冷媒循环量可调的制冷或热泵系统的制作方法

本发明涉及制冷领域，特别是涉及一种冷媒循环量可调的制冷或热泵系统。

背景技术：

冷凝器和蒸发器是制冷系统的核心部件，当冷凝器和蒸发器均处于理想的工作状态时，制冷系统才会处于理想的工作状态。冷凝器要处于理想的工作状态，需要冷凝器中具有理想的冷媒循环量，蒸发器要处于理想的工作状态，也需要蒸发器中具有理想的冷媒循环量，当冷凝器和蒸发器中均具有理想的冷媒循环量时，制冷系统才具有理想的冷媒循环量，从而具备使制冷系统处于理想工作状态的条件。

然而，现有技术存在较多问题，比如：

一，制冷系统中，若冷凝压力偏高，压缩机排气温度会上升，压缩比增大，制冷量减少，功耗增大，冷凝压力偏高，还容易引起设备破损事故。若冷凝压力过低，特别是在冬季，环境温度或冷却水温度较低，导致冷凝压力过低，以致热力膨胀阀前后压力差太小，供液动力不足，造成流经热力膨胀阀的制冷剂流量急剧减少，使制冷量大大降低，甚至制冷装置工作失调。另外，多数厂家的压缩机，也会有最低冷凝压力的使用要求，甚至随着蒸发压力的不同，最低冷凝压力要求也不同。因此，为保证制冷系统和压缩机的可靠工作，必须对冷凝压力实施控制。冷凝压力的控制方法，现有技术主要有两种：1、控制冷却水流量或者冷却风量，对于风冷，常用的有：a)风扇电动机变速；b)风阀控制调节冷却空气流量；c)冷凝风机开、停控制，这些方法应用在常年环境温度高于4℃以上场合比较有效；2、从制冷剂侧采用旁通调节方法控制制冷压力，具体连接方式为：在冷凝器出口安装一个高压调节阀，高压调节阀的另一端连接储液器入口，在压缩机排气口与储液器入口之间接旁通管，在旁通管上安装差压调节阀。

采用以上两种方法，制冷系统在寒冷季节工作时冷凝器和风机(或水泵)的换热能力没有得到充分利用，能效比仍然较低，与温暖季节甚至夏季时相比，比较接近。因为风机或水泵的能耗大约只占到系统总能耗的10％，而压缩机的能耗大约能占到90％。

二，在冷凝热回收制冷系统中，采用热回收模式时，随着热水温度的逐步升高，系统制冷量逐步下降，由此或者导致用户舒适度下降，或者制冷能力不足导致食品温度上升，以致需要安装更大能力的机组，但系统中室外换热器的能力没有得到利用，如果能使室外换热器在系统运行热回收模式时成为过冷器，随着热水温度的升高，系统的制冷量几乎不会下降。

三，对于空调热水一体机(三联供)，在冬季制热水时，随着热水温度的逐步升高，系统总的制热量几乎不增加或者逐步下降。

四，空调在冬季除霜时，冷凝压力偏低，除霜效果不好。常规的冷藏冷冻制冷系统采用逆向热气除霜时，冷凝压力同样偏低，除霜效果不好。

五，空调器制冷系统的冷媒充灌量对空调器性能的影响很大，不同环境温度、不同工况及不同压缩机频率负荷下运行时，空调器达到最佳能效状态需要的冷媒量并不相同，例如，高频高负荷时，需要的冷媒量更多，低频低负荷时，需要的冷媒量较少。但是空调器制冷系统作为一个封闭的系统，充注在其中的冷媒量是一定的。空调器的冷媒充灌量一般是以设计工况来确定的，而实际的运行工况又往往偏离设计工况，这样，即使以设计工况下的最佳充灌量来充灌的空调器，也不可避免的存在因工况变化产生的充灌量相对较多或较少的问题，从而影响实际运行的能效比，造成能量的浪费。

