在约208伏处以制热模式工作时，压缩机消耗约16.8安培，同时在约-9.4℃的外部空气温度下向被调节空间提供约55.5℃的空气。系统维持约23℃的被调节空间空气温度。

该传统热泵系统用两个相分离器进行改进，以向内部换热器及外部换热器提供浪涌操作。该改进通常根据图4B进行，但略去向内部换热器提供浪涌操作的相分离器的旁通回路、单向止回阀及流量调节构件。当该以相分离器改进的系统在约208伏处以制热模式工作时，压缩机消耗约12.4安培，同时在约-9.4℃的外部空气温度下向被调节空间提供约32.2℃的空气。系统维持约23℃的被调节空间空气温度。因此，虽然与传统系统相比向被调节空间提供较低温度的空气(约32℃ vs.约55℃)，但以相分离器改进的系统维持约23℃的期望被调节空间空气温度。此最高传热效率的制热工作模式将电流消耗从约17安培降低至约12安培，电流消耗降低了约30％(17-12/17*100)，同时仍维持约23℃的期望被调节空间温度。因此，在制热期间具有向外部换热器提供浪涌操作的相分离器的系统能够将被调节空间制热至期望的温度，同时比传统热泵系统消耗明显少的电流。

然后，根据方法800且通常根据图4B的系统，对向内部换热器提供浪涌操作的相分离器进行旁通。因此，向内部换热器提供浪涌操作的相分离器被旁通，而向外部换热器提供浪涌操作的相分离器未被旁通。当以此旁通相分离器进行改进后的系统在约208伏处以制热模式工作时，压缩机消耗约15.9安培，同时在约-9.4℃的外部空气温度下向被调节空间提供约60℃的空气。系统维持约23℃的被调节空间空气温度。因此，与传统系统相比，以旁通相分离器进行改进后的系统向被调节空间提供具有更高的温度的空气(约60℃ vs.约55℃)，并维持约23℃的期望被调节空间空气温度。此更高温度制热工作模式将电流消耗从约17安培降低至约16安培(降低了约6％(17-16/17*100))，同时使得提供至被调节空间的空气的温度升高了约8％(60-55.5/55.5*100)。因此，和传统热泵系统相比，具有向内部换热器及外部换热器提供浪涌操作且在制热工作期间带有旁通的相分离器的系统能够向被调节空间提供更高温度的空气，同时吸取更少的电流。

注意，图2A～图2D中，“238”表示制冷剂导向器、“215”表示压缩机排放管线。

图3A～图3B中，“338”表示制冷剂导向器、“315”表示压缩机排放管线、“360”表示第二外部媒介。

图4A～图4B中，“470”表示单向止回阀、“471”表示旁通回路、“430”表示计量装置、“431”表示相分离器、“436”和“438”表示制冷剂导向器、“450”表示第一外部媒介、“480”表示流动反向器、“415”表示压缩机排放管线、“445”表示蒸发器排放管线。

图5A～图5B中，“535”表示膨胀制冷剂传送系统、“536”和“538”表示制冷剂导向器、“550”表示第一外部媒介、“545”表示蒸发器排放管线、“515”表示压缩机排放管线、“560”表示第二外部媒介、“580”表示流动反向器、“540”表示内部换热器。