技术实现要素：

本发明的目的在于解决上述问题。

本发明的技术方案如下：

一种冷媒循环量可调的制冷或热泵系统，包含压缩机、第一换热器、节流装置、第二换热器；设置有储液器，所述储液器包含筒体、冷媒进口管道、液态冷媒出口管道、气态冷媒出口管道；包含制冷或热泵回路，所述制冷或热泵回路至少由所述压缩机、所述第一换热器、所述节流装置、所述储液器、所述第二换热器依次串联连通而成，其中，所述节流装置连通所述储液器的冷媒进口管道，所述储液器的液态冷媒出口管道连通所述第二换热器，所述第二换热器连通所述压缩机的吸气口或补气口，所述制冷或热泵回路可实现制冷或热泵循环，所述制冷或热泵循环中所述第一换热器做为冷凝器，所述第二换热器做为蒸发器；所述制冷或热泵系统至少符合下列条件A、B和C之一：A)所述储液器的气态冷媒出口管道通过支路管道连通所述制冷或热泵回路中从所述液态冷媒出口管道至所述第二换热器出口前的冷媒通道，在该支路管道上或者在所述储液器的气态冷媒出口管道上设置有气态冷媒流量调节装置；所述制冷或热泵循环运行过程中，当需要增加所述第一换热器中的冷媒循环量时，控制所述气态冷媒流量调节装置使通过其的冷媒流量减小，当需要减小所述第一换热器中的冷媒循环量时，控制所述气态冷媒流量调节装置使通过其的冷媒流量增大；B)所述制冷或热泵回路中，所述压缩机至所述第一换热器之间的冷媒通道不经过四通换向阀，所述储液器的气态冷媒出口管道通过支路管道连通所述制冷或热泵回路中从所述蒸发器出口至所述压缩机吸气口或补气口之间的冷媒通道，在该支路管道上或者在所述储液器的气态冷媒出口管道上设置有气态冷媒流量调节装置；所述制冷或热泵循环运行过程中，当需要增加所述第一换热器中的冷媒循环量时，控制所述气态冷媒流量调节装置使通过其的冷媒流量减小，当需要减小所述第一换热器中的冷媒循环量时，控制所述气态冷媒流量调节装置使通过其的冷媒流量增大；C)所述储液器的气态冷媒出口管道通过支路管道连通所述制冷或热泵回路中从所述蒸发器出口至所述压缩机吸气口或补气口之间的冷媒通道，在该支路管道上或者在所述储液器的气态冷媒出口管道上设置有气态冷媒流量调节装置；所述制冷或热泵循环运行过程中，当需要增加所述第一换热器中的冷媒循环量时，控制所述气态冷媒流量调节装置使通过其的冷媒流量减小，当需要减小所述第一换热器中的冷媒循环量时，控制所述气态冷媒流量调节装置使通过其的冷媒流量增大；是否需要增加或减小所述第一换热器中的冷媒循环量至少依据以下C1、C2、C3、C4、C5和C6其中之一所述的参数：C1)所述制冷或热泵循环中所述压缩机的排气温度或壳体温度或内部温度；C2)所述制冷或热泵循环的冷凝压力或冷凝温度；C3)所述制冷或热泵循环中从所述第一换热器入口至所述节流装置入口之间的冷媒通道中某一处冷媒的过冷度以及所述制冷或热泵循环的冷凝压力或冷凝温度；C4)为所述第一换热器冷却的流体温度以及所述制冷或热泵循环的冷凝压力或冷凝温度；C5)为所述第一换热器冷却的流体温度以及所述制冷或热泵循环中所述第一换热器的出口温度；C6)所述制冷或热泵循环中从所述第一换热器入口至所述节流装置入口之间的冷媒通道中某一处冷媒的过冷度；当仅依据C6所述的参数来判断是否需要增加或减小所述第一换热器中的冷媒循环量时，所述制冷或热泵系统至少符合下列条件C61和C62之一：C61)通过对比所述某一处冷媒的过冷度及预先设定的过冷度目标区间来控制通过所述气态冷媒流量调节装置的冷媒流量；C62)所述气态冷媒流量调节装置是电子膨胀阀，对其调节的方式为：根据所述某一处冷媒的过冷度及预先设定的过冷度目标值对所述电子膨胀阀的开度进行比例调节或PI调节或PD调节或PID调节，所述PI调节是比例+积分调节，所述PD调节是比例+微分调节，所述PID调节是比例+积分+微分调节。

优先的，所述制冷或热泵系统符合条件C；条件C61至少包含以下C611和C612两种调节方式：C611)当所述某一处冷媒的过冷度高于预先设定的过冷度目标区间的上限值时，控制所述气态冷媒流量调节装置使通过其的冷媒流量增加，当所述某一处冷媒的过冷度低于预先设定的过冷度目标区间的下限值时，控制所述气态冷媒流量调节装置使通过其的冷媒流量减小；C612)当所述某一处冷媒的过冷度高于预先设定过冷度目标区间的上限值时，控制所述气态冷媒流量调节装置完全打开，当所述某一处冷媒的过冷度低于预先设定的过冷度目标区间的下限值时，控制所述气态冷媒流量调节装置完全关闭。

优先的，所述制冷或热泵系统符合条件A。

进一步的，是否需要增加或减小所述第一换热器中的冷媒循环量至少依据以下A1、A2、A3、A4、A5和A6其中之一所述的参数：A1)所述制冷或热泵循环中所述压缩机的排气温度或壳体温度或内部温度；A2)所述制冷或热泵循环的冷凝压力或冷凝温度；A3)所述制冷或热泵循环中从所述第一换热器入口至所述节流装置入口之间的冷媒通道中某一处冷媒的过冷度以及所述制冷或热泵循环的冷凝压力或冷凝温度；A4)为所述第一换热器冷却的流体温度以及所述制冷或热泵循环的冷凝压力或冷凝温度；A5)为所述第一换热器冷却的流体温度以及所述制冷或热泵循环中所述第一换热器的出口温度；A6)所述制冷或热泵循环中从所述第一换热器入口至所述节流装置入口之间的冷媒通道中某一处冷媒的过冷度。

进一步的，仅依据A6所述的参数来判断是否需要增加或减小所述第一换热器中的冷媒循环量，至少包含以下A61、A62和A63三种情况：A61)当所述某一处冷媒的过冷度高于预先设定的过冷度目标区间的上限值时，控制所述气态冷媒流量调节装置使通过其的冷媒流量增加，当所述某一处冷媒的过冷度低于预先设定的过冷度目标区间的下限值时，控制所述气态冷媒流量调节装置(35)使通过其的冷媒流量减小；A62)当所述某一处冷媒的过冷度高于预先设定的过冷度目标区间的上限值时，控制所述气态冷媒流量调节装置完全打开，当所述某一处冷媒的过冷度低于预先设定的过冷度目标区间的下限值时，控制所述气态冷媒流量调节装置完全关闭；A63)所述气态冷媒流量调节装置是电子膨胀阀，对其调节的方式为：根据所述某一处冷媒的过冷度及预先设定的过冷度目标值对所述电子膨胀阀的开度进行比例调节或PI调节或PD调节或PID调节，所述PI调节是比例+积分调节，所述PD调节是比例+微分调节，所述PID调节是比例+积分+微分调节。

优先的，所述制冷或热泵系统符合条件B。

进一步的，是否需要增加或减小所述第一换热器中的冷媒循环量至少依据以下B1、B2、B3、B4、B5和B6其中之一所述的参数：B1)所述制冷或热泵循环中所述压缩机的排气温度或壳体温度或内部温度；B2)所述制冷或热泵循环的冷凝压力或冷凝温度；B3)所述制冷或热泵循环中从所述第一换热器入口至所述节流装置入口之间的冷媒通道中某一处冷媒的过冷度以及所述制冷或热泵循环的冷凝压力或冷凝温度；B4)为所述第一换热器冷却的流体温度以及所述制冷或热泵循环的冷凝压力或冷凝温度；B5)为所述第一换热器冷却的流体温度以及所述制冷或热泵循环中所述第一换热器的出口温度；B6)所述制冷或热泵循环中从所述第一换热器入口至所述节流装置入口之间的冷媒通道中某一处冷媒的过冷度。

进一步的，仅依据B6所述的参数来判断是否需要增加或减小所述第一换热器中的冷媒循环量，至少包含以下B61、B62和B63三种情况：B61)当所述某一处冷媒的过冷度高于预先设定的过冷度目标区间的上限值时，控制所述气态冷媒流量调节装置使通过其的冷媒流量增加，当所述某一处冷媒的过冷度低于预先设定的过冷度目标区间的下限值时，控制所述气态冷媒流量调节装置使通过其的冷媒流量减小；B62)当所述某一处冷媒的过冷度高于预先设定的过冷度目标区间的上限值时，控制所述气态冷媒流量调节装置完全打开，当所述某一处冷媒的过冷度低于预先设定的过冷度目标区间的下限值时，控制所述气态冷媒流量调节装置完全关闭；B63)所述气态冷媒流量调节装置是电子膨胀阀，对其调节的方式为：根据所述某一处冷媒的过冷度及预先设定的过冷度目标值对所述电子膨胀阀的开度进行比例调节或PI调节或PD调节或PID调节，所述PI调节是比例+积分调节，所述PD调节是比例+微分调节，所述PID调节是比例+积分+微分调节。

进一步的，所述预先设定的过冷度目标值或过冷度目标区间随着所述制冷或热泵循环的运行情况不同而出现变化。

优先的，所述储液器的液态冷媒出口管在所述筒体内的冷媒进口位于所述筒体内空间的下半部分，所述储液器的气态冷媒出口管在所述筒体内的冷媒进口位于所述筒体内空间的上半部分；所述某一处冷媒的过冷度是指所述制冷或热泵循环中所述第一换热器出口冷媒的过冷度。

基于上述技术方案，本发明可以对制冷或热泵系统中冷媒的循环量进行控制，使冷凝器侧始终处于比较理想的运行状态，从而使制冷或热泵系统在各种工况和条件下均能可靠、高效运行。

附图说明

图1为本发明制冷或热泵系统中储液器第一实施例的组成原理示意图。

图2为本发明制冷或热泵系统中储液器第二实施例的组成原理示意图。

图3为本发明制冷或热泵系统第一实施例的组成原理示意图。

图4为本发明制冷或热泵系统第二实施例的组成原理示意图。

图5为本发明制冷或热泵系统第三实施例的组成原理示意图。

图6为本发明制冷或热泵系统第四实施例的组成原理示意图。

图7为本发明制冷或热泵系统第五实施例的组成原理示意图。

图8为本发明制冷或热泵系统第六实施例的组成原理示意图。

图9为本发明制冷或热泵系统第七实施例的组成原理示意图。

图10为本发明制冷或热泵系统第八实施例的组成原理示意图。

图11为本发明制冷或热泵系统第九实施例的组成原理示意图。

图12为本发明制冷或热泵系统第十实施例的组成原理示意图。

具体实施方式

以下结合附图和实施例，对本发明的技术方案做进一步的详细描述。

如图1所示，为本发明制冷或热泵系统中储液器第一实施例的组成原理示意图。其中，50为筒体，51为冷媒进口管，52为液态冷媒出口管，53为气态冷媒出口管，520为液态冷媒出口管在筒体50内的进口，530为气态冷媒出口管在筒体50内的进口。

如图2所示，为本发明制冷或热泵系统中储液器第二实施例的组成原理示意图。其中，50为筒体，51和52中：一个为冷媒进口管，另一个为液态冷媒出口管，并且可以互换，53为气态冷媒出口管，510为管路51在筒体50内的进出口，520为管路52在筒体50内的进出口，530为气态冷媒出口管在筒体50内的进口。

如图3所示，为本发明制冷或热泵系统第一实施例的组成原理示意图。其中，10为压缩机，20为冷凝器，30为膨胀阀，40为蒸发器，5为储液器(采用上述储液器的第一实施例)，35为电子膨胀阀。压缩机10的排气口、冷凝器20、膨胀阀30、储液器5的冷媒进口管51、储液器5的液态冷媒出口管52、蒸发器40、压缩机10的吸气口依次串联连通，储液器5的气态冷媒出口管53经电子膨胀阀35连通蒸发器40出口和压缩机10吸气口之间的管道。

系统运行时，压缩机10输出的高温高压冷媒首先进入冷凝器20，并在冷凝器20中散热变为高压液体输出，然后经膨胀阀30节流，变为低温低压的两相冷媒，再进入储液器5，储液器5中，液态冷媒在下部，气态冷媒在上部，储液器5中低压的液态冷媒经液态冷媒出口管52进入蒸发器40中，并在蒸发器40中吸热蒸发变为过热气体输出，而后回到压缩机10的吸气口，储液器5中低压的气态冷媒经气态冷媒出口管53进入电子膨胀阀35，与从蒸发器40中输出的过热气体冷媒一起回到压缩机10的吸气口。

本实施例需要注意的是，电子膨胀阀35全开时，储液器5中低压的气态冷媒在与蒸发器40出口冷媒汇集前所经过的通道具有较大的流通能力，电子膨胀阀35全开时，需要保证各工况下在储液器5中从气态冷媒出口管53输出的气态冷媒量大于从冷媒进口管51生成的气态冷媒量。

本实施例中，根据蒸发器40出口冷媒的过热度控制膨胀阀30的开度，根据冷凝器20出口冷媒的过冷度控制电子膨胀阀35的开度。当冷凝器20出口的冷媒没有过冷度或者过冷度偏小时，减小电子膨胀阀35的开度，由于进入储液器5的是气液两相冷媒，随着电子膨胀阀35的开度越来越小，储液器5中上部的气态冷媒越来越多，储液器5中的液位开始下降，冷凝器20出口的冷媒开始出现过冷或者过冷度越来越大。当冷凝器20出口的冷媒过冷度偏大时，增大电子膨胀阀35的开度，随着其开度的增大，从液态冷媒出口管52进入蒸发器40的液态冷媒流量越来越小，储液器5中的液位开始上升，冷凝器20出口的冷媒过冷度越来越小。当冷凝器20出口冷媒的过冷度在目标范围内时，可以维持电子膨胀阀35的开度不变。这样，冷凝器20出口的冷媒有理想的过冷度，蒸发器40出口的冷媒有理想的过热度，系统可以高效可靠运行。

然而，对于全年制冷的制冷系统，采用风冷冷凝器的话，随着冷凝器20所在的室外环境温度降低，冷凝压力会比较低，甚至低于压缩机厂家建议的最低压力。这时，需要对冷凝压力进行控制。系统运行时，当冷凝压力偏低时，减小电子膨胀阀35的开度，由于进入储液器5的是气液两相冷媒，随着电子膨胀阀35的开度越来越小，储液器5中上部的气态冷媒越来越多，储液器5中的液位开始下降，冷凝压力越来越大。当冷凝压力在最低目标范围内或者等于最低设定值时，如果冷凝器20出口冷媒的过冷度不低于目标范围的下限值时，可以维持电子膨胀阀35的开度不变。当冷凝压力超出最低目标范围或者高出最低设定值时，根据冷凝器20出口冷媒的过冷度来控制电子膨胀阀35的开度，参见本实施例上述部分。这样，可以使全年制冷系统在各种复杂条件下高效、可靠运行。

如图4所示，为本发明制冷或热泵系统第二实施例的组成原理示意图。本实施例与上一实施例的不同之处在于：本实施例中，储液器5的气态冷媒出口管53通过电子膨胀阀35连通液态冷媒出口管52和蒸发器40之间的连通管道。冷媒循环量调节原理可以参考上一实施例。

如图5所示，为本发明制冷或热泵系统第三实施例的组成原理示意图。其中，10为压缩机(具有排气口、吸气口和补气口)，20为冷凝器，30、32均为膨胀阀，40为蒸发过冷器，41为主蒸发器，5为储液器(采用上述储液器的第一实施例)，35为电子膨胀阀。压缩机10的排气口、冷凝器20、膨胀阀30、储液器5的冷媒进口管51、储液器5的液态冷媒出口管52、蒸发过冷器40的蒸发侧、压缩机10的补气口依次串联连通，储液器5的气态冷媒出口管53通过电子膨胀阀35连通蒸发过冷器40蒸发侧出口和压缩机10补气口之间的管道。从冷凝器20和膨胀阀30之间的连通管道还分出一条管道，该管道依次串联连通蒸发过冷器40的过冷侧、膨胀阀32、主蒸发器41后，连通压缩机10的吸气口。

本实施例中，膨胀阀30控制蒸发过冷器40蒸发侧出口冷媒的过热度，电子膨胀阀35控制冷凝器20出口冷媒的过冷度，膨胀阀32控制主蒸发器41出口冷媒的过热度，对于全年制冷系统，当冷凝器20所处的环境温度较低时，还可以通过电子膨胀阀35控制冷凝器20的冷凝压力或冷凝温度，冷媒循环量调节原理可以参考上述本发明制冷或热泵系统第一实施例。

如图6所示，为本发明制冷或热泵系统第四实施例的组成原理示意图。本实施例与上述本发明制冷或热泵系统第一实施例的区别在于：本实施例中压缩机10还具有中间补气口，因此本实施例中还设置了膨胀阀33和蒸发过冷器42，冷凝器20的出口分为两路，第一路经过蒸发过冷器42的过冷侧连通膨胀阀30，第二路依次经过膨胀阀33和蒸发过冷器42的蒸发侧连通压缩机10的中间补气口。

本实施例中，膨胀阀33控制蒸发过冷器42蒸发侧出口冷媒的过热度，冷媒循环量调节原理可以参考上述本发明制冷或热泵系统第一实施例。

如图7所示，为本发明制冷或热泵系统第五实施例的组成原理示意图。需要说明的是：本实施例是在上述本发明制冷或热泵系统第一实施例的基础上，增加了套管换热器21，套管换热器21的冷媒通道串接在压缩机10的排气口和冷凝器20之间的连通管道中，其水通道串接有供水泵71。

供水泵71不运行时，本实施例具有上述本发明制冷或热泵系统第一实施例的运行模式，其运行也可以参照本发明制冷或热泵系统第一实施例。

但是，本实施例多了一个热回收的运行模式，该模式下，供水泵71运行，电子膨胀阀35的开度是依据套管换热器21冷媒通道出口的冷媒过冷度来控制的，详情可以参照本发明制冷或热泵系统第一实施例中控制冷凝器20出口冷媒过冷度的说明。这时，套管换热器21作为冷凝器，冷凝器20作为过冷器(冷凝器20的换热风机或水泵要开启)，从而大大提高了系统效率。

此外，本实施例还可以增加一个制取高温热水的模式，该种模式下，运行情况参照本发明制冷或热泵系统第一实施例，电子膨胀阀35的开度依据冷凝器20出口的冷媒过冷度或者冷凝器20的冷凝压力来控制，但供水泵71是开启的，这样，可以用压缩机10排出的高温过热冷媒对套管换热器21中的热水进一步加热，制取高温热水。

如图8所示，为本发明制冷或热泵系统第六实施例的组成原理示意图。其中，10为压缩机，20为室外换热器，30、31、35均为电子膨胀阀，40为室内换热器，5为储液器(采用上述储液器的第二实施例)，81为四通换向阀，82为气液分离器。四通换向阀81共有d口、e口、s口、c口四个连接口，四通换向阀81断电时，d口和c口连通且e口和s口连通，四通换向阀81上电时，d口和e口连通且c口和s口连通。压缩机10的排气口连通四通换向阀81的d口，储液器5的气态冷媒出口管53经过电子膨胀阀35与四通换向阀81的s口一起通过气液分离器82连通压缩机10的吸气口，四通换向阀81的c口、室外换热器20、电子膨胀阀30、储液器5的连接管51、储液器5的连接管52、电子膨胀阀31、室内换热器40、四通换向阀81的e口依次串联连通。

系统运行时，给四通换向阀81断电，压缩机10输出的高温高压冷媒依次经过四通换向阀81的d口、c口进入室外换热器20，并在室外换热器20中散热变为高压液体输出，然后经电子膨胀阀30节流，变为低温低压的两相冷媒，再经过冷媒进口管51进入储液器5，储液器5中，液态冷媒在下部，气态冷媒在上部，储液器5中的低压液态冷媒从液态冷媒出口管52输出后进入经过全开的电子膨胀阀31，然后进入室内换热器40中，并在室内换热器40中吸热蒸发变为过热气体输出，而后依次经过四通换向阀81的e口、s口、气液分离器82，最后回到压缩机10的吸气口，储液器5中的低压气态冷媒经气态冷媒出口管53输出后，先经过电子膨胀阀35，然后与从四通换向阀81的s口中输出的过热气体冷媒一起经过气液分离器82回到压缩机10的吸气口。其中，根据室内换热器40出口冷媒的过热度控制电子膨胀阀30的开度，根据室外换热器20出口冷媒的过冷度控制电子膨胀阀35的开度，电子膨胀阀31全开。当室外换热器20出口的冷媒没有过冷度或者过冷度偏小时，减小电子膨胀阀35的开度，由于进入储液器5的是气液两相冷媒，随着电子膨胀阀35的开度越来越小，储液器5中上部的气态冷媒越来越多，储液器5中的液位开始下降，冷凝器20出口的冷媒开始出现过冷或者过冷度越来越大。当冷凝器20出口的冷媒过冷度偏大时，增大电子膨胀阀35的开度，随着其开度的增大，从液态冷媒出口管52进入蒸发器40的液态冷媒流量越来越小，储液器5中的液位开始上升，冷凝器20出口的冷媒过冷度越来越小。当室外换热器20出口冷媒的过冷度在目标范围内时，可以维持电子膨胀阀35的开度不变。这样，室外换热器20出口的冷媒有理想的过冷度，室内换热器40出口的冷媒有理想的过热度，系统可以高效可靠运行。

系统运行时，给四通换向阀81上电，则室内换热器40做冷凝器用，室外换热器20做蒸发器用，这时，通过电子膨胀阀31控制室外换热器20出口低压冷媒的过热度，通过电子膨胀阀35控制室内换热器40出口高压冷媒的过冷度，电子膨胀阀30全开，冷媒循环量调节原理可参考上一段的说明。

上两段的运行情况，用于家用空调装置来说比较理想。另外，常规的家用空调，在冬季对室外换热器进行除霜时，室外换热器中的冷凝压力很低，除霜效果不好，而本实施例中，冬季对室外换热器20进行除霜时，可以控制室外换热器20的冷凝压力，提升除霜效果，具体运行方法如下：除霜时，系统中制冷剂的循环路线与本实施例中给四通换向阀81断电时的循环路线一样，电子膨胀阀30也同样用来控制室内换热器40出口冷媒的过热度，电子膨胀阀31全开，那么，当冷凝压力偏低时，减小电子膨胀阀35的开度，储液器5中的液位开始下降，室外换热器20中的冷凝压力变大。当室外换热器20中的冷凝压力在目标范围内或者等于设定值时，如果室外换热器20出口冷媒的过冷度不低于目标值或目标区间的下限值，可以维持电子膨胀阀35的开度不变。当冷凝压力超出目标范围或者高出设定值时，根据冷凝器20出口冷媒的过冷度来控制电子膨胀阀35的开度，参见本实施例前述部分。这样，可以使系统在各种工况下高效、可靠运行。

如图9所示，为本发明制冷或热泵系统第七实施例的组成原理示意图。本实施例与上一实施例的不同之处在于：本实施例中增加了套管换热器21，套管换热器21的冷媒通道串接在压缩机10的排气口和四通换向阀81的d口之间的连通管道中，其水通道串接有供水泵71。

供水泵71不运行时，本实施例具有上一实施例的运行模式，其运行也可以参照上一实施例。

但是，在给四通换向阀81断电时，本实施例还多了一个热回收的运行模式，该模式下，供水泵71运行，电子膨胀阀35的开度是依据套管换热器21冷媒通道出口的冷媒过冷度来控制的，电子膨胀阀31全开，电子膨胀阀30节流，详情可以参照上一实施例中控制冷凝器20出口冷媒过冷度的说明。这时，套管换热器21作为冷凝器，室外换热器20作为过冷器(换热器20的换热风机或水泵要开启)，大大提高了系统效率。

此外，在给四通换向阀81断电时，本实施例还可再增加一个制取高温热水的模式，该种模式下，运行情况参照上一实施例中给四通换向阀81断电的说明，电子膨胀阀35的开度依据室外换热器20出口的冷媒过冷度来控制，电子膨胀阀31全开，电子膨胀阀30节流，但供水泵71是开启的，这样，可以用压缩机10排出的高温过热冷媒对套管换热器21中的水进行加热，制取高温热水。

同样，在给四通换向阀81上电时，本实施例多了一个制热加制热水的模式，该模式下，供水泵71运行，电子膨胀阀35的开度是依据套管换热器21冷媒通道出口的冷媒过冷度来控制的，电子膨胀阀30全开，电子膨胀阀31节流，这时，套管换热器21作为冷凝器，室内换热器40作为过冷器(换热器40的换热风机要开启)，大大提高了系统的制热量和效率。

此外，在给四通换向阀81上电时，本实施例还可再增加一个制取高温热水的模式，该种模式下，电子膨胀阀35的开度依据室内换热器40出口的冷媒过冷度来控制，电子膨胀阀30全开，电子膨胀阀31节流，但供水泵71是开启的，这样，可以用压缩机10排出的高温过热冷媒对套管换热器21中的水进行加热，制取高温热水。

如图10所示，为本发明制冷或热泵系统第八实施例的组成原理示意图。需要说明的是：本实施例是对上述本发明制冷或热泵系统第一实施例的改进，本实施例在上述本发明制冷或热泵系统第一实施例的基础上，增加了板式换热器45，板式换热器45的一个通道串接在冷凝器20与膨胀阀30之间的连通管道中，另一个通道串接在蒸发器40出口与压缩机10吸气口之间的连通管道中，电子膨胀阀35的一端连通板式换热器45和压缩机10吸气口之间的连通管道，另一端连通储液器5的气态冷媒出口管53。

与本发明制冷或热泵系统第一实施例不同，本实施例中膨胀阀30的开度是根据板式换热器45气态冷媒出口(连通压缩机10的吸气口)的冷媒过热度来控制的，详情可参考申请人递交的发明名称为“蒸发器出口冷媒低过热度或干度小于1的控制方法”的发明专利。这样，进入蒸发器40的为全液态的低压冷媒，从蒸发器40输出的可以是干度小于1的低压冷媒，从而使蒸发器40可以达到满液式蒸发器的换热效果，大大提升了系统的效率。

如图11所示，为本发明制冷或热泵系统第九实施例的组成原理示意图。本实施例与上一实施例的不同之处在于：本实施例中，电子膨胀阀35的一端连通板式换热器45和蒸发器40出口之间的连通管道，另一端连通储液器5的气态冷媒出口管53。这样的优势在于，可以使从储液器5的气态冷媒出口管53输出的冷媒中夹带的微量液滴经过板式换热器45过热后再进入压缩机，防止压缩机带液。

如图12所示，为本发明制冷或热泵系统第十实施例的组成原理示意图。其中，10为压缩机，20为室外换热器，30为膨胀阀，35为电子膨胀阀，40为室内换热器，5为储液器(采用上述储液器的第一实施例)，81为四通换向阀，82为气液分离器，45为板式换热器，91、92、93、94均为单向阀。四通换向阀81共有d口、e口、s口、c口四个连接口，四通换向阀81断电时，d口和c口连通且e口和s口连通，四通换向阀81上电时，d口和e口连通且c口和s口连通。压缩机10的排气口连通四通换向阀81的d口，板式换热器45的低压冷媒出口通过气液分离器82连通压缩机10的吸气口，储液器5的气态冷媒出口管53经由电子膨胀阀35与四通换向阀81的s口一起连通板式换热器45的低压冷媒进口，四通换向阀81的c口、室外换热器20、单向阀91、板式换热器45的高压侧、膨胀阀30、储液器5的冷媒进口管51、储液器5的液态冷媒出口管52、单向阀92、室内换热器40、四通换向阀81的e口依次串联连通，单向阀92与室内换热器40之间的连通管道上旁通有一条管道，该旁通管道经由单向阀93连通单向阀91和板式换热器45高压侧进口之间的管道，储液器5的液态冷媒出口管52与单向阀92之间的连通管道上也旁通有一条管道，该旁通管道经由单向阀94连通室外换热器20和单向阀91之间的管道，单向阀91、92、93、94的箭头方向为导通方向。

系统运行时，给四通换向阀81断电，压缩机10输出的高温高压冷媒依次经过四通换向阀81的d口、c口进入室外换热器20，并在室外换热器20中散热变为高压液体输出，然后经单向阀91进入板式换热器45的高压侧过冷，再进入膨胀阀30节流，变为低温低压的两相冷媒，再经过冷媒进口管51进入储液器5，储液器5中，液态冷媒在下部，气态冷媒在上部，储液器5中的低压液态冷媒从液态冷媒出口管52输出后经单向阀92进入室内换热器40中，并在室内换热器40中吸热蒸发变为具有一定干度的气液两相冷媒输出，而后依次经过四通换向阀81的e口、s口进入板式换热器45的低压侧，储液器5中的低压气态冷媒(可能夹带微量液滴)从气态冷媒出口管53输出后经电子膨胀阀35也进入板式换热器45的低压侧，在板式换热器45的低压侧，低压的气液两相冷媒被高压侧冷媒加热后，变为过热气体输出，最后经由气液分离器82回到压缩机10的吸气口。其中，根据板式换热器45低压冷媒出口冷媒的过热度来控制膨胀阀30的开度，根据室外换热器20出口(或者板式换热器45高压冷媒进口)冷媒的过冷度控制电子膨胀阀35的开度。当室外换热器20出口(或者板式换热器45高压冷媒进口)的冷媒没有过冷度或者过冷度偏小时，减小电子膨胀阀35的开度，储液器5中的液位开始下降，冷凝器20出口(或者板式换热器45高压冷媒进口)的冷媒开始出现过冷或者过冷度越来越大。当冷凝器20出口(或者板式换热器45高压冷媒进口)的冷媒过冷度偏大时，增大电子膨胀阀35的开度，储液器5中的液位开始上升，冷凝器20出口(或者板式换热器45高压冷媒进口)的冷媒过冷度越来越小。当室外换热器20出口(或者板式换热器45高压冷媒进口)冷媒的过冷度在目标范围内时，可以维持电子膨胀阀35的开度不变。另外，进入室内换热器40的是全液态的低压冷媒，从室内换热器40输出的是气液两相冷媒，从而使室内换热器40可以达到满液式蒸发器的换热效果，明显提升了系统效率。

系统运行时，给四通换向阀81上电，系统运行路线为：压缩机10的排气口→四通换向阀81的d口→四通换向阀81的e口→室内换热器40→单向阀93→板式换热器45的高压侧→膨胀阀30→储液器5的冷媒进口管51→储液器5的液态冷媒出口管52→单向阀94→室外换热器20→四通换向阀81的c口→四通换向阀81的s口→板式换热器45的低压侧→气液分离器82→压缩机10的吸气口，同时从储液器5的气态冷媒出口管53输出的气态冷媒(可能夹带微量液滴)经由电子膨胀阀35也进入板式换热器45的低压侧，并经由气液分离器82最终进入压缩机10的吸气口。其中，室内换热器40做冷凝器用，室外换热器20做蒸发器用，根据室内换热器40出口(或者板式换热器45高压冷媒进口)冷媒的过冷度控制电子膨胀阀35的开度，仍根据板式换热器45低压冷媒出口冷媒的过热度控制膨胀阀30的开度，室外换热器20可以达到满液式蒸发器的换热器效果，详情运行状况可参考上一段的说明。

同样，本实施例中，在冬季对室外换热器20进行除霜时，可以控制室外换热器20的冷凝压力，进而提升除霜效果。

最后应当说明的是：以上实施例仅用于说明本发明的技术方案而非对其限制，所属技术领域的普通技术人员应当理解，仍可以对本发明的具体实施方式及应用场合或领域进行修改或者对部分技术特征进行等效替换。所以，只要不脱离本发明技术方案的精神，均应该涵盖在本发明请求保护的技术方案范围当中